圆盘式核桃破壳机去壳机机械设计（带CAD图纸）
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目目 录录1 绪论绪论.11.1 研究的目的和意义.11.2 本课题的研究现状和分析.21.2.1 国外研究现状及分析.21.2.2 国内研究现状及分析.21.3 本课题需要重点研究的、关键的问题及解决的思路.32 2 圆盘式核桃破壳机设计方案选择圆盘式核桃破壳机设计方案选择.32.1 圆盘式核桃破壳机的结构设计示意图.32.2 圆盘式核桃破壳机的工作原理.32.3 圆盘式核桃破壳装置的设计.32.3.1 破壳装置的材料及表面形状.32.3.2 核桃进入破壳盘间隙的条件.32.3.4 挤压间隙计算.52.3.5 挤压盘尺寸及速度.52.3.6 破壳盘的硬度.62.3.7 进料口的设计.62.3.8 主传动轴的设计.73 3 传动方案设计传动方案设计.103.1 电动机选择.103.2 减速器的选择.103.3 带传动的设计计算.103.4 带轮的结构设计.124 4 其它一些零部件的选择其它一些零部件的选择.124.1 轴承与轴承座的选择.124.2 键、圆螺母、止动垫圈、弹性挡圈的选择.124.2.1 键的型号.124.2.3 弹性挡圈的型号.135 5 总结总结.13致致 谢谢.14参考文献参考文献.151 绪论绪论1.1 研究的目的和意义 核桃是世界著名四大干果之一，2010 年，中国核桃以种植面积 3600 万亩、产量超过百万吨雄踞全球之首，主要种植在西北西南。核桃是一种营养价值很高的食品，核桃仁中含有丰富的脂肪、蛋白质、碳水化合物及微量元素，除此之外，还含有对人体有特殊功效的营养物质。在当今发达国家和地区视核桃油为高级保健专用油脂，核桃作为保健食品早已被国内外所认识了。核桃是我国传统的出口商品，我国的核桃仁品质好。在国际上声誉很高，主要出口到德国、英国、瑞士、新加坡、加拿大、叙利亚、约旦、科威特、澳大利亚等国家。出口量约占世界核桃市场的 40一 50，但是出口的核桃几乎都以原料形式，造成核桃的附加值低1。而目前市售的核桃仁几乎全部是手工砸取，劳动生产率极其低下，这就迫切需要设计生产出能进行机械或半机械化加工的核桃破壳机，以提高核桃剥壳的生产效率。针对核桃破壳的生产效率低下，破壳难，成本高，加工存在的问题和市场的需求，现在不得不设计出适合市场的核桃破壳机2。本课题利用碾搓和剪切共同作用，设计出圆盘式核桃破壳机。此种核桃破壳机可以破壳品种繁杂，尺寸差异较大、形状不规则的核桃，并在使用中破壳率低，破壳后的籽仁破碎率高，损失小，成本低，机具的运动性稳定，能够投入生产。则该方法破壳值得投入设计，具有很好的前景。研制圆盘式核桃破壳机械，提高手剥核桃加工的机械化与自动化水平，对提高生产效率与增加产量，促进当地农村经济发展、农民收入提高有重要意义。1.2 本课题的研究现状和分析1.2.1 国外研究现状及分析 国外早在20世纪60年代，就着手研制核桃破壳机具，至80年代，美国、意大利、法国等已相继推出了各种破壳机。经过这么多年，核桃破壳机以及坚果破壳机具已日趋成熟。主要的核桃破壳机研究有：JEAN-PIERRE LACOMBE 研制的申请号为 FR9009864A 核桃破壳机 3。该机包括一四周封闭,底部连接出料斗,顶部设 置喂料斗的长方形空腔体。空腔体的底部靠支腿支撑。空腔中安置有 上、下传动轴,电机转动通过链传动带动上传动轴一起运动。上、下传动轴依靠输送链实现同步转动。在上传动轴的一端上装设有支撑法兰盘。在支撑法兰盘的一周上固定若干个小气缸。每个小气缸内装设有一个气锤。