毕业设计（论文）-坚果破壳机结构设计

河北科技学院学士学位论文坚果破壳机结构设计姓 名 学 号 院 系 智能制造工程学院 专 业 机械设计制造及其自动化 指导教师 年 月 日学位论文原创性声明本人所提交的学位论文坚果破壳机结构设计，是在导师的指导下，独立进行研究工作所取得的原创性成果。除文中已经注明引用的内容外，本论文不包含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的研究成果。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体，均在文中标明。本声明的法律后果由本人承担。论文作者（签名）： 指导教师确认（签名）： 年 月 日 年 月 日学位论文版权使用授权书本学位论文作者完全了解河北科技学院有权保留并向国家有关部门或机构送交学位论文的复印件和磁盘，允许论文被查阅和借阅。本人授权河北科技学院可以将学位论文的全部或部分内容编入有关数据库进行检索，可以采用影印、缩印或其它复制手段保存、汇编学位论文。保密的学位论文在_年解密后适用本授权书。论文作者（签名）： 指导教师（签名）：年 月 日 年 月 日摘 要随着我国生活水平的提高坚果类食品需求日见剧增，大部分坚果的外壳都较坚硬，所以坚果破壳机应用而生。本次设计本着减轻人工坚果破壳的工作量，从而节约人工的成本，提高工作效率来完成。设计的坚果破壳机主要适用于外壳壁薄且具有一定纹理的坚果，如核桃，巴旦木，杏仁等。首先对坚果破壳机的总体设计进行了分析，以确保破壳机的可行性和可靠性，然后确定传动装置的大概方案；再选择电动机，接着就是对各个零件以及轴的设计、计算和校核，润滑剂的选择，润滑方式及密封的选择。其中文中的凸轮设计和破壳机构设计为主要部分，左右摩擦V型破壳块为主要挤压部分，通过挤压使坚果外壳破裂从而使外壳和果仁进行分离，也就是利用凸轮带动挤压块进行空间收缩完成整个破壳过程。最后绘制出装配图及零件图的CAD图纸。在整个过程中，基本满足机械性能的各方面要求。关键词：坚果；挤压；摩擦V型破壳ABSTRACTWith the improvement of living standard in China, the demand for nut food is increasing rapidly, and the shells of most nuts are hard, so the nut breaking machine is used. The purpose of this design is to reduce the workload of breaking artificial nut shell, so as to save labor costs and improve work efficiency. The designed nut breaking machine is mainly suitable for nuts with thin shell wall and certain texture, such as walnut, Padan, almond, etc. First of all, the overall design of the nut breaking machine is analyzed to ensure the feasibility and reliability of the machine, and then the general scheme of the transmission device is determined; then the motor is selected, followed by the design, calculation and verification of each part and shaft, the selection of lubricant, the selection of lubrication mode and