畢業(yè)設(shè)計論文榛子破殼機的設(shè)計

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1、榛子破殼機的設(shè)計 吳志旺 河北科技師范學(xué)院 機械電子系Ⅵ 機械設(shè)計制造及其自動化專業(yè)2003級02班 指導(dǎo)老師 劉長榮 摘要：本設(shè)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(dǎo)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(guān)鍵詞：榛子；破殼；

2、劃痕 引言 榛子,又名棰子、平榛、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(jì)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51.4％～66.4％，蛋白質(zhì)17.32％～25.92％，碳水化合物6.6％，水分2.8％～5.8％及多種維生素和礦物質(zhì)。榛油中溶解有維生素C，VE，VB等。榛仁可生食，炒食，不僅風(fēng)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(zhì)原料。榛仁也是榨取食用油及多種工

3、業(yè)用油的原料，含油量54％左右，是大豆的2～3倍。榛仁還可入藥。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(yù)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(yīng)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.

4、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榛仁罐頭 ,那么對脫殼的要求就很嚴(yán)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(shè)計 1、結(jié)構(gòu)與工作原理 1.1主要結(jié)構(gòu)及工作原理 榛子破殼機的結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)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1 7、喂料斗 9、分級滾筒 4

5、、皮帶6、導(dǎo)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、機架 該機主要由喂料斗、分級滾筒、皮帶、導(dǎo)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(zhuǎn)，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(dǎo)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： 0～15mm,15 ～20mm, 20mm～30mm。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

6、。從滾筒出來，榛子到達(dá)導(dǎo)向輥，通過導(dǎo)向輥的導(dǎo)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(dǎo)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=2πDK=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

7、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(zhuǎn)速為n=60r/min 擠壓輥的所用功率為：P===0.56kw 從電動機到擠壓輥的功率傳遞效率： η=ηηηη=0.99*0.99*0.99*0.94*0.94*0.98=0.774（其中為η為彈性聯(lián)軸器的傳遞效率，η為帶傳動的傳遞效率，η為減速器中齒輪的傳遞效率，η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(yīng)為1kw左右，轉(zhuǎn)速在1400r/min左右，由表32-4查得應(yīng)選Y802-4型電動機[1]。 電

8、動機的參數(shù)如下表： 型號 額定功率 （kw） 轉(zhuǎn)速（r/min） 效率（%） 功率因數(shù) 質(zhì)量(kg) 輸出軸徑（mm） Y802-4 0.75 1390 74.5 0.76 18 19 電動機的示意如圖2： 圖2 3.聯(lián)軸器的選擇[10] 3.1 類型選擇 因為此榛子破殼機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(zhuǎn)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(zhuǎn)矩為： 3.3型號選擇： 從GB4323-84中查得TL1型彈性凸緣聯(lián)軸器19

9、x30的許用轉(zhuǎn)矩為,許用最大轉(zhuǎn)速為8100r/min,軸徑為19mm，故適用。 聯(lián)軸器的示意如圖3： 圖3 4.減速器的選擇[13] 初選擠壓輥的轉(zhuǎn)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 高速級傳動比i 各級傳動比 乘積 i*i 22.4 4.5 5.0 22．5 5．帶傳動系統(tǒng)的設(shè)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

10、組成。 5.1減速器與擠壓輥之間的V帶傳動的設(shè)計[15] 已設(shè)計出的條件：減速器的功率為:P=0.75*η/0.99=0.59kw, 轉(zhuǎn)速為:n=n=1390/22.5=62r/min, 傳動比為：i=1 5.1.1計算功率的確定 按所傳遞的功率P、載荷性質(zhì)和每天的運轉(zhuǎn)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)。

11、P--所傳遞的功率。 通過《機械設(shè)計基礎(chǔ)》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(zhuǎn)速n1由設(shè)計手冊選定帶的型號為A型。A型帶的技術(shù)參數(shù)如表3。 表3 A型帶的技術(shù)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(zhǔn)長度范圍（mm） 11 1．7 80 5.1.3帶輪基準(zhǔn)直徑D1與D2的確定 （1）初選主動帶輪的基準(zhǔn)直徑D1 根

12、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(yīng)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

