自動核桃脫殼機論文說明書

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1、- 目 錄 摘要I 1 前言1 2 緒論1 2.1 課題研究的目的和意義1 2.2 國外研究現(xiàn)狀2 2.3 總體方案6 3 電動機的選擇10 4 破殼軸的帶及帶輪的設計11 4.1 傳動帶的設計11 確定計算功率11 選擇V帶的型號12 確定帶輪的基準直徑12 確定傳動中心距a和帶長L12 驗算主動輪上的包角13 確定V帶的根數(shù)13 確定帶的初拉力14 求V帶傳動作用在軸上的壓力14 4.2 V帶帶輪的設計15 帶輪的材料選擇15 構造設計15 從動帶輪的設計16 5 撥料軸的帶及帶輪的設計17 5.1 傳動帶的設計17 確定計算功率17

2、選擇V帶的型號17 確定帶輪的基準直徑17 確定傳動中心距a和帶長L18 驗算主動輪上的包角19 確定V帶的根數(shù)19 確定帶的初拉力19 求V帶傳動作用在軸上的壓力20 5.2 V帶帶輪的設計20 帶輪的材料選擇20 構造設計20 從動帶輪的設計21 6 破殼軸的設計22 6.1 軸上的功率P、轉速n、轉矩T22 6.2 初步確定軸的最小直徑22 6.3 軸的構造設計23 擬定軸上零件的裝配方案23 確定軸的各段直徑和長度23 軸上零件的軸向定位24 確定軸上圓角和倒角尺寸24 軸的潤滑25 6.4 軸上的載荷25 6.5 準確校核軸的疲勞強度27

3、判斷危險截面27 校核截面Ⅳ左側27 校核截面Ⅳ右側28 7 破殼軸軸承的校核29 7.1 計算軸承受到的徑向載荷29 7.2 計算軸承軸向力30 7.3 求軸承的當量動載荷30 7.4 驗算軸承的壽命31 8 機架的設計31 9 輸料斗的設計32 10 接料板的設計33 11 隔料機構33 12 調間隙機構34 總結與體會36 致詞37 【參考文獻】38 . z - 摘要 核桃具有很高營養(yǎng)價值，不管是在國還是在國外都具有很廣闊的市場空

4、間，人們的需求量是很大的。我國是核桃生產大國，在加工中存在的問題是核桃脫殼比較困難，核桃取仁在我國歷來靠手工，效率低，破殼效果差。人工剝殼難以滿足生產開展的要求，研制高效剝殼機已成當務之急。經調研和分析，設計了雙齒盤——齒板式核桃脫殼機。本文介紹了雙齒盤——齒板破殼原理，核桃脫殼機的破殼裝置、隔料裝置、調間隙裝置、撥料裝置、整體構造設計及參數(shù)設計。其中主要包括總體方案確實定，各部件的設計與計算，軸的校核，軸承的驗算，完成全部設計后，并利用solid works軟件進展了三維零件設計及裝配，總裝配與各零件的圖紙設計等等。 【關鍵詞】：雙齒盤 齒板、核桃脫殼機、調間隙裝置、solid works

5、 Abstract Walnut has a high nutritional value and has a very large market space whether at home or abroad, people's demand is enormous. Walnut production in China is a big country in the processing problem is more difficult shelledwalnut, walnut kernel in our country has always been taken by hand,

6、 low efficiency, poor broken shell. Artificial Sheller difficult to meet the requirements of the development of production, the development of efficient shelling machine has bee imperative. Based on this proposed designedof gear - tooth plate walnut shelling machine. Introduce a dual gear - tooth pl

7、ate broken shell theory, and design of the broken shell walnut shelling machine device, every feeding device, adjust gap device, dial feeding device, the overall structural design and design parameters. Which mainly include the determination of the overall program, design and calculation of the vari

8、ous ponents, check the shaft, the bearing checking, after pletion of all the design and use of solid works software for the design of three-dimensional parts and assembly, final assembly and design drawings of the parts and so on. 【Key words】：double gear - tooth plate;walnut shelling machine;adjust

9、 gap device; solid works . z - 1前言 核桃，是人們常見的食物。它營養(yǎng)豐富，具有健腦、補腎、美容、降血脂四大成效。核桃和核桃仁還是我國傳統(tǒng)的出口商品，加工和出口的季節(jié)性比較強。核桃取仁在我國歷來靠手工，一人一天平均僅能砸40斤核桃，加工和出口的時間正值三秋和農田根本建立大忙季節(jié)，任務重，時間緊，形成與農業(yè)爭勞力的局面，所以，實現(xiàn)核桃取仁機械化，對解放勞動力，支援農業(yè)生產有重要意義。核桃出口國家較多，進口國家比較集中，國際市場斗爭十分劇烈，實