seal. In Chinese, the cam design and the shell breaking mechanism design are the main parts, and the left and right friction V-shaped shell breaking blocks are the main extrusion parts. By extrusion, the nut shell is broken so that the shell and the nut are separated, that is to say, the whole shell breaking process is completed by using the cam to drive the extrusion block to carry out spatial contraction. Finally, the CAD drawings of assembly drawings and parts drawings are drawn. In the whole process, it basically meets the requirements of all aspects of mechanical properties.Keywords: Nut; extrusion; friction V-shaped broken shellIII目 录第1章 绪论11.1 坚果破壳机结构设计的来源及意义11.2 国内外研究现状11.3 研究方法和目标1第2章 坚果的认识2第3章 总体设计23.1 主要结构23.2 工作原理23.3 破壳机构传动原理图2第4章 各部分主要零件设计34.1 动力部分设计34.2 传动部分设计44.2.1 减速器的选择44.2.2 凸轮传动的设计44.2.3 V带传动的设计及参数64.2.4 齿轮传动的设计与计算94.2.5 主传动轴的设计154.3 执行部分设计194.3.1 破碎机构机构设计194.3.2齿条的设计204.3.3左右摩擦V型破壳块的设计204.4 辅助部分设计214.4.1 入料口出料口的设计214.4.2 箱体的设计214.4.3 壳仁分离部分的设计21总结22参考文献23致 谢24IV河北科技学院学士学位论文第1章 绪论1.1 坚果破壳机结构设计的来源及意义坚果是植物的精华部分，营养丰富，对人体生长发育、增强体质、预防疾病有极好的功效。坚果类食品老少皆宜，所以我国食品类对坚果的需求量日渐剧增。但坚果的果仁不是很方便获取，因为坚果的外壳普遍坚硬有韧性，大部分坚果仍然遵循传统手工工具破壳。通过人力并不能快速方便的打开外壳，不能大规模量产，所以破壳成为了坚果加工中一道重要且困难的工序，坚果加工在破壳这项过程中有很大的发展空间。破壳机发展进一步降低了劳动强度，提高了劳动效率。1.2 国内外研究现状近几年我国有些加工企业逐步研发了此类设备。但是大部分设备破壳率，整仁率偏低。导致加工效率低。加工成本偏高无法和国外的生产质量相比。主要的加工方法有:挤压法，借助轧辊的挤压作用使壳破碎，如核桃剥壳机等。撞击法，借助打或壁面的高速撞击作用使皮壳变形直至破裂，适用于壳脆而仁韧的物料，如离心式剥壳机剥松子壳等。剪切法，借助锐利面的剪切作用使壳破碎，如板栗破壳机等。碾搓法，借助粗糙面的碾搓作用使皮壳疲劳而破碎，除下的皮壳较为整齐，碎块较大。这种方法适用于皮壳较脆的物料。目前，世界上普遍使用的是压板式坚果破壳机，其工作原理是坚果进去两压板之间的间隙，然后压板在机构的驱动下，逐渐缩小间隙压破外壳，另外，有一种螺旋杆破壳机，在螺旋杆上开走半月形的螺旋槽，坚果由螺旋杆输送边压迫外壳，这两种的缺点是压破果壳时，也会伤及果仁果仁的完整率低，后有Palel发明了一种用二氧化碳激光束切割的方法，实验证明用激光束切割单个带壳果仁整仁率几乎为100但不适合大规模快速生产。Prssia and Verma又研究出一种使坚果高速运动冲击硬表面破壳的方法。