核桃脫殼機設計,核桃,脫殼,設計
核桃脫核機設計
學生：汪 濤
指導老師：高英武
（湖南農業(yè)大學東方科技學院，長沙，410128）
摘 要：本文首先提出核桃機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)設計參數，并研制了核桃脫殼機。其中主要包括總體方案的確定，各部件的設計與計算，總裝與零部件裝圖紙；完成設計后，分析了它的特點、優(yōu)勢，以及存在的不足，需要改進，提出了一些改進措施。
關鍵詞：核桃；機械；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。它營養(yǎng)豐富，具有健腦、補腎、美容、降血脂四大功效。核桃和核桃仁還是我國傳統的出口商品。
但是，由于核桃殼堅硬，手工剝核極其不便而且費時費力。因此，提高核桃取仁的機械化程度，是生產過程中急需解決的問題。
鑒于此，本設計根據以往的研究與資料，提出了雙齒盤——齒板式剝核原理以及最優(yōu)設計參數，并研制了核桃脫殼機。本機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，且又有較高的生產率和較高的高路仁率。
本次設計采用常見的電機作動力源，利用V帶減速和傳遞功率。利用軸旋轉帶動齒盤的轉動，齒弧板固定，從而機器能夠連續(xù)的工作，大大提高了生產率。
2 設計的目的、意義、國內外動態(tài)
核桃，在我國有兩千多年栽培歷史，并逐漸由我國西部擴展到黃河流域。目前，全國核桃產量10萬多噸，其中山西、陜西、云南和河北四省年產量均在萬噸以上。核桃和核桃仁是我國傳統的出口商品，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
核桃的總類：
核桃劃分為四個品種群，(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 退化 半仁
中殼核桃 1.6~2.0 41~49 呈革質 不發(fā)達 1/4仁
后殼核桃 >2.1 <41 呈骨質 發(fā)達 碎仁
注：1.橫隔膜是指分隔開兩半仁的十字架式的薄膜
2.內褶壁是指凹凸不平的內壁
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，內褶壁退化或不發(fā)達，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云南漾濞縣產的薄殼核桃作為本機械研究對象。
3 核桃脫殼機的總體方案的確定
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 核桃的旋轉角度
采用第一種方式，核桃在圓盤之間沒有旋轉，故旋轉角β=0。采用第二、第三種方式，核桃則繞接觸點D2（D3）旋轉，由于核桃表面粗糙，可認為向下無滑移，運動過程簡化為繞瞬心D2（D3）點作向下純滾動，可分解為繞質心（圓心）的勻速轉動和質心的勻速平動。
勻速轉動的角速度ω=(v/2)/(d/2)=v/d，式中v為圓盤線速度。
當核桃開始受擠壓時，旋轉的圓盤帶動核桃邊轉動邊向下平動。當圓盤轉過α角時，核桃向下平動的圓弧長度l：
l=α(r+) (3-1)
所用時間t：
t=l/=2α(r+)/v (3-2)
核桃旋轉角：
β=ωt=(+1) α (3-3)
當r,d一定時，β與α成正比關系。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
根據幾何尺寸關系，運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）與圓盤轉角α的關系式，簡稱壓縮變形曲線。δm是指最大壓縮變形量。
對于第一種方式：
cosα1=
δ（α）=C1D1-C1D1’=2r[cos(α1-α)- cosα1]
δm=2r(1- cosα1)
對于第二種方式：
cosα2=
δ（α）= - A
其中A=
δm= –S
對于第三種方式：
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，這就意味著殼達到相同的變形量而出現初始裂紋時，第三種方式下圓盤轉過的角度最大，因而核桃在出現裂紋這一過程中所轉過角度也是最大的。這就使得殼上受擠壓力作用而出現初始裂紋的區(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，避免對剝離出來的仁的擠壓破碎，提高取仁質量。
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)設計參數
3.2.1 剝殼原理
在前面分析基礎上，提出了雙齒盤一齒板式剝殼原理(如圖3)。當核桃喂入到剝殼裝置中，齒盤的旋轉帶動核桃邊緣旋轉邊向里擠入，一定間距的齒尖不斷地沿著殼表面壓，使得裂紋不斷擴展，部分殼和仁分離出來，最后殼基本上完全破裂，碎殼和仁通過最小間隙向下掉出來。
齒盤和弧齒板的斜面角度為45°，長度為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凹坑，則齒數由1個增加到2、3個甚至4、5個。這樣在接觸處產生的初始裂紋條數多又長，由于核桃的旋轉使整個圓周都產生裂紋，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
理想的擠壓破裂過程要求核桃從擠壓開始到破裂結束轉過半圓，即β=180°，保證核桃在整個圓周上都產生裂紋，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程中的速度要發(fā)生變化，取修正角為3°，d為簡化的核桃直徑，即相應兩接觸間的實際距離，d與橫徑均值D的關系為：
