核桃脫殼機(jī)設(shè)計(jì),核桃,脫殼,設(shè)計(jì) 核桃脫核機(jī)設(shè)計(jì) 學(xué)生：汪 濤 指導(dǎo)老師：高英武 （湖南農(nóng)業(yè)大學(xué)東方科技學(xué)院，長(zhǎng)沙，410128） 摘 要：本文首先提出核桃機(jī)械剝核取仁的必要性和重要性。提出了雙齒盤一齒板式剝核原理及最優(yōu)設(shè)計(jì)參數(shù)，并研制了核桃脫殼機(jī)。其中主要包括總體方案的確定，各部件的設(shè)計(jì)與計(jì)算，總裝與零部件裝圖紙；完成設(shè)計(jì)后，分析了它的特點(diǎn)、優(yōu)勢(shì)，以及存在的不足，需要改進(jìn)，提出了一些改進(jìn)措施。 關(guān)鍵詞：核桃；機(jī)械；剝核 Design Of Decorticator For Walnut Student:Wang Tao Tutor:Gao Yingwu (Oriental Science ＆Technology College of Hunan Agricultural University, Changsha 410128) Abstract：It’s necessary to crack walnut by machine. Cracking principle was put forward. The cracking machine and its optimal parameters were designed, which included the Determining totality scheme, the design and calculation of every components.Total assembling and every components’drawing. After complete the design, analyze the feature, superiority and some defects. Aiming at this defect and raise some improvemeng steps. Keywords： walnut；machine；craking 1 前言 核桃，是人們常見的食物。它營(yíng)養(yǎng)豐富，具有健腦、補(bǔ)腎、美容、降血脂四大功效。核桃和核桃仁還是我國(guó)傳統(tǒng)的出口商品。 但是，由于核桃殼堅(jiān)硬，手工剝核極其不便而且費(fèi)時(shí)費(fèi)力。因此，提高核桃取仁的機(jī)械化程度，是生產(chǎn)過(guò)程中急需解決的問(wèn)題。 鑒于此，本設(shè)計(jì)根據(jù)以往的研究與資料，提出了雙齒盤——齒板式剝核原理以及最優(yōu)設(shè)計(jì)參數(shù)，并研制了核桃脫殼機(jī)。本機(jī)能完美的解決核桃難剝核和人工剝核不能保證仁的完全性難題，且又有較高的生產(chǎn)率和較高的高路仁率。 本次設(shè)計(jì)采用常見的電機(jī)作動(dòng)力源，利用V帶減速和傳遞功率。利用軸旋轉(zhuǎn)帶動(dòng)齒盤的轉(zhuǎn)動(dòng)，齒弧板固定，從而機(jī)器能夠連續(xù)的工作，大大提高了生產(chǎn)率。 2 設(shè)計(jì)的目的、意義、國(guó)內(nèi)外動(dòng)態(tài) 核桃，在我國(guó)有兩千多年栽培歷史，并逐漸由我國(guó)西部擴(kuò)展到黃河流域。目前，全國(guó)核桃產(chǎn)量10萬(wàn)多噸，其中山西、陜西、云南和河北四省年產(chǎn)量均在萬(wàn)噸以上。核桃和核桃仁是我國(guó)傳統(tǒng)的出口商品，外貿(mào)部門根據(jù)核桃仁的完整程度將其分為一路仁、二路仁和碎仁。一路仁是指半仁及大半仁，二路仁是指四分仁以及比1/4大的三角仁，比1/4還小的仁稱為碎仁。二路仁與二路之和統(tǒng)稱為高路仁。高路仁重與仁總重的比值稱為高路仁率，這是評(píng)價(jià)核桃脫核機(jī)的一個(gè)重要指標(biāo)，另一個(gè)指標(biāo)是： 剝核率=（核桃總量—含仁的核重）/核桃總重 核桃的總類： 核桃劃分為四個(gè)品種群，(如表1) 表1 核桃品種群 Table 1 Walnut Cultivar Group 品種群 核桃殼厚度 含仁率（%） 橫膈膜 內(nèi)褶壁 取出仁 （mm） 紙皮核桃 <0.9 >65 退化 退化 全仁 薄殼核桃 1~1.5 50~64 呈膜質(zhì) 退化 半仁 中殼核桃 1.6~2.0 41~49 呈革質(zhì) 不發(fā)達(dá) 1/4仁 后殼核桃 >2.1 <41 呈骨質(zhì) 發(fā)達(dá) 碎仁 注：1.