《基于SolidWorks板栗开口机三维建模研究》13000字（论文）

基于SolidWorks板栗开口机三维建模研究目录第一章绪论 11.1课题研究背景 11.2课题研究目的 21.3国内外研究现状及发展 2第二章板栗开口机方案选择设计 42.1板栗开口机总体方案设计 42.2板栗开口机工作过程分析 42.2.1板栗开口机设计方案的比较与选择 42.3板栗开口具体方案确定 62.3.1开口刀具确定 62.3.2滚筒运动方案确定 72.3.3推杆运动方案确定 8第三章整机关键零部件设计计算与校核 93.1滚筒及传动机构设计 93.1.1滚筒参数设计 93.1.2电机参数的选择 103.1.3齿轮传动设计计算与校核 113.1.4槽轮设计计算及校核 153.1.5轴的结构尺寸设计计算与校核 173.1.6键及轴承的选择与计算 183.2推杆机构及传动机构的设计方案 193.2.1推杆总体结构设计方案 193.2.2电机的选择 203.2.3同步带设计计算与校核 213.2.4轴承与键的选择 243.3浮动切刀及传动机构设计 243.3.1浮动切刀结构设计 243.3.2电机选择 253.3.3传动轴设计及计算 253.3.4V带设计计算与校核 26第四章整机装配及运动仿真 284.1板栗开口机整机装配 284.2板栗开口机运动仿真 28第五章结论与展望 305.1结论 305.2展望 30小结与致谢 31参考文献 32第一章绪论在Frati等人[1]迁西板栗在世界都是非常有名的。我国板栗的市场主要是面向于国内的，造成这个的原因并不是我国国内的需求量远大于国外，而是我国对于板栗这种产品的深加工缺乏，在缺少深加工的前提下，板栗所能获得的利润就会大打折扣。不像日本等国家，通过对板栗的深度加工，实现对产品的附加值加成，使得他们的板栗产品能在市场上占据很大市场份额，并且能够从中获取高额的利润[2]。所以，面对这种窘境，我们有望通过对自身产品的深加工来实现对产品附加值的增加，面对国内对自动化板栗开口机的研究基础较为落后这个问题，设计一种能够创新改变这种局面的自动板栗开口机刻不容缓，有望提高我国板栗产品对市场份额的占领。1.1课题研究背景在板栗的烹饪过程中，完整的板栗是无法入味的，这也是不符合大部分的板栗炒制做法的，所以往往要在板栗深加工前对板栗进行开口工作。在以前没有种类丰富、开口简单的板栗开口工具的年代，在一些家庭手工作坊中，生产者往往苦于难以找到对板栗高效开口的方法而对板栗深加工的念头慢慢消减。以前，人们也曾想过一些板栗开口的方法，但是效率都太过低效，造成对人力的消耗过大，人们对自动化板栗开口机的憧憬越来越强烈。板栗之类的不同，就导致了板栗的外形、板栗的开口难度、板栗需要开口的深浅、板栗的开口角度都会有所差异。在现有的一些研究中，板栗开口机的设计或多或少要限制与以上的一些条件，本课题的设计探索出了一种适合家用的小型、小规模生产的板栗自动开口机，能够基本满足家庭对板栗深加工的基本需求。1.2课题研究目的板栗，作为我国的一大产业，其深加工所产生的附加值极大影响着我们板栗这一市场的走向，板栗产业化生产需要自动加工机器的支持。板栗自动开口机制约着板栗深加工产业的发展，板栗开口在整个板栗市场中起着决定性作用，若能研制高效的板栗自动开口机，对板栗的高效自动开口、后续深度加工以及食品安全卫生方面都有着重要的作用。该设计的实施将是为了提高生产力和加强板栗开口机器的集成设计，实现板栗的机器切口取代人工切口。减少对果仁的划伤等问题，既能提高加工质量，又能提高加工的效率，达到在节约成本的大前提下，促进板栗自动化机械加工的发展与进步。1.3国内外研究现状及发展改革开放以来，农业科技的不断发展促进了粮食的不断增收，板栗也在其中。板栗产量自2005年以来就不断创新高，据统计，在2007年，我国的板栗种植面积达到了惊人的18万公顷。