在坚果外壳切割切口在通过高速运动破壳，可将整仁率和半边果仁的回收率从75%提高到了88%。1.3 研究方法和目标本设计首先选择传输方式，然后设计机械系统运动、动态参数计算；电机选择、传动装置运动、功率参数计算、传动部件设计计算、传动系统齿轮传动和皮带传动的设计计算；轴及其V带齿轮的零件图纸。运用的研究方法有调查法，根据调查问卷的结果调查输送机在现在的重要性；文献研究法，通过查阅文献和书籍来学习破壳工具。第2章 坚果的认识坚果是指由坚硬的果皮和种子组成的果实，果皮坚硬且成熟时不开裂（闭果），果实内通常只有一枚种子（少数有2枚），且种皮与果皮分离。坚果是植物的精华部分，一般都营养丰富，含较高蛋白质、油脂、矿物质、维生素，对人体的生长发育、体质增强、疾病预防有积极作用。坚果的种类大致分为裸子植物和被子植物，其中被子植物的坚果较为常见，由于本次设计理念存在普遍性，通过原理的本次设计主要适用于外壳壁薄且具有一定纹理的坚果如核桃，巴旦木，杏仁等。第3章 总体设计3.1 主要结构坚果破壳机主要由入料口、出料口、电动机、减速器、左右摩擦V型破壳块、带轮、凸轮机构、带式壳仁分离机构、筛网、毛刷等部件组成。3.2 工作原理通过左右两个倾斜10度的两个v型模块v型内部具有齿尖为其增加摩擦力，左V型块固定上下运动，保正挤压变形量恒定。右V型块固定左右运动，保证挤压破碎后的果仁，果壳能方便落下。由于重力进入筛网,由减速器带动钢丝毛刷旋转，在钢丝毛刷的作用下,使未完全脱去外壳的坚果仁完全脱离。在钢丝毛刷的旋转作用下果仁从出料口排出。3.3 破壳机构传动原理图1.电动机2.减速器3.锥齿轮4.凸轮5.V型破壳块6.入料口7.V型破壳块8.凸轮图3.1 传动原理图通过在工作原理分析的基础上。延伸出破壳机构传动原理如图所示，当坚果因其自身重量进入到破壳装置中，右侧V型块向上运动带动坚果向上旋转，使其边向里挤，内部空间越来越小一定间距的齿间不断地沿着壳表面克压，使得坚果外壳裂纹不断扩张，最后至外壳完全破裂，左侧V型块向左运动。壳，仁由于重力向下掉出。由电动机带动v型带传递动力从而控制右侧上下运动的V型模块的凸轮以每分钟30转的速度旋转，同时通过直齿圆锥齿轮控制左侧凸轮同速旋转从而控制左侧V型块左右移动。第4章 各部分主要零件设计4.1 动力部分设计由于我国家庭中三相交流电源是普遍使用的，所以三项交流异步电动机最为广泛。其中Y系列全封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机成为大众的选择，其优点机效率高、节能、堵转转矩高、噪音低、振动小、运行安全可靠故本次设计也选用Y系列三相异步电动机。本次设计的坚果破壳机以小型家庭用为主，所以选择转速低，功率小，效率高，体积小的电动机；根据分析可用电动机如表所示；表4.1 可用电动机型号性能表型号额定功率 kw转速r/min效率%重量kgY112M-62.294080.545Y100L-61.594077.535通过各个条件综合分析电动机选择Y100L-6满载转速为940r/min额定功率1.5kw。4.2 传动部分设计4.2.1 减速器的选择假设v型模块工作循环的周期为2秒。则凸轮的转速也就是每分钟30转。减速器的传动比就是：i=940/30=31由上原理图得选择涡轮蜗杆减速器较合适，再根据减速器的传动比所以选择减速器NMRV063。4.2.2 凸轮传动的设计本次设计的主要是通过凸轮转动带动从动件往复运动从而带动v型模块完成破壳，所以凸轮的设计是本次设计的关键。本次设计的凸轮机构形式为平面盘型凸轮机构，从动件运动形式为偏置直动。从动件为滚子从动件。从动件行程为100mm，推程运动角1：137回程运动角2：133基圆半径50mm。凸轮转向为逆时针。