3222 內外磨式核桃破殼機的設計

3222 內外磨式核桃破殼機的設計,內外,核桃,破殼機,設計 目 錄1 緒論 ..................................................................................................................................................................11.1 本課題來源以及研究的目的和意義 .................................................................................................11.2 本課題所涉及的問題及國內（外）研究現狀及分析 ...................................................................11.3 對課題所涉及的任務要求及實現預期目標的可行性分析 ...........................................................21.4 方案的確定 ...........................................................................................................................................32 設計方案的選擇 ..........................................................................................................................................42.1 總體設計 ...............................................................................................................................................42.2 核桃破殼部分的設計 ..........................................................................................................................42.3 軸的設計 ...............................................................................................................................................52.4 軸的校核 ...............................................................................................................................................73 動力與傳動的設計 ....................................................................................................................................143.1 電動機的主要外型和安裝尺寸的選擇 ..........................................................................................143.2 聯軸器的選擇 ....................................................................................................................................143.3 齒輪的設計與校核 ............................................................................................................................144 總結 ................................................................................................................................................................20致 謝 ..................................................................................................................................................................21參考文獻 ...........................................................................................................................................................22 塔里木大學畢業(yè)設計- 1 -1 緒論1.1 本課題來源以及研究的目的和意義近些年來，核桃除銷售干果和核桃仁以外，核桃乳品、核桃速食粉類、核桃精等加工產品也已逐步進入市場，另外有少量的核桃油產品在銷售，獲得了部分消費者的青睞。