鲜莲子剥壳机毕业设计说明书(编辑修改稿)

鲜莲子剥壳机毕业设计说明书(编辑修改稿)内容摘要：

成一个梯度的空间通道 ,这个通道 ,莲子槽和驱动轮的压力和切向摩擦力驱动轮的滚动状态 ,轧制过程中 ,莲子逐渐调整滚动位置长轴方向和基本垂直滚动的方向 ,达到理想的切割位置 ,然后输入驱动轮切割的切割幻灯片和构成通道 ,通道莲子 ,继续切割方式和驱动轮和 驱动轮的压力轧制条件下 ,切向摩擦的滑动导轨中间的刀片 ,当莲子通道减少刀片连续滚环切完成外壳。 莲子 脱壳 机 方案确定 经以上对比分析确定了最终的设计方案，采用两个工位，由电机作为动力的方案进行脱壳， 方案如图 所示。 图 新型 莲子 脱壳 机 本文设计的新型 莲子 脱壳 机主要包括电动控制部分、 涨紧调节 部分、 传送部分、弹性支撑等部分组成。 工作原理：人工将莲子导入大料斗中，莲子自动落入小料斗 ，电机通过减速机由链传动将动力分别传给两端输送带轮， 从而带动输送带的传动，输送带的从动带轮轮轴上面安装链轮，经链传 动将动力传给导向轮，随着导向轮的转动，莲子有序的落入输送带上，导向轮侧边设有滚轮， 随着滚轮与移动刀具的接触，在复位弹簧的作用下，实现刀具的左右移动，完成莲子的脱壳。 莲子 定位 解决 方案 为解决现有 莲子 脱壳 机器中普遍存在的 定位 等问题，进一步提高产品的质量和成品率，分析了现有机器定位对准方式，指出了产生上述不足的原因是由于没有考虑 莲子 大小不同引起 莲子 与 导向轮 相对位置的变化 莲子 脱壳 时， 导向轮 应始终对准枣核中心。 但 由于 莲子 的大小不同和定位不合理，使得 导向轮 经常偏离 莲子 核中心，造成 定位不准确现象，影响质量和成品率。 文中通过对不同大小红 莲子 定位后中心位置变化规律的定量分析，设计了 滚槽 对准机构，并对机构的对准误差和主要影响因素进行了详细分析。 该机构 能够调整 莲子 的位置 ，适应不同的大小变化。 图 导向轮 本章小结 首先针对本课题提出的要求，对市面上的各种 脱壳 机进行分析比较，了解他们之间的确缺点与长处，结合各种机构特点，设计出了新型 莲子 脱壳 机，主要包括 电动控制部分、涨紧调节部分、传送部分、弹性支撑等部分组成。 第 三 章 莲子 脱壳 机 设计 计算 链是标准件，因而链传动的设计计算主要是 根据传动要求选择链的类型、决定链的型号、合理地选择参数、链轮设计、确定润滑方式等。 一、链运动的主要失效形式 1．铰链磨损 链节在进入和退出啮合时，相邻链节发生相对转动，因而在铰链的销轴与套筒间有相对转动，引起磨损，使链的实际节距变长，啮合点沿链轮齿高方向外移。 当达到一定程度后，就会破坏链与链轮的正确啮合，导致跳齿或脱链，使传动失效。 链条磨损后节距变长的情况如图所示。 图中 Dp 为链节距的平均伸长量。 铰链磨损后实际上只是外链节节距伸长了 2Dp，即 p2=p+2Dp。 而内链节距是不变的，即 p1=p。 如图所示，可 知链轮节圆直径的增量为 Dd=Dp/sin(180176。 /z)。 由此可见，若 Dp 一定（通常许用伸长率 Dp/p≤ 3%），则 Dd随链轮齿数 z的增多而增大。 因此，为了保证链的使用寿命，不致过早产生跳齿或脱链，除应满足规定的润滑状态外，还有必要限制链轮的最大齿数。 a) b) 图 链条磨损 铰链磨损，过去是链传动的主要失效形式。 近年来，由于链和链轮的材料、热处理工艺、防护与润滑状况都有了很大的改进，链因铰链磨损而失效的形式已经退居次要地位。 只有那些不能保证所要求的润滑状态或防护装置不当的传动，磨损才会成为主要的失效原因。 2．疲劳破坏 由于链在运转过程中所受载荷不断改变，因而链是在变应力状态下工作的。 经过一定 循环次数后，链的元件将产生疲劳破坏。 滚子链在中 、低速时，链板首先疲劳断裂；高速时，由于套筒或滚子啮合时所受冲击载荷急剧增加，因而套筒或滚子先于链板产生冲击疲劳破坏。 在润滑充分和设计、安装正确的条件下，疲劳强度是决定链传动承载能力的主要因素。 3．铰链胶合 铰链在进入主动轮和离开从动轮时，都要承受较大的载荷和产生相对转动，当链轮转速超过一定数值时，销轴与套筒之间的承载油膜破裂，使金属表面直接接触并产生很大的摩擦，由摩擦产生的热量足以使销轴和套筒胶合。 在这种情况下，或者销轴被剪断，或者导致销轴、套筒与链板的紧配合松动，从而造成链传动迅速失效。 试验表明，铰链胶合与链轮转速关系极大，因此，链轮的转速应受胶合失效的限制。 4．