离心式红枣分级机毕业设计.docx
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本科毕业设计（论文）通过答辩
前
言
红枣分级是红枣加工过程中的一个重要环节，红枣分级质量的好坏直接影响红枣的经济效益。
目前，红枣的分级加主要依靠人工，劳动强度大，生产成本高，而且分级质量受人为因素影响严重，分级质量无法确保。
红枣的分级问题已经成为制约红枣产业发展的一个因素。
红枣业种植地区干枣增值低，市场销售的干枣大多数是通货或少量的人工分级，大部分以原料形式出售，附加值低，竞争处于劣势，红枣加工的滞后制约枣种植区红枣业的发展。
目前，随着人民消费水平不断提高，消费者对于高品质红枣的需求也不断增加。
作为枣农既要满足消费者需求又要使红枣增值，只有通过红枣的加工才能同时满足二者的要求。
离心式红枣分级机是红枣加工必不可缺的初级设备。
离心式红枣分级机是利用离心原理，根据红枣质量的不同，在高速离心力的作用下，红枣能按质量不同，从各出口排出，从而达到分级的目标。
该机构主要由螺旋槽、机架、出料收集槽、传动机构等组成。
初步设定将红枣分为三级，螺旋槽壁有一倾斜角，红枣在高速离心力作用下沿螺旋槽内壁旋转，并且靠离心力对螺旋槽内壁产生的摩擦力克服自身重力，随螺旋槽旋转做螺旋线运动，质量大的红枣在上层，质量小的在下层，最终从不同的螺旋槽壁出口排出，进入出料收集槽，从出料收集槽的不同出口排出，达到分级目的。
关键词：
离心式；红枣；分级机
目
录
1绪论 1
1.1研究对象及内容 1
1.2国内研究现状及分析 1
1.3可行性分析 2
2离心式红枣分级机的总体设计 3
2.1离心式红枣分级机的工作原理 3
2.2红枣的受力分析及螺旋槽转速的确定 4
2.3螺旋槽体转动惯量的计算 5
2.4分离红枣所需的功率 7
3传动装置的设计 8
3.1电动机的选择 8
3.2普通V带传动的设计计算 8
4轴的设计 11
4.1轴的材料 11
4.2轴的刚度校核 11
4.3轴承的选择 12
4.4轴承的校核 13
5机架的设计 14
总结 15
致谢 16
参考文献 17
1绪论
1.1研究对象及内容
目前，全国红枣栽培面积近2250万亩，总产约305万吨（平均单产约135公斤）。
但内
地大部分红枣主产区降雨多，病虫害比较严重，红枣不易充分成熟，干枣品质逐年下降，近年来，全国红枣干枣主产区开始向新疆转移。
新疆南疆地区，由于降水少，气候干燥，光照充足，自然条件十分有利于红枣自然成熟和加工，单产高，品质好，内地红枣加工、销售等龙头企业纷纷落户新疆。
新疆的红枣产业处在快速发展的进程中，兵团规划到2012年建设高产高效标准化红枣园200万亩，红枣总产80万吨以上，新疆的红枣产业发展潜力巨大。
自“十一五”以来，随着农村产业结构的调整和市场经济的迅速发展，枣树栽培规模和
产量在迅速扩大，在有些地方已经成为地区经济的主导产业之一。
随着枣产品国际贸易的迅速攀升，也带动了红枣加工企业的迅速发展。
在红枣加工和商品化处理过程中，红枣的分级分选是一个非常重要的关键环节，无论是鲜枣收购、贮藏保鲜，还是加工制干、定量包装等
环节，作为红枣商品化加工处理的第一步，就是对红枣进行分级分选，将不同品级的红枣分开，以利于后续加工和提高产品的附加值。
据调研，分级包装后大小一致的优质“和田玉枣”
市场销售价已达260元/kg，但如果红枣制品中大小混杂，形状、颜色和成熟度等一致性差，其销售价格将大大降低。
传统的人工分选的方法很难适应红枣产业化、规模化发展需求。
因此，红枣分级设备的研究与发展将有助于解决目前红枣生产中对分级设备的迫切需求，同时也能够提高红枣的商品价值，提高劳动生产率，对提高红枣产业的经济效益具有重要意义。
1.2国内研究现状及分析
我国对于分级技术的研究经历了如下三个阶段：
20世纪70年代末，以引进国外技术及