d=D-4
r’==
每一尺寸等級核桃的r’和α3(如表2)
表2 每一尺寸等級核桃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程中對仁不造成破碎，應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,當給定
α3、r、r’時，不同的R將產生不同的δm和最小間隙s（理論調節(jié)值）。計算公式如下：
== (3-7)
故：
S=R-r-*sinK3
δm=r’-S
將核桃分為5個尺寸等級，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R為較小值時，δm也較小，不足以使殼完全破裂。當R為較大值時，才能獲得較好的剝核取仁性能。對每一組δm—R曲線加以比較，發(fā)現當D增大時δm也增大，這就要求所選取的R值對每一尺寸等級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
3.4.1 電動機
由于核桃脫核機的生產率為40kg/h，所以選擇功率小、轉速低、價格低、體積小的電動機，該電動額定功率為0.75kw，同步轉速n=910r/min，即為Y90S-6型號。該電動機額定電壓380V，頻率50Hz。
3.4.2 皮帶傳動裝置
核桃脫核機選用V帶的傳動裝置，傳動比i=5
3.4.3 軸
軸的材料主要選擇45號鋼，軸的固定采用角接觸球軸承，采用軸肩定位。
4 傳動設計計算、零部件的強度剛度計算
4.1 傳動設計計算
4.1.1 電動機的參數
選用最常見的Y系列三相異步電動機(ZBK22007-88), 型號：Y90S-6，額定功率：0.75KW,滿載轉速：910r/min。
4.1.2 V帶輪的設計選擇計算
確定計算功率Pca
計算功率Pca是根據傳遞的功率P，并考慮到荷載性質和每天運轉時間長短等因素的影響而確定的。即
Pca=KAP (4-1)
式中：Pca-計算功率，單位為kw；
P-傳遞的額定功率，單位為kw;
KA-工作情況系數，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
根據計算功率Pca和小帶輪轉數n1有圖表8-8選定帶型選擇普通V帶Z型。
確定帶輪的基準直徑dd1和dd2
初選小帶輪的基準直徑dd1
根據V帶截型，參考表8-6及表8-8，選取dd1=63mm
驗算帶的速度V
根據式（8-13）來計算的速度
V=
將,帶入式中，得：
V==3m/s
計算從動輪的基準直徑dd2
確定中心距a和帶的基準長度Ld
如果中心距未給出，可根據傳遞的結構需要初定中心距a0,取
即代入,,得：
初取
a0確定后，根據帶傳動的幾何關系，按下式計算所需帶的基準長度
(4-2)
將，,代入上式中，得：
根據L’d由表8-2中選取和L’d相近的V帶的基準長度Ld，取由于V帶傳動的中心距一般是可以調整的，固可采用下式作近似計算，即
考慮安裝調整和補償預緊力的需要，中心距的變動范圍為：
驗算主動輪上的包角α1
根據（8-6）及對包角的要求，應保證
確定帶的根數Z
(4-3)
式中：Kα— 考慮包角不同時的影響系數，簡稱包角系數，查表8-5;
KL — 考慮到長度不同時的影響系數，簡稱長度系數，查表8-2；
P0 — 單根V帶的基本額定功率，查表8-4a或8-4b；
△P0 — 記入傳動比時影響是，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
確定帶的預緊力F0
由式（8-7），并考慮離心力的不利影響時，單根V帶所需的預緊力為
(4-4)
將 代入上式并考慮包角對所需預緊力的影響，可將F0的計算式寫為
將Pca=0.885kw，Z=4，V=3m/s，Kα=0.92,q=0.06kg/m
得：
計算帶傳動作用在軸上的力（簡稱壓力軸）Fp
為了設計安裝帶輪的軸和軸承，必須確定帶傳動作用在軸上的力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緊力F0的合力來計算（圖8-11），即
將Z=4，α1=150°，F0=64N代入上式，得：
4.1.3 軸的設計計算
求軸上的功率P2、轉速n2和轉矩T2
若取每級傳動的效率為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，調質處理。根據表15-3，取A0=120，于是得：
軸的最小直徑顯然是安裝V帶以動輪出的直徑dⅠ-Ⅱ=35mm
軸的結構設計
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 軸的結構與裝配
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
dⅡ-Ⅲ=42mm,由軸承產品目錄中初步選取標注精度級的角接觸軸承7209AC，其尺寸為,估dⅢ-Ⅳ=dⅦ-Ⅷ=45mm。而lⅦ-Ⅷ=19mm右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。由手冊上查得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，此軸段應略短于輪轂寬度，故取lⅣ-Ⅴ=20mm。兩個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（由機械及軸承端蓋的結構設計而定）。根據軸承端蓋的裝卸及便于對軸承添加潤滑的要求，取端面的外端面與從動輪右端間的距離l=30mm，故取lⅡ-Ⅲ=50mm.