4.2.2.1 左凸轮设计（1）从动件运动规律分析第一段运动规律：停滞阶段从动件静止相应凸轮起始转角：0相应凸轮终止转角：90该段从动件行程h0mm第二段运动规律：推程阶段从动件等速上升相应凸轮起始转角：90 相应凸轮终止转角：137该段从动件行程h100mm第三段运动规律：回程阶段从动件等速下降相应凸轮起始转角：137相应凸轮终止转角：270该段从动件行程h100mm第四段运动规律：停滞阶段从动件静止相应凸轮起始转角：270相应凸轮终止转角：360该段从动件行程h0mm（2）画理论轮廓线如下图图4.1 凸轮轮廓图4.2.2.2 右凸轮设计为保持相同的传动效果，右凸轮的设计与左凸轮完全相同。左右从动件同步运动也带动v型块相对同步移动，破壳时为推程阶段左侧v型块往右移动右侧v型块往上移动。卸料时为回程阶段左侧v型块往左移动右侧v型块往下移动。4.2.2.3 凸轮的材料 凸轮的主要失效形式为磨损和疲劳点蚀。为了避免凸轮造成失效对凸轮和滚子的材料要求需要工作表面硬度高耐磨，有足够的表面接触强度凸轮芯部有较强的韧性的材料，本次设计中的凸轮运动速度与承载较小。载荷不大且低速。故选用强度较高和耐磨的40Cr作为凸轮的材料，轮廓表面需经热处理，以提高其耐磨性。4.2.3 V带传动的设计及参数4.2.3.1 确定计算功率PC已知电机功率：P=1.5KW, 查机械设计基础表13-8得工作情况系数：KA=1.3PC=KAP=1.31.5kw=1.95kw选择V带型号根据功率PC，和小带轮转速N0,从图4.2查出选用dd1=80100，z型普通V带。图4.2 V带带型图4.2.3.2 确定大、小带轮的基准直径dd由机械设计6查表8-2，再根据实际情况小带轮直径dd1=90mm。计算大带轮基准直径，根据公式(4-1) dd2=dd1i带=902.5=225mm (4-1)由机械设计6表8-5 8-6 V带轮的最小直径和基准直径表，取dd2=224mm。4.2.3.3 V带速度计算如下根据V带速度公式(4-2)得：V=3.14dd1N0/601000=5.01m/s (4-2)V带的速度不能大也不能小必须适中，一般应在5m/s25m/s之间就算合格。根据上面计算带速合格。4.2.3.4 确定V带的基准长度和传动中心距中心距未知初步定的范围是0.7dd1+dd1a02dd1+dd2220a0628初定中心距a0=500mm确定带长可根据以下几何计算公式(4-3)计算Ld0=2a0+2(dd1+dd2)+(dd2-dd1)24a0 =2500+3.142(90+224)+(224-90)24500 =1501.9mm (4-3) 由机械设计6表8-4，选取相近z型V带的基准长度,Ld=1600mm。实际中心距计算：aa0+Ld-Ld02=500+1600-1501.92=549.05mm4.2.3.5 校验小带轮上包角根据带轮包角计算公式(4-4)得：a1=180o-57.3odd2-dd1a=180o-57.3o224-90549.05=166.02o120o (4-4)经计算可知，小带轮包角符合设计要求。4.2.3.6 确定V带的根数Z查机械设计单根v带额定功率p0表，单根v带功率增量p0表，包角系数ka表，长度系数kl表得：p0=0.79kw，p0=0.02kw，ka=0.96，kl=1.16由V带根数计算公式(4-5)得：z=pc/p0+p0kakl=1.95/0.79+0.020.961.16=2.16 (4-5)由于v带的根数要取整数故 z=3。4.2.3.7 计算v带的预紧力F0适当的初拉力是保证带传动正常工作的重要因素之一。初拉力小，则摩擦力小，易出现打滑。反之，初拉力过大，会使V带的拉应力增加而降低寿命，并使轴和轴承的压力增大。9对于非自动张紧的带传动，由于带的松驰作用，过高的初拉力也不易保持。为了保证所需的传递功率，又不出现打滑，并考虑离心力的不利影响时，单根V带适当的初拉力为：=500Pc/zv（2.5/k-1）+qv2v带单位长度质量表得q（kg/m）见下表：表4.2 v带单位长度质量表v带单位长度质量带型ZABCq（kg/m）0.060.100.170.30表4.2 v带单位长度质量表查的q=0.06kg/m带入公式(4-6)得：F0=5001.9535.012.50.96-1+0.065.012=104.964N (4-6)4.2.3.8 计算V带对轴的压力FQ带传动在初拉力张紧时带轮轴上的载荷：=2Zsin（2）=23104.96sin83.01=625.07N (4-7)4.2.3.9 确定带轮材料、结构由于载荷较大主要采用HT200来当作带轮的材料。