设备为主，国内对此基本上是空白的；20世纪80至90年代，我国加工技术逐步发展起来，人们逐渐认识到了分级技术的重要性，于是开始引进、学习国外先进技术，并开始进行新设备的开发工作，国内开始出现分级设备的研究机构和生产厂家，20世纪90年代中期以来，由于市场对分级技术及设备的要求越来越高，并且此时国内对分级技术的研究积累也达到了一定程度，且取得了显著进步，并开发出了诸多具有自主知识产权的新技术、新设备。
但尽管如此，与发达国家相比，中国目前在分级领域仍然存在大型设备不足、工艺控制技术落后、磨耗和单位产品能耗偏高、特殊粒形的生产工艺和设备落后等问题。
下面就应用于干果分级机上的分级装置的类型介绍如下：
（1）锥辊式分级装置
锥辊式分级装置采用的是一对相对转动的锥形辊，干果在两锥形辊的带动下不停地上升和下落，同时，干果在重力和上端干果对其侧向挤压力的共同作用下沿锥形辊向下移动，直至两锥形辊的间隙大于干果的直径时，干果通过间隙落下。
（2）圆孔筛分级装置
圆孔筛是在圆筒的筒壁上打许多孔，孔的大小根据要分级物料的大小设计，圆孔筛与水平线有一倾斜角度。
筛孔由右往左逐渐变大，干果在重力和离心力的共同作用下沿筛壁下滑并通过合适的孔口落下。
该装置的一个缺点是：
在分级的过程中，有时会出现干果堵塞筛孔的现象，尤其是在干果大量喂入时。
（3）平面振动筛分级装置
振动筛分级装置是由三个筛子组成。
筛子振动时，干果与筛面产生相对滑动，尺寸小于筛孔的干果有可能通过筛孔，掉入下筛，其余的留在筛面上，并沿筛面流向一侧，由集料口收集。
（4）栅条滚筒式分级装置
9
该装置筛分部分由三段滚筒组成，每段滚筒的栅条间隙不同，第一级到第三级栅条的间隙逐渐增大。
干果在筛筒内轴向随着滚筒一起做圆周运动；轴向上由于干果具有弹性而且筛筒与水平面有一定的夹角所以作曲线或直线运动。
当干果进入筛筒时，厚度尺寸小的干果在离心力的作用下从第一级被分离出来，厚度尺寸较大的干果在滚筒的带动下运动到下一级继续筛选，如此重复直到第四级干果从侧面出料斗分出为止。
1.3可行性分析
尽管机械式红枣分级技术存在明显的缺陷，但由于一方面使用对象大多是种植规模较小的枣农;另一方面我国基于机器视觉红枣分级技术大都处于试验室及探索阶段，且价格昂贵，机械式红枣分级机在一段时间内还有广大市场。
随着红枣分级技术的发展，基于机器视觉的红枣分级机在特定使用对象方面取代现有的机械式红枣分级机是必然趋势。
本机构利用离心原理，根据红枣质量的不同，在高速离心力的作用下，红枣能按质量不同，从各出口排出，从而达到分级的目标。
该机构主要由螺旋槽、机架、出料收集槽、传动机构等组成。
本课题重点研究的问题:
（1）省电耐用、方便快捷、操作简便、效率高、体积小、寿命长、安全等优点；
（2）可将不同等级的红枣按质量进行分级；
（3）分级机构在工作时的可靠性，安全性；
（4）结构紧凑，运转平稳，工作可靠，且维修方便；
（5）红枣分级机的合理转速。
2离心式红枣分级机的总体设计
2.1离心式红枣分级机的工作原理
离心式红枣分级机是利用离心原理，根据红枣质量的不同，在高速离心力的作用下，红枣能按质量不同，从各出口排出，从而达到分级的目标。
该机构主要由螺旋槽、机架、出料收集槽、传动机构等组成。
初步设定将红枣分为三级，螺旋槽壁有一倾斜角，红枣在高速离心力作用下沿螺旋槽内壁旋转，相对螺旋槽壁静止，并且靠离心力对螺旋槽内壁产生的摩擦力克服自身重力，随螺旋槽旋转做螺旋线运动。
在相同转速下，质量大的红枣受到的离心力大，先于质量小的红枣移动到上层，质量小的红枣因为受到的离心力小无法挤到上层，因而分布在质量大的红枣的下层，这样，在倾斜的螺旋槽壁上，质量大的红枣在上层，质量小的红枣在下层。
当红枣运动到螺旋槽下面的出口时，不同质量的红枣从不同的螺旋槽壁出口排出，同时，此时红枣以一定的速度进入出料收集槽。
出料收集槽与水平面有2度的夹角，并且出料收集槽上下面是倾角为5度的圆锥面，保证红枣从出料斗的出口排出而不是从出料收集槽掉下去。
最终红枣从不同出料口口排出，达到分级目的。
该机的结构如图2-1所示：
图2-1红枣分级机的总体结构
1、进料斗2、机架3、螺旋槽
4、出料收集装置5、电机6-8、带轮传动装置
