自动核桃脱壳机设计_毕业设计说明书(编辑修改稿)

自动核桃脱壳机设计_毕业设计说明书(编辑修改稿)内容摘要：

匀平动到下一工作区，核桃在该区受到微量挤压，被挤压的核桃由破壳辊再次带动到下一工作区，如此 6 循环往复 ,被挤压程度逐渐加深，当核桃被挤压到核桃壳最大挤压变形量 最大 时，核桃破裂，破裂的核桃从出料口排出。 1 辅助破壳辊 2 挡板 3 破壳棍 4 机架 5 带传动 6 电机 7 出料斗 8 挤压间距调整机构 9 喂料斗 图 26 新农大史建新 多辊挤压式核桃破壳机结构简图 总体方案 核桃和核桃仁是我国传统的出口商品，外贸部门根据核桃仁的完整程度将其分为一路仁、二路仁和碎仁。 一 路仁是指半仁及大半仁，二路仁是指四分仁以及比 1/4 大的三角仁，比 1/4 还小的仁称为碎仁。 二路仁与二路之和统称为高路仁。 高路仁重与仁总重的比值称为高路仁率，这是评价核桃脱核机的一个重要指标，另一个指标是： 剥核率 =（核桃总量 含仁的核重） /核桃总重 图 27 核桃的内部结构 核桃的总类：核桃划分为四个品种群，如表 21。 表 21 核桃品种群 单位（ mm） 品种群 核桃壳厚度 含仁率（ %） 横膈膜 内褶壁 取出仁 纸皮核桃 65 退化 退化 全仁 薄壳核桃 1~ 50~ 64 呈膜质 退化 半仁 中壳核桃 ~ 41~ 49 呈革质 不发达 1/4 仁 后壳核桃 41 呈骨质 发达 碎仁 注：。 因此，此种核桃脱核机所剥核的对象是指核桃壳厚度小于 2mm，横膈膜退化或呈膜质、革质，内褶壁退化或不发达，较易于用机械剥壳取仁，包括纸皮、薄壳和中壳核桃品种群。 目前，此种核桃占全部核桃的 85%~ 90%，随着无性繁殖的推广和品种的进一步改良，夹核桃将逐渐被淘汰。 故本文 着重研究品种纯度较高的四川、云南等西南地区产的薄壳核桃作为本机械研究对象。 用游标卡尺测量出 100 个绵核桃的三维尺寸，统计处理后得出均值、方差等 7 见表 22，直方图如图 28，对三维尺寸进行方差分析见表 23。 图 28 三维尺寸直方图 表 22绵核桃的三维尺寸统计表 单位 （ mm） 位置 均差 均方差 变异系数 近似球体直径 球度 纵径 % 横径 % 棱径 % 表 23绵核桃三维尺寸方差分析 方差来源 平方和 自由度 均方 F 值 临界值 位置之间 2 42． 10 640 6． 91 误差 1952 297 6． 57 总和 2036 299 6． 81 对测量结果进行分析，可得出如下结论： （ 1）绝大多数绵核桃的三维尺寸都在 27~37 之间，其数量占总绵核桃量的 95%左右。 （ 2）绵核桃的三维尺寸存在纵径、横径、棱径，但在  = 水平下三维尺寸有高度显著变化，可近似简化为球。 （ 3）绵核桃外形近 似为球，近似程度用球度来表示，球度的定义为 ： 球度 =DEDC 式中， DE是与物体体积相同的球体直径。 DC最小外接球体直径。 假定绵核桃的体积等于截距为 A、 B、 C 的三维尺寸椭球的体积，外接球的直径是椭球的最大截距 A，则球度表达式为： 球度 = 1/2ABCA=几何平均直径 /最大直径 =近似球体直径 /最大直径。 1 齿盘 2 齿板 3 核桃 8 图 29 破壳结构 示意图 本次设计采用常见的异步电动机作动力源，利用 V 带减速和传递功率。 利用轴旋转带动齿盘的转动，齿 板固定在机架上，利用齿盘与齿板破壳 （如图 29） ，设计了调间隙机构可以生产不同尺寸的核桃，设计了拨料机构防止核桃在输料斗里悬空和卡住，从而使机器能够连续的工作，大大提高了生产率， 基本性能如下。 外形尺寸（长宽高）： 590 480 945 齿盘的轴转速： 182r/min 功率 ： 生产率： 150Kg/h 未破壳率： 5%~10% 3 电动机的选择 根据资 料得主轴的转速在 180 转 /分，按《机械设计手册》推荐的传动比合理取值范围，取 V 带的传动比为 2～ 5，即可满足电动机的转速与主轴的转速相匹配。 由《机械设计课程设计手册》查出三种适宜的电动机型号，如表 31。 表 31 电动机的型号和技术参数及传动比 方案 电动机型号 额定功率 P/kW 同步转速r/min 满载转速 r/min 效率（ %） 电动机重量（ Kg） 功率因数 1 Y100L4 1500 1420 78 22 2 Y90S4 3000 1400 79 27 3 Y90S6 1000 910 82 25 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及带传动的传动比，可知方案 3比较适合 ,因此选定电动机型号为 Y90S6。 所选电动机的额定功率 P＝ ，满载转速 n=910r／ min，总传动比适中，传动装置结构较紧凑。 如表 32。 9 表 32 Y90S6 主要参数如下表 型 号 额定功率 KW 转速r/min 电流 /A 效率 （ %） 功率因数 额定电流 额定转矩 最大转矩 Y90S4 910 82 表 33 电动机尺寸列表 单位（ mm） 中心 高 (H) 外形尺寸 HDADACL  )2( 底脚安装尺寸 BA 地脚螺栓孔直径 K 轴伸 尺寸 ED 装键部 位尺寸 GF 90  125140 10 5024 208 4 破壳轴的带及带轮的设计 根据核桃破壳机的具体传动要求，可选取电动机和主轴之间用 V 带和带轮的传动方式传动，因为在破壳机的工作过程中，传动件 V 带是一个挠性件，它赋有弹性，能缓和冲击，吸收震动，因而使破壳机工作平稳，噪音小等优点。 