自動核桃脫殼機(jī)畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書

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1、word 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(jī)的選擇10 4 破殼軸的帶與帶輪的設(shè)計(jì)11 4.1 傳動帶的設(shè)計(jì)11 確定計(jì)算功率11 選擇V帶的型號12 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑12 確定傳動中心距a和帶長L12 驗(yàn)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(shè)計(jì)15 帶輪的材料選擇15 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)15 從動帶輪的設(shè)計(jì)16 5 撥料軸的帶與帶輪的設(shè)計(jì)17 5.1 傳動帶的設(shè)計(jì)17 確定計(jì)算功率1

2、7 選擇V帶的型號17 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑17 確定傳動中心距a和帶長L18 驗(yàn)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(shè)計(jì)20 帶輪的材料選擇20 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)20 從動帶輪的設(shè)計(jì)21 6 破殼軸的設(shè)計(jì)22 6.1 軸上的功率P、轉(zhuǎn)速n、轉(zhuǎn)矩T22 6.2 初步確定軸的最小直徑22 6.3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)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(zhǔn)確校核軸的疲勞強(qiáng)度2

3、7 判斷危險(xiǎn)截面27 校核截面Ⅳ左側(cè)27 校核截面Ⅳ右側(cè)28 7 破殼軸軸承的校核29 7.1 計(jì)算軸承受到的徑向載荷29 7.2 計(jì)算軸承軸向力30 7.3 求軸承的當(dāng)量動載荷30 7.4 驗(yàn)算軸承的壽命31 8 機(jī)架的設(shè)計(jì)31 9 輸料斗的設(shè)計(jì)32 10 接料板的設(shè)計(jì)33 11 隔料機(jī)構(gòu)33 12 調(diào)間隙機(jī)構(gòu)34 總結(jié)與體會36 致詞37 【參考文獻(xiàn)】38 30 / 34 摘 要 核桃具有很高營養(yǎng)價(jià)值，不論是在國還是在國外都具有很廣闊的市場空間，人們的需求量是很大的。我國是核桃生產(chǎn)大國，在加工中存在的問題是核桃脫殼比擬困難，核桃取仁在我國歷

4、來靠手工，效率低，破殼效果差。人工剝殼難以滿足生產(chǎn)開展的要求，研制高效剝殼機(jī)已成當(dāng)務(wù)之急。經(jīng)調(diào)研和分析，設(shè)計(jì)了雙齒盤——齒板式核桃脫殼機(jī)。本文介紹了雙齒盤——齒板破殼原理，核桃脫殼機(jī)的破殼裝置、隔料裝置、調(diào)間隙裝置、撥料裝置、整體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與參數(shù)設(shè)計(jì)。其中主要包括總體方案確實(shí)定，各部件的設(shè)計(jì)與計(jì)算，軸的校核，軸承的驗(yàn)算，完成全部設(shè)計(jì)后，并利用solid works軟件進(jìn)展了三維零件設(shè)計(jì)與裝配，總裝配與各零件的圖紙?jiān)O(shè)計(jì)等等。 【關(guān)鍵詞】：雙齒盤 齒板、核桃脫殼機(jī)、調(diào)間隙裝置、solid works Abstract Walnut

5、 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, low efficiency, p

6、oor 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 plate broken shell t

7、heory, 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 various ponents, check

8、 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 gap device; solid

9、 works 1 前言 核桃，是人們常見的食物。它營養(yǎng)豐富，具有健腦、補(bǔ)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)性比擬強(qiáng)。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(nóng)田根本建設(shè)大忙季節(jié)，任務(wù)重，時間緊，形成與農(nóng)業(yè)爭勞力的局面，所以，實(shí)現(xiàn)核桃取仁機(jī)械化，對解放勞動力，支援農(nóng)業(yè)生產(chǎn)有重要意義。核桃出口國家較多，進(jìn)口國家比擬集中，國際市場斗爭十分激烈，實(shí)現(xiàn)核桃加工機(jī)械化，有利于我們搶時間，爭速度，支援外貿(mào)。從經(jīng)濟(jì)上說，國際市場核桃仁各質(zhì)量等級的差價(jià)甚大。機(jī)械取仁有希望提高取仁質(zhì)量，增加外匯，同時大規(guī)模集中加工，便于綜合