该机构主要由螺旋槽、机架、出料收集槽、传动机构等组成。
根据螺旋槽的高度、螺距、半径以及螺旋槽外壁倾角确定螺旋槽转数，从而确定带轮传动机构传动比。
根据设计，该机构通过离心力达到分离红枣的目的，须严格控制进料量，所以初步确定该机构处理红枣能力为1m³/h，约为500kg/h。
2.2
红枣的受力分析及螺旋槽转速的确定
红枣绕螺旋面轴线的回转运动是红枣跟随螺旋槽转动的运动,是红枣的绝对回转运动。
临界转速ni可以通过假定物料在碟形筛面上处于相对静止时的受力情况来求得。
取一质量
为m的红枣作为研究对象,此时它受到自身重力FG、离心力FL、筛面的支撑力FN和摩擦力
Ff的作用,如图2-2所示：
O
图2-2红枣受力分析
FG=mg
（2-1）
FL=mriw2
i
（2-2）
=FNtanj
其中，
（2-3）
Ff
式中:
m红枣质量;
g重力加速度;
ri籽粒在螺旋槽壁某点绕螺旋槽轴线的回转半径;
wi临界回转角速度;
j物料与筛面的摩擦角。
由于物料在筛面上处于相对静止状态,所以在x方向和y方向为平衡状态,即
åx=FLcosq-Ff-FGsinq=0
（2-4）
åy=FNcosq-FLsinq-FGcosq=0
（2-5）
（2-1）、（2-2）、（2-3）、（2-4）、（2-5）式联立求解得：
wi=
即
n=30
gtan（q+j）/ri
gtan（q+j）/r
（2-6）
（2-7）
S=0.33m
2.3
沿y轴旋转的转动惯量
（2-10）
i p i
根据螺旋槽的设计，取ri=0.25m,g=10m/s²,j=16.7°
q=70°
将它们代入式（2-7）
得
ni=251r/min
即当转速达到251r/min
时，处于螺旋壁与螺旋面的红枣受力平衡，相对于螺旋槽壁静
止，处于螺旋槽壁上层的红枣回转半径大于ri，同样在251r/min
下将受到更大的力，沿螺
旋槽壁相对向上运动。
螺旋槽的最大回转半径
Ri=Scosq+ri
（2-8）
其中S是螺旋槽的螺距，
将式（2-8）代入式（2-7）得
nRi=210r/min
所以，螺旋槽转速范围为210r/min
到251r/min
。
选取ni=251r/min
为工作转速。
螺旋槽体转动惯量的计算
因为螺旋槽的半径比较大，有一定质量，在高速转速下必须考虑其转动惯量，否则，机器将不能正常工作。
通过查阅机械设计手册，螺旋槽的转动惯量可以通过以近似用薄壁截顶圆锥的转动惯量公式计算。
薄壁截顶圆锥侧面积
A=p（R
+r）h2+（R-r）2
（2-9）
J=1m（R2+r2）
y
2
螺旋槽壁的厚度b为2mm,螺数为4.5，选用材料为冷轧薄钢板；主轴的长度h为2.4m，
半径r为0.08m，选用材料为45钢。
螺旋槽体的剖面如图2-4，它的转动惯量可以近似的用
薄壁截顶圆锥的转动惯量公式计算。
=1m
2
bd i
（R2-r2）=0.939kgm2
hr=95kg
Jbd
螺旋槽壁侧面的转动惯量
螺旋轴的转动惯量
图2-4螺旋槽剖面
根据式（2-9）、（2-10），得
螺旋槽的侧表面积
A=（
c
p
R+r）s（
2
i
i
+
R-r）4.5
2
2
i
i
´ =
3.000m
螺旋槽底表面积约为
Ad=p（Ri2-r2）´4.5=1.809m2
螺旋槽壁侧面的质量
mbc=Acbr=47kg
其中r为钢铁的密度，r=7850kg/m3
螺旋槽壁底面的质量
mbd
=Adbr=28kg
螺旋轴的质量
mzhou=pr2
螺旋槽壁的底面转动惯量
J
bc
=
1
2
m（R+r）4.514kgm
2
2
bc i
i
=
2
当转速为251r/min
2.4
J
zhou
=1m
2
zhou
r2=0.076kgm2
螺旋槽的总转动惯量
J=5.53kgm2
螺旋体的总质量
M=170kg
时螺旋槽体的单位时间功率
P=1Jw2/1s=1.916kW
luo
2
分离红枣所需的功率
根据设计，该机构通过离心力达到分离红枣的目的，须严格控制进料量，所以初步设定该机构处理红枣能力为1m³/h，约为500kg/h。