并且还呈现持续扩张的趋势，在2008年的时候，我国的板栗年产量达到了将近150万吨，这在世界的板栗年产量中占到了将近五分之四。近五年以来，板栗的种植面积仍在扩大，产量也在不断增加。查阅资料了解到，我国的板栗产量位居世界第一，值得说的是，我国的板栗产量是第二名的23倍之多。2008年到2018年期间，经过近10年的发展，土耳其、玻利维亚、中国是处于前三位的板栗生产国家，其产量与排名靠后一点的葡萄牙、韩国和意大利等国家完全不同。面对如此重要的市场，国内外的研究人员都对板栗的去壳技术方面的东西进行了大量较为针对性的研究[3]。2012构简单，操作便捷。张亚娟等人创新制造出了一种手持式的板栗开口机器[4]去年，罗必信则自主发明了一种板栗开口器[5]5U300型板栗加工成套整机设备集成式的设计方式促进了板栗深加工产业的发展。以上三种方式是基于板栗的物理外观进行的开口设计，但是考虑到板栗作为食品，需要有合适的方式储存，在就要求对板栗加工过程中需要顾及板栗的保鲜、除味、杀菌的问题。有些时候对熟食板栗也要进行开口，EHIMEPREFECTURE[9]发明了一种新型板栗开口加工机器，是面向熟食加工的，通过加热以及杀菌方式加工熟食板栗。第二章板栗开口机方案选择设计2.1板栗开口机总体方案设计本课题的板栗开口机器基本分为三大块，进料装置、开口装置和运输装置。板栗开口的难度主要限制于板栗的物理形状，如板栗壳厚度、板栗外观形状等，在板栗开口过程中需要控制切刀对板栗的接触方式，以保证板栗良好的加工过后的形状。主要涉及的困难与问题是如何保证果仁加工后的完整率，本设计主要围绕板栗开口机器的三大块内容开展。2.2板栗开口机工作过程分析板栗开口机设计包含板栗的上料、切口、下料等几部分机构，通过机械装置实现动力和运动的传递，各部分机构合理配合，整机机构正确运行，通过切刀的运转实现对板栗的开口。2.2.1板栗开口机设计方案的比较与选择方案一设计：图2-1所示是结合滚桶形式的板栗切口设计。在该方案中，切刀固定不动，通过滚筒（编号为5）的旋转输送板栗，板栗（编号为1）从漏斗（编号为2）中落下，经过漏斗下端的导料槽进入到卡板栗的凹槽（编号为3），再通过滚桶的旋转运动运输至靠近切刀（编号为4）的位置，通过切刀与板栗的挤压接触实现板栗开口，加工完的板栗被滚筒带到左侧受到重力作用落到储料槽（编号为6）中，最终实现板栗的下料、输送和储料工作。方案二设计：如图2-2所示，该方案采用运输带的形式对板栗进行开口加工。板栗（编号为1）从装料漏斗（编号为2）下料，板栗落入特定形状的凹槽（编号为3）。在运输带上方特定位置固定切刀（编号为4），通过运输带（编号为5）实现将板栗从图示方向的左侧运往右侧，在受到固定切刀的挤压切割后破壳，被开好口的板栗再继续被带传动到储料槽（编号为6）中，最终也能实现板栗开口的加工。图2-2水平输送式方案方案三设计：如图2-3所示，该方案采用的切刀有异于方案一，为浮动式切刀设计。板栗（编号为1）受到挡板（编号为3）的限制，不能直接从进料漏斗（编号为2）进入凹槽（编号为5）中，需要通过推杆（编号为4）的助推作用下推开挡板的限制进入凹槽中，推杆的助推时机需与凹槽通过滚筒的旋转运动配合起来。板栗随着滚筒（编号为7）的运动被运输到浮动切刀（编号为6）的位置，浮动切刀连接在连杆上，通过弹簧的限位实现上下浮动切割的效果，此部分为纵向切割，此外还设计了第二切刀（编号为8），此部分为横向切割，两次切割的方式就能完成对板栗的十字开口，开完口的板栗同样经过转筒的旋转受到重力的作用落入储料槽中。图2-3滚桶式浮动切刀方案以上三种方案的对比：方案一，滚桶式固定切刀的开口方式结构简单，操作方便，但是存在切割效果质量可能偏差的问题，不能对加工质量进行保证，整体机器的加工准确性把握较差，不能对板栗的开口找准十分合适的位置，例如，针对板栗准确进入凹槽的控制就很难确定了，更不用说对开口时找准精确的位置进行加工。