气泵工作时,通过调节进气气压、复位气压、泄气气压的压力大小可实现高压气流在小气缸内推动气锤做往复运动,从而实现气锤的撞击破壳。输送链和气锤的运动依靠电磁阀来实现同步运动。该机结构紧凑,操作轻便省力,破壳速度快且核桃的破损率低。MTCHEDLIDZE VAKHTAN 研制的申请号 KR20097000061核桃破壳机4。该机包括机架、主轴、核桃夹持装置、击打装置、料箱、拨轮、出料装置、减速器、输送装置等；击打装置进气管、夹持装置进气管、击打气缸稳压罐、夹持气缸稳压罐组成核桃破壳装置的气动系统；击打装置控制阀、夹持装置控制阀、传感器和控制器组成核桃破壳装置的控制系统；导向滚轮驱动链、输送装置驱动链轮、毛刷、护板、核桃压板等组成核桃破壳装置的输送系统；核桃夹持装置、击打装置在主轴驱动链轮的驱动下随着主轴一同旋转构成一个多工位气动式核桃破壳装置,该装置与核桃输送装置同步运动,从而实现核桃输送、定位、喂入夹持、破壳和卸料的连续作业。VAN RIPER CLIFF 研制的公开号为 US4246699 核桃破壳机5。该机是螺旋碾桶和轧辊配合,实现核桃破壳。选择轧楞倾角、碾桶螺距和轧辊转速为正交试验的3个因素,并通过极差分析和方差分析,确定轧楞倾角为15、轧辊转速20 r/m in 和碾桶螺距为2倍栅格宽度为其最优组合。试验结果表明,该设备破壳率99.4%、碎仁率为0.6%,改善了破壳质量,并提升了核桃破壳机械化生产水平。1.2.2 国内研究现状及分析 我国在传统的脱壳设备的基础上，尽管正在研制和开发各种类破壳机械，但其发展相当缓慢，同时成熟的机型及进行批量生产的不多，远远落后于农产品深加工的需求。在技术上还存在如下问题：（1）破壳率低，破壳后的籽仁破碎率高，损失大。（2）机具性能不稳定，适应性差。（3）作业成本偏高，我国破壳机械尚未形成规模和系列，多数单机制造，制造工艺水平较低，故制造成本偏高。（4）有些产品仅进行了样机试制或少量试生产，未进行大量生产性考核和示范应用，作业性能、可靠性、耐久性及商品性等方面还存在不少问题。目前，具有代表性的核桃破壳机主要有：史建新,董诗韩等研制一种核桃剥壳机,该机包括机架、喂料斗、定锥形筒、动锥形筒、调节机构、出料斗、布料盖板、带传动、电机等。动锥形筒上部安装有布料盖板；定锥形筒同心套装在动锥形筒外部,形成锥环形核桃剥壳型腔；调节机构可上下移动定锥形筒,从而改变锥环形核桃剥壳型腔大小；当动锥形筒旋转时核桃依靠动锥形筒和定锥形筒对核桃的挤压和剪切作用下破裂核桃,破裂的核桃从出料口排出。本核桃剥壳机,结构简单、破壳品种多样化,能实现核桃的机械化剥壳6。李长泰发明的一种自动核桃破壳机,该机解决了现有核桃破壳设备劳动强度大,效率低的问题。自动核桃破壳机,包括可间隙转动的送料盘,送料盘上沿圆形轨迹均布有若干圆孔,送料盘的下方为工作面,送料盘的上方为可间歇升降的压头。自动化程度高,破壳效率高,破壳质量好7。李忠新,杨军,杨莉玲,帕哈尔鼎,杨忠强,刘奎,崔宽波,刘佳,沈晓贺,朱占江,买合木江等研制的一种核桃破壳机，该机由进料口、转盘、导向板、通风道、机体、导料板、出料口、电机、皮带轮、轴等组成；机体顶部连接有箱盖,在箱盖的中间部位连接有进料口；转盘在轴的带动下旋转,导料板焊接在机体上。可对不同种类核桃进行破壳,核桃仁破碎率低,表面磨损少、生产率高 8。李忠新,杨军,韩小军,杨莉玲,李新明,王钊英,齐新洲等人员研制的平板挤压式核桃破壳机。该机包括壳体、底座、传动电机、主动破壳板、被动破壳板、调距手轮、进料斗、导料斗组成。壳体顶部设置进料斗,壳体的底部靠底座支撑。壳体空腔中分别装设有主动、被动破壳板,主动破壳板通过偏心轴的从动齿轮与调速电机传动轴上的主动齿轮啮合一起运动。