因为功率与螺旋槽体的大小、转速和生产率有关。
设物料进入螺旋槽体时的初速度为零,沿螺旋槽壁边缘卸出时的最高速度为螺旋槽壁边缘的线速度（忽略相对速度）,即V=Rω,其中R为螺旋槽壁的中间出口的半径,ω为螺旋槽体的旋转角速度。
则单位时间内单个红枣所获得的能量为:
E =1mV2-mgh
ge
2
（2-11）
式中:
h是红枣在螺旋槽体内所下降的高度,h=1.8m。
如果已知离心式红枣分级机的的产量Q=1m³/h,物料容重C=0.5（t/m³）,则根据（2-11）式可计算出所需轴功率:
Pzhou
=
QCéë（Rw）2-2ghùû
7.2
+Pluo=1.916kW+0.892kW
=2.808kW
考虑到启动扭距和传动效率等因素,配备电机所需功率为
Pdj
=kPzhou
h
a
（2-12）
式中:
k为储备系数（k取1.1）;
ha为总传动效率。
ha=h1h2
（2-13）
式中：
h1为带传动效率，取0.95；
h2为轴承的传动效率，取0.98。
ha=0.931
将ha、k、Pzhou的值代入式（2-12）得
Pdj=3.318kW
额定功率
/kW
电动机重
量/kg
参考价
格
/元
传动装置的传动比
同步转速
满载转速
总传动比
V带传动
3.2
普通V带传动的设计计算
（1）初始条件
传动功率P（kW）:
4
3传动装置的设计
本设计的传动装置主要由电机、大带轮、小带轮和皮带组成。
带传动是通过中间挠性件
（带）传递运动和动力的，适用于两轴中心距较大的场合。
在这种场合下与广泛应用的齿轮传动相比，带传动具有结构简单，成本低廉等优点。
3.1电动机的选择
已知大带轮转速为251r/min，普通V带传动的传动比一般范围为2到4，所以电机转速
可选750r/min或1000r/min。
因为低转速电动机的极对数多，转矩也大，因此外廓尺寸及重量都较大，价格较高；高转速电动机则相反。
因此确定电机转速时要综合考虑，分析比较电动机及传动装置的性能，尺寸、重量和价格等因素。
通常多选用同步转速为1000r/min
或1500r/min的电机。
如无特殊要求，一般不选用750r/min的电动机。
考虑到成本等因素，
选取同步转速为1000r/min,型号为Y132M1-6的不带底脚有凸缘电动机。
其性能参数如表3-1：
表3-1电动机的性能参数
电动机型号
电动机转速/（r/min）
Y132M1-6
4
1000
960
73
900
3.8
3.8
主动轴转速n1（r/min
）:
960
从动轴转速n2（r/min
）:
250
传动比:
i=960/251=3.825，取i=3.8。
（2）选定带型和基准直径
设计功率Pd（kW）
：
4
带型
工况系数
：
A
：
1
小带轮基准直径dd1（mm）:
160
大带轮基准直径dd2（mm）:
=608
dd2=idd1
取dd2=600（虽使nⅠ
略有减小，但其范围小于5％，允许）。
（3）验算带速V
V=
pdd1nd1
60´1000 60´1000
=p´600´251=7.9m/s
带速在5～25m/s
范围内，合适。
（4）求V带基准长度Ld和中心距a0
初步选取中心距取a0
因
0.7
（dd1+dd2）＜a0＜2（dd1+dd2），
故
532mm
＜a0＜1520mm，
取a0=1100mm。
基准长度Ld
L=2a0+（d
p
+d）+
（d d）
d2 d1
-
2 p
（600-160）2
d0
2
d1 d2
4a
=2´1100+（600+160）+
0
2
4´1100
≈3437mm
对A型带选用Ld=3550mm，计算实际中心距
a≈a
0+
L-L
d
2
d0»1156.5mm=1157mm
（5）验算小带轮包角α
1
1=180°
-dd2-dd1´57.3°=158.21°>120°；合适。
a
α
（6）求V带根数z
Z=
P
c
（P0+DP0）KaKl
（3-1）
根据n1=960r/m，dd1=160mm和A型带。
取单根V带额定功率P0=1.95kW.