方案二，采用带传输的方式进行板栗的运输开口，结构也简单，但是带传输存在占地面积大的缺点，对设备存放位置提出了要求。此外，在带传输的过程中，带速需要进行合理的控制，不然板栗进入储料槽的位置和角度就难以控制，不方便后续的加工工序。同时，盛放板栗的凹槽固结在传输带上，造成带加工的复杂程度，设计合理性有待考究。切刀的位置设计也存在难度，针对不同尺寸的板栗，会对带的压力造成不同的影响，带轮的工作状况时刻发生改变，也会减小整个机器的使用寿命。方案三，方案三是对方案一的改进版，配合了更为精确的运动关系，通过控制推杆推出板栗的时机和滚筒上凹槽的位置实现精准板栗放入。此外，把原先固定的切刀改为浮动切刀并增加了第二切刀，可以增加开口的效率也质量，浮动切刀的设计可以满足不同大小形状的板栗开口加工需求。综上所述，方案三的整体设计结构可靠性更高，加工质量效果更好，能够作为三套方案中最优的一套方案，所以本设计的设计方案是基于方案三进行的。2.3板栗开口具体方案确定2.3.1开口刀具确定经调研发现，目前存在的板栗开口划口设计种类不一，在1998年由农机院设计制造的板栗加工成套整机设备[6]是采用平行开口划口方案。另外有研究者[10]曾设计出来了十字划口方案，这种方案是在市场上比较普遍的。由于该方案的优点较多，所以本设计拟采用两道划口的开口设计方式。划口设计方案一如下：如图2-4所示，建立一个呈现十字凹槽的模型，同时配套呈现十字形状的刀具，在刀具插入十字凹槽的时候就可以在板栗上开出十字的开口，实现板栗的十字开口。图2-4刀具方案设计划口设计方案二如下：如图2-5所示，刀具呈现圆盘形状，将轴与该圆盘连接，带动圆盘的转动，可根据具体的位置进行调整开口的方向，一般设计为横向或者纵向的板栗开口方式。图2-5圆盘形状开口刀具上述两种方案的对比：方案一，该方案的设计需要通过挤压板栗实现板栗开口，类似于在板栗外壳上压印出一个十字的口子，这样会对板栗仁造成比较大的挤压力，一定程度上会破坏果仁的质量，这是该方案的最明显的缺点。另外，该方案的设计需要有盛放板栗的凹槽，这个凹槽的尺寸根据具体情况需要设计多种不同大小的凹槽，这对整机的制造难度提出了不小的考验。同时还是需要配合对应凹槽的刀具，这对刀具的多样性设计也提出了要求。刀具数量种类过多，对机器的设计尺寸也会造成不必要的麻烦。方案二，该方案利用圆盘形状的刀具进行开口加工，利用快速旋转的刀刃进行切割开口，对板栗的挤压较小，极大降低了对果仁的损伤。不足之处是需要对刀具的安装位置进行具体的定位，定位精度要求较高。综上所述，本课题采用的刀具设计方案为上述方案中的方案二。利用圆盘形状的加工刀具配合两把刀具一起使用，对板栗进行横竖切割，也就是十字开口的方式加工。2.3.2滚筒运动方案确定在滚筒的运动过程中涉及间歇运动机构，主要的一些间歇运动机构如图2-6、2-7、2-8所示。在设计间歇机构时要考虑切刀跟板栗外壳的接触时长，以保证开口时的质量，同时需要配合跟滚筒的运动，两者合适的配合才能使得板栗开口有序地进行。不完全齿轮机构、槽轮机构、棘轮机构这三种间歇运动结构各有优缺点。槽轮机构的优势主要体现在结构简单，整体尺寸较小，在转动的过程中产生的震动较小，噪声影响小。缺点是它存在柔性震动，不适合高速运动的场合，一般在中低速的场景中应用较多。不完全齿轮机构作为一种间歇传动机构，同样具备槽轮机构的结构简单等优点，但是存在运动始末状态的闯动问题，存在刚性震动，因此使用的速度范围比前者还要低很多，此外由于其齿轮的存在，给制造加工增添了难度。棘轮机构，在间歇传动过程中也存在刚性震动，整体结构复杂，不容易进行设计，适用于低速轻载荷的运动场合。综上所述，槽轮机构是本设计最佳的设计选择，设计槽轮机构完成板栗的间歇输送运动。