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目 錄
1.緒論 1
1.1選題的意義和目的 1
1.2本課題所涉及的問題及國內（外）研究現(xiàn)狀及分析 2
1.2.1國外研究現(xiàn)狀及分析 2
1.2.2國內研究現(xiàn)狀及分析 3
2.設計方案的選擇 3
2.1確定研究方案 4
2.2核桃進料口的設計 4
2.3核桃分級裝置的設計 5
2.4桃破殼部分的設計 5
2.5齒盤的設計 6
2.6軸的設計 8
2.6.1軸的校核 8
3.鏈傳動的計算 9
3.1鏈輪的選定 9
3.2小鏈輪的計算 9
3.3大鏈輪的計算 11
4.關鍵零件的選擇、定位和校核 12
4.1軸系零件的定位 12
4.2軸承的選擇 12
4.3鍵聯(lián)結的選擇與校核 12
4.4聯(lián)軸器的選擇 13
4.5軸承端蓋的設計 13
5.電動機的選擇 14
5.1選擇調速電動機 14
5.2電動機的尺寸及安裝 14
6.裝配質量 14
7.總結 14
致 謝 15
參考文獻 16
塔里木大學畢業(yè)設計
1.緒論
1.1選題的意義和目的
核桃又名胡桃，與扁桃、腰果、榛子并列為世界四大干果。原產我國的有4個種和1個雜交種，栽培較多的有普通核桃和云南薄殼核桃。優(yōu)質的核桃仁為淡黃色或琥珀色，營養(yǎng)豐富而味美，可生食，是很好的滋補品，也是制作糕點的原料。許多國家有消費核桃的習慣，美國的膳食指南將其與大豆列為同類食物。近年來，核桃除銷售干果或核桃仁外，核桃乳、核桃速食粉、核桃精等加工品也已進入市場，另有少量的核桃油產品銷售，但是核桃的深加工產品較少見，隨著核桃生產的發(fā)展，其后續(xù)產品的開發(fā)和加工也迫在眉捷。我國核桃栽培面積在世界最大，約為1266．67khm2，超過世界其它國家栽培面積的總和，居世界之首，2006年全國核桃總產量已達499．1kt。核桃在我國分布極為廣泛，因其適應性強，南、北20多個省、市、自治區(qū)均有栽植?！笆晃濉逼陂g，云南規(guī)劃核桃種植面積2400khm2，規(guī)劃核桃種植面00khm2，甘肅隴南規(guī)劃核桃種植面積666．67khm2，可以預計，中國的核桃產量在5年后將超過1000kt，是目前的2倍。
用于核桃初加工工藝的機械統(tǒng)稱為核桃初加工機械。我國每年都有大量核桃需要進行初加工。目前為止，我國核桃初加工中大部分仍沿用傳統(tǒng)的人工加工模式，只有一少部分使用了青皮脫皮機、清洗機。而破殼、取仁、殼仁分離、核桃仁分級多是由人工完成。人工加工不僅效率低，加工周期長，衛(wèi)生條件差，核桃仁易被二次污染，而且加工過程不容易被管理，隨著城市化進程的加快，農村剩余勞動力的轉移，勞動力緊缺，用人成本增加將是一個不爭的事實，傳統(tǒng)人工核桃初加工模式越來越不經濟，也不能適應日益增長的核桃需求。核桃破殼取仁是核桃深加工的第一道工序， 而目前市售的核桃仁幾乎全部是手工砸取，勞動生產率極其低下，這就迫切需要設計生產出能進行機械或半機械化加工的核桃破殼機， 以提高核桃剝殼取仁的生產效率。
針對上述問題，研制高效破殼機已成當務之急。為實現(xiàn)核桃機械破殼取仁，陜西、山西等地曾研制過核桃破殼機?，F(xiàn)有核桃破殼機采用擠切，擠搓原理破殼取仁，存在的主要問題是性能指標（破殼率80%左右，高路仁率約60%不高，生產率低[2]。由于雙齒盤齒板相互擠壓的方式集合了四點擠壓與滾動擠壓的優(yōu)點，核桃在擠壓破裂過程中產生旋轉，并沿著核桃殼表面施加細密的多個克壓力，使初始裂紋擴展，這樣既使殼完全破裂，又避免對仁的擠壓破碎，提高破殼取仁性能。破殼后能得到較多的高路仁，并且核桃殼較碎，有利于實現(xiàn)核桃的機械破殼，破殼的綜合效果較好。所以有很高的研究價值，對核桃的機械化破殼，以及機械化加工具有重大意義。