根据 v带轮的结构，选择的条件是电机的主轴直径，d=28mm根据3ddd1(90mm)300mm可以选用孔板式或腹板式带轮，符合小带轮的是孔板型。大带轮也有孔板式和腹板式两种选择，大带轮用腹板式较适合。V带轮的设计图纸见附图14.2.3.10 V带传动的张紧、安装及维护V带经过一段时间的工作后，其塑性变形和磨损会导致带松弛，张紧力减小，带的传动能力因之下降。可安装张紧轮使带保持传动所需的张紧力，定期检查V带的传动情况，发现其中一根松弛或有损坏，就应该全部换上新带，不能新旧带并用。严防胶带与矿物油、酸、碱等介质接触，以免变质；胶带不宜在阳光下暴晒。检查带轮并使其排列整齐。上带时切忌用工具硬撬，并加防护罩。4.2.4 齿轮传动的设计与计算根据实验原理要实现力的传递且改变方向还要保持准确的传动比，为了满足这一要求，所以选择锥形直齿齿轮，其特点锥齿轮用来传递两相交轴之间的运动和动力，在一般机械中，锥齿轮两轴之间的交角等于90（但也可以不等于90）直齿圆锥齿轮的加工、测量和安装比较简便，生产成本低廉。传动平稳，承载能力较高，等特点。设计齿轮时要考虑锥齿轮可能出现各种失效形式，如点蚀，胶着，齿根折断，塑性变形等，所以设计的齿轮要有一定的抗点蚀，抗胶着的能力，还要具备一定的硬度。4.2.4.1 直齿圆锥齿轮材料、热处理、精度由于减速器的存在，所以工作速度，功率都不是很高，故选用7级精度。为保持速度相同，主动轮和从动轮大小相同材料相同都选择40Gr，热处理为调质处理。其硬度为220-280HBS。4.2.4.2 按齿面疲劳强度设计由齿面疲劳强度设计公式(4-8)计算 (4-8)初选载荷系数Kt=1.6。计算主动齿轮传递的扭矩T1=9.550106(P1N1)=9.5501061.530=477500N,mm选取齿宽系数R=0.3。确定弹性影响系数据表得ZE=188Mpa。确定载荷区域系数标准直齿圆锥齿轮传动ZH=2.5。根据循环次数公式N=60njLh计算应力循环次数。N=60njLh=60301810300=4.32107接触疲劳寿命系数查图4.3得KN=1.15图4.3 接触疲劳寿命系数图齿轮的接触疲劳极限Hlim查图4.4得Hlim=600Mpa图4.4 齿轮的接触疲劳极限图计算解除疲劳许用应力，安全系数S=1.0h=KNlim/S=1.156001=690Mpa按齿面接触疲劳强度公式（4-9）计算d12.923ZEH2KT1R1-0.5R2u （4-9）d1186.5mm计算齿轮的圆周速度v=d1n/601000=0.29m/s计算载荷系数查图4.5得动载系数KA=1.5图4.5 动载系数图查图4.6得动载系数KV=1.05。图4.6 动载系数图查4.7得齿间载荷分配系数K=1.0图4.7 齿间载荷分配系数查图4.8得齿向载荷分布系数K=1.5图4.8 齿向载荷分布系数图由此可得K=KAKVKK=1.51.051.01.5=2.3625。4.2.4.3 锥齿轮基本参数计算按实际的载荷系数公式（4-10）矫正分度圆直径 d=d13KKt (4-10)=186.532.3625/1.6=212.4计算齿轮齿数Z=186d=186212.4=43.9取Z=44计算齿轮模数。m=d/z=212.4/44=4.83取标准模数m=5在通过模数和齿数最后校正分度圆直径d，=mz=220mm对齿面疲劳强度公式（4-11）进行校核H=5ZEKT1/R(1-0.5R)2d3u （4-11）=51882.3625477500/0.3(1-0.50.3)22203=657.06M/paH=690M/pa经齿面接触疲劳强度校核，齿轮强度足够。计算齿轮分锥角。为保持相同的速度故主动齿轮从动齿轮大小相同，齿数模数皆相同，传动比为1。=arctanz1z2=arctan1=45当量齿数计算。