2.3.3推杆运动方案确定在2.2.1的板栗开口机设计方案三中，进料槽的下部存在限位挡板，限位挡板的存在使得板栗能够一个一个有序地进入进入滚筒的凹槽中，实现进料的有序性。但是挡板的设计需要配合一个助推装置使用，该助推装置就是推杆。它的设计是为了能通过一定的压力将板栗压入凹槽中，不止于导致板栗落料时产生无序的问题。推杆的运动周期与滚筒的转动周期息息相关，当滚筒转过一定的角度，凹槽对准进料口的出口嘴时，推杆应该及时将待加工的板栗压入凹槽中。在推杆的设计过程中采用如图2-9与图2-10所示的凸轮机构以及曲柄摇杆机构来实现往复推的运动。在凸轮机构中，凸轮机构往往结构简单，设计难度也较低，但是凸轮机构设计时往往采用的是线接触或者是点接触的方式，接触面小，磨损严重，所以一般只适合于中低速的场景。然而，对于曲柄滑块机构，能够将旋转的主动件运动转化为来回往复运动的直线运动，优势在于设计和制造都更加简单，加工工艺也较为良好，总之使用的场合更加广泛。综上所述，本课题设计采用曲柄滑块机构作为推杆的往复运动机构的选择。

第三章整机关键零部件设计计算与校核3.1滚筒及传动机构设计3.1.1滚筒参数设计在本设计中，滚筒主要用于板栗的上料，通过滚筒的旋转将板栗输送到刀具处进行开口加工，它承担着运输装置的功能。通过SolidWorks构建如图3-1所示的滚筒三维模型。滚筒的主要物理参数选择如表3-1所示。表3-1滚桶主要物理参数在对桶的结构设计之前要先预设一下待加工板栗的大小，一般板栗的大小拟确定为直径在15mm到30mm中间，考虑到不至于使板栗完全卡入滚筒的横向和纵向槽中，将横向和纵向的槽的宽度设置为10毫米，滚筒上的凹槽设置为直径为30毫米。当板栗落下与滚筒接触时，会划过横向的槽进入凹槽中，然后被运输到特定的位置进行加工，同时，滚筒的结构采用了孔板式结构，极大地减轻了整机的质量，也相应的减小了滚筒的转动惯量。图3-1滚桶三维模型滚桶的材料一般选择铝合金。经调查了解到，一个板栗的质量大约为150克，整个尺寸如上述所说也不是很大，在开口的过程中，板栗受到滚筒与刀具的挤压作用，板栗表面光滑的结构会使得板栗发生旋转，继而很大程度上减小了对滚筒的挤压，所以参考相关书籍，选择铝合金作为滚筒的材料能够符合要求，同时也可以适当弥补整机尺寸略大造成的整体重量偏大的问题。查阅资料得到，铝合金属于轻质材料，密度在2700千克每立方米左右，本设计选择该值进行建模。在SolidWorks中的质量与转动惯量测量模块的参数选择如下图3-2所示。图3-2滚桶相关参数选择3.1.2电机参数的选择本设计所拟定的滚筒的运动模式为间歇运动，通过间歇运动机构进行控制。滚筒运动时的转速-时间相关图如图3-3所示。根据加工的实际情况算得滚筒的转速为每两秒转动的角度是π/4。图3-3滚筒运动转速-时间关系图根据上图描述的运动关系图，将滚筒的运动简化为式3.1所示。（3.1）其中，θ代表的是滚筒的角位移，单位为rad；αrad/s2；ts。3.1变式rad/s2（3.2）根据式3.3计算得到电机负载转矩：（3.3）根据式3.4计算得到电动机的负载功率：（3.4）根据上述对各个参数的计算，得出本设计中跟曲柄相连接电机选择功率为0.55千瓦,转速为940转每秒的Y系列电机Y100L-6。3.1.3齿轮传动设计计算与校核本设计选取的传动比不宜过小，初步选择在1:2，大小齿轮的尺寸结构相差不会太大，采用最为常规的一对直齿圆柱齿轮传递运动。尺寸结构较小的齿轮工作的循环次数相较于大齿轮会多一些，材料选择上要选择硬度更高的材料，选择为40Cr材料。大齿轮的材料选择硬度较小的一些的45#钢材料，45#钢的硬度在240HBS左右，稍小于40Cr的硬度（280HBS）。初定齿轮齿数，小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=40。