坚果破壳机说明书

河北农业大学
本科毕业设计
题目：坚果破壳机
学院：工程技术学院
专业班级：机械设计制造及其自动化1301
学号： 2013614800113
学生姓名：张远帆
指导教师姓名：王泽河王伟张博
指导教师职称：教授讲师助教
二O一七年六月一日
坚果破壳机
摘要：减轻人工坚果破壳的工作量繁重、人工成本高的麻烦是我此设计的最终目的用破壳机代替人工来节约破壳成本和提高工厂的效益。

因为坚果种类繁多,这里我选用榛子来作为研究对象。

开发深加工技术,拓宽榛子利用方法是提高榛子商品价值的主要途径,而解决这一问题的前提条件就是对榛子进行去壳。

榛子剥壳机的设计是我本次的审计题目,以前人们的剥壳方法都是通过用手去剥的,这种方法剥出来的榛子仁虽然质量比较高但是生产率比较低,但我设计出来的这款剥壳机,榛子得主动剥壳可以得到实现,而且和人工用手剥壳相比,生产效率得到了大大提升。

然而该产品与发达国家的榛子剥壳机相比,还是有很大的差距的,所以设计出新型的榛子剥壳机是比较迫切的事。

关键词：剥壳机，通用型，加工设计
Chestnut sheller
Abstrac t:the purpose of this design is to solve the problem of artificial and high cost when the nut breaks the shell, and save the cost of shell breaking and improve the benefit of the factory by replacing the manpower with the shell breaking machine. Because of the variety of nuts, I choose hazelnut as the object of study here. Developing deep processing technology and widening the utilization of hazelnut are the main ways to improve the commodity value of hazelnut, and the precondition of solving this problem is to shell the hazelnut. Hazelnut sheller is I design the audit subject, previously shelling methods are adopted by hand stripping, stripping out this method although hazelnut quality is relatively high but the productivity is relatively low, but the shelling machine designed by me, the initiative to get hazelnut peeling, and compared with the artificial hand peeled, the production efficiency has been greatly improved. However, the hazelnut sheller products compared to developed countries, there is still a big gap, so the design of hazelnut sheller model is more urgent.
Keywords:Sheller, universal design, processing
第1章绪论 (3)
1.1 研究背景及意义 (3)
1.2.1国外研究现状 (4)
第2章总体设计 (4)
2.1 主要结构及工作原理 (4)
2.1.1 主要结构 (5)
2.1.2工作原理 (5)
2.2技术参数 (5)
第3章主要零部件的设计 (5)
3.1电动机的选择 (5)
3.1.1选择电动机类型 (6)
3.1.2 电动机转速的选择 (6)
3.2减速机构的设计 (6)
3.2.1分配传动比 (7)
3.2.3齿轮的设计 (8)
3.2.4轴及轴承装置、键的设计 (11)
3.3V带传动的设计 (15)
3.3.1 V带的基本参数 (15)
3.3.2 带轮结构的设计 (17)
3.4主轴的设计与校核 (18)
3.4.1 轴上的功率P、转速n、转矩T (18)
3.4.2 初步确定轴的最小直径 (18)
3.4.3 轴的结构设计 (19)
3.4.4轴上的载荷 (19)
3.4.5精确校核轴的疲劳强度 (20)
3.5主轴承的选择与校核 (22)
3.5.1计算轴承受到的径向载荷 (22)
3.5.2计算轴承轴向力 (23)
3.5.3求轴承的当量动载荷 (23)
3.5.4验算轴承的寿命 (23)
3.6机体部件的设计 (24)
3.6.1入料口、出料口 (24)
3.6.2旋切滚筒、滚刀 (24)
3.6.3栅条圆筒、栅条 (25)
3.6.4钢丝毛刷、筛网 (25)
3.6.5机架 (26)
参考文献 (28)
总结 (29)
第1章绪论
1.1 研究背景及意义
坚果是一种人们生活中不可缺少的重要资源,如花生就可以榨油。

人体所需的微量元素在米蔬中很难获取,但食用坚果就能很好的获取。

坚果的外壳普遍坚硬有韧性。

在使用人力的破壳器时,很难掌握自身的力量来打破外壳,力量小会无法打破外壳,但是力量过大就会发生内核都破坏现象。

坚果机械的初始加工称为坚果机械的第一加工。

中国每年大量坚果需要处理。

到目前为止,中国大部分坚果加工仍然遵循传统的手工加工方式现有坚果破壳工具,所以坚果开发加工在破壳上仍然有很大的发展空间,对现代坚果食品加工质量水平也需要机密的破壳机具来提高。

