購買設計請充值后下載，，資源目錄下的文件所見即所得，都可以點開預覽，，資料完整，充值下載可得到資源目錄里的所有文件。。?！咀ⅰ浚篸wg后綴為CAD圖紙，doc,docx為WORD文檔，原稿無水印，可編輯。。。具體請見文件預覽，有不明白之處，可咨詢QQ:12401814
湘潭大學興湘學院
畢業(yè)設計說明書
題 目： 山楂去核機
專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化
學 號： 2010963116
姓 名： 李佳
指導教師： 秦衡峰
完成日期： 2014年5月29日
目錄
摘要 1
Abstract?? 2
1 引言 3
1.1 本文研究的目的和意義 3
1.2 國內外核果類去核機械的發(fā)展情況 3
2山楂去核機設計 4
2.1山楂去核機的原理設計 4
2.1.1執(zhí)行系統(tǒng)的方案設計 5
2.1.2山楂去核機的功能 5
2.1.3工藝動作分解 5
2.1.4切刀往復直線運動的實現(xiàn)機構 5
2.1.5旋轉盤間歇轉動的實現(xiàn)機構 5
2.1.6 執(zhí)行機構的協(xié)調設計 5
2.1.7機械運動方案的的選擇和判定 5
2.2 電動機的選擇 5
2.2.1 選擇電動機系列和結構形式 5
2.2.2 確定電動機容量 6
2.2.3確定電動機型號 6
2.3確定傳動裝置的總傳動比及各級傳動比 6
2.3.1帶輪基準半徑 6
2.3.2傳動帶輪的設計 6
3減速器的設計 8
3.1傳動比的設計 8
3.1.1確定總的傳動比 8
3.1.2分配傳動比 8
3.1.3 計算傳動裝置運動和動力參數(shù) 9
3.2 蝸輪蝸桿傳動設計 9
3.2.1選z1，z2 9
3.2.2蝸輪轉矩T2 10
3.2.3載荷系數(shù)K 10
3.2.4材料系數(shù)ZE 10
3.2.5許用接觸應力[0H] 10
3.2.6 md1 10
3.2.7導程角 10
3.2.8滑動速度Vs 10
3.2.9嚙合效率 10
3.2.10傳動效率 10
3.2.11檢驗md1的值 11
3.3確定傳動的主要尺寸 11
3.3.1中心距a 11
3.3.2蝸桿尺寸 11
3.3.3蝸輪尺寸 11
3.3.4熱平衡計算 12
3.3.5潤滑方式 12
3.3.6蝸桿、蝸輪軸的結構設計 12
3.4軸的設計 14
3.4.1 蝸輪軸的設計 14
3.4.2選擇軸的材料 14
3.4.3初步估算軸的最小直徑 14
3.4.4軸的結構設計 14
3.4.5按彎扭合成應力校核軸的強度 14
3.4.6軸的結構簡圖 17
3.4.7 蝸桿軸的設計 17
3.4.8 選擇軸的材料 17
3.4.9初步估算軸的最小直徑 17
3.4.10軸的結構設計 17
3.5 蝸輪軸的軸承的選擇和計算 18
3.5.1軸承的徑向載荷 18
3.5.2軸承的軸向載荷 18
3.5.3計算當量動載荷 18
3.6 蝸桿軸的軸承的選擇和計算 19
3.7減速器鑄造箱體的主要結構尺寸 19
4 減速器其它零件的設計 20
4.1鍵聯(lián)接的選擇和強度校核 20
4.1.1高速軸鍵聯(lián)接的選擇和強度校核 20
4.1.2 低速軸與蝸輪聯(lián)接用鍵的選擇和強度校核 21
4.2 聯(lián)軸器的選擇和計算 21
4.2.1 高速軸輸入端的聯(lián)軸器 21
4.2.2 低速軸輸出端的聯(lián)軸器 21
4.3 減速器的潤滑 21
5 切刀壓縮彈簧的設計 22
5.1彈簧的受力計算 22
5.1.1計算彈簧受力 22
5.1.2 選材料：一般選用碳素彈簧鋼絲65Mn或琴鋼絲 22
5.1.3 查表計算許用用力 22
5.1.4 選擇彈簧旋繞比C 22
5.1.5 計算鋼絲直徑：d 22
5.1.6 計算彈簧中徑 22
5.1.7 計算彈簧有效圈數(shù) 22
5.2 計算實驗載荷 22
5.2.1 自由高度 23
5.2.2 節(jié)距計算 23
5.2.3 彈簧螺旋角 23
5.2.4 彈簧的穩(wěn)定性計算 23
5.2.5 彈簧的展開長度 23
6 間歇傳動結構的設計計算 23
6.1間歇運動機構的選型 23
6.2.棘輪機構的尺寸計算 23
6.2.1棘輪機構的運動系數(shù)確定棘輪齒面傾斜角 23
6.2.2確定棘輪的齒數(shù)Z 23
6.2.3 確定da df ,及p 24
6.3 山楂定位盤尺寸 24
6.4 山楂定位盤主軸 24
6.4.1選擇軸的材料 24
6.4.2 初步估算軸徑 24
6.4.3 軸的結構設計 24
6.4.4 軸的強度驗算 24
6.4.5 求垂直面上軸承的支反力及主要截面的彎矩 25
6.4.6 求水平面上軸承的支反力及主要截面的彎矩 25
6.4.7 截面C處垂直和水平的合成彎矩 25
6.4.8 按彎矩合成應力較核軸的強度 25
總結 26
致謝 27
參考文獻 28
摘要
我國目前的山楂去核機械的發(fā)展狀況比較落后，由于缺少良好的設備，加工手段落后，生產效率低，致使一些地區(qū)水果積壓腐爛現(xiàn)象，給果農造成很大的經(jīng)濟損失。山楂去核手工作業(yè)現(xiàn)在在中國仍然是主要的加工手段，不僅占用大量勞動力、勞動強度大、生產效率低，而且衛(wèi)生安全得不到有效的保障。去核作業(yè)是山楂加工工序中十分重要的前處理工序。以往的手工操作遠不能滿足現(xiàn)代山楂加工的需求，不僅占用大量的勞力、勞動強度大、生產效率低，且產品質量難以控制。本設計主要是為了解決山楂去核作業(yè)的勞動強度大，安全衛(wèi)生，提高生產效率，降低山楂果實破損率，保證山楂產品的質量。因此，小型山楂去核機有很好的應用前景。
關鍵詞：山楂；去核機；設計。
Abstract??