取齒盤距箱體內壁之距離a=16mm,考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離S，取S=8，已知軸承寬度B=19mm,則
lⅢ-Ⅳ=47mm
lⅥ-Ⅶ=20mm
考慮到軸上的結構要對稱，故到此全部確定軸的各段直徑和長度
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
齒盤從動輪與軸的周向定位均采用平鍵聯接。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mm（標注鍵長見GB/T1096-1979）,同時為了保證齒盤與軸配合有良好的對中性，故選擇齒盤與軸的配合為H7/n6；同樣，從動輪與軸的聯接，選用平鍵為，從動輪與軸的配合H7/k6。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。軸的潤滑采用涂黃油的方式進行。
4.2 零件的強度剛度計算
求軸上的載荷
首先根據軸的結構圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取a值。對于7209AC型角接觸球軸承，由手冊中查得a=25.4mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距根據軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。（如圖5）
從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面。
現將計算出截面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度
進行校核是，通常只校核對軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即能是截面C）的強度，根據式（15-5）及上表中的數值，并去α=0.6,軸的計算重力
(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，調質處理，由表15-1查得。因此故安全。
4.2.1 精確校核軸的疲勞強度
判斷危險截面
截面A,Ⅱ，Ⅲ，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的重力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按鈕強度較為寬裕的確定的，所以截面A,Ⅱ，Ⅲ，B均無需校核。
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；從受截的情況來看，截面C上的重力最大。截面V的應力集中的影響和截面Ⅳ的相近，但截面Ⅴ不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必作強度校核。截面C上雖然應力最大，但應力集中不大（過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比過盈配合的小，因而該軸只需要校核截面Ⅳ左右兩側即可。
截面Ⅳ左側
抗彎截面系數
抗扭截面系數
截面Ⅵ左側的彎矩m為
截面Ⅳ上的扭矩T為 T=38000N·mm
截面上的彎曲應力
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重力集中系數按附表3-2查取。因，經插值后可查得：
又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數為
故有效應力集中系數按式（附3-4）為
由附圖3-2得尺寸系數，由附圖3-3得扭轉尺寸系數軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質量系數為
軸半徑表面強化處理即,則按式（3-12）及（3-12a）得綜合系數值為
又由§3-1及§3-2得碳鋼的特性系數
,取
取
于是，計算安全系數Sca值，按式（15-6）（15-8）則得
故可知其安全
截面Ⅳ右側
抗彎截面系數的W按表15-4中的公式計算
抗扭截面系數WT為
彎矩M及彎曲應力為
扭矩T及扭轉應力為
T=38000N·mm
過盈配合處的值，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得表面質量系數為
故的綜合系數為
所以軸在截面Ⅳ右側的安全系數為
故該軸在截面Ⅳ右側的強度也是足夠的。
至此，軸的校核結束。
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
求軸承的計算軸向力A1和A2
對于7209AC軸承按表13-7，軸承內部附加軸向力,其中e為表13-5中的判斷系數，其值由的大小來確定，但現在軸承軸向力A未知，故設取e=0.40，因此可以估算：
按式（13-11），得：
由表13-5得，再計算
兩次計算的值相關不打，因此確定。
所以
求兩軸承當量動載荷
因為
由表13-5可查得徑向載荷系數和軸荷系數為
對軸承1 X1=1 Y1=0
對軸承2 X2=1 Y2=0
固軸承運轉中有中等沖擊載荷，按表13-6，,,則：
最后求驗算軸承的壽命
因為，所以按軸承1的受力大小驗算；
預期壽命8年
工作小時數：
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軸的聯接傳遞和扭矩小，而鍵又長，現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：
計算過程中所有表和公式來自《機械設計》第八版 濮良貴 紀名剛主編
5 結構設計
5.1 機體的機構設計
