毕业设计论文-贝类脱壳机设计

毕业论文（设计）贝类脱壳机设计学生姓名：王珩指导教师：马先英副教授合作指导教师： 专业名称：机械设计制造及其自动化所在学院：机械与动力工程学院2013年6月

目录TOC\o"1-2"\h\u11735摘要 第二章总体方案设计2.1方案分析2.1.1贻贝脱壳设备开壳取肉法有碎壳、蒸煮、微波、红外线、激光开壳等多种方式，其中常用的是蒸煮式壳肉分离设备。生贻贝脱壳机主要由破碎机、取肉机俩部分组成。破碎机一般采用爪式的，由机体、动齿盘、定齿盘等装置组成。过离心力的作用不断地与定齿盘发生撞击，依靠动齿盘和扁齿高速旋转的冲击，由动齿盘中心向外移动，将贻贝破碎成一定大小的碎块后可以从下部排出。取肉机的转鼓为壁上钻孔筒形结构。底部的支撑盘为孔板式结构，如图2-1所示。操作时进入入料口的碎贻贝，通过喷嘴喷洒在转鼓内壁上。由于转鼓高速旋转将产生巨大的离心作用力，贝肉可以从转鼓壁孔中甩出，经排肉浆口排出，壳渣则被留在转鼓内壁上，待积到一定厚度后，将转鼓转速降至一定范围内后，可由刮板将壳渣刮落，经排壳渣口排出[5]。1、底盘2、带轮3、排肉浆口4、压盖5、喷嘴6、转鼓7、入料口8、定位9、上盖板10、刮板11、支承盘12、电动机13、排壳渣口14、主轴15、环行槽图2-1生贻贝取肉机蒸煮式开壳机械主要由滚洗分粒机、蒸煮机、脱壳机等装置组成。脱肉机有重力冲击式、转轮冲击式和振动冲击式等几种形式，无论哪种形式都是蒸煮的贝类依靠冲击使贝类开壳并达到壳肉分离的目的。转轮冲击式脱肉机的结构如图2-2所示。为了防止过度的碰撞使贝壳破碎，脱壳箱内壁忖有橡胶层，箱内的贝类经过高速转动的柔性旋转叶片的拍打，使其与内壁产生碰撞使贝类开壳。开壳后的贝类掉在网状斜面上，用高压水喷射，使壳、肉分离。叶片的转速应在一定范围，防止转速过快使贝壳撞击产生破碎，转速限定为400～600r/min。1、状斜面2、喷水3、脱壳箱4、导板5、叶片6、高压喷水管；7、贻贝输送带8、贝肉输送带图2-2转轮冲击式脱壳机2.1.2杂色蛤文蛤扇贝等脱壳设备色蛤和文蛤的脱壳加工传统方案是先将杂色蛤进行蒸煮，蒸煮过后排除汁液，将蛤通过人工或者机械的形式把蒸煮好的蛤倒入振动筛中。筛体在曲轴的驱动下，做横向往复运动。蛤在筛体的振动作用下自动散开上下翻动，从而将肉从壳内振出，脱出的肉通过筛孔经接肉槽落到链板式接肉运输机上输出或者接肉槽中。一般扇贝也采用类似的加工方法达到壳肉分离的目的。2.2本脱壳设备方案确定终上所述组合式各种脱壳装置结合传统往复振荡和离心拍击的脱壳原理和工作特点进行设计。离心拍击式旋转机构主要的作用输送物料，使杂色蛤经过柔性转轮的拍打产生离心作用撞击箱体内壁，不仅可以使杂色蛤壳肉部分分离，而且还可以使大部分杂色蛤掉落在振动筛的起始端。在通过下方振动筛往复震动使壳肉达到彻底分离的目的，使杂色蛤开壳率增加，弥补了往复振荡式机构的缺点，增加了整体杂色蛤所受到的震动力度。同时利用往复式振荡筛，使壳肉基本分离的杂色蛤相互碰撞、上下翻滚，贝肉从壳中脱落并震出贝壳，从筛孔漏下，实现杂色蛤的壳肉分离。不在因为壳肉分离时由于高压水冲刷而影响贝肉口感的缺陷。工作原理如图2-3所示。自上而下，已蒸煮好的杂色蛤经过最上方的漏斗口掉入脱壳箱内，在其下落的过程中受到叶轮的拍击，然后经过碰撞掉落到振荡筛板起始端上（即右端）。振荡筛不断的做往复运动使贝肉从筛孔落入下面的承接抽屉中，而剩下的贝壳从左侧出壳端输出。旋转的叶轮在漏斗架进料口下方拍打杂色蛤，使杂色蛤受到叶片的拍击，同时与箱体产生碰撞并进行脱壳。为了减缓撞击力，旋转叶轮上采用柔性叶片，并在上箱体内壁衬上一层橡胶层，防止因为速度过快使贝壳与转动叶片和箱体内壁产生过度撞击使贝壳碎裂，碎裂的贝壳混入到贝肉中从而影响产品的质量。1.进料导板2.上脱壳箱3.柔性叶轮4.出壳导板5.震荡筛板6.