Development?situation?of?China's?current?Hawthorn?nuclear?machinery?is?relative-hly?backward,?due?to?the?lack?of?good?equipment,?processing?methods?are?backward,?low?production?efficiency,?resulting?in?some?areas?appear?fruit?backlog?rotten?phenom-enon,?caused?great?economic?losses?to?farmers.?Hawthorn?nuclear?manual?operation?n-ow?in?China?is?still?the?main?means?of?processing,?not?only?takes?up?a?lot?of?labor,?hig-h?labor?intensity,?low?productivity,?and?health?and?safety?are?not?effectively?guarantee.?Pitted?pretreatment?procedure?is?very?important?in?the?process?of?hawthorn?processing.?The?old?manual?operation?cannot?meet?the?modern?Hawthorn?processing?requirement-s,?not?only?takes?up?a?lot?of?labor,?labor?intensity?is?high,?the?production?efficiency?is?l-ow,?and?the?product?quality?is?difficult?to?control.?This?design?is?mainly?to?solve?the?Hawthorn?nuclear?operation?labor?intensity,?safety?and?health,?improve?production?effi-ciency,?reduce?the?damage?rate?of?hawthorn?hawthorn?fruit,?guarantee?the?quality?of?t-he?products.?Therefore,?application?prospect?of?small?Hawthorn?nuclear?machine?has?avery?good.
Keywords:?haw；stoner；design
1 引言
1.1 本文研究的目的和意義
我國地域遼闊、資源豐富。具有得天獨厚的發(fā)展水果加工業(yè)的良好條件。水果加工已成了農民致富的一條主要途徑，不論是社會效益還是經(jīng)濟效益都是十分可觀的。核果類水果主要是指桃、杏、李、山楂、紅棗、及橄欖等。它們在水果總產量中占有較大比列，以它們?yōu)樵牧?，加工成飲料、罐頭、果脯及果干制品時，去核作業(yè)是水果加工業(yè)中十分重要的前處理工序。以往的手工操作遠不能滿足現(xiàn)代水果加工的需求，不僅占用大量的勞力，勞動強度大，生產效率低，且產品質量難以控制。但是我們也看到，在果樹種植業(yè)蓬勃發(fā)展的今天，由于缺少性能良好的設備，加工手段落后，生產效率低，有些地區(qū)還出現(xiàn)鮮果品積壓腐爛現(xiàn)象，給果農造成不應有的經(jīng)濟損失。許多地區(qū)的果品加工廠，其前處理環(huán)節(jié)，如去核、去皮、清洗等，至今基本上靠手工或十分簡陋的工具完成。因此在我國發(fā)展去核機械等前處理設備，取代手工作業(yè)是十分必然的趨勢。針對中國水果資源豐富、分布廣泛的特點，特別要加大對中小型去核機具的研制，以適應廣大果農及小型果品加工廠的需求。只有這樣，才會有豐富多彩的食品來滿足人們的需求，才能保護果農種植的積極性。
1.2 國內外核果類去核機械的發(fā)展情況
國外20世紀60年代就著手研制水果去核機，至20世紀80年代初美國、意大利、荷蘭等國相繼推出了粘核桃去核機、橄欖去核機等。去核機械基本上實現(xiàn)了自動化。經(jīng)過數(shù)十年的發(fā)展，已日趨完善、成熟。目前，正向著節(jié)能型和機電一體化發(fā)展，以電腦自控為主。但中國的去核機具發(fā)展緩慢，遠遠落后于種植業(yè)的發(fā)展。
日本生產一種刮板式去核機，去核后的果肉可達5毫米左右，由篩孔排出，核桃從尾端排出，該機適應于粘核型桃的去核加工，它具有成本較低，生產率高，去核效果好等特點。國內也研制了橄欖去核機，它可以依靠果脯組裝在鏈條或滾筒上，形成輸送和定位，并采用一排刀具，對橄欖進行多刀去核作業(yè)，其生產效率比使用單刀的設備高得多。
