畢業(yè)設計論文榛子破殼機的設計

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1、榛子破殼機的設計吳志旺河北科技師范學院 機械電子系機械設計制造及其自動化專業(yè)2003級02班指導老師 劉長榮摘要：本設計的目的是解決食品加工廠人工對榛子破殼時勞動強度大、成本高的困難，用機器代替人工破殼，從而節(jié)約剝皮成本、提高工廠的效益。該機主要由喂料斗，柵條式分級滾筒，傳動鏈條,導向輥,傳動齒輪,擠壓輥,弧齒板,傳動鏈條及一些傳動聯(lián)接件組成。以電動機為動力，動力由電動機輸出軸輸出，再通過傳送帶傳遞到擠壓輥的主軸，擠壓輥配合弧齒板將送到的榛子破殼.然后再傳給傳動齒輪。目前在國內(nèi)還沒有榛子破殼機的現(xiàn)有機械，本課題研究的榛子破殼機只是正在理論研究階段。關鍵詞：榛子；破殼；劃痕引言榛子,又名棰子、平

2、榛、山反栗。西亞，歐洲地中海沿岸，北美等國家栽培歐榛已有700多年歷史，有許多優(yōu)良品種，為國際貿(mào)易市場四大堅果之一。我國北方有豐富的野生榛，據(jù)不完全統(tǒng)計20世紀50年代東北地區(qū)約有榛林166.7萬畝，年產(chǎn)榛子2500萬公斤以上，暢消國內(nèi)外.榛子營養(yǎng)全面、豐富，榛子果仁據(jù)分析含脂肪51.466.4，蛋白質17.3225.92，碳水化合物6.6，水分2.85.8及多種維生素和礦物質。榛油中溶解有維生素C，VE，VB等。榛仁可生食，炒食，不僅風味好，且熱量高。在食品工業(yè)中榛仁是巧克力，糖果，糕點等加工食品的優(yōu)質原料。榛仁也是榨取食用油及多種工業(yè)用油的原料，含油量54左右，是大豆的23倍。榛仁還可入藥

3、。經(jīng)常食用可有效地延緩衰老、防止皺紋，對心臟病、癌癥、血管病有預防和治療作用，還可明目健腦，又因其是很有效的天然抗氧化食物，所以對女性來說潤澤肌膚之佳品。 在我國，榛子以直接食用為主，而在其他國家80% 榛子應用在巧克力、糖果業(yè)，15%用百面食、糕點、餅干，零食僅占5%。中國榛子加工食品人均消費逐年增長，榛子食品開發(fā)大有可為，土耳其榛子以外形美觀、不飽和脂肪酸含量高，口感香醇、皮薄、出果率高等特點受到食品加工業(yè)青睞， 但我國目前的榛子破殼主要以手工為主,工人的勞動強度大,但生產(chǎn)效率低.市場對榛子破殼機的需求很大. 在進行榛子制品的加工時 , 首先遇到的一個問題就是脫殼。如果脫殼的目的是為了加工

4、榛仁罐頭 ,那么對脫殼的要求就很嚴格 ,不能破壞榛仁的外表面 ,更不能壓碎榛仁 ,否則榛仁的淀粉會溶解在罐頭湯中 , 出現(xiàn)糊湯現(xiàn)象。如果脫殼的目的是為了加工榛仁露和榛仁粉 , 那么對脫殼的要求就稍簡單一些。因此 , 榛子的脫殼在榛子加工中起著非常重要的作用。榛子破殼機的設計1、結構與工作原理1.1主要結構及工作原理榛子破殼機的結構如圖1所示，該機可將榛子破殼，使其殼仁分離，以滿足生產(chǎn)的需要。該機結構簡單，工作穩(wěn)定、可靠，生產(chǎn)效率高。以電動機為其動力源。圖17、喂料斗 9、分級滾筒 4、皮帶6、導向輥 12、弧齒板 5、擠壓輥 2、彈性聯(lián)軸器 3、減速器 1、電動機10、出料口 8、清篩裝置11