市場上對核桃深加工產品的需求正越來越迫切,但核桃的深加工產品較為少見，隨著核桃生產的發(fā)展腳步不斷加快，其后續(xù)產品的開發(fā)和應用也迫在眉梢 [1] 。在加工過程中，存在的關鍵問題是核桃脫殼十分的困難。核桃破殼機的核心裝置當屬核桃破殼裝置。然而機械破殼常用方法有借助粗糙表面碾搓作用的碾搓破殼,借助撞擊作用撞擊破殼、利用剪切作用的剪切破殼和利用成對軋輥擠壓作用的擠壓破殼等。常見的破殼裝置主要有圓盤破殼裝置、離心破殼裝置、錘擊式破殼裝置、軋輥式破殼裝置、對輥窩眼式開口裝置、沖壓式破殼裝置、齒輥破殼裝置、核桃鋸口破殼裝置、核桃破殼挖核裝置和平板擠壓式破殼裝置等。針對核桃加工存在的問題和市場的不斷需求，確定核桃加工工藝有很重要的現實意義，核桃加工除了脫青皮、核桃分級、清洗、脫水、烘干、去殼、仁殼分離與包裝外，還可以進行進一步的深加工。人工破殼效率較低而且難以滿足生產發(fā)展的要求，故研制高效破殼機儼然已成為當務之急 [2]。本課題中，將內外磨式核桃破殼裝置運用于此處，重點研究核桃破殼機的內外磨破殼部分，以改善現存的破殼率較低、損失率較高、果仁完整性較差、通用性較差、機具性能較為不穩(wěn)定、適應性較差、作業(yè)成本較高等一系列的大小問題,其裝置可用于具有一定直徑大小的核桃破殼作業(yè)，即分級后的核桃的破殼作業(yè)，能較為高效的完成核桃破殼任務。如果全疆全團的核桃全部采用機械破殼，可節(jié)省大量勞動力去從事除核桃以外經濟價值作物的田間管理工作，社會效益可以顯著提高。該方法的研究同時給破殼裝置的改進提出了新的可行的可行性方向，為其他堅果破殼裝置的研制提出了新的思考方向。該課題的研究可以進一步促進維吾爾自治區(qū)及兵團各部的核桃產業(yè)的發(fā)展，可以為核桃深加工企業(yè)提供一種有力的可利用方式，為的農業(yè)現代化以及機械化的發(fā)展之路做出應有的貢獻。1.2 本課題所涉及的問題及國內（外）研究現狀及分析1.2.1 國外研究現狀及分析目前核桃生產國中生產水平最高、最有代表性且市場占有份額最大的當數美國。美國可謂核桃生產上年輕而又強大的王國之一。美國核桃采收的機械化程度相當高，核桃收獲過程首先是噴灑乙烯利(是一種果實催熟藥劑)，其次用振落機采收，接著用脫青皮機脫皮，再接著用清洗機清洗，再接著用烘干機烘干、最后利用冷庫進行干燥處理和貯藏。在加工果仁的過程中采用破殼機破殼，緊接著通過氣流分選機進行殼仁分離，然后用分色機將果仁分為出淺色深色，再分出碎仁，最后才分別稱重并包裝銷售 [3]。由于美國的主栽的核桃品種只有豪沃、迪哈特、利希爾、強特勒、維納、土萊爾這 6 個，其質地優(yōu)良，規(guī)格統(tǒng)一，有利于機械化破殼作業(yè)的進行，因此核桃破殼機在美國發(fā)展較快、較迅速。其主要的核桃破殼機類型有：①Larry H. Hemry 及其合作人研制的專利號為 6098530 機械式核桃破殼機 [4]。該機的主要結構有機架、料斗、可調節(jié)定位板、破碎裝置、傳動機構等。機械式核桃破殼機可以通過調節(jié)可調節(jié)定位板與破碎裝置間的間隙來適應各類堅果的破殼作業(yè)。②Kenneth R. Evans 及其團隊研制的專利號為 4201126 核桃破殼機 [5]。該機主要有喂料斗、輸送裝置、破殼裝置和出料口等。破殼作業(yè)時，待破殼的核桃由輸送裝置從料箱運送到破殼裝置，然后進行破殼作業(yè)。③Clarence Lloyd Warmack 和 Barry Shawn Warmack 團隊研制的專利號為 6516714 核桃破殼機 [6]。該機主要有機架、箱體、滾筒、旋轉破殼裝置和出料口等。該機完全可以成功而有效地擊打核桃將其殼仁分離。④John W. Brazil 及其團隊發(fā)明的專利號為 4255855 核桃鉗 [7]。該鉗有把手、可調柱塞、夾頭、底座和固定套等。使用的時侯，只需將核桃放置在底座上，接著通過操縱把手推動可調柱塞在固定套內來回滑動，可調柱塞伸出以使夾頭將核桃推到剛性砧底座 塔里木大學畢業(yè)設計- 2 -上，將核桃夾緊并破殼。⑤Michael P. Filice，Robert Lemos 和 Robert P.Baker 團隊研制的專利號為 5325769 核桃破殼機 [8]。該機主要有機架、喂料斗、輸送裝置、擊打裝置和傳動裝置等。破殼作業(yè)時，料箱中的核桃由輸送裝置逐個逐個的運送到擊打裝置，然后由凸輪機構控制擊打打頭將核桃殼打破使其殼仁分離。顯然，核桃破殼的裝置種類很多，但都有一定的地域性與時域性的限制，有的破殼裝置是特意為某種特定的核桃品種而設計的，專門的為桃破殼裝置而去大量推廣某核桃品種也有一定的難度；但其設計已經為內外磨式核桃破殼機的設計提供了大量可供參考的實驗數據及研究方法，為設計提供了無可挑剔的參考樣本。