美國FMC公司80年代初向市場推出了一種自動轉矩式粘核桃去核機。每分鐘可加工80個桃子，其生產率約為800kg/h左右。該機采用十四個小杯對桃子進行定位和輸送。每個杯子底部有一個凸起的小轉軸。小軸在鏈條帶動下始終旋轉著，只要杯內桃子的凹部不在小凸起的上方，桃子外圈就會與凸起接觸并被帶動旋轉著，直到正確的位置為止。這時，桃子保持直立狀態(tài)，劈刀將果內劈成兩半后夾持桃子的兩個橡膠夾板相向轉動150度，使果肉與桃核分離。該機可以加工季節(jié)連續(xù)工作而不必停機潤滑，調節(jié)和清洗也十分方便。由于它保持了去核果肉后的完整性，因此，比較適合于罐頭、果脯和果干加工廠使用。由于該機機構復雜成本較高，而國內罐頭、果脯等視頻均屬于微利產品，因此，在我國推廣起來存在一些難度。
中國研制的核果水果去核機具，按其結構特點和工作部件的不同，大體可分為剖分式、對輥式和捅桿式等幾大類。中國目前的去核機械有剖分式去核機、對輥式去核機、捅桿式去核機、打漿式去核機、刮板式去核機、凸齒滾筒分離凹版式去核機幾種形式。中國去核機械存在突出的問題有果肉損失率較高、去核后果實破損率高、機械性能不穩(wěn)定、通用性差、作業(yè)成本高、科技含量低等。
2山楂去核機設計
2.1山楂去核機的原理設計
2-1山楂去核機結構圖
如圖所示為小型山楂，主要包括去核刀具、山楂定位盤、定位盤主軸、傳動間歇棘輪、曲柄、傳動軸、連桿、擋板、電動機、減速器、皮帶輪。其中，去核刀具能夠去掉山楂的內核，且保證山楂不變形；山楂定位盤能夠給山楂定位；確保去核刀具能準確地去掉山楂的內核；傳動間歇棘輪，能夠在曲柄的轉動過程中，每30度轉動一下，進而使山楂定位盤間歇傳動；曲柄，每轉動一圈帶動棘輪轉動30度；連桿在曲柄轉動過程中，帶動去核刀具的上下運動和拉動棘輪的轉動，當曲柄使去核刀具向下去核運動時，連桿對棘輪無作用，山楂定位圓盤不轉動，當曲柄帶動刀具向上運動時，連桿拉動棘輪轉動，棘輪與下面的山楂定位盤通過軸連接，從而使山楂定位盤轉動到下一個待去核的山楂處，擋板的作用是收集去核后的山楂。山楂去核機的工作原理是：發(fā)動機發(fā)動后，通過皮帶輪傳把動力傳給減速器，減速器減速后，帶動曲柄轉動，一邊，曲柄的轉動帶動連桿的往復運動，連桿與棘輪通過圓頭拉桿連接，另一邊，曲柄的轉動帶動去核刀具的上下運動完成山楂去核的工作，曲柄每轉動一周，帶動棘輪轉動個角度，在主軸的轉動下帶動山楂定位圓盤的轉動，進而使山楂定位圓盤帶動山楂轉動到刀具的下方，當曲柄往下轉動時，連桿不推動棘輪運動，山楂定位圓盤固定在去核刀具的下方，去核刀具在曲柄的推動下，向下運動完成山楂的去核工作，曲柄向上運動時，連桿拉動棘輪，山楂定位圓盤轉動到下一個待去核山楂處。山楂隨刀具向上時，遇到擋板脫落到山楂定位圓盤上隨盤轉動，隨后掉落到收集處。
2.1.1執(zhí)行系統(tǒng)的方案設計
機械執(zhí)行系統(tǒng)的方案設計是機械系統(tǒng)總體方案設計的核心，它對機械能否實現(xiàn)預期的功能、性能的優(yōu)勢、經(jīng)濟效益的好壞都起著決定性的作用。
2.1.2山楂去核機的功能
山楂去核機是利用切刀的往復直線運動及旋轉工作盤的間歇傳動來完成連續(xù)去核作業(yè)處理，其總功能可分為送料、沖核、退回三個分功能。
2.1.3工藝動作分解
根據(jù)上述分析，山楂去核機要求完成的工藝動作有一下幾個動作：
（1） 加料：這一動作可以進行人工加料；
（2） 沖核：要求切刀自上向下運動前，旋轉盤做一次間歇傳動；
（3） 操作盤間歇傳動：以完成送料、沖核、退回三個工位的轉換。
2.1.4切刀往復直線運動的實現(xiàn)機構
選擇電動機為動力源，此機構是具有將連續(xù)的回轉運動變換為往復直線運動的功能。實現(xiàn)該功能的機構如下：
（1） 擺動從動件圓柱凸輪：凸輪具有易設計的特點，它還能準確有效地預測所產生的基本趨勢、工作行為、結構和壽命等，具有良好的運動性能和動力性能；
（2） 對心曲柄滑塊機構：這種低副機構具有良好的動力特性和運動特性、運動副幾何封閉，制造簡單等優(yōu)點。
（3） 偏置曲柄滑塊機構：與對心曲柄滑塊機構相比較，具有增力、急回特性等特點。
2.1.5旋轉盤間歇轉動的實現(xiàn)機構
棘輪機構、槽輪機構、不完全齒輪機構均可實現(xiàn)間歇傳動。由于旋轉盤間歇轉動速度要求低速，輕載，且需要準確地轉位，故選用棘輪機構。
2.1.6 執(zhí)行機構的協(xié)調設計
山楂去核機由減速傳動裝置、沖壓機構、間歇運動機構組成。在送料期間，切刀不能壓到操作盤上，顯然，切刀自上向下運動前，操作盤做一次間歇傳動，所以切刀與操作盤之間的運動，在時間順序和空間位置上有嚴格的協(xié)調配合要求。
2.1.7機械運動方案的的選擇和判定
現(xiàn)在可以按給定條件、各執(zhí)行機構的相容性和盡量使結構簡單、空間布局緊湊等要求來選擇方案，由此可選擇兩個結構比較簡單的方案：
方案1：沖壓機構為偏置曲柄滑塊機構，旋轉盤間歇機構為棘輪機構。
方案2：沖壓機構為擺動從動件圓柱凸輪機構，旋轉盤間歇機構為槽輪機構。
評定：偏置曲柄滑塊機構的往復直線運動具有增力、急回特性等功能，故最后選擇方案1為山楂去核機的機械運動方案。
2.2 電動機的選擇
2.2.1 選擇電動機系列和結構形式
電動機選擇應保證：
Po≧Pr
式中：Po———電動機額定功率，KW；
Pr———工作機所需電動機功率，KW。所需電動機功率由下式計算：
Pr=Pw/?
