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湖南 文理学院 坚果 剥壳 设计 典型 零件 工艺 机械

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湖南文理学院芙蓉学院本科生毕业设计任务书设计题目坚果剥壳机设计及典型零件工艺设计学生姓名刘炯铭专业班级机自1303学 号36指导教师杨继荣教研室(或外聘单位)机械制造起止时间2016 年 2 月 29 日 至 2015 年 5 月 20 日毕业论文(设计) 任务、目的与基本要求：一、毕业设计任务如何有效地把坚硬的干果外壳剥下，又不弄碎果肉，一直是个难题，因此有必要设计出一种既实用又方便的坚果剥壳机，给人们的生活提供便利。本设计要求完成整机设计方案，设计出整机的主要结构，对整机进行三维建模，并编写一典型零件加工工艺。编写设计说明书。 二、目的通过完成毕业设计，全面复习、巩固机械制造工艺学、机械制造装备设计以及相关课程的基本知识，并运用所学知识解决实际设计问题，提高分析问题、解决问题的能力。掌握各种手册、文献资料在工艺工装设计的应用方法。通过文献检索、英文翻译，提高学生运用计算机和英语的能力，提高学生的综合素质。三、具体要求:1大量查阅和整理国内外相关资料，了解目前国内外坚果剥壳机的研究进展及其难点和关键；2设计出一种既实用又方便的坚果剥壳机，要求用Pro-e出图，并有3D图；3撰写设计实验说明书壹份，要求字符数不少于1.5万个，并有中英文摘要及关键词。 4图纸工作量应不少于3张A0幅面，装配图要求用UG出图并且有装配爆炸图；零件图为CAD出图。5. 对一典型零件进行工艺分析，设计其工艺规程；6撰写设计说明书壹份，要求字符数不少于1.5万个，中文摘要350字以内，外文摘要与中文摘要对应。文本的质量符合毕业设计说明书规范。 7翻译指导教师指定的本专业外文资料（也可以自己选定），英文字符在1.2万字符以上，要求译文通顺、达意。8. 设计文档应该规范正确，全部符合相关要求；在提交答辩之前必须自己上网查重并且符合要求。主要参考文献与资料：1 倪小丹，杨继荣 .机械制造技术基础M. 北京 :清华大学出版社, 2007 2 杨叔子.机械加工工艺师手册M. 北京 :机械工业出版社 , 20023 王先逵 .机械制造工艺学M. 北京 :机械工业出版社, 2001 4 李益民.机械制造工艺设计简明手册M.北京: 机械工业出版社, 19995 杨继荣，肖伟跃，车晓毅.现代制造工艺理论与方法M .湖南文理学院出版（湘常新出准字（2006）第044号6 濮良贵，纪名刚.机械设计M.北京：高等教育出版社, 20017 杨叔子.机械加工工艺师手册M.北京：机械工业出版社, 20018 贾沛泰，高长庆.国内外常用金属材料手册M.南京：江苏科学技术出版社,19999 李庆寿.机床夹具设计M. 北京: 机械工业出版社 , 198410 Haffman E GJig and Fixture DesignAmerica，VNR CO，1998毕业设计进度安排：毕业论文 (设计)进度安排： 毕业设计课题调研阶段：（第12周）：课题调研及文献检索、完成英文翻译。 毕业设计开题报告阶段：（第34周）：完成开题报告。 毕业设计主要工作阶段：（第512周）：（1）完成系统的总体方案结构设计。（第56周）（2）工艺分析及夹具设计。（第79周）（3）详细设计。（第10周）（4）完成设计说明书的撰写工作。（第1112周） 毕业设计答辩阶段：（第1315周）课题申报与审查指导教师（签名）： 2015年 11 月 25 日教研室主任（签名）： 2015年 11 月 日系主任（签名）： 2015年 11 月 日湖南文理学院芙蓉学院本科生毕业设计题 目：坚果剥壳机设计及典型 零件工艺设计 学生姓名： 学 号： 专业班级： 指导教师： 完成时间： II坚果剥壳机设计及典型零件工艺设计目 录中文摘要及关键词IV英文摘要及关键词V第1章 绪论11.1 课题研究的背景11.2 核桃破壳取仁机械设备研究现状21.2.1 国内研究现状21.2.2 国外研究现状61.3 坚果力学特性的国内外研究现状71.3.1 加载方式对坚果破壳力学特性的影响71.3.2 破壳间距对坚果破壳力学性能的影响81.3.3 加载速度和坚果大小对力学特性的影响81.4 核桃脱壳取仁机械设备研究现状91.5 课题研究的意义10第2章 坚果剥壳机总体参数的设计112.1 坚果剥壳机的工作原理112.2 螺旋输送机设计参数的确定112.3 螺旋输送机外形及尺寸162.4 螺旋输送机外形长度组合及各节重量162.5电动机选型计算17第3章 带传动的计算203.1带传动设计203.2选择带型213.3确定带轮的基准直径并验证带速213.4确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角223.5确定带的根数z233.6确定带轮的结构和尺寸233.7确定带的张紧装置24第4章 主轴的设计264.1主轴结构图264.2主轴组件的验算264.2.1支承的简化264.2.2主轴的挠度274.2.3主轴倾角28第5章 键的选择与校核365.1带轮1上键的选择与校核365.1.1键的选择365.1.2键的校核365.2带轮2上键的选择与校核385.2.1键的选择385.2.2键的校核38第6章 UG模型设计40第7章 典型零件工艺分析417.1零件的作用417.2零件的工艺分析417.3 确定毛胚的制造形式427.4 基面的选择427.5 制定工艺路线427.5.1 工艺路线方案一437.5.2 工艺路线方案二437.5.3 工艺方案的比较与分析44结论45参考文献46致 谢47中文摘要及关键词摘 要：整机结构主要由电动机、机架、传动带、偏心轮构成。由电动机产生动力通过带轮减速器将需要的动力传递到带轮上，带轮带动V带，从而带动整机装置运动本论文研究内容摘要：(1)坚果剥壳机总体结构设计。(2)坚果剥壳机工作性能分析。(3)电动机的选择。