往复机构图2-3工作原理图其动力传动简图如图2-4所示，电动机转动经过小带轮通过V带传递到大带轮，大带轮经过叶轮轴传递给叶轮使叶轮转动。同时，小带轮转动通过V带传递下方大带轮，从而使曲柄轴转动带动曲柄转动，在通过摇杆传递给振动筛，使振动筛往复运动。大带轮2.叶轮3.小带轮4.电动机5.大带轮6.曲柄7.振动筛图2-4传动机构简图2.3研究内容和拟解决的关键问题2.3.1研究内容组合式杂色蛤脱壳装置总体方案的设计，对传动系统、传动部分的机构及箱体及装配进行必要的设计，使其达到以下设计目标：柔性旋转叶片的转速470r/min；往复振荡筛中的曲柄的转速为470r/min，行程速比系为1.3，摇杆长为200mm。2.3.2关键问题1、传动方案的设计2、各级传动带传动和动力参数的确定3、往复振荡筛式振荡机构的设计4、I带传动的设计计算、II带传动的设计计算5、带传动的机构设计：1、带轮轴的设计计算2、带轮的设计3、带轮轴承座的设计6、叶轮装置的结构设计7、上箱体的设计和装配、下箱体的设计和装配大连海洋大学毕业论文（设计）第三章传动系统设计及计算第三章传动系统设计及计算3.1电动机的选择本装置采用电动机提供所需的动力，分别的通过V带传递给叶轮与振动筛。3.1.1叶轮的功率叶轮转速v=2πωr(3-1)其中ω=470r/min=7.83r/s，r=0.295m带入计算得：v=14.52m/s根据生产能力的要求，生产能力：G=1t/h，即G=0.278kg/s经过查阅资料参考可初步得到叶轮的功率=1200w3.1.2振动筛功率振动筛功率=(3-2)其中n=470r/min,=45mm带入计算得：=7.79w3.1.3总功率根据文献[6]查询所得带传动的效率=0.96,轴承的效率是=0.98,机械传动中的杆传动效率是=0.80。==1285.86w(3-3)根据文献[7]分析查表选取Y112M-6型电动机,其额定功率为2.2kw,满载转速为940r/min,最大转矩及额定转矩M=2.03.2带轮及V带的设计其带轮以及V带的设计参考文献[8]经行设计与计算。3.2.1V带设计根据其功率以及工作时的转速情况，从图8-11选取并确定V带型号为A型。其节宽=11mm，顶宽b=13mm,顶高h=8mm.楔角=40。3.2.2演算带速v带速不宜过低或者过高，一般应使v=5～25m/s范围内最为适宜,最高则不超过30m/s.计算带速v==4.43m/s（3-4）故满足要求。3.2.3计算带轮直径根据文献查表8-8选取主动轮直径=90mm,则从动轮直径==290=180mm。3.2.4确定V带的基准长度及计算中心距a（1）叶轮V带及中心距根据具体设计尺寸及三角形定理可得：=即=725mm=（3-5）代入数值计算得：=1876.91mm，查表8-2选取带长=1800mm。（2）振动筛带轮V带及中心根据具体设计尺寸及三角形定理可得：=即=314mm=（3-6）带入数值计算得：=1058.56mm，查表8-2[8]选取带长=1000mm。3.2.5验算个带轮上的包角叶轮带轮包角=（3-7）带入计算得：=172.56120满足要求。振动筛带轮包角=（3-8）带入计算得：=162.8120满足要求。3.2.6确定V带的根数zz==（3-9）式中：-当传动比不等于1时，单根V带额定功率的增量，参见表8-4b；-当包角不等于180时的修正系数，参见表8-5[；-当带长不等于实验规定的特定带长时的修正系数，参见表8-2[；-工作情况系数，参见表8-7[。带入查表所得各个数值计算得：叶轮带轮=1.52取=2；振动筛带轮=0.006取=13.2.7确定带的初拉力=（3-10）带入数值计算得：叶轮带论=421.12N振动筛带论=2.88N3.2.8计算带轮传动的压轴力=（3-11）带入个数值计算得：叶轮带轮=840.47N振动筛带轮=2.87N3.3带轮的设计3.3.1带轮的材料常用的带轮材料为HT150或HT200。