同時也大大方便了本設計的進行。1.2.2 國內研究現狀及分析目前，我國已研制開發(fā)出了很多堅果破殼機械，但是核桃破殼機的發(fā)展腳步是相當緩慢，并且能夠進行批量化生產的成熟機型并不多，遠遠不能滿足實際生產的需要。具有代表性的一些核桃破殼機主要有：①農業(yè)大學的史建新、喬園園、董遠德等研究人員和其團隊研制的新型核桃破殼機。該機主要有喂料斗、喂料撥輪、機架、物料輸送圓盤、導向摩擦盤、觸點開關、氣缸、供氣組件、時間繼電器和電磁閥等。破殼作業(yè)時，摩擦盤驅動物料輸送圓盤外圓周上均布的導向輥子推動核桃轉動實現其導向的目的，而時間繼電器利用電磁閥控制活塞桿對核桃進行擊打破殼作業(yè)。該新型核桃破殼機結構簡單明了、破殼效率較高，能順利而又方便地實現核桃的機械化破殼取仁的破課作業(yè)的目的 [9]。②王琦祥先生研制的核桃破殼作業(yè)機，該機有一對保持一定夾角的工作盤、儲料斗、出料斗、帶爪鉤鏈條等。利用鏈條進行運行，鏈條上以一定間距分布的爪鉤可以方便的將核桃從儲料斗里一個接一個的抓起送入一對保持一定夾角的工作盤之間，伴隨著工作盤的旋轉可以將核桃外殼壓碎而又保持核桃仁的完整性不受損，被壓碎的全部外殼和核桃仁共同落入帶有斜面的出料斗，借助該斜面的作用使已破碎外殼和核桃仁在出料斗出口處完全分開。該機可以將大小不一且混在一起的核桃進行破殼 [10]。③吳子岳教授通過對綿核桃物理機械特性的不斷測定以及內力分析，提出了破裂綿核桃殼破殼取仁的原理，同時研制了雙齒盤—弧齒板式破殼裝置與綿核桃破殼取仁機，該機主要有機架、喂入裝置、破殼裝置、調速電機、出料斗等。該破殼機的最優(yōu)運動參數是：齒盤的轉速為 70～80r/min，喂入輪的轉速為 25r/min 左右，最大生產率約為 180kg/h[11]。④光旭、馮昱、李琳娜和他們團隊人員研制的核桃破殼機。該機有底座、破殼組件等，其中的破殼組件由活動塊和固定塊組成，有底座一端設置固定塊，蝸桿的一端設置活動塊，蝸桿的另一端外套彈簧，蝸桿與蝸輪形成配合，蝸輪軸的下端固定在機器底座上，蝸輪軸的上端安裝操作手柄。該機的省力效果很明顯，破殼效果較好，易掌握施力的大小程度 [12]。⑤董詩韓, 史建新進行了針對國內擠壓式核桃破殼機的缺點的研究, 提出一種多輥擠壓式核桃破殼機的研制, 該機選擇間斷性擠壓式破殼的方法, 利用破殼輥和多對輔助破殼輥形成從大到小間斷性的多工位擠壓破殼工作區(qū)域, 用該區(qū)域對核桃進行破殼取仁作業(yè) [13]。我國核桃破殼機的設計更加注重本土核桃的破殼工作以及運營成本，有自己的特色，設計思路更容易理解與融化，設計本身更加具體化，為內外磨式核桃破殼機的設計奠定了設計的基礎。1.3 對課題所涉及的任務要求及實現預期目標的可行性分析本課題所涉及的任務較為繁重與復雜，但是我們處于一個資源非常豐富的環(huán)境之中，如果有不懂的問題就可以向較為淵博的老師和同學尋求幫助，因此我應該充分利用這樣難得的機會，利用一切對我們有利的資源，努力將我的設計做到最好，由于核桃破殼的機械，在國內外的研究起步都較晚，所以技術還有待完善，同時與其相關的學術報告也不是很豐富，所以我們應該通過多種途徑試探性的研究與設計，在內外磨式破殼裝置的方向去不斷設計構思核桃破殼機械，以達到破殼最優(yōu)效果的目的。的核桃早以其個大、皮薄、質優(yōu)聞名全國各個地方，因為薄殼和中殼核桃的橫隔膜退化或呈膜質，內褶壁退化且不發(fā)達，相對易于用機械破殼作業(yè)的進行，核桃品種性狀的不斷改良的腳步也為機械化破殼取仁作業(yè)提供了有利條件。那么，成功設計出核桃破殼機應該達到以下幾個任務要求 [14]： 塔里木大學畢業(yè)設計- 3 -要求破殼率較高，碎仁較少，其中高路仁率較高，即整仁和半仁含量較高，仁殼分離較為徹底。在能保證能破殼作業(yè)完成的前提下,失效變形越小越好,破碎時獲得的整仁越大越好?？梢酝ㄟ^減少失效變形的機理明顯提高堅果的破殼質量和果仁的回收率。1.4 方案的確定本課題重點研究核桃的破殼作業(yè)的破殼部分，以用來改善現存的破殼率較低、損失率較高、果仁完整性較差、通用性較差、機具性能較不穩(wěn)定、適應性較差、作業(yè)成本較高等一系列的問題[15]。1.4.1 關鍵問題解決思路：對內外磨式核桃破殼機的主要部件是帶有齒槽的內外磨。因該機不能自動適應核桃的大小.又由于目前核挑擠壓磨進行了設計研究，確定了核桃在擠壓磨中的導入條件, 給出了擠壓磨之間間隙、直徑、長度的確定方法。對核桃破殼機械的擠壓磨進行設計時, 擠壓磨必須滿足兩個條件,一是核桃在擠壓磨間被夾持而不滑脫(即導入條件); 而是滿足設計要求的生產 [16]。1.4.2 設計方法：用內外磨擠壓方式進行核桃破殼。其破殼工作的原理圖如圖 1-1。外磨 l 先固定在機架上，內磨 3 在減速電機的帶動下不停地轉動。核桃在內外磨之間的間隙之中破裂脫殼，當破碎到合適的粒度后，由擋板 4 與內磨 3 下底之間的足夠大小的縫隙落到落料扳上。核桃品種不純、大小又不一，因此該機具在實際的使用過程中存在有一定缺陷，破裂果徑不同的核挑時，必須更更換尺寸大小不同的內外磨部分。內外磨式核桃破殼機應該由內外磨、機架、傳動系統(tǒng)和出料板組成，重點對內外磨式核桃破殼裝置進行深入設計，包括對內外磨的尺寸大小及內磨外側面傾角的大小等等。內外磨設計的原理如圖 1-1。