Zv=z/cos45=44/0.7=62.85取Zv=60。查齿形系数YFa及应力校正系数YSa表得YFa=2.28,YSa=1.73。表4.3 齿形系数YFa及应力校正系数YSa表Zv3035404550607080901001502001000YFa2.522.452.402.352.322.282.242.222.202.182.142.122.06YSa1.6251.651.671.681.701.731.751.771.781.791.831.8651.97注：1) 基准齿形的参数a=200、ha*=1、c*=0.25、r=0.38m（m为模数）2) 对于内齿轮：当a=200、ha*=1、c*=0.25、r=0.15m时，YFa=2.053；YFs=2.654.2.4.4 锥齿轮强度计算与校核齿根弯曲强度计算F=KFtYFaYSabm(1-0.5R)=2.36255106.952.281.73/46.75(1-0.50.3)=239.78Mpa计算弯曲疲劳许用应力对齿根弯曲疲劳强度，安全系数S=1.251.5,取S=1.4查弯曲疲劳寿命系数图得：图4.9 弯曲疲劳寿命系数图取得KFN=1.1，FN=580Mpa。按脉动循环变应力确定许用应力。F=KFNFNS=1.15801.4=455.71MpaFF=239.78Mpa故满足弯曲强度.所选参数合适，齿轮强度足够。齿轮的主要尺寸。1分度圆直径d=220mm2齿顶圆直径da=227.14mm3齿根圆直径df=211.57mm4齿顶高ha=5mm5齿根高hf=6mm6齿宽b=46.7mm7锥距R=155.6MM8齿根角f=2119根锥角f=424910顶锥角a=471111轴交角=904.2.5 主传动轴的设计传动轴是连接装配各项配件而又可移动或转动的圆形物体，一般均使用轻而抗扭性佳的合金钢管制成，传动轴是一个高转速、少支承的旋转体，因此它的动平衡是至关重要的。故传动轴设计也至关重要。4.2.5.1 选择轴的材料和计算轴的基本参数求轴上的功率和转矩若取效率为则P2=P2=1.50.972=1.41KWT2=9.55106p2n=95500001.4130=448850N/mm根据本次的设计需要，由于轴结构没有特殊要求，所以选用同样的45号钢，作为轴的材料。初始预算轴最小直径。计算公式： ，由于选用40Cr钢，查机械设计6P240表13-2，得C=126103取A0=112。dminC3P2n2=11231.4130=40.42mm4.2.5.2 传动轴的结构设计传动轴大致可分为五段，轴两端用轴承固定，轴承装在轴承座上，右段直接连接减速器，轴上装有凸轮，锥齿轮，设计时选择合适的尺寸确定轴上主要零件的相互位置，根据要求确定了各轴段的直径和长度。从右往左依次排开如图所示。图4.10 轴结构图4.2.5.3 各段轴的直径第一段轴：安装凸轮段，考虑到轴上有一键槽所以需增大4%5%，故dmin=42.03-45.44mm,因此轴段一确定为选定d1=43mm。键槽所在圆柱面为过盈配合，上偏差设置+0.015下偏差设置+0.002。 第二段轴：安装轴承段直径在第一段的基础上增加两倍的定位轴肩高度，由于轴承受径向力和轴向力,因此用单列圆锥滚子轴承，因此直径与轴承内径相一致h12=(0.070.1)d1=3.014.3mm。d2=2h+d1=50mm。选用单列圆锥滚子轴承30210 dDB=409020所以d2=50mm。第二段轴与第四段轴的圆柱面与轴承过盈配合，采用基轴制。本来是应该下偏差为0，但为保证过盈，上偏差取+0.012下偏差取+0.001。第三段轴：为自由段为保持强度且具有一点定的轴向定位能力。因此d3=d2+20.08d2=50+24=58mm。第四段轴：为安装轴环段d4=d3+1.50.08d3=58+15=63mm。第五段轴：为安装锥齿轮段d5=d2+0.08d3=55mm。安装齿轮处也应为过盈配合，上偏差取+0.012下偏差取+0.001。第六段轴：此段安装轴承所以与第二段相同d6=d2=50mm。4.2.5.4 表面粗糙度设计主轴表面粗糙度要求为Ra1.6。