5、、機架 該機主要由喂料斗、分級滾筒、皮帶、導向輥、弧齒板、擠壓輥、彈性聯(lián)軸器、齒輪式聯(lián)軸器、減速器、電動機、出料口、清篩裝置、機架組成。該機由電動機輸出軸輸入動力，通過聯(lián)軸器傳至減速器，再通過帶輪傳遞到擠壓輥，使擠壓輥繞軸旋轉，擠壓輥通過帶傳動將動力傳給分級滾筒，分級滾筒再通過帶傳動將動力傳給導向輥。工作時，榛子由喂料斗送入，進入分級滾筒，分級滾筒將榛子分成三級： 015mm,15 20mm, 20mm30mm。同時為防止榛子卡在滾筒的洞里，配有清篩裝置，將榛子與滾筒分離。從滾筒出來，榛子到達導向輥，通過導向輥的導向，榛子進入工作區(qū)。在工作區(qū)，榛子受到擠壓輥的擠壓，殼仁分離，再通過出料口，將分

6、離的榛子輸送出。1.2 傳動原理 將電動機輸出軸傳遞的動力通過聯(lián)軸器經(jīng)過減速器、帶傳動傳至擠壓輥的主軸。擠壓輥通過帶傳動將動力傳給分級滾筒。分級滾筒再通過帶傳動將動力傳給導向輥。2.電動機的選擇14 電動機的選擇取決于擠壓輥的所用功率P，取榛子的最大直徑為25mm,L=2DK=235.5mm,(其中D為榛子的直徑，K=1.2) 榛子的行數(shù)為：N=235.5/20=12榛子的列數(shù)為：S=100/20=5試驗測得榛子破裂所需擠壓力為f=30N擠壓輥所受的平均壓力為：F=60*30=1800N擠壓輥所受扭矩為：T=1800*50=90N.M擠壓輥的轉速為n=60r/min擠壓輥的所用功率為：P=0.

7、56kw從電動機到擠壓輥的功率傳遞效率：=0.99*0.99*0.99*0.94*0.94*0.98=0.774（其中為為彈性聯(lián)軸器的傳遞效率，為帶傳動的傳遞效率，為減速器中齒輪的傳遞效率，為減速器中軸承的傳遞效率）電動機的所需功率為：P= =0.72kw所以所需電動機的功率應為1kw左右，轉速在1400r/min左右，由表32-4查得應選Y802-4型電動機1。電動機的參數(shù)如下表：型號額定功率（kw）轉速（r/min）效率（%）功率因數(shù)質量(kg)輸出軸徑（mm）Y802-40.75139074.50.761819電動機的示意如圖2：圖23.聯(lián)軸器的選擇103.1 類型選擇 因為此榛子破殼機

8、工作時有輕微的振動與沖擊，為了隔離振動與沖擊，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器。3.2 載荷計算：公稱轉矩 ，（發(fā)動機實際發(fā)出的功率）由表21-1查得KA=1.7,故由式（21-1）的計算轉矩為：3.3型號選擇： 從GB4323-84中查得TL1型彈性凸緣聯(lián)軸器19x30的許用轉矩為,許用最大轉速為8100r/min,軸徑為19mm，故適用。聯(lián)軸器的示意如圖3：圖34.減速器的選擇13初選擠壓輥的轉速為：n=60r/min,則減速器的傳動比約為i=23.2根據(jù)傳遞動力的需要，選展開式兩極圓柱齒輪減速器（JB716-56）查表25-10（p1301）減速器的參數(shù)如下表： 公稱總傳動比i高速級傳動比i高速級傳

9、動比i各級傳動比乘積 i*i22.44.55.02255帶傳動系統(tǒng)的設計通過皮帶輪的傳動使電動機動力傳遞到工作軸上。帶傳動系統(tǒng)是由V型傳動帶和主從帶輪三部分組成。5.1減速器與擠壓輥之間的V帶傳動的設計15已設計出的條件：減速器的功率為:P=0.75*/0.99=0.59kw,轉速為:n=n=1390/22.5=62r/min,傳動比為：i=15.1.1計算功率的確定 按所傳遞的功率P、載荷性質和每天的運轉時間等因素來確定計算功率。根據(jù)公式： (8) 式中：-工作情況系數(shù)。 P-所傳遞的功率。通過機械設計基礎一書由表14-7我可查到。5.1.2選擇帶的型號 根據(jù)計算功率和小帶輪的轉速n1由設計