1.2国内外研究现状
1.2.1国外研究现状
在西欧诸国的第三次工业革命时期就已经有机械破壳的方法研发出来了。

国外利用喷洒乙烯对坚果进行催熟,使果实脱落不是用人工操作而是使用机械手臂来震动果树果木。

在加上国外是高度机械化而且是种植坚果是密集分布,例如美国就分有玉米种植区、大豆种植区、甜菜种植区等等。

他们使用对地的机械收集器来一次性收获完毕,然后集合大量农业车统一运输到加工厂加工,农厂没有在储存上消耗太多的成本。

而目前,国内由于坚果种植区不密集多坡度无法机械快速收集,个体农厂产量少无法形成大规模的同一种植采取储存加工的完备的生产链。

浪费了大量成本。

1.2.2国内研究现状
我国是从20世纪后期才开始着手坚果破壳机的研发而且我国坚果剥壳机具发展缓慢,坚果质量无法与国外的坚果加工生产链的生产质量相比。

利用传统剥壳方法,我国积极研制和开发了新的破壳方案。

我们的母校就利用坚果壳的内部有气孔,在密闭环境下施以高压使坚果自我爆破的新型坚果破壳机。

在多年的研发中,我们开发出数种新型破壳法,下面我举几个例:(1)利用微波加热形成高压水汽的微波法;(2)利用坚果在高压室中停留适当时间后瞬间泄压的高压膨胀法;(3)利用坚果在高压高压室中停留适当时间后瞬间脱离高温高压环境使坚果自我爆破的能量法。

(4)将坚果放置于真空高温的环境中,由于坚果失水使果壳变脆,壳内部有相对外界的高压使坚果自我爆破的高真空度法。

(5)采用超声波产生与外在环境发生的连锁反应来破壳的超声波法。

(6)用化学溶剂来腐蚀坚果外壳的化学腐蚀法。

但是我国的大部分的坚果破壳机依然依靠人工喂料和定位。

在使用坚果破壳设备是使用剪切法,研磨法,撞击法。

种植业和坚果加工业缺乏合作,应采用乡与乡的联合而且我国没有形成大规模的生产带,中间产了人力、物力的浪费。

第2章总体设计
2.1 主要结构及工作原理 2.1.1 主要结构
坚果破壳机是由出料口、入料口、电动机、大带轮、减速器、传动轴、滚筒、机架等部件组成。

2.1.2工作原理
榛子从入料口进入滚筒,榛子因自身重力进入滚筒上与水平方向上20°的外槽并沿滚筒的带动下相互摩擦机架上的内壁,可以使榛子仁与榛子外壳剥离。

因滚筒上有螺旋形的槽使剥离后果仁和破碎的外壳可自行在滚筒的带动下进入栅网。

榛子进入筛网,在钢丝毛刷的作用下,使未完全脱去外壳的榛子仁完全脱离。

在钢丝毛刷的旋转作用下果仁从出料口排出。

2.2技术参数
外形尺寸（mm ） 1000×700×900 配套动力（kW ） 1.1 生产率（kg/h ） 70
第3章 主要零部件的设计
3.1电动机的选择
滚筒的旋转必需保障能将部分榛子壳剪切开，当榛子果的弹性模量为120mpa ，破榛子壳所需的力约为7-9N ，达到榛子壳破碎的效果。

通过资料查找可知，每个叶片间距的约10cm ，根据此依据设计旋切滚筒的转速与半径。

由于榛子破壳受力比较复杂，所以取理想情况，根据动能定理，则有：
S F mv ∆=-02
1
2； 60
πD
n v =
； 上式中：m-单个榛子平均质量（kg ）；
v-滚筒线速度（m/s ）; n-滚筒转速（r/min ）; D-滚筒直径（m ）; F-滚筒对榛子的打击力（N ）;
△S-榛子受刀具冲击相对位移（m ）;
由此计算榛子破壳所必要的滚筒的转速185-216r/min ，因而取主轴转速200r/min 。

因此单个榛子脱壳所需的功率为Fv p = 由以上公式可得滚筒线速度v ：
s
m D v /23.5605
.014.320060n π=⨯⨯==
所以功率为:
w Fv P 16.2623.55=⨯==
参考相关资料可知道该机具的生产率为:h kg /70，可知单位时间可对kg 02.0的榛子进行
破壳，所以所需总功率P 为：
kw 1.0w 13.98371.32≈=⨯=总P
3.1.1选择电动机类型
因为室内工作运动，所以选择Y 系列三相异步电动机。

3.1.2 电动机转速的选择
对比查阅坚果破壳机主轴工作转速为185r/min~215r/min ，初步选取主轴工作转速：
m in /200r n w =
展开式单级齿轮荐的传动比为：6~2=i
V 带的传动比为：4~2=带i 得总推荐传动比为：24~4==带减i i i
所以电动机实际转速的推荐值为：
m in
/4800~800r i n n w ==
符合这一范围的同步转速为3000r/min 、1500、
1000。