橫隔膜是指分隔開兩半仁的十字架式的薄膜 2.內(nèi)褶壁是指凹凸不平的內(nèi)壁 因此，此種核桃脫核機(jī)所剝核的對(duì)象是指核桃殼厚度小于2mm，橫膈膜退化或呈膜質(zhì)、革質(zhì)，內(nèi)褶壁退化或不發(fā)達(dá)，較易于用機(jī)械剝殼取仁，包括紙皮、薄殼和中殼核桃品種群。目前，此種核桃占全部核桃的85%~90%，隨著無(wú)性繁殖的推廣和品種的進(jìn)一步改良，夾核桃將逐漸被淘汰。故本文著重研究品種純度較高的云南漾濞縣產(chǎn)的薄殼核桃作為本機(jī)械研究對(duì)象。 3 核桃脫殼機(jī)的總體方案的確定 3.1 三種擠壓破裂方法的比較 擠壓破裂核桃基本上有以下三種方式（如圖1） 圖1 三種破裂方式 Figure1 Three rupture mode 3.1.1 核桃的旋轉(zhuǎn)角度 采用第一種方式，核桃在圓盤之間沒有旋轉(zhuǎn)，故旋轉(zhuǎn)角β=0。采用第二、第三種方式，核桃則繞接觸點(diǎn)D2（D3）旋轉(zhuǎn)，由于核桃表面粗糙，可認(rèn)為向下無(wú)滑移，運(yùn)動(dòng)過(guò)程簡(jiǎn)化為繞瞬心D2（D3）點(diǎn)作向下純滾動(dòng)，可分解為繞質(zhì)心（圓心）的勻速轉(zhuǎn)動(dòng)和質(zhì)心的勻速平動(dòng)。 勻速轉(zhuǎn)動(dòng)的角速度ω=(v/2)/(d/2)=v/d，式中v為圓盤線速度。 當(dāng)核桃開始受擠壓時(shí)，旋轉(zhuǎn)的圓盤帶動(dòng)核桃邊轉(zhuǎn)動(dòng)邊向下平動(dòng)。當(dāng)圓盤轉(zhuǎn)過(guò)α角時(shí)，核桃向下平動(dòng)的圓弧長(zhǎng)度l： l=α(r+) (3-1) 所用時(shí)間t： t=l/=2α(r+)/v (3-2) 核桃旋轉(zhuǎn)角： β=ωt=(+1) α (3-3) 當(dāng)r,d一定時(shí)，β與α成正比關(guān)系。比較第二、第三種方式，擠入角α3>α2，則β3>β2。因此，第三種方式最有利于殼的全面破裂。 3.1.2 核桃的壓縮變形曲線 根據(jù)幾何尺寸關(guān)系，運(yùn)用三角形的余弦定理核正弦定理，就可以求出這三種方案的壓縮變形量δ（α）與圓盤轉(zhuǎn)角α的關(guān)系式，簡(jiǎn)稱壓縮變形曲線。δm是指最大壓縮變形量。 對(duì)于第一種方式： cosα1= δ（α）=C1D1-C1D1’=2r[cos(α1-α)- cosα1] δm=2r(1- cosα1) 對(duì)于第二種方式： cosα2= δ（α）= - A 其中A= δm= –S 對(duì)于第三種方式： cosα3= sink3=sinα3 δ（α）=-B 其中 B= (3-4) Sink= (3-5) δm =-S (3-6) 選取 r=100mm, d/2=10.4mm, S=19.1mm. R=180mm, 就可以繪制出三種方式下的壓縮變形曲線。（如圖2） 第三種曲線變化最平緩，斜率最小，這就意味著殼達(dá)到相同的變形量而出現(xiàn)初始裂紋時(shí)，第三種方式下圓盤轉(zhuǎn)過(guò)的角度最大，因而核桃在出現(xiàn)裂紋這一過(guò)程中所轉(zhuǎn)過(guò)角度也是最大的。這就使得殼上受擠壓力作用而出現(xiàn)初始裂紋的區(qū)域最大，最有利于殼的全面破裂。 這三條曲線的最大變形量雖然非常接近，但第三條曲線的擠入角明顯大于第二條。這就使得曲線變化緩慢。在擠壓后期，擠壓變形量增加緩慢，避免對(duì)剝離出來(lái)的仁的擠壓破碎，提高取仁質(zhì)量。 圖2 三種擠壓方式的壓縮變形曲線 Figure2 Deformation mode of the three curves extruded 3.2 雙齒盤齒板式剝殼原理及最優(yōu)設(shè)計(jì)參數(shù) 3.2.1 剝殼原理 在前面分析基礎(chǔ)上，提出了雙齒盤一齒板式剝殼原理(如圖3)。