10、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(jī)的具體任務(wù)是尋找適當(dāng)?shù)?、特別是保證取仁質(zhì)量的破殼工藝方法，研究實(shí)現(xiàn)這一工藝方法所要求的機(jī)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(bǔ)腎、美容、降血脂四大成效。核桃富含脂肪(70%以上)與蛋白質(zhì)(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〞、“鐵桿莊稼〞，是中國開發(fā)山區(qū)林業(yè)生產(chǎn)的重要經(jīng)濟(jì)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(chǎn)量最多，約占全

11、國總產(chǎn)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(rèn)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(jìn)一步深加工。在加工中，存在的問題是核桃脫殼比擬困難，主要由人工完成。人工剝殼難以滿足生產(chǎn)開展的要求，故研制高效剝殼機(jī)已成當(dāng)務(wù)之急。 2.2 國外研究現(xiàn)狀 目前，國機(jī)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(xué)腐蝕法，真空破殼取仁法，超聲波破殼法，定間隙擠壓

12、破殼法。第一種碎仁太多，第二種實(shí)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(shè)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(jī)如下： 〔1〕核桃剝殼機(jī)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(zhuǎn)動，凹板固定，核桃本身將產(chǎn)生轉(zhuǎn)動。這樣，核桃不是在一點(diǎn)而是在一條線或一個區(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(diào)節(jié)機(jī)構(gòu) 2凸版 3石磙 4喂入斗 5核桃 圖2-1核桃剝殼機(jī)示意圖 〔2〕核桃剝殼機(jī)采用

13、定向?qū)Φ稊D切原理 由于核桃結(jié)合線截面與兩半仁的結(jié)合面交叉成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?cè)胛鍓K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(zhì)量。 圖2-2核桃脫殼機(jī)刀頭形狀示意圖 〔3〕農(nóng)業(yè)機(jī)械學(xué)院研制的核桃剝殼機(jī) 核桃剝殼機(jī)原理如圖2-3。當(dāng)綿核桃喂入到克剝裝置中，齒盤的旋轉(zhuǎn)帶動綿核桃邊旋轉(zhuǎn)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(kuò)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

14、出。 圖2-3北農(nóng)機(jī)械學(xué)院綿核桃剝殼取仁原理示意圖 〔4〕農(nóng)業(yè)大學(xué)史建新教師等設(shè)計(jì)的6HP-150型核桃破殼機(jī) 該機(jī)采用擠壓破殼原理，如圖2-4，當(dāng)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，在破殼裝置結(jié)構(gòu)上采用帶有多級凹槽與齒紋的擠壓輥，弧齒板采用雙弧板結(jié)構(gòu)，該結(jié)構(gòu)符合“四點(diǎn)加壓〞原理，因而有利于殼的完全破裂。 1核桃2擠壓輥3弧齒板 圖2-4擠壓破簡示意圖 由農(nóng)業(yè)大學(xué)機(jī)械交通學(xué)院研制的6HP-150型核桃破殼機(jī)由分級裝置、導(dǎo)向裝置、破殼機(jī)構(gòu)組成如圖2-

15、5。該機(jī)能依次自動完成分級、導(dǎo)向、破殼，無需人工參與。提高了勞動生產(chǎn)率和降低了生產(chǎn)本錢。分級采用的是錐型滾筒柵式分級機(jī)構(gòu)。該機(jī)構(gòu)具有功耗低、振動小、可實(shí)現(xiàn)無級分級、對工位數(shù)的適應(yīng)性強(qiáng)等特點(diǎn)。破殼裝置果用滾筒-弧齒板式結(jié)構(gòu)，采用這種結(jié)構(gòu)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(dǎo)向輥 6傳動齒傳動 7弧齒板 8擠壓輥 9電機(jī) 圖2-56HP-150核桃破殼機(jī)的結(jié)構(gòu)簡圖 〔5〕農(nóng)業(yè)大學(xué)史建新教師所設(shè)計(jì)的多輥擠壓式核桃破殼機(jī) 該機(jī)主要由機(jī)架、喂料斗、破殼輥、輔助破殼輥(數(shù)量35)、擠壓間距調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)、擋板、出料斗、帶傳動、電機(jī)等,其結(jié)構(gòu)見圖2-6。破殼輥與輔