(4)对坚果剥壳机的传动系统、执行部件及机架设计。(5)对设计零件进行设计计算分析和校核。(6)绘制整机装配图及重要部件装配图和设计零件的零件图。关键词：坚果剥壳机，结构设计英文摘要及关键词Abstract: The structure is mainly composed of the motor, frame, transmission belt, an eccentric wheel. The power generated by the motor through the belt wheel speed reducer will need to transfer the power to the belt wheel, belt wheel drive V, so as to drive the movement of the whole device。this dissertation studies: (1) the overall structure design of chestnut peeling machine. (2) analysis of chestnut peeling machine performance. (3) the choice of motor. (4) transmission system, execution unit and frame design of chestnut peeling machine. (5) the design of parts of the design calculation and check. (6) the assembly drawing and parts drawing assembly drawings and parts drawings design.Keywords: chestnut peeling machine, structure design47第1章 绪论1.1 课题研究的背景核桃，又名羌桃、胡桃，是胡桃科核桃属多年生落叶乔木，中亚是其原产地。我国在核桃品种栽培方面做出了巨大贡献，经过不断地探索和实践，核桃品种增加到 40 多种，全国多个省市地区都有分布，其面积和产量均居世界首位。我国核桃栽培面积大，产量高，栽培面积约 130 万千米以上，主要种植区域在西南和西北，年均总产量约 97.94 万吨。核桃富含丰富的营养物质，具有独特的口味，越来越受到人们的追捧和喜爱，因而其生产量的增加幅度越来越大。核桃仁具有一定的药用价值，从中可以提取抗氧化物质，用于医药研究。核桃经过简单处理之后既能直接食用，通过不同工艺进行加工后可以制成各种各样的食品和保健品。食用植物油工业已经将核桃作为不可或缺的原料，核桃仁经过处理可以得到核桃油，通过核桃油可以进行深加工获得副产品，如调和油、色拉油等。核桃除了可以作为食用油原料之外，还可用作工业原料。核桃经过加工之后的副产品，如核桃壳和核桃饼粕等可以重新综合利用，提升价值，提高经济效益。要提升核桃的价值，就需要对核桃进行深加工，因此核桃破壳取仁是深加工首要进行的步骤。由于核桃壳主要由木素、纤维素和半纤维素组成，核桃果壳硬而厚，形状不规则，内有多个分隔，壳仁间隙小，在对核桃进行深加工的过程中，剥壳取仁处理是一道重要而又困难的工序。由于加工技术落后，没有成熟的核桃破壳机械，为保证破壳率及整仁率，许多核桃加工厂家依然采取手工破壳取仁的方式，如“手剥山核桃”法，即使用柔性材料制成的锤子对在模子里的山核桃进行人工敲击。手工破壳的方式不仅加工效率低、成本高，而且不能保证食品的卫生，存在危害食用者健康的潜在威胁。目前，除了手工取仁的方法之外，为提高生产质量和效率，常采用以下五种方法对核桃进行破壳取仁：碰撞法、化学法、真空法、超声波法、机械法。第一种方法，离心后的核桃高速撞击壁面使壳变形直至破裂，但是破壳后产生的碎仁较多，所以方法不理想；第二种方法，在实际操作中难以把握控制药剂的用量，容易导致核桃仁受到药剂腐蚀污染，同时药剂的后续处理复杂，成本高，可能会对环造成污染；第三、四种方法，设备造价较高，普及率较低，一般核桃加工厂难以引进，并且得不到理想的破壳取仁效果。第五种方法，设备简单，成本低，破壳效果可通过改进部件结构提升，因此该方法得到较多的探索研究和应用。2012 年中央一号文件关于加快推进农业科技创新持续增强农产品供给保障能力的若干意见指出，农业科技创新、农业设备机械化、农业技术集成化是实现农业水平长期稳定持续提高，确保农产品高质量有效供给。因此，为实现对核桃机械化、自动化、高效化和卫生化破壳取仁，创新设计新型的核桃剥壳设备显得意义重大。1.2 核桃破壳取仁机械设备研究现状1.2.1 国内研究现状目前，依据物理方法，例如：碾搓法、撞击法、剪切法和挤压法等四大类15，对核桃进行破壳取仁的所设计的机械设备在我国比较常见。吴子岳16采用的是双齿盘齿板式剥壳原理研发了绵核桃剥壳机，如图 1-1 所示。绵核桃通过喂料斗进入剥壳装置后，在圆齿盘的旋转带动下向挤压间隙中挤入，圆齿盘和定齿板上的齿尖不断剪切挤压外壳表面，使核桃壳表面破裂并使裂纹扩展。核桃壳完全破裂后，壳仁混合物料从间隙下端落入料斗中。1-圆齿盘 2-齿板图1-1 双齿盘绵核桃破壳取仁装置张仲欣研究开发的对辊窝眼式核桃开口机主要由锥辊式分级装置和对辊窝眼式开口装置两部分组成，分级装置由一对大端对大端、小端对小端的锥形辊组成，两辊间隙从大端到小端逐渐变大，如图 1-2 所示。对辊窝眼式开口装置为一对直径相同的圆柱形挤压辊，其上带窝眼，窝眼尺寸从大端到小端逐渐变大，如图1-3 所示。两对托辊分别相对滚动，经分级后的核桃落入相应的窝眼中后在两辊的挤压作用下破碎，然后通过出料滑板收集。图 1-2 锥辊式分级装置分级原理图图 1-3 窝眼在挤压辊表面上的分布王晓暄等人利用撞击法将核桃进行破碎的原理研制开发了离心式核桃二次破壳机，如图 1-4 所示。离心板在传动装置的带动作用下会以一定的速度旋转，核桃从喂料斗进入并落在离心板上后，受到托板的带动和拨板的锤击作用后以一定的速度飞出，与撞击筒的筒壁碰撞，使核桃壳体破碎。