當(dāng)核桃喂入到剝殼裝置中，齒盤的旋轉(zhuǎn)帶動(dòng)核桃邊緣旋轉(zhuǎn)邊向里擠入，一定間距的齒尖不斷地沿著殼表面壓，使得裂紋不斷擴(kuò)展，部分殼和仁分離出來(lái)，最后殼基本上完全破裂，碎殼和仁通過(guò)最小間隙向下掉出來(lái)。 齒盤和弧齒板的斜面角度為45°，長(zhǎng)度為8mm。在倒角面上分布著一定尺寸的小齒。隨著擠壓變形量的增加，殼表面變平甚至出現(xiàn)凹坑，則齒數(shù)由1個(gè)增加到2、3個(gè)甚至4、5個(gè)。這樣在接觸處產(chǎn)生的初始裂紋條數(shù)多又長(zhǎng)，由于核桃的旋轉(zhuǎn)使整個(gè)圓周都產(chǎn)生裂紋，使殼完全均勻地破裂。 圖3 雙齒盤——齒板式剝殼原理 Figure3 Bidentate disk - Principles of tooth plate peeled 3.2.2 理想擠入角 理想的擠壓破裂過(guò)程要求核桃從擠壓開始到破裂結(jié)束轉(zhuǎn)過(guò)半圓，即β=180°，保證核桃在整個(gè)圓周上都產(chǎn)生裂紋，殼的破裂全面而均勻。那么，理想擠入角α3為： α3=+3° 假定齒盤直徑200mm，考慮到核桃在擠壓過(guò)程中的速度要發(fā)生變化，取修正角為3°，d為簡(jiǎn)化的核桃直徑，即相應(yīng)兩接觸間的實(shí)際距離，d與橫徑均值D的關(guān)系為： d=D-4 r’== 每一尺寸等級(jí)核桃的r’和α3(如表2) 表2 每一尺寸等級(jí)核桃r’和α3 Table 2 Each size grade walnut r’and α3 橫徑范圍 30~32 32~34 34~36 36~38 38~40 （mm） 橫徑均值D 31 33 35 37 39 （mm） 簡(jiǎn)化圓的 半徑r’(mm) 9.0 9.7 10.4 11.1 11.8 理想的擠入 角α3（度 ） 17.8 18.9 19.9 21.0 22.0 3.3 偏心圓弧板最佳半徑的確定 為了保證在擠壓破裂過(guò)程中對(duì)仁不造成破碎，應(yīng)使最大壓縮變形量小于不使仁壓碎的最大擠壓變形量，即δm≤1.6～2.5mm,當(dāng)給定 α3、r、r’時(shí)，不同的R將產(chǎn)生不同的δm和最小間隙s（理論調(diào)節(jié)值）。計(jì)算公式如下： == (3-7) 故： S=R-r-*sinK3 δm=r’-S 將核桃分為5個(gè)尺寸等級(jí)，即有5組r’和 α3，繪出每組δm—R曲線，δm隨R增大近似成線性增加。當(dāng)R為較小值時(shí)，δm也較小，不足以使殼完全破裂。當(dāng)R為較大值時(shí)，才能獲得較好的剝核取仁性能。對(duì)每一組δm—R曲線加以比較，發(fā)現(xiàn)當(dāng)D增大時(shí)δm也增大，這就要求所選取的R值對(duì)每一尺寸等級(jí)的核桃都能獲得較好的剝核取仁性能。選取R=180mm, δm的變化范圍為1.8～2.7mm。數(shù)值上比較接近不使仁壓碎的最大擠壓變形量。 3.4 主要組成部分特點(diǎn) 3.4.1 電動(dòng)機(jī) 由于核桃脫核機(jī)的生產(chǎn)率為40kg/h，所以選擇功率小、轉(zhuǎn)速低、價(jià)格低、體積小的電動(dòng)機(jī)，該電動(dòng)額定功率為0.75kw，同步轉(zhuǎn)速n=910r/min，即為Y90S-6型號(hào)。該電動(dòng)機(jī)額定電壓380V，頻率50Hz。 3.4.2 皮帶傳動(dòng)裝置 核桃脫核機(jī)選用V帶的傳動(dòng)裝置，傳動(dòng)比i=5 3.4.3 軸 軸的材料主要選擇45號(hào)鋼，軸的固定采用角接觸球軸承，采用軸肩定位。 4 傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算、零部件的強(qiáng)度剛度計(jì)算 4.1 傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算 4.1.1 電動(dòng)機(jī)的參數(shù) 選用最常見的Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)(ZBK22007-88), 型號(hào)：Y90S-6，額定功率：0.75KW,滿載轉(zhuǎn)速：910r/min。 