13、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(zhǔn)長度和與 對應(yīng)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：

14、 (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(zhì)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(zhuǎn)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。 5.1.7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)

15、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(dāng)?shù)某趵?。單根V帶適當(dāng)?shù)某趵0可由下式確定： (17) 式中：q —普通V帶單位長度的質(zhì)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(shè)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

16、力Q = 800 N [10]。 5.1.9帶輪的設(shè)計 1帶輪的材料選擇 因為帶論的轉(zhuǎn)速v=0。3m/s，v<25m/s，轉(zhuǎn)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(jié)構(gòu)設(shè)計 帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計主要是根據(jù)帶輪的基準(zhǔn)直徑選擇機構(gòu)型式；根據(jù)帶的型號確定輪槽尺寸。 （1）主動帶輪的結(jié)構(gòu)選擇 因為根據(jù)主動帶輪的基準(zhǔn)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(jié)構(gòu)參數(shù)簡表4，其他結(jié)構(gòu)尺寸可以根據(jù)相應(yīng)的經(jīng)驗公式計算得出。

17、 表4 帶輪的結(jié)構(gòu)參數(shù) 單位（mm） 帶的型號 m f t s A 12．5 3．5 16 100000000 11 6 13．4 （1）主動輪和從動輪的結(jié)構(gòu)及相關(guān)尺寸見下圖4所示。 圖4 主動輪的機構(gòu) 5.2擠壓輥與分級滾筒之間的V帶傳動的設(shè)計 5.2.1計算功率的確定 按所傳遞的功率P、載荷性質(zhì)和每天的運轉(zhuǎn)時間等因素來確定計算功率。根據(jù)公式： (8)

18、 式中：--工作情況系數(shù)。 P--擠壓輥所傳遞的功率。 通過《機械設(shè)計基礎(chǔ)》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η1—為帶傳動的效率，η2—為軸承的效率。可以求得所傳遞的功率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(zhuǎn)速n1由設(shè)計手冊選定帶的型號為A型。A型帶的技術(shù)參數(shù)如表3。 表3 A型帶的技術(shù)參數(shù) 基本尺寸 節(jié) 寬 單根V帶的最大額定功率

19、 (kw) 薦用帶輪最小直 徑 (mm) 基準(zhǔn)長度范圍（mm） 11 1．7 80 5.2.3帶輪基準(zhǔn)直徑D1與D2的確定 （1）初選主動帶輪的基準(zhǔn)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(yīng)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

20、 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(zhuǎn)速是，轉(zhuǎn)速誤差為，在實際工作中要求不高時誤差在4%左右是許可的。 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。考慮到裝配要求初步選定中心距為。 (2)帶長

21、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(zhǔn)長度和與 對應(yīng)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(yīng)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：

22、 (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(zhì)系數(shù),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(zhuǎn)矩的修正值，。通過機械手冊查知。n1 —為擠壓輥的轉(zhuǎn)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

23、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(dāng)?shù)某趵?。單根V帶適當(dāng)?shù)某趵0可由下式確定： (17) 式中：q —普通V帶單位長度的質(zhì)量，由表14-3查得q =0.06 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(shè)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：

24、 (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(zhuǎn)速v=0.3m/s，v<25m/s，轉(zhuǎn)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(jié)構(gòu)設(shè)計 帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計主要是根據(jù)帶輪的基準(zhǔn)直徑選擇機構(gòu)型式；根據(jù)帶的型號確定輪槽尺寸。 （1）主動帶輪的結(jié)構(gòu)選擇 因為根據(jù)主動帶輪的基準(zhǔn)直徑是 D1 = 100 mm，而與它配合的軸的直徑是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(jié)構(gòu)選擇 因為根據(jù)從動帶論

25、的基準(zhǔn)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(jié)構(gòu)參數(shù)簡表4，其他結(jié)構(gòu)尺寸可以根據(jù)相應(yīng)的經(jīng)驗公式計算得出。 表4 帶輪的結(jié)構(gòu)參數(shù) 單位（mm） 帶的型號 m f t s A 12．5 3．5 16 100000000 11 6 13．4 （1）主動輪的結(jié)構(gòu)及相關(guān)尺寸見下圖5所示。 圖5主動輪的機構(gòu) 5.3分級滾筒與導(dǎo)向輥之間V帶傳動的設(shè)計 5.3.1計算功率的確定 按所傳遞的功率P、載荷性質(zhì)和每天的運轉(zhuǎn)時間等因素來確定