10、手冊選定帶的型號為A型。A型帶的技術參數(shù)如表3。表3 A型帶的技術參數(shù)基本尺寸節(jié) 寬單根V帶的最大額定功率 (kw)薦用帶輪最小直 徑(mm) 基準長度范圍（mm）11 17805.1.3帶輪基準直徑D1與D2的確定 （1）初選主動帶輪的基準直徑D1 根據(jù)所選V帶型號參考表14-2及表14-6選取D1= D2=150 mm。（2）帶的速度v 上面所選的D1是否合適不確定，故應該進行速度驗算。有公式得： (9) 5.1.4確定帶傳動的中心距a和帶的長度 (1)根據(jù)傳動的需要初定中心距 它的初選范圍公式是： (11) 由此我們可以確定出中心距范圍是?？紤]到裝配要求初步選定中心距為。(2)帶長的計算

11、 帶長可由公式求出： (12)根據(jù)公式12 可以計算得： 再按表14-5選取相近的基準長度和與 對應的公稱長度，可以知道。這時的實際中心距可由公式得出： (13)代入數(shù)據(jù)可以得到。5.1.5驗算主動帶輪上的包角a1 包角，故滿足對包角的要求。5.1.6確定V帶的根數(shù)Z 根據(jù)公式： (15)式中：P0單根V帶的許用功率，由手冊查知P0 = 0.44 kw。k 材質系數(shù),取k = 0.75。包角系數(shù)，取。長度稀疏，取。單根普通V帶所能傳遞的功率的增量，其計算公式是： (16)其中為單根普通V帶所能傳遞的轉矩的修正值，。通過機械手冊查知。n=62r/min。將數(shù)據(jù)代入公式16可以得到將已知的和算出來

12、的數(shù)據(jù)代入公式15中可以得到： 。所以可以確定此傳動系統(tǒng)使用了1根V帶。5.1.7確定帶的初拉力 如果初拉力不足，則摩擦力小，V帶在工作時容易發(fā)生打滑；如果初拉力過大，則V帶的壽命會降低，軸和軸承上的受力會增大，因此需要適當?shù)某趵?。單根V帶適當?shù)某趵0可由下式確定： (17)式中：q 普通V帶單位長度的質量，由表14-3查得q =0.06 kg/m。將各數(shù)據(jù)代入可得：F0 = 200 N 。5.1.8確定帶傳動作用在軸上的壓力Q 為了設計安裝帶輪的軸和軸承，必須確定帶傳動作用在軸上的壓力Q。Q值可以近似按下式算出： (18) 其中F0 單根帶的初拉力； Z 帶的根數(shù)；代入數(shù)據(jù)可以算出壓力

13、Q = 800 N 10。5.1.9帶輪的設計1帶輪的材料選擇 因為帶論的轉速v=0。3m/s，v25m/s，轉速比較低，所以材料選定為灰鑄鐵，硬度為HT150。5.1.10帶輪的結構設計 帶輪的結構設計主要是根據(jù)帶輪的基準直徑選擇機構型式；根據(jù)帶的型號確定輪槽尺寸。（1）主動帶輪的結構選擇 因為根據(jù)主動帶輪的基準直徑是D1 = 150 mm，而與它配合的軸的直徑是d = 19 mm，因此根據(jù)根據(jù)經(jīng)驗公式，所以主動輪和從動輪都采用腹板式。5.1.11帶輪參數(shù)的選擇 通過查手冊可以確定帶輪的結構參數(shù)簡表4，其他結構尺寸可以根據(jù)相應的經(jīng)驗公式計算得出。表4 帶輪的結構參數(shù) 單位（mm）帶的型號mf