4.1.2 V帶輪的設(shè)計(jì)選擇計(jì)算 確定計(jì)算功率Pca 計(jì)算功率Pca是根據(jù)傳遞的功率P，并考慮到荷載性質(zhì)和每天運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)間長(zhǎng)短等因素的影響而確定的。即 Pca=KAP (4-1) 式中：Pca-計(jì)算功率，單位為kw； P-傳遞的額定功率，單位為kw; KA-工作情況系數(shù)，見表8-6 查表8-7，取KA=1.18，帶入公式得： Pca=KAP=1.18*0.75=0.885kw 選擇帶型 根據(jù)計(jì)算功率Pca和小帶輪轉(zhuǎn)數(shù)n1有圖表8-8選定帶型選擇普通V帶Z型。 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1和dd2 初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1 根據(jù)V帶截型，參考表8-6及表8-8，選取dd1=63mm 驗(yàn)算帶的速度V 根據(jù)式（8-13）來(lái)計(jì)算的速度 V= 將,帶入式中，得： V==3m/s 計(jì)算從動(dòng)輪的基準(zhǔn)直徑dd2 確定中心距a和帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld 如果中心距未給出，可根據(jù)傳遞的結(jié)構(gòu)需要初定中心距a0,取 即代入,,得： 初取 a0確定后，根據(jù)帶傳動(dòng)的幾何關(guān)系，按下式計(jì)算所需帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度 (4-2) 將，,代入上式中，得： 根據(jù)L’d由表8-2中選取和L’d相近的V帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld，取由于V帶傳動(dòng)的中心距一般是可以調(diào)整的，固可采用下式作近似計(jì)算，即 考慮安裝調(diào)整和補(bǔ)償預(yù)緊力的需要，中心距的變動(dòng)范圍為： 驗(yàn)算主動(dòng)輪上的包角α1 根據(jù)（8-6）及對(duì)包角的要求，應(yīng)保證 確定帶的根數(shù)Z (4-3) 式中：Kα— 考慮包角不同時(shí)的影響系數(shù)，簡(jiǎn)稱包角系數(shù)，查表8-5; KL — 考慮到長(zhǎng)度不同時(shí)的影響系數(shù)，簡(jiǎn)稱長(zhǎng)度系數(shù)，查表8-2； P0 — 單根V帶的基本額定功率，查表8-4a或8-4b； △P0 — 記入傳動(dòng)比時(shí)影響是，單根V帶額定功率的增量，其值見表8-4b或8-5d以上均查表的：Pca=0.885,P0=0.18,△P0=0.02，Kα=0.92，KL=1.16 取Z=4 確定帶的預(yù)緊力F0 由式（8-7），并考慮離心力的不利影響時(shí)，單根V帶所需的預(yù)緊力為 (4-4) 將 代入上式并考慮包角對(duì)所需預(yù)緊力的影響，可將F0的計(jì)算式寫為 將Pca=0.885kw，Z=4，V=3m/s，Kα=0.92,q=0.06kg/m 得： 計(jì)算帶傳動(dòng)作用在軸上的力（簡(jiǎn)稱壓力軸）Fp 為了設(shè)計(jì)安裝帶輪的軸和軸承，必須確定帶傳動(dòng)作用在軸上的力Fp。如果不考慮帶的兩邊的拉力差，則壓軸力可以近似按帶的兩邊的預(yù)緊力F0的合力來(lái)計(jì)算（圖8-11），即 將Z=4，α1=150°，F(xiàn)0=64N代入上式，得： 4.1.3 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 求軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2 若取每級(jí)傳動(dòng)的效率為η=0.97,則 初步確定軸的最小直徑 先按式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取A0=120，于是得： 軸的最小直徑顯然是安裝V帶以動(dòng)輪出的直徑dⅠ-Ⅱ=35mm 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 擬定軸上零件的裝配方案 本軸的裝配方案采用如圖3所示的裝配方案 圖4 軸的結(jié)構(gòu)與裝配 Figure4 Structure and assembly of the axis 初步選擇軸承。