根据3.1.2中选用的电机，得出电机轴的输入转矩大小为T1=5.64Nm。根据式3.5计算出小齿轮分度圆的直径：d1t≥式中，KHt为齿轮载荷系数，选取KHt为1.5；ZH代表区域系数ZH选取为2.5；d表示齿宽系数，选取d0.5；ZE是齿轮材料的弹性影响系数，根据机械手册查得Z计算αa1与αa2的值：αa1=arccos⁡αa2=arccos⁡根据式3.6与3.7求得αa1=31.3°，αa2=23.2°则可得计算：（3.8）根据式3-8可算得a=1.68（3.9）在计算齿轮强度时，还需要进行许用应力的校核计算，其计算结果可通过以下过程得到：通过对材料的属性查阅相关设计手册，可知道接触疲劳强度极限小齿轮为Hlim1600MPa；由设计的原则结合选材的属性可知大齿轮的接触疲劳强度较小齿轮的小，其值为为Hlim2550MPa。在强度计算之前需要对齿轮进行应力循环的计算，假设齿轮的工作年限为5年，一年工作时间为300天：（3.10）根据式3.10计算得N1为0.86×108（3.11）齿轮的接触寿命系数可以通过查找机械设计手册获得：KHN1=0.85,KHN2=0.95。按照一般设计的标准，失效率为2%，安全系数S1.1，则有：（3.12）（3.13）按照取小原则，许用接触应力应该选取小的值来计算，H1和H2中则应该522.5MPa。现在，可先初步计算齿轮的分度圆直径：（3.14）经过式3.14的计算，得到小齿轮的分度圆直径为d1t=31.781mm小齿轮的圆周速度可以通过式3.15计算得到：（3.15）齿宽b可以通过式3.16计算得到：（3.16）通过上述计算，可计算出齿轮的载荷系数KH：然后根据圆周速度v0.12m/s、使用系数等参数，参考机械设计手册可得齿轮的动载系数为Kv1.05；根据式3.17计算出齿轮的圆周力：（3.17）（3.18）齿轮多的齿向载荷分布系数和齿间的载荷分配系数可通过查机械设计手册，并通过插值的方法得到：KH1.431；KH1.21根据式3.19计算齿轮载荷系数：（3.19）由式3.20知齿轮的实际分度圆直径：（3.20）可求出齿轮模数mn为1.91mm按照齿根弯曲强度进行齿轮设计得到：（3.21）初步选则KFt1.3根据式3.22计算齿轮重合度系数：（3.22）齿轮的齿形系数通过查阅机械设计手册可以获得：YFa12.82，YFa22.30同理可查到齿轮的应力校正系数：YSa11.50，YSa21.73齿轮的弯曲疲劳极限和寿命系数也可获得：FE1500MPa，FE2380MPa；KFN10.95，KFN20.97

弯曲疲劳安全系数取S1.5，得到：（3.23）（3.24）通过公式3.2与3.24联合可计算出，小齿轮的弯曲疲劳系数为333.29MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度为245.7MPa。对比两个齿轮的值进行计算并比较大小发现：（3.25）（3.26）取中较大的值代入式3.27计算：（3.27）通过上述计算，接下来对齿轮的模数进行适当的调整，调整方法如下：（3.28）（3.29）（3.30）（3.31）圆周速度v0.105m/s，根据齿轮的精度条件，得到齿轮动载系数Kv=1.05；接下来计算齿轮圆周力的大小：（3.32）通过式3.32计算得到齿轮圆周力Ft1大小为402.8N，（3.33）通过式3.33可算出q值为q=113.39N/mm>100N/mm通过计算可以得到齿向载荷分配系数和齿向载荷分布系数参数，方法同前文所述，计算得出其值：KF1.2；KH1.41；KF1.34；根据式3.34载荷系数：（3.34）根据式3.34算出KF=2.111，然后计算齿轮的模数（3.35）通过式3.35的计算，模数是取决于齿轮弯曲疲劳强度，选取齿轮弯曲强度计算疲劳强度mn=1.656mm，按照模数系列，将模数圆整为2，满足设计需求。