14、tsA1253516100000000116134（1）主動輪和從動輪的結構及相關尺寸見下圖4所示。 圖4 主動輪的機構5.2擠壓輥與分級滾筒之間的V帶傳動的設計5.2.1計算功率的確定 按所傳遞的功率P、載荷性質和每天的運轉時間等因素來確定計算功率。根據(jù)公式： (8) 式中：-工作情況系數(shù)。 P-擠壓輥所傳遞的功率。通過機械設計基礎一書由表14-7我可查到。已經(jīng)知道擠壓輥與分級滾筒軸之間的效率，其中1為帶傳動的效率，2為軸承的效率?？梢郧蟮盟鶄鬟f的功率P=0.57 kw。根據(jù)公式8得到計算功率。5.2.2選擇帶的型號 根據(jù)計算功率和小帶輪的轉速n1由設計手冊選定帶的型號為A型。A型帶的技術參

15、數(shù)如表3。表3 A型帶的技術參數(shù)基本尺寸節(jié) 寬單根V帶的最大額定功率 (kw)薦用帶輪最小直 徑(mm) 基準長度范圍（mm）11 17805.2.3帶輪基準直徑D1與D2的確定 （1）初選主動帶輪的基準直徑D1 根據(jù)所選V帶型號參考表14-2及表14-6選取D1= 100 mm。（2）帶的速度v 上面所選的D1是否合適心里沒底，故應該進行速度驗算。有公式得： (9) （3）計算從動帶輪的直徑D2 由機械手冊可以查得V型帶的彈性滑動率。由公式可得：取D2 = 200 mm。（4）確定實際傳動比 i 可由公式得： （10）所以從動輪的實際轉速是，轉速誤差為，在實際工作中要求不高時誤差在4%左右是

16、許可的。5.2.4確定帶傳動的中心距a和帶的長度 (1)根據(jù)傳動的需要初定中心距 它的初選范圍公式是： (11) 由此我們可以確定出中心距范圍是?？紤]到裝配要求初步選定中心距為。(2)帶長的計算 帶長可由公式求出： (12)根據(jù)公式12 可以計算得： 再按表14-5選取相近的基準長度和與 對應的公稱長度，可以知道。這時的實際中心距可由公式得出： (13)代入數(shù)據(jù)可以得到。5.2.5驗算主動帶輪上的包角a1 對包角的要求應保證： (14) 經(jīng)過驗算求出包角，故滿足要求。5.2.6確定V帶的根數(shù)Z 根據(jù)公式： (15)式中：P0單根V帶的許用功率，由手冊查知P0 = 0.44 kw。k 材質系數(shù),

17、取k = 0.75。包角系數(shù)，取。長度系數(shù)，取。單根普通V帶所能傳遞的功率的增量，其計算公式是： (16)其中為單根普通V帶所能傳遞的轉矩的修正值，。通過機械手冊查知。n1 為擠壓輥的轉速，n = 62r/min。將數(shù)據(jù)代入公式16可以得到將已知的和算出來的數(shù)據(jù)代入公式15中可以得到： 。所以可以確定此傳動系統(tǒng)使用了4根V帶。5.2.7確定帶的初拉力 如果初拉力不足，則摩擦力小，V帶在工作時容易發(fā)生打滑；如果初拉力過大，則V帶的壽命會降低，軸和軸承上的受力會增大，因此需要適當?shù)某趵?。單根V帶適當?shù)某趵0可由下式確定： (17)式中：q 普通V帶單位長度的質量，由表14-3查得q =0.0

18、6 kg/m。將各數(shù)據(jù)代入可得：F0 = 89 N 。5.2.8確定帶傳動作用在軸上的壓力Q 為了設計安裝帶輪的軸和軸承，必須確定帶傳動作用在軸上的壓力Q。Q值可以近似按下式算出： (18) 其中F0 單根帶的初拉力； Z 帶的根數(shù)；代入數(shù)據(jù)可以算出壓力Q = 200.4 N 10。5.2.9帶輪的材料選擇 因為帶論的轉速v=0.3m/s，v25m/s，轉速比較低，所以材料選定為灰鑄鐵，硬度為HT150。5.2.10帶輪的結構設計 帶輪的結構設計主要是根據(jù)帶輪的基準直徑選擇機構型式；根據(jù)帶的型號確定輪槽尺寸。（1）主動帶輪的結構選擇 因為根據(jù)主動帶輪的基準直徑是D1 = 100 mm，而與它配