選用角接觸球軸承。參照工作要求并根據(jù) dⅡ-Ⅲ=42mm,由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取標(biāo)注精度級(jí)的角接觸軸承7209AC，其尺寸為,估dⅢ-Ⅳ=dⅦ-Ⅷ=45mm。而lⅦ-Ⅷ=19mm右端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)上查得7209AC型軸承的定位軸肩高度h=17mm，因此dⅣ-Ⅶ=52mm。 取安裝齒盤處的軸段Ⅳ-Ⅴ的直徑dⅥ-Ⅶ=52mm，右齒盤的左端左軸承之間采用套筒定位，右齒盤的右端與右軸承之間采用套筒定位。 已知齒盤的寬度為23mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒盤，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取lⅣ-Ⅴ=20mm。兩個(gè)齒盤的中間采用軸肩定位，軸肩高度,取h=6mm,則軸環(huán)處的直徑dⅤ-Ⅳ=58mm。 軸環(huán)寬度b=12mm，則lⅤ-Ⅵ=12mm。 軸承端蓋的總寬度為20mm（由機(jī)械及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝卸及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑的要求，取端面的外端面與從動(dòng)輪右端間的距離l=30mm，故取lⅡ-Ⅲ=50mm. 取齒盤距箱體內(nèi)壁之距離a=16mm,考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離S，取S=8，已知軸承寬度B=19mm,則 lⅢ-Ⅳ=47mm lⅥ-Ⅶ=20mm 考慮到軸上的結(jié)構(gòu)要對(duì)稱，故到此全部確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 dⅠ-Ⅱ=35mm lⅠ-Ⅱ=60mm dⅡ-Ⅲ=42mm lⅡ-Ⅲ=50mm dⅢ-Ⅳ=45mm lⅢ-Ⅳ=47mm dⅣ-Ⅴ=52mm lⅣ-Ⅴ=20mm dⅤ-Ⅵ=58mm lⅤ-Ⅵ=12mm dⅥ-Ⅶ=52mm lⅥ-Ⅶ=20mm dⅦ-Ⅷ=45mm lⅦ-Ⅷ=47mm 軸上零件的周向定位 齒盤從動(dòng)輪與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。按dⅣ-Ⅴ由手冊(cè)查得平鍵截面(GB/T1095-1979)，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為mm（標(biāo)注鍵長(zhǎng)見GB/T1096-1979）,同時(shí)為了保證齒盤與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒盤與軸的配合為H7/n6；同樣，從動(dòng)輪與軸的聯(lián)接，選用平鍵為，從動(dòng)輪與軸的配合H7/k6。軸承與軸的周向定位是借過(guò)渡配合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表15-2，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖紙所示d。軸的潤(rùn)滑采用涂黃油的方式進(jìn)行。 4.2 零件的強(qiáng)度剛度計(jì)算 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖。在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從手冊(cè)中查取a值。