1、摘 要这篇文章首先对核桃剥壳机的重要性进行了具体的分析。经过分析和之前的研究成果进行比较，研究出了挤压式的核桃剥壳机。此机器主要用于对成批量的核桃进行剥壳处理，以满足人们日益增长的需求这篇文章研究主要是提出了双齿盘一齿板式的核桃剥壳原理,即当核桃被放入剥壳装置中时，由齿盘旋转来带动核桃边缘旋转向里挤入，齿尖（一定间距）连续的沿着壳的表面挤压，从而使得裂纹不断均匀的扩展，部分壳、仁脱离出来，就实现了壳的完全破碎，最后再利用仁与核压碎的碎壳重力不同而进行分离，小的壳、仁就从中掉了下来。这篇文章主要包括总体方案的确定，各部件的设计与计算，总装与零部件装图纸；完成设计后，分析了它的特点、优点和问题，需
2、要加以改进，提出了一些改进措施。关键词：核桃；机械；剥核ABSTRACT The Design Of Walnut ShellerABSTRACT Firstly, the importance of walnut sheller conducted detailed analysis. After analyzing and comparing the results of previous studies, developed a squeeze walnut sheller. This machine is mainly used for shelling walnuts in batc
3、hes processed to meet the growing demand. The study was made of walnut sheller principle of a double chainring tooth plate, that is placed when the walnut shelling device, driven by a toothed disc rotation to rotate to the inside edge of walnut squeeze, sharp teeth (spaced) continuous extrusion alon
4、g the surface of the shell, making cracks constantly uniform expansion, some shells, Jen spun off on the realization of the shell is completely broken, and finally the use of benevolence and nuclear crushed crushed shells different gravity separation, small shells, which fell down on Jen.The design
5、and calculation of every components.Total assembling and every componentsdrawing. After complete the design, analyze the feature, superiority and some defects. Aiming at this defect and raise some improvemeng steps.Keywords： walnut；machine；crakin目录III目录摘 要 .IABSTRACT .II目录 III1. 绪论 .11.1 引言 .11.2 研究
6、意义、国内外动态 12.核桃剥壳取仁机的机型研制 .32.1 国内研究慨况 32.1.1 陕西核桃剥壳机采用定向对刀挤切原理剥壳取仁 .32.1.2 山西核桃剥壳机采用挤搓原理剥壳取仁 .32.1.3 北京农业机械大学以及襄樊农机研究所研制的核桃剥壳机 .43 本设计所采用方案的选取 73.1 三种挤压破裂方法的比较 73.1.1 核桃的旋转角度 73.1.2 核桃的压缩变形曲线 83.2 双齿盘齿板式剥壳原理及最优设计参数 103.2.1 剥壳原理 .103.2.2 理想挤入角 103.3 偏心圆弧板最佳半径的确定 113.4 主要组成部分特点 123.4.1 电动机 .123.4.2 皮带
7、传动装置 .123.4.3 轴 .124 传动设计计算、零部件的强度刚度计算 134.1 v 带的传动设计计算 .134.1.1 电动机的参数 .134.1.2 V 带轮的设计选择计算 .134.1.3 轴的设计计算 154.2 零件的强度刚度计算 .174.2.1 确定载荷及校核 .174.2.2 轴承的校核 .224.2.3 键的选择 .235 结构设计 255.1 机体的机构设计 255.2 入料斗的结构设计 266.存在的问题及改进措施 .297.使用要求及注意事项 .317.1 使用前的准备 317.2 维护与保养 317.3 机械安全操作规程 31参考文献 33目录 致 谢 34核