26、計算功率。根據(jù)公式： = * 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(shè)計基礎(chǔ)》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η1—為帶傳動的效率，η2—為軸承的效率?？梢郧蟮盟鶄鬟f的功率P=0.55 kw。根據(jù)公式8得到計算功率。=1.1*0.55=0.61kw 5.3.2選擇帶的型號 根據(jù)

27、計算功率和小帶輪的轉(zhuǎn)速n1由設(shè)計手冊選定帶的型號為A型。A型帶的技術(shù)參數(shù)如表3。 表3 A型帶的技術(shù)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(zhǔn)長度范圍（mm） 11 1．7 80 5.3.3帶輪基準(zhǔn)直徑D1與D2的確定 （1）初選主動帶輪的基準(zhǔn)直徑D1 根據(jù)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D

28、1是否合適心里沒底，故應(yīng)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=1 5.3.4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：

29、 (12) 根據(jù)公式12 可以計算得： 再按表14-5選取相近的基準(zhǔn)長度和與 對應(yīng)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

30、功率，由手冊查知P0 = 0.44 kw。 k —材質(zhì)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(zhuǎn)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，

31、軸和軸承上的受力會增大，因此需要適當(dāng)?shù)某趵?。單根V帶適當(dāng)?shù)某趵0可由下式確定： (17) 式中：q —普通V帶單位長度的質(zhì)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(shè)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.

32、9帶輪的設(shè)計 1帶輪的材料選擇 因為帶論的轉(zhuǎn)速v=0。3m/s，v<25m/s，轉(zhuǎn)速比較低，所以材料選定為灰鑄鐵，硬度為HT150。 5.3.10帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計 帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計主要是根據(jù)帶輪的基準(zhǔn)直徑選擇機構(gòu)型式；根據(jù)帶的型號確定輪槽尺寸。 （1）主動帶輪的結(jié)構(gòu)選擇 因為根據(jù)主動帶輪的基準(zhǔn)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。 5.3.11帶輪參數(shù)的選擇 通過查手冊可以確定帶輪的結(jié)構(gòu)參數(shù)簡表4，其他結(jié)構(gòu)尺寸可以根據(jù)相應(yīng)的經(jīng)驗公式計算得出。 表4 帶輪的結(jié)構(gòu)參數(shù)

33、 單位（mm） 帶的型號 m f t s A 12．5 3．5 16 100000000 11 6 13．4 （1）主動輪和從動輪的結(jié)構(gòu)及相關(guān)尺寸見下圖6所示。 圖6 主動輪的機構(gòu) 6喂料斗的設(shè)計 本裝置的喂料部分形似一個方形漏斗， 上端口為250*400mm, 下端口為120*120mm,下端向滾筒延伸至滾筒內(nèi)，其直徑為100mm.如圖7所示 圖7 7．清篩裝置 清篩裝置采用的材料是無毒，無污染的天然橡膠，被安置在機架的頂部，成半圓柱狀，與分級滾筒接觸。當(dāng)有榛子被卡在分級滾筒的孔洞上

34、無法移動而隨著滾筒一起運轉(zhuǎn)時，由于被卡的榛子高出滾筒一部分，就會與清篩部分相接觸，從而產(chǎn)生摩擦碰撞，使被卡榛子脫落，保證滾筒的正常運轉(zhuǎn)?？紤]實際，分級滾筒的外壁與清篩裝置裝置的距離為8mm, 清篩裝置半徑為158mm. 如圖8所示 圖8 8 分級滾筒的設(shè)計 8．1分級的必要性 由于榛子受到壓縮后，其直徑的變形與果徑的大小有關(guān)。一般說來，果徑越大受壓時殼皮上的壓力越高。如果某一變形對中型果能很好破殼的話，則同樣的變形對小型果來說就顯得偏大。反之，對大型果則又顯得小了。對于變形恒定，即固定間隙的榛子破殼機來說，要想對各個尺寸的榛子都能很好的破殼的話，就應(yīng)該在破殼前對榛子進行分級 8．