16、助破殼輥為破殼機(jī)的主要部件，兩輥構(gòu)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(jìn)展二次擠壓，核桃仁損傷程度??；伸進(jìn)喂料斗的輔助破殼輥有助于均勻單層喂料；當(dāng)兩輥以一定速度相對旋轉(zhuǎn)，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(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)可改變擠壓破殼工作區(qū)的大小，以適應(yīng)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(dāng)兩輥以一定速度相對旋轉(zhuǎn)時，伸進(jìn)喂料斗的輔助破殼輥帶動料斗的核桃均勻的單層進(jìn)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(zhuǎn)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

17、核桃由破殼輥再次帶動到下一工作區(qū)，如此循環(huán)往復(fù),被擠壓程度逐漸加深，當(dāng)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(jī)架 5帶傳動 6電機(jī) 7出料斗 8擠壓間距調(diào)整機(jī)構(gòu) 9喂料斗 圖2-6新農(nóng)大史建新多輥擠壓式核桃破殼機(jī)結(jié)構(gòu)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(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。一路仁是指半仁與大半仁，二路仁是指四分仁以與比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(jià)核桃脫核機(jī)的一個

18、重要指標(biāo)，另一個指標(biāo)是： 剝核率=〔核桃總量-含仁的核重〕/核桃總重 圖2-7 核桃的部結(jié)構(gòu) 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 <>65 退化 退化 全仁 薄殼核桃 15064 呈膜質(zhì) 退化 半仁 中殼核桃 4149 呈革質(zhì) 不興旺 1/4仁 后殼核桃 ><41 呈骨質(zhì) 興

19、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(jī)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(zhì)、革質(zhì)，褶壁退化或不興旺，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、等西南地區(qū)產(chǎn)的薄殼核桃作為本機(jī)械研究對象。 用游標(biāo)卡尺測量出100個綿核桃的三維尺寸，統(tǒng)計(jì)處理后得出均值、方差等見表2-2，直方圖如圖2-8，對三維尺寸進(jìn)展方差分析見表2-3。 圖2-8三維尺寸直

20、方圖 表2-2綿核桃的三維尺寸統(tǒng)計(jì)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 8.1% 橫徑 8.3% 棱徑 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 2 42．10 640 6．91 誤差 1952 297 6．57 總和 2036 299 6．81 對測量結(jié)果進(jìn)展分析，可得出如下結(jié)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

21、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，如此球度表達(dá)式為： 球度==幾何平均直徑/最大直徑=近似球體直徑/最大直徑。 1齒盤 2齒板3 核桃 圖2-9 破殼結(jié)構(gòu)示意圖 本次設(shè)計(jì)采用常見的異步電動機(jī)作動力源，利用V帶減速和傳遞功率。利用軸旋轉(zhuǎn)帶動齒盤的

22、轉(zhuǎn)動，齒板固定在機(jī)架上，利用齒盤與齒板破殼〔如圖2-9〕，設(shè)計(jì)了調(diào)間隙機(jī)構(gòu)可以生產(chǎn)不同尺寸的核桃，設(shè)計(jì)了撥料機(jī)構(gòu)防止核桃在輸料斗里懸空和卡住，從而使機(jī)器能夠連續(xù)的工作，大大提高了生產(chǎn)率，根本性能如下。 外形尺寸〔長寬高〕：590480945 齒盤的軸轉(zhuǎn)速：182r/min 功率 KW 生產(chǎn)率：150Kg/h 未破殼率：5%~10% 3 電動機(jī)的選擇 根據(jù)資料得主軸的轉(zhuǎn)速在180轉(zhuǎn)/分，按《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊》推薦的傳動比合理取值圍，取V帶的傳動比為2～5，即可滿足電動機(jī)的轉(zhuǎn)速與主軸的轉(zhuǎn)速相匹配。由《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊》查出三種適宜的電動機(jī)型號，如表3-1。 表3-1 電動機(jī)的型號和

