1、 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
2、,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 shellerAbstract:the purpose of this design is to solve the problem of artificial and high cost when the nut breaks the shell,
3、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
4、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 hi
5、gh 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
6、 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31.1 研究背景及意义31.2.1国外研究现状4第2章 总体设计42.1 主要结构及工作原理42.1.1 主要结构52.1.2工作原理52.2技术参数5第3章 主要零部件的设计53.1电动机的选择53.1.1选择电动机类型63.1.2 电动机转速的选择63.2减速机构的设计63.2.1分配传动比73.2.3齿轮的设计83.2.4轴及轴承
7、装置、键的设计113.3V带传动的设计153.3.1 V带的基本参数153.3.2 带轮结构的设计173.4主轴的设计与校核183.4.1 轴上的功率P、转速n、转矩T183.4.2 初步确定轴的最小直径183.4.3 轴的结构设计193.4.4轴上的载荷193.4.5精确校核轴的疲劳强度203.5主轴承的选择与校核223.5.1计算轴承受到的径向载荷223.5.2计算轴承轴向力233.5.3求轴承的当量动载荷233.5.4验算轴承的寿命233.6机体部件的设计243.6.1入料口、出料口243.6.2旋切滚筒、滚刀243.6.3栅条圆筒、栅条253.6.4钢丝毛刷、筛网253.6.5机架26
8、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
9、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,
10、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
11、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
12、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） 1000700900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： ； ；上式中：m-单个榛子平均质量（kg）； v-滚筒
13、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由以上公式可得滚筒线速度v： 所以功率为:参考相关资料可知道该机具的生产率为:，可知单位时间可对的榛子进行破壳，所以所需总功率P为：3.1.1选择电动机类型因为室内工作运动，所以选择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/min215r/min，初步选取主轴工作转速：展开式单级齿轮荐的传动比
14、为：V带的传动比为：得总推荐传动比为：所以电动机实际转速的推荐值为：符合这一范围的同步转速为。综合考虑选用同步转速的电机。综上述选择型号为，满载转速，额定功率为。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。故总传动比为：（2）分配传动比则减速器的传动比为：；3.2.2运动和动力参数计算（1）各轴的转速1轴 ；2轴 ；主轴 （2）各轴的输入功率1轴 ；2轴 ；主轴 ；（3）各轴的输入转矩1轴 ；2轴 ；主轴 ；（4） 整理列表各轴的主要数据列表轴名功率转矩转速传动比1轴1.0897.43140012轴1.04619.985002.8主轴0.99447.462002.53.2.
15、3齿轮的设计（1）选精度等级、材料和齿数采用级精度由表选择小齿轮材料为钢（调质），硬度为，大齿轮材料为钢（调质），硬度为。选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取（2）按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式进行试算，即1） 确定公式各计算数值（a）试选载荷系数（b）计算小齿轮传递的转矩（c）小齿轮相对两支承对称分布，选取齿宽系数（d）由表6.3查得材料的弹性影响系数（e）由图6.14按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极限（f）由式6.11计算应力循环次数（g）由图6.16查得接触疲劳强度寿命系数 （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（i）计
16、算试算小齿轮分度圆直径，代入中的较小值计算圆周速度v计算齿宽b计算齿宽与齿高之比b/h模数齿高计算载荷系数K根据，7级精度，查得动载荷系数假设，由表查得由表5.2查得使用系数由表查得查得故载荷系数（j）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式可得（11）计算模数（3）按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为（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大齿轮的弯曲疲劳强度极限由图6.16查得弯曲疲劳寿命系数 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，由式得计算载荷系数（b）查取齿形系数由表6.4查得（c）查取应力校正系数 由表6.4查得 （d）计算大小齿轮