1.2本課題所涉及的問題及國內（外）研究現(xiàn)狀及分析
1.2.1國外研究現(xiàn)狀及分析
目前核桃生產國中最有代表性、生產水平最高、市場占有份額最大的當數(shù)美國。美國可謂核桃生產上年輕而又強大的王國。美國核桃采收的機械化程度很高，先是噴灑乙烯利(一種果實催熟藥劑)，然后用振落機采收，再用脫青皮機脫皮，用清洗機清洗，用烘干機烘干、利用冷庫進行干燥處理和貯藏。如加工果仁，采用破殼機破殼，通過氣流分選機進行殼仁分離，然后用分色機將果仁分為深色和淺色，再分出全仁和碎仁，最后分別稱重包裝銷售。
國外早在20世紀60年代初,就著手研制堅果剝殼機具,至80年代初,美國、意大利、法國等已相繼推出了各種堅果剝殼機,如夏威夷果剝殼機、杏仁剝殼機等。經過數(shù)十年的發(fā)展,堅果剝殼機具已日趨成熟,目前,正朝著機電一體化方向發(fā)展。由于美國的主栽品種只有強特勒、哈特利、希爾、維納、土萊爾、豪沃迪這 6 個，其品質優(yōu)良，規(guī)格劃一，有利于機械化破殼，因此核桃破殼機在美國發(fā)展較早。主要的核桃破殼機類型有[4]：①Larry H. Hemry 研制的專利號為 6098530 機械式核桃破殼機。該機的主要結構由機架、料斗、可調節(jié)定位板、破碎裝置、傳動機構以及動力所組成。機械式核桃破殼機通過調節(jié)可調節(jié)定位板和破碎裝置間的間隙能夠適應各類堅果的破殼。②Kenneth R. Evans 研制的專利號為 4201126 核桃破殼機。該機主要由喂料斗、輸送裝置、破殼裝置和出料口等組成。工作時，由輸送裝置把待破殼的核桃從料箱運送到破殼裝置，然后對其進行破殼。③Clarence Lloyd Warmack 和 Barry Shawn Warmack等研制的專利號為 6516714 核桃破殼機。該機主要由機架、箱體、滾筒、旋轉破殼裝置和出料口等組成。該機可以成功有效地擊打核桃將其殼仁分離。④John W. Brazil 發(fā)明的專利號為 4255855 核桃鉗。該鉗由把手、可調柱塞、夾頭、底座和固定套等組成。使用時，將核桃放置在底座上，然后通過操縱把手推動可調柱塞在固定套內滑動，可調柱塞伸出從而使夾頭將核桃推到剛性砧底座上把核桃夾緊并破殼。⑤MichaelP.Filice，Robert Lemos 和 Robert P.Baker 等研制的專利號為 5325769 核桃破殼機。該機主要由機架、喂料斗、輸送裝置、擊打裝置和傳動裝置等組成。工作時，料箱中的核桃由輸送裝置逐一運送到擊打裝置，然后由凸輪控制擊打打頭將核桃殼打破使其殼仁分離。
1.2.2國內研究現(xiàn)狀及分析
我國堅果剝殼機具發(fā)展緩慢,遠遠落后于種植業(yè)的發(fā)展,在一些生產應用的機具中,存在如下幾個突出的問題,因而,難以推廣應用。
(1)剝殼率低。不少剝殼機漏剝或剝殼不完全,果仁去凈率不高,有些剝殼機剝殼率只有50%。這是堅果剝殼機推廣使用的最大障礙。
(2)損失率高。由于參數(shù)選擇不合理,造成剝殼不完全現(xiàn)象嚴重,碎仁夾帶在碎殼中難以回收而被棄除。有些機具果仁損失率高達20%。
(3)果仁完整性差。有些機具的設計,為了減少漏剝或剝殼不完全現(xiàn)象,一味追求剝殼率的提高,導致高的破碎率,從而降低了產品的商品價值。
(4)通用性差。一般剝殼機僅能用于某一品種堅果的剝殼作業(yè),對于不同品種的堅果,不能通過更換主要零部件來實現(xiàn)一機多用。
