目 錄1 緒論 11.1 研究的目的和意義 11.2 本課題的研究現(xiàn)狀和分析 21.2.1 國外研究現(xiàn)狀及分析 .21.2.2 國內(nèi)研究現(xiàn)狀及分析 .21.3 本課題需要重點研究的、關鍵的問題及解決的思路 32 圓盤式核桃破殼機設計方案選擇 32.1 圓盤式核桃破殼機的結構設計示意圖 32.2 圓盤式核桃破殼機的工作原理 32.3 圓盤式核桃破殼裝置的設計 32.3.1 破殼裝置的材料及表面形狀 .32.3.2 核桃進入破殼盤間隙的條件 .32.3.4 擠壓間隙計算 52.3.5 擠壓盤尺寸及速度 .52.3.6 破殼盤的硬度 .62.3.7 進料口的設計 .62.3.8 主傳動軸的設計 .73 傳動方案設計 .103.1 電動機選擇 103.2 減速器的選擇 103.3 帶傳動的設計計算 103.4 帶輪的結構設計 124 其它一些零部件的選擇 .124.1 軸承與軸承座的選擇 124.2 鍵、圓螺母、止動墊圈、彈性擋圈的選擇 124.2.1 鍵的型號 .124.2.3 彈性擋圈的型號 .135 總結 .13致 謝 14參考文獻 .151 緒論1.1 研究的目的和意義 核桃是世界著名四大干果之一，2010 年，中國核桃以種植面積 3600 萬畝、產(chǎn)量超過百萬噸雄踞全球之首，主要種植在西北西南。核桃是一種營養(yǎng)價值很高的食品，核桃仁中含有豐富的脂肪、蛋白質(zhì)、碳水化合物及微量元素，除此之外，還含有對人體有特殊功效的營養(yǎng)物質(zhì)。在當今發(fā)達國家和地區(qū)視核桃油為高級保健專用油脂，核桃作為保健食品早已被國內(nèi)外所認識了。核桃是我國傳統(tǒng)的出口商品，我國的核桃仁品質(zhì)好。在國際上聲譽很高，主要出口到德國、英國、瑞士、新加坡、加拿大、敘利亞、約旦、科威特、澳大利亞等國家。出口量約占世界核桃市場的 40％一 50％，但是出口的核桃?guī)缀醵家栽闲问?，造成核桃的附加值?[1]。而目前市售的核桃仁幾乎全部是手工砸取，勞動生產(chǎn)率極其低下，這就迫切需要設計生產(chǎn)出能進行機械或半機械化加工的核桃破殼機，以提高核桃剝殼的生產(chǎn)效率。針對核桃破殼的生產(chǎn)效率低下，破殼難，成本高，加工存在的問題和市場的需求，現(xiàn)在不得不設計出適合市場的核桃破殼機 [2]。本課題利用碾搓和剪切共同作用，設計出圓盤式核桃破殼機。此種核桃破殼機可以破殼品種繁雜，尺寸差異較大、形狀不規(guī)則的核桃，并在使用中破殼率低，破殼后的籽仁破碎率高，損失小，成本低，機具的運動性穩(wěn)定，能夠投入生產(chǎn)。則該方法破殼值得投入設計，具有很好的前景。研制圓盤式核桃破殼機械，提高手剝核桃加工的機械化與自動化水平，對提高生產(chǎn)效率與增加產(chǎn)量，促進當?shù)剞r(nóng)村經(jīng)濟發(fā)展、農(nóng)民收入提高有重要意義。1.2 本課題的研究現(xiàn)狀和分析1.2.1 國外研究現(xiàn)狀及分析國外早在20世紀60年代，就著手研制核桃破殼機具，至80年代，美國、意大利、法國等已相繼推出了各種破殼機。經(jīng)過這么多年，核桃破殼機以及堅果破殼機具已日趨成熟。主要的核桃破殼機研究有：JEAN-PIERRE LACOMBE 研制的申請?zhí)枮?FR9009864A 核桃破殼機 [3]。該機包括一四周封閉,底部連接出料斗,頂部設 置喂料斗的長方形空腔體?？涨惑w的底部靠支腿支撐。