转速较高时可以采用铸钢或者用钢板冲压后焊接而成小功率是可以使用铸铝或者塑料。本设计为适应生产的要求选取材料为HT150。3.4.2小带轮的设计V带轮一般由轮缘、轮辐和轮组成。根据轮辐结构的不同，V带轮可分为实心式、腹板式、孔板式、椭圆轮幅式等。V带轮的结构形式与基准直径有关。当带轮基准直径2.5（为安装带轮的轴的直径）时，可采用实心式；当300mm时可采用腹板式；当300mm，同时-100mm时，可以采用孔板式；当300mm时刻采用轮辐式。V带轮的轮槽应与选用的V带的型号对应。V带绕在带轮上以后发生弯曲变形，使V带的工作面的夹角发生变化。为了使V带的工作面与带轮的轮槽工作面紧密贴合，将V带轮轮槽的工作面夹角做成小于40。V带安装到轮槽中以后，一般不应该超出带轮外圆，也不应该与轮槽底部接触。为此规定了轮槽基准直径到带轮外圆和底部的最小高度和，参见表8-10[8]。综上所述结合轴的设计结果可得小带轮采用实心式，具体数据为：=28mm基准直径=90mm=（1.8～2）=50.4～56mm,取=55mm基准宽度=11mm高度h=10mm高度=3mm高度=10mm槽边距=10.5mm槽间距=15mm带轮宽度B=（-1）+2=51mm凸台高度为10mm，则小带轮的总体宽度=61mm外径D=+2=96mm其简图如图3-1所示：图3-1小带轮3.4.3大带轮的设计大带轮根据要求采用腹板式设计，其具体数据如下：=28mm基准直径=90mm=（1.8～2）=50.4～56mm,取=55mm基准宽度=11mm高度h=10mm高度=3mm高度=10mm槽边距=10.5mm槽间距=15mm带轮宽度B=（-1）+2=36mm外径D=+2=96mm总体宽度=（1.5～2），取=50mm=(～),取=10mm其简图如图3-2所示：图3-2大带轮大连海洋大学毕业论文（设计）第四章轴系零部件设计及计算第四章轴系零部件设计及计算4.1轴的设计根据总体设计方案，此机械只需两根轴，轴的材料选定为45钢，调制处理。现在对轴的各项参数进行设计以及校核计算。4.1.1初步确定轴的最小直径先设定此轴为实心轴，按扭转强度来初步确定，轴的材料选用调质处理的45号钢，=60MPa。由于曲柄轴功率较小，所以轴的最小直径计算以叶轮轴功率为基准计算，由文献[9]查得A0=110于是有：==15.03mm（4-1）综合考虑个轴系个零部件等方面因素试选取轴的最小直径=28mm4.1.2轴的转矩现设定叶轮轴为Ⅰ轴，曲柄轴为Ⅱ轴，则=9550=24328.98Nm（4-2）=9550=158.29Nm（4-3）4.1.3轴的结构设计（1）Ⅰ轴的结构设计Ⅰ-Ⅱ轴段为大带轮安装处，根据其最小直径==28mm选取圆头普通平键（A型）8736与大带轮配合安装，其轴段长度为=88mm。Ⅱ-Ⅲ轴段为6207深沟球轴承安装处，根据轴承尺寸取直径=35mm,其轴段长度为=17mm。Ⅲ-Ⅳ轴段为叶轮轴套安装处，取直径=45mm,根据直径选取圆头普通平键10840与叶轮轴套配合安装，其轴段长度为=90mm。Ⅳ-Ⅴ轴段没有安装工件，只需要粗加工即可，取直径=50mm,其轴段长度为=363mm。Ⅴ-Ⅵ轴段为叶轮轴套安装处，取直径=45mm,其轴段长度为=90mm。Ⅵ-Ⅶ轴段为6207深沟球轴承安装处，根据轴承尺寸取直径=35mm,其轴段长度为=17mm。简图如图4-1所示：图4-1叶轮轴（2）Ⅱ轴的结构设计Ⅰ-Ⅱ轴段为大带轮安装处，根据其最小直径==28mm选取圆头普通平键（A型）8736与大带轮配合安装，其轴段长度为=88mm。Ⅱ-Ⅲ轴段为6207深沟球轴承安装处，根据轴承尺寸取直径=35mm,其轴段长度为=17mm。Ⅲ-Ⅳ轴段没有安装工件，只需要粗加工即可，取直径=45mm,其轴段长度为=220mm。