機體是箱蓋（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)€機體的重量，采用機座吧箱體支撐起來，再把箱蓋和箱體連成一體使得整體的結構更簡單、合理、穩(wěn)定、減少了振動。機體的設計要緊密，以防止核桃不被擠壓。
機體的下面安裝電動機，皮帶輪設置在機體外面，這樣方便調節(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 入料斗的結構設計
入料斗(如圖8)是保證進料順利，起定料的作用，根據本機的整體特點，入料斗設計成矩形和梯形相結合的形狀，且矩形的寬度為40mm，能保證剛好一個核桃進入齒盤進行剝殼。
圖8 入料斗
Figure8 Into the hopper
6 存在的問題及改進措施
由于本機入料斗偏小，故存在頻繁加料的問題，給加工帶來麻煩。在出料斗的設計存在缺陷，剝殼出來之后，還要進行人工選仁和殼的問題。
主要改進措施：為了使全過程更趨于機械化，本人從原有基礎上再設計了一個振動分離裝置。 由于電機的轉速過高，而分離裝置轉速要求較小，故通過減速達到所需要求。減速簡圖（如圖9）
圖9 減速裝置簡圖
Figure9 Reduction gear diagram
利用核仁與壓碎的碎殼重力不同進行分離。查表得出傳送帶的摩擦系數μ為0.3～0.5，取μ=0.4。
由力學知識，容易得出tanθ>0.4 。取θ=30°。即為傾斜角度。
采用曲軸（如圖10），從而達到振動的效果，傳送帶必需具有一定的彈性。滾筒間的固定采用固定板。帶傳動計算過程參照上面方法，滿足所需要求。
圖10 曲軸
Figure9 Crackaxis
7 結論
大致了解了機械設計的方法和程序，特別是怎么思考問題和解決問題，使得在今后的工作中遇到問題能迎刃而解。
所學的知識得到了一次較全面的鞏固，同時有感到品是學的不夠扎實。
通過這次設計又學到了很多以前沒接觸到的新知識，提高了自己的自學能力。
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[15]濮良貴.紀名剛. 機械設計. 8版 北京: 高等教育出版社 2009(05)
致 謝
經過近半學期的忙碌和工作，本次畢業(yè)設計已經接近尾聲，作為一個本科生的畢業(yè)設計，由于經驗的匱乏，難免有許多考慮不周全的地方，如果沒有導師的督促指導，以及一起學習的同學們的支持，想要完成這個設計是難以想象的。在這里首先要感謝我的指導老師高英武教授。高老師平日里工作繁多，但在我做畢業(yè)設計的每個階段，從查閱資料到設計草案的確定和修改，中期檢查，后期詳細設計，裝配草圖等整個過程中都給予了我悉心的指導。我的設計較為簡潔，但是高老師仍然細心地糾正設計內容中的錯誤。除了敬佩高老師的專業(yè)水平外，她的治學嚴謹和科學研究的精神也是我永遠學習的榜樣，她的循循善誘的教導和不拘一格的思路也給予我無盡的啟迪。并將積極影響我今后的學習和工作。其次要感謝我的同學對我無私的幫助，特別是在非標準件尺寸確定方面，正因為如此我才能順利的完成設計。最后我要感謝我的母?！限r業(yè)大學，是母校給我們提供了優(yōu)良的學習環(huán)境；另外，我還要感謝那些曾給我授過課的每一位老師，是你們教會我專業(yè)知識。在此，我謝謝大家!
22
核桃脫核機設計
學生：汪 濤
指導老師：高英武
（湖南農業(yè)大學東方科技學院，長沙，410128）
摘 要：本文首先提出核桃機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)設計參數，并研制了核桃脫殼機。其中主要包括總體方案的確定，各部件的設計與計算，總裝與零部件裝圖紙；完成設計后，分析了它的特點、優(yōu)勢，以及存在的不足，需要改進，提出了一些改進措施。
關鍵詞：核桃；機械；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。它營養(yǎng)豐富，具有健腦、補腎、美容、降血脂四大功效。核桃和核桃仁還是我國傳統的出口商品。
但是，由于核桃殼堅硬，手工剝核極其不便而且費時費力。因此，提高核桃取仁的機械化程度，是生產過程中急需解決的問題。
鑒于此，本設計根據以往的研究與資料，提出了雙齒盤——齒板式剝核原理以及最優(yōu)設計參數，并研制了核桃脫殼機。本機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，且又有較高的生產率和較高的高路仁率。
本次設計采用常見的電機作動力源，利用V帶減速和傳遞功率。利用軸旋轉帶動齒盤的轉動，齒弧板固定，從而機器能夠連續(xù)的工作，大大提高了生產率。
2 設計的目的、意義、國內外動態(tài)
核桃，在我國有兩千多年栽培歷史，并逐漸由我國西部擴展到黃河流域。目前，全國核桃產量10萬多噸，其中山西、陜西、云南和河北四省年產量均在萬噸以上。核桃和核桃仁是我國傳統的出口商品，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
核桃的總類：
核桃劃分為四個品種群，(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 退化 半仁
中殼核桃 1.6~2.0 41~49 呈革質 不發(fā)達 1/4仁
后殼核桃 >2.1 <41 呈骨質 發(fā)達 碎仁
注：1.橫隔膜是指分隔開兩半仁的十字架式的薄膜
2.內褶壁是指凹凸不平的內壁
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，內褶壁退化或不發(fā)達，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云南漾濞縣產的薄殼核桃作為本機械研究對象。
3 核桃脫殼機的總體方案的確定
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 核桃的旋轉角度