式中：Pr———工作機所需有效功率，由工作機的工藝阻力及運行參數(shù)確定；
?———電動機到工作機的總效率，％。
本電機主要為山楂定位圓盤提供動力，操作盤的轉速設定為48r/min，這樣的速度適合人工放置山楂的便捷，并且效率最高。
按工作要求和工作條件，選用一般用途的Y系列三相異步電動機。它為臥式封閉結構，具有防止灰塵、鐵屑或其他雜物侵入電動機內部的特點。
2.2.2 確定電動機容量
切刀的輸出功率Pw
根據(jù)實驗分析：設定切刀的工作力F=2500N，設定切刀的速度為0.7m/s，則切刀的輸出功率為：Pw=FV/1000=2500×0.7/1000=1.77KW
電動機的輸出功率為Pd
傳動裝置的總效率為：?=?1?32?3?4?25
式中，?1、?2、?3、?4、?5為電動機至切刀各傳動機構的效率；由機械設計課程設計手冊：查表得：V帶傳動：?1=0.96，滾動軸承?2=0.98，減速器?3=0.95，棘摩擦輪傳動?=?1?2?3?24=0.85
電動機的額定功率Pd=PW/?=1.1/0.8=1.38
由機械設計手冊表12-1
選取電動機的額定功率為Ped=1.5KW
2.2.3確定電動機型號
通過查表可知，可選電動機Y9132M-8型電動機。
Y1001-6型電動機的主要性能
電動機型號
額定功率（/KW）
同步轉速（r/min）
滿載轉速（r/min）
質量（KG）
Y100L-6
1.5
1000
940
33
2.3確定傳動裝置的總傳動比及各級傳動比
2.3.1帶輪基準半徑
電動機帶輪基準半徑為75mm
減速器帶輪基準半徑為177.5mm
可知帶傳動傳動比為i1=2.5
若要使操作盤轉速保持在48r/min，則電動機轉速應為（900-1000）r/min。查表可知，選擇Y100L-6，其功率為1.5KW。
2.3.2傳動帶輪的設計
（1）計算功率
Pca=KP=1×1.5=1.5KW
（工作情況系數(shù)=K=1.0）
（2） 皮帶輪的帶型選取
根據(jù)np =940r/min,pca=1.5KW確定使用Z型普通V帶
電動機帶輪基準直徑：取主動輪基準直徑D1=150mm
減速器帶輪基準直徑：D2=i×D1=2×177.5=355mm（傳動比i=2.5）
（3） 驗算帶的速度
V=πD1n/60×1000=π×150×1400/60×1000=11＜25m/s合適
初步選取中心距 a0=1.5（d1＋d2）=1.5×(150＋355)=757.5mm
a0取760mm，符合0.7（D1＋D2)＜a0＜2（D1＋D2),
L0=2a0＋π/2（d2+d1）+（d2－d1)2/4a0=2×760＋π/2(350+150)+(350-150)2/4 ×760 =2318.56mm 則實際中心距：
a≈a0＋(Ld-L0)/2=760+(2500-2318.56)/2=848.22.mm
驗算電動機帶輪上的包角：
ɑ1=1800-（d2-d1)×57.30≈167.850>1200，合適。
（4）計算Z型普通V帶根數(shù)
令d1=50mm,n1=940r/min
查表式中：p0為單根V帶的基本額定功率，取0.14KW
?p0為單根V帶額定功率的增量，取0.02KW
KL長度系數(shù)， 取0.99
Kɑ為包角系數(shù)，取0.98
Z=，取z=1根
（5）求作用在帶輪軸上的壓力
可知q=0.06kg/m,
帶所能傳遞的最大有效拉力，當考慮離心力的不利影響時，
單根帶所需的預緊力，用帶入
前式，并考慮包角對所需預緊力的影響，可將F0的計算式子寫為：
式中：q為v帶單位長度質量，0.06kg/m
故由 可得
計算帶傳動在軸上的力（簡稱壓軸力）FQ
為了設計安裝帶輪的軸和軸承，必須確定帶傳動作用在軸上的力FQ，如果不
考慮帶兩邊的拉力差，則壓軸力可以近似的按帶的兩邊的預緊力F0的合力
來計算：
（6）各帶輪的結構設計
設計V帶輪時應滿足的要求有：質量小，結構工藝好，無過大的鑄造內應力， 轉速高時要經(jīng)過平衡，輪槽工作面要精細加工，（表面粗糙度一般為3.2?m），以 減少帶的磨損，各槽的尺寸應保持一定的精度，以使載荷分布較為均勻等。依照此要求
電動機相連的主動輪
其帶輪基準直徑d=38mm
因為與電動機相連的主動輪和從動輪的傳動比為i=1.5，因此與電機帶輪相連的減速器帶輪直徑d=355mm
3減速器的設計
3.1傳動比的設計
3.1.1確定總的傳動比
由選定的電動機滿載轉速nm和工作機的總轉速n，可得傳動裝置的總傳動比是：
i在6-24范圍內可以選用
故采用耳機展開式此輪傳動減速器，為使兩大齒輪浸油深度相近，故取
3.1.2分配傳動比
較核實際傳動比：
傳動比誤差：
3.1.3 計算傳動裝置運動和動力參數(shù)
減速箱內三根軸的轉速如下：
I軸：
nI=
II軸：
nII=
Ⅲ軸：
nⅢ=
各軸的輸入功率為：
I軸：
II軸：
pⅡ=
Ⅲ軸：
3.2 蝸輪蝸桿傳動設計
一.選擇蝸輪蝸桿類型、材料、精度?