被动破壳板与壳体外侧的螺纹管连接,螺纹管与螺纹顶杆相配合,螺纹顶杆的外侧固定一调距手轮,通过调距手轮的旋转,可实现调节两破壳板之间的间隙。可对各种类 型的坚果类进行破壳,不会将果仁破碎,破壳时果壳不会四处飞溅,该机使用安全、可靠、方便,特别适合于核桃种植户和核桃加工企业使用 9。1.3 本课题需要重点研究的、关键的问题及解决的思路重点设计机架部分和工作部分，机架内容要包含核桃破壳整体装置，以实现安全平稳、定位准确的整体，以及破壳的受力分析，确定破壳的形状大小。 核桃破壳机的设计是一个相当复杂的系统工作，所牵涉的问题也很多，如功能、强度、可靠性、经济性和标准化等。无论是总体布局、传动方式还是零部件的结构设计都必须综合考虑各方面的因素，仔细分析比较，选择最优化方案，选出了圆盘式核桃破壳机。2 2 圆盘式核桃破壳机设计方案圆盘式核桃破壳机设计方案选择选择2.1 圆盘式核桃破壳机的结构设计示意图经过探讨，确定圆盘式核桃破壳机的总体结构，包括圆盘、破壳轴轴、喂料口、闸板、出料口、破壳室、机架等。1.快盘破壳轴 2.慢盘破壳轴 3.快破壳盘 4.慢破壳盘 5.减速器 6.万向节 7.轴承座 8.带轮 9.机架图 2-1 圆盘式核桃破壳机结构图2.2 圆盘式核桃破壳机的工作原理该机主要由机架、喂料斗、破壳圆盘、辅助破壳圆盘、挤压间距调节机构、挡板、出料斗、轴、带、电机等。破壳圆盘与辅助破壳圆盘的主要部件，两圆盘构成连续碾挫破壳工作区，核桃在该区受到连续碾挫，受碾挫的核桃没有很快进行二次碾挫，核桃仁损伤程度小；伸进喂料斗内的辅助破壳圆盘有助于均匀单层喂料；当两圆盘以一定速度相对旋转，工作时核桃受力方向一致，不会造成核桃的两半破裂，挤压间距调节机构可改变挤压破壳工作区的大小，以适应不同大小的核桃。2.3 圆盘式核桃破壳装置的设计2.3.1 破壳装置的材料及表面形状破壳装置的材料选用 45 号钢,可在破壳盘表面焊三角形凸起。45 钢的硬度较高 ,但弹性较差 ,破壳变形小,对核桃的挤压力大,容易使核桃充分破壳。2.3.2 核桃进入破壳盘间隙的条件 核桃能否顺利地进入核桃盘挤压间隙,取决于核桃盘间隙大小以及与核桃接触的情况。核桃以厚度方向进入挤压间隙 ,其受力分析如图 2-2 所示。图 2-2 核桃的受力分析图 要使核桃能在两搓破壳盘的间隙被挤压破壳 ,核桃首先必须被进入破壳盘间 ,然后卷入两板间隙被挤压破壳。在进入瞬间 ,可按刚性体分析受力情况。在这个过程中 ,单个核桃要受到 5 个力的作用 ,分别是核桃的重力 mg、 快破壳盘对核桃的正压力 R、慢破壳盘对核桃的正压力 N 及快盘和慢盘与核桃表面间的摩擦力和。力 R 在 Y 轴上的分量 R sin 的方向向上 ,有阻rFnF止核桃进入间隙的作用。核桃刚喂入时 ,受 R 和 N 力的作用 ,有脱离破壳区的趋势 ,故摩擦力方向向下 ,力 mg、和方向向下 ,有促使核桃进入间隙的作用。其中 , , cosrFnFrFR , 为摩擦系数。欲使核桃能顺利地进入挤压间隙 ,则必须使nFN (2-1)cossinmgNRR由于 ,将带入式(2-1)得0Fx cossinNRR (2-2)22cossinsinmgRRR式 (2-2)中 , R, m , g 为已知量; 角为变量 ,它随破壳盘的间隙和角度的改变而改变 ,从式 (2-2 )中可求出 值。 (2-2)式移项得 (2-3)22 cos1 sin/mg R将代入式 (2-3) ,整理后得tan (2-4)arcsincos22mgR式中 R 慢破壳盘对核桃的正压力; N 快破壳盘对核桃的正压力; - 正压力 R 与水平线的夹角 ,也称进入角; -两破壳盘与核桃表面间的摩擦角; - 两破壳盘与核桃表面间的摩擦系数 , ;tan mg 核桃的质量。