键槽所在圆柱面为工作面，表面粗糙度要求为Ra3.2。轴肩为了便于轴上零件的装卸，表面粗糙度要求为Ra1.6。4.2.5.5 确定轴的各段长度 l1=50mm，l2=45mm，l3=160mm，l4=20mm，l5=50mm，l6=45mm。4.2.5.6 计算轴上载荷 轴上主要受力点为齿轮，计算锥齿轮上的作用力分度圆直径d=220mm。圆周力：Ft=2T2d=2448850220=4080.45N径向力：Fr=Fttancos=40800.360.707=1038.44N轴向力：Fa=Fttansin=40800.360.707=1038.44N计算轴的支反力。根据单列圆锥滚子轴承30210查手册得a=20mm齿宽中点距右支点距离L2=b2+30+160+45-20=238.35MM齿宽中点距左支点距离L3=b2+45-20=48.35MM轴的结构受力分析图如下，确定轴的支撑点，确定轴的支承跨距为L2+L3=286.7根据上轴的计算数据，绘制了轴的弯矩图和扭矩图。从轴的曲线图和弯矩图中，可以看到齿轮中心截面的弯矩，并计算出截面的力和力矩。图4.11 轴弯矩图水平面上的支持力FNH1=FtL3L2+L3=4080.4548.35286.7=688.14NFNH2=FtL2L2+L3=4080.45238.35286.7=3392.31N (4-12)垂直面上的支持力FNV1=FrL3+Fad2L2+L3=1038.4448.35+1038.442202286.7=573.55NFNV2=Fad2-FrL2L2+L3=1038.442202-1038.44238.35286.7 =-464.89N (4-13)水平面上的弯矩MH1=-FNH1L2=-164018NmmMH2=FaL3=50208Nmm (4-14)垂直面上的弯矩合成弯矩M1=MV12+MH12=136.7052+-164.0182=213517N/mmM2=MV22+MH22=-22.4772+50.2082=55009N/mm (4-15)整理上述计算结果数据如下表表4.4 轴综合数据表载荷水平面垂直面支持力FNH1=688.14NFNH2=3392.31NFNV1=573.55NFNV2=-464.89N弯矩MH1=-164018N/mmMH2=50208N/mmMV1=136705N/mmMV2=-22477N/mm总弯矩M1=2135517N/mmM2=55009N/mm扭矩T=448850N/mm4.2.5.7 根据弯矩应力校核轴的强度只检查轴承的截面强度、最大弯矩和扭矩。因为传动轴是单向旋转的，所以取,计算其应力：ca=M12+aT2W=2135172+0.544885020.145340Mpa由于上面选定轴的材料45号钢，查机械设计6表得：，因此，所以校核安全。4.2.5.8 轴上零件的周向定位凸轮、齿轮和轴的周向定位均采取普通平键连接。按d1=43mm，由机械设计教材P106表6-1查得平键截面bh=16mm10mm，键槽采用键槽铣刀加工，长为22mm，同时为了保证齿轮和轴配合具有良好的对中性，故选择齿轮轴毂和轴的配合为H7n6；滚动轴承的周向定位是通过过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。4.2.5.9 轴承的润滑和密封 由上文得到，齿轮的圆周速度比较低，很难把油导入到轴承里面，又因轴颈转速低，温度也不是很高，因此选用润滑脂润滑最为合适。它主要适用的圆周速度范围是v1.52m/s，并且脂润滑结构简单、易于密封，但润滑效果不如油润滑，常用于齿轮传动和低速滚动轴承的润滑，故对轴承采用润滑。由机械设计课程设计6P192，表16.2选用钙基润滑脂（GB/T491-2008），有耐水性能用于工作温度55的各种工农业、交通运输等机械设备的轴承润滑。轴承盖的密封轴承盖的作用是固定轴承，承受轴封载荷，轴承座孔，调整轴系位置和轴承间隙，采用法兰轴承盖。密封功能是防止油脂泄漏和箱外杂物、水和灰尘进入轴承室，避免轴承快速磨损和腐蚀。