10、現(xiàn)核桃加工機械化，有利于我們搶時間，爭速度，支援外貿。從經濟上說，國際市場核桃仁各質量等級的差價甚大。機械取仁有希望提高取仁質量，增加外匯，同時大規(guī)模集中加工，便于綜合利用。核桃仁中約占5%的碎末可以集中榨油，大量的核桃殼是做活性炭的好原料。研制核桃破殼機的具體任務是尋找適當?shù)摹⑻貏e是保證取仁質量的破殼工藝方法，研究實現(xiàn)這一工藝方法所要求的機器。 2緒論 2.1課題研究的目的和意義 核桃，是人們常見的食物。它營養(yǎng)豐富，具有健腦、補腎、美容、降血脂四大成效。核桃富含脂肪(70%以上)及蛋白質(20%)，是高熱能營養(yǎng)食物，又是無膽固醇的綠色保健食品，有著廣闊的國外市場，歷來被稱為“木本油料〞

11、、“鐵桿莊稼〞，是中國開發(fā)山區(qū)林業(yè)生產的重要經濟樹種。目前，全國25個省、市自治區(qū)都有核桃分布，面積有1000多萬畝，2億多株，以、、、、、、、、、**產量最多，約占全國總產量的85%以上，并且是我國傳統(tǒng)出口物資之一。 我國的核桃栽培面積約130萬以上，主要種植區(qū)域在西南和西北。在國際市場上，核桃與杏仁、腰果、榛子一起并列為世界4大干果，核桃作為保健食品早已被國外所認識。針對核桃加工存在的問題和市場的需求，確定核桃加工工藝，除脫青皮、分級、清洗、脫水、烘干、去殼、仁殼別離與包裝外，還可進一步深加工。在加工中，存在的問題是核桃脫殼比較困難，主要由人工完成。人工剝殼難以滿足生產開展的要求，故研制

12、高效剝殼機已成當務之急。 2.2國外研究現(xiàn)狀 目前，國機械方面核桃破殼取仁的方法有以下幾種：離心碰撞式破殼法，化學腐蝕法，真空破殼取仁法，超聲波破殼法，定間隙擠壓破殼法。第一種碎仁太多，第二種實際操作不好控制，仁易受腐蝕，在一定程度上還會造成環(huán)境污染。第三四種設備昂貴，破殼本錢高，且破殼效果不夠理想。第五種值得探索。國市場上常見的核桃破殼機如下： 〔1〕核桃剝殼機采用擠搓原理 擠搓原理剝殼取仁石磙半徑120mm。凹板形狀曲線由圓弧段和直線段聯(lián)接而成，圓弧半徑140mm。直線長度即工作行程為30mm。由于石磙以50r/min轉動，凹板固定，核桃本身將產生轉動。這樣，核桃不是在一點而是在一

13、條線或一個區(qū)域上受到擠搓作用，有利于殼的完全破裂。如圖2-1所示。 1調節(jié)機構 2凸版 3石磙 4喂入斗 5核桃 圖2-1核桃剝殼機示意圖 〔2〕核桃剝殼機采用定向對刀擠切原理 由于核桃結合線截面與兩半仁的結合面穿插成90度，殼上溝紋方向與縱徑方向一致。因此，采用兩把刀頭沿縱徑兩端作用(擠壓兼切割)，刀頭形狀見圖2-2。每把刀頭均勻地鑲入五塊刀片，刀片做成弧形輪廓.以盡可能接觸核桃外殼。擠切的兩刀頭，其刀片相對錯開，使得碎殼瓣小而數(shù)多，有利于殼的完全破裂，提高剝殼質量。 圖2-2核桃脫殼機刀頭形狀示意圖 〔3〕農業(yè)機械學院研制的核桃剝殼機 核桃剝殼機原理如圖2-3。當綿核桃喂入到