17、的，并比较 小齿轮的数据大（e）设计计算对比计算结果由，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，于是取齿轮模数第一标准系列值。并按接触强度算得的分度圆直径算出小齿轮齿数取大齿轮齿数取（4）几何尺寸计算（a）计算分度圆直径（b）计算中心距 （c）计算齿宽宽度取35mm 齿轮主要参数列表1齿数Z2模数m3分度圆直径4齿顶高5齿根高6全齿高7顶隙8齿顶圆直径9齿根圆直径10齿宽度11中心距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，（b）初步确定轴的最小直径先按式初步估算轴的最小直径。选用钢，调质处理。根
18、据机械设计表，取，于是得：（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1015，且这是安装联轴器的直径，取。轴的结构设计：为了满足带轮的轴向定位，轴段右端要有一轴肩，故取段直径为。因轴承径向和轴向上不受力，根据，取用型深沟球轴承，其尺寸为，则有,，轴承中间处用轴肩定位，这段取直径。右端轴承与齿轮之间应有一套同固定，长应为：取套同长，则。齿轮为齿轮轴此轴段长。取轴承端盖总宽为，外端面与联轴器右端面间距离为，故取。结合箱体结构，取。（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。按查得平键截面，键槽用铣刀加工，长，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮
19、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= ，根据机械设计（轴的设计计算部分未作说明皆查此书）式，则 （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,对于型深沟球轴承,查得。因此,轴的支撑跨距为。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，C截面弯矩M总弯矩扭矩图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，轴的计算应力已选定轴的材料为，
20、调质处理。由表查得。因此，故安全。（2）轴2的设计1） 轴2的转速和功率转矩：P2=1.046Kw，n2=500r/min，T2=19.98N.m2） 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： 径向力： 轴向力：3）初步确定轴的最小直径先按式初步估算轴的最小直径。选取钢，调质处理。根据机械设计-表，取，于是得：该轴有两处键槽，轴径应增加10%15%，轴的最小直径显然是安装带轮处轴的直径和，故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，计得：，根据轴的计算简图作出
21、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弯矩M总弯矩扭矩T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，轴的计算应力：前已选定轴的材料为钢，调质处理，由机械设计表，查得，因此，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：已知：；查机械设计基础表得工况系数：则：（2）选取V带型号：根据、查图13-15选用A型V带（3）确定大、小带轮的基准直径1）初选小带轮的基准直径：2）计算大带轮基准直径：圆整取，误差小于，是允许的。（4）验算带速：带的速度合适。（5）确定
22、V带的基准长度和传动中心距：1）中心距：初选中心距2）基准长度：对于A型带选用3）实际中心距：（6）验算主动轮上的包角：由得主动轮上的包角合适。（7）计算V带的根数：，查机械设计基础表13-3 得：；，查表得：；由查表得，包角修正系数由，与V带型号A型查表得：综上数据，得取合适。（8）计算预紧力（初拉力）：根据带型A型查表得：（9）计算作用在轴上的压轴力：其中为小带轮的包角。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)中心距（mm）根数初拉力(N)压轴力(N)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
23、形式与V带的基准直径有关。小带轮接电动机，较小，所以采用实心式结构带轮，大带轮接主轴，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T3，3.4.2 初步确定轴的最小直径先按机械设计式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，取A0=112，于是得轴的最小直径显然是安装V带从动轮处的直径，为了使所选的轴的直径与从动轮的直径相配合，故取,V带轮的长度，V带轮与轴配合的毂孔长度。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