空腔中安置有 上、下傳動軸,電機轉動通過鏈傳動帶動上傳動軸一起運動。上、下傳動軸依靠輸送鏈實現(xiàn)同步轉動。在上傳動軸的一端上裝設有支撐法蘭盤。在支撐法蘭盤的一周上固定若干個小氣缸。每個小氣缸內(nèi)裝設有一個氣錘。氣泵工作時,通過調(diào)節(jié)進氣氣壓、復位氣壓、泄氣氣壓的壓力大小可實現(xiàn)高壓氣流在小氣缸內(nèi)推動氣錘做往復運動,從而實現(xiàn)氣錘的撞擊破殼。輸送鏈和氣錘的運動依靠電磁閥來實現(xiàn)同步運動。該機結構緊湊,操作輕便省力,破殼速度快且核桃的破損率低。MTCHEDLIDZE VAKHTAN 研制的申請?zhí)?KR20097000061核桃破殼機 [4]。該機包括機架、主軸、核桃夾持裝置、擊打裝置、料箱、撥輪、出料裝置、減速器、輸送裝置等；擊打裝置進氣管、夾持裝置進氣管、擊打氣缸穩(wěn)壓罐、夾持氣缸穩(wěn)壓罐組成核桃破殼裝置的氣動系統(tǒng)；擊打裝置控制閥、夾持裝置控制閥、傳感器和控制器組成核桃破殼裝置的控制系統(tǒng)；導向滾輪驅動鏈、輸送裝置驅動鏈輪、毛刷、護板、核桃壓板等組成核桃破殼裝置的輸送系統(tǒng)；核桃夾持裝置、擊打裝置在主軸驅動鏈輪的驅動下隨著主軸一同旋轉構成一個多工位氣動式核桃破殼裝置,該裝置與核桃輸送裝置同步運動,從而實現(xiàn)核桃輸送、定位、喂入夾持、破殼和卸料的連續(xù)作業(yè)。VAN RIPER CLIFF 研制的公開號為 US4246699 核桃破殼機 [5]。該機是螺旋碾桶和軋輥配合,實現(xiàn)核桃破殼。選擇軋楞傾角、碾桶螺距和軋輥轉速為正交試驗的3個因素,并通過極差分析和方差分析,確定軋楞傾角為15°、軋輥轉速20 r/m in 和碾桶螺距為2倍柵格寬度為其最優(yōu)組合。試驗結果表明,該設備破殼率99.4%、碎仁率為0.6%,改善了破殼質(zhì)量,并提升了核桃破殼機械化生產(chǎn)水平。1.2.2 國內(nèi)研究現(xiàn)狀及分析我國在傳統(tǒng)的脫殼設備的基礎上，盡管正在研制和開發(fā)各種類破殼機械，但其發(fā)展相當緩慢，同時成熟的機型及進行批量生產(chǎn)的不多，遠遠落后于農(nóng)產(chǎn)品深加工的需求。在技術上還存在如下問題：（1）破殼率低，破殼后的籽仁破碎率高，損失大。（2）機具性能不穩(wěn)定，適應性差。（3）作業(yè)成本偏高，我國破殼機械尚未形成規(guī)模和系列，多數(shù)單機制造，制造工藝水平較低，故制造成本偏高。（4）有些產(chǎn)品僅進行了樣機試制或少量試生產(chǎn)，未進行大量生產(chǎn)性考核和示范應用，作業(yè)性能、可靠性、耐久性及商品性等方面還存在不少問題。目前，具有代表性的核桃破殼機主要有：史建新,董詩韓等研制一種核桃剝殼機,該機包括機架、喂料斗、定錐形筒、動錐形筒、調(diào)節(jié)機構、出料斗、布料蓋板、帶傳動、電機等。動錐形筒上部安裝有布料蓋板；定錐形筒同心套裝在動錐形筒外部,形成錐環(huán)形核桃剝殼型腔；調(diào)節(jié)機構可上下移動定錐形筒,從而改變錐環(huán)形核桃剝殼型腔大??；當動錐形筒旋轉時核桃依靠動錐形筒和定錐形筒對核桃的擠壓和剪切作用下破裂核桃,破裂的核桃從出料口排出。本核桃剝殼機,結構簡單、破殼品種多樣化,能實現(xiàn)核桃的機械化剝殼 [6]。李長泰發(fā)明的一種自動核桃破殼機,該機解決了現(xiàn)有核桃破殼設備勞動強度大,效率低的問題。