14、克剝裝置中，齒盤的旋轉帶動綿核桃邊旋轉邊向里擠入。間距的齒尖不斷地沿著殼外表克壓，使得裂紋不擴展局部殼和仁掉離出來。最后殼根本上完全裂，碎殼和仁通過最小間隙向下掉出。 圖2-3北農機械學院綿核桃剝殼取仁原理示意圖 〔4〕**農業(yè)大學史建新教師等設計的6HP-150型核桃破殼機 該機采用擠壓破殼原理，如圖2-4，當兩對法向集中力作用在核桃上時較有利于殼的均勻完全破裂，而多對集中力作用在核桃上因提高了核桃的剛度，降低了力值。核桃反而不易破裂。為了在破殼時能滿足上述原理上的要求，在破殼裝置構造上采用帶有多級凹槽及齒紋的擠壓輥，弧齒板采用雙弧板構造，該構造符合“四點加壓〞原理，因而有利于殼的完全

15、破裂。 1核桃2擠壓輥3弧齒板 圖2-4擠壓破簡示意圖 由**農業(yè)大學機械交通學院研制的6HP-150型核桃破殼機由分級裝置、導向裝置、破殼機構組成如圖2-5。該機能依次自動完成分級、導向、破殼，無需人工參與。提高了勞動生產率和降低了生產本錢。分級采用的是錐型滾筒柵式分級機構。該機構具有功耗低、振動小、可實現(xiàn)無級分級、對工位數(shù)的適應性強等特點。破殼裝置果用滾筒-弧齒板式構造，采用這種構造更有利于得到完整的核桃仁。 1料斗2分級滾筒3傳動鏈條4支撐輪5導向輥 6傳動齒傳動7弧齒板8擠壓輥9電機 圖2-56HP-150核桃破殼機的構造簡圖 〔5〕**農業(yè)大學史建新教師所設計的多輥擠壓

16、式核桃破殼機 該機主要由機架、喂料斗、破殼輥、輔助破殼輥(數(shù)量35)、擠壓間距調節(jié)機構、擋板、出料斗、帶傳動、電機等,其構造見圖2-6。破殼輥與輔助破殼輥為破殼機的主要部件，兩輥構成連續(xù)性的擠壓破殼工作區(qū)，核桃在該區(qū)受到連續(xù)性的擠壓，受擠壓的核桃沒有很快進展二次擠壓，核桃仁損傷程度??；伸進喂料斗的輔助破殼輥有助于均勻單層喂料；當兩輥以一定速度相對旋轉，工作時核桃受力方向一致，不會造成核桃的兩半破裂，擠壓間距調節(jié)機構可改變擠壓破殼工作區(qū)的大小，以適應不同大小的核桃。破殼輥與輔助破殼輥形成由大到小連續(xù)性的多工位擠壓破殼工作區(qū)，當兩輥以一定速度相對旋轉時，伸進喂料斗的輔助破殼輥帶動料斗的核桃均勻的

17、單層進入擠壓破殼工作區(qū)，由于該區(qū)大于核桃橫徑，核桃沒有受到擠壓；此時破殼輥帶動核桃做勻速轉動和均勻平動到下一工作區(qū)，核桃在該區(qū)受到微量擠壓，被擠壓的核桃由破殼輥再次帶動到下一工作區(qū)，如此循環(huán)往復,被擠壓程度逐漸加深，當核桃被擠壓到核桃殼最大擠壓變形量最大時，核桃破裂，破裂的核桃從出料口排出。 1輔助破殼輥2擋板 3破殼棍 4機架 5帶傳動 6電機 7出料斗 8擠壓間距調整機構 9喂料斗 圖2-6新農大史建新多輥擠壓式核桃破殼機構造簡圖 2.3總體方案 核桃和核桃仁是我國傳統(tǒng)的出口商品，外貿部門根據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

18、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，這是評價核桃脫核機的一個重要指標，另一個指標是： 剝核率=〔核桃總量-含仁的核重〕/核桃總重 圖2-7 核桃的部構造 核桃的總類：核桃劃分為四個品種群，如表2-1。 表2-1 核桃品種群 單位〔mm〕 品種群 核桃殼厚度 含仁率〔%〕 橫膈膜 褶壁 取出仁 紙皮核桃 <0.9>65 退化退化 全仁 薄殼核桃 11.55064呈膜質 退化半仁 中殼核桃 1.62.04149

19、 呈革質不興旺1/4仁 后殼核桃 >2.1<41呈骨質 興旺 碎仁 注：1.橫隔膜是指分隔開兩半仁的十字架式的薄膜。 2.褶壁是指凹凸不平的壁。 因此，此種核桃脫核機所剝核的對象是指核桃殼厚度小于2mm，橫膈膜退化或呈膜質、革質，褶壁退化或不興旺，較易于用機械剝殼取仁，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%，隨著無性繁殖的推廣和品種的進一步改良，夾核桃將逐漸被淘汰。故本文著重研究品種純度較高的、等西南地區(qū)產的薄殼核桃作為本機械研究對象。 用游標卡尺測量出100個綿核桃的三維尺寸，統(tǒng)計處理后得出均值、方差等見表2-2，