對(duì)于7209AC型角接觸球軸承，由手冊(cè)中查得a=25.4mm。因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。（如圖5） 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險(xiǎn)截面。 現(xiàn)將計(jì)算出截面C處的MH、Mv及M的值(列表3) 圖5 軸的載荷分析圖 Figure5 Axis load analysis diagram 表3 截面C處的MH、Mv及M的值 Table 3 Section C at the MH, Mv and the value of M 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F FNH1=2337N FNH2=1273N FNV1=1689N FNV2=-15N 彎矩M MH=36217N·mm MV1=32699N·mm Mv2=-440N·mm 總彎矩 扭矩 T=38000N·mm 按彎矩合成重力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核是，通常只校核對(duì)軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即能是截面C）的強(qiáng)度，根據(jù)式（15-5）及上表中的數(shù)值，并去α=0.6,軸的計(jì)算重力 (4-5) 將,M1=48794.4N·mm，α=0.6，T=38000N·mm，,代入公式，得： 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得。因此故安全。 4.2.1 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 判斷危險(xiǎn)截面 截面A,Ⅱ，Ⅲ，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過(guò)渡配合所引起的重力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按鈕強(qiáng)度較為寬裕的確定的，所以截面A,Ⅱ，Ⅲ，B均無(wú)需校核。 從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來(lái)看，截面Ⅳ和Ⅴ處過(guò)盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受截的情況來(lái)看，截面C上的重力最大。截面V的應(yīng)力集中的影響和截面Ⅳ的相近，但截面Ⅴ不受扭矩作用，同時(shí)軸徑也較大，故不必作強(qiáng)度校核。截面C上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大（過(guò)盈配合及鍵槽引起的重力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截面C也不必校核。截面Ⅵ和Ⅶ顯然更不必校核。由第三章附錄可知，鍵槽的重力集中系數(shù)比過(guò)盈配合的小，因而該軸只需要校核截面Ⅳ左右兩側(cè)即可。 截面Ⅳ左側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面Ⅵ左側(cè)的彎矩m為 截面Ⅳ上的扭矩T為 T=38000N·mm 截面上的彎曲應(yīng)力 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得 ， , 。 截面上由于軸肩而形成的理論重力集中系數(shù)按附表3-2查取。