根據(jù)GB/T10085-1988的推薦，采用漸開線蝸桿（ZI）蝸桿材料選用45鋼，整體調質，表面淬火，齒面硬度45~50HRC。蝸輪齒圈材料選用ZCuSn10Pb1，金屬模鑄造，滾銑后加載跑合，8級精度，標準保證側隙c。
3.1 計算步驟
1.按接觸疲勞強度設計
設計公式≥mm
3.2.1選z1，z2：
查表7.2取z1=2，
z2= z1×n1／n2=2×1440／73.96=38.94≈39.
z2在30～64之間，故合乎要求。
初估=0.82
3.2.2蝸輪轉矩T2：
T2=T1×i×=9.55×106×5.8×19.47×0.82／1440=614113.55 Nmm
3.2.3載荷系數(shù)K：
因載荷平穩(wěn)，查表7.8取K=1.1
3.2.4材料系數(shù)ZE
查表7.9，ZE=156
3.2.5許用接觸應力[0H]
查表7.10，[0H]=220 Mpa
N=60×jn2×Lh=60×73.96×1×12000=5.325×107
ZN===0.81135338
[H]=ZN[0H]= 0.81135338×220=178.5 Mpa
3.2.6 md1：
md1≥ =1.1×614113.55×=2358.75mm
初選m，d1的值：
查表7.1取m=6.3 ，d1=63
md1=2500.47〉2358.75
3.2.7導程角
tan= =0.2
=arctan0.2=11.3°
3.2.8滑動速度Vs
Vs= =4.84m/s
3.2.9嚙合效率
由Vs=4.84 m/s查表得 ν=1°16′
1 ==0.2/0.223=0.896
3.2.10傳動效率
取軸承效率 2=0.99 ，攪油效率3=0.98
=1×2×3=0.896×0.99×0.98=0.87
T2=T1×i×=9.55×106×5.8×19.47×0.87／1440=651559.494Nmm
3.2.11檢驗md1的值
md1≥=0.×651559.494×=1820＜2500.47
原選參數(shù)滿足齒面接觸疲勞強度要求.
3.3確定傳動的主要尺寸
m=6.3mm，=63mm，z1=2，z2=39
3.3.1中心距a
a==154.35mm
3.3.2蝸桿尺寸
分度圓直徑d1 d1=63mm
齒頂圓直徑da1 da1=d1+2ha1=(63+2×6.3)=75.6mm
齒根圓直徑df1 df1=d1﹣2hf=63﹣2×6.3
(1+0.2)=47.88mm
導程角 tan=11.30993247° 右旋
軸向齒距 Px1=πm=3.14×6.3=19.78mm
齒輪部分長度b1 b1≥m(11+0.06×z2)=6.3×(11+0.06×39)=84.04mm
取b1=90mm
3.3.3蝸輪尺寸
分度圓直徑d2 d2=m×z2=6.3×39=245.7mm
齒頂高 ha2=ha*×m=6.3×1=6.3mm
齒根高 hf2= (ha*+c*)×m=(1+0.2)×6.3=7.56mm
齒頂圓直徑da2 da2=d2+2ha2=245.7+2×6.3×1.2=230.58mm
齒根圓直徑df2 df2=d2﹣2m(ha*+c*)=384﹣19.2=364.8mm
導程角 tan=11.30993247° 右旋
軸向齒距 Px2=Px1=π m=3.14×6.3=19.78mm
蝸輪齒寬b2 b2=0.75da1=0.75×75.6=56.7mm
齒寬角 sin(α/2)=b2/d1=56.7／63=0.9
蝸輪咽喉母圓半徑 rg2=a—da2／2=154.35﹣129.15=25.2mm
3.3.4熱平衡計算
①估算散熱面積A
A=
②驗算油的工作溫度ti
室溫：通常取。
散熱系數(shù)：Ks=20 W/(㎡·℃)。
73.45℃＜80℃
油溫未超過限度
3.3.5潤滑方式
根據(jù)Vs=4.84m/s，查表7.14，采用浸油潤滑，油的運動粘度V40℃=350×10-6㎡/s
3.3.6蝸桿、蝸輪軸的結構設計(單位：mm)
①蝸輪軸的設計
最小直徑估算
dmin≥c×
c查《機械設計》表11.3得 c=120 dmin≥=120× =47.34
根據(jù)《機械設計》表11.5，選dmin=48
d1= dmin+2a =56 a≥(0.07～0.1) dmin=4.08≈4
d2=d1+ (1～5)mm=56+4=60
d3=d2+ (1～5)mm=60+5=65
d4=d3+2a=65+2×6=77 a≥(0.07～0.1) d3=5.525≈6
h由《機械設計》表11.4查得 h=5.5
b=1.4h=1.4×5.5=7.7≈8
d5=d4﹣2h=77﹣2×5.5=66
d6=d2=60
l1=70+2=72
②蝸桿軸的設計
最小直徑估算
dmin≥c× = 120×=19.09 取dmin=30
d1=dmin+2a=20+2×2.5=35 a=(0.07～0.1)dmin
d2=d1+(1～5)=35+5=40
d3=d2+2a=40+2×2=44 a=(0.07～0.1)d2
d4=d2=40
h查《機械設計》表11.4
蝸桿和軸做成一體，即蝸桿軸。蝸輪采用輪箍式，青銅輪緣與鑄造鐵心采用H7/s6配合，并加臺肩和螺釘固定，螺釘選6個
幾何尺寸計算結果列于下表：
名 稱
代號
計算公式
結 果
蝸桿
中 心 距
=
a=154.35
傳 動 比
i=19.47
蝸桿分度圓
柱的導程角
蝸桿軸向壓力角
標準值
齒 數(shù)
z1=2
分度圓直徑
齒頂圓直徑
齒根圓直徑
=47.88
蝸桿螺紋部分長度
名 稱
代號
計算公式
結 果
蝸輪
中 心 距
=
a=154.35
傳 動 比
i=19.47
蝸輪端面
壓力角
標準值
蝸輪分度圓柱螺旋角
o
齒 數(shù)
=
=39
分度圓直徑
齒頂圓直徑
=258.3
齒根圓直徑
蝸輪最大
外圓直徑
3.4軸的設計
3.4.1 蝸輪軸的設計
3.4.2選擇軸的材料
選取45鋼，調質，硬度HBS=230，強度極限=600 Mpa，由表查得其許用彎曲應力=55Mpa 查《機械設計基礎》（表10-1、10-3）
3.4.3初步估算軸的最小直徑
取C=120，得dmin≥=120× =47.34mm
根據(jù)《機械設計》表11.5，選dmin=63
3.4.4軸的結構設計
① 軸上零件的定位、固定和裝配
單級減速器中，可將齒輪按排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，周向固定靠平鍵和過渡配合。兩軸承分別以軸肩和套筒定位，周向則采用過渡配合或過盈配合固定。聯(lián)軸器以軸肩軸向定位,右面用軸端擋，圈軸向固定.