由于該裝置很好地利用了磨殼原理，而且實現了核桃的沖擊擠壓及磨損，但破裂效果、取仁率等還需進行試驗。該裝置破殼取仁的性能指標理論參考值有： 最大生產率可以為l80kg/h [16]。工作過程：由于用內磨上半部分導入核桃，在內磨與外磨的摩擦之中進行下落，核桃表面發(fā)生了部分磨損，然后利用內外磨之間的擠壓沖擊作用，用較小的力就可以讓核桃表面逐步產生裂紋并擴展，直到最后完全破裂，碎殼和仁都會從最小間隙處掉下，然后再由出料板滑出。 塔里木大學畢業(yè)設計- 4 -1 外磨 2 核桃 3 內磨 4 擋板圖1-1 內外磨式核桃破殼機原理圖2 設計方案的選擇經過查閱相關資料以及和老師同學探討，最終確定設計的部分包括內外磨，出料板，箱體和傳動部分等等。2.1 總體設計該核桃破殼機由入料口喂入核桃，入料口與箱體鏈連接，設計時應將核桃喂入內外磨之間；核桃進入內外磨之間，由內磨將其導入并進行摩擦外殼，在核桃下落過程中，由外磨的間歇運動對核桃已經磨損的部分進行擠壓，加上內磨的進一步磨損，核桃殼仁分離，進入落料板，仁殼分離實現，設計過程中內外膜之間的間隙應該保證核桃充分落入但又不只做自由落體運動，內外磨是該設計的核心部分，外磨的間歇運動由凸輪和彈簧來實現；傳動部分的設計包括發(fā)動機到內磨以及凸輪的傳動，用一對齒輪加上聯軸器進行傳動；動力部分用減速電機來完成。另外此設計中應包括兩根軸的設計與校核，以及一些附件的設計。2.2 核桃破殼部分的設計試驗時需調換與安裝．就可試驗齒形的大小對核桃破殼取仁性能的一些影響。將核桃的磨損加擠壓破裂過程近似簡化為勻速轉動和勻速下落．當核桃將開始受擠壓時，旋轉的內磨帶動核桃一邊轉動一邊向下平動, 轉動的角度為 ，核桃旋轉的角度為 ，經過簡單運算即可推導得出???)12(??dr（2－1）式中 d 為內磨的直徑，d=74mm d 為簡化了的核桃的直徑，就是相應兩接觸點間的實際距離,d 與橫的核桃直徑均值的關系為245sinr0/ ??Dd（2－2）理想的沖擊擠壓破裂過程要求核桃從擠壓過程開始到破裂結束轉過一周即可，即 =360。足?以保證核桃在整個圓周上都產生裂紋，使得殼的破裂全面而又均勻．提高破殼的質量。故有，理想的擠入角為03/26a??d（2－3）這里考慮到核桃在擠壓破裂過程中的速度要發(fā)生變化.取修正角 為3 [17]。每個尺寸等級的綿?核桃的 與 如表2－1所示。r?3a表2－1 核桃不同尺寸等級的 和'r3a橫徑的范圍 mm 30-32 32-34 34-36 36-38 38-40近似的直徑 P/mm 31 33 35 37 39簡化了圓的半徑 mm 9.0 9.7 10.1 11.1 11.8理想的擠入角 17.8 18.9 19.9 21.0 22.0從圖2－2可知,外磨的半徑R不同，產生的最大壓縮變形量也不同，限于篇幅，這里僅給出最 塔里木大學畢業(yè)設計- 5 -終計算公式sar???)co1(23m?（2－4）計算結果如表 2－2 所示表 2－2 不同 R、P 下的 m?R/mm 31 33 35 37 39280 0.72 0.79 0.88 0.93 1.11300 1.61 1.79 1.98 2.17 2.33320 1.81 2.02 2.24 2.46 2.69340 2.00 2.32 2.57 2.83 3.08360 2.61 2.95 3.28 3.62 3.97從表2－2數據可見．R=320 mm 時 ，的變化范國為1.8～2.7 mm。數值上比較接近不使仁壓碎的最大擠壓變形量，對每一尺寸等級的核桃都能使殼達到此較完全的破裂，對仁的擠壓破碎又比較小 因而設計了 R值分別為 300 mm、320 mm、340 mm 的三塊進行試驗驗證。經過驗證得出R=320mm時，破殼率和高露仁率是最高的，這說明理論分折和試驗結果是一致的。圖 2－1 仁的受力情況圖中 為切向力， 是徑向力， 是合力。tFrF對于圖 2－1．軸有： ，假設核桃在內磨的壓力最大則 1nt? 21nFr?r1?T根據設計取 N73 4r 3n外磨直徑的選擇根據查找資料，及安裝的需要，外磨的直徑定為 D=332mm2.3 軸的設計2.3.1 軸的計算電動機選的功率為 2.5KW,位計算方便,取 I 軸的功率為 2.5KWⅠ軸上的功率 =2.50kw =140r/minpInI70300N.mm??nPT9501 塔里木大學畢業(yè)設計- 6 -2.3.2 求作用在齒輪上的力已知高速級小齒輪的分度圓直徑 =57.5mmd1因為是標準齒輪所以 α=20°，圓周力： N2.45.570321t ???dTF徑向力：F = F =2445.22× =910.01Nrt?an0tan法向力： = =2445.22/cos20°=513.06 Nacost2.3.3 初步確定軸的最小直徑軸的估算如下：初選材料為 45 號鋼，調質處理 [18-25]，由于軸即傳遞轉矩又承受彎矩，故式 15—2 所示 ≥dt??npP　A303632.0159???查表 15—3 取 =110，且 P= =1.81KW，n= =313.33 r/min，A0p??≥ ≥ ≥19.74mmdtnP03.18?軸上可有兩個鍵槽，所以 ×（1+13%）=19.74×（1+13%）=22.31㎜dt?min由表 1—16，取標準 =25㎜i輸入軸的最小直徑顯然是安裝凸輪的孔徑，故凸輪的孔徑為 25㎜2.3.4 擬定軸上零件的裝配方案套筒軸承端-安裝凸輪的軸-軸承端蓋—軸承—齒輪—軸承—軸承端蓋2.3.5 根據軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度。