24、与装配（2）确定轴的各段直径和长度1）轴段左端需制出一轴肩来满足V带轮的轴向定位，故取；V带轮与轴配合的毂孔长度，为了保证轴挡圈只压在V带轮上而不压在轴的端面上，故段的长度应比略短些，现取。2）初步选择角接触球轴承。参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选用标准精度级角接触球轴承，其尺寸为。采用轴肩来对滚动轴承进行轴向定位。由手册上查得型轴承的定位轴肩高度，因此，取。3）取安装双齿盘的轴段的直径，齿盘右端与右轴承之间采用套筒定位，已知齿盘的厚度为，为了压紧齿盘，故取。左端与左轴承之间用轴肩定位，轴肩高度则周环处的直径，周环的宽度，取。4）轴承端盖的总宽度为。为了方便维修和护理，故取，。5）在
25、确定滚动轴承位置时，因支架内齿盘对称，轴承宽度，则。轴的最左端固定带轮，已知带轮的，轴端采用的挡板固定，只压在带轮上来保证轴挡圈，故段的长度应比略短些，现取。（3）轴上零件的轴向定位齿盘与轴之间采用平键连接。按由手册查得平键截面，键槽用铣刀加工，长为，选择齿盘与轴的配合为，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，V带轮与轴的配合为。轴承与轴之间过渡配合，此处选轴的直径尺寸公差为。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表，取轴端倒角为。（5）轴的润滑采用涂机油的方式进行。3.4.4轴上的载荷 现将计算出的截面处的、及的值列于下表（参看图3-6）。表3-1截面C处的MH、MV
26、、M值载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T图3-5 主轴的载荷分析图根据以上所算得数据，取。轴的计算应力前已选定轴的材料为钢，调质处理，由表查得。因此，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过盈配合引起的应力集中最严重，因而该轴只需校核截面左右两侧即可。（2）校核截面左侧 左侧的弯矩截面的扭矩交接处左侧的弯曲应力：交接处左侧的扭转切应力： 轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得：。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数和按附表3-2查取。因有效应力集中系数 由，。经查值后查得：。又由附图可得轴的材料的敏性系数为：，故有效应力集中系数按式（附3-4）为由
27、附图得尺寸系数；由附图得扭转尺寸系数。轴按磨削加工，可得表面质量系数为。计算安全系数：因 故安全。（3）校核截面右侧 交接处的右侧弯矩弯矩弯曲应力扭转切应力过盈配合的应力集中系数插值法查得： 查表得绝对尺寸影响系数为：表面质量系数 疲劳强度的综合影响系数为：计算安全系数：因所以此轴满足条件。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，前面求得的两个轴承所受的载荷分别为：，；（2）轴承寿命的计算，轴承采用正装其轴承的支反力3.5.2计算轴承轴向力初选轴承型号7206AC，查表得 ， ，因，所以：3.5.3求轴承的当量动载荷确定轴承的径向动载荷
28、系数和轴向动载荷系数所以轴承1和轴承2都取：，计算轴承的当量动载荷3.5.4验算轴承的寿命因，所以按轴承2验算寿命。轴承预期寿命。因,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，我确定栅条间距为10mm。经过实验发现栅条采用10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
29、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因整个机架采用焊接而成，所以根据承载力计算公式： (初定L为1000mm）（仅用于截面)根据以上公式可得 由此可得查表13-3所得，普通碳素钢的抗拉强度为。完全满足机架的强度。 图3-10 支架图参考文献1 濮良贵，纪名刚. 机械设计(第八版).北京：高等教育出版社。20062 刘鸿文材料力学北京：高等教育出版社。20112 陆玉，冯立艳. 机械设计课程设计北京：机械工业出版社。20113 于永泗，齐民机械工程材料大连：大连理工大学出版社。20074
30、机械设计手册编委会机械设计手册北京：机械工业出版社。20055 大连理工大学工程图学教研室机械制图（第六版）北京：高等教育出版社。20076 钱云峰，殷锐. 互换性与技术测量. 北京：电子工业出版社。20117 西北工业大学机械原理及机械零件教研室(第七版).北京：高等教育出版社。20108 催建云. 食品加工机械与设备M，北京：中国轻工业出版社，2004。9 沈再春. 农产品加工机械与设备M。北京：中国农业出版社，2002。10张荣荣. 板栗揉搓式破壳机理的试验研究及有限元分析D. 华中农业大学, 2008.11史建新. 基于有限元分析的核桃脱壳技术研究J. 农业工程学报, 2005(3):
31、193-196.12张荣荣李小昱王为张军刘洁. 基于有限元方法的板栗破壳力学特性分析J. 农业工程学报, 2008(9):92-96.13帕合尔鼎杨莉玲杨忠强朱占江崔宽波刘奎刘佳. 6TXH-600型青核桃脱皮清洗机的研制J. 新疆农机化, 2010(5):13-14.14张林泉龚丽. 剥壳机具的现状及效果改进方法的探讨J. 食品与机械, 2006(4):76-78.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
32、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
33、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。