23、技術(shù)參數(shù)與傳動比 方案 電動機(jī)型號 額定功率P/kW 同步轉(zhuǎn)速r/min 滿載轉(zhuǎn)速 r/min 效率〔%〕 電動機(jī)重量〔Kg〕 功率因數(shù) 1 Y100L-4 1500 1420 78 22 2 Y90S-4 3000 1400 79 27 3 Y90S-6 1000 910 82 25 綜合考慮電動機(jī)和傳動裝置的尺寸、重量以與帶傳動的傳動比，可知方案3比擬適合,因此選定電動機(jī)型號為Y90S-6。所選電動機(jī)的額定功率 P＝，滿載轉(zhuǎn)速 n=910r／min，總

24、傳動比適中，傳動裝置結(jié)構(gòu)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(zhuǎn)速r/min 電流/A 效率 〔%〕 功率因數(shù) 額定電流 額定轉(zhuǎn)矩 最大轉(zhuǎn)矩 Y90S-4 910 82 表3-3 電動機(jī)尺寸列表 單位〔mm〕 中心 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 破殼軸的帶與帶輪的設(shè)計(jì) 根據(jù)核桃破殼機(jī)的具體傳動要求，可選取電動機(jī)和主軸之

25、間用V帶和帶輪的傳動方式傳動，因?yàn)樵谄茪C(jī)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(jī)工作平穩(wěn)，噪音小等優(yōu)點(diǎn)。雖然在傳動過程中V帶與帶輪之間存在著一些摩擦，導(dǎo)致兩者的相對滑動，使傳動比不準(zhǔn)確但不會影響破殼機(jī)的傳動，因?yàn)槠茪C(jī)不需要準(zhǔn)確的傳動比，只要傳動比比擬準(zhǔn)確就可以滿足要求，而且V帶的彈性滑動對破殼機(jī)的一些重要部件是一種過載保護(hù)，不會造成機(jī)體部件的嚴(yán)重?fù)p壞，還有V帶與帶輪的結(jié)構(gòu)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(jī)與核桃破殼機(jī)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(shè)計(jì)

26、 (4-1) 其中：—工作情況系數(shù) —電動機(jī)的功率 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》一書中的表8-7可知： 取傳動比為5時轉(zhuǎn)速適宜。 根據(jù)計(jì)算得知的功率和電動機(jī)上帶輪〔小帶輪〕的轉(zhuǎn)速〔與電動機(jī)一樣的速度〕，查《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖8-10，可以選擇V帶的型號為Z型。 〔1〕初選主動帶輪的基準(zhǔn)直徑：根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》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=71mm。 〔2〕計(jì)算V帶的速度V： 〔4-2〕 〔3〕計(jì)算從動輪的直徑

27、 〔4-3〕 根據(jù)表8-8取=355mm 實(shí)際傳動比。 L 取： 即： 得： ?。? 帶長： 〔4-4〕 即： 得： 按《機(jī)械設(shè)計(jì)》一書中查表8-2，選擇相近的根本長度可查得： 。 實(shí)際的中心距可按如下公式求得： 〔4-5〕 中心距圍360~376 mm。 〔4-6〕 即： 求得 ： 滿足V帶傳動的包角要求。 V

28、帶的根數(shù)由如下公式確定： (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(zhǔn)長度系數(shù)，此處取。 —計(jì)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。 單根V帶適當(dāng)?shù)某趵?由如下公式求得 (4-9) 其中：—傳動帶單位長度的

29、質(zhì)量， 即：。 為了設(shè)計(jì)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，如此值可以近似由下式算出： 即： (4-10) 4.2 V帶帶輪的設(shè)計(jì) 因?yàn)閹л喌霓D(zhuǎn)速，即，轉(zhuǎn)速比擬底，所以材料選定為灰鑄鐵，硬度為。 帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)主要是根據(jù)帶輪的基準(zhǔn)直徑，選擇帶輪的結(jié)構(gòu)形式，根據(jù)帶的型號來確定帶論輪槽的尺寸，設(shè)計(jì)如下： 主動帶輪的結(jié)構(gòu)選擇 因?yàn)楦鶕?jù)主動帶輪的基準(zhǔn)直徑尺寸，而與主動帶輪配合的電動機(jī)軸的直徑是，因此根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式，所以主動帶輪采用實(shí)心式。 帶輪參數(shù)的選擇：通過查《