(5)機具性能不穩(wěn)定,適應性差。為某類堅果專門開發(fā)的專用機型,在該堅果品種、大小規(guī)格、外殼形狀和含水量等因素出現(xiàn)變化時,剝殼機具剝殼性能就變差。
(6)作業(yè)成本偏高。我國堅果剝殼機具尚未形成規(guī)模和系列,多數(shù)是單機制造,制造的工藝水平低、成本高、也因為通用性差,不能一機多用,使得生產企業(yè)設備配置的成本高,致使加工堅果的作業(yè)成本增加。
目前，核桃破殼取仁方法有離心碰撞式破殼法、化學腐蝕法、真空破殼取仁法、超聲波破殼法和定間隙擠壓破殼法。離心碰撞方法碎仁太多，應用很少；化學腐蝕方法由于在實際操作中不好控制，仁易受到腐蝕，處理不好還會對環(huán)境造成污染；真空破殼和超聲波破殼方法設備昂貴，破殼成本高，且破殼效果不夠理想；定間隙擠壓破殼方法值得探索。核桃破殼裝置是核桃破殼取仁機的核心裝置。機械剝殼常用方法有借助粗糙表面碾搓作用的碾搓剝殼、借助撞擊作用撞擊剝殼、利用剪切作用的剪切剝殼和利用成對軋輥擠壓作用的擠壓剝殼。常見的破殼裝置有圓盤剝殼裝置、齒輥剝殼裝置、離心剝殼裝置、錘擊式剝殼裝置、軋輥式剝殼裝置、對輥窩眼式開口裝置、沖壓式破殼裝置、核桃鋸口破殼裝置、核桃破殼挖核裝置及平板擠壓式破殼裝置。由于核桃品種繁雜、尺寸差異較大、形狀不規(guī)則、殼仁間隙小，所以核桃的破殼取仁難度較大。破殼后還需進行殼仁分離，鑒于殼仁密度相差不大[5]，加之碎殼、碎仁上有許多毛刺，所以殼仁分離也有相當難度。解決以上難題的方法就是將破殼取仁分解為分級、導向、擠壓破殼(多點)、殼仁分離四部分，逐一加以解決。
本課題重點研究核桃破殼機的破殼部分，以改善現(xiàn)存的剝殼率低、損失率高、果仁完整性差、通用性差、機具性能不穩(wěn)定、適應性差、作業(yè)成本偏高等問題。關鍵問題解決思路：對核桃破殼機的主要部件齒盤、弧齒板進行了設計研究，確定了核桃在齒盤齒板間的導入條件，擠壓間隙，以及弧齒板直徑、齒盤間距的確定方法。
2.設計方案的選擇
2.1研究方案的確定
經過查閱相關資料和老師、同學探討，最終確定該機包括機架、喂入部件、分級裝置、破殼部件、電動機等組成。破殼部件采用雙齒盤——齒板式結構，由齒盤、軸承、弧齒板、軸等組成。齒盤旋轉帶動核桃邊旋轉邊擠進由齒盤、偏心圓孤齒扳組成的剝殼區(qū)域，受到擠壓作用，核桃表面產生裂紋并逐漸擴展，直至最終完全破裂，碎殼和仁從最小間隙處掉下。由于該裝置很好地滿足了“四點加壓”原理，而且實現(xiàn)了核桃的滾動擠壓，因此破裂效果好、碎仁率低。
其結構示意圖如下圖所示：
1進料斗2分級滾筒3大鏈輪4 傳動鏈條5 雙齒盤 6小鏈輪 7電動機8檔輪9導向槽
圖2-1 核桃破殼機的結構示意圖
2.2核桃進料口的設計
要核桃以一定量進入分級滾筒，那就要求進料口與滾筒有一個很好的空間連接。并且要使進料口與滾筒保持一定的角度?？紤]到，要使核桃進入滾筒，所以將滾筒右端的支架向內放置，離邊界20cm左右。這樣滾筒轉動時不致影響進料，進料口與滾筒保持一定的傾斜，以便核桃進入滾筒。傾斜角度在37～45[7]之間。其結構示意圖如下圖所示:
圖2-2進料口的結構示意圖
2.3核桃分級裝置的設計
由于該裝置采用的方法是定間隙擠壓破殼，所以對核桃的大小有一定的要求，故破殼前要對核桃進行分級，可分為小中大三級。根據所分核桃的大小來確定擠壓間隙。分級滾筒設計為圓筒錐形，并且分為三段，每段通過柵條連接，柵條之間的間距由小變大，滾筒用支架固定在軸上。為不影響核桃進料，靠近進料口的滾筒支架應向里放置離滾筒邊界20cm左右。第一段滾筒柵條間距為32mm，第二段滾筒柵條間距為36mm，第三段滾筒柵條間距為40mm。支撐滾筒的軸通過鏈條傳動，轉速在20r/min~25r/min之間。其結構示意圖如下圖所示：