综合考虑选用同步转速1500r/min 的电机。

综上述选择型号为490-s Y ，满载转速m in /1400r n m
=，额定功率为kw 1.1。

3.2减速机构的设计 3.2.1分配传动比
（1）总传动比 满载转速m in /1400r n m
=。

故总传动比为：
7200
1400
==
=
n
n w
m i （2）分配传动比
带传动比V ，选干涉匀称、、结为使传动装置尺寸协调现象不发生构5.2:=带i
则减速器的传动比为：8.25
.27
==
=
带
减i i i ； 3.2.2运动和动力参数计算
（1）各轴的转速 1轴 m in /140001
r n n m ==； 2轴 min /5008.2140012r i n n ===
减； 主轴 min /2005
.250023r i n n ===
带 （2）各轴的输入功率 1轴 kw P P 089.199.01.1101=⨯=⋅=η；
2轴 kw P P 046.199.097.0089.13212=⨯⨯=⋅⋅=ηη；
主轴 kw P P 994.096.099.0046.14223
=⨯⨯=⋅⋅=ηη；
（3）各轴的输入转矩 1轴 m N n P T ⋅=⨯==43.71400
089.195509550
11
1； 2轴 m N n P T ⋅=⨯==98.19500046.195509550
222； 主轴 m N n P T ⋅=⨯==46.47200
994
.095509550333； （4）整理列表
各轴的主要数据列表
轴名 功率kw P /
转矩m N T
⋅/
转速min)/(⋅r n
传动比
1轴
1.089 7.43
1400 1
2轴 1.046 19.98 500 2.8 主轴
0.994
47.46
200
2.5
3.2.3齿轮的设计
（1）选精度等级、材料和齿数
采用7级精度由表6.1选择小齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS ，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为210HBS 。

选小齿轮齿数201=Z ，
大齿轮齿数562028122=⨯==Z i Z ，取562=Z （2）按齿面接触疲劳强度设计 由设计计算公式进行试算，即
32
11)
]
[(132.2H E d t t Z u u T k d σ+⋅Φ≥
1） 确定公式各计算数值 （a ）试选载荷系数6.1=t K （b ）计算小齿轮传递的转矩
m N T ⋅=43.71
（c ）小齿轮相对两支承对称分布，选取齿宽系数0.1=Φd （d ）由表6.3查得材料的弹性影响系数2
/18.189MPa Z E =
（e ）由图6.14按齿面硬度查得
小齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 5501lim =σ 大齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 5002lim =σ （f ）由式6.11计算应力循环次数
9111061.1)183008(114006060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==h jL n N
89
21076.58
.21061.1⨯=⨯=N
（g ）由图6.16查得接触疲劳强度寿命系数
87.01=N Z 9.0.02=N Z
（h ）计算接触疲劳强度许用应力
取失效概率为1％，安全系数为S=1，由式10-12得
[]MPa MPa S
Z H N H 5.47855087.01
lim 11=⨯==σσ
[]MPa
MPa S
Z H N H 4505009.02
lim 22=⨯==σσ
（i ）计算
试算小齿轮分度圆直径t d 1，代入][H σ中的较小值
mm d t 97.32)450
8.189(8.28.30.11043.76.132.232
3
1=⨯⨯⨯⨯≥
计算圆周速度v
s m n d v t /42.2600000
1400
97.3214.31000
601
1=⨯⨯=
⨯=
π
计算齿宽b
mm d b t d 97.3297.320.11=⨯=Φ=
计算齿宽与齿高之比b/h 模数mm Z d m t nt 649.120
97.3211===
齿高
89
.871.3/97.32/71.3649.125.225.2===⨯==h b mm m h nt
计算载荷系数K
根据s m v /82.1=，7级精度，查得动载荷系数1.1=V K 假设mm N b F K t A /100/<，由表查得
0.1==ααF H K K
由表5.2查得使用系数3.1=A K 由表查得293.1=βH K 查得28.1=βF K
故载荷系数849.1293.10.11.13.1=⨯⨯⨯==βαH H V A K K K K K （j ）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式可得
mm K K d d t t 6.346.1/849.197.32/3311=⨯==
（11）计算模数ｍ
mm Z d m 73.120/6.34/11===
（3）按齿根弯曲强度设计 弯曲强度的设计公式为
3
211
][2F S F d n Y
Y Z KT m σαα⋅Φ≥ （a ）确定公式内的计算数值 由图6.15查得
小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa FE 3801=σ 大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa FE 3602=σ 由图6.16查得弯曲疲劳寿命系数
83.01=N Z 86.02=N Z 计算弯曲疲劳许用应力
取失效概率为1％，安全系数为S=1.3，由式得
[]MPa S
Z FE N F 62.2423.1380
83.01
11=⨯=
=σσ
[]MPa S
Z FE N F 15.2383
.1360
86.02
22=⨯=
=σσ
计算载荷系数
83.128.10.11.13.1=⨯⨯⨯==βαF F V A K K K K K
（b ）查取齿形系数
由表6.4查得8.21=Fa Y 42.22=Fa Y （c ）查取应力校正系数 由表6.4查得
55.11=Sa Y 65.12=Sa Y
（d ）计算大小齿轮的]
[F Sa Fa Y
Y σ，并比较
01677
.015
.23865
.142.2][01789
.062.24255
.18.2][222111=⨯==⨯=F Sa Fa F Sa Fa Y Y Y Y σσ
小齿轮的数据大 （e ）设计计算
mm m 07.101789.020
11043.783.1232
3=⨯⨯⨯⨯⨯≥ 对比计算结果由，齿面接触疲劳强度计算的模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，可取有弯曲强度算得的模数mm 06.1，于是取齿轮模数第一标准系列值mm m 5.1=。