Ⅳ-Ⅴ轴段为6207深沟球轴承安装处，根据轴承尺寸取直径=35mm,其轴段长度为=17mm。Ⅴ-Ⅵ轴段为曲柄安装处，取直径=28mm，根据直径选取单圆头普通平键（C型）8745与曲柄配合安装，其轴段长度为=69mm。简图如图4-2所示：图4-2曲柄轴4.1.4轴的校核计算经过分析可知轴只受到径向力的作用，且曲柄轴所受力较小，所以只对叶轮轴进行强度校核。轴的右端大带轮受到V带压=840.47N的压轴力，且与水平线成19。经过受力分析可得:=cos19=794.68N(4-4)=sin19=270.36N(4-5)在XOZ平面内，受到=398.18N的初拉力，在A、B点受到轴承座的支反力，有理论力学知识可得：==895.76N(4-6)==107.08N(4-7)做出受力分析图并画出剪力弯矩图，如图4-3（a)、(b)、(c)所示；在XOY平面内，受到=398.18N的初拉力，在A、B点受到轴承座的支反力，有理论力学知识可得：==304.75N(4-8)==34.39N(4-8)做出受力分析图并画出剪力弯矩图，如图4-3（d)、(e)、(f)所示；做扭矩图，如图4-3（g)所示：图4-3剪力弯矩图由剪力弯矩图分析可知B点轴承座处为轴的危险截面；校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大当量弯矩那点的强度（即Ｃ点剖面的强度）=5.554MPa前已选定轴的材料为45钢，调制处理，参考文献[8]查表15-1查的[]=60MPa,由于[],故安全。4.2键的选择及计算4.2.1键的选择根据Ⅰ-Ⅱ轴段=28mm，根据直径及大带轮尺寸查文献[8]选取圆头普通平键（A型）（GB/T1096)，键=8745，Ⅲ-Ⅳ轴段Ⅴ-Ⅵ轴段=45mm，根据直径及叶轮轮套的尺寸选取圆头普通平键(A型）(GB/T1096)，键=10840。4.2.2键的校核根据文献[8]查表6-2可知许用挤压应力[]=100～120MPa。==38.61MPa<[]（4-9）故安全；==27.01MPa<[](4-10)故安全。4.3轴承的选择及计算4.3.1轴承的选择由轴的受力分析分析可知，轴只受到径向力的作用，故选用深沟球轴承，由文献[7]表12.1初步选定为6207深沟球轴承，初步要求使用在10年以上，即使用87600h以上。4.3.2轴承的计算由于此轴承为只受径向力的深沟球轴承，其量动载荷=。其中由轴的受力分析分析可得：===946.18N(4-11)轴承的基本额定寿命为：=(4-12)其中=3，为轴承的基本额定动载荷,由文献[8]图13-12可得：=14kN。代入公式计算可得：=114871.87h>87600h故轴承满足使用要求。4.3.3轴承的润滑与密封轴承的润滑方式与轴承的dn值有关，已知6207轴承内径=35mm,轴承的转速n=470r/min，所以轴承的dn=16450mmr/min。根据文献[8]表13-10，此轴承采用脂润滑。轴承的密封方式采用毡圈密封。4.4曲柄滑块机构设计4.4.1曲柄的设计传动部分是此机械远动的关键部分，传动部分的结构是由机械的运动原理决定的。本设计采用了曲柄滑块机构来完成振动筛的往复运动，从而达到壳肉分离的目的。而且曲柄滑块机构设计简单恰好满足此条件且采用此机构可使得整个机械结构简单，有利于降低成本。根据前面轴的设计，这是为了更好的方便安装曲柄，确定此曲柄与轴配合处宽度为B=20mm，此宽度与轴上相对应轴段长相等。曲柄上与轴装配处直径=29mm，与连杆连接处用M12的螺栓，由文献[9]查得并选取此螺栓长度为60mm，螺栓标准是GB6170-86,配套选用的螺母是M12的1型六角螺母B级，其标准是GB6170-86-M12，则此段螺栓安装孔φ=13mm，凸台直径φ=20mm，此段宽度为B2=45mm。