鍵聯(lián)接作周向固定。軸做成階梯形，左軸承 從做從左面裝入，齒輪、套筒、右軸承和聯(lián)軸器依次右面裝到軸上。
② 確定軸各段直徑和長度
Ⅰ段d1=50mm L1=70mm
Ⅱ段選30212型圓錐滾子軸承，其內徑為60mm，寬度為22mm。故Ⅱ段直徑d2=60mm。
Ⅲ段考慮齒輪端面和箱體內壁、軸承端蓋與箱體內壁應有一定距離，則取套筒長為38mm。故L3=40mm，d3=65mm。
Ⅳ段d4=77mm,L4=70mm
Ⅴ段d5=d4+2h=77+2×5.5=88mm,L5=8mm
Ⅵ段d6=65mm,L6=22mm
Ⅶ段 d7=d2=760mm,L7=25
3.4.5按彎扭合成應力校核軸的強度
① 繪出軸的結構與裝配圖 (a)圖
②繪出軸的受力簡圖 (b)圖
③繪出垂直面受力圖和彎矩圖 （c）圖
N
N
N
軸承支反力：
N
FRBV=Fr+FRAV =33.88+16.94=50.82N
計算彎矩：
截面C右側彎矩
截面C左側彎矩
④繪制水平面彎矩圖 (d)圖
軸承支反力：
截面C處的彎矩
⑤繪制合成彎矩圖 (e)圖
Nm
低速軸的彎矩和轉矩
(a)軸的結構與裝配 (b)受力簡圖 (c)水平面的受力和彎矩圖
d)垂直面的受力和彎矩圖 (e)合成彎矩圖 (f)轉矩圖 (g)計算彎矩圖
Nm
（6） 繪制轉矩圖 (f)圖
×105 Nmm=586 Nm
⑦繪制當量彎矩圖 (g)圖
轉矩產生的扭剪應力按脈動循環(huán)變化，取0.6，截面C處的當量彎矩為
Nm
⑧校核危險截面C的強度
＜，
安全。
3.4.6軸的結構簡圖3.3所示
蝸輪軸的結構圖
3.4.7 蝸桿軸的設計
3.4.8 選擇軸的材料
選取45鋼，調質處理，硬度HBS=230，強度極限=650 Mpa，屈服極限=360 Mpa，彎曲疲勞極限=300 Mpa，剪切疲勞極限=155 Mpa，對稱循環(huán)變應力時的許用應力=60 Mpa。
3.4.9初步估算軸的最小直徑
最小直徑估算
dmin≥cx= 120x=19.09 取dmin=20
3.4.10軸的結構設計
按軸的結構和強度要求選取軸承處的軸徑d=35mm，初選軸承型號為30207圓錐滾子軸承（GB/T297—94），采用蝸桿軸結構，其中，齒根圓直徑mm
分度圓直徑mm，齒頂圓直徑mm，長度尺寸根據(jù)中間軸的結構進行具體的設計，校核的方法與蝸輪軸相類似，經(jīng)過具體的設計和校核，得該蝸桿軸結構是符合要求的，是安全的，軸的結構見圖3.4
軸承的選擇和計算
3.5 蝸輪軸的軸承的選擇和計算
按軸的結構設計，初步選用30212（GB/T297—94）圓錐滾子軸承，內徑d=60mm,外徑D=110mm,B=22mm.
計算軸承載荷
3.5.1軸承的徑向載荷
軸承A：
軸承B：
3.5.2軸承的軸向載荷
軸承的派生軸向力
查表得：30212軸承15°38′32″
所以，=17.173N
=23.89N
無外部軸向力。
因為＜，軸承A被“壓緊”，所以，兩軸承的軸向力為
3.5.3計算當量動載荷
由表查得圓錐滾子軸承30211的
取載荷系數(shù)，
軸承A：＜e
取X=1，Y=0，則
軸承B：＜e
取X=1，Y=0，則
3.6 蝸桿軸的軸承的選擇和計算
按軸的結構設計，選用30207圓錐滾子軸承（GB/T297—94），經(jīng)校核所選軸承能滿足使用壽命，合適。具體的校核過程略。
3.7減速器鑄造箱體的主要結構尺寸（單位：mm）
(1) 箱座（體）壁厚：=≥8，取=15，其中=154.35；
(2) 箱蓋壁厚：=0.85≥8，取=12；
(3) 箱座、箱蓋、箱座底的凸緣厚度：，；
(4) 地腳螺栓直徑及數(shù)目：根據(jù)=154.35，得，取df=18,地腳螺釘數(shù)目為4個；
(5) 軸承旁聯(lián)結螺栓直徑：
(6) 箱蓋、箱座聯(lián)結螺栓直徑：=9～14.4，取=12；
(7) 表2.5.1軸承端蓋螺釘直徑：
高速軸
低速軸
軸承座孔（外圈）直徑
100
130
軸承端蓋螺釘直徑
12
16
螺 釘 數(shù) 目
6
6
(8) 檢查孔蓋螺釘直徑：本減速器為一級傳動減速器，所以取=10；
(9) 軸承座外徑：，其中為軸承外圈直徑，
把數(shù)據(jù)代入上述公式，得數(shù)據(jù)如下：
高速軸：，取，
低速軸：，?。?