采用第一種方式，核桃在圓盤之間沒有旋轉，故旋轉角β=0。采用第二、第三種方式，核桃則繞接觸點D2（D3）旋轉，由于核桃表面粗糙，可認為向下無滑移，運動過程簡化為繞瞬心D2（D3）點作向下純滾動，可分解為繞質心（圓心）的勻速轉動和質心的勻速平動。
勻速轉動的角速度ω=(v/2)/(d/2)=v/d，式中v為圓盤線速度。
當核桃開始受擠壓時，旋轉的圓盤帶動核桃邊轉動邊向下平動。當圓盤轉過α角時，核桃向下平動的圓弧長度l：
l=α(r+d2) (3-1)
所用時間t：
t=l/(v2)=2α(r+d2)/v (3-2)
核桃旋轉角：
β=ωt=(2rd+1) α (3-3)
當r,d一定時，β與α成正比關系。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
根據幾何尺寸關系，運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）與圓盤轉角α的關系式，簡稱壓縮變形曲線。δm是指最大壓縮變形量。
對于第一種方式：
cosα1=2r+s2r+d
δ（α）=C1D1-C1D1’=2r[cos(α1-α)- cosα1]
δm=2r(1- cosα1)
對于第二種方式：
cosα2=2r+2s-d2r+d
δ（α）=d22(1+cosα2) - A2(1+cos?(α2-α))
其中A=r1-cosα2-α+s1+cos?(α2-α)
δm=d22(1+cosα2) –S
對于第三種方式：
cosα3=(R-d2)2-(r+d2)2-e22e(r+d2)
sink3=eR-d2sinα3
δ（α）=d22(1+cosk3)-B2(1+cosk)
其中 B=R2-e2-r2-2er cos?(α3-α)2[R+r+ecos(α3-α)] (3-4)
Sink=eR-Bsinα3-α (3-5)
δm =d221+cosK3-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，這就意味著殼達到相同的變形量而出現初始裂紋時，第三種方式下圓盤轉過的角度最大，因而核桃在出現裂紋這一過程中所轉過角度也是最大的。這就使得殼上受擠壓力作用而出現初始裂紋的區(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，避免對剝離出來的仁的擠壓破碎，提高取仁質量。
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)設計參數
3.2.1 剝殼原理
在前面分析基礎上，提出了雙齒盤一齒板式剝殼原理(如圖3)。當核桃喂入到剝殼裝置中，齒盤的旋轉帶動核桃邊緣旋轉邊向里擠入，一定間距的齒尖不斷地沿著殼表面壓，使得裂紋不斷擴展，部分殼和仁分離出來，最后殼基本上完全破裂，碎殼和仁通過最小間隙向下掉出來。
齒盤和弧齒板的斜面角度為45°，長度為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凹坑，則齒數由1個增加到2、3個甚至4、5個。這樣在接觸處產生的初始裂紋條數多又長，由于核桃的旋轉使整個圓周都產生裂紋，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
理想的擠壓破裂過程要求核桃從擠壓開始到破裂結束轉過半圓，即β=180°，保證核桃在整個圓周上都產生裂紋，殼的破裂全面而均勻。那么，理想擠入角α3為：
α3=180°200d+1+3°
假定齒盤直徑200mm，考慮到核桃在擠壓過程中的速度要發(fā)生變化，取修正角為3°，d為簡化的核桃直徑，即相應兩接觸間的實際距離，d與橫徑均值D的關系為：
d=Dsin45°-4
r’=d2=D2sin45°-2
每一尺寸等級核桃的r’和α3(如表2)
表2 每一尺寸等級核桃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程中對仁不造成破碎，應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,當給定
α3、r、r’時，不同的R將產生不同的δm和最小間隙s（理論調節(jié)值）。計算公式如下：
e sink3=R-r'sinα3=r+r'sinθ (3-7)
故：
S=R-r-R-r'sinα3*sinK3
δm=r’2(1+cosK3)-S
將核桃分為5個尺寸等級，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R為較小值時，δm也較小，不足以使殼完全破裂。當R為較大值時，才能獲得較好的剝核取仁性能。對每一組δm—R曲線加以比較，發(fā)現當D增大時δm也增大，這就要求所選取的R值對每一尺寸等級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
3.4.1 電動機
由于核桃脫核機的生產率為40kg/h，所以選擇功率小、轉速低、價格低、體積小的電動機，該電動額定功率為0.75kw，同步轉速n=910r/min，即為Y90S-6型號。該電動機額定電壓380V，頻率50Hz。
3.4.2 皮帶傳動裝置
核桃脫核機選用V帶的傳動裝置，傳動比i=5
3.4.3 軸
軸的材料主要選擇45號鋼，軸的固定采用角接觸球軸承，采用軸肩定位。
4 傳動設計計算、零部件的強度剛度計算
4.1 傳動設計計算
4.1.1 電動機的參數
選用最常見的Y系列三相異步電動機(ZBK22007-88), 型號：Y90S-6，額定功率：0.75KW,滿載轉速：910r/min。
4.1.2 V帶輪的設計選擇計算
確定計算功率Pca
計算功率Pca是根據傳遞的功率P，并考慮到荷載性質和每天運轉時間長短等因素的影響而確定的。即
Pca=KAP (4-1)
式中：Pca-計算功率，單位為kw；
P-傳遞的額定功率，單位為kw;
KA-工作情況系數，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
根據計算功率Pca和小帶輪轉數n1有圖表8-8選定帶型選擇普通V帶Z型。