离心板结构如图 1-5 所示。通过调节离心板的转速可以调整核桃撞击力的大小，可以获得较理想的破壳效果。1.带轮 2.机架 3.出料斗 4.集料箱 5.主轴 6.撞击筒 7.离心板 8.进料斗 9.电动机图1-4 离心式核桃破壳机1.托板 2.拨板 3.轮毂图1-5 离心板结构张勇研发的核桃脱壳取整仁器由基座和顶盖组成。基座的上部是个顶面下凹起剥壳作用的圆台，其内侧边缘安装有一圈锯齿；起固定作用的部件是顶盖，其下侧装有橡胶垫。工作时，将核桃放置在圆台上部顶在锯齿上，然后用顶盖将核桃固定住，启动电机后，锯齿在电机带动下旋转，可以在核桃壳表面锯出一个缺口，锯出 5 到 7 个缺口后，核桃壳即可剥离。图 1-6 核桃脱壳取仁器示意图柴金旺利用摩擦碾搓的原理研发的核桃脱壳机采用带有齿槽的内磨和外磨对核桃进行破壳。外磨通过螺栓安装在机架上，使其固定；外磨安装在转轴的一端，在电机的驱动下以合适速度旋转。核桃落入内外磨的楔形间隙后，受到逐渐增大的剪切挤压力而发生破裂。当破碎到一定程度后，核桃壳仁由缝隙落到落料板上。现在市场上核桃品种复杂，尺寸不一，该装置自动适应核桃尺寸的能力差，在实际核桃加工过程中存在缺陷明显。针对不同尺寸的核桃，需要匹配相对应的内外磨，操作复杂。1.进料斗 2.挡盖 3.内磨 4.外磨 5.转轴 6.落料板 7.皮带轮 8.出料口图1-7 核桃脱壳机1.2.2 国外研究现状Warmack等研究人员发明了一种坚果破壳取仁的装置，能够有效的对坚果进行破壳取仁。为能成功破壳，装置包含一个箱体，箱体上有喂料口和出料口。在箱体内部有一个水平放置的可旋转的滚筒。中心轴上有多个叶片，叶片延伸至筒壁。坚果喂入滚筒，在滚筒旋转过程中，叶片的冲击力使坚果破裂并且使壳仁分离。Shepard等学者发明了一种坚果破碎装置。通过对一个设定适当的冲击角的可调节冲击板预定的轨迹速度，硬壳或整个坚果壳被有效地破裂开和通过推动和碰撞整个坚果与果肉分离开。通过控制的方式控制整个坚果撞击冲击板，破裂的硬壳可被控制，为了优化整个坚果肉的完整性，同时最大限度地减少坚果肉的破裂。冲击板与变速叶轮组合的可调性优化了任何类型的坚果果壳与坚果肉的分离。全部的坚果有序地进入装有风向标旋转叶轮的进料区，它有捕捉部分和加速部分，在有效的调节转速推动整个坚果碰撞冲击板。Robert等学者研制核桃破壳机主要的结构包括机架、进料斗、出料斗、工作圆筒、转盘、传动带和电机。核桃从进料斗以一定的速度落下，从转盘中心进入后，在高速转盘的挡块和叶片的导向以及加速作用下，核桃高速脱离转盘，以较大的离心力撞击工作圆筒壁后，受到筒壁对核桃的较大反作用力，使核桃产生变形和裂纹，能够实现核桃外壳的破裂，核桃仁从出料口排出。1.3 坚果力学特性的国内外研究现状农业工程学科发展的越来越迅速，对农业生产和农产品加工的对象，也就是农业物料深入研究的所涉及的力学问题也越来越重要。农业和农产品加工机械的创新设计以及加工工艺的改进都可以从农业物料力学特性中找到相应的重要依据24。农业物料的力学性质主要包括力变形关系以及应力形变的关系。研究农产品的力变形和应力形变特性可以为农产品加工机械设计以及工程分析提供有参考价值的数据。物料在不同的工况下进行加工，整个过程中受到不同类型的机械作用，因此研究不同形态下物料的力学特性为农业机械的创新开发设计有着不同寻常的意义。郭贵生等人结合农业物料的力学性质和物理机械特性，探究了如油菜籽等农产品的脱壳机理并对脱壳性能进行实验分析，充分验证了物料在脱壳时力加载方向和几何尺寸对油菜籽脱壳率和粉碎率的影响。李忠新等人受定间隙挤压试验的启发，建立了“锥篮式破壳模型”，研究了对核桃破壳最有效的施力方向和位置，并且提出了破壳机的结构因素，如破壳间隙、破壳板的硬度、喂料速度对破壳效果的影响。宋率展指出通过揉搓的方式对芡实进行破壳要将搓板设计成变形后与坚果相一致的形状，即搓板要具有一定的柔性及硬度，并且搓板表面的粗糙度应该尽量选的大一些，这样能够有效使芡实滚动以满足脱壳的需求。1.3.1 加载方式对坚果破壳力学特性的影响Gilberto等学者对澳洲坚果在不同压缩载荷下的机械特性进行了研究分析，对坚果的破壳力以及破裂点的形变量的不同情况进行了比较，同时通过实验得到不受含水率影响的加载位置。Guner等学者研究分析了三种不同蓁实的力学性能并对其在不同压缩载荷下的特性进行了比较。研究结果表明：不同加载方向对蓁实的破壳力、变形量大小影响显著。Vursavus 和 Ozguven等学者对研究了在不同的压缩载荷下杏核的机械特性，结果表明：在长度方向（X 方向）加载时，破壳时产生的破壳力和变形量最大；在厚度方向（Z 方向）加载时，杏仁的破壳率较高，但是破碎率也会升高；在宽度方向（Y 方向）加载时，破壳时产生的破壳力和变形量最小，整仁率最高。考虑到破壳取仁时对整仁率的要求，得到比较合适的加载方向为沿宽度方向（Y方向）加载。Vursavus 和 Ozguven等学者研究了松籽的物理特性并对不同压缩载荷下的破壳情况进行了分析。研究结果表明：沿宽度方向加载时，破壳力和形变量较小；沿宽度方向加载时，破壳后，松仁的破碎率较大，因此松籽破壳取仁的时候沿宽度的破壳效果要比长度方向的好。史建新、吴子岳及何义川等学者结合有限元分析法通过大量试验对核桃的破壳原理以及力学性能进行了研究，找出了破壳时的最佳施力位置和方式。栾玉振等学者通过实验研究了松籽壳体的几何特征和压缩破壳特性。实验结果表明：松子壳体含水率相同时，在同一轴向下对壳体不同部位进行加载，松子壳体破壳力差异很小。而在三个不同轴向加载时，破壳力的差异很显著：沿长度方向（X 向）加载时，破壳力最大，宽度方向（Y 向）次之，厚度方向（Z 向）最小，但是宽度方向（Y 向）的松籽壳仁间隙大，受到挤压后，果仁受到的外力影响小，不会受到大的损伤，整体完整性高。因此设计机械破壳装置时应按宽度方向（Y 向）挤压。1.3.2 破壳间距对坚果破壳力学性能的影响杨德勇等学者通过研究指出：破壳间距是影响杏核破壳效果的重要因素。刘少达等人探讨了银杏脱壳机的重要参数，并通过实验研究了银杏脱壳技术。结果表明，轧辊和挤压板的间距是影响银杏破壳率的主要因素，这为核桃破壳取仁装置的设计改进和破壳理论分析提供了依据。