(10) 表2.5.2螺栓相關尺寸：
18
=12
锪孔直徑
36
30
26
至箱外壁的距離
24
20
18
至凸緣邊緣的距離
20
18
16
(11) 軸承旁聯(lián)結螺栓的距離：以螺栓和螺釘互不干涉為準盡量靠近，一般??；
(12) 軸承旁凸臺半徑：20，根據(jù)而得；
(13) 軸承旁凸臺高度：根據(jù)低速軸軸承外徑和扳手空間的要求，由結構確定；
(14) 箱外壁至軸承座端面的距離：，取=48；
(15) 箱蓋、箱座的肋厚：＞0.85，取=12，≥0.85，取=14；
(16) 大齒輪頂圓與箱內壁之間的距離：≥，取=16；
(17) 鑄造斜度、過渡斜度、鑄造外圓角、內圓角：鑄造斜度=1：10，
過渡斜度=1：20，鑄造外圓角=5，鑄造內圓角=3。
4 減速器其它零件的設計
4.1鍵聯(lián)接的選擇和強度校核
4.1.1高速軸鍵聯(lián)接的選擇和強度校核
高速軸采用蝸桿軸結構，因此無需采用鍵聯(lián)接。
4.1.2 低速軸與蝸輪聯(lián)接用鍵的選擇和強度校核
(1) 選用普通平鍵（A型）
按低速軸裝蝸輪處的軸徑d=77mm，以及輪轂長 =73mm，
查表，選用鍵22×14×63 GB1096—2003。
(2) 強度校核
鍵材料選用45鋼，查表知，鍵的工作長度mm，mm，按公式的擠壓應力
小于，故鍵的聯(lián)接的強度是足夠的。
4.2 聯(lián)軸器的選擇和計算
4.2.1 高速軸輸入端的聯(lián)軸器
計算轉矩，查表取，有，，查表選用TL5型彈性套柱銷聯(lián)軸器，材料為35鋼，許用轉矩，許用轉速r/min，標記：LT5聯(lián)軸器30×50 GB4323—84。
選鍵，裝聯(lián)軸器處的軸徑為30mm，選用鍵8×7×45 GB1096—79，
對鍵的強度進行校核，鍵同樣采用45鋼，有關性能指標見（2.6.2），鍵的工作長度mm，mm，按公式的擠壓應力
＜，合格。所以高速級選用的聯(lián)軸器為LT5聯(lián)軸器30×50 GB4323—84，所用的聯(lián)結鍵為8×7×45 GB1096—79。
4.2.2 低速軸輸出端的聯(lián)軸器
根據(jù)低速軸的結構尺寸以及轉矩，選用聯(lián)軸器LT8聯(lián)軸器50×70 GB4323—84，所用的聯(lián)結鍵為14×9×60 GB1096—79，經(jīng)過校核計算，選用的鍵是符合聯(lián)結的強度要求的，具體的計算過程與上面相同，所以省略。
4.3 減速器的潤滑
減速器中蝸輪和軸承都需要良好的潤滑，起主要目的是減少摩擦磨損和提高傳動效率，并起冷卻和散熱的作用。另外，潤滑油還可以防止零件銹蝕和降低減速器的噪聲和振動等。
5 切刀壓縮彈簧的設計
5.1彈簧的受力計算
5.1.1計算彈簧受力
假設彈簧端克服果核的力，則彈簧受力為:
其中山楂核dl
彈簧還需克服山楂下降重力：
G=mv?=/4
其中R為山楂核半徑
彈簧受合力：F合=F+G
考慮制造加工藝術，增加1.2倍系數(shù)
5.1.2 選材料：一般選用碳素彈簧鋼絲65Mn或琴鋼絲
選取65Mn，鋼絲直徑d=1.5mm
5.1.3 查表計算許用用力：
查表I類載荷的彈簧考慮
材料的抗拉強度b與鋼絲直徑d有關
查表b=2150~2450Mpa
安全系數(shù)K=1.1~1.3，可取K=1.2，則b=1791.7~2041.7Mpa
因此b=1791.7Mpa
查表，取切變模量G=
查表，取許用用力
5.1.4 選擇彈簧旋繞比C：
根據(jù)表初步選C=20
5.1.5 計算鋼絲直徑：d
其中K為曲度系數(shù)，取K=1.1~1.3
F為彈簧受力
5.1.6 計算彈簧中徑
D=cd
5.1.7 計算彈簧有效圈數(shù)
則總圈數(shù)n總=n+nl
5.2 計算實驗載荷
5.2.1 自由高度
H0=nt+1.5d=55
其中：t為初步估算節(jié)距
系列值H0取整值
5.2.2 節(jié)距計算
t=(H0-1.5d)/n=2.3
5.2.3 彈簧螺旋角
5.2.4 彈簧的穩(wěn)定性計算
5.2.5 彈簧的展開長度：
L=πDnl/cos=80mm
6 間歇傳動結構的設計計算
6.1間歇運動機構的選型
能實現(xiàn)間歇運動的機構有：棘輪機構、槽輪機構、不完全齒輪機構。如前面的傳動方案，選擇棘輪機構，其棘輪機構具有結構簡單、制造容易、運動較為平穩(wěn)，能準確控制轉動的角度、機械效率高等優(yōu)點，一般應用在轉速不高和要求間歇的傳動裝置中。
6.2.棘輪機構的尺寸計算
6.2.1棘輪機構的運動系數(shù)確定棘輪齒面傾斜角。
為了使棘爪推動棘輪時能始終緊壓，齒面滑向齒根部，要求棘輪齒面傾斜角必須大于棘輪與棘爪之間的摩擦角，即 。
6.2.2確定棘輪的齒數(shù)Z
棘輪的最小轉角min為
min=s/l
所以Z==12
6.2.3 確定da df ,及p
df=da-2h=
P=πm=
L=2p=2
6.3 山楂定位盤尺寸
考慮到人工放置山楂的舒適度問題以及作業(yè)的工作效率，本設計采用直徑300mm的圓盤作為定位盤，圓盤上分布12個直徑為10mm的山楂定位孔，為了使定位盤工作穩(wěn)定可靠不產生傾斜，本設計采用雙鍵連接軸，基孔制配合為H7。
6.4 山楂定位盤主軸
6.4.1選擇軸的材料