所以确定小齿轮的齿数为20。根据式3.36计算大齿轮的齿数（3.36）根据式3.37、3.38计算齿轮分度圆直径：（3.37）（3.38）几何尺寸计算如下，计算大小齿轮中心距：（3.39）根据式3.40计算齿轮的宽度：（3.40）取小齿轮宽度为24mm，大齿轮的宽度为20mm。根据式3.9可以算出Z=0.876，把其带入下式中计算得到：根据上市的齿面接触疲劳强度验算，满足设计要求。3.1.4槽轮设计计算及校核本课题设计涉及的关键零部件包括了具有间歇运动功能的槽轮，槽轮的相关设计参数如下图所示。图3-4间歇机构槽轮的参数根据图3-4所示的结构进行SolidWorks建模，完成如图3-5所示的槽轮三维模型的建立。图3-5槽轮三维模型槽轮在本设计中起着间歇运动的功能，通过槽轮的间歇运动，将电机的旋转运动转化为了具有中间有规律停歇的运动，实现板栗的间歇逐个加工的功能。根据本设计初始设定的滚筒转动速度，槽轮与其配合有8个工位，根据实际工作的情况，槽轮的运动应该为每2s旋转1周，根据式3.41确定每次运动转过的角度，得到：（3.41）结合整机外形尺寸，中心距L选定为110mm，圆柱销的半径r我们选择为5mm，根据以下公式可以求得：（3.42）（3.43）（3.44）本课题的设计选取h的值为31.5mm,查阅机械设计手册得到，叶齿顶厚度b通常选择在3mm至10mm之间，本设计选取5mm。3.1.5轴的结构尺寸设计计算与校核本课题设计中的槽轮轴材料选择Q235，其相关主要物理参数如表3-2所示。表3-2槽轮轴的材料属性材料名称许用应力/MPa弹性模量/GPaQ235225200各轴段的轴径以及轴段长度如图3-6所示。根据抗扭强度初步得出轴的最小轴径dmin=20mm，将轴的最右端（HI段）轴径确定为20mm，轴段的长度为30mm。其余各段的轴径以及轴段长度详见表3-3所示。轴段FG承担装轴承的功能，轴径为30mm，轴段长度为16mm，根据手册选取代号为6006的深沟球轴承。轴段DE负责装滚筒。轴的左侧AB段根据设计手册设计为轴径为30mm，选配6206代号的深沟球轴承，对应的轴段长度为16mm。图3-6槽轮轴的设计表3-3各轴段直径与长度设计槽轮轴的强度校核计算：由式3.3可知，槽轮轴的受扭转强度较小，故选择轴的弯曲疲劳强度进行计算校核。槽轮轴的弯矩图见图3-7。-图3-7槽轮轴轴弯矩图在轴段DE中，该段负责装载滚筒，承载着与滚筒直接接触的压力，图中F表示滚桶重力作用在该处产生的压力。用FR1、FR2分别表示左右两端轴承对轴的支撑力。根据式3.45、3.46、3.47简单地得到左右支反力的值。（3.45）式中，m代表滚桶质量，设定的值为40千克；重力加速度g近似取为10N/kg。算得滚桶产生的压力为F=400N根据力矩平衡条件确定支反力的大小：（3.46）（3.47）其中，L1是左端轴承到滚桶中心距离，值等于175mm；L2是右端轴承与滚桶中心距离，值等于175mm。代入式3.46与3.47求得左右两边的支反力为FR1=FR2=200N代入式3.48弯矩计算公式：（3.48）（3.49）（3.50）由式3.4计算可得应力σ<[σ]（Q235的许用应力值），故该轴设计满足强度要求。3.1.6键及轴承的选择与计算根据传递需求，本设计的滚筒处的键选用A型键，基本参数为b×h=10mm×8mm，依据轴段长度可选择键的长度为50mm。其有效长度为l=L-b=40mm根据要求键选45号钢，查阅机械设计手册其许用挤压应[σ]p=120MPa。根据计算结果转矩大小为T=11.3Nm可计算挤压应力：（3.51）设计的轴段的直径30mm，选择轴承代号为6206的深沟球轴承轴承进行装配，具体参数如表3-4所示。表3-4轴承主要参数轴承的寿命计算步骤：将轴系零件受力进行分析，主要为径向力。