19、合的軸的直徑是d = 20 mm，因此根據(jù)根據(jù)經(jīng)驗公式，所以主動輪采用腹板式。（2）從動帶輪的結構選擇 因為根據(jù)從動帶論的基準直徑是D2 = 200mm，D2 300mm，所以帶論采用腹板式。5.2.11帶輪參數(shù)的選擇 通過查手冊可以確定帶輪的結構參數(shù)簡表4，其他結構尺寸可以根據(jù)相應的經(jīng)驗公式計算得出。表4 帶輪的結構參數(shù) 單位（mm）帶的型號mftsA1253516100000000116134（1）主動輪的結構及相關尺寸見下圖5所示。圖5主動輪的機構5.3分級滾筒與導向輥之間V帶傳動的設計5.3.1計算功率的確定 按所傳遞的功率P、載荷性質和每天的運轉時間等因素來確定計算功率。根據(jù)公式：

20、= * P (8) 式中：-工作情況系數(shù)。 P-分級滾筒所傳遞的功率。通過機械設計基礎一書由表14-7我可查到。已經(jīng)知道擠壓輥與分級滾筒軸之間的效率，其中1為帶傳動的效率，2為軸承的效率。可以求得所傳遞的功率P=0.55 kw。根據(jù)公式8得到計算功率。=1.1*0.55=0.61kw5.3.2選擇帶的型號 根據(jù)計算功率和小帶輪的轉速n1由設計手冊選定帶的型號為A型。A型帶的技術參數(shù)如表3。表3 A型帶的技術參數(shù)基本尺寸節(jié) 寬單根V帶的最大額定功率 (kw)薦用帶輪最小直 徑(mm) 基準長度范圍（mm）11 17805.3.3帶輪基準直徑D1與D2的確定 （1）初選主動帶輪的基準直徑D1 根據(jù)

21、所選V帶型號參考表14-2及表14-6選取D1= D=150 mm。（2）帶的速度v 上面所選的D1是否合適心里沒底，故應該進行速度驗算。有公式得： (9) （3）（4）確定實際傳動比 i 可由公式得：i=15.3.4確定帶傳動的中心距a和帶的長度 (1)根據(jù)傳動的需要初定中心距 它的初選范圍公式是： (11) 由此我們可以確定出中心距范圍是?？紤]到裝配要求初步選定中心距為。(2)帶長的計算 帶長可由公式求出： (12)根據(jù)公式12 可以計算得： 再按表14-5選取相近的基準長度和與 對應的公稱長度，可以知道。這時的實際中心距可由公式得出： (13)代入數(shù)據(jù)可以得到。5.3.5驗算主動帶輪上的

22、包角a1 包角，故滿足對包角的要求。5.3.6確定V帶的根數(shù)Z 根據(jù)公式： (15)式中：P0單根V帶的許用功率，由手冊查知P0 = 0.44 kw。k 材質系數(shù),取k = 0.75。包角系數(shù)，取。長度稀疏，取。單根普通V帶所能傳遞的功率的增量，其計算公式是： (16)其中為單根普通V帶所能傳遞的轉矩的修正值，。通過機械手冊查知。n=62r/min。將數(shù)據(jù)代入公式16可以得到將已知的和算出來的數(shù)據(jù)代入公式15中可以得到： 。所以可以確定此傳動系統(tǒng)使用了1根V帶。5.3.7確定帶的初拉力 如果初拉力不足，則摩擦力小，V帶在工作時容易發(fā)生打滑；如果初拉力過大，則V帶的壽命會降低，軸和軸承上的受力會

23、增大，因此需要適當?shù)某趵Α胃鵙帶適當?shù)某趵0可由下式確定： (17)式中：q 普通V帶單位長度的質量，由表14-3查得q =0.06 kg/m。將各數(shù)據(jù)代入可得：F0 = 200 N 。5.3.8確定帶傳動作用在軸上的壓力Q 為了設計安裝帶輪的軸和軸承，必須確定帶傳動作用在軸上的壓力Q。Q值可以近似按下式算出： (18) 其中F0 單根帶的初拉力； Z 帶的根數(shù)；代入數(shù)據(jù)可以算出壓力Q = 800 N 10。5.3.9帶輪的設計1帶輪的材料選擇 因為帶論的轉速v=0。3m/s，v=180以保證榛子在整個圓周上都產(chǎn)生裂紋，使殼的破裂全面而均勻?？紤]到榛子在擠壓過程中會出現(xiàn)滑動，通過修正工