該軸武特殊要求，選用45號鋼調質處理230-280，查表得
6.4.2 初步估算軸徑
取軸d=20mm
6.4.3 軸的結構設計
根據(jù)估算軸徑和軸上零件的布置，進行軸的機構設計，確定軸上與定位盤聯(lián)結鍵截面尺寸為bh=8mm7mm配合為H7/r6。滾動軸承內圈與軸的配合采用基孔制，軸的尺寸公差為m6。在軸的兩端均制成2倒角。
6.4.4 軸的強度驗算
（1） 主軸上間歇輪上的作用力大小
轉矩：
圓作用直徑：
圓周力：
徑向力：
軸向力：
6.4.5 求垂直面上軸承的支反力及主要截面的彎矩
界面C處彎矩為：
6.4.6 求水平面上軸承的支反力及主要截面的彎矩
截面C處彎矩為：
6.4.7 截面C處垂直和水平的合成彎矩
6.4.8 按彎矩合成應力較核軸的強度
進行較核時，只較核軸上的最大彎矩和扭矩的截面強度，由公式：
式中a——為應力折算系數(shù)：
M-------軸上危險截面處的當量彎矩，
W——軸上危險截面處的抗彎矩截面系數(shù)，
取a=0.6，計算截面上的應力：
前面已選定軸的材料為45號鋼，調質處理，查表得，由
總結
設計畢業(yè)設計十五周時間，在這段時間里，我學到了很多知識，讓我受益匪淺。本次設計主要是根據(jù)現(xiàn)有的設計標準進行設計，嚴格依據(jù)設計標準和有關規(guī)范設計與計算。畢業(yè)設計培養(yǎng)了我：
1、 綜合運用機械設計及其他先修課的知識，進行機械設計訓練，使已學知識得以鞏固、加深和擴展；
2、 學習和掌握通用機械零件、部件、機械傳動及一般機械的基本設計方法和步驟，培養(yǎng)學生工程設計能力和分析問題，解決問題的能力；
3、 提高在計算、制圖、運用設計資料進行經(jīng)驗估算及考慮技術決策等機械設計方面的基本技能和Soild edge 技術。對于這次畢業(yè)設計，由于時間倉促和自己所學軟件的熟練程度等因素，使這次畢業(yè)設計沒有達到最完美的效果，這不能不說是本次設計的遺憾之處。不過，它至少啟發(fā)了我的思維，提高了我的動手能力，使我應用了以前soild edge軟件中沒有用到的工具，同時，使我將以前的所學的書本知識又重新溫習了一遍，這為我在今后的工作崗位上發(fā)揮自己的才能奠定了堅實的基礎。各種各樣的機械設備一般都要實現(xiàn)生產工藝過程和操作過程的自動化，這就要求進行各種機構的的創(chuàng)新設計和常見機構的組合應用。因此，機械課程畢業(yè)設計對于培養(yǎng)學生對機械運動機構的構思和設計能力起到至關重要的作用。
時間過得很快，畢業(yè)設計馬上就要結束了，通過這段時間的努力，設計順利得完成，從中還學到了大量的知識，我相信在以后的學習和工作中肯定會用得到。
致謝
歷時近四個月的時間，終于將畢業(yè)設計的圖紙部分和說明書都做完了，在論文的寫作與設計圖的繪制過程中遇到了無數(shù)的困難和障礙，都在同學和老師的幫助下度過了。尤其要強烈感謝我的設計指導老師 秦衡峰老師，他對我們進行了無私的指導和幫助，不厭其煩的幫助我進行的修改和改進。在此向幫助和指導我的各位老師表示最衷心的感謝！
本設計從選題、方案論證到課題的研究都是在導師秦衡峰老師的全面、悉心指導下完成的。在設計期間，導師在論文研究方面和設計過程中給與悉心指導，大力支持和幫助。尤其是導師嚴謹?shù)目茖W研究精神，惜時如金的工作態(tài)度深深地影響了本人，使學生受益匪淺。在此表示衷心感謝，并致以崇高的敬意。
感謝我的同學和朋友，在我寫論文的過程中給予我很多素材，還在說明書的撰寫和排版過程中提供熱情的幫助。
本次畢業(yè)設計的順利完成離不開老師和同學的協(xié)助指導，借此只言片語，對他們熱心而無私的幫助表示衷心的感謝。
由于我的學術水平有限，所寫設計和說明書難免有不足之處，懇請各位老師和同學批評和指正！
參考文獻
[1]武清，山楂制品加工技術[J]，現(xiàn)代農業(yè)科學，2009.06：194-19
[2]官新波，山楂自動去核機器的設計[J]，今日科苑，2008，13：136.
[3]金瑩，何蔚娟，張秀軍，核果類水果去核機現(xiàn)狀的分析[J]，中國農村小康科技，2005，03：33-34
[4]陳芳，劉法治，鄧春巖。山楂去核定位機理的研究與定位機構的初步設計[J]，河南職技師學院學報，1999，01：30-33
[5]陳芳，鄧春巖，鄭玉才，山楂去核機的機構設計[J]，河北農業(yè)技術師范學院學報，1997，02：45-48
[6]陳芳，中心定位式山楂去核機的設計[J]，糧油加工與食品機械，1997，05：27-28
[7]喬立新，山楂去核問題的探討[J]，中國藥房，2002，05：56
[8]王群，邵長發(fā)，張少英，山楂去核原理和去核機研究[A]，中國機械工程學會包裝和食品機械學會，全國包裝和食品機械與食品加工學術討論會/包裝和食品機械專業(yè)學會第二屆學術年會討論集，中國機械工程學會包裝和食品機械學會：1991：8
[9]王群，邵長發(fā)，山楂加工形狀及去核機機構參數(shù)研究[J]，農產品加工，2011，04；39-43
[10]高愿君，山楂的利用與加工上[J]，農產品加工，2011，04：39-43
[11]黃貴平，傅忠林，對2000年版中國藥典山楂去核的商榷[J]，基層中藥雜志，2001，04：60
[12]封銀海，山楂去核新方法[J]，中成藥研究，1982，06：45
28