35、2分級滾筒種類的選擇 目前的滾筒分級裝置有：柵條滾筒式、篩網(wǎng)滾筒式和振動式3種主要形式。雖然通過調(diào)整柵條滾筒式分級機兩根柵條之間的間隙就可以改變分級的等級，具有結(jié)構(gòu)簡單、更換滾筒比較方便、功耗較小、傷果率低、效率高、成本較低等優(yōu)點，但是考慮到榛子的直徑較小，約為10～20mm，柵條滾筒，其加工難度大。故不能采用。振動式分級機的分級精度高，但是加工和更換核心部件都比較困難，成本也比較高，因此選用篩網(wǎng)滾筒式裝置 8.3篩分部分結(jié)構(gòu) 篩分裝置由3段篩網(wǎng)式滾筒組成，每段滾筒之間的篩網(wǎng)網(wǎng)孔的直徑不同而且不斷增大，從而可以篩分出3個不同等級的榛子。篩網(wǎng)滾筒的直徑為300mm，滾筒的長度為600mm。

36、 所分的等級：0～15mm,15 ～20mm, 20mm～30mm 篩網(wǎng)式滾筒結(jié)構(gòu)示意圖如圖9所示： 圖9 8.4篩分原理 分級機的篩分部分由3段滾筒組成，每段滾筒的篩網(wǎng)網(wǎng)孔的直徑不同而且不斷增大，榛子在篩筒內(nèi)徑向隨著滾筒一起做圓周運動；軸向上，由于榛子具有彈性，所以做曲線或直線運動。當(dāng)榛子進入篩筒時，寬厚度尺寸小的榛子在離心力的作用下從第1級被分離出來，寬厚度尺寸較大的榛子在滾筒的帶動下運動到下一級繼續(xù)篩選。如此重復(fù)，直到第3級篩選為止。 8．5 滾筒轉(zhuǎn)速 滾筒的轉(zhuǎn)速直接影響生產(chǎn)率和分級效果。 單從分級機效率看, 要求單位時間內(nèi)榛子接觸篩體的面積大, 即轉(zhuǎn)速越高越好。但是滾筒

37、轉(zhuǎn)速的確定必須以榛子能進行分級為前提。在滾筒式分級機中, 要使榛子能正常進行分級, 必須滿足如下幾方面的條件: ①榛子接觸滾筒篩面, 并且接觸面積要大。 ②榛子與篩面之間有相對運動。 ③榛子在滾筒體內(nèi)運動時應(yīng)具有軸向速度。 由以上條件可知, 滾筒轉(zhuǎn)速不能過大過小。當(dāng)滾筒速度超過一定轉(zhuǎn)速時, 榛子所受離心力會超過重力, 榛子將緊貼滾筒與滾筒一起旋轉(zhuǎn), 與滾筒之間沒有相對運動, 榛子通過篩孔的機率大大降低, 分級效果差。要實現(xiàn)榛子在滾筒中相對運動, 必須讓榛子在未到達(dá)滾筒的最高點之前掉下來, 在重力加速度和切向速度的作用下, 以拋物線的軌跡落向滾筒的底部, 并繼續(xù)被滾筒帶動向上轉(zhuǎn)動。 根

38、據(jù)本設(shè)計中滾筒體特點, 綜合考慮榛子在滾筒中所受的重力和摩擦力, 并保證榛子在滾筒內(nèi)具有一定升角, 可得到滾筒轉(zhuǎn)速為: n=(12～18/) 式中, n 為滾筒轉(zhuǎn)速, 單位為：r/ min 。R為滾筒半徑, 單位為： m。 由于滾筒體為三層滾筒, 各層滾筒直徑不等, 為了使榛子在每層滾筒中運動時均能滿足運動要求, 在本設(shè)計中最后計算確定n = 30r/ min。后經(jīng)試驗確定, 該轉(zhuǎn)速亦屬最佳轉(zhuǎn)速。 8.6 篩孔的布置 篩孔在滾筒的展開平面上的排列方式采用正三角形排列。因為在同樣的孔徑和孔隙時，正三角形排列的有效面積系數(shù)比正方形排列可增加16%。同時，正三角形排列的篩孔是錯開的，物