確定帶輪的基準直徑dd1和dd2
初選小帶輪的基準直徑dd1
根據V帶截型，參考表8-6及表8-8，選取dd1=63mm
驗算帶的速度V
根據式（8-13）來計算的速度
V=πdp1n160×1000≈πdd1n160×1000
將dd1=63mm,n1=910rmin帶入式中，得：
V=πdp1n160×1000≈3.14×63×91060×100=3m/s
計算從動輪的基準直徑dd2
確定中心距a和帶的基準長度Ld
如果中心距未給出，可根據傳遞的結構需要初定中心距a0,取
0.7dd1+dd2
120°
確定帶的根數Z
Z=pcap0+?p0KαKL (4-3)
式中：Kα— 考慮包角不同時的影響系數，簡稱包角系數，查表8-5;
KL — 考慮到長度不同時的影響系數，簡稱長度系數，查表8-2；
P0 — 單根V帶的基本額定功率，查表8-4a或8-4b；
△P0 — 記入傳動比時影響是，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
Z=pca(p0+?p0 ）KαKL=0.885(0.18+0.02)×0.92×1.16=4
取Z=4
確定帶的預緊力F0
由式（8-7），并考慮離心力的不利影響時，單根V帶所需的預緊力為
F0=12Fecefvα+1efvα-1+qv2 (4-4)
將Fec=1000Pcazv 代入上式并考慮包角對所需預緊力的影響，可將F0的計算式寫為
F0=500Pca zv2.5Kα-1+qv2
將Pca=0.885kw，Z=4，V=3m/s，Kα=0.92,q=0.06kg/m
得：
F0=500Pca zv2.5Kα-1+qv2=500×0.8854×3×2.50.92-1+0.06×32=64N
計算帶傳動作用在軸上的力（簡稱壓力軸）Fp
為了設計安裝帶輪的軸和軸承，必須確定帶傳動作用在軸上的力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緊力F0的合力來計算（圖8-11），即
Fp=2ZF0cosβ2=2ZF0cos（π2-α12)=2ZF0sinα12
將Z=4，α1=150°，F0=64N代入上式，得：
Fp=2ZF0sinα12=2×4×sin150°2×64=494.5N
4.1.3 軸的設計計算
求軸上的功率P2、轉速n2和轉矩T2
若取每級傳動的效率為η=0.97,則
P2=Pη=0.75×0.97=0.7275kw
n2=n11i=910×15=182r/min
T2=9550000p2n2=9550000×0.7275182N·mm+3.8×104N·mm
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，調質處理。根據表15-3，取A0=120，于是得：
dmin=A03p2e2=112×30.7275182≈20mm
軸的最小直徑顯然是安裝V帶以動輪出的直徑dⅠ-Ⅱ=35mm
軸的結構設計
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 軸的結構與裝配
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
dⅡ-Ⅲ=42mm,由軸承產品目錄中初步選取標注精度級的角接觸軸承7209AC，其尺寸為d×D×B=45mm×85mm×19mm,估dⅢ-Ⅳ=dⅦ-Ⅷ=45mm。而lⅦ-Ⅷ=19mm右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。由手冊上查得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，此軸段應略短于輪轂寬度，故取lⅣ-Ⅴ=20mm。兩個齒盤的中間采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d,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（由機械及軸承端蓋的結構設計而定）。根據軸承端蓋的裝卸及便于對軸承添加潤滑的要求，取端面的外端面與從動輪右端間的距離l=30mm，故取lⅡ-Ⅲ=50mm.
取齒盤距箱體內壁之距離a=16mm,考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離S，取S=8，已知軸承寬度B=19mm,則
lⅢ-Ⅳ=47mm
lⅥ-Ⅶ=20mm
考慮到軸上的結構要對稱，故到此全部確定軸的各段直徑和長度
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
齒盤從動輪與軸的周向定位均采用平鍵聯接。按dⅣ-Ⅴ由手冊查得平鍵截面b×h=16mm×10mm(GB/T1095-1979)，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為mm（標注鍵長見GB/T1096-1979）,同時為了保證齒盤與軸配合有良好的對中性，故選擇齒盤與軸的配合為H7/n6；同樣，從動輪與軸的聯接，選用平鍵為10mm×8mm×36mm，從動輪與軸的配合H7/k6。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m6。
確定軸上圓角和倒角尺寸
參考表15-2，取軸端倒角為2×45°，各軸肩處的圓角半徑見圖紙所示d。軸的潤滑采用涂黃油的方式進行。
4.2 零件的強度剛度計算
求軸上的載荷
首先根據軸的結構圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取a值。對于7209AC型角接觸球軸承，由手冊中查得a=25.4mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距L2+L3=69.5mm+57.5mm=127mm根據軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。（如圖5）