自動核桃破殼機,包括可間隙轉動的送料盤,送料盤上沿圓形軌跡均布有若干圓孔,送料盤的下方為工作面,送料盤的上方為可間歇升降的壓頭。自動化程度高,破殼效率高,破殼質(zhì)量好 [7]。李忠新,楊軍,楊莉玲,帕哈爾鼎,楊忠強,劉奎,崔寬波,劉佳,沈曉賀,朱占江,買合木江等研制的一種核桃破殼機，該機由進料口、轉盤、導向板、通風道、機體、導料板、出料口、電機、皮帶輪、軸等組成；機體頂部連接有箱蓋,在箱蓋的中間部位連接有進料口；轉盤在軸的帶動下旋轉,導料板焊接在機體上?？蓪Σ煌N類核桃進行破殼,核桃仁破碎率低,表面磨損少、生產(chǎn)率高 [8]。李忠新,楊軍,韓小軍,楊莉玲,李新明,王釗英,齊新洲等人員研制的平板擠壓式核桃破殼機。該機包括殼體、底座、傳動電機、主動破殼板、被動破殼板、調(diào)距手輪、進料斗、導料斗組成。殼體頂部設置進料斗,殼體的底部靠底座支撐。殼體空腔中分別裝設有主動、被動破殼板,主動破殼板通過偏心軸的從動齒輪與調(diào)速電機傳動軸上的主動齒輪嚙合一起運動。被動破殼板與殼體外側的螺紋管連接,螺紋管與螺紋頂桿相配合,螺紋頂桿的外側固定一調(diào)距手輪,通過調(diào)距手輪的旋轉,可實現(xiàn)調(diào)節(jié)兩破殼板之間的間隙?？蓪Ω鞣N類 型的堅果類進行破殼,不會將果仁破碎,破殼時果殼不會四處飛濺,該機使用安全、可靠、方便,特別適合于核桃種植戶和核桃加工企業(yè)使用 [9]。1.3 本課題需要重點研究的、關鍵的問題及解決的思路重點設計機架部分和工作部分，機架內(nèi)容要包含核桃破殼整體裝置，以實現(xiàn)安全平穩(wěn)、定位準確的整體，以及破殼的受力分析，確定破殼的形狀大小。核桃破殼機的設計是一個相當復雜的系統(tǒng)工作，所牽涉的問題也很多，如功能、強度、可靠性、經(jīng)濟性和標準化等。無論是總體布局、傳動方式還是零部件的結構設計都必須綜合考慮各方面的因素，仔細分析比較，選擇最優(yōu)化方案，選出了圓盤式核桃破殼機。2 圓盤式核桃破殼機設計方案選擇2.1 圓盤式核桃破殼機的結構設計示意圖經(jīng)過探討，確定圓盤式核桃破殼機的總體結構，包括圓盤、破殼軸軸、喂料口、閘板、出料口、破殼室、機架等。1.快盤破殼軸 2.慢盤破殼軸 3.快破殼盤 4.慢破殼盤 5.減速器 6.萬向節(jié) 7.軸承座 8.帶輪 9.機架圖 2-1 圓盤式核桃破殼機結構圖2.2 圓盤式核桃破殼機的工作原理該機主要由機架、喂料斗、破殼圓盤、輔助破殼圓盤、擠壓間距調(diào)節(jié)機構、擋板、出料斗、軸、帶、電機等。破殼圓盤與輔助破殼圓盤的主要部件，兩圓盤構成連續(xù)碾挫破殼工作區(qū)，核桃在該區(qū)受到連續(xù)碾挫，受碾挫的核桃沒有很快進行二次碾挫，核桃仁損傷程度小；伸進喂料斗內(nèi)的輔助破殼圓盤有助于均勻單層喂料；當兩圓盤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(diào)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。2.3 圓盤式核桃破殼裝置的設計2.3.1 破殼裝置的材料及表面形狀破殼裝置的材料選用 45 號鋼,可在破殼盤表面焊三角形凸起。45 鋼的硬度較高 ,但彈性較差 ,破殼變形小,對核桃的擠壓力大,容易使核桃充分破殼。2.3.2 核桃進入破殼盤間隙的條件核桃能否順利地進入核桃盤擠壓間隙,取決于核桃盤間隙大小以及與核桃接觸的情況。核桃以厚度方向進入擠壓間隙 ,其受力分析如圖 2-2 所示。