袁巧霞等人利用对辊板式银杏脱壳装置试验研究了间距对破壳效果的影响。试验结果表明：银杏破壳需要核桃的间距，过大或过小都不能达到理性破壳效果。间距过大，核桃受力处的形变量达不到临界压缩量，破壳率下降；间距过小，挤压量过大，破仁率增加。银杏的直径在 1214mm 之间时，10mm 为其最佳的破壳间距。周祖锷42等学者研究了杏核的物理特性，分别测定了杏核三维尺寸、壳仁间距、破坏载荷、形变和密度等。结果表明：在生产加工过程中，为使整仁率和破壳率达到生产要求，以 1mm 级差将杏核按尺寸分为 6 个等级为宜，破壳过程中，应使杏核产生 13mm 的形变量为宜。1.3.3 加载速度和坚果大小对力学特性的影响董诗韩利用多辊挤压式核桃破壳机进行试验研究，得出破壳辊转速要高于辅助破壳辊转速，保持一定的速度差能够提高破壳率和整仁率。蒋开苏等人研究发现：标准的相对速度范围是0.043m/s1.729m/s，但超过0.298m/s的相对速度范围对破壳率无明显影响，相对速度低于0.043m/s时，才观察到核桃完全破壳率大幅度降低。顾尧臣经过理论分析和实验研究后发现，脱壳过程中产生撕搓作用的前提是速度差，这直接影响胶辊砻谷机的脱壳率。间距一定时，稻谷颗粒受到搓撕作用的机会随着线速差的增大而增多，脱壳率随之提高。但是若线速差过高，搓撕作用较强，将使碎仁量增加，同时也会产生了大量的爆腰。1.4 核桃脱壳取仁机械设备研究现状随着国内外学者对机械化核桃破壳装置研究的加深，许多新型的核桃剥壳机出现。多数剥壳机存在的不足是：漏剥或破壳不完全，剥壳率低；损失率高，露仁率低。由于破壳不完全，部分碎核桃仁夹带在碎壳中难以取出，有些剥壳机的核桃仁损失率高；核桃仁整仁率低，多数破壳取仁机械过多的提高破壳率，而忽略了核桃仁受到的损害，导致核桃仁破碎率较高；核桃破壳取仁装置对不同品种的核桃适应能力差，当核桃尺寸发生变化时，装置的破壳效果下降15。针对这些存在的问题，就需要对破壳不完全核桃进一步的破碎，再进行脱壳处理，以获得完整的核桃仁。核桃破壳不完全，即壳体上存在很多裂纹或者只在某个部位外壳破碎，其壳体整体的强度就会大幅度下降，碎壳之间的结合力较小，因此，再对核桃进行脱壳处理就不能施力过大的力。当前核桃机械脱壳主要有四种方式：挤压式、剪切式、磨削式、撞击式及揉搓式46。传统的挤压、磨削等方式是刚性体作用在核桃外壳上，作用力较大；撞击方式是通过机构使核桃产生较高的运动速度，与筒壁产生撞击而受到冲击力，造成核桃外壳破碎，实现壳体脱离，但是核桃受力不可控，容易造成过度破碎；剪切法脱壳主要针对外壳坚硬的坚果，通过旋转刀架或者磨板对核桃外壳进行剪切或者摩擦作用，使壳体产生缺口降低结合力，但是破壳间隙一般固定，要求坚果尺寸大小一致。上述方法虽然能够有效脱壳，但是对核桃而言损失较大，且对核桃仁的损伤也较大。因此针对不同尺寸的核桃，利用揉搓（剪切挤压）的机理对核桃脱壳是较为理想的方式。朱立学等人设计的碾搓式银杏脱壳装置采用刚性动碾搓盘、定碾搓盘对银杏外壳进行强烈碾搓处理以达到脱壳效果，通常工作之前都要对银杏进行预处理，工序复杂。徐谐庆等人研制的全自动莲子剥壳剥壳机通过刀片对莲子进行环切，切壳后的莲子与传送带和凹轮进行揉搓，使得壳仁分离。宋率展等人对芡实的脱壳工艺进行实验研究和分析。研究发现柔性搓板和橡胶平板等柔性结构能够适应不同尺寸的坚果，同时能提高脱壳率和露仁率，降低碎仁率。张荣荣等人利用两块带锯齿的刚性揉搓部件探究了板栗破壳机理并进行了试验研究，结果表明破壳间距以及加载速度对脱壳效果影响显著。郑翠红50等人对胶辊砻谷机的性能参数进行了研究，结果表明辊间压力，两辊速度差以及两辊间距是谷粒脱壳率和整仁率主要影响因素；辊子表面粘贴橡胶等柔性材料能够有效降低对谷粒的损害，提高整仁率。揉搓机理能够适应不同尺寸的核桃，并且具有良好的脱壳效果。但是利用揉搓方式对核桃脱壳时同样会导致核桃仁受损，核桃仁受损程度与脱壳装置的参数有一定的关系。目前国内外科研人员和机构对核桃脱壳机理及过程的研究相对较少，同时现有核桃脱壳理论和脱壳装置在参数设计和脱壳效果方面有待进一步研究。1.5 课题研究的意义对于核桃破壳取仁，国内外最广泛应用的方法是机械破壳法。而在机械破壳法中，最常用的方法是固定间隙对核桃进行破壳，滚动挤压或者固定挤压等不同的挤压方式下，不同间隙对破壳以及取仁的质量产生较大影响。目前大多数的破壳元件都是刚性件，由于核桃的尺寸不一，形状各异，种类繁多，在固定间隙下对核桃破壳容易造成核桃外壳过度破碎进而对核桃仁造成较大的损害。多数核桃破壳取仁机械都存在漏剥或者破壳不完全的现象，导致生产率下降。对于核桃破壳，通过改变间隙以适应不同尺寸核桃，利用柔性元件对核桃破壳，并对漏剥或者破壳不完全的核桃进行再脱壳的设计研究并不多。因此，本文利用弹性力学、薄壳原理及断裂力学等依据对核桃破壳过程的机理进行探究，针对自行研制的核桃剪切挤压柔性破壳取仁分离装置，在核桃侧径尺寸、上下带间距、上下带速度差、核桃挤入夹角以及上工作带张紧力等不同下，对核桃破壳力及其破壳效果和核桃脱壳效果进行单因素和多因素情况下的实验研究，给出了核桃破壳及脱壳的最优参数。第2章 坚果剥壳机总体参数的设计2.1 坚果剥壳机的工作原理螺旋输送机利用带有螺旋叶片的螺旋轴的旋转，使物料产生沿螺旋面的相对运动，物料受到料槽或输送管壁的摩擦力作用不与螺旋一起旋转，从而将物料轴向推进，实现物料的输送。在水平螺旋输送机中，料槽的摩擦力是由物料自身重力引起的；而在垂直螺旋输送机中，输送管壁的摩擦力主要是由物料旋转离心力所引起的。本次脱壳机的脱壳机械形式选用刀具切削、机械滚打形式。具体结构形式参考日本技术的结构形式，工作部分采用下位式高速旋转切削刀辊以及高速旋转滚打器，坚果的推料装置则采用的是螺旋推料装置，工作部分结构优化设计机械式坚果脱壳机的工作部分，即下位式高速旋转切削刀辊、高速旋转滚打器的结构形式以及与螺旋推料器的配合形式的设计将直接影响坚果的脱壳效果。因此，工作部分的结构优化设计在整个设计开发中就十分重要。2.2 螺旋输送机设计参数的确定1. 