因，經(jīng)插值后可查得： 又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為 故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式（附3-4）為 由附圖3-2得尺寸系數(shù)，由附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸半徑表面強(qiáng)化處理即,則按式（3-12）及（3-12a）得綜合系數(shù)值為 又由§3-1及§3-2得碳鋼的特性系數(shù) ,取 取 于是，計(jì)算安全系數(shù)Sca值，按式（15-6）（15-8）則得 故可知其安全 截面Ⅳ右側(cè) 抗彎截面系數(shù)的W按表15-4中的公式計(jì)算 抗扭截面系數(shù)WT為 彎矩M及彎曲應(yīng)力為 扭矩T及扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為 T=38000N·mm 過(guò)盈配合處的值，由附表3-8用插入法求出，并取，于是得 軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 故的綜合系數(shù)為 所以軸在截面Ⅳ右側(cè)的安全系數(shù)為 故該軸在截面Ⅳ右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。 至此，軸的校核結(jié)束。 4.2.2 軸承的校核 查軸承樣本可知，7209AC軸承的 求出軸承受到徑向載荷R1和R2 求軸承的計(jì)算軸向力A1和A2 對(duì)于7209AC軸承按表13-7，軸承內(nèi)部附加軸向力,其中e為表13-5中的判斷系數(shù)，其值由的大小來(lái)確定，但現(xiàn)在軸承軸向力A未知，故設(shè)取e=0.40，因此可以估算： 按式（13-11），得： 由表13-5得，再計(jì)算 兩次計(jì)算的值相關(guān)不打，因此確定。 所以 求兩軸承當(dāng)量動(dòng)載荷 因?yàn)? 由表13-5可查得徑向載荷系數(shù)和軸荷系數(shù)為 對(duì)軸承1 X1=1 Y1=0 對(duì)軸承2 X2=1 Y2=0 固軸承運(yùn)轉(zhuǎn)中有中等沖擊載荷，按表13-6，,,則： 最后求驗(yàn)算軸承的壽命 因?yàn)?，所以按軸承1的受力大小驗(yàn)算； 預(yù)期壽命8年 工作小時(shí)數(shù)： 固有,可滿足壽命要求。 4.2.3 鍵的選擇 由于小皮帶輪與電機(jī)軸的聯(lián)接傳遞和扭矩小，而鍵又長(zhǎng)，現(xiàn)校核大皮帶輪的平鍵： 由 ,差表得：K=2.2, 則此鍵能傳遞的扭矩： T= 故此鍵安全 附： 計(jì)算過(guò)程中所有表和公式來(lái)自《機(jī)械設(shè)計(jì)》第八版 濮良貴 紀(jì)名剛主編 5 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 5.1 機(jī)體的機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 機(jī)體是箱蓋（如圖6）與箱體（如圖7）鑄造而成，材料為HT200,箱蓋是安裝主軸的，為了減少真?zhèn)€機(jī)體的重量，采用機(jī)座吧箱體支撐起來(lái)，再把箱蓋和箱體連成一體使得整體的結(jié)構(gòu)更簡(jiǎn)單、合理、穩(wěn)定、減少了振動(dòng)。機(jī)體的設(shè)計(jì)要緊密，以防止核桃不被擠壓。 機(jī)體的下面安裝電動(dòng)機(jī)，皮帶輪設(shè)置在機(jī)體外面，這樣方便調(diào)節(jié)皮帶的松緊，檢查皮帶輪的安裝是否到位。 圖6 箱蓋 Figure6 Cover 圖7箱體 Figure7 Box 5.2 入料斗的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 入料斗(如圖8)是保證進(jìn)料順利，起定料的作用，根據(jù)本機(jī)的整體特點(diǎn)，入料斗設(shè)計(jì)成矩形和梯形相結(jié)合的形狀，且矩形的寬度為40mm，能保證剛好一個(gè)核桃進(jìn)入齒盤進(jìn)行剝殼。 圖8 入料斗 Figure8 Into the hopper 6 存在的問(wèn)題及改進(jìn)措施 由于本機(jī)入料斗偏小，故存在頻繁加料的問(wèn)題，給加工帶來(lái)麻煩。在出料斗的設(shè)計(jì)存在缺陷，剝殼出來(lái)之后，還要進(jìn)行人工選仁和殼的問(wèn)題。 主要改進(jìn)措施：為了使全過(guò)程更趨于機(jī)械化，本人從原有基礎(chǔ)上再設(shè)計(jì)了一個(gè)振動(dòng)分離裝置。 