30、機(jī)械設(shè)計(jì)》一書，可以確定主動帶輪的結(jié)構(gòu)參數(shù)，結(jié)構(gòu)參數(shù)如下表，其他的相關(guān)尺寸可以根據(jù)相應(yīng)的經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算求得。 表4-1主動帶輪的結(jié)構(gòu)參數(shù) 單位〔mm〕 槽型 e Z 2 7 12± 7 13 主動帶輪的厚度可以由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊查得：，。 主動帶輪的結(jié)構(gòu)如圖4-1： 圖4-1主動帶輪的結(jié)構(gòu)示意圖 從動帶輪的結(jié)果選擇 因?yàn)楦鶕?jù)主動帶輪的基準(zhǔn)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(jī)械設(shè)計(jì)》一書，可查得帶輪的結(jié)構(gòu)參數(shù)間表，其他一些相關(guān)尺寸可以根據(jù)相應(yīng)的經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)

31、算求得： 表4-2從動帶輪的結(jié)構(gòu)參數(shù) 單位〔mm〕 槽型 e Z 2 7 12± 7 13 從動帶輪的厚度可以查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊得 ：，。 從動帶輪的結(jié)構(gòu)如圖4-2。 圖4-2 從動帶輪的結(jié)構(gòu)示意圖 5 撥料軸的帶與帶輪的設(shè)計(jì) 5.1 傳動帶的設(shè)計(jì) 根據(jù)撥料軸速度很低，大概是，受力大概是10N?？芍? 〔5-1〕 取傳動比為5時轉(zhuǎn)速適宜。 根據(jù)計(jì)算得知的功率和破殼軸的轉(zhuǎn)速，查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊》圖8-10，可以選擇V

32、帶的型號為Z型。 〔1〕初選主動帶輪的基準(zhǔn)直徑：根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》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(jì)算V帶的速度V： 〔5-2〕 〔3〕計(jì)算從動輪的直徑 〔5-3〕 根據(jù)表8-8取=250mm。 實(shí)際傳動比i=5。 撥料軸實(shí)際轉(zhuǎn)速。 實(shí)際功率。 ?。? 即： 得： ?。? 帶長： 〔5-4〕 即：

33、 得： 按《機(jī)械設(shè)計(jì)》一書中查表8-2，選擇想近的根本長度可查得： 。 實(shí)際的中心距可按如下公式求得： 〔5-5〕 中心距圍260272mm。 〔5-6〕 即： 求得： 滿足V帶傳動的包角要求。 V帶的根數(shù)由如下公式確定： (5-7) 其中：—單根普通V帶的許用功率值 —包角系數(shù) —V帶的基準(zhǔn)長度系數(shù)，此處取。 —計(jì)入傳動比的影響時，單根普通V帶所能傳遞的

34、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。 單根V帶適當(dāng)?shù)某趵?由如下公式求得 (5-9) 其中：—傳動帶單位長度的質(zhì)量， 即： 為了設(shè)計(jì)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，如此值可以近似由下式算出： 即： (5-10) 5.2 V帶帶輪的設(shè)計(jì)

35、 因?yàn)閹л喌霓D(zhuǎn)速，即，轉(zhuǎn)速比擬底，所以材料選定為灰鑄鐵，硬度為。 帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)主要是根據(jù)帶輪的基準(zhǔn)直徑，選擇帶輪的結(jié)構(gòu)形式，根據(jù)帶的型號來確定帶論輪槽的尺寸，設(shè)計(jì)如下： 主動帶輪的結(jié)構(gòu)選擇：因?yàn)楦鶕?jù)主動帶輪的基準(zhǔn)直徑尺寸，而與主動帶輪配合的電動機(jī)軸的直徑是，因此根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式，所以主動帶輪采用實(shí)心式。 帶輪參數(shù)的選擇：通過查《機(jī)械設(shè)計(jì)》一書，可以確定主動帶輪的結(jié)構(gòu)參數(shù)，結(jié)構(gòu)參數(shù)如下表，其他的相關(guān)尺寸可以根據(jù)相應(yīng)的經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算求得。 表5-1主動帶輪的結(jié)構(gòu)參數(shù) 單位〔mm〕 槽型 e Z 2 7 12±