其中，左侧轴承的径向力总支承的反力为右边轴承的反力为：查阅机械设计的手册，确定轴承的相关系数：fp=1.2；X1=1，X2=1，代入式3.52与式3.53中计算得动载荷：（3.52）（3.53）由于P1=P2，随意选取某一轴承进行验算即可。轴承的预估寿命和整机额定寿命基本相同，为24000个小时。（3.54）其中，P是轴承的当量动载荷，单位牛；Cr是轴承基本额定动载荷，量纲为1；是计算的一个指数，球轴承选择3代入计算。将各参数代入式3.54可求得Lh68133h，满足基本要求，符合设计要求。3.2推杆机构及传动机构的设计方案3.2.1推杆总体结构设计方案本设计中设计的推杆的作用就是在板栗上施加一定的推力，将板栗推出挡板。基本原理在前文已经较为详细的说明，不过过多描述，基本原理就是曲柄滑块机构。设计完基本的尺寸后，通过SolidWorks建立的三维模型如图3-8所示。预设值推杆的行程定为60毫米，通过模拟能够实现对板栗的推压入滚筒。图3-8推杆根据推杆的设计原理可知，推杆的运动为往复直线运动，相关计算如下：（3.55）式中，s表示推杆行程，取预设值60mm；a代表推杆加速度；t表示推杆完成半个行程后的运动时间，根据前文的电机转速选择可知其为0.25s。代入式3.55求得推杆加速度a=1.92m/s2,（3.56）式3.56中，F表示推杆受力，值为600N；V为推杆速度，单位为m/s；P是要求的推杆工作功率，单位为W；根据式3.56可算得功率为P=290W。3.2.2电机的选择根据3.2.1求得的负载功率P=290W，以及滚桶负载100W的功率。本课题的设计采用功率为0.55KW的三相异步电机。其型号为Y801-4，相关的参数见表3-5。表3-5三相异步电机相关参数3.2.3同步带设计计算与校核同步带是机械设计中比较常用的一种动力传输装置。在本设计中，为了使得推杆与滚筒之间的运动具有确定的关系，采用同步带的形式用统一电机驱动时，能够实现滚筒轴上的槽轮与齿轮配合传动，以及推杆与同步带和齿轮配合传动，达到使板栗精准落入凹槽的效果。通过SolidWorks构建的三维模型如图3-9所示。图3-9槽轮同步带传动示意图预设的条件如下：传递功率P为0.3KW；工作时长为每天9小时，工作情况系数选择Ka=1.5，代入下式求得设计功率为：Pd=KaP=1.5×0.3=0.45KW采用的是同步带传动，大小带轮的转速相同，都是100r/min。带型的选择：根据预设的条件选择相应的带型。带型选择可以参考图3-10。在本设计中选择梯形齿，H型带，根据机械设计手册，获得相关的参数如下：节距Pb=12.07mm，小带轮齿数Zmin=14。根据带轮布置需求，选择小带轮齿数Z1=32。图3-10带型选择参考图小带轮直径d1：大带轮齿数目为：大带轮的直径为：根据机械设计手册可得H型带的最大设计速度为40m/s，带的工作速度为：根据式3.57初定轴的间距：0.7(d1d2)a02(d1d2)（3.57）算得结果为：181.10mma0517.45mm，初定轴间距为a0=489mm，根据式3.58可算得带的节线长度：（3.58）（3.59）可求得LP=1384.3mm，所以节线上齿数为：反求带的节线长度LP：中心距a采用式3.60、3.61计算：（3.60）（3.61）求得大小带轮之间的中心距为a=482.6mm根据式3.62计算小带轮啮合的齿数为zm：（3.62）式3.62中，ent[]代表取整符号；则可算得zm=16，查阅手册可得知啮合的齿数系数为kz=1，带基准额定功率为：（3.63）其中，Ta是带宽度bs0的许用工作张力；bs0是带的基准的宽度，值为27.617mm；m是带宽度bs0的单位长度质量；可算得带的基准额定功率P01.428KW作用在轴上的压力Fq=662N查找机械设计手册可得带宽bs取19.1mm进行工作能力验算：（3.64）（3.65）根据式3.64、3.65求得，Pr=1.13KW>Pd，满足工作要求。