并按接触强度算得的分度圆直径mm d 6.341
=
算出小齿轮齿数07.235.1/6.34/11===m d Z 取241=Z 大齿轮齿数2.67248.2122=⨯==Z i Z 取672=Z （4）几何尺寸计算 （a ）计算分度圆直径
mm
m Z d mm m Z d 5.1005.167365.1242211=⨯===⨯==
（b ）计算中心距 mm d d a 25.682/)5.10036(2/)(21=+=+=
（c ）计算齿宽宽度mm d b d 36360.11=⨯==φ取35mm
齿轮主要参数列表
1 齿数 Z 67.24
2 模数 m
mm 5.1
3 分度圆直径 21d d mm .mm,510036
4 齿顶高 a h
mm 5.1 5 齿根高 f h
mm 875.1 6 全齿高 h
mm 375.3
7 顶隙 c
mm 375.0 8 齿顶圆直径 21ααd d mm
mm 5.103,39 9 齿根圆直径 21f f d d
mm
mm 75.96,25.32
10 齿宽度 21,B B
mm
mm 35,40
11
中心距
a
mm 25.68
3.2.4轴及轴承装置、键的设计
（1）轴1的设计 1）尺寸与结构设计计算 （a ）高速轴上的数据
kw P 089.11=，m in /14401r n =，mm N T ⋅=43.71
（b ）初步确定轴的最小直径 先按式3
n
d P
C ⋅≥初步估算轴的最小直径。

选用45钢，调质处理。

根据机械设计表11.3，
取112C =，于是得：
mm
P C 3.101400
089
.1112n d 3322=⨯=⋅≥
（c ）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
该处开有键槽故轴径加大10％～15％，且这是安装联轴器的直径，取mm 16。

轴的结构设计：
为了满足带轮的轴向定位，Ⅱ-Ⅰ轴段右端要有一轴肩，故取Ⅲ-Ⅱ段直径为
19mm =d -d ⅢⅡ。

因轴承径向和轴向上不受力，根据19mm =d -d ⅢⅡ，取用6204型深沟球轴承，其尺寸为
13mm ×42mm ×20mm =T ×D ×d ，则有20mm =d -d =d -d ⅥⅤⅣⅢ,13mm =L Ⅱ，轴承
中间处用轴肩定位，这段取直径25mm =d -d ⅤⅣ。

右端轴承与齿轮之间应有一套同固定，Ⅵ-Ⅴ长应为：取套同长12mm ，则
17mm =L -L ⅥⅤ。

齿轮为齿轮轴此轴段长40mm =L Ⅶ-Ⅵ。

取轴承端盖总宽为32mm ，外端面与联轴器右端面间距离为10mm ，故取42mm =L Ⅲ-Ⅱ。

结合箱体结构，取76mm =L Ⅴ-Ⅳ。

（d ）轴上零件的周向定位
联轴器与轴的周向定位均用平键联接。

按18mm =d Ⅶ-Ⅵ查得平键截面
6mm ×6mm =h ×b ，键槽用铣刀加工，长40mm ，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中
性，故选择齿轮轮毂与轴配合为H6/n5。

2）强度校核计算
（a ）求作用在轴上的力
已知高速级齿轮的分度圆直径为d =mm 36 ，根据《机械设计》（轴的设计计算部分未作说明皆查此书）式14)-(10，则
N F N
tg F F N d T F a n
t r t 02.150208.412cos tan 8.412103643
.7223==︒⨯===⨯⨯==
-βα
（b ）求轴上的载荷（详细过程以轴2为例，其他轴类似不一一复述）
首先根据轴的结构图作出计算简图并明确轴承支点位置,对于6204型深沟球轴承,查得
13mm =a 。

因此,轴的支撑跨距为120mm =L1。

计算出截面C 处的MH 、MV 及M 的值列于下表。

截面C 处的MH 、MV 及M 的值列表
载荷
水平面H
垂直面V
支反力F
N F NH 5431=，N F NH 2622=
N F NV 2371-=，
N F NV 5162=
C 截面弯矩M mm N L F M NH H
⋅=⨯=518532
总弯矩
mm
N M M M V H ⋅=+=+=68646455515185222
2max mm
N M L F M a
NV V ⋅=+⨯=4555132
扭矩
mm N T ⋅=7430
图3-1 轴1弯矩图和扭矩图
（c ）按弯扭合成应力校核轴的强度
根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取6.0=α，轴的计算应力
()Mpa Mpa W T M ca 61.1816
1.074306.068646)(3
2
222=⨯⨯+=+ασ＝ 已选定轴的材料为Cr 45，调质处理。