圖2-3 核桃分級滾筒的結構示意圖
2.4核桃破殼部分的設計
其結構示意圖如圖2-4所示1
3
：
2
1核桃 2齒盤 3弧齒板
圖2-4 核桃破殼機破殼部分的結構示意圖
圓盤和偏心圓弧板表面制造成齒鼓狀，這樣作用在殼上的是間距較小的多個克壓力，所產生的裂紋區(qū)域比單個擠壓力作用所產生的裂紋區(qū)域要大得多，并且裂紋條數(shù)也較多。這說明采用齒紋表面有利于裂紋的產生和擴展，殼的破裂比較完全。在每個齒盤和弧齒板上，分別車削成兩個倒角面，其長度為8mm，在每盤(板)的兩個倒角面上分別制造大齒紋、小齒紋(圖2－5)。
大齒 小齒
齒數(shù)=100 齒數(shù)=175
圖2-5 齒盤和弧齒板倒角面上的齒紋
試驗時調換安裝．就可試驗齒的大小對核桃破殼取仁性能的影響。將核桃的擠壓破裂過程近似簡化為勻速轉動和勻速平動．當核桃開始受擠壓時，旋轉的圓盤帶動核桃一邊轉動一邊向下平動, 齒盤轉角為，核桃的旋轉角度為 ，經過簡單運算可推導得出
（2-1）
式中r為齒盤半徑，r=100mm
d為簡化了的核桃直徑，即相應兩接觸點間的實際距離,d與橫徑均值D的關系為
（2-2）
理想的擠壓破裂過程要求核桃從擠壓開始到破裂結束轉過半周，即=180°。 保證核桃在整個圓周上都產生裂紋，使得殼的破裂全面而均勻．提高剝殼質量。固此，理想的擠入角
（2-3）
這里考慮到核桃在擠壓破裂過程中速度要發(fā)生變化．取修正角為3°[8]。
表2-1 核桃不同尺寸等級的和
橫徑范圍mm
30-32
32-34
34-36
36-38
38-40
近似直徑Pmm
31
33
35
37
39
簡化了的圓半徑mm
9.0
9.7
10.1
11.1
11.8
理想擠入角
17.8
18.9
19.9
21.0
22.0
從圖2-4可知,偏心圓弧板的半徑R不同，產生的最大壓縮變形量也不同，限于篇幅，這里僅給出最終計算公式
（2-4）
計算結果如表2-2所示
表2-2 不同R、D下的
R:mm
31
33
35
37
39
130
0.72
0.79
0.88
0.93
1.11
170
1.61
1.79
1.98
2.17
2.33
180
1.81
2.02
2.24
2.46
2.69
190
2.00
2.32
2.57
2.83
3.08
230
2.61
2.95
3.28
3.62
3.97
設計了R值分別為130 mm、180 mm、230 mm 的三塊齒板一進行試驗驗證。經過驗證得出R=180mm時，剝殼率和高露仁率是最高的，R為130 mm和230 mm 時，擠壓變形量過小或過大，因而造成剝殼率較低或高露仁率較低，這說明理論分折和試驗結果是一致的。
通過試驗驗證了剝殼裝置的最優(yōu)參數(shù)，即齒盤上的齒形采用小齒，間距L和最小間隙S根據核桃尺寸等級在理論值(表2-3)附近加以調節(jié)運動參數(shù)：齒盤轉速75～80r／min，最大生產率為l80 kg／h。
表2-3 間距L和最小間隙S與核桃直徑D的關系
D/mm
31
33
35
37
39
L/mm
10.6
12.0
13.4
14.8
16.3
S/mm
16.0
17.2
18.4
19.5
23.7
2.5雙齒盤的設計
經過查找資料和分析[9]，選擇齒盤半徑r=100mm,材料可選45號鋼，為減小轉動慣量，加工出d=40mm的四個小孔。齒盤上加工齒厚為0.5mm，齒距為6.1mm的齒100個。
2.6軸的設計
設計的軸長為880mm，軸分為4段。其結構示意圖如下所示：
圖2-6 破殼軸示意圖
第一段軸與電動機用聯(lián)軸器連接，其直徑為40mm；另一端用來固定軸承，第二、三、四