第一段： =25 =120mmd1l1第二段： 定位軸肩則 =35mm =150mm2l2其參數如下：d = d +1=11 mm，D =D+2.5 d =72+2.5×10=145 mm，D = D +2.5 0303 20d =145+2.5×10=170 mm，e=1.2 d =12 mm （其中：m=2e，取 m=26 mm）則軸承蓋：3 3L=e+m=12+26=38 mm，根據經驗得 =150mml2第三段： 為定位軸肩則 =30×0.071+2+30=34.13㎜，取 35㎜，預選 64073圓錐滾子軸承，查手冊，d=35㎜,D=80㎜,T=19.75㎜,B=19㎜,a 16.9㎜, =47㎜, ?damin 塔里木大學畢業(yè)設計- 7 -=49㎜ dbmax第四段：齒輪端面到箱體內壁的距離為 15㎜，故 =15㎜ =30+2=32㎜l4d4第五段： = =69㎜, =45㎜l5B1d5第六段： =20㎜ ， =35㎜66第七段： = =24㎜ =30㎜l7T72.3.6 軸承端蓋的選擇：選擇凸緣式聯軸承端蓋（根據結構）HT150. 查表 11-10[21] e=12, e e1?螺釘直徑 d =10mm，螺釘個數： 6 個.3其參數如下：d =d +1=9mm0D=D+2.5d =80+2.5×8=100mm3D =D +2.5d =100＋2.5×8=120mm0e=1.2d =9.6mm（其中：m=2e, 取 m=19.2）3則軸端蓋：L=e+m=9.6+19.2=25.8mm故該段軸長：L=24mm故高速軸總長 LⅠ=574mm=1.72KW ， =47.76r/min ，p?nI則 = =3.44× N·㎜T?1052.9??76.42195?052.3.8 求作用在齒輪上的受力已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 =167.5㎜d2而： =2278.6N5.16743201??dTFt=2278.6× =848.9N?antr tan=2278.6× =479.23Ncost 02cos 塔里木大學畢業(yè)設計- 8 -2.4 軸的校核2.4.1 軸的剛度校核軸的材料：軸的材料主要是碳剛和合金剛。由于碳剛比合金剛價格便宜，對應力集中的敏感性較低，同時也可以用熱處理或化學熱處理的辦法提高其耐磨性和抗疲勞強度，所以本設計采用45 號剛作為軸的材料。經過分析，主軸的受力最大，而且軸的周向受力是主要的，因此，對該軸進行扭矩校核。軸的扭矩計算電動機輸出轉矩：T = = dmdnp950NM46.2510??式中： 為電動機額定功率， 為電動機轉速dmn主軸輸入轉矩：1235.4620.96.7084.5dTi NM???????為聯軸器的傳動效率根據設計指導書參考表 1 初選1 9.1?為軸承的傳動效率初選2 8.3為內外磨的傳動效率初選3 9604?根據要求，軸要滿足下列條軸的強度條件：][053.2.07.5433 ?? ???MPadWT式中： 為軸的切應力，MPa;T 為轉矩，N.mm; 為抗扭截面系數， ; 為許用扭切應TW3m][?力，MPa.表 2—3 常用材料的 值和 C 值][?軸的材料 Q235,20 35 45 40Cr，35SiMnMPa/][?12-20 20-30 30-40 40-52C 160-135 135-118 118-107 107-98該軸的材料為 45 號鋼，則滿足強度條件，軸是安全的 [18、24] 。軸的剛度計算 ][69.035.10.824.73244 ???? ?????radGTlIlP式中：T 為轉矩； 為受轉矩作用的長度， mm;G 為材料的切變模量，MPa;d 為軸徑，mm; 為l PI軸截面的極慣性距。 , ，所以軸是安全的。][?? 塔里木大學畢業(yè)設計- 9 -2.4.2 軸的強度校核已知：軸 L=574mm齒輪的嚙合力：圓周力：F = Nt 2.45.570321??dT徑向力：F = F =2445.22× =910.01Nrt?an0tan法向力： =2445.22/cos20°=513.06 Ncostn?求垂直面的支承反力N35.29417.5821???LFrVF = F —F =294.35 Nv2rv求水平面的支承反力N75.802.1621 ??tHF 力在支點產生的反力F = N1 3.114.305?LKF =F+ F =6486.3 N2外力 F 作用方向與帶傳動的布置有關，在尚未確定具體布置前，可按最不利情況考慮。繪垂直面的彎矩圖M = F Nmav2 9.2014.35.9???LM = F Nm/v10繪水平面的彎矩圖M = F NmaH1 4.5721.7.82???LF 力產生的彎矩圖M =F×K=3405×0.1285=437.5 Nm2作用在軸右端的外力：F= N102/38942/?dT 塔里木大學畢業(yè)設計- 10 -NmFAM1?8.214.0382??L求合成彎矩圖考慮到最不利的情況，把 M 與 直接可以相加。aF22aHv?M = + M = Nma22aHv?80.14.579.0?M = +M = Nm/??