式 (2-4)为破壳盘夹住核桃的条件。由图可知 ,当两破壳盘的间隙越小时 , 角越大 ,使得时不能正arcsincos22mgR常工作。实际上 ,在破壳机构上方的核桃群体物料对两破壳盘间隙上的核桃有一定的压力 ,这个压力促使核桃进入两盘的间隙，再加上慢盘的引入作用。因此 ,实际的 角可以比理论的计算值大 ,即最小破壳间隙可以比理论计算值小。2.3.4 挤压间隙计算快圆盘和慢圆盘之间的间隙大小直接关系到核桃的整仁率和核桃的脱壳率。碾搓盘之间的间隙如图2-2示。挤压盘之间间隙由入口间隙逐渐减小到出口间隙。，为maxeminemaxminee 核桃破壳加工时的挤压平均变形量。、和值均由核桃的几何参数确定。maxemine (2-5)maxeD (2-6)mineD式中D 核桃的平均宽度，mm 慢盘引料端的平均宽度，mm壳内表面与核桃仁之间的平均间隙，mm一般情况下入口间隙可适当增大有利于核桃进入挤压区, 出口间隙可根据核桃的品maxemine种增大或减小, 增大有利于提高整仁率但脱壳率将降低, 反之减小有利于提高脱壳率但minemine整仁率有可能降低。根据使用要求和使用者提供的核桃, 经测定分组10，核桃核桃的尺寸一般在 2737mm 之间。则，。根据（式(2-5)和(2-6)） ，由 D、 、的值，得：32Dmm4mm 8mm max325082eDmmmin32428eDmm 为保证进料口的畅通和进料量适当，本设计入口间隙适当增大，有利于核桃进入挤压区。maxe为提高整仁率和脱壳率可适当调整，由于新疆地区核桃较饱满, 出口间隙适当增大, 以保证mine脱壳率核整仁率的要求。2.3.5 挤压盘尺寸及速度挤压盘的直径和速度由生产率确定。生产率由两挤压盘的线速度和核桃的数量共同决定, 即由每小时能够进入挤压区核桃的个数决定。快挤压盘的线速度为： (2-7)D60nv快快慢挤压盘的线速度为： (2-8)D60nv慢慢式中、分别是快、慢盘的线速度( m/ s)v快v慢D 两挤压盘的直径( m)、- 分别为快、慢挤压盘的转速( r/ min)n快n慢核桃挤压碾搓的平均速度 (2-9)2cpvvv快慢核桃进入破壳区，圆盘式核桃破壳机的生产率可用下式近似计算： (2-10)113600Q=221000cpv Ddb式中 生产率（kg/h）Q 核桃挤压碾搓的平均速度( m/s)；cpv D两挤压盘的直径( m)； 核桃的长度( m)；12d 核桃的宽度( m)；12b 物料密度( kg / 粒)；核桃进入破壳区的连续系数，一般为0.5；物料进入破壳区的充满系数，可取0.60.7破壳率（%）由式(2-10) 可知: 挤压盘的直径和速度与生产率成正比, 挤压盘直径大生产率高, 有利于核桃的夹持、挤压和多工位加工, 但结构尺寸，较低的速度可提高机器工作的平稳性。因此, 在满足生产率的条件下, 应尽量采用较大的挤压盘直径和较低的速度。根据生产率要求, 取挤压盘直径 D= 800mm, n = 80r/min 时, 核桃填充系数= 0. 7,并考虑时间利用系数取为 0. 711, 由式(2-10)计算 12可得该机的生产率约为:101.2Nkg h生产率满足设计要求。图 2-3 慢破壳盘的图图 2-4 快破壳盘的图2.3.6 破壳盘的硬度破壳盘硬度对破壳有较大影响 ,适当的硬度及弹性可获得与核桃壳之间所需的摩擦力。若硬度太低 ,破壳盘容易摩擦受热发软而过快磨损 ,使用寿命短;若硬度太大 ,则弹性差 ,对核桃挤压力大容易伤核桃仁 ,同时变形小 ,与核桃壳之间摩擦减小,使搓剥作用相对较弱 ,影响破壳。试验结果证明 ,采用 HRC 硬度为 4050 的 45 钢较合适。