螺旋输送机设计参数的确定原始资料输送物料坚果，粉状磨琢性较大，其生产量为Q=15t/h。物料松散密度为=0.85t/m表2-1 螺旋输送机内物料物料名称粉煤松散密度0.6填充系数0.4物料阻力系数12螺旋叶片直径螺旋直径可初步按下式计算： 3-1式中 输送能力，t/h； 物料特性系数， 填充系数， 倾斜系数，查表得 K=0.0415 =0.35 =1.0。将以上数据代入公式计算得=0.2m。 3-2螺旋直径应圆整到标准系列，标准系列为：0.100，0.125，0.160，0.200，0.250，0.315，0.400，0.500，0.630，0.800，1.00，1.25 。 螺旋轴螺距螺距不仅决定着螺旋的升角，还决定着在一定填充系数下物料运行的滑移面，所以螺距的大小直接影响着物料输送过程。要考虑螺旋面与物料的摩擦关系以及速度各分量间的适当分布关系两个条件，来确定最合理的螺距尺寸。通常可按下式计算螺距: 3-3 对于标准的螺旋输送机，k值一般取为0.81。当倾斜布置或输送物料流动性较差时，:当水平布置，可取k值等于0.81. 故取 k=0.8 那么螺距为s=0.160。 螺旋轴直径 螺旋轴径的大小与螺距有关，因为两者共同决定了螺旋叶片的升角，也就决定了物料的滑移方向及速度分布，所以应从考虑螺旋面与物料的摩擦关系以及速度各分量的适当分布来确定最合理的轴径与螺距之间的关系。 经综合分析可得螺旋轴直径d=200mm。 螺旋轴转速由于螺旋输送机属于小型的连续输送设备，结构简单。在输送物料的时候，对于螺旋轴径所占据的截面，对输送能力有一定的影响。所以在输送能力计算时不能忽略轴径所占的截面: 转/分 3-4式中，D一螺旋直径(m)，A-物料综合特性系数。计算可得：极限转速=170（）。圆整为下列转速：20、30、35、45、60、75、90、120、150、190。校核填充系数 3-5由于校核得到的值低于推荐数值0.350.45，所以螺旋轴转数可降低一级以提高其使用寿命，n=150转/分，所以此值正好在推荐的范围之内，所以计算结果取D=200mm，n=150转/分 传动功率螺旋输送机的驱动功率，是用于克服在物料输送过程中的各种阻力所消耗的能量，主要包括以下几个部分：使被运物料提升高度H(水平或倾斜)所需的能量:被运物料对料槽壁和螺旋面的摩擦所引起的能量消耗;物料内部颗粒间的相互摩擦引起的能量消耗;物料沿料槽运动造成在止推轴承处的摩擦引起的能量消耗;中间轴承和末端轴承处的摩擦引起的能量消耗。从另外的角度，可以这样分:物料与料槽间摩擦消耗的功率;物料与螺旋叶片间摩擦消耗的功率;轴承处摩擦消耗的功率;提升物料及物料颗粒间相互运动消耗的功率。这样 ，螺旋输送机的电动机驱动功率，就由机构运动过程中所产生的阻力来决定的。阻力主要由以下几个部分组成：(1) 物料与料槽之间的磨擦力阻力:(2) 物料对螺旋的摩擦阻力;(3) 物料倾斜向上输送时的阻力;(4 )物料悬挂轴承下的堆积阻力;(5) 物料被搅拌所产生的阻力;(6) 轴承的摩擦阻力;在计算功率的时候，为简便起见，可以总结螺旋输送机功率为：总的轴功率应包括物料运行需要功率 ，空载运转所需功率 ，以及由于倾斜引起的附加功率 ,三个部分，且：； 3-6 3-7 3-8式中 ， 生产能力(t/h),输送距离(m)，倾斜高度(m)，螺旋外径(m)，物料运行阻力系数。已知：=15t/h =12m =0m =0.20 =1.2，将数据带入公式计算得：=0.5886；=0.120；=0。所以，P0=P1+P2+P3=0.7086KW电动机的驱动功率按下式计算： = 3-9式中：功率备用系数，根据满足起动的要求及电动机的启动能力值在1.21.4范围内选取。 驱动装置总传动效率，对于圆柱齿轮减速器可取0.850.9。取=1.2，=0.85，带入公式计算得：=1.00。 由于采用浮动联轴器将驱动装置与螺旋轴直接相连，在其轴上下部存在有悬臂负荷，故只需校验千瓦转速比。 3-10查得螺旋轴直径为200的千瓦转速比为0.30，上式得出的值远小于0.30，故是安全的。 实体式螺旋叶片的展开尺寸 将一个螺距的标准型实体式螺旋面展开，其下料尺寸为： 3-11 3-12 3-13式中：螺旋轴直径，； 螺旋面展开图圆环内径，； 螺旋面展开图圆环外径，； 展开圆环切除部分的周心角，。 图2-1 实体式螺旋叶片的展开图螺旋叶片的厚度可根据物料性质和螺旋直径按下表选取：表2-2 螺旋叶片厚度输送 物料mm粉煤D=200-300mm4-5故取螺旋叶片厚度=4.5mm。 螺旋轴的连接 螺旋轴一般由2m4m的各个节段连接而成，以利于制造与装配。螺旋轴的连接要求要求结构简单紧凑，便于安装和更换。图示为管形螺旋轴常用的一种连接方式，各个节段利用内衬套和圆轴节段通过穿透螺栓加以连接，其中圆轴节段刚好可以作为中间悬置轴承和端部轴承的轴颈。图23 管形螺旋轴各节段的连接1管形螺旋轴；2螺旋叶片；3螺栓；4内衬套；5圆轴节段2.3 螺旋输送机外形及尺寸 LS型螺旋输送机外形尺寸如下表：表2-3 螺旋叶片厚度规格型号FEWGQYNKLS20025002500250024802500264020002000225180112180RSZOHVJePTdh225180603201602001428060212408212经过计算我们选择LS200型螺旋输送机，其外形尺寸：F=2500，E=2500，W=2500，=2480，l1=2500mm，l3=2640，Q=225mm，N=112mm，K=180mm，R=225mm，S=180mm，Z=60mm，O=320mm，H=160mm，V=200m，J=14mm，e=280mm，T=212mm，d=40mm，b=12mm。