段安裝雙齒盤，軸上裝有齒盤、擋圈、軸承等。
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，調制處理。
2.6.1軸的校核
經過分析，主軸軸的受力最大，而且軸的周向受力是主要的，因此，對該軸進行扭矩校核。軸的結構見圖2-6
(1) 軸的扭矩計算
由于帶動齒盤轉動的軸的轉速要在75~80r/所以將電動機轉速調至80r/min.
電動機輸出轉矩：
T==
式中：為電動機額定功率，為電動機轉速
主軸輸入轉矩：
為聯(lián)軸器的傳動效率根據設計指導書參考表1初選
為軸承的傳動效率初選
為齒盤的傳動效率初選
根據要求，軸要滿足下列條
(2)軸的強度條件：
式中：為軸的切應力，MPa;T為轉矩，N.mm;為抗扭截面系數(shù)，;為許用扭切應力，MPa.
表2-4 常用材料的值和C值
軸的材料
Q235,20
35
45
40Cr，35SiMn
12-20
20-30
30-40
40-52
C
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 。
(3)軸傳遞的轉矩
軸的扭矩圖：
由于每段軸的軸徑不一樣，所以承受的轉矩也不一樣，又由于都帶的是雙齒盤則計算過程一樣。這里僅給出第一段的計算過程。畫出各段扭矩圖如下圖所示：
（4）軸的剛度計算
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；為軸截面的極慣性距。,，故軸是安全的。
3.鏈傳動的計算
3.1鏈輪的選定
鏈輪的選用有兩個，且傳動比為1:4，鏈輪的齒形設計為目前比較通用的的三圓弧鏈輪材料選用45鋼。熱處理工藝：滲碳、淬火、回火,熱處理后的硬度為50-60HRC。
3.2小鏈輪的計算
小鏈輪齒數(shù) （鏈速為0.6-3m/s, ，優(yōu)選17）；
且所用傳動比i=4
設計功率 （查書機械設計基礎）
P- 傳動功率（）
- 工作情況系數(shù)
- 小齒輪齒數(shù)系數(shù)
- 軸長系數(shù)，
- 多排鏈排數(shù)系數(shù)
由設計功率為3kw，選用鏈條型號為12A，節(jié)距為P=19.05的標準鏈條。選用三圓弧一直線齒形。
ISO鏈號12A節(jié)距P=19.05 滾子直徑
鏈輪的基本參數(shù)和主要尺寸
分度圓直徑：==103
齒頂圓直徑： = 103+19.05（1-1.6/17）-11.91=108.24
=103=1.25×19.05-11.91=114.91
取
齒根圓直徑：=103-11.91=91.09 取整數(shù)值=90
齒高：= 3.57
=0.625×19.05-0.5×11.91+=6.85
取值r=6
最大軸凸緣直徑： 確定=58
齒槽形狀
齒面圓弧半徑：
最大齒槽形狀 =44.69
最小齒槽形狀 =27.15
齒溝圓弧半徑：
出溝角：
滾子鏈鏈輪軸向齒輪尺寸
單排齒寬
齒側倒角=2.48
齒側半徑=19.05
3.3 大鏈輪的計算
因為=1：4 所以大鏈輪齒數(shù)為68齒
選用 ISO鏈號12A節(jié)距P=19.05 滾子直徑
分度圓直徑：==381
齒頂圓直徑： = 381+19.05（1-1.6/68）-11.91=388.5
=381+1.25×19.05-11.91=392.9
取
齒根圓直徑：=392-11.91=380.09 取整數(shù)值=380
齒高：= 3.57
=0.625×19.05-0.5×11.91+=4.05
取值r=4
最大軸凸緣直徑： 確定=60
齒槽形狀
齒面圓弧半徑：
最大齒槽形狀 =146.91
最小齒槽形狀 =68.58
齒溝圓弧半徑：