由表115-查得70MPa ][1-=σ。

因此][1-ca σσ<，故安全。

（2）轴2的设计
1） 轴2的转速和功率转矩：
P 2=1.046Kw ，n 2=500r/min ，T 2=19.98N.m
2） 求作用在齿轮上的力 （a ）求作用在低速级齿轮上的力
圆周力：N
d T F t 6.3975
.1001098.19223
123=⨯⨯==
径向力：N F F n t r 72.14420tan 6.397tan 33=︒⨯=⋅=α 轴向力：03=a F 3）初步确定轴的最小直径
先按式d C ≥选取45钢，调质处理。

根据机械设计-表315-，取112C =，于是得：
mm P C 32.14500
046.1112n d 33
22=⨯=⋅≥ 该轴有两处键槽，轴径应增加10%~15%，Ⅱ轴的最小直径显然是安装带轮处轴的直径∏-I d 和，故mm d 18=∏-I
4）轴的结构设计
（a ）拟定轴上零件的装配方案
（b ）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度及轴上零件的周向定位见图纸。

5）求轴上的载荷
对于6205型深沟球轴承mm a 15=，
计得：mm L 731=，mm L 1702=，mm L 843=根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。

如下图所示
轴的载荷列表
载荷
水平面
垂直面
支反力F
N F NH 5.22301=
N F NH 5.22692= N F NV 3.7321=
N F NV 5572= 弯矩M
mm N M H ⋅=622451
mm N M H ⋅=3.194212
mm N M V ⋅=470101
总弯矩 mm N M M M V H ⋅=+=4.70562
12
11 扭矩T
mm N T ⋅=104602
mm
N M V ⋅=5.123132
图3-2 轴2弯矩图和扭矩图
6）按弯扭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，即圆柱齿轮的截面，取6.0=α，轴的计算应力：
MPa W
T M ca 5.2718
2)
418(412321814.3104606.0(4.7056)(2
32
22
22
1=⨯-⨯⨯-⨯⨯+=
⋅+=
）
ασ
前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计表113-，查得[]MPa 601=-σ，因此
[]1-<σσca ，安全。

3.3V 带传动的设计 3.3.1 V 带的基本参数
（1）确定计算功率c P ：
已知：kw P 046.1=；m in /500r n m = 查《机械设计基础》表813-得工况系数：5
.1=A
K
则：kw kw P K P A c 36.1046.13.1=⨯=⋅=
（2）选取V 带型号：
根据c P 、m n 查图13-15选用A 型V 带 （3）确定大、小带轮的基准直径d d 1）初选小带轮的基准直径：
mm d d 801=
2）计算大带轮基准直径：
mm d i d d d 200805.212=⨯=⋅=带
圆整取mm d d 2002
=，误差小于5%，是允许的。

（4）验算带速：
s m s m n d v m
d /)25,5(/09.51000
60500
8014.31000
601∈=⨯⨯⨯=
⨯=
π
带的速度合适。

（5）确定V 带的基准长度和传动中心距： 1）中心距：
)(2)(7.021021d d d d d d a d d +<<+
初选中心距mm a 400= 2）基准长度：
mm
a d d d d a L d d d d d 6.1248400
4)80200()20080(214.340024)()(222
2
122100
=⨯-+
+⨯+⨯=-+
++=π
对于A 型带选用mm L d 1250= 3）实际中心距：
mm L L a a d d 7.4002
6
.12481250400200=-+=-+
≈ （6）验算主动轮上的包角1α： 由a
d d d d
3.57)(18012
1
--=α
得
1208.162400
3.57)80200(1801≥=⨯
--=α 主动轮上的包角合适。

（7）计算V 带的根数z ：
L
A r
K K P P P
K P P z c α)(00∆+=
=
m in /1400r n m =，mm d d 801=查《机械设计基础》表13-3 得：kw P 35.00=； 5.2min /1400==带，i r n m ，查表得：kw P 06.00=∆；
由
8.1621=α查表得，包角修正系数95.0=αK
由mm L d 1250=，与V 带型号A 型查表得：96.0=l K
综上数据，得55.396
.095.0)06.036.0(36
.1=⨯⨯+=z
取104<=z 合适。

（8）计算预紧力0F （初拉力）： 根据带型A 型查表113-得：m kg q /1.0=
N
qv k zv P F c 1.5792.51.0195.05.209.5436.150015.250022
0=⨯+⎪⎭
⎫
⎝⎛-⨯⨯
=+⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛-⨯=α （9）计算作用在轴上的压轴力Q F ：
N
ZF F Q 7.4512
8.162sin 1.57422
sin
21
0=⨯⨯⨯==
α
其中1α为小带轮的包角。

V 带传动的主要参数列表
带型
带轮基准直径(mm)
传动比
基准长度(mm)
A
801
=d d
2002
=d d
5.2
1250
中心距（mm ）
根数
初拉力(N)
压轴力(N)
7.400
4
1.57 7.451
3.3.2 带轮结构的设计
（1）带轮的材料：
采用铸铁带轮（常用材料HT200） （2）带轮的结构形式：
V 带轮的结构形式与V 带的基准直径有关。