圖 2-2 核桃的受力分析圖要使核桃能在兩搓破殼盤的間隙被擠壓破殼 ,核桃首先必須被進入破殼盤間 ,然后卷入兩板間隙被擠壓破殼。在進入瞬間 ,可按剛性體分析受力情況。在這個過程中 ,單個核桃要受到 5 個力的作用 ,分別是核桃的重力 mg、 快破殼盤對核桃的正壓力 R、慢破殼盤對核桃的正壓力 N 及快盤和慢盤與核桃表面間的摩擦力 和 。力 R 在 Y 軸上的分量 R sin α 的方向向上 ,有阻rFn止核桃進入間隙的作用。核桃剛喂入時 ,受 R 和 N 力的作用 ,有脫離破殼區(qū)的趨勢 ,故摩擦力方向向下 ,力 mg、 和 方向向下 ,有促使核桃進入間隙的作用。其中 , , cosrF?n rFR??,μ 為摩擦系數(shù)。欲使核桃能順利地進入擠壓間隙 ,則必須使nN??(2-1)cosinmg????由于 ,將 帶入式(2-1)得0x?siR?(2-2)22iiR式 (2-2)中 , R,μ, m , g 為已知量;α 角為變量 ,它隨破殼盤的間隙和角度的改變而改變 ,從式 (2-2 )中可求出 α 值。 (2-2)式移項得(2-3)??2cos1sin/mgR?????將 代入式 (2-3) ,整理后得tan???(2-4)??arcsino2mgR????式中 R –慢破殼盤對核桃的正壓力;N –快破殼盤對核桃的正壓力;α- 正壓力 R 與水平線的夾角 ,也稱進入角;β-兩破殼盤與核桃表面間的摩擦角;μ- 兩破殼盤與核桃表面間的摩擦系數(shù) , ;tan???mg –核桃的質(zhì)量。式 (2-4)為破殼盤夾住核桃的條件。由圖可知 ,當兩破殼盤的間隙越小時 ,α 角越大 ,使得 時不能正??rcsio2mgR????常工作。實際上 ,在破殼機構上方的核桃群體物料對兩破殼盤間隙上的核桃有一定的壓力 ,這個壓力促使核桃進入兩盤的間隙，再加上慢盤的引入作用。因此 ,實際的 α 角可以比理論的計算值大 ,即最小破殼間隙可以比理論計算值小。2.3.4 擠壓間隙計算快圓盤和慢圓盤之間的間隙大小直接關系到核桃的整仁率和核桃的脫殼率。碾搓盤之間的間隙如圖2-2示。擠壓盤之間間隙由入口間隙 逐漸減小到出口間隙 。 ， 為maxemineaxmine????核桃破殼加工時的擠壓平均變形量。 、 和 值均由核桃的幾何參數(shù)確定。in?(2-5)axD???(2-6)mie?式中D —核桃的平均寬度，mm—慢盤引料端的平均寬度，mm?—殼內(nèi)表面與核桃仁之間的平均間隙，mm?一般情況下入口間隙 可適當增大有利于核桃進入擠壓區(qū), 出口間隙 可根據(jù)核桃的品maxe mine種增大或減小, 增大有利于提高整仁率但脫殼率將降低, 反之 減小有利于提高脫殼率但in in整仁率有可能降低。根據(jù)使用要求和使用者提供的核桃, 經(jīng)測定分組 [10]，核桃核桃的尺寸一般在 27—37mm 之間。則 ， ， 。根據(jù)（式(2-5)和(2-6)） ，由 D、 、 的值，得：32D?48????max502e?inm??為保證進料口的暢通和進料量適當，本設計入口間隙 適當增大，有利于核桃進入擠壓區(qū)。maxe為提高整仁率和脫殼率可適當調(diào)整，由于地區(qū)核桃較飽滿, 出口間隙 適當增大, 以保證mine脫殼率核整仁率的要求。2.3.5 擠壓盤尺寸及速度擠壓盤的直徑和速度由生產(chǎn)率確定。生產(chǎn)率由兩擠壓盤的線速度和核桃的數(shù)量共同決定, 即由每小時能夠進入擠壓區(qū)核桃的個數(shù)決定?？鞌D壓盤的線速度為： (2-7)D60nv??