從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面。
現將計算出截面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
M1=362172+326992=28794.4N·mm
M2=362172+4402=36219.6N·mm
扭矩 T=38000N·mm
按彎矩合成重力校核軸的強度
進行校核是，通常只校核對軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即能是截面C）的強度，根據式（15-5）及上表中的數值，并去α=0.6,軸的計算重力
σca=M12+(2T)2w (4-5)
將,M1=48794.4N·mm，α=0.6，T=38000N·mm，W=0.1×522,代入公式，得：
σca=3.83Mpa
前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由表15-1查得σ-1=60Mpa。因此σca<σ-1故安全。
4.2.1 精確校核軸的疲勞強度
判斷危險截面
截面A,Ⅱ，Ⅲ，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的重力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按鈕強度較為寬裕的確定的，所以截面A,Ⅱ，Ⅲ，B均無需校核。
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；從受截的情況來看，截面C上的重力最大。截面V的應力集中的影響和截面Ⅳ的相近，但截面Ⅴ不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必作強度校核。截面C上雖然應力最大，但應力集中不大（過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比過盈配合的小，因而該軸只需要校核截面Ⅳ左右兩側即可。
截面Ⅳ左側
抗彎截面系數 W=0.1d3=0.1×453mm3=9112.4mm3
抗扭截面系數 WT=0.2d3=0.2×453mm3=18225mm3
截面Ⅵ左側的彎矩m為 M=48794.4×36.5-1036.5=35426N·mm
截面Ⅳ上的扭矩T為 T=38000N·mm
截面上的彎曲應力 σ?=MW=3542638000=0.93Mpa
軸的材料為45鋼，調質處理。由表15-1查得σB640Mpa ，σ-1=275Mpa , τ-1=155Mpa 。
截面上由于軸肩而形成的理論重力集中系數ασ及ατ按附表3-2查取。因rd=2.045=0.044,pd=5245=1.15，經插值后可查得：
ασ=2.0 ατ=1.31
又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數為
qσ=0.82 qτ=0.85
故有效應力集中系數按式（附3-4）為
kσ=1+qσαα-1=1+0.82×2.0-1=1.82
kτ=1+qτατ-1=1+0.85×1.31-1=1.26
由附圖3-2得尺寸系數εα=0.67，由附圖3-3得扭轉尺寸系數ετ=0.82軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質量系數為
βα=βc=0.92
軸半徑表面強化處理即βq=1,則按式（3-12）及（3-12a）得綜合系數值為
Kσ=Kσεσ+1βσ-1=1.820.67+10.92-1=2.80
Kτ=Kτετ+1βτ-1=1.260.82+10.92-1=1.62
又由§3-1及§3-2得碳鋼的特性系數
Ψσ=0.1~0.2 ,取Ψσ=0.1
Ψτ=0.05~0.1，取Ψτ=0.05
于是，計算安全系數Sca值，按式（15-6）~（15-8）則得
Sσ=σ-1Kσσα+Ψσσm=2752.80×0.93+0.1×0=105.6
Sτ=τ-1Ktτα+Ψτσm=1551.62×2.092+0.05×2.092=88.8
Sca=SσSτSσ2+Sτ2=105.6×88.8105.62+88.82=67.9?S=1.5
故可知其安全
截面Ⅳ右側
抗彎截面系數的W按表15-4中的公式計算
W=0.1d3=0.1×523mm3=14060.8mm3
抗扭截面系數WT為
W=0.2d3=0.2×523mm3=28121.6mm3
彎矩M及彎曲應力為
M=48794.4×36.5-1036.5=35426N·mm
σb=Mw=3542614060.8=2.5Mpa
扭矩T及扭轉應力為
T=38000N·mm τT=TWT=3800028121.6=1.35MPa
過盈配合處的Kσεσ值，由附表3-8用插入法求出，并取Kτετ，于是得
Kσεσ=3.16 Kτετ=0.8×3.16=2.53
軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質量系數為
βσ=βτ=0.92
故的綜合系數為
Kσ=Kσεσ+1βσ-1=3.16+10.92-1=3.25
Kτ=Kτετ+1βτ-1=2.53+10.92-1=2.62
所以軸在截面Ⅳ右側的安全系數為
Sσ=σ-1Kσσα+Ψσσm=2753.25×2.5+0.1×0=33.85
Sτ=τ-1Ktτα+Ψτσm=1552.62×1.352+0.05×1.352=86
Sca=SσSτSσ2+Sτ2=33.82×8633.852+862=31。5?S=1.5
故該軸在截面Ⅳ右側的強度也是足夠的。
至此，軸的校核結束。
4.2.2 軸承的校核
查軸承樣本可知，7209AC軸承的τ=23.8KN，τ0=22。5KN
求出軸承受到徑向載荷R1和R2