2.3.7 进料口的设计经过查找资料，我们可以知道当进料口与水平面夹角为时，更加的有利于核桃的导向与37进入工作区6。因此设计的进料口一边与水平面夹角为，另一边为与水平面垂直，与辅料斗37相贴，与箱体用螺栓连接。其结构示意图如下：图 2-5 核桃破壳机进料口结构图图 2-6 核桃破壳机出料口结构图2.3.8 主传动轴的设计1、选择轴的材料由于该轴没有特殊要求，因而选用调质处理的 45 钢2、求轴的功率 P 和扭矩 TKW221.1 0.971.034PP6631.0349.55 109.55 1012331080.08PTNmmn3、初步估算最小轴径 33min1.03411025.3880.08PdCmmn4、主传动轴的结构设计下图给出了轴上主要零件的相互位置关系，轴两端用轴承固定，轴承装在轴承座上，还装有弹性挡圈，圆螺母，皮带轮，破壳盘等，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，如下图所示。图 2-7 轴的结构图装圆盘段 1-2，；121230,45dmm lmm装轴承段 2-3 ； 232335,70dmm lmm装带轮段 3-4，； 343440,100dmm lmm轴环段 4-5，；454550,10dmm lmm自由段 5-6，；565640,100dmm lmm装轴承段 6-7，；676735,70dmm lmm5、轴的强度验算 1）带轮上作用力的大小带轮的分度圆直径为 280tdm zmm则 3222 123310308380tTFNd tan1135cosnrtFFNtan441atFFN2）计算轴承的支反力(1)水平面上支反力 323083 1632214227tHBFLRNL 2233083 2271794227 163tHDFLRNLL(2)垂直面上支反力 2321135 163441 402737227raVBdFLFRNL 22231135 227441 402111227 163raVDdFLFRNLL(3)画弯矩图（1）水平面上的弯矩 231400HCMNmm 图 2-8 轴的受力图（2）垂平面上的弯矩 132400VCMNmm2164000VCMNmm（3）合成弯矩 M 2211141345CHCVCMMMNmm 2222152316CHCVCMMMNmm4）扭矩 123310TNmm5）计算弯矩 因单向回转，可将扭矩视为脉动循环则截面 D 处的当量弯矩为 22152316eCMMNmm6)按弯扭合成应力校核轴的强度截面 D 的当量弯矩最大，故校核该截面的强度 131595384.70.1 70eeMMPaW。因，故安全160bMPa1eb3 3 传动方案设计传动方案设计 综合考虑效率、质量、运动性能、生产条件。选择用普通 V 带传动。带传动具有良好的挠性，可缓和冲击，吸收振动，结构简单，成本低廉等优点13。3.1 电动机选择 (1)配用的电动机的功率 P(KW)的大小，要根据核桃破壳机的生产能力 Q(t/h)来决定，不宜过大或过小。一般应按下式计算：P=(6.410.5)Q。如要求破壳得较多，系数的值可取大一点， ，如要求破壳得较少，系数的值可取小一点。 ，按照经验取 Q=100kg/h，则电动机的功率P=10.5100103=1.05kw，查机械手册14综合考虑选用 Y 型三相异步电动机 Y90s-2。表表 3-13-1 电动机主要性能电动机主要性能型 号 额定功率kw满载转速minr额定电流A效 率%功率因数额定转矩最大转矩电动机质量kgY90s-21.528403.44780.782.322表表 3-23-2 电动机主要外形尺寸电动机主要外形尺寸电动机主要外形安装尺寸如图 3-1图 3-1 电动机的结构图3.2 减速器的选择由实验15得核桃平均 92 个/kg,为达到设计要求的生产率,在并排两个圆盘的条件下，每个圆盘每小时应完成 4600 个。