20、直方圖如圖2-8，對三維尺寸進展方差分析見表2-3。 圖2-8三維尺寸直方圖 表2-2綿核桃的三維尺寸統(tǒng)計表單位〔mm〕 位置 均差 均方差 變異系數(shù) 近似球體直徑 球度 縱徑 32.33 2.64 8.1% 31.86 0.979 橫徑 31.82 2.64 8.3% 棱徑 31.24 2.35 7.5% 表2-3綿核桃三維尺寸方差分析 方差來源 平方和 自由度 均方 F值 臨界值 位置之間 84.2 2 42．10 640 6．91 誤差 1952 297 6．57 總和 2036

21、299 6．81 對測量結果進展分析，可得出如下結論： 〔1〕絕大多數(shù)綿核桃的三維尺寸都在27~37之間，其數(shù)量占總綿核桃量的95%左右。 〔2〕綿核桃的三維尺寸存在縱徑、橫徑、棱徑，但在=0.001水平下三維尺寸有高度顯著變化，可近似簡化為球。 〔3〕綿核桃外形近似為球，近似程度用球度來表示，球度的定義為： 球度= 式中，DE---是與物體體積一樣的球體直徑。 DC---最小外接球體直徑。 假定綿核桃的體積等于截距為A、B、C的三維尺寸橢球的體積，外接球的直徑是橢球的最大截距A，則球度表達式為： 球度==幾何平均直徑/最大直徑=近似球體直徑/最大直徑。

22、 1齒盤 2齒板3 核桃 圖2-9 破殼構造示意圖 本次設計采用常見的異步電動機作動力源，利用V帶減速和傳遞功率。利用軸旋轉帶動齒盤的轉動，齒板固定在機架上，利用齒盤與齒板破殼〔如圖2-9〕，設計了調間隙機構可以生產不同尺寸的核桃，設計了撥料機構防止核桃在輸料斗里懸空和卡住，從而使機器能夠連續(xù)的工作，大大提高了生產率，根本性能如下。 外形尺寸〔長寬高〕：590480945 齒盤的軸轉速：182r/min 功率：0.75KW 生產率：150Kg/h 未破殼率：5%~10% 3電動機的選擇 根據資料得主軸的轉速在180轉/分，按?機械設計手冊?推薦的傳動比合理取值圍，取V帶的傳

23、動比為2～5，即可滿足電動機的轉速與主軸的轉速相匹配。由?機械設計課程設計手冊?查出三種適宜的電動機型號，如表3-1。 表3-1 電動機的型號和技術參數(shù)及傳動比 方案 電動機型號 額定功率P/kW 同步轉速r/min 滿載轉速 r/min 效率〔%〕 電動機重量〔Kg〕 功率因數(shù) 1 Y100L-4 2.2 1500 1420 78 22 0.85 2 Y90S-4 1.1 3000 1400 79 27 0.79 3 Y90S-6 0.75 1000 910 8

24、2 25 0.86 綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量以及帶傳動的傳動比，可知方案3比較適合,因此選定電動機型號為Y90S-6。所選電動機的額定功率 P＝0.75kw，滿載轉速 n=910r／min，總傳動比適中，傳動裝置構造較緊湊。如表3-2。 表3-2Y90S-6主要參數(shù)如下表 型 號 額定功率KW 轉速r/min 電流/A 效率 〔%〕 功率因數(shù) 額定電流 額定轉矩 最大轉矩 Y90S-4 0.75 910 3.65 82 0.86 6.5 2.0 2.0 表3-3 電動機尺寸列表 單位〔mm〕 中心

25、高(H) 外形尺寸 底腳安裝尺寸 地腳螺栓孔直徑 軸伸 尺寸 裝鍵部 位尺寸 90 10 4破殼軸的帶及帶輪的設計 根據核桃破殼機的具體傳動要求，可選取電動機和主軸之間用V帶和帶輪的傳動方式傳動，因為在破殼機的工作過程中，傳動件V帶是一個撓性件，它賦有彈性，能緩和沖擊，吸收震動，因而使破殼機工作平穩(wěn)，噪音小等優(yōu)點。雖然在傳動過程中V帶與帶輪之間存在著一些摩擦，導致兩者的相對滑動，使傳動比不準確但不會影響破殼機的傳動，因為破殼機不需要準確的傳動比，只要傳動比比較準確就可以滿足要求，而且V帶的彈性滑動對破殼機的一些重要部件是一種過載保護，不會造成