/ aF 222M = M =437.5 Nm2F求軸傳遞的轉矩T=F × Nm t 7.64208.51672???d求危險截面的當量彎矩從圖可見，a-a 截面最危險，其當量彎矩為M = （2—e??22Ta??5）取折合系數 =0.6，代入上式得?M = Nme??2837.64028???計算危險截面處軸的直徑軸材料為 40M B，調質處理，由表 14—1 查得 σ =750 MP ，由n Ba表 14—3 查的許用應力 =60 MP ，則 d≥ mm??b1??a??2.38751.02.0331???beM?考慮到鍵槽對軸的削弱，將 d 值加大 4％，故d=1.04×38.2=40.2粗取軸徑為 55，合適，安全。2.4.3 軸系零件的定位與軸承的選擇為了防止軸上零件發(fā)生沿軸向的移動，必須對其進行定位，來保證齒輪的正確嚙合，根據軸上零件的的安裝要求和對軸的結要求，要選擇不同的定位方式，常用的定位方式主要有軸肩定位、套筒定位、軸端擋圈和彈性擋圈，軸間定位方式在本設計中有用到，具體的結構和參數見零件圖和明細表。鍵主要是為了實現軸上零件的周向定位來傳遞轉距，鍵的形式用多種，因此要根據不同的要求來選擇不同型號的鍵，根據傳動的要求，本設計全部采用圓頭普通平鍵（A 型），它的兩個側面是工作面，上表面與輪轂槽底之間留有間隙，其主要特點是定心性好、拆裝方便。主軸通過粉碎室內腔，其兩端由軸承固定在機架上。根據軸受力和軸徑的不同，，本設計選用的軸承是：深溝球軸承 已知此處軸徑 ，所以選內徑為 35mm 的軸承，在機械設計手冊 [18]中選擇深溝球軸md35? 塔里木大學畢業(yè)設計- 11 -承；查表 6-1，選擇型號為 6407 GB/T276—1994 的軸承。另一處已知軸徑為 ，所以選md35?內徑也為 35mm 的軸承，選擇型號也為 6407 GB/T276—1994 的軸承。所選的軸承基本參數如下：軸承外徑： b=35mm,D=100mm,B=25mm.圖 2-2 軸的受力分析2.4.4 鍵聯結的選擇與校核根據軸的直徑的不同，應該選擇不同型號的鍵，另外，鍵的長度也有一系列的標準，應該優(yōu)先選用第一系列，在以上的說明書中知道安裝鍵的軸有兩處，分別是第一段和第二段。第一段的直徑為 35mm，第二段的直徑為 37mm，根據以上的數據選擇兩個相同的鍵：GB/T1096,鍵。32810?從機械設計手冊 [18]表 4-1 中查得鍵的截面尺寸為：寬度 ，高度 。由聯軸mb10?h8?器的標準并參考鍵的長度系列，可以確定取此鍵的長度 （比伸入到聯軸器的深度短一l32些）。軸和聯軸器的材料是鋼和鑄鐵，且屬于靜聯接由的表 6-2 查得許用擠壓應力為[σp]=120-150MPa,取其平均值，[σp]=135MPa。鍵的工作長度為 ，鍵與mLl 32? 塔里木大學畢業(yè)設計- 12 -輪轂的鍵槽的接觸高度為 。的式 6-1 可得mhk485.0.???（2—6）???cpckldT?132則 ?c MPa54.352410. ????M—傳遞的轉矩（N.M）d—軸的直徑（mm）l—鍵的工作長度（mm）;A 型，l=L－bk—鍵與輪轂的接觸高度（mm）;k=h－t,h 為鍵的高度，b—鍵的寬度（mm）t—切向鍵工作面寬度（mm）—鍵的許用切應力（MPa）c?—鍵連接的許用擠壓應力（Mpa）p可見聯接的擠壓強度滿足，即該鍵可以正常工作。2.4.5 軸承端蓋的設計所選軸承外徑為62mm,在45-65的范圍內，所以選擇螺釘直徑 d =6mm，螺釘數4個3m7130?? 0DD765.2.??md9230210)~1(4???D567305 ??m2)2(6de..13??b=5-10 b 取 5mmh=（0.8-1）b=8mm2.4.6 出料口的設計經過查找資料，我們可以知道當出料口與水平面夾角為一定角度時，更加的有利于核桃的導出工作區(qū) [17]。因此設計的進料口一邊與水平面有一定夾角，材料為 HT150，板厚為 1.5mm,用螺栓擰在箱體之上即可。 塔里木大學畢業(yè)設計- 13 -2.4.7 箱體的設計箱體的設計如表 2-5表 2-5 箱體的結構尺寸名稱 符號 尺寸關系（mm）機座壁厚 δ 一級：0.025a+1≥8 取 δ=8機座壁厚 δ 一級：0.025a+1≥8 取 δ=8機蓋壁厚 1?一級：0.02a+1≥8 取 =101?機座凸緣厚度 b 1.5δ=12機蓋凸緣厚度 1 1.5δ=12機座底凸緣厚度b 22.516δ=20地腳螺釘直徑d10.03+=218.95 取 20地腳螺釘數目 n a≤250 時，n=4軸承旁聯接螺栓直徑 d10.75d =14.21 取 16f機蓋與機座聯結螺栓直徑 d 2（0.5~0.6）d 取 10f軸承端蓋螺釘直徑 d 3（0.4~0.5）d 取 8f窺視孔蓋螺釘直徑 d 4（0.3~0.4）d 取 6f定位銷直徑 d （0.7~0.8）d 取 82d f、d 、d 至外機壁距12離c 2見表 4d f、d 至凸緣邊緣距離2c 2見表 4軸承旁凸臺半徑 R 1≈c 2凸臺高度 h 實際情況確定外機壁至軸承座端面距離 l1c +c +（8~12）12大齒輪頂圓與內機壁距離 △ ＞1.2δ齒輪端面與內機壁距離 △ 2＞δ 塔里木大學畢業(yè)設計- 14 -機蓋、機座肋厚 m 、m1m ≈0.85δ ，m≈0.85δ11軸承旁聯結螺栓距離 S盡量靠近，以 M d 與 M d 互不干涉為準，一般取 S≈D3 23 動力與傳動的設計3.1 電動機的主要外型和安裝尺寸的選擇電動機的主要參數、外型和安裝尺寸如下表 3—1，表 3—2，圖 3—1。