每个工作循环周期为 0.75s减速器的传动比为 i=910/80.08=11.363由以上数据按强度并校核散热功率，确定选择减速器 ZLA112-11.23.3 带传动的设计计算（1） 、确定计算功率cP =1.1KWcAPK P中心高H外形尺寸L(AC/2+AD)HD底脚安装尺寸AB地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸DE装键部位尺寸 F903102451901901401024508（2） 、选择 V 带型号根据计算功率和小带轮转速cP1n当在两种型号的交线附近时，可以对两种型号同时计算，最后选择较好的一种。（3） 、确定带轮基准直径和1dd2dd为了减小带的弯曲应力应采用较大的带轮直径，但这使传动的轮廓尺寸增大。一般取，并取标准值1mindddd（4） 、验算带的速度v由可知，当传递的功率一定时，带速愈高，则所需有效圆周力 F 愈小，因而 V 带的1000FVP 根数可减少。此处=0.37（m/s）1 160 1000dd nV（5） 、确定中心距和 V 带基准长度adL根据结构要求初定中心距。中心距小则结构紧凑，但使小带轮上包角减小，降低传动的工a作能力，同时由于中心距小，V 带的长度短，在一定速度下，单位时间内的应力循环次数增多而导致使用寿命的降低，所以中心距不宜取得太小。一般初定中心距为可取0a120120.72ddddddadd初选后，V 带初算的基准长度可根据几何关系由下式计算：0acL 2210120258224ddcddddLaddmma由于 V 带传动的中心距一般是可以调整的，所以可用下式近似计算值 03102dcLLamm考虑到为安装 V 带而必须的调整余量，因此，最小中心距为考虑到为安装 V 带而必须的调整余量，因此，最小中心距为min0.015180daaLmmmm如 V 带的初拉力靠加大中心距获得，则实际中心距应能调大。又考虑到使用中的多次调整，最大中心距应为max0.03210daaLmmmm（6） 、计算小带轮上的包角1小带轮上的包角可按式 121118057.3180ooodddda（7） 、确定 V 带根数z根据计算功率由下式确定cP 0003ccaLPPzPPvP K K（8） 、确定初拉力0F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。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205002.5133cPKFqvNzvK（9） 、确定作用在轴上的压力QF传动带的紧边拉力和松边拉力对轴产生压力，它等于紧边和松边拉力的向量和。但一般多用初拉力用下式求得QF102sin7982QFzFN（10） 、V 带传动的张紧、安装及维护胶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。因此伟动机构必须具有将带再度张紧的装置，使带保持传动所需的张紧力，定期检查胶带，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。旧胶带如尚可使用，可测量其长度，先长度相同的旧带组合使用。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。