小带轮接电动机，mm d d 801=较小，所以采
用实心式结构带轮，大带轮接主轴，mm d d 2001
=较小，所以采用孔板式。

图3-3 大带轮结构图
3.4主轴的设计与校核
3.4.1 轴上的功率P 、转速n 、转矩T
主轴上的功率P3,转速n3和转矩T3
kw P 994.03=，
min /2003r n =，mm N T ⋅=46.473
3.4.2 初步确定轴的最小直径
先按机械设计式
）2—15（初步估算轴的最小直径。

选取轴的材料45号钢，调制处理。

根据表3—15，取A 0=112，于是得
mm P C 11.19200
994
.0112n d 33
22=⨯=⋅≥ 轴的最小直径显然是安装V 带从动轮处的直径II -I d ，为了使所选的轴的直径II -I d 与从动轮的直径相配合，故取24mm II -I =d ,V 带轮的长度50mm =L ，V 带轮与轴配合的毂孔长度
48mm =L 1。

3.4.3 轴的结构设计
（1）拟定轴上零件的装配方案
本轴的装配方案及定位采用如下图所示的方案
图3-4 轴的结构与装配50mm =L
（2）确定轴的各段直径和长度
1）
Ⅱ-Ⅰ轴段左端需制出一轴肩来满足V 带轮的轴向定位，故取28mm =d Ⅲ—Ⅱ；V 带轮与轴配合的毂孔长度50mm =L ，为了保证轴挡圈只压在V 带轮上而不压在轴的端面上，故
Ⅱ-Ⅰ段的长度应比1L 略短些，现取48mm =L Ⅱ-Ⅰ。

2）初步选择角接触球轴承。

参照工作要求并根据28mm =d Ⅲ—Ⅱ，由轴承产品目录中初步选用标准精度级角接触球轴承7206AC ，其尺寸为306216d D B mm mm mm ⨯⨯=⨯⨯。

采用轴肩来对滚动轴承进行轴向定位。

由手册上查得7206AC 型轴承的定位轴肩高度5mm =h ，因此，取35mm =d Ⅴ—Ⅳ。

3）取安装双齿盘的轴段Ⅴ-Ⅳ的直径35mm =d Ⅴ—Ⅳ，齿盘右端与右轴承之间采用套筒定位，已知齿盘的厚度为mm 23，为了压紧齿盘，故取44mm =L ，44mm =L Ⅶ-ⅥⅤ—Ⅳ。

左端与左轴承之间用轴肩定位，轴肩高度7mm =h 则周环处的直径42mm =d Ⅵ—Ⅴ，周环的宽度
1.4h ≥b ，取10mm =L Ⅵ—Ⅴ。

4）轴承端盖的总宽度为20mm 。

为了方便维修和护理，故取50mm =L Ⅲ—Ⅱ，
50mm =L Ⅸ-Ⅷ。

5）在确定滚动轴承位置时，因支架内齿盘对称，轴承宽度20mm =B ，则
80mm =l 80mm;=l Ⅷ-ⅦⅣ—Ⅲ。

轴的最左端固定带轮，已知带轮的30mm =L ，轴端采用的挡
板固定，只压在带轮上来保证轴挡圈，故Ⅹ-Ⅸ段的长度应比L 略短些，现取28mm =l Ⅹ-Ⅸ。

，各轴各轴肩处的圆角
轴考表，取尺寸
）确确定轴上圆角和倒4带轮与轴的配合为。

V 平键键位带轮与轴的连接，选用V 为；同样，故选选择齿盘与轴的配配合有良好的对合有良同时时为了保证齿盘与键槽铣刀加工，长为，查得平键截面，键槽用用平键平键连接。

按由）轴轴上零件的轴向定
3各段直径和长段直
步此，初步确略短些，
面上，故段的长上，故带轮上而不压在轴的端V 挡圈只压在挡板固定，为了保证轴知带带轮的，轴端采用的最左端固定带最左端架内齿内齿盘对称，则，已知轴已知轴承宽度在确确定滚动轴承位置）由于支架总由于支架距离离，故取，
端面与从动面与从动轮脂的要求，取端盖的外及便于对便于对轴承添。

根据轴根据轴承端盖）轴轴承端盖的总宽度环处的直径，周环
肩定位，轴定位，轴肩左端与左轴端与左轴承短于轮于轮毂长度，故地压压紧齿辊，此轴段，为为了使套筒端面可位，已知齿，已知齿盘右轴轴承之间采用套筒Ⅴ的直径，齿的直径，-Ⅳ）取安装双齿取安装双轴肩高度，因此，取。