24、作弧長l的值，使實際擠壓工作角a大于上述理論值，從而確保=180(a為擠壓輥的工作角)破殼弧板長度L = L 1 + L 2 + L 3 ，式中L 1 , L 3 分別為導入及導出弧板長; L 2 為工作弧長, L2 = 2D K ; D 為榛子直徑; K 為滑動系數(shù),取K = 1.2 。由于該結構在破殼時保證了榛子在整個圓周上都能產(chǎn)生裂紋，因此該結構有利于殼的完全破裂。擠壓輥工作角=( D 為榛子直徑,r為擠壓輥的半徑，L 2 為工作弧長)較大的滾筒直徑有助于提高破殼質量, 但機器的尺寸、質量、制造成本都會增加, 綜合考慮取第一級榛子對應的擠壓輥的參數(shù):D=15mm,L=113.04 ,18

25、0,r1=21mm, D=8mm第二級榛子對應的擠壓輥的參數(shù):D=20mm,L=150.72mm , 180,r2=28mm, D=14mm第三級榛子對應的擠壓輥的參數(shù):D=25mm,L=235.5mm , 180,r3=50mm,D=20mm10.2.2 擠壓輥的轉速擠壓輥轉速大小對榛子破殼起著重要作用。擠壓輥轉速小時 , 榛子的破殼率較高 , 而破仁率較低; 隨著轉速的提高 , 破殼率減小 , 而破仁率增大。選取適當?shù)霓D速 , 可有效地減少由于分級混雜對破殼性能的影響。同時為保證一定的生產(chǎn)率 , 擠壓輥轉速不應過低。經(jīng)試驗擠壓輥的轉速取n = 60 r/ min 。10.2.3擠壓輥的間隙

26、擠壓輥間隙也是影響破殼的主要因素。擠壓輥間隙的選擇應遵照以下原則: d仁 d核 ,其中為擠壓輥間隙 , 即榛子的變形量不應大于殼仁間隙。10.2.4擠壓輥的表面形狀 擠壓輥表面形狀主要影響軋輥對榛子的抓取、破殼和生產(chǎn)率的大小。兩齒輥上的齒、槽相錯開 , 可增強擠壓輥的破殼能力 , 也便于榛仁從榛子中脫出.擠壓輥圓周上密集著很小的凸起的鋸齒，與它相間的是與分級滾筒分得的榛子相對應的凹槽，凹槽的高度和寬度均為分級滾筒分得的榛子直徑的2/3?；↓X板板面上有一道道的凹槽與擠壓輥的凸起的鋸齒相對應。破殼裝置如圖12(a) 所示,擠壓輥如圖(b)所示圖12(a)圖12(b)1凹槽 2凸起的鋸齒10.2.5

27、輥的安裝采用軸承座外裝式，即將筒體和軸焊接成一體, 筒體隨軸旋轉。軸安裝在機架的軸承座上。此方式結構簡單。 11 出料裝置本裝置的出料部分共包括3個出料斗均勻地分布在機體正下方。出料斗的底面與水平面呈30夾角，便于物料輸出滾動；出料斗的最下端距離地面220mm并且在出料斗的兩側裝有吊鉤，便于集料袋掛放固定。12擠壓輥所在軸的設計12.1初步確定軸的最小直徑 按扭轉強度來初步確定，由式（18-3）得：軸的材料由表18-1選用調質處理的45鋼，P=0.57 kw,n=62r/min由表18-2取A0=1103,于是得，軸的最小直徑顯然是安裝用于傳遞電動機動力的帶輪處的軸的直徑，尺寸如圖12示：圖1