39、料在篩面運動過程中的過篩機會增多，分級效率可得到提高。 篩孔尺寸應(yīng)稍大于物料所需分級的尺寸，一般為物料的1.2～1.3倍。 所以設(shè)計各級的篩孔孔徑及孔隙尺寸為： 第一級為：d=13mm，m=10mm 第二級為：：d=18mm,m=16mm 第三級為：：d=26mm, m=24mm 滾筒的篩網(wǎng)網(wǎng)孔的分布如圖10： 圖10 9．導(dǎo)向裝置 9.1導(dǎo)向的必要性 為減少破殼后的碎仁率, 目前較有效的機械破殼方法是定間隙多點擠壓方法。決定這一方法的有效性的一個重要因素是榛子進入擠壓空間的姿態(tài)。目前國內(nèi)榛子品種繁雜，形狀、大小各異，既有橢球形的，也有球形的，但總的說來，外形近似

40、為球形，，但對于球度小即近似呈橢球形的榛子來說，當(dāng)其長軸p1p2方向與擠壓輥軸線平行或呈較小角度時，榛子可隨擠壓輥一起轉(zhuǎn)動，榛子破殼完全，取仁容易，破碎少；反之，榛子不能隨擠壓輥轉(zhuǎn)動而造成沿榛子長軸方向的剪切破裂，出現(xiàn)兩半破裂，造成仁殼分離困難和仁的破碎，從而降低了高榛仁率。因此有必要在破殼前對球度小的榛子進行導(dǎo)向。為增大摩擦力，選導(dǎo)向輥的材料為橡膠。 9.2導(dǎo)向輥的結(jié)構(gòu)如圖10所示 圖11 10．破殼裝置 10.1 破殼原理 該機采用擠壓破殼原理（圖），當(dāng)兩對法向集中力作用在榛子上時較有利于殼的均勻完全破裂，而多對集中力作用在榛子上，因提高了榛子的剛度，降低了內(nèi)力值，榛子反而不

41、易破裂。 為了在破殼時能滿足上述原理上的要求，在破殼裝置結(jié)構(gòu)上采用帶有多級凹槽及齒紋的擠壓輥，弧齒板采用雙弧板結(jié)構(gòu)，該結(jié)構(gòu)符合“四點加壓”原理，因而有利于殼的完全破裂。 10.2 相關(guān)參數(shù)確定 10.2.1 擠壓輥的半徑 理想的擠壓破裂過程要求榛子從進入開始到滑出結(jié)束至少要轉(zhuǎn)過半周，即要求β>=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β>=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(dǎo)入及導(dǎo)出

42、弧板長; L 2 為工作弧長, L2 = 2πD K ; D 為榛子直徑; K 為滑動系數(shù),取K = 1.2 。由于該結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)有利于殼的完全破裂。 擠壓輥工作角 а=( 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(zhì)量, 但機器的尺寸、質(zhì)量、制造成本都會增加, 綜合考慮取 第一級榛子對應(yīng)的擠壓輥的參數(shù):D=15mm,L=113.04 ,β180,r1=21mm, D=8mm 第二級榛子對應(yīng)的擠壓輥的參數(shù):D=20mm,L=150.72mm , β180,r2=28mm, D=14mm 第三級榛

43、子對應(yīng)的擠壓輥的參數(shù):D=25mm,L=235.5mm , β180,r3=50mm,D=20mm 10.2.2 擠壓輥的轉(zhuǎn)速 擠壓輥轉(zhuǎn)速大小對榛子破殼起著重要作用。擠壓輥轉(zhuǎn)速小時 , 榛子的破殼率較高 , 而破仁率較低; 隨著轉(zhuǎn)速的提高 , 破殼率減小 , 而破仁率增大。選取適當(dāng)?shù)霓D(zhuǎn)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(zhuǎn)速不應(yīng)過低。經(jīng)試驗擠壓輥的轉(zhuǎn)速取n = 60 r/ min 。 10.2.3擠壓輥的間隙 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(yīng)遵照以下原則: d仁 <δ< d核 ,其中δ為擠壓輥間隙 , 即榛子的變形量不