2.4 螺旋输送机外形长度组合及各节重量 LS200螺旋输送机长度组合如下表：表2-4 螺旋输送机长度组合螺旋输送机长度（m）头节（m）L=2.5m中 间 节（m）尾节（m）L=2.5L=2.5L=2L=1.51212101 LS200螺旋输送机各节重量组合如下表：表2-5 螺旋输送机重量组合螺旋直径螺旋节规格重量（kg）S制法D制法200头节L=2500L=2000L=1500142.7122.9103.2142.1131.8102.6中间节L=2500L=2000L=1500111.491.673.7110.890.471.3尾节L=2500L=2000L=1500140.9120.1100.4139.8110.6100.42.5电动机选型计算由于带在传动过程中，存在着功率的损失，查机械设计课程设计手册可得，为V带的效率,为第一、二对轴承的效率，为联轴器的效率。则电机所需功率为P=6.5160.876=7.436KW查机械设计课程设计手册得：选择，其铭牌如下表3-5：表2-5 Y系列三相异步电动机电动机型号额定功率KW满载转速r/min堵转转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩质量KgY132M-47.5同步转速1500r/min,4级14402.22.281（a）（b）图2-6 电动机的安装及外形尺寸示意图表2-5 电动机的安装技术参数中心高/mm外型尺寸/mmL（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FGD1325153453152161781238801043第3章 带传动的计算3.1带传动设计输出功率P=7.5kW,转速n1=1440r/min,n2=500r/min表3-1工作情况系数工作机原动机类类一天工作时间/h10161016载荷平稳液体搅拌机；离心式水泵；通风机和鼓风机（）；离心式压缩机；轻型运输机1.01.11.21.11.21.3载荷变动小带式运输机（运送砂石、谷物），通风机（）；发电机；旋转式水泵；金属切削机床；剪床；压力机；印刷机；振动筛1.11.21.31.21.31.4载荷变动较大螺旋式运输机；斗式上料机；往复式水泵和压缩机；锻锤；磨粉机；锯木机和木工机械；纺织机械1.21.31.41.41.51.6载荷变动很大破碎机（旋转式、颚式等）；球磨机；棒磨机；起重机；挖掘机；橡胶辊压机1.31.41.51.51.61.8根据V带的载荷平稳，两班工作制（16小时），查机械设计P296表4，取KA1.1。即3.2选择带型普通V带的带型根据传动的设计功率Pd和小带轮的转速n1按机械设计P297图1311选取。图3-1带型图根据算出的Pd8.25kW及小带轮转速n11440r/min，查图得：dd=80100可知应选取A型V带。3.3确定带轮的基准直径并验证带速由机械设计P298表137查得，小带轮基准直径为80100mm则取dd1=90mmddmin.=75mm（dd1根据P295表13-4查得）表3-2 V带带轮最小基准直径槽型YZABCDE205075125200355500由机械设计P295表13-4查“V带轮的基准直径”，得=250mm 误差验算传动比：（为弹性滑动率）误差符合要求带速满足5m/sv300mm，所以宜选用E型轮辐式带轮。总之，小带轮选H型孔板式结构，大带轮选择E型轮辐式结构。带轮的材料：选用灰铸铁，HT200。3.7确定带的张紧装置选用结构简单，调整方便的定期调整中心距的张紧装置。3.8计算压轴力由机械设计P303表1312查得，A型带的初拉力F0133.46N，上面已得到=153.36o，z=4，则对带轮的主要要求是质量小且分布均匀、工艺性好、与带接触的工作表面加工精度要高，以减少带的磨损。转速高时要进行动平衡，对于铸造和焊接带轮的内应力要小,带轮由轮缘、腹板（轮辐）和轮毂三部分组成。带轮的外圈环形部分称为轮缘，轮缘是带轮的工作部分，用以安装传动带，制有梯形轮槽。由于普通V带两侧面间的夹角是40，为了适应V带在带轮上弯曲时截面变形而使楔角减小，故规定普通V带轮槽角为32、34、36、38（按带的型号及带轮直径确定），轮槽尺寸见表7-3。装在轴上的筒形部分称为轮毂，是带轮与轴的联接部分。中间部分称为轮幅（腹板），用来联接轮缘与轮毂成一整体。表3-5普通V带轮的轮槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92）项目符号槽型YZABCDE基准宽度bp5.38.511.014.019.027.032.0基准线上槽深hamin1.62.02.753.54.88.19.6基准线下槽深hfmin4.77.08.710.814.319.923.4槽间距e80.3120.3150.3190.425.50.5370.644.50.7第一槽对称面至端面的距离fmin67911.5162328最小轮缘厚55.567.5101215带轮宽BB=(z-1)e+2fz轮槽数外径da轮槽角32对应的基准直径dd60-34-80118190315-3660-47560038-80118190315475600极限偏差10.5V带轮按腹板（轮辐）结构的不同分为以下几种型式：（1）实心带轮：用于尺寸较小的带轮(dd(2.53)d时)，如图3-2a。（2）腹板带轮：用于中小尺寸的带轮(dd300mm时)，如图3-2b。（3）孔板带轮：用于尺寸较大的带轮(ddd)100mm时)，如图3-2c。（4）椭圆轮辐带轮：用于尺寸大的带轮(dd500mm时)，如图3-2d。（a）（b）（c）（d）图3-2带轮结构类型根据设计结果，可以得出结论：小带轮选择实心带轮，如图（a）,大带轮选择孔板带轮如图（c）第4章 主轴的设计4.1主轴结构图根据以上的分析计算，可初步得出主轴的结构如图4-1所示：图4-1主轴结构图4.2主轴组件的验算主轴在工作中的受力情况严重，而允许的变形则很微小，决定主轴尺寸的基本因素是所允许的变形的大小，因此主轴的计算主要是刚度的验算，与一般轴着重于强度的情况不一样。通常能满足刚度要求的主轴也能满足强度的要求。刚度乃是载荷与弹性变形的比值。当载荷一定时，刚度与弹性变形成反比。因此，算出弹性变形量后，很容易得到静刚度。主轴组件的弹性变形计算包括：主轴端部挠度和主轴倾角的计算。