26、機體部件的嚴重損壞，還有V帶及帶輪的構造簡單、制造本錢底、容易維修和保養(yǎng)、便于安裝，所以，在電動機與核桃破殼機之間選用V帶與帶輪的傳動配合是很合理的。 4.1傳動帶的設計 確定計算功率 (4-1) 其中：—工作情況系數(shù) —電動機的功率 查?機械設計?一書中的表8-7可知：=1.1 選擇V帶的型號 取傳動比為5時轉速適宜。 根據計算得知的功率和電動機上帶輪〔小帶輪〕的轉速〔與電動機一樣的速度〕，查?機械設計?圖8-10，可以選擇V帶的型號為Z型。 確定帶輪的基準直徑 〔1〕初選主動帶輪的基準直徑：根據?機械設計?一書，可選擇V帶的型號參考表8-6和表8-8，選取

27、小帶輪直徑=71mm。 〔2〕計算V帶的速度V： 〔4-2〕 〔3〕計算從動輪的直徑 〔4-3〕 根據表8-8取=355mm 實際傳動比。 確定傳動中心距a和帶長L 取： 即： 得： ?。? 帶長： 〔4-4〕 即： 得： 按?機械設計?一書中查表8-2，選擇相近的根本長度可查得： 。 實際的中心距可按以下公式求得： 〔4-5〕 中心距圍360~376 mm。 驗算主動輪上的包角 〔4-6〕 即： 求得 ： 滿足V帶傳動的包角要求。 確定V帶的根數(shù) V帶的根數(shù)由以下公式確定： (

28、4-7) 其中：—單根普通V帶的許用功率值 。 —包角系數(shù)。 —V帶的基準長度系數(shù)，此處取。 —計入傳動比的影響時，單根普通V帶所能傳遞的功率增量。 由和查表8-4a得。 由和i=5　查表8-4b。 查表取值：，。 (4-8) 所以：。 即：，取根。 確定帶的初拉力 單根V帶適當?shù)某趵?由以下公式求得 (4-9) 其中：—傳動帶單位長度的質量， 即：。 求V帶傳動作用在軸上的壓力 為了設計安裝帶輪軸和軸承，比需確定V帶作用在軸上的壓力，它等于V帶兩邊的初拉力之和，忽略V帶兩邊的拉力差，則值可以近似由下式算出： 即：

29、 (4-10) 4.2V帶帶輪的設計 帶輪的材料選擇 因為帶輪的轉速，即，轉速比較底，所以材料選定為灰鑄鐵，硬度為。 構造設計 帶輪的構造設計主要是根據帶輪的基準直徑，選擇帶輪的構造形式，根據帶的型號來確定帶論輪槽的尺寸，設計如下： 主動帶輪的構造選擇 因為根據主動帶輪的基準直徑尺寸，而與主動帶輪配合的電動機軸的直徑是，因此根據經歷公式，所以主動帶輪采用實心式。 帶輪參數(shù)的選擇：通過查?機械設計?一書，可以確定主動帶輪的構造參數(shù)，構造參數(shù)如下表，其他的相關尺寸可以根據相應的經歷公式計算求得。 表4-1主動帶輪的構造參數(shù) 單位〔mm〕 槽型 e

30、 Z 8.5 2 7 12±0.3 7 13 主動帶輪的厚度可以由機械設計手冊查得：，。 主動帶輪的構造如圖4-1： 圖4-1主動帶輪的構造示意圖 從動帶輪的設計 從動帶輪的結果選擇 因為根據主動帶輪的基準直徑和傳動比來確定，即 ，，所以從動帶輪采用輪輻式。 從動帶輪的參數(shù)選擇：通過查?機械設計?一書，可查得帶輪的構造參數(shù)間表，其他一些相關尺寸可以根據相應的經歷公式計算求得： 表4-2從動帶輪的構造參數(shù) 單位〔mm〕 槽型 e Z 8.5 2 7 12±0.3 7 13 從動帶輪的厚度可