册上查上查得型轴承的肩进进行轴向定位。

由。

左端滚左端滚动轴承接触球轴触球轴承，其初步步选用标准精度级据，由轴，由轴承产品承。

参照工作要求并根）初步初步选择角接触略短些，现短些
面上，故段的长上，故带轮上而不压在轴的端V 在，为为了保证轴挡圈只50mm =L 度带轮与轴配合的毂孔长V ；带轮的轴向定位，故取V 肩来满来轴轴段左端需制出一 （3）轴上零件的轴向定位
齿盘与轴之间采用平键连接。

按Ⅴ—Ⅳd 由手册查得平键截面10836b h l ⨯⨯=⨯⨯，键槽用
铣刀加工，长为36mm ，选择齿盘与轴的配合为H7/m6，来使齿盘与轴配合有良好的对中性。

同样，V 带轮与轴的连接，选用平键位8730b h l ⨯⨯=⨯⨯，V 带轮与轴的配合为H7/m6。

轴承
与轴之间过渡配合，此处选轴的直径尺寸公差为k6。

（4）确定轴上圆角和倒角尺寸 参考表2-15，取轴端倒角为1.245⨯︒。

（5）轴的润滑
采用涂机油的方式进行。

3.4.4轴上的载荷
现将计算出的截面D 处的H M 、V M 及M 的值列于下表（参看图3-6）。

表3-1截面C 处的MH 、MV 、M 值
载荷 水平面H
垂直面V
支反力F 1821NH F N =2567NH F N =
11378NV F N =2987NV F N =
弯矩M 59112H M N mm =⋅
112996V M N mm =⋅
总弯矩 127500M N mm =⋅
扭矩T
147460T N mm =⋅
图3-5 主轴的载荷分析图
根据以上所算得数据，取,6.0=α330.10.1354287.5W d ≈=⨯=。

轴的计算应力
30.2ca MPa σ=== 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表1-15查得[]160MP σ-=。

因此[]1ca σσ-<，故安全。

3.4.5精确校核轴的疲劳强度
（1）判断危险截面
只有截面IV 过盈配合引起的应力集中最严重，因而该轴只需校核截面IV 左右两侧即可。

（2）校核截面Ⅳ左侧
(
)
333W 0.135mm 4287.58mm =⨯=
(
)
333T W 0.235mm 8575mm =⨯= 左侧的弯矩()M 127500N.mm 22
2984094
=⨯= 截面的扭矩()T 37260N.mm = 交接处左侧的弯曲应力：
()M 29840 6.9MPa W 4287.5
σ=
== 交接处左侧的扭转切应力：
()T T T 37260 4.35MPa W 8575
σ=
== 轴的材料为
45
钢，调质处理。

由表
15-1
查得：
640B MPa σ=1275MPa σ-=1155MPa τ-=。

截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数ασ和ατ按附表3-2查取。

因 有效应力集中系数 由
r 20.057d 35==，D 35
1.17d 30
==。

经查值后查得： 1.74, 1.51στ==αα。

又由附图1-3可得轴的材料的敏性系数为：
0.81q σ=，q 0.76τ=
故有效应力集中系数按式（附3-4）为
K 10.81(1.741) 1.6
1q (1)σσσ==+⨯-=+α-
K 10.76(1.511) 1.391q (1)τττ==+⨯-=+α-
由附图2-3得尺寸系数0.72σε=；由附图3-3得扭转尺寸系数0.84τε=。

1-3 轴按磨削加工，可得表面质量系数为0.92στββ==。

计算安全系数：
1a m 275
S 24.9K 1.6 6.90.150
-σσσσ=
==σ+ϕσ⨯+⨯
1a m 155
S 14.36
19.619.6
K 1.390.07522
-ιττσ=
==ι+ϕτ⨯+
⨯ca S 12.45=
=
=
因[]ca S S 1.5>= 故安全。

（3）校核截面Ⅳ右侧
(
)
333W 0.1d 0.1302700mm ==⨯= (
)
333T W 0.2d 0.2305400mm ==⨯=
交接处的右侧弯矩()M N.mm 29840= 弯矩()T 37260N.mm = 弯曲应力()M 2984011.1MPa W
2700σ=
== 扭转切应力()T T
T
37260 6.9MPa W 5400
σ=
=
=
过盈配合的应力集中系数插值法查得：
K 2.60σ
σ
=ε
K 1.8τ
τ
=ε
查表得绝对尺寸影响系数为：
0.81,0.76στ==εε
表面质量系数 0.93β= 疲劳强度的综合影响系数为：
K K 2.781
1σσσσ
=
=ε+-β K K 1.941
1ττττ
=
=ε+-β 计算安全系数：
1a m 275
S 8.9K 2.7811.10.10
-σσσσ=
==σ+ϕσ⨯+⨯
1a m 155
S 10.8
1414
K 1.940.07522-ιττσ=
==ι+ϕτ⨯+⨯
ca S 8.3=
=
=
因[]ca S S 1.5>=所以此轴满足条件。