螺栓安装孔中心线与轴安装孔中心线间距离为L=45mm曲柄中间圆弧过渡处半径R=22.5mm曲柄选用的键的大小是b×h=8×7，键槽的定位尺寸为L=18mm曲柄总长度L=110mm曲柄下端圆弧过渡处中心线与中安装孔中心线间距为L=45mm，圆弧半径为R=10mm。其简图如图4-4所示：图4-4曲柄4.1.2连杆杆的设计连杆杆为曲柄滑块机构连接曲柄与振动筛的部件，根据具体的实际尺寸采用切割20mm钢板，经过切割加工钻孔得到。振动筛与机架的连接也使用这种加工方法得到，加工简单降低成本。其结构简图如图4-5下：图4-5连杆大连海洋大学毕业论文（设计）第六章结论与建议大连海洋大学毕业论文（设计）第五章其他零部件结构设计第五章其他零部件结构设计5.1轴承座设计轴承座参考文献[6]，参照SN207型轴承座进行设计，使用M1240螺栓与机架安装。此轴承座有密封毡圈，内部深沟球轴承采用脂润滑。轴承座整体长为185mm，宽为85mm，高为95mm，中心轴孔高50mm，其简图如图5-1所示：图5-1轴承座5.2振动筛设计振动筛依靠曲柄滑块机构达到往复运动的要求。筛体采用3mm厚钢板焊接而成，筛体宽为800mm，筛体长度为1084mm。为了防止杂色蛤壳在筛面过度堆积，筛体与水平成5夹角安装。根据杂色蛤壳的大小在筛面均匀打上直径为20mm的圆孔，圆孔成菱形分布，使蛤壳不能漏下去而使从贝壳中分离的蛤肉能漏下去。每个圆孔圆心之间的距离为40mm，在圆孔之间焊接宽度为10mm的倒刺，使振动筛往复运动的同时能够自动推动杂色蛤壳向外运动，进一步的防止杂色蛤壳在筛面上的过度堆积，影响杂色蛤的脱壳率。其筛面简图如图5-2所示：图5-2筛体表面5.3机架的设计机架采用40*4和30*3等边角钢焊接而成。机架分为整体机架跟叶轮机架俩部分。其中整体机架采用40*4等边角钢焊接而成，整体机架长为1400mm，宽为900mm。叶轮机架采用30*3等边角钢焊接而成，其高度为250mm，长为440mm。5.5箱体的设计箱体采用3mm厚钢板焊接而成，具体分为上下俩部分。下体使用M816的螺栓与叶轮机架连接，其高度为300mm，长为800mm，宽为800mm。上体使用M816的螺栓与下体螺栓连接，其高度为345mm，长为800mm，宽为800mm。上箱体接料漏斗高度为200mm，宽度为240mm，其接料漏斗倾斜角度分别为45和15。为了防止杂色蛤壳与箱体撞击产生破裂，在箱体内部附上4mm厚橡胶层。大连海洋大学毕业论文（设计）第六章结论与建议第六章结论与建议6.1结论杂色蛤是一种常见的贝类水产品，是人们餐桌上的常见食品。本次主要设计的贝类脱壳机是贝类产品在蒸熟后进行壳肉分离工序中使用的设备，蛤肉通常进行罐头和出口冻煮IQF杂色蛤肉的加工。目前国内水产品加工厂使用的杂色蛤脱壳设备，产量较低，远远不能满足生产要求，需要进行改进与创新。本脱壳机方案确定式由两种工作原理组合而成，结合往复振荡式和离心拍击式的工作原理和工作特点。利用叶轮旋转机构产生的离心拍击力使全开壳的贝肉壳肉分离，使半开壳或闭壳的杂色蛤开壳率增加，从而避免了往复振荡式分离力度不足的缺点，进而提升生产了效率。本文主要针对杂色蛤脱壳进行设计，介绍了杂色蛤脱壳机的关键结构和工作原理及其设计计算，此脱壳机还可根据脱壳对象的不同更换振动筛，对其他贝类达到脱壳的目的。此脱壳机具有结构简单、制造成本低、操作简便、效率高等特点，比较适用于中小规模水产品加工企业使用。6.2建议中国是世界渔业生产的大国，改革开放以来渔业生产向着“高质量，高效益”迅猛发展。我国的渔业装备也取得了长足的进步，从无到有不断地发展。在大多数领域中，虽然生产规模已经达到世界第一，但是由于科技水平、社会需求生产力低等客观因素的影响，我国的渔业装备生产力水平和科技水平与世界先进水平相比，也是存在很大的差距的。渔业装备的现代化是渔业生产力达到现代化水平