由于電機(jī)的轉(zhuǎn)速過(guò)高，而分離裝置轉(zhuǎn)速要求較小，故通過(guò)減速達(dá)到所需要求。減速簡(jiǎn)圖（如圖9） 圖9 減速裝置簡(jiǎn)圖 Figure9 Reduction gear diagram 利用核仁與壓碎的碎殼重力不同進(jìn)行分離。查表得出傳送帶的摩擦系數(shù)μ為0.3～0.5，取μ=0.4。 由力學(xué)知識(shí)，容易得出tanθ>0.4 。取θ=30°。即為傾斜角度。 采用曲軸（如圖10），從而達(dá)到振動(dòng)的效果，傳送帶必需具有一定的彈性。滾筒間的固定采用固定板。帶傳動(dòng)計(jì)算過(guò)程參照上面方法，滿足所需要求。 圖10 曲軸 Figure9 Crackaxis 7 結(jié)論 大致了解了機(jī)械設(shè)計(jì)的方法和程序，特別是怎么思考問(wèn)題和解決問(wèn)題，使得在今后的工作中遇到問(wèn)題能迎刃而解。 所學(xué)的知識(shí)得到了一次較全面的鞏固，同時(shí)有感到品是學(xué)的不夠扎實(shí)。 通過(guò)這次設(shè)計(jì)又學(xué)到了很多以前沒接觸到的新知識(shí)，提高了自己的自學(xué)能力。 參考文獻(xiàn) [1]鐘海雁等. 核桃生產(chǎn)加工利用研究的現(xiàn)狀與前景[J]. 食品與機(jī)械 , 2008,(04) [2]吳子岳. 綿核桃剝殼機(jī)的研究設(shè)計(jì)[J]. 食品與機(jī)械 , 2007,(03) [3]史建新，辛動(dòng)軍等.國(guó)內(nèi)外核桃破殼取仁機(jī)械的現(xiàn)狀及問(wèn)題探討[J]. 新疆農(nóng)機(jī)化 , 2008,(06) [4]張林泉.剝殼機(jī)具的現(xiàn)狀及效果改進(jìn)方法的探討[J] .食品與機(jī)械.2008（4） [5]史建新等. 6HP-150型核桃破殼機(jī)[J].糧油加工與食品機(jī)械 , 2009,(01) [6]吳斌芳，張建鋼，周國(guó)柱，張業(yè)鵬. 綿核桃剝殼取仁機(jī)的研制[J].湖北工學(xué)院學(xué)報(bào) ,2005,(S1) [7]辛動(dòng)軍,史建新. 核桃剝殼機(jī)導(dǎo)向裝置試驗(yàn)研究[J]. 新疆農(nóng)業(yè)大學(xué)學(xué)報(bào) , 2008,(03) [8]吳斌芳等. 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經(jīng)過(guò)近半學(xué)期的忙碌和工作，本次畢業(yè)設(shè)計(jì)已經(jīng)接近尾聲，作為一個(gè)本科生的畢業(yè)設(shè)計(jì)，由于經(jīng)驗(yàn)的匱乏，難免有許多考慮不周全的地方，如果沒有導(dǎo)師的督促指導(dǎo)，以及一起學(xué)習(xí)的同學(xué)們的支持，想要完成這個(gè)設(shè)計(jì)是難以想象的。在這里首先要感謝我的指導(dǎo)老師高英武教授。高老師平日里工作繁多，但在我做畢業(yè)設(shè)計(jì)的每個(gè)階段，從查閱資料到設(shè)計(jì)草案的確定和修改，中期檢查，后期詳細(xì)設(shè)計(jì)，裝配草圖等整個(gè)過(guò)程中都給予了我悉心的指導(dǎo)。我的設(shè)計(jì)較為簡(jiǎn)潔，但是高老師仍然細(xì)心地糾正設(shè)計(jì)內(nèi)容中的錯(cuò)誤。除了敬佩高老師的專業(yè)水平外，她的治學(xué)嚴(yán)謹(jǐn)和科學(xué)研究的精神也是我永遠(yuǎn)學(xué)習(xí)的榜樣，她的循循善誘的教導(dǎo)和不拘一格的思路也給予我無(wú)盡的啟迪。并將積極影響我今后的學(xué)習(xí)和工作。其次要感謝我的同學(xué)對(duì)我無(wú)私的幫助，特別是在非標(biāo)準(zhǔn)件尺寸確定方面，正因?yàn)槿绱宋也拍茼樌耐瓿稍O(shè)計(jì)。最后我要感謝我的母?！限r(nóng)業(yè)大學(xué)，是母校給我們提供了優(yōu)良的學(xué)習(xí)環(huán)境；另外，我還要感謝那些曾給我授過(guò)課的每一位老師，是你們教會(huì)我專業(yè)知識(shí)。在此，我謝謝大家! 22