快快慢擠壓盤的線速度為： (2-8)慢慢式中 、 —分別是快、慢盤的線速度( m/ s)v快 慢D –兩擠壓盤的直徑( m)、 - 分別為快、慢擠壓盤的轉速( r/ min)n快 慢核桃擠壓碾搓的平均速度 (2-9)2cpv??快 慢核桃進入破殼區(qū)，圓盤式核桃破殼機的生產(chǎn)率可用下式近似計算：(2-10)1360Q=2cpvDdb??????式中 —生產(chǎn)率（kg/h）—核桃擠壓碾搓的平均速度( m/s) ；cpvD—兩擠壓盤的直徑 ( m)；—核桃的長度( m)；12d—核桃的寬度( m)；b—物料密度( kg / 粒)；?—核桃進入破殼區(qū)的連續(xù)系數(shù)，一般為0.5；?—物料進入破殼區(qū)的充滿系數(shù)，可取0.6~0.7?—破殼率（%）?由式(2-10) 可知: 擠壓盤的直徑和速度與生產(chǎn)率成正比, 擠壓盤直徑大生產(chǎn)率高, 有利于核桃的夾持、擠壓和多工位加工, 但結構尺寸，較低的速度可提高機器工作的平穩(wěn)性。因此, 在滿足生產(chǎn)率的條件下, 應盡量采用較大的擠壓盤直徑和較低的速度。根據(jù)生產(chǎn)率要求, 取擠壓盤直徑 D= 800mm, n = 80r/min 時, 核桃填充系數(shù) = 0. 7,并考慮時?間利用系數(shù)取為 0. 7 [11], 由式(2-10)計算 [12]可得該機的生產(chǎn)率約為:10.2Nkgh?生產(chǎn)率滿足設計要求。圖 2-3 慢破殼盤的圖圖 2-4 快破殼盤的圖2.3.6 破殼盤的硬度破殼盤硬度對破殼有較大影響 ,適當?shù)挠捕燃皬椥钥色@得與核桃殼之間所需的摩擦力。若硬度太低 ,破殼盤容易摩擦受熱發(fā)軟而過快磨損 ,使用壽命短; 若硬度太大 ,則彈性差 ,對核桃擠壓力大容易傷核桃仁 ,同時變形小 ,與核桃殼之間摩擦減小,使搓剝作用相對較弱 ,影響破殼。試驗結果證明 ,采用 HRC 硬度為 40～50 的 45 鋼較合適。2.3.7 進料口的設計經(jīng)過查找資料，我們可以知道當進料口與水平面夾角為 時，更加的有利于核桃的導向與?37進入工作區(qū) [6]。因此設計的進料口一邊與水平面夾角為 ，另一邊為與水平面垂直，與輔料斗相貼，與箱體用螺栓連接。其結構示意圖如下：圖 2-5 核桃破殼機進料口結構圖圖 2-6 核桃破殼機出料口結構圖2.3.8 主傳動軸的設計1、選擇軸的材料由于該軸沒有特殊要求，因而選用調(diào)質(zhì)處理的 45 鋼2、求軸的功率 P 和扭矩 TKW2.0971.34????663 0551238.TNmn?3、初步估算最小軸徑33min45.8.PdC???4、主傳動軸的結構設計下圖給出了軸上主要零件的相互位置關系，軸兩端用軸承固定，軸承裝在軸承座上，還裝有彈性擋圈，圓螺母，皮帶輪，破殼盤等，設計時選擇合適的尺寸確定軸上主要零件的相互位置，根據(jù)要求確定了各軸段的直徑和長度，如下圖所示。圖 2-7 軸的結構圖裝圓盤段 1-2， ；121230,45dml?裝軸承段 2-3 ； 7裝帶輪段 3-4， ； 3434,l軸環(huán)段 4-5， ；55自由段 5-6， ；660,1dl?裝軸承段 6-7， ；770m5、軸的強度驗算1）帶輪上作用力的大小帶輪的分度圓直徑為 28tdz則 321038tTFN???an5cosrt???tan41FN??2）計算軸承的支反力(1)水平面上支反力32081627tHBFLR????230871946tHDFLRN?????