36、7 13 主動帶輪的厚度可以由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊查得：，。 主動帶輪的結(jié)構(gòu)如圖5-1： 圖5-1主動帶輪的結(jié)構(gòu)示意圖 從動帶輪的結(jié)果選擇 因?yàn)楦鶕?jù)主動帶輪的基準(zhǔn)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(jī)械設(shè)計(jì)》一書，可查得帶輪的結(jié)構(gòu)參數(shù)間表，其他一些相關(guān)尺寸可以根據(jù)相應(yīng)的經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算求得： 表5-2從動帶輪的結(jié)構(gòu)參數(shù) 單位〔mm〕 槽型 e Z 2 7 12± 7 13 從動帶輪的厚度可以查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊得：，。 從動帶輪的結(jié)構(gòu)如圖5-2。 圖5

37、-2從動帶輪的結(jié)構(gòu)示意圖 6 破殼軸的設(shè)計(jì) 6.1 軸上的功率P、轉(zhuǎn)速n、轉(zhuǎn)矩T 〔6-1〕 6.2 初步確定軸的最小直徑 先按機(jī)械設(shè)計(jì)式〔15—2〕初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料45號鋼，調(diào)制處理。根據(jù)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 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 本軸的裝配方案采用如如下圖所示的裝配方案 圖6-1軸的結(jié)構(gòu)與裝配 〔1〕為了滿足V帶輪的軸向定位

38、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(yīng)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(jù)dⅡ—Ⅲ=28mm，由〔見《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)》〕軸承產(chǎn)品目錄中初步選用標(biāo)準(zhǔn)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(jìn)展軸向定位。由手冊上查得7206AC型軸承的定位軸肩高度h=5mm，因此，取dⅣ—Ⅴ=35mm。 〔3〕取安裝雙齒盤的軸段Ⅳ-Ⅴ的直徑dⅣ—Ⅴ=35m m，齒盤右端與右軸承之間采用套筒定位，齒盤的厚度為23mm

39、，為了使套筒端

40、

41、

42、

43、

44、

45、

46、

47、 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如此周環(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(jī)械與軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定〕。根據(jù)軸承端蓋的裝拆與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=50

48、mm。 〔5〕由于支架總長度為500mm，在確定滾動軸承位置時，軸承寬度B=20mm，且支架齒盤對稱，如此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(yīng)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。 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(biāo)準(zhǔn)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(yīng)當(dāng)選擇齒盤與軸的配合為H7/m6；

49、同樣，V帶輪與軸的連接，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。 參考表15—2，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖紙。 采用涂黃油的方式進(jìn)展。 6.4 軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖〔圖6-1〕作出軸的計(jì)算簡圖。 從軸的結(jié)構(gòu)圖以與彎矩和扭矩圖中可以看出截面D是軸的危險(xiǎn)截面?，F(xiàn)將計(jì)算出的截面D處的、與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

50、進(jìn)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(xiǎn)截面D〕的強(qiáng)度。根據(jù)式〔15-5〕與以上所算得數(shù)據(jù)，以與軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)應(yīng)力，取，軸的計(jì)算應(yīng)力 〔6-3〕 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。 6.5 準(zhǔn)確校核軸的疲勞強(qiáng)度 截面A，Ⅱ，Ⅲ，B，E，F(xiàn)，Ⅷ，Ⅸ只受扭矩作用，雖然鍵槽，軸肩與過渡配合所引起應(yīng)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扭矩強(qiáng)度較寬裕地確定的，所以上述的截面均不需校核。 從應(yīng)力集中對軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看，截面Ⅳ和Ⅴ 處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況來看，截面

51、D上的應(yīng)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軸徑較大，故不必強(qiáng)度校核。截面D也不必校核。由于軸根本是對稱結(jié)構(gòu)，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(cè)即可。 Ⅳ左側(cè) 〔6-4〕 〔6-5〕 左側(cè)的彎矩 截面的扭矩 交接處左側(cè)的彎曲應(yīng)力： 〔6-6〕 交接處左側(cè)的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力： 〔6-7〕 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應(yīng)力集中系數(shù)ασ和ατ按附表3-2查取。因 有效應(yīng)力集中系數(shù) 由，。 經(jīng)查值后查得：。 又由附圖3—1可得軸的材料的敏性系數(shù)為： ， 故有效