虽然在传动过程中 V 带与带轮之间存在着一些摩擦，导致两者的相 对滑动，使传动比不精确但不会影响破壳机的传动，因为破壳机不需要精确的传动比，只要传动比比较准确就可以满足要求，而且 V 带的弹性滑动对破壳机的一些重要部件是一种过载保护，不会造成机体部件的严重损坏，还有 V 带及带轮的结构简单、制造成本底、容易维修和保养、便于安装，所以，在电动机与核桃破壳机之间选用 V 带与带轮的传动配合是很合理的。 传动带的设计 确定计算功率 ca AP K P (41) 其中： AK — 工作情况系数 P — 电动机的功率 查《机械设计 》一书中的表 87可知： AK = 10 1 .1 0 .7 5 0 .8 2 5caP kw   选择 V带的型号 取传动比为 5 时转速合适。 根据计算得知的功率 caP 和电动机上带轮（小带轮）的转速 1n （与电动机一样的速度） ，查《机械设计 》图 810，可以选择 V带的型号为 Z 型。 确定带轮的基准直径 （ 1）初选主动带轮的基准直径 1d ：根据《机械设计 》一书，可选择 V 带的型号参考表 86和表 88，选取小带轮直径 1d =71mm。 （ 2）计算 V 带的速度 V： 11 3 . 1 4 7 1 9 1 0 3 . 46 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0ddn mv s     （ 42） （ 3）计算从动轮的直径 2d 21 910 7 1 3 5 9180ddd i d m m     （ 43） 根据表 88 取 2d =355mm 实际传动比 5i。 确定传动中心距 a 和带长 L 取： 1 2 1 20. 7 ( ) 2 ( )d d d dd d a d d      即： ( 71 355 ) 2 ( 71 355 )a      得： 129 8. 2 85 2mm a mm 取： 1 400a mm 带长： 211 1 21()2 ( )24d DDL a D D a       （ 44） 即： 3 . 1 4 ( 3 5 5 7 1 )2 4 0 0 ( 7 1 3 5 5 )2 4 4 0 0dL        11 得： 1470dL mm 按《机械设计 》一书中查表 82，选择相 近的基本长度 dL 可查得： 1400dL mm。 实际的中心距可按下列公式求得： 01 1 4 0 0 1 4 6 94 0 0 3 6 522ddLLaa       （ 45） m inm a x0 .0 1 5 3 6 00 .0 3 3 7 6dda a La a L     中心距范围 360~376 mm。 验算主动轮上的包角 00211 1 8 0 5 3 .7dda    （ 46） 即： 0001 3 5 5 7 11 8 0 5 3 .7365 138     求得 ： 001 138 120  ＞ 满足 V带传动的包角要求。 确定 V带的根数 V 带的根数由下列公式确定： 00()ca carLppZ p p p k k     (47) 其中： 0p — 单根普通 V带的许用功率值 )(0 kwp。 k — 包角系数。 lk — V带的基准长度系数，此处取 。 0p — 计入传动比的影响时，单根普通 V带所能传递的功率 增量。 由 910 / minnr 和 1 71dd mm 查表 84a得 0 kw。 由 910 / minnr 和 i=5 查表 84b kw。 查表取值：  ， 。 00( ) p p k k      (48) 12 所以： rpZ p。 即：  ， 取 3Z 根。 确定带的初拉力 单根 V 带适当的初拉力 0F 由下列公式求得 20 0 qvvzk pF ca  ）（ (49) 其中： q — 传动带单位长度的质量， kgm 即： 20 5 0 0 ( 2 . 5 0 . 9 2 ) 0 . 8 2 5 0 . 1 0 3 . 4 7 0 . 60 . 9 2 3 3 . 4FN     。 求 V带传动作用在轴上的压力 为了设计安装带轮轴和轴承，比需确定 V 带作用在轴上的压力 Q ，它等于 V带两边的初拉力之和，忽略 V带两边的拉力差，则 Q 值可以近似由下式算出： 即： m i n 0( ) 2 s in 4 0 62PF Z F N     (410) V 带带轮的设计 带轮的材料选择 因为带轮的转速 s ，即 smv 25＜ ，转速比较底，所以材料选定为灰铸铁，硬度为 200HT。 结构设计 带轮的结构设计主要是根据带轮的基准直径，选择带轮的结构形式，根据带的型号来确定带论轮槽的尺寸，设计如下： 主动带轮的结构选择 因为根据主动带轮的基准直径尺寸 1 71dd mm ，而与主动带轮配合的电动机轴的直径是 24d mm ，因此根据经验公式 ddd ）＜（ 3~ ， 13 所以主动带轮采用实心式。 带轮参数的选择：通过查《机械设计 》一书，可以确定主动带轮的结构参数，结构参数如下表，其他的相关尺寸可以根据相应的经验公式计算求得。 表 41主动带轮的结构参数 单位（ mm） 槽型 db minah minfh。