(2)垂直面上支反力23350732raVBdNL????22314176raVDFR?????(3)畫彎矩圖（1）水平面上的彎矩 0HCMNm?圖 2-8 軸的受力圖（2）垂平面上的彎矩 1340VCMNm??21640VCMNm??（3）合成彎矩 M22135HCV?2C4）扭矩1230TNm??5）計算彎矩因單向回轉，可將扭矩視為脈動循環(huán)則截面 D 處的當量彎矩為 21536eCM??6)按彎扭合成應力校核軸的強度截面 D 的當量彎矩最大，故校核該截面的強度13984.70.eMPaW???。因 ，故安全??160bPa????b??3 傳動方案設計 綜合考慮效率、質(zhì)量、運動性能、生產(chǎn)條件。選擇用普通 V 帶傳動。帶傳動具有良好的撓性，可緩和沖擊，吸收振動，結構簡單，成本低廉等優(yōu)點 [13]。3.1 電動機選擇(1)配用的電動機的功率 P(KW)的大小，要根據(jù)核桃破殼機的生產(chǎn)能力 Q(t/h)來決定，不宜過大或過小。一般應按下式計算：P=(6.4～10.5)Q 。如要求破殼得較多，系數(shù)的值可取大一點， ，如要求破殼得較少，系數(shù)的值可取小一點。 ，按照經(jīng)驗取 Q=100kg/h，則電動機的功率P=10.5×100×103=1.05kw，查機械手冊 [14]綜合考慮選用 Y 型三相異步電動機 Y90s-2。表 3-1 電動機主要性能型 號 額定功率 kw滿載轉速 minr額定電流A效 率%功率因數(shù) 額 定 轉 矩最 大 轉 矩 電動機質(zhì)量 kgY90s-2 1.5 2840 3.44 78 0.78 2.3 22表 3-2 電動機主要外形尺寸電動機主要外形安裝尺寸如圖 3-1圖 3-1 電動機的結構圖3.2 減速器的選擇由實驗 [15]得核桃平均 92 個/kg,為達到設計要求的生產(chǎn)率,在并排兩個圓盤的條件下，每個圓盤每小時應完成 4600 個。每個工作循環(huán)周期為 0.75s減速器的傳動比為 i=910/80.08=11.363由以上數(shù)據(jù)按強度并校核散熱功率，確定選擇減速器 ZLA112-11.23.3 帶傳動的設計計算（1） 、確定計算功率 cP=1.1KWAK?中心高H外形尺寸L×(AC/2+AD)×HD底腳安裝尺寸A×B地腳螺栓孔直徑K軸伸尺寸D×E裝鍵部位尺寸 F90 310×245×190 190×140 10 24×50 8（2） 、選擇 V 帶型號根據(jù)計算功率 和小帶輪轉速cP1n當在兩種型號的交線附近時，可以對兩種型號同時計算，最后選擇較好的一種。（3） 、確定帶輪基準直徑 和d2為了減小帶的彎曲應力應采用較大的帶輪直徑，但這使傳動的輪廓尺寸增大。一般取，并取標準值1mind?（4） 、驗算帶的速度 v由 可知，當傳遞的功率一定時，帶速愈高，則所需有效圓周力 F 愈小，因而 V 帶的0FVP?根數(shù)可減少。此處 =0.37（m/s）160dn??（5） 、確定中心距 和 V 帶基準長度adL根據(jù)結構要求初定中心距 。中心距小則結構緊湊，但使小帶輪上包角減小，降低傳動的工作能力，同時由于中心距小，V 帶的長度短，在一定速度下，單位時間內(nèi)的應力循環(huán)次數(shù)增多而導致使用壽命的降低，所以中心距不宜取得太小。一般初定中心距 為可取0????12012.7dda???初選 后，V 帶初算的基準長度 可根據(jù)幾何關系由下式計算：acL21010584dcd ma????