3.4 带轮的结构设计 小带轮的材料选择HT150，由小带轮的基准直径=40mm2.5d=2.520=50mm，因此小带轮1dd可采用实心式；由机械设计第八版表810得Y型槽的结构尺寸bd=5.3mm,ha=1.6mm,e=8mm,Z=2，da=dd+2ha=40+21.6=43.2mm，B=(Z1)e2f=(21)8+26=20mm。 大带轮的材料选择HT150，由大带轮的基准直径=100mm2.5d=2.524=60mm，因此大带2dd轮可采用腹板式,由机械设计第八版表810得Y型槽的结构尺bd=5.3mm,ha=1.6mm,e=8mm,Z=2，da=dd+2ha=100+21.6=103.2mm，B=(Z1)e2f=(21)8+26=20mm。图3-2 带轮结构4 4 其它一些零部件的选择其它一些零部件的选择4.1 轴承与轴承座的选择轴承是用来支承轴及轴上零件，保持轴的旋转精度和减少转轴与支承之间的摩擦和磨损，滚动轴承的摩擦系数低，起动阻力小等，在一般的机器中获得了广泛应用。在这里选用滚动轴承 7207AC GB/T292，该轴承的基本尺寸为： 35dmm72Dmm17Bmm 将轴承放在轴承座里，利用两边支承固定一根轴，这里选用 CKS1507 型向心球面滚动轴承座4.2 键、圆螺母、止动垫圈、弹性挡圈的选择4.2.1 键的型号轴上的零件与轴应有可靠的定位和固定，这样才能传递运动和动力。轴上的零件与轴的定位和固定分为轴向和周向两个方面：轴向的定位和固定常使用轴肩和套筒等；周向的定位和固定则常用键和花键以及其他的连接方式，这里周向定位和固定选用键，选用了键 825GB/T 1096-2003，键 1236 GB/T 1096-2003，键 1228GB/T 1096-2003。如下图：图 4-1 键的结构图4.2.2 圆螺母和止动垫圈的型号左凸轮的右边用轴肩定位，左边用圆螺母定位，圆螺母用止动垫圈，如下图：图 4-2 圆螺母的结构图 这里选用了螺母 GB/T 812 M421.5 和垫圈 GB/T 858-1988 40，螺母 GB/T 812 M271.5 和垫圈 GB/T 858-1988 24，螺母 GB/T 812 M331.5 和垫圈 GB/T 858-1988 244.2.3 弹性挡圈的型号利用弹性挡圈也是轴向固定的一种方法，一般用于结构紧凑、简单、装拆方便，但受力较小，且轴上切槽将引起应力集中。选用了挡圈 GB/T 894.1 24, 挡圈 GB/T 894.1 30, 挡圈 GB/T 894.1 40,如下图：图 4-3 弹性挡圈的结构图5 5 总结总结通过此次设计使我掌握了科学研究的基本方法和思路，为今后的工作打下了基础，在以后的日子我将会继续保持这份做学问的态度和热情。我所选设计题目是“圆盘式核桃破壳机的设计”，之所以选择这个题目，是因为我对这个课题比较的感兴趣。在我的生活里，核桃破壳主要是在门缝里夹碎，这样力道不容易把握，不是夹得太碎就是破裂程度很小，同时对门也造成了一定程度的破坏。因此，就想设计一款既省力又快速且破壳完整的机械。经过查找资料和老师的指导，以及上网搜集更多的相关学术论文、核心期刊、书籍等，终于对核桃破壳机有了一定得了解，心里有了大体的思路。根据核桃破壳机有几种形式：最终确定为圆盘式核桃破壳机。对于这一破壳机械有以下的结论：（1）通过对核桃物理机械特性的测定和内力分析，提出了剥壳取仁原理破裂核桃壳，并研制了圆盘破壳装置 ；对盘的作用机理进行分析，认为采用大尺寸的盘和低的转速，有利于裂纹的产生与扩展，提高破壳性能。（2）最佳结构参数：圆盘半径 800mm，进料间隙为 82mm，挤压间隙为
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