根据上述计算结果，将设计的同步带归纳为如表3-5所示的参数表，方便建模时直接对照使用。表3-5同步带主要参数3.2.4轴承与键的选择本设计轴承选择61904，它的转速仅为30r/min，具有载荷小的优势，能满足设计需求。曲柄处选用B型键，键的参数选择为b×h=6mm×6mm，依据轴段长度，选择键长为8mm。根据要求键选45号钢，查阅机械设计手册，许用压应力为[σ]p=120MPa。根据计算，转矩大小为T=18牛米。根据下式可求得键连接工作面的挤压应力：（3.66）带轮处用A型键，键的参数b×h=6mm×6mm，选择键长16mm。l=L−b=10mm根据要求，键的材料选45号钢，查阅机械设计手册其许用挤压应力[σ]p=120MPa。转矩T=18Nm根据式3.66计算键连接工作面的挤压应力：满足要求。3.3浮动切刀及传动机构设计3.3.1浮动切刀结构设计本设计参考了大量前人的经验。在设计切刀时，借鉴郝秀云的板栗十字开口机设计[11]，吸收浮动切刀形式的优势，设计传动轴将动力和运动传递给切刀刀轴，刀轴的位置在两侧臂的限制下能够实现浮动，配合弹簧来限制其浮动范围。对应的三维模型图如图3-11所示。图3-11浮动切刀三维模型3.3.2电机选择切刀的受力主要体现为所受板栗壳的摩擦力。本设计切刀的刀盘半径设计为r=50mm，假设工作时产生的摩擦力为F=20N，根据T=F*r可计算单个切刀转矩T：则四个切刀总功率为：式中，n是切刀转速，假定值500；本设计选用电机类型为交流电机，型号为Y90S-4，功率为1.1KW，参数如表3-6所示。表3-6电机参数3.3.3传动轴设计及计算切刀部分的传递轴材料也是选用Q235。物理特性参数见表3-2。参考相关设计选取A0=126，根据式3.67初步估算轴径：（3.67）取最小轴径为15mm，轴的结构示意图如图3-12所示，同样将最小轴径赋予给轴的最右端，即NO段的轴径为15mm，其他轴段的长度以及轴径设计、轴承选用都可参考3.1.5的设计，具体在SolidWorks中构建模型。图3-12传动轴示意图该传动轴主要受扭矩作用，扭矩图如3-13所示图3-13传动轴扭矩图根据轴的抗扭截面系数计算公式可计算出WT=662.4mm3及扭转应力6.1MPa，显然符合要求。3.3.4V带设计计算与校核本设计采用普通V带传动，带动切刀进行运动，V带的设计过程如下：工作条件选定：电机功率P=1.1KW转速选为n=500r/min使用系数KA取值1.1计算计算功率：（3.68）选择普通V带，根据图3-10，选择带的型号为A型。初定小带轮直径dd1，根据设计手册，取小带轮直径大于80mm,取值为dd1=100mm。根据式3.69验算带速：（3.69）带速合适。计算大带轮基准直径dd2：取标准值dd2=100mm确定V带中心距a和基准长度Ld：参考同步带可得中心距变化范围为140mm~400mm。根据设计尺寸限制初选带传动中心距a0：270mm计算带的基准长度：选取标准带长：Ld0=890mm计算实际中心距：验算小带轮包角α中心距：A型V带单位长度质量q=0.105kg/m，计算计算压轴力：此章节的设计确定了V带相关参数：选择A型V带基准长度为：890mm。带轮基准直径：dd1=100mm，dd2=100mm。中心距控制在：256.7mm~296.7mm之间。单根带初始拉力：F0=29.9N。

第四章整机装配及运动仿真4.1板栗开口机整机装配本设计的三维模型如图4-1所示。图4-1板栗开口机三维模型4.2板栗开口机运动仿真参考黄知洋[12]对使用solidworks的一种采摘机器的运动分析，对本机器进行运动学分析，以一个板栗为例，图4-2中处于漏斗中，推杆推动板栗。图4-2推杆推动板