由于 V 帶傳動的中心距一般是可以調(diào)整的，所以可用下式近似計算 值 ???0312dcLam????考慮到為安裝 V 帶而必須的調(diào)整余量，因此，最小中心距為考慮到為安裝 V 帶而必須的調(diào)整余量，因此，最小中心距為 ??in0.1580daLm???如 V 帶的初拉力靠加大中心距獲得，則實際中心距應能調(diào)大。又考慮到使用中的多次調(diào)整，最大中心距應為 max.321d?（6） 、計算小帶輪上的包角 1?小帶輪上的包角 可按式 1218057.80ood????（7） 、確定 V 帶根數(shù) z根據(jù)計算功率 由下式確定cP????003ccaLPzvK????（8） 、確定初拉力 0F適當?shù)某趵κ潜ＷC帶傳動正常工作的重要因素之一。初拉力小，則摩擦力小，易出現(xiàn)打滑。反之，初拉力過大，會使 V 帶的拉應力增加而降低壽命，并使軸和軸承的壓力增大。對于非自動張緊的帶傳動，由于帶的松馳作用，過高的初拉力也不易保持。為了保證所需的傳遞功率，又不出現(xiàn)打滑，并考慮離心力的不利影響時，單根 V 帶適當?shù)某趵?205.13cPKFqvNzv???????????（9） 、確定作用在軸上的壓力 Q傳動帶的緊邊拉力和松邊拉力對軸產(chǎn)生壓力，它等于緊邊和松邊拉力的向量和。但一般多用初拉力 用下式求得QF102sin798QFzN???（10） 、V 帶傳動的張緊、安裝及維護膠帶經(jīng)過一段時間的工作后，其塑性變形和磨損會導致帶松弛，張緊力減小，帶的傳動能力因之下降。因此偉動機構必須具有將帶再度張緊的裝置，使帶保持傳動所需的張緊力，定期檢查膠帶，發(fā)現(xiàn)其中一根松弛或有損壞，就應該全部換上新帶，不能新舊帶并用。舊膠帶如尚可使用，可測量其長度，先長度相同的舊帶組合使用。嚴防膠帶與礦物油、酸、堿等介質(zhì)接觸，以免變質(zhì)；膠帶不宜在陽光下暴曬。3.4 帶輪的結構設計小帶輪的材料選擇HT150，由小帶輪的基準直徑 =40mm2.5d=2.5×20=50mm，因此小帶輪1d可采用實心式；由機械設計第八版表8—10得Y 型槽的結構尺寸bd=5.3mm,ha=1.6mm,e=8mm,Z=2，d a=dd+2ha=40+2×1.6=43.2mm，B=(Z—1)e×2f=(2—1)×8+2×6=20mm。大帶輪的材料選擇HT150，由大帶輪的基準直徑 =100mm2.5d=2.5×24=60mm，因此大帶2d輪可采用腹板式,由機械設計第八版表8—10得Y 型槽的結構尺bd=5.3mm,ha=1.6mm,e=8mm,Z=2，d a=dd+2ha=100+2×1.6=103.2mm，B=(Z—1)e×2f=(2—1)×8+2×6=20mm。圖3-2 帶輪結構4 其它一些零部件的選擇4.1 軸承與軸承座的選擇軸承是用來支承軸及軸上零件，保持軸的旋轉精度和減少轉軸與支承之間的摩擦和磨損，滾動軸承的摩擦系數(shù)低，起動阻力小等，在一般的機器中獲得了廣泛應用。在這里選用滾動軸承 7207AC GB/T292，該軸承的基本尺寸為：35dm?72D?17Bm將軸承放在軸承座里，利用兩邊支承固定一根軸，這里選用 CKS1507 型向心球面滾動軸承座4.2 鍵、圓螺母、止動墊圈、彈性擋圈的選擇4.2.1 鍵的型號軸上的零件與軸應有可靠的定位和固定，這樣才能傳遞運動和動力。