根據需要選擇 YEJ100L2-4表 3—1 電動機主要參數表 3—2 電動機主要外形尺寸其主要外形安裝尺寸如圖 3—1圖 3—1 電動機主要外形安裝尺寸3.2 聯軸器的選擇本設計的聯軸器的選擇主要包括了兩個聯軸器的選擇，第一個是電動機軸與箱體的輸入主軸的聯結，根據中的表 12-23Y 系列電動機的外型尺寸，本設計所選用的電動機的型號為 Y112M-4，可知電動機的輸出主軸的外伸部分的長度 E 和直徑 D 分別是 50 和 35。根據表 8-2 凸緣聯軸器,最后確定電動機與箱體的輸入軸間的聯軸器選擇為 GYH5 型。3.3 齒輪的設計與校核3.3.1 選定齒輪的類型、精度等級、材料及齒數、傳動形式i=3∴選擇一級直齒圓柱齒輪傳動。3.3.2 齒輪上的轉矩=9550 =3.74 N.mmTI 42310??nP410額定功率/KW 轉速 R/min 電流/A 效率% 最大轉矩 重量/kg3.0 1420 6.8 82.5 2.3 44中心高 外形尺寸 地腳安裝尺寸 地腳螺栓孔直徑 軸伸尺寸 裝鍵部位尺寸112 38×265×190 190×140 12 28×50 8 塔里木大學畢業(yè)設計- 15 -3.3.3 選擇齒輪的材料，精度等級的熱處理方式。該箱體的功率不大（結構尺寸要?。?，中速中載的材料的工藝，價格素決定小齒輪均用 45＃鋼制造。采用軟齒面 HBS 350.標準齒形。見表 10—1[18]?小齒輪調制處理。 =190～286 取 240 =560Mpa =410 MpaHBS1 Hlin?FE?大齒輪正火處理。 =156～217 取 200 =390 Mpa =330 Mpa2 li選 8 級精度。3.3.4 小齒輪齒數的選擇選擇小齒輪的齒數 z1初選 =21 （閉式齒輪 Z=20-40） = ·i=21×3=63 1 z21相互嚙合的兩個齒輪的齒數互為質數,所以取 =61實際齒數比 u= = =2.904z126傳動比誤差計算： 100％=3.2 ( 符合條件)??3904.3.3.5 按齒面接觸強度設計由設計計算公式（10—9a） [19]所示進行運算，即(3-1)??211K2???????????HEdt zTu3.3.6 確定公式內的各計算數值試選載荷系數 K = 1.4由表 10—7 選取齒寬系數 =1.2d由表 10—6 查得材料的彈性影響系數 =189.8 .zEMap取 5.2?Hz由圖 10—21d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限=258Mpa；大齒輪的接觸疲勞強度極限?1lim=212Mpa。2liH由式 10—13 計算應力循環(huán)次數。=60 j =60×960×1×（8×300×10）=1.38×N1nLh 109 塔里木大學畢業(yè)設計- 16 -= =2.82×N2 83019.460??8由圖 10—18 、圖 10-19 取接觸疲勞強度壽命系數, =0.98.1?FHK2FH=0.98, =1.08NkN計算解除疲勞許用應力。1.25～1.50 取 1.4， =1 由式 10—12[19]得?FSHS= = =549Mp??1?HsLimN156098.?= = =412Mpa2Lik23.3.3.7 計算 計算小齒輪分度圓直徑 ，代 中較小的。dt1???H=47.821123??????????HEdt zTuk計算圓周速度 vV= = =2.40m/s106?nt?10698.47?計算齒寬 bb= =63.6㎜dt1??計算齒寬與齒高知比 h模數 = = =2.27mtzt128.47齒高 h= =5.12t5.=12.42hb計算載荷系數根據 v=1.2/s，7 級精度由圖 10—8[19]查得動載系數 =1.1kv由表 10—3 得直齒輪 = =1.4kH?F 塔里木大學畢業(yè)設計- 17 -由表 10—2 得使用系數 =1kA由表 10—4 用插值法查得小齒輪相對支撐對稱布置， =1.339kH?由 =8.5， =1.339，查圖 10—13 得 =1.3hbH? F?故載荷系數 K= =2.06kAv?H?按實際載荷校正所得的分度圓直徑，由式（10—10a）得=58.02㎜315.10628.473??dtHtK算模數：m= =2.5㎜.1z計取標準值：2.53.3.8 按齒根彎曲強度設計由式（10—5）得彎曲強度的計算公式為m≥ (3-2)??321????????FSadYzTk3.3.9 確定公式內的各計算數值由圖 10—20c[18]查得小齒輪的彎曲強度疲勞極限 =410Mpa；大齒輪的彎曲強度極限1FE=330Mpa；?2FE由圖 10—18 取彎曲疲勞壽命系數 =0.90, =0.95KFN1FN2計算彎曲疲勞許用應力。去彎曲疲勞安全系數 S=1.4，由式 10—12 得??MapsFENFk57.2634.109!1 ???FEF 9..22?計算載荷系數 KK= =2kFvA??查取齒形系數。由表 10—5 查得 =2.704， =2.15YFa1Fa2取應力校正系數。 塔里木大學畢業(yè)設計- 18 -由表 10—5 查得 =1.572， =1.81Ysa1sa2計算大小齒輪的 并加以比較。???Fs??0163.57.263041???Fsa 9.9.82FsaY大齒輪的數值大。