取V带额定功率增量DP0=0.11kW.
由α1=158.21°，查表《机械设计基础》表13-7，可知包角修正系数Ka=0.95.
取带长修正系数Kl=1.17，则由公式（3-1）
（7）求初拉力
取A型带单位长度质量q=0.10kg/m，故单根V带的张紧力
得Z=1.45，取2根。
F0
=
500
（
2.5k p
-
a
）
dj 2
kzv
+
qv
=177.56N
a
（8）作用在带轮轴上的压力
FQ=2zF0sin
a
2=´´
22177.56
´
sin158.21°
2
=697.43N
（9）带轮的结构设计
（a）主动轮的结构设计
带轮的材料采用铸铁，牌号HT150.为实心式，如图3-1所示
图3-1
主动轮带轮小带轮基准直径dd1（m）:
160
大带轮基准直径dd2（m）
:
600
（b）带轮的结构及带传动的布置，如图3-2所示：
图3-2
17
轴的材料
C
4轴的设计
4.1轴的材料
轴的材料主要是碳刚和合金刚。
由于碳刚比合金刚价格便宜，对应力集中的敏感性较低，同时也可以用热处理或化学热处理的办法提高其耐磨性和抗疲劳强度。
通过查阅《机械设计基础》表14-1，因为设计的轴承受径向载荷不大，选用35钢作为轴的材料。
螺旋主轴如图
4-1。
图4-1螺旋主轴
因本设计的轴主要承受转矩，按扭转强度计算，初步计算轴径，取C=135，则
dmin=C
3 =40.26m，
Pd
ni
因有1个键槽，扩大1.14倍，即dmin=40.26×1.14≈
45.90m≈46m
因为本设计中螺旋轴上要焊接螺旋叶片，轴径不能太小约为螺旋叶片直径的六分之一，
最小处直径d=70m>dmin,符合要求。
表4-1常用材料的[t]值和C值
[t]
Q235,20
35
45
40Cr，35SiMn
12-20
20-30
30-40
40-52
160-135
135-118
118-107
107-98
4.2
轴的刚度校核
轴的扭矩计算
电动机输出转矩：
T
d
=9550pd=38.2N·
n
m
M
（4-1）
式中：
pd为电动机额定功率，
nm为电动机转速
主轴输入转矩：
T=Td´i´h1´h2=38.2´3.8´0.95´0.98=135.14NM
（4-2）
轴的强度条件：
t
T
=T
W 0.2d3
=
T
T
（4-3）
式中：
tT—扭转切应力，单位为MPa;
T—轴所受的扭矩，单位为Nmm；
；
WT—轴的抗扭截面系数，单位为mm3
n—轴的转速，单位为r/min;
P—轴传递的功率，单位为Kw;
[tT]—需用扭转切应力，单位为MPa;
d—计算截面处轴的直径，单位为mm；
将T和dx的值代入式（4-3），得
t
T
=T
T
W 0.2d3
=
=1.6MPa<[t]
T
T
x
该轴的材料为Q235，满足强度条件，轴是安全的。
4.3轴承的选择
轴两端由轴承固定在机架上。
根据轴受力和轴径的不同，，本设计选用的轴承是：
深沟球轴承,和推力球轴承，采用脂润滑。
已知螺旋轴上端ds=70mm，所以选内径为70mm的深沟球轴承，在机械设计手册中选
择深沟球轴承，选择型号为61194GB/T276—1994的轴承。
所选的轴承基本参数如下：
轴承外径：
B=16mm，D=100mm
基本额定动载荷：
Cr=23.7kN
螺旋轴下端轴肩直径为dx=80mm，选内径为80mm的推力球轴承，选择型号为
51116GB/T301—1995的轴承。
所选的轴承基本参数如下：
轴承外径：
B=19mm，D=105mm
基本额定动载荷：
Cr=48.5kN
根据本设计中螺旋槽的最大转速确定该轴承的最小轴向载荷
0.11（251）2=0.007N
1000
Famin=
4.4
因为预期寿命L'=
h
20000h
A（ ）2=
1000
式中，A为最小载荷常数，取0.11。
轴承的校核
因为螺旋体是立式安装，深沟球轴承承受的径向载荷很小，可以不用考
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