軸上的零件與軸的定位和固定分為軸向和周向兩個方面：軸向的定位和固定常使用軸肩和套筒等；周向的定位和固定則常用鍵和花鍵以及其他的連接方式，這里周向定位和固定選用鍵，選用了鍵 8 25GB/T 1096-?2003，鍵 12 36 GB/T 1096-2003，鍵 12 28GB/T 1096-2003。如下圖：??圖 4-1 鍵的結構圖4.2.2 圓螺母和止動墊圈的型號左凸輪的右邊用軸肩定位，左邊用圓螺母定位，圓螺母用止動墊圈，如下圖：圖 4-2 圓螺母的結構圖這里選用了螺母 GB/T 812 M42 1.5 和墊圈 GB/T 858-1988 40，螺母 GB/T 812 M27 1.5 和? ?墊圈 GB/T 858-1988 24，螺母 GB/T 812 M33 1.5 和墊圈 GB/T 858-1988 244.2.3 彈性擋圈的型號利用彈性擋圈也是軸向固定的一種方法，一般用于結構緊湊、簡單、裝拆方便，但受力較小，且軸上切槽將引起應力集中。選用了擋圈 GB/T 894.1 24, 擋圈 GB/T 894.1 30, 擋圈 GB/T 894.1 40,如下圖：圖 4-3 彈性擋圈的結構圖5 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，在以后的日子我將會繼續(xù)保持這份做學問的態(tài)度和熱情。我所選設計題目是“圓盤式核桃破殼機的設計”，之所以選擇這個題目，是因為我對這個課題比較的感興趣。在我的生活里，核桃破殼主要是在門縫里夾碎，這樣力道不容易把握，不是夾得太碎就是破裂程度很小，同時對門也造成了一定程度的破壞。因此，就想設計一款既省力又快速且破殼完整的機械。經(jīng)過查找資料和老師的指導，以及上網(wǎng)搜集更多的相關學術論文、核心期刊、書籍等，終于對核桃破殼機有了一定得了解，心里有了大體的思路。根據(jù)核桃破殼機有幾種形式：最終確定為圓盤式核桃破殼機。對于這一破殼機械有以下的結論：（1）通過對核桃物理機械特性的測定和內(nèi)力分析，提出了剝殼取仁原理破裂核桃殼，并研制了圓盤破殼裝置 ；對盤的作用機理進行分析，認為采用大尺寸的盤和低的轉速，有利于裂紋的產(chǎn)生與擴展，提高破殼性能。（2）最佳結構參數(shù)：圓盤半徑 800mm，進料間隙為 82mm，擠壓間隙為 28mm，生產(chǎn)率為 100kg/h。致 謝經(jīng)過近半年的忙碌，本次畢業(yè)設計已經(jīng)完成。首先感謝我的指導老師蘭海鵬老師，本設計是在蘭老師的悉心指導下完成的。從整理資料，到設計的畫圖，說明書的編寫都給予我精心的指導，到后期的說明書的排版和設計圖紙的查缺補漏，蘭老師都給予我很大的鼓勵和幫助，同時也感謝教《機械制圖》的馬少輝老師、教《畫法幾何》的李平老師、教《機械工程材料》的張有強老師、教《液壓與傳動》的萬暢老師、教《互換性與技術測量》的王旭峰老師和教《機械基礎和設計》的張涵老師，有了你們的傳道授業(yè)才能讓我順利的完成這次畢業(yè)設計。畢業(yè)在即，謹向指導老師表示崇高的敬意和衷心的感謝！同時也向支持、關心、幫助過我的人表示感謝!祝他們健康、工作順利、前程似錦!參考文獻[1]李曉霞,郭玉明.帶殼物料脫殼方法及脫殼裝備現(xiàn)狀與分析[J].農(nóng)產(chǎn)品加工(學刊),2007， （04）:23～25.[2]王高平. 一種新型核桃加工設備的研究[J]. 南方農(nóng)機,2002,2(2):29～32.[3]JEAN-PIERRE LACOMBE. 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