4.2.1支承的简化对于两支承主轴，若每个支承中仅有一个单列或双列滚动轴承，或者有两个单列球轴承，则可将主轴组件简化为简支梁，如下图4-2所示；若前支承有两个以上滚动轴承，可认为主轴在前支承处无弯曲变形，可简化为固定端梁，如图4-3所示：图4-2主轴组件简化为简支梁图4-3主轴组件简化为固定端梁此次设计的主轴，前支承选用了一个双列向心短圆柱滚子轴承和两个推力球轴承作为支承，即可认为主轴在前支承处无弯曲变形，可简化为上图4-3所示。4.2.2主轴的挠度查材料力学I第188页的表6.1，对图4-3作更进一步的分析，如下图4-4所示：根据图4-4，可得此时的最大挠度=其中，F主轴前端受力。此处，F=F=1213.1NlA、B之间的距离。此处，l=a=12cm图4-4固定端梁在载荷作用下的变形E主轴材料的弹性模量。45钢的E=2.110N/cmI主轴截面的平均惯性矩。当主轴平均直径为D，内孔直径为d时，I=。此处，D=35故可计算出，主轴端部的最大挠度：=-1.8710mm4.2.3主轴倾角主轴上安装主轴和安装传动齿轮处的倾角，称为主轴的倾角。此次设计的主轴主要考虑主轴前支承处的倾角。若安装轴承处的倾角太大，会破坏轴承的正常工作，缩短轴承的使用寿命。根据图2-10，可得此时的最大倾角=其中，F主轴前端受力。此处，F=Fz=1213.1NlA、B之间的距离。此处，l=a=12cmE主轴材料的弹性模量。45钢的E=2.110N/cmI主轴截面的平均惯性矩。当主轴平均直径为D，内孔直径为d时，I=。此处，D=133故可计算出，主轴倾角为：=-2.310rad查特殊磨头设计第一册中机械部分的第670页，可知：当x0.0002Lmm0.001rad时，刚性主轴的刚度满足要求。此处的x，即为最大挠度和最大倾角，L为主轴支承跨距。将已知数据和代入，即可得：初步设计的主轴满足刚度要求。1求作用在带轮上的力因已知低速级带轮的直径为500而F8926.93NFF3356.64NFFtan4348.162315.31N圆周力F，径向力F及轴向力F的方向如图4-5所示。图4-5轴的载荷分布图2初步确定轴的最小直径（1）先按课本式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢,调质处理。根据课本，取，于是得11260.36（2） 轴上的零件的周向定位带轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按90mm由课本表6-1查得平键截面bh25mm14mm，键槽用键槽铣刀加工，长为70mm，同时为了保证带轮与轴配合有良好的对中性，故选择带轮毂与轴的配合为；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为20mm12mm90mm，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（3） 确定轴上圆周和倒角尺寸参考课本表15-2，取轴左端倒角为2，右端倒角为2.5。各轴肩处的圆角半径为:处为R2，其余为R2.5。4求轴上的载荷首先根据结构图(图7.2）作出轴的计算简图（图7.1）。在确定轴承的支点位置时,应从手册中查得a值。对于30217型圆锥滚子轴承，由手册中查得a29.9mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距57.1+71.6128.7mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图（图7.1）。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面是轴的危险截面。计算步骤如下：57.1+71.6128.7mm4966.34N3960.59N2676.96N3356.64-2676.96679.68N4966.3457.1283578.0142676.9657.1152854.416679.6871.648665.09322150.53287723.45表4-2低速轴设计受力参数载荷水平面H垂直面V支反力4966.34N，3960.59N2676.96N，679.68N弯矩M283578.014152854.41648665.09总弯矩322150.53,287723.45扭矩T14109905按弯曲扭转合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据课本式(15-5)及表7.2中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力MPa12.4MPa前已选轴材料为45钢，调质处理，查课本表15-1得60MP。因此，故此轴安全。6精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面截面A,B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将消弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面A,B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最严重，从受载来看，截面C上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面的相近，但是截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面C上虽然应力最大，但是应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大,故截面C也不必校核，截面和显然更不必要校核。由课本第3章的附录可知，键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而，该轴只需校核截面左右两侧即可。（2）截面左侧抗弯截面系数W0.10.161412.5抗扭截面系数0.20.2122825截面的右侧的弯矩M为90834.04截面上的扭矩为1410990截面上的弯曲应力1.48MPa截面上的扭转切应力11.49MPa轴的材料为45钢，调质处理。