出溝角： =116.19
=136.79
滾子鏈鏈輪軸向齒輪尺寸
單排齒寬
齒側倒角=2.48
齒側半徑=19.05
4.關鍵零件的選擇、定位和校核
4.1軸系零件的定位
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構要求，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(shù)見零件圖和明細表。
鍵主要是為了實現(xiàn)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。
4.2軸承的選擇
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40mm的軸承，在機械設計手冊中選擇深溝球軸承；查表6-1，選擇型號為6007 GB/T276—94的軸承。另一處已知軸徑為，所以選內徑也為40mm的軸承，選擇型號也為6007 GB/T276—94的軸承。所選的軸承基本參數(shù)如下：
軸承外徑： b=35mm
D=62mm
B=14mm
基本額定動載荷：C=16.2KN
基本額定靜載荷：C=10.5KN
4.3鍵聯(lián)結的選擇與校核
（1）鍵的選擇
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四處，分別是第一段和第二段。第一段的直徑為32mm，第二段的直徑為36mm，根據以上的數(shù)據選擇鍵：GB/T1096 鍵
從機械設計手冊表4-1中查得鍵的截面尺寸為：寬度，高度。由聯(lián)軸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(lián)軸器的深度短一些）。
（2）鍵的安裝
鍵的安裝位置見零件圖。
（3）校核鍵聯(lián)接的強度
軸和聯(lián)軸器的材料是鋼和鑄鐵，且屬于靜聯(lián)接由文獻12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，鍵與輪轂的鍵槽的接觸高度為。由的式6-1可得
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－b
k—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）
—鍵連接的許用擠壓應力，/ MPa
可見聯(lián)接的擠壓強度滿足，即該鍵可以正常工作。
4.4聯(lián)軸器的選擇
本設計的聯(lián)軸器是電動機軸與破殼軸的輸入主軸的聯(lián)結，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60和28。又本設計的蝸輪軸的直徑計算最小值為36.91mm和蝸桿的計算最小直徑為14.69mm。又軸上都裝有鍵，要將尺寸擴大7%左右。最終確定的蝸輪軸的直徑和蝸桿軸的直徑分別是42mm和28mm，G 根據文獻12表8-2選擇凸緣聯(lián)軸器。
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(shù)4個
b=5~10 b取5mm
h=（0.8~1）b=8mm
5．電動機的選擇
5.1選擇電機
經過多方查閱資料，確定齒盤的轉速為75-80r/min，選擇80r/min,破殼及傳動部分所需功率為3KW，符合這一范圍的同步轉速為：查機械設計實用手冊第1277頁表10-7-3可知
根據容量和轉速，由機械設計實用手冊查出電動機型號，有以下三種選擇方案，如下表5-1。
表5-1 電動機的類型
方案
電動機型號