52、應(yīng)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(zhuǎn)尺寸系數(shù)。 軸按磨削加工，由附圖3—4得外表質(zhì)量系數(shù)為。 計(jì)算安全系數(shù)： 〔6-10〕 〔6-11〕〔6-12〕 因故安全。 Ⅳ右側(cè) 〔6-13〕 〔6-14〕 交接處的右側(cè)彎矩 彎矩 彎曲應(yīng)力〔6-15〕 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 〔6-16〕 過盈配合的應(yīng)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(zhì)量系數(shù)

53、疲勞強(qiáng)度的綜合影響系數(shù)為： 〔6-17〕 〔6-18〕 計(jì)算安全系數(shù)： 〔6-19〕 〔6-21〕 因故此軸在截面Ⅳ右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。 7 破殼軸軸承的校核 7.1 計(jì)算軸承受到的徑向載荷 〔1〕查機(jī)械設(shè)計(jì)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(jì)算，軸承采用正裝其軸承的支反力 〔7-1〕 〔7-2〕 7.2 計(jì)算軸承軸向力 初選軸承型號7206AC，查表得，，

54、 〔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(dāng)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) 〔7-5〕 〔7-6〕 所以軸承1和軸承2都?。? ，， 計(jì)算軸承的當(dāng)量動載荷 〔7-7〕

55、 〔7-8〕 7.4 驗(yàn)算軸承的壽命 因，所以按軸承2驗(yàn)算壽命。 〔7-9〕 軸承預(yù)期壽命。 因,故7206AC軸承滿足使用。 8 機(jī)架的設(shè)計(jì) 根據(jù)零件的裝配和定位特點(diǎn)設(shè)計(jì)機(jī)架。機(jī)架要起到支承整機(jī)的功能，此設(shè)計(jì)主要用角鋼焊接來構(gòu)成整個機(jī)架，安裝軸承處主要用平行板來支持軸承座，進(jìn)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(jī)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 9 輸料斗的設(shè)計(jì) 輸料斗是保證進(jìn)料順利，起定料作用，根據(jù)整機(jī)是支架式的特點(diǎn)，輸料斗設(shè)計(jì)成矩形和梯形相結(jié)合的形狀，并在輸料斗底部設(shè)計(jì)

56、了兩個控制核桃進(jìn)料的圓形鋼管通道，能起到定位作用。進(jìn)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(jìn)入破殼裝置進(jìn)展破殼，并能保證生產(chǎn)效率為150Kg/h。如圖9-1。 圖9-1 輸料斗圖 10 接料板的設(shè)計(jì) 接料板是保證接料順利并進(jìn)入接料裝置的，根據(jù)破殼裝置的特點(diǎn)，接料板設(shè)計(jì)成矩形和梯形相結(jié)合的形狀，接料板采用薄鋼板焊接而成，用螺釘固定在機(jī)架上很方便。如圖10-1。 圖10-1 接料裝置圖 11 隔料機(jī)構(gòu) 隔料板是保證核桃順利進(jìn)入破殼裝置，根據(jù)破殼裝置的特點(diǎn)，接料板設(shè)計(jì)成矩形形狀，隔料板采用薄鋼板焊接而成，用螺釘固定在機(jī)架上很方便。如圖11-1。 圖11-1 隔料裝置圖 12 調(diào)間隙機(jī)構(gòu) 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(jìn)展分級，齒板和齒盤進(jìn)展間隙調(diào)節(jié)，所以調(diào)隙機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)正是為了完成這個目的，調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)如如下圖。調(diào)節(jié)裝置的工作工程如下：當(dāng)需要調(diào)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(zhuǎn)手柄旋轉(zhuǎn)，將帶動固定齒板支座向前或向后運(yùn)動，這樣就可以調(diào)節(jié)齒板與齒盤的距離，達(dá)到調(diào)節(jié)間隙的目的。如圖12-1。