44、應(yīng)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(yīng)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(yīng)。 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(zhuǎn)。軸安裝在

45、機架的軸承座上。此方式結(jié)構(gòu)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(cè)裝有吊鉤，便于集料袋掛放固定。 12擠壓輥所在軸的設(shè)計 12.1初步確定軸的最小直徑 按扭轉(zhuǎn)強度來初步確定，由式（18-3）得： 軸的材料由表18-1選用調(diào)質(zhì)處理的45鋼，，P=0.57 kw,n=62r/min由表18-2取A0=110[3],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12 12.2 軸的

46、結(jié)構(gòu)設(shè)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(jié)分級滾筒的帶輪處軸的直徑。據(jù)聯(lián)結(jié)分級滾筒帶輪設(shè)計的寬度和所選鍵的長度，故選。 （2）初選聯(lián)結(jié)減速器的帶輪處軸的直徑。據(jù)聯(lián)結(jié)減速器帶輪設(shè)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。Ⅲ—Ⅳ軸段右端需要制出一軸肩，故?、蟆舳蔚闹睆絛=25mm。選角接觸球軸承36105，其尺寸為。Ⅴ—Ⅵ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

47、，再加上軸承的寬度和內(nèi)深軸的的寬度，故取。 （4）Ⅳ—Ⅴ端上裝三個擠壓輥，考慮到擠壓輥之間的距離，取，d=28mm 10.2.2 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

48、度[3] 12.3.1 作軸的計算簡圖，如圖（a）所示。 12.3.2 求軸上所受的作用力的大小 （1） 帶輪作用在軸上的壓力 （2） 輥軸上的力 ① 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. ⑤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

49、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(dāng)量彎矩圖（彎矩，扭矩合成圖） A點： B點： C點： D點： 作軸的當(dāng)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(dāng)量彎矩的強度（即危險

50、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(yīng)力時的許用應(yīng)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(zhì)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(dāng)兩個齒輪軸繞主軸公轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhì)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(zhuǎn)的角速度相等，如果保證兩個齒輪軸（包括其上所有

51、零件）的質(zhì)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(dá)到動平衡。 彎扭圖如圖9所示： 圖14 13結(jié)論與討論 (1) 該工藝實現(xiàn)難度小 , 機器結(jié)構(gòu)簡單 , 制造成本低 ,操作容易。 （2）該破殼機的不足之處：殼仁分離尚未得到解決。 (3)在這次設(shè)計中，雖然基本上完成了預(yù)定的目標(biāo)，但本機器同專業(yè)人員設(shè)計的機器相比，很明顯存在著一定的差距。由于時間緊，任務(wù)重，而且是初次設(shè)計，所以難免存在一些問題，需繼續(xù)改進。 14 致謝 在設(shè)計過程中，我們綜合運用了

52、機械設(shè)計基礎(chǔ)、工程力學(xué)、公差、機械制造工藝學(xué)、機械制造基礎(chǔ)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(lǐng)導(dǎo)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(dǎo)教師劉長榮，給予我們極大的幫助，包括帶領(lǐng)我們參觀工廠，搜集資料，設(shè)計方案的提出，設(shè)計過程中的指導(dǎo)，設(shè)計結(jié)果的審核等，在此我對系里的領(lǐng)導(dǎo)以及老師們致以衷心的感謝。此外，各位同學(xué)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(shè)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(xué)習(xí)和工作中，我會進一步提高自身的能力，提高自己的素質(zhì)。 參考文

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55、冊》編寫組，機械零件設(shè)計手冊[M].北京，冶金工業(yè)出版社，1980 [15] 成大先主編，機械設(shè)計手冊[M]，第三版第五卷.北京，化學(xué)工業(yè)出版社，1993 [16] 胡繼強主編，食品機械與設(shè)備[M].北京，中國輕工業(yè)出版社，2006.2 [17] The Design of Hazelnut shell breaking machine Wu zhi-wang （Dept. of Machinery and Electron, Hebei Normal University of Science & Technology） Guard teacher: Liu Chang-r

56、ong Abstract : 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, rac

57、k-grade roller, 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.