由课本表15-1查得截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按课本附表3-2查取。因，经插值后查得1.9，1.29又由课本附图3-1可得轴的材料的敏性系数为，0.88故有效应力集中系数按式(课本附表3-4）为1.756由课本附图3-2的尺寸系数；由课本附图3-3的扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由课本附图3-4得表面质量系数为轴为经表面强化处理，即，则按课本式（3-12）及式（3-12a）得综合系数为又由课本及3-2得碳钢的特性系数，取，取于是，计算安全系数值，按课本式（15-6）(15-8)则得S65.66S16.9216.38S1.5故可知其安全。（3） 截面右侧抗弯截面系数W0.10.172900抗扭截面系数0.20.2145800截面的右侧的弯矩M为90834.04截面上的扭矩为1410990截面上的弯曲应力1.25MPa截面上的扭转切应力9.68MPa过盈配合处的，由课本附表3-8用插值法求出，并取0.8，于是得3.240.83.242.59轴按磨削加工，由课本附图3-4得表面质量系数为轴为经表面强化处理，即，则按课本式（3-12）及式（3-12a）得综合系数为3.332.68又由课本及3-2得碳钢的特性系数，取，取于是，计算安全系数值，按课本式（15-6）(15-8)则得S66.07S16.9211.73S1.5故该轴的截面右侧的强度也是足够的。本轴因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。至此，低速轴的设计计算即告结束。坚果剥壳机设计及典型零件工艺设计第5章 键的选择与校核5.1带轮1上键的选择与校核5.1.1键的选择在本设计中，所选择的键的类型均为A型圆头普通平键，其材料为45钢，在带轮1上键的尺寸如下表所示：轴键键槽半径r公称直径d公称尺寸bh宽度b深度公称尺寸b极限偏差轴t毂一般键联结轴N9毂9公称尺寸极限偏差公称尺寸极限偏差最小最大288780-0.0360.0184.0+0.203.3+0.200.250.40表5-1带轮1上键的尺寸5.1.2键的校核1.键的剪切强度校核键在传递动力的过程中，要受到剪切破坏，其受力如下图所示：图5-1 键剪切受力图键的剪切受力图如图5-1所示，其中b=8mm,L=25mm.键的许用剪切应力为=30，由前面计算可得，轴上受到的转矩T=55Nm，由键的剪切强度条件：（其中D为带轮轮毂直径）（5-1）=10M30（结构合理）2.键的挤压强度校核键在传递动力过程中，由于键的上下两部分之间有力偶矩的作用，迫使键的上下部分产生滑移，从而使键的上下两面交界处产生破坏，其受力情况如下图所示：（初取键的许用挤压应力=100）图5-2键挤压受力图由（5-2）=2000N又有（5-3）8结构合理5.2带轮2上键的选择与校核5.2.1键的选择同上所述，带轮2上所选择的键的类型均为A型圆头普通平键，其材料为45钢，键的尺寸如下表所示：表5-2带轮2上键的尺寸轴键键槽半径r公称直径d公称尺寸bh宽度b深度公称尺寸b极限偏差轴t毂一般键联结轴N9毂9公称尺寸极限偏差公称尺寸极限偏差最小最大35108100-0.0360.0184.0+0.203.3+0.200.250.405.2.2键的校核键的剪切受力图如图5-6所示，其中b=10mm,L=50mm.键的许用剪切应力为=30，由前面计算可得，轴上受到的转矩T=110Nm，由键的剪切强度条件：（其中D为带轮轮毂直径）（5-4）=6.3M30（结构合理）同理校核键的挤压强度，其受力如图5-7，初取键的许用挤压应力=100。由（5-5）=3150N又有（5-6）6.3结构合理第6章 UG模型设计图6-1 三维图1图6-2 三维图2第7章 典型零件工艺分析7.1零件的作用题目所给的是轴承盖. 其主要作用是轴承外圈的轴向定位；防尘和密封，除它本身可以防尘和密封外，它常和密封件配合以达到密封的作用.图7-1 轴承盖图7.2零件的工艺分析零件的材料为HT150，灰铸铁生产工艺简单，铸造性能优良，但塑性较差、脆性高，不适合磨削,零件的主要技术要求分析如下：(1).由零件图可知，零件的底座底面、内孔、端面及轴承座的顶面有粗糙度要求，其余的表面精度要求并不高，也就是说其余的表面不需要加工，只需按照铸造时的精度即可。底座底面的精度为Ra6.3、内孔、端面及内孔的精度要求均为12.5。轴承座在工作时，静力平衡。(2).铸件要求不能有砂眼、疏松等缺陷，以保证零件的强度、硬度及疲劳度，在静力的作用下，不至于发生意外事故。7.3 确定毛胚的制造形式零件材料为HT150，生产批量为中等批量，铸件的特点是液态成形，其主要优点是适应性强，即适用于不同重量、不同壁厚的铸件，也适用于不同的金属，还特别适应制造形状复杂的铸件。考虑到零件在使用过程中起连接作用，分析其在工作过程中所受载荷，最后选用铸件，以便使金属纤维尽量不被切断，保证零件工作可靠。年产量已达成批生产水平，而且零件轮廓尺寸不大，可以采用砂型铸造，这从提高生产效率，保证加工精度，减少生产成本上考虑，也是应该的。7.4 基面的选择基面选择是工艺规程设计中的重要工作之一，基面选择的正确与合理，可以使加工质量得到保证，生产效率得以提高。否则，不但使加工工艺过程中的问题百出，更有甚者，还会造成零件大批报废，使生产无法正常进行。粗基准的选择，对像轴承盖这样的零件来说，选好粗基准是至关重要的。对本零件来说，如果以外圆的端面做基准，则可能造成这一组内外圆的面与零件的外形不对称，按照有关粗基准的选择原则(即当零件有不加工表面时，应以这些不加工表面做粗基准，若零件有若干个不加工表面时，则应以与加工表面要求相对应位置精度较高的不加工表面做为粗基准)。零件图中给出了以中心轴线为基准，加工时零件绕基准轴线作无轴向移动旋转一周时，最后选取做为粗基准，利用三爪卡盘卡