31、以查機械設計手冊得 ：，。 從動帶輪的構造如圖4-2。 圖4-2 從動帶輪的構造示意圖 5撥料軸的帶及帶輪的設計 5.1傳動帶的設計 確定計算功率 根據撥料軸速度很低，大概是，受力大概是10N?？芍? 〔5-1〕 選擇V帶的型號 取傳動比為5時轉速適宜。 根據計算得知的功率和破殼軸的轉速，查?機械設計手冊?圖8-10，可以選擇V帶的型號為Z型。 確定帶輪的基準直徑 〔1〕初選主動帶輪的基準直徑：根據?機械設計?一書，可選擇V帶的型號參考表8-6和表8-8，選取小帶輪直徑=50mm。 〔2〕計算V帶的速度V：

32、〔5-2〕 〔3〕計算從動輪的直徑 〔5-3〕 根據表8-8取=250mm。 實際傳動比i=5。 撥料軸實際轉速。 實際功率。 確定傳動中心距a和帶長L ?。? 即： 得： 取： 帶長： 〔5-4〕 即： 得： 按?機械設計?一書中查表8-2，選擇想近的根本長度可查得： 。 實際的中心距可按以下公式求得： 〔5-5〕 中心距圍260272mm。 驗算主動輪上的包角 〔5-6〕 即： 求得： 滿足V帶傳動的包角要求。 確定V帶的根數(shù) V帶的根數(shù)由以下公式確定： (5-7)

33、 其中：—單根普通V帶的許用功率值 —包角系數(shù) —V帶的基準長度系數(shù)，此處取。 —計入傳動比的影響時，單根普通V帶所能傳遞的功率增量。 由和查表8-4a得。 由和查表8-4b得。 查表取值：，。 (5-8) 所以：。取 根。 確定帶的初拉力 單根V帶適當?shù)某趵?由以下公式求得 (5-9) 其中：—傳動帶單位長度的質量， 即： 求V帶傳動作用在軸上的壓力 為了設計安裝帶輪軸和軸承，必須確定V帶作用在軸上的壓力，它等于V帶兩邊的初拉力之和，忽略V帶兩邊的拉力差，則值可

34、以近似由下式算出： 即： (5-10) 5.2V帶帶輪的設計 帶輪的材料選擇 因為帶輪的轉速，即，轉速比較底，所以材料選定為灰鑄鐵，硬度為。 構造設計 帶輪的構造設計主要是根據帶輪的基準直徑，選擇帶輪的構造形式，根據帶的型號來確定帶論輪槽的尺寸，設計如下： 主動帶輪的構造選擇：因為根據主動帶輪的基準直徑尺寸，而與主動帶輪配合的電動機軸的直徑是，因此根據經歷公式，所以主動帶輪采用實心式。 帶輪參數(shù)的選擇：通過查?機械設計?一書，可以確定主動帶輪的構造參數(shù)，構造參數(shù)如下表，其他的相關尺寸可以根據相應的經歷公式計算求得。 表5-1主動帶輪的構造參數(shù)

35、 單位〔mm〕 槽型 e Z 8.5 2 7 12±0.3 7 13 主動帶輪的厚度可以由機械設計手冊查得：，。 主動帶輪的構造如圖5-1： 圖5-1主動帶輪的構造示意圖 從動帶輪的設計 從動帶輪的結果選擇 因為根據主動帶輪的基準直徑和傳動比來確定，即 ，，所以從動帶輪采用孔板式。 從動帶輪的參數(shù)選擇：通過查?機械設計?一書，可查得帶輪的構造參數(shù)間表，其他一些相關尺寸可以根據相應的經歷公式計算求得： 表5-2從動帶輪的構造參數(shù) 單位〔mm〕 槽型 e Z 8.5 2 7 12

36、±0.3 7 13 從動帶輪的厚度可以查機械設計手冊得：，。 從動帶輪的構造如圖5-2。 圖5-2從動帶輪的構造示意圖 6破殼軸的設計 6.1軸上的功率P、轉速n、轉矩T 〔6-1〕 6.2初步確定軸的最小直徑 先按機械設計式〔15—2〕初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料45號鋼，調制處理。根據表15—3，取A0=120，于是得 〔6-2〕 軸的最小直徑顯然是安裝V帶從動輪處的直徑dⅠ—Ⅱ，為了使所選的軸的直徑dⅠ—Ⅱ與從動輪的直徑相配合，故取dⅠ—Ⅱ=24mm,V帶輪的長度L=50mm，V帶輪與軸配合的轂孔長度L1=48mm。 6.3軸的構造設計 擬定軸上零件