28、212.2 軸的結構設計12.2.1根據(jù)軸向定位的要求確定軸得各段直徑和長度（1）根據(jù)以上的計算，初選聯(lián)結分級滾筒的帶輪處軸的直徑。據(jù)聯(lián)結分級滾筒帶輪設計的寬度和所選鍵的長度，故選。（2）初選聯(lián)結減速器的帶輪處軸的直徑。據(jù)聯(lián)結減速器帶輪設計的寬度和所選鍵的長度，故選。（3）因為擠壓輥受到軸向和徑向兩種力，所以選擇角接觸球軸承。軸段右端需要制出一軸肩，故取段的直徑d=25mm。選角接觸球軸承36105，其尺寸為。段也安裝一個角接觸球軸承36105，故取d=25mm。軸承端蓋的總寬度為10mm，根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與帶輪右端面的距離l=20mm，再加上軸承的寬度

29、和內(nèi)深軸的的寬度，故取。（4）端上裝三個擠壓輥，考慮到擠壓輥之間的距離，取，d=28mm10.2.2 軸上零件的周向定位 帶輪處采用平鍵連接。按，由手冊查得平鍵剖面12。鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為26mm,軸承與軸的周向定位是借配合來保證的，此處選。帶輪處采用平鍵連接。按，由手冊查得平鍵剖面12。鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為40mm,軸承與軸的周向定位是借配合來保證的，此處選。12.2.3 定圓角半徑r值。 按前面所述的原則，定出軸肩處的圓角半徑r的值，取,軸端倒角在軸的兩端均為（詳見GB6403.4-86）11.12.3 按彎扭合成條件校核軸的強度312.3.1 作軸的計算簡圖，如圖（a）所示。1

30、2.3.2 求軸上所受的作用力的大?。?） 帶輪作用在軸上的壓力 （2） 輥軸上的力 初步估計整個齒輪軸裝配完成后的重量為G=100N所以將兩個齒輪軸重力平移到主軸上。兩根齒輪軸產(chǎn)生的重力平移后產(chǎn)生的扭矩相抵消了，估計重力G2=80N,G1=120N.將模板上受的力平移到主軸上 兩根齒輪軸上所受模板的力平移道主軸上所產(chǎn)生的扭矩、彎矩均抵消了。（3） 軸在水平面內(nèi)所受得支反力如圖（b）所示（4） 軸在垂直面內(nèi)所受支反力如下12.3.3作彎矩圖6在水平面內(nèi)，軸上A、B、C、D、E五點的彎矩為： ，作在水平面內(nèi)的彎矩圖如圖（b）所示。在垂直面內(nèi)，軸上A、B、C、D、E五點的彎矩為：作垂直面內(nèi)彎矩圖如

31、圖（c）所示。合成彎矩為：作軸的合成彎矩圖如圖（d）所示。12.3.4 作軸的扭矩圖6作軸的扭矩圖如圖（e）所示。12.3.5 作當量彎矩圖（彎矩，扭矩合成圖）A點：B點：C點：D點： 作軸的當量彎矩圖如圖（f）所示。12.3.6 校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大當量彎矩的強度（即危險剖面C的強度）。由式（18-9）及上面計算出的數(shù)值可得：按表18-6，對于的碳鋼，承受對稱循環(huán)變應力時的許用應力，故安全。12.3.7主軸的靜平衡 制造時要特別注意使兩個齒輪軸（包括其上所有零件）的質量完全相等，它們到主軸的距離也要相等，就能保證主軸的靜平衡。12.3.8主軸的動平衡 當兩個齒輪軸

32、繞主軸公轉時，必將對主軸產(chǎn)生慣性力，其中每個齒輪軸所產(chǎn)生的慣性力，（其中為主軸公轉的角速度，L為主軸到齒輪軸的中心距，m為齒輪軸及其上零件的總質量），即。因為兩個齒輪軸通過軸承，支架固定軸套與主軸緊緊連接在一起，所以可知兩個齒輪軸繞主軸旋轉的角速度相等，如果保證兩個齒輪軸（包括其上所有零件）的質量m完全相等，它們到主軸的距離L也相等，則它們所產(chǎn)生的慣性力F大小相等，方向相反，將兩個齒輪軸上的慣性力平移到主軸上將相互抵消，所以主軸此時必將達到動平衡。彎扭圖如圖9所示：圖1413結論與討論 (1) 該工藝實現(xiàn)難度小 , 機器結構簡單 , 制造成本低 ,操作容易。 （2）該破殼機的不足之處：殼仁分離