R1=FNV12+FNH12=23372+16892=2883.45N
R1=FNV22+FNH22=12732+152=1273.08N
求軸承的計算軸向力A1和A2
對于7209AC軸承按表13-7，軸承內部附加軸向力Fα=eR,其中e為表13-5中的判斷系數，其值由Aτ0的大小來確定，但現在軸承軸向力A未知，故設取e=0.40，因此可以估算：
Fd1=0.4R1=1153.38N
Fd2=0.4R2=509.22N
按式（13-11），得：
A1=Fa+Fd1=19.6+1153.38=1173.98N
A2=Fd1=153.38N
A1τ0=1172.9822500=0.052N A2τ0=1153.3822500=0.051N
由表13-5得，e1=e2=43,再計算
Fd1=e1R1=0.43×2883.45=1239.88N
Fd2=e2R2=0.43×1273.08=547.42N
A1=Fa+Fd2=19.6+547.42=567.02N
A2=547.42N
A1τ0=567.0222500=0.025N A2τ0=547.4222500=0.024N
兩次計算的Aτ0值相關不打，因此確定e1=e2=0.43。
所以 A1=567.02,A2=547.42
求兩軸承當量動載荷P1和P2
因為
A1R1=567.022883.45=0.196<0.43=e2
A2R2=547.421273.08=0.43=e2
由表13-5可查得徑向載荷系數和軸荷系數為
對軸承1 X1=1 Y1=0
對軸承2 X2=1 Y2=0
固軸承運轉中有中等沖擊載荷，按表13-6，,fp=1.2~1.8,取fp=1.5,則：
P1=fpX1R1+Y1A2=1.5×1×2883.45+0×A2=4325.175N
P2=fpX2R2+Y2A2=1.5×1×1273.08+0×A2=1909.6N
最后求驗算軸承的壽命
因為P1>P2，所以按軸承1的受力大小驗算；
L1=10660n（cP1）ε=10660×100（225004325.175）3=25463h
預期壽命8年
工作小時數：Lh8×300×10=2400h
固有L1>Lh,可滿足壽命要求。
4.2.3 鍵的選擇
由于小皮帶輪與電機軸的聯接傳遞和扭矩小，而鍵又長，現校核大皮帶輪的平鍵：
由 T=12000Kτd[σ]p,差表得：K=2.2,[σ]p=110
則此鍵能傳遞的扭矩：
T=12000×2.2×110×35×103=42350N·mm>T=38000N·mm
故此鍵安全
附：
計算過程中所有表和公式來自《機械設計》第八版 濮良貴 紀名剛主編
5 結構設計
5.1 機體的機構設計
機體是箱蓋（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)€機體的重量，采用機座吧箱體支撐起來，再把箱蓋和箱體連成一體使得整體的結構更簡單、合理、穩(wěn)定、減少了振動。機體的設計要緊密，以防止核桃不被擠壓。
機體的下面安裝電動機，皮帶輪設置在機體外面，這樣方便調節(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 入料斗的結構設計
入料斗(如圖8)是保證進料順利，起定料的作用，根據本機的整體特點，入料斗設計成矩形和梯形相結合的形狀，且矩形的寬度為40mm，能保證剛好一個核桃進入齒盤進行剝殼。
圖8 入料斗
Figure8 Into the hopper
6 存在的問題及改進措施
由于本機入料斗偏小，故存在頻繁加料的問題，給加工帶來麻煩。在出料斗的設計存在缺陷，剝殼出來之后，還要進行人工選仁和殼的問題。
主要改進措施：為了使全過程更趨于機械化，本人從原有基礎上再設計了一個振動分離裝置。 由于電機的轉速過高，而分離裝置轉速要求較小，故通過減速達到所需要求。減速簡圖（如圖9）
圖9 減速裝置簡圖
Figure9 Reduction gear diagram
利用核仁與壓碎的碎殼重力不同進行分離。查表得出傳送帶的摩擦系數μ為0.3～0.5，取μ=0.4。
由力學知識，容易得出tanθ>0.4 。取θ=30°。即為傾斜角度。
采用曲軸（如圖10），從而達到振動的效果，傳送帶必需具有一定的彈性。滾筒間的固定采用固定板。帶傳動計算過程參照上面方法，滿足所需要求。
圖10 曲軸
Figure9 Crackaxis
7 結論
大致了解了機械設計的方法和程序，特別是怎么思考問題和解決問題，使得在今后的工作中遇到問題能迎刃而解。
所學的知識得到了一次較全面的鞏固，同時有感到品是學的不夠扎實。
通過這次設計又學到了很多以前沒接觸到的新知識，提高了自己的自學能力。
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致 謝
經過近半學期的忙碌和工作，本次畢業(yè)設計已經接近尾聲，作為一個本科生的畢業(yè)設計，由于經驗的匱乏，難免有許多考慮不周全的地方，如果沒有導師的督促指導，以及一起學習的同學們的支持，想要完成這個設計是難以想象的。在這里首先要感謝我的指導老師高英武教授。高老師平日里工作繁多，但在我做畢業(yè)設計的每個階段，從查閱資料到設計草案的確定和修改，中期檢查，后期詳細設計，裝配草圖等整個過程中都給予了我悉心的指導。我的設計較為簡潔，但是高老師仍然細心地糾正設計內容中的錯誤。除了敬佩高老師的專業(yè)水平外，她的治學嚴謹和科學研究的精神也是我永遠學習的榜樣，她的循循善誘的教導和不拘一格的思路也給予我無盡的啟迪。并將積極影響我今后的學習和工作。其次要感謝我的同學對我無私的幫助，特別是在非標準件尺寸確定方面，正因為如此我才能順利的完成設計。最后我要感謝我的母?！限r業(yè)大學，是母校給我們提供了優(yōu)良的學習環(huán)境；另外，我還要感謝那些曾給我授過課的每一位老師，是你們教會我專業(yè)知識。在此，我謝謝大家!
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