37、的裝配方案 本軸的裝配方案采用如以下列圖所示的裝配方案 圖6-1軸的構造與裝配 確定軸的各段直徑和長度 〔1〕為了滿足V帶輪的軸向定位要求，Ⅰ-Ⅱ軸段左端需制出一軸肩，故取dⅡ—Ⅲ=28mm；V帶輪與軸配合的轂孔長度L=50mm，為了保證軸擋圈只壓在V帶輪上而不壓在軸的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的長度應比L1略短些，現(xiàn)取lⅠ—Ⅱ=48mm。 〔2〕初步選擇角接觸球軸承。參照工作要求并根據dⅡ—Ⅲ=28mm，由〔見?機械設計課程設計?〕軸承產品目錄中初步選用標準精度級角接觸球軸承7206AC，其尺寸為。左端滾動軸承采用軸肩進展軸向定位。由手冊上查得7206AC型軸承的定位軸肩高度h=5mm，因

38、此，取dⅣ—Ⅴ=35mm。 〔3〕取安裝雙齒盤的軸段Ⅳ-Ⅴ的直徑dⅣ—Ⅴ=35mm，齒盤右端與右軸承之間采用套筒定位，齒盤的厚度為23mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輥，此軸段略短于輪轂長度，故取lⅣ—Ⅴ=44mm，lⅥ-Ⅶ=44mm。左端與左軸承之間用軸肩定位，軸肩高度h=7mm則周環(huán)處的直徑dⅤ—Ⅵ=42mm，周環(huán)的寬度b≥1.4h，取lⅤ—Ⅵ=10mm。 〔4〕軸承端蓋的總寬度為20mm〔由機械及軸承端蓋的構造設計而定〕。根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與從動輪右端間的距離l=30mm，故取lⅡ—Ⅲ=50mm，lⅧ-Ⅸ=50mm。 〔5〕由于支架總長度

39、為500mm，在確定滾動軸承位置時，軸承寬度B=20mm，且支架齒盤對稱，則lⅢ—Ⅳ=80mm;lⅦ-Ⅷ=80mm。軸的最左端固定帶輪，帶輪的L=30mm，軸端采用的擋板固定，為了保證軸擋圈只壓在V帶輪上而不壓在軸的端面上，故Ⅸ-Ⅹ段的長度應比L略短些，現(xiàn)取lⅨ-Ⅹ=28mm。 至此，初步確定了軸的各段直徑和長度。 軸上零件的軸向定位 齒盤與軸的徑向定位采用平鍵連接。按dⅣ—Ⅴ由手冊查得平鍵截面〔GB/T1095-1979)，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為36mm〔標準鍵長見GB/T1096-1979〕，同時為了保證齒盤與軸配合有良好的對中性，應選擇齒盤與軸的配合為H7/m6；同樣，V帶輪與軸

40、的連接，選用平鍵位，V帶輪與軸的配合為H7/m6。軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為k6。 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。 軸的潤滑 采用涂黃油的方式進展。 6.4軸上的載荷 首先根據軸的構造圖〔圖6-1〕作出軸的計算簡圖。 從軸的構造圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面D是軸的危險截面。現(xiàn)將計算出的截面D處的、及M的值列于下表〔參看圖6-2〕。 表6-1截面C處的MH、MV、M值 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 彎矩M 總彎矩 扭矩T 圖6-2軸的載荷分析圖

41、 進展校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面〔危險截面D〕的強度。根據式〔15-5〕及以上所算得數(shù)據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)應力，取，軸的計算應力 〔6-3〕 前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由表15—1查得。因此，故平安。 6.5準確校核軸的疲勞強度 判斷危險截面 截面A，Ⅱ，Ⅲ，B，E，F(xiàn)，Ⅷ，Ⅸ只受扭矩作用，雖然鍵槽，軸肩及過渡配合所引起應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭矩強度較寬裕地確定的，所以上述的截面均不需校核。 從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面Ⅳ和Ⅴ 處過盈配合引起的應力集中最嚴重；從受載的

42、情況來看，截面D上的應力最大。截面Ⅴ的應力集中的影響和截面Ⅳ的相近 ，但截面Ⅴ軸徑較大，故不必強度校核。截面D也不必校核。由于軸根本是對稱構造，剩余截面顯然不必校核。因而該軸只需校核截面Ⅳ左右兩側即可。 校核截面Ⅳ左側 〔6-4〕 〔6-5〕 左側的彎矩 截面的扭矩 交接處左側的彎曲應力： 〔6-6〕 交接處左側的扭轉切應力： 〔6-7〕 軸的材料為45鋼，調質處理。由表15-1查得：。 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)ασ和ατ按附表3-2查取。因 有效應力集中系數(shù) 由，。 經查值后查得：。 又由附圖3—1可得軸的材料的敏性系