由于传动的周长速度小于3m/s，因此采用机械设计2P194选择密封组件，毡圈密封，油圈密封。密封元件用于将轴承与外界分离，密封结构简单，价格低廉，安装方便。4.3 执行部分设计4.3.1 破碎机构机构设计如下图所示为破壳外形结构1和2为推杆另一端连接凸轮，推杆1和推杆2做往复相对运动即推杆1往右运动推杆2则向上运动使其内部空间逐渐变小，从而挤压坚果使其破裂完成破壳。一块板定距上下运动，保证挤压变形量不变；一块板左右运动，保证挤压后的坚果仁和壳落下，通过凸轮的转动从而带动连杆1往右侧用力推动破壳块，凸轮的转动从而带动连杆2往上方用力推动破壳块破壳块内壁有锯齿形齿条且左侧破壳块上端为密封装，使其摩擦力增大，由于坚果重力的原因，坚果受力在里面进行翻滚，齿条卡紧坚果内壁使其裂开，至于不裂开的坚果由于空间的减少被挤到上方，在右上方的齿条挤压破碎，完成破壳。图4.12 破碎机结构图4.3.2齿条的设计为了提高破壳效果，齿条的形状为锯型齿，且牙向向一侧倾斜25度，为保证有足够的硬度选用SCM440铬钼合金钢为主要材料充分的保证了齿条的硬度和强度，基本满足应具备的机械特性。4.3.3左右摩擦V型破壳块的设计左右摩擦破壳块是破壳的主要受力点，故表面要具有足够的强度和硬度，通过对比选择球磨铸铁QT450-10作为摩擦块的主要材料，为了破壳过程中有更好的效果，所以增大左右块的摩擦力。故在破壳快的内侧也就是坚果的主要破壳面增加稍微倾下的齿牙，齿牙也应具有相对的硬度，故选择合金工具钢9SiCr。破壳块设计成V型状，使坚果四面受力，更有效的完成破壳，右侧V形块为开放状，左侧V型块设计成半封闭式状，上方由钢板封闭，钢板内侧也具有尖牙，防止破壳不完全从上方脱出。具体结构如下图：图4.13 摩擦块结构图4.4 辅助部分设计4.4.1 入料口出料口的设计入料口设计呈漏斗状，为具有一定的耐磨性所以选择白口铸铁作为主要材料。这种材料主要用作一些抗磨零件。这种铸铁具有高碳低硅的特点，有较高的硬度。通过焊接固定，在径口设置抽拉挡板调整入料量。出料口设计呈滑梯状也选用白口铸铁焊接形成，方向呈45度向下，形状为等腰梯形。4.4.2 箱体的设计箱体尺寸采用HT200铸造焊接而成，其主要结构和尺寸如下总长度因主轴长度l=380mm。为保持有一定的长度箱体总长度设计为500mm。总高度因V带长为559mm，上端破壳装置高为400mm，为保持有一定的高度箱体总高度为1500mm。总宽度设计为400mm。4.4.3 壳仁分离部分的设计坚果完成破壳后果仁和果壳的分离也尤其关键，本次设计将采用带式壳仁分离法，坚果通过破壳机构完成破壳后果仁和果壳由于重力的因素掉入传送带上，传送带与水平面有一定的倾斜角度且带型为锯齿形，其上面带由低处运行到高处，传送带上端通过毛刷的转动将未完全脱落的坚果壳刷下，也具有接壳斗，传送带下端具有双层筛网第一层固定不动第二层筛网可活动从而调节筛洞的大小来适用于各种坚果果仁的大小，也具有接仁斗。摩擦系数较大的坚果壳通过传送带与自身的摩擦力顺着传送带从高处进入接壳斗，摩擦系数较小的坚果仁沿着环形带下行进入接仁斗。从而完成坚果壳仁的分离。总结本文主要简单阐述了对坚果破壳机设计过程，主要介绍的是对于电机，传动装置，减速器等机械设备的选择，同时简要说明了一些设备的主要特点，在这一章将对本次的设计内容做简单总结。本次的设计就是为了减轻人力劳动，提高工作效率，节省人力。主要是对电机的选取，选择合适功率的电机，接着对各个零部件进行设计计算，验算校核其是否合格让这些零件达到最大的效益，凸轮的设计是关键。最后绘制部分零件图和总的装配图。达到预期的效果，完成设计。在整个过程中，需要满足机械性能的各个方面要求和课题的设计要求。但是本产品也存在一些不足之处，比如剥壳效果不够好、剥壳率低。因此，在今后还要对核桃剥壳装置进行研究和开发，使核桃剥壳装置更加完善，在保证工作效率的同时具有更高的剥壳率。在这次的设计中，我学到了在四年学习中没有接触过的知识，开阔了我的眼界，了解了破壳机的发展，也认真的计算了有关破壳机的数据，将大学四年学的专