標稱功率
調速范圍
額定轉矩
電動機質量
1
YCT160-6A
1.5
760~76
14.5
135
2
YCT160-6B
2.2
760~76
21.0
135
3
YCT200-6A
3
760~76
28.4
248
綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸，質量，以及功率，調速范圍可見第三種方案比較合適，因此選定電動機的型號是YCT200-6A。
5.2電動機的尺寸及安裝
該電動機的主要外型和安裝尺寸如下表5-2：
表5-2 電動機主要外形尺寸
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
28×60
8
其主要外形安裝尺寸如圖5-1所示：
圖5-1 電動機主要外形安裝尺寸
電動機底座安放在的等邊角鋼的平面上，角鐵通過四根的全螺線螺栓固定在總機架上。
6.裝配質量
（1）整機零部件完整，無缺件，安裝方便；
（2）運動件操作靈活，無有卡死、磕碰現(xiàn)象；
（3）非運動件無明顯偏移、翹曲等現(xiàn)象；
（4）緊固件緊固可靠；
（5）電動機、帶輪、鏈輪安裝牢固、可靠。
7 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“平板擠壓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。
經過查找資料和老師的指導，以及上網搜集更多的相關學術論文、核心期刊、書籍等，終于對核桃破殼機有了一定得了解，心里有了大體的思路。最終確定的核桃破殼機有平板擠壓式破殼機。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力分析，提出了剝殼取仁原理破裂核桃殼，并研制了入料裝置 ，使得核桃成排狀向下落，有利于擠壓，有利于裂紋的產生與擴展，提高剝殼性能。
（2） 設備結構參數(shù)：定板和破板一樣大其尺寸為長600mm，寬400mm。間距L和最小間隙s根據核桃尺寸等級在理論最佳值附近加以選擇。最佳運動參數(shù)：偏心軸轉速300 r／min，以每個核桃10g計，則最大生產率為18Okg/h。
致 謝
首先感謝我的指導老師蘭海鵬老師。本設計是在蘭海鵬老師的悉心指導下完成的。他無論是在資料的整理，還是在設計的畫圖等各個方面都給予了我大量的指導和幫助，在他的精心指導下，才使得我的設計一步一步的有序的完成，同時也學到了許多書本上學不到的知識，受益匪淺，特致以深深的感謝。同時也要感謝學科組每一位老師們不僅在“授業(yè)、傳道、解惑”方面給予了精心培養(yǎng)和指導，也給我提供了充足完備的條件和寶貴的學習交流機會，而且在生活方面還給予我極大的關懷，學生深表謝意！
隨著畢業(yè)設計的完成，畢業(yè)答辯的臨近，我的大學生活也即將結束。心中的感覺無法表達。記得陳海濤博士說過，畢業(yè)設計也許是我們最后一次允許犯錯誤。這也真實的體現(xiàn)在了我們的畢業(yè)設計中，計算一遍遍的改，圖一遍遍的畫，經過老師的無數(shù)次指導，無數(shù)次的和同學探討，無數(shù)次的修改，終于定型！
四年的大學生活即將結束，在這四年里，我體會頗多。首先感謝所有老師，尤其是這四年來帶過我課的老師，沒有你們就沒有今天的我，你們不僅教會了我書本上的知識，而且還教會了我做人的道理。在這里，學生真誠的向你們說聲感謝。再次感謝農機班的所有同學們，謝謝你們在平日里給我的幫助和照顧，祝愿你們在以后的工作和生活中都能一帆風順！
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