3.3.10 設計計算m≥ m93.107.24.18603 ???取 m=2.5計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的 m 大于由齒根彎曲強度疲勞計算的模數，由于齒輪模數 m 的大小取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，給于齒輪的直徑（即模數與齒數的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數 3，按接觸強度算得的分度圓直徑 =58.02㎜，算出小齒輪的齒數d1≈235.2081?mdz大齒輪齒數 =2.9×23=67，取 =672z2這樣計算出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強的，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。3.3.11 幾何尺寸計算計算分度圓直徑=19×3=57.5㎜mzd1?=67×2.5=167.5㎜2計算中心距=125 ㎜25.167.21??a計算齒輪寬度=1.2 57.5=69㎜db1??取 =69㎜， =74㎜B2 塔里木大學畢業(yè)設計- 19 -3.3.12 結構設計計算小齒輪的齒頂圓直徑 da1=57.5+2×1×2.5=60㎜mhdaa???*12計算小齒輪的齒根圓直徑 1f= 57.5-2×(1+0.25×2.5=51.25 mm 初取 =52mm1f ??ca)*（ d1f3.3.13 計算大齒輪的齒頂圓直徑 mhdaa???*2=167.5+2×1×2.5=172.5 取 =172da2計算大齒輪的齒根圓直徑 2f= 167.5-2×(1+0.25×2.5=161.25 mm 初取 =162mm2f ??ca)*（ d1f因為 ≤500㎜所以齒輪用腹板式結構。a 塔里木大學畢業(yè)設計- 20 -4 總結通過此次設計使我掌握了科學研究的基本方法和思路，為今后的工作打下了基礎，在以后的日子將會繼續(xù)保持這份做學問的態(tài)度和熱情。此次設計題目是“內外磨核桃破殼機的設計”.選擇這個題目，經過查找資料和老師的悉心指導，以及上網搜集更多的相關學術論文、核心期刊、書籍等，終于對該類核桃破殼機有了一定得了解，心里有了大體的思路。對于這一破殼機械有以下的結論：通過對核桃物理機械特性的測定和內力分析，提出了破殼取仁原理破裂核桃殼，并研制了內外磨式破殼裝置；對齒的破殼作用機理進行分析，認為采用小尺寸的齒和高的內磨轉速，有利于裂紋的產生與擴展，提高破殼性能。通過這段時間的努力，基本上按要求完成了畢業(yè)設計中指定的各項任務，通過這次設計，進一步提高了機械知識水平，鞏固了所學課程；無論是看圖能力還是畫圖能力都得到了較大的提高，使我們對機械有了更深刻的理解和認識，培養(yǎng)了我綜合運用所學知識解決工程實踐問題的能力。由于實踐經驗和資料的缺乏，加之時間緊迫，在設計過程中遇到了許多問題，大部分問題在老師的指導和同學們的幫助下下得以解決。但也有很多地方設計的不近人意，例如所繪制的圖紙有些地方表達的不是很清楚，設計不盡合理,希望各位老師給予諒解。 塔里木大學畢業(yè)設計- 21 -致 謝對于本次設計的完成,首先感謝母?！锬敬髮W的辛勤培育。感謝學校給我提供了如此難得的學習環(huán)境和機會，使我學到了更多的新知識,知道了知識的可貴與獲取知識的辛勤。其次感謝眾多同學與老師的幫助。感謝給我?guī)А懂嫹◣缀巍返睦钇嚼蠋?，《機械工程材料》的張有強老師，《互換性與測量技術》的王旭峰老師，《材料力學》的李平老師，沒有這些課程做基礎，是無法完成畢業(yè)設計的，感謝你們！在此，對這些老師與同學表示我衷心的感謝和永遠的祝福！ 最后感謝指導老師蘭海鵬老師。承蒙蘭老師的耐心指導，順利地完成了畢業(yè)設計。隨著時間的變化，蘭老師一直耐心地指導著我們攻克設計中遇到的一個又一個的小小難關，不斷地指引著我們認真完整地表達自己的設計意圖，并在其中不斷地去規(guī)范設計圖，不斷地去更新自己的設計。蘭老師用自己的實際行動向我們闡釋著工作與時俱進性，不斷地努力，沒有最好，只有更好。在此，再次深深地感謝蘭老師給我們悉心的指導和耐心的幫助,老師，辛苦了！對于這次畢業(yè)設計，還有許多美好的設想由于時間緊湊和自身因素無法得以實現，這不能不說是本次設計的遺憾之處。不過，至少它啟發(fā)了思維，提高了動手能力，豐富了我為人處世的經驗，進一步鞏固了所學知識，這為我在以后的學習過程中奠定了堅實的基礎。同時為以后在自己的工作崗位上發(fā)揮才能奠定了堅實的基礎。最后，再一次衷心的感謝贈予我知識、給予我?guī)椭乃欣蠋熍c同學，你們傳遞的知識使我受用一生，你們的恩情我會銘記一生！雖然說謝謝二字不足以表達我的感情，但是仍然發(fā)自內心地對你們說聲“謝謝”。 塔里木大學畢業(yè)設計- 22 -參考文獻[1] 史建新,辛動軍. 國內外核桃破殼取仁機械的現狀及問題探討[J]農機化, 2001,(06):23～26.[2] 王高平. 一種新型核桃加工設備的研究[J]南方農機, 2002,(02):28～29. 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