33、尚未得到解決。(3)在這次設計中，雖然基本上完成了預定的目標，但本機器同專業(yè)人員設計的機器相比，很明顯存在著一定的差距。由于時間緊，任務重，而且是初次設計，所以難免存在一些問題，需繼續(xù)改進。14 致謝在設計過程中，我們綜合運用了機械設計基礎、工程力學、公差、機械制造工藝學、機械制造基礎等各門課程中的知識，鍛煉了自己獨立分析問題、思考問題，改進創(chuàng)新及實踐動手操作能力，使我們受益匪淺。系里的領導和老師給我們提供了良好的環(huán)境以及經(jīng)濟的援助，特別是指導教師劉長榮，給予我們極大的幫助，包括帶領我們參觀工廠，搜集資料，設計方案的提出，設計過程中的指導，設計結果的審核等，在此我對系里的領導以及老師們致以衷心

34、的感謝。此外，各位同學也給了我們很大的幫助，我們也同樣非常感謝他們。 通過這次設計，我雖然收獲很大，同時我也意識到了自身知識的貧乏，實踐能力的不足。在以后的學習和工作中，我會進一步提高自身的能力，提高自己的素質。參考文獻：1 張展主編，機械設計通用手冊M.北京，中國勞動出版社，1994.52 周開勤，唐蓉城，楊景惠主編，機械設計師實用手冊M.天津科學技術出版社，19953 孫先菊，鄭玉才主編，機械設計基礎M。河南科學技術出版社，1994.124 龔惠義主編，機械設計課程設計指導（第二版）M.高等教育出版社，2000.55 吳宗澤主編，機械設計實用手冊M.北京，化學工業(yè)出版社，2000.66 侯

35、運啟，楊紫鈺主編，工程力學M.河南科學技術出版社，1994.97 黃繼昌，徐巧魚等主編，實用機械機構圖冊M.北京，人民郵電出版社，1996.68 蔡春源主編，新編機械設計手冊M.遼寧科學技術出版社，1993.79 同濟大學、上海交通大學等院校機械設計制圖手冊M編寫組編，同濟大學出版社，1991.810 張展主編，實用機械傳動手冊M.北京，科學出版社，199311 徐瀕主編，機械設計手冊（3.4卷）M.北京，機械工業(yè)出版社，199112機械設計手冊聯(lián)合組編，機械設計手冊（上、中冊）M.北京，機械工業(yè)出版社，198013機械設計工程手冊編輯委員會，機械工程手冊第31-33篇M.北京，機械工業(yè)出版社

36、，198014 東北工學院機械零件設計手冊編寫組，機械零件設計手冊M.北京，冶金工業(yè)出版社，198015 成大先主編，機械設計手冊M，第三版第五卷.北京，化學工業(yè)出版社，199316 胡繼強主編，食品機械與設備M.北京，中國輕工業(yè)出版社，2006.217 The Design of Hazelnut shell breaking machineWu zhi-wang（Dept. of Machinery and Electron, Hebei NormalUniversity of Science & Technology）Guard teacher: Liu Chang-rongAbstra

37、ct : The purpose of this design is to solve food processing artificial right hazelnut shells breaking labor intensity, high cost of the difficulties IBM to replace artificial broken shell, thus saving the bark costs, improve factory efficiency. The aircraft mainly by feeding hopper, rack-grade rolle

38、r, transmission chain, guide rollers, drive gear, squeeze roller, arc tooth plate, Transmission chain and some pieces composed transmission link. A motor-driven, power output from the motor output shaft, and through the conveyor belt to transfer to the main squeeze roller, Squeeze roll with arc tooth plate to send the broken hazelnut shell. then pass gear. In China today has not broken hazelnut shell of the existing mechanical machines, the study of the subject hazelnut shell broken machine is only theoretical research stage.