链被拉断 在低速（ v）、重载或尖峰载荷过大时，链会被拉断。 链传动的承载能力受链元件静拉力强度的限制。 少量的轮齿磨损或塑性变形并不产生严重问题。 但当链轮轮齿的磨损和塑性变形超过一定程度后，链的寿命将显著下降。 通常，链轮的寿命为链条寿命的 2~3 倍以上。 故链传动的承载能力是以链的强度和寿命为依据的。 二、链传动的承载能力 传动在不同的工作情况下，其主要的失效形式也不同，如图 8– 13 所示就是链在一定寿命下，小链轮在不同转速下由于各种失效 形式限定的极限功率曲线。 1 是在良好而充分润滑条件下由磨损破坏限定的极限功率曲线； 2 是在变应力作用下链板疲劳破坏限定的极限功率曲线； 3 是由滚子套筒冲击疲劳强度限定的极限功率曲线； 4 是由销轴与套筒胶合限定的极限功率曲线； 5 是良好润滑情况下的额定功率曲线，它是设计时实际使用的功率曲线； 6 是润滑条件不好或工作环境恶劣情况下的极限功率曲线，在这种情况下链磨损严重，所能传递的功率比良好润滑情况下的功率低得多。 三、链传动主要参数的选择 1．链的节距和排数 链的节距大小反映了链节和链轮齿的各部分尺寸的大小，在一定条件下， 链的节距越大，承载能力越高，但传动不平稳性、动载荷和噪声越严重，传动尺寸也增大。 因此设计时，在承载能力足够的条件下，尽量选取较小节距的单排链，高速重载时可采用小节距的多排链。 一般载荷大、中心距小、传动比大时，选小节距多排链；中心距大、传 动比小，而速度不太高时，选大节距单排链。 链条所能传递的功率 P0 可由下式确定 ≥ Pc=KAP 式中 P0––– 在特定条件下，单排链所能传递的功率 (kW)； Pc–––– 链传动的计算功率 (kW)； KA–––– 工况系数，若工作情况特别恶劣时， KA值应比表值大得多； 工况系数 KA 载荷种类 输 入 动 力 种 类 内燃机－液力传动 电动机或汽轮机 内燃机－机械传动 平稳载荷 中等冲击载荷 较大冲击载荷 KZ––– 小链轮齿数系数 KP––– 多排链系数； KL––– 链长系数，链板疲劳查曲线 1，滚子套筒冲击疲劳查曲线 2。 根据式求出所需传递的功率，再由查出合适的链号和链节距。 小链轮齿数系数 KZ Z1 9 10 11 12 13 14 15 16 17 KZ K162。 Z Z1 19 21 23 25 27 29 31 33 35 KZ K162。 Z 多排链系数 KP 排数 1 2 3 4 5 6 KP 1 图 链长系数 2．传动比 i 链传动的传动比一般应小于 6，在低速和外廓尺寸不受限制的地方允许到 10，推荐i=2~。 传动比过大将使链在小链轮上的包角过小，因而使同时啮合的齿数少，这将加速链条和轮齿的磨损，并使传动外廓尺寸增大。 3．链轮齿数 z 链轮齿数不宜过 多或过少。 齿数太少时， 1）增加传动的不均匀性和动载荷； 2）增加链节间的相对转角，从而增大功率消耗； 3）增加链的工作拉力（当小链轮转速 n转矩 T1 和节距 p一定时，齿数少时链轮直径小，链的工作拉力增加），从而加速链和链轮的损坏。 但链轮的齿数太多，除增大传动尺寸和重量外，还会因磨损而实际节距增长后发生跳齿或脱链现象机率增加，从而缩短链的使用寿命。 通常限定最大齿数 ≤120。 按静强度校核链条： 由于链条处于低速重载传动中，其静强度占主要地位。 由参考文献 [5]知，链条静强度计算式： pfctA nFFFK Qn  式中： n —— 静强度安全系数； AK —— 工况系数， 由机械手册 取 AK ； Q —— 链条极限拉伸载荷， 347KNQ ； tF —— 有效圆周力， 10001000 tPFv cF —— 离心力引起的力， 2 cF qv， 其中 q 为链条质量，可由 机械手册 ： mq ； fF —— 悬垂力， 100 )s in( qgaKF ff  其中 fK 为系数， 1fK ， a 为中心距，  为两轮中心线对水平面的倾角 ， 90 ，则 ( s in ) 6 NffK qgaF  pn —— 许用安全系数， 8~4pn。 代入数据得： A t c fpQnK F F Fn  符合强度要求。 （ 3） 链轮结构尺寸的设计计算 链轮主要由齿圈、轮毂、轮辐和加强筋组成。 链轮齿形的设计必须遵循以下原则： ○1 保证链条顺利的啮入和啮出； ○2 具有足够的容纳链条节距伸长的能力； ○3 防止链条跳动而掉链； ○4 具有合理的作用角； ○5 齿廓曲线与链传动的工况相适应； ○6 加工。