3.5主轴承的选择与校核 3.5.1计算轴承受到的径向载荷
（1）查机械设计手册可知，7206AC 的，16800r C N =，012200r C N = 前面求得的两个轴承所受的载荷分别为：
N F NH 3.2601=，N F NV 8.941=，
N F NH 3.6852=，N F NV 4.2492=；
（2）轴承寿命的计算，轴承采用正装其轴承的支反力
1277r F N = 2729r F N =
3.5.2计算轴承轴向力
初选轴承型号7206AC ，查表得e 0.68= 1.6Y =0Y 0.9=，()r 16.8KN C = ()12.2or C KN =，
11227786.6()2 1.6
r s Y N F F ===⨯ 222729278()2 1.6
r s Y N F F ===⨯ 因1186.660146.6()s a s N F F F +=+=>
，所以：11146.6()a s a N F F F =+=
a 2s 2278(N)F F ==
3.5.3求轴承的当量动载荷
确定轴承的径向动载荷系数和轴向动载荷系数
11146.60.53277
a r e
F F ==<
222780.38729
a r e F F ==< 所以轴承1和轴承2都取：
1X =，Y 0=，
计算轴承的当量动载荷
()()()1p 1r11a1X . 1.112770146.6304.7N F Y F P f .=+=⨯⨯+⨯=
()()()2p 2r22a 2X . 1.117290278802N F Y F P f .=+=⨯⨯+⨯= 3.5.4验算轴承的寿命
因12P P <，所以按轴承2验算寿命。

106
63
3
6
r h 2C 101016.810L 2.3210(h)60n P 60182802ε
⎛⎫⎛⎫⨯=
==⨯ ⎪ ⎪⨯⎝⎭
⎝⎭
轴承预期寿命'
5300812000h L h =⨯⨯=。

因'
h h L L >,故7206AC 轴承满足使用。

3.6机体部件的设计
3.6.1入料口、出料口
图3-6.1 入
料斗图
图3-6.2 出料斗图
3.6.2滚筒
图3-7 旋切滚刀、滚刀图
3.6.3栅条圆筒、栅条
栅笼是利用在板料的圆形槽内插入栅条的两头来形成的。

为了防止榛子仁从栅笼掉落，我查询资料得知榛子仁的尺寸一般为cm 1513 ，我确定栅条间距为10mm 。

经过实验发现栅条采用φ10圆截面长条效果最佳。

在栅笼装砌完成之后，为了防止栅条松动必须要太上锁紧条。

图3-8 栅条圆筒、栅条图
3.6.4钢丝毛刷、筛网
图3-9钢丝毛刷、筛网图
3.6.5机架
机架的确定根据剥坚果果壳的重量和破壳机的所以组成部件来对机架的大小和材料进行进一步的确定。

机架
所承载的压力为N
G F
40000≈=
因整个机架采用66363⨯⨯L 焊接而成，所以根据承载力计算公式：
L Pac M /= (初定L 为1000mm ）
（仅用于截面) 12
h
h h b W ⨯⨯⨯=
根据以上公式可得M N M .23920= 242.10cm W =
由此可得
查表13-3所得，普通碳素钢A Q 235的抗拉强度为Mpa Mpa 410-375。

完全满足机架的强度。

图3-10 支架图
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W
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总结
本文是围绕农用机械产品——榛子破壳机的设计，实现了机械化，应用本机器后，可使广大农民群众大大节省劳动量，提高生产效率和生产质量。

该机的关键部分是栅笼结构，因为榛子破壳的整个过程都是由这两部分完成的，剥出来的榛子能不能符合要求，完全是看滚筒和箱体内壁的力性能能不能达到要求。

对榛子破壳机械的发展现状以及发展前景作出了简明的概括和分析。

随着毕业日子的到来，毕业设计也接近了尾声。

经过几周的奋战我的毕业设计终于完成了。

在没有做毕业设计以前觉得毕业设计只是对这几年来所学知识的单纯总结，但是通过这次做毕业设计发现自己的看法有点太片面。

毕业设计不仅是对前面所学知识的一种检验，而且也是对自己能力的一种提高。

通过这次毕业设计使我明白了自己原来知识还比较欠缺。

自己要学习的东西还太多，以前老是觉得自己什么东西都会，什么东西都懂，有点眼高手低。

通过这次毕业设计，我才明白学习是一个长期积累的过程，在以后的工作、生活中都应该不断的学习，努力提高自己知识和综合素质。

在这次毕业设计中也使我们的同学关系更进一步了，同学之间互相帮助，有什么不懂的大家在一起商量，听听不同的看法对我们更好的理解知识，所以在这里非常感谢帮助我的同学。

在设计过程中，我通过查阅大量有关资料，与同学交流经验和自学，并向老师请教等方式，使自己学到了不少知识，也经历了不少艰辛，但收获同样巨大。

在整个设计中我懂得了许多东西，也培养了我独立工作的能力，树立了对自己工作能力的信心，相信会对今后的学习工作生活有非常重要的影响。

而且大大提高了动手的能力，使我充分体会到了在创造过程中探索的艰难和成功时的喜悦。

虽然这个设计做的也不太好，但是在设计过程中所学到的东西是这次毕业设计的最大收获和财富，使我终身受益。