43、數(shù)為： ， 故有效應力集中系數(shù)按式〔附3-4〕為 〔6-8〕 〔6-9〕 由附圖3-2得尺寸系數(shù)；由附圖3-3得扭轉尺寸系數(shù)。 軸按磨削加工，由附圖3—4得外表質量系數(shù)為。 計算平安系數(shù)： 〔6-10〕 〔6-11〕〔6-12〕 因故平安。 校核截面Ⅳ右側 〔6-13〕 〔6-14〕 交接處的右側彎矩 彎矩 彎曲應力〔6-15〕 扭轉切應力 〔6-16〕 過盈配合的應力集中系數(shù)插值法查得： 查表得絕對尺寸影響系數(shù)為： 外表質量系數(shù) 疲勞強度的綜合影響系數(shù)為： 〔6-1

44、7〕 〔6-18〕 計算平安系數(shù)： 〔6-19〕 〔6-21〕 因故此軸在截面Ⅳ右側的強度也是足夠的。 7破殼軸軸承的校核 7.1計算軸承受到的徑向載荷 〔1〕查機械設計手冊可知，7206AC的，， 前面求得的兩個軸承所受的載荷分別為： ，， ，； 〔2〕軸承壽命的計算，軸承采用正裝其軸承的支反力 〔7-1〕 〔7-2〕 7.2計算軸承軸向力 初選軸承型號7206AC，查表得，， 〔7-3〕 〔7-4〕 因， 所以軸承1被“壓緊〞，軸承2被“放松。 所以： 7.3求軸承的當量動載荷 確定軸承的徑向動載荷系數(shù)和軸向動載荷系數(shù)

45、〔7-5〕 〔7-6〕 所以軸承1和軸承2都?。? ，， 計算軸承的當量動載荷 〔7-7〕 〔7-8〕 7.4驗算軸承的壽命 因，所以按軸承2驗算壽命。 〔7-9〕 軸承預期壽命。 因,故7206AC軸承滿足使用。 8機架的設計 根據零件的裝配和定位特點設計機架。機架要起到支承整機的功能，此設計主要用角鋼焊接來構成整個機架，安裝軸承處主要用平行板來支持軸承座，進料斗處用兩根平行鋼板固定，接料板用兩根支架固定。整個機架的高度寬度由零件安裝的尺寸來決定。并合理安排零件安裝位置。如圖8-1。 圖8-1 支架圖

46、9輸料斗的設計 輸料斗是保證進料順利，起定料作用，根據整機是支架式的特點，輸料斗設計成矩形和梯形相結合的形狀，并在輸料斗底部設計了兩個控制核桃進料的圓形鋼管通道，能起到定位作用。進料管的直徑為50mm，輸料斗由四塊鐵軋制的鋼板焊接而成，能保證剛好一個核桃進入破殼裝置進展破殼，并能保證生產效率為150Kg/h。如圖9-1。 圖9-1 輸料斗圖 10接料板的設計 接料板是保證接料順利并進入接料裝置的，根據破殼裝置的特點，接料板設計成矩形和梯形相結合的形狀，接料板采用薄鋼板焊接而成，用螺釘固定在機架上很方便。如圖10-1。 圖10-1 接料裝置圖 11隔料機構 隔料板是保證核桃順利進入

47、破殼裝置，根據破殼裝置的特點，接料板設計成矩形形狀，隔料板采用薄鋼板焊接而成，用螺釘固定在機架上很方便。如圖11-1。 圖11-1 隔料裝置圖 12調間隙機構 由于不同種類的核桃尺寸相差很大，所以有必要對尺寸相差很大的核桃進展分級，齒板和齒盤進展間隙調節(jié)，所以調隙機構的設計正是為了完成這個目的，調節(jié)機構如以下列圖。調節(jié)裝置的工作工程如下：當需要調節(jié)間隙時，先把緊固螺母擰松，是支持螺柱不受力的狀態(tài)，然后旋轉手柄旋轉，將帶動固定齒板支座向前或向后運動，這樣就可以調節(jié)齒板與齒盤的距離，到達調節(jié)間隙的目的。如圖12-1。 . z - . z - . z - . z