8、桃剥壳机的设计01. 绪论1.1 引言在我国，核桃的栽培面积大概在 130 万 hm2 左右。主要在西南和西北地区种植。核桃与杏仁、腰果、榛子一起在国际市场上被列为世界 4 大干果。众所周知的是，核桃是我们日常生活中非常重要的保健品之一。在我国每年核桃的总产量基本在 31 万吨以上。国民均占有 0. 24kg。这远不能与国际上一些国家相比例如在美国，人均占有核桃约为 1. 5kg，是我国的 6 倍左右。针对核桃加工存在的问题和市场的需求，确定核桃加工技术，去皮，分级，清洗，脱水，干燥，炮击，仁壳分离和分装，可以进一步深加工。其中加工中,主要存在的问题就是核桃脱壳相对比较困难,一般是由人工来完成
9、的。然而人工剥壳已经难以满足日益增多的需求,因此研制高效剥壳机是当务之急的。核桃也是中国干果类的传统出口产品之一, 受环境的影响，其季节性比较强。以前核桃主要是人工剥取，而每人每天只能砸 30 斤核桃左右， 取仁仅仅为 12 斤左右。如果以天津口岸年出口核桃仁为五千吨计，只能取仁需占用 80 多万个劳动日。并且，加工和出口的时间刚好是三秋和农田建设的大忙季节，时间紧而且任务重，这就形成了与农业争劳动力的局面。因此，想要改变这种状况，就必须实现剥壳机械化。这对支援农业生产有非常重要的意义 1。虽然核桃进口国家相对集中，但是出口国相对较多，国际市场竞争大，实现机械化的加工，不仅有利于我们提升竞争力
10、，而且可以提高国速发展。换个角度来说。核桃品质等级差异很大的话会影响国际市场。取仁机械化有提高取仁质量的希望，已达到增加外汇的目标。而且, 大规模的集中加工，给综合利用提供了方便。此外，仁中占 5%左右的碎末可以用以集中榨油，而且核桃壳可以用作活性炭的原料。相反，手工分散的加工就会把这些碎末和壳都浪费了。研制核桃剥壳机的重要任务是寻找合适的，尤其是保证取仁质量的剥壳方法，研究实现这一工艺所要求的机器。1.2 研究意义、国内外动态核桃，在中国有二千多年的历史和文化，并逐步从中国西部延伸到黄河河流域。目前，超过 10 吨核桃产量，其中山西，陕西，云南和河北四年产量超过 10000 吨。核桃和核桃仁
11、是中国的传统出口商品，根据核桃的完整性，对外贸易部门将分为路人，两路仁和碎粒根据。一路仁多指半仁或大半仁，二路仁多指四分仁或比 1/4 大的三角51仁，而比 1/4 还小的仁则称为碎仁。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被称为高路仁率，这就是评价核桃剥壳机的一个重要指标，而另一个指标是：剥核率=（核桃的总量含仁核重）/核桃的总重 21.核桃的总类：核桃划分为四个品种群，(如表 1)表 1-1 核桃的种群Table 1 Walnut Cultivar Group品种群 核桃壳的厚度 有仁率（%） 横向膈膜 里层褶壁 取的出仁（mm）纸皮类核桃 64 消失 消失 全仁薄壳类核桃
12、11.50 5064 膜质状 消失 半仁中壳类核桃 1.602.0 4049 革质状 不发达 1/4 仁厚壳核类桃 2.10 2，则 32。综上分析，我们采用第三种方法进行核桃脱壳。3.1.2 核桃的压缩变形曲线根据几何尺寸关系，运用三角形的余弦定理核正弦定理，就可以求出这三种方案的压缩变形量 （）与圆盘转角 的关系式，简称压缩变形曲线。m 是指最大压缩变形量。对于第一种方式：dr2s1coa111 cosa DC)s(m对于第二种方式： dr2cos)cos(1)1(2d2 A）（其中 )cos(1AsrSd22m对于第三种方式： )2()d-Rcos223ree（核桃剥壳机的设计833si
13、n2esinkdR)cos1()cos1(2d3kB）（ 其中 (3-4)(B32erR(3-5)sin(sik3(3-6)SK)co1(2d3m取 r=100mm； D/2=10.4mm； S=19.1mm； R=180mm, 我们就绘制出（如图（2） ）所示的三种方式下的压缩变形曲线。我们从第三种曲线可以看出，变化最为缓慢，斜率最低，所以核桃出现裂纹在这一过程中所转过角度也是最大的。这就使得壳上受挤压力作用而出现初始裂纹的区域最大，最有利于壳的全面破裂。这三条曲线的最大变形量虽然非常接近，但第三条曲线的挤入角明显大于第二条。这就使得曲线变化缓慢。在挤压的最后阶段，挤压变形量增加较为缓慢，这
14、就避免了仁被挤碎，从而提高了取仁效率 7。图 3-2 三种挤压方式的压缩变形曲线Figure2 Deformation mode of the three curves extruded593.2 双齿盘齿板式剥壳原理及最优设计参数3.2.1 剥壳原理根据前面分析的基础，就可以提出双齿盘一齿板式的核桃剥壳原理(如图（3）) 8。当核桃被放入剥壳装置中时，由齿盘旋转来带动核桃边缘旋转向里挤入，齿尖（一定间距）连续的沿着壳的表面压，从而使得裂纹不断的扩展，部分壳、仁分离出来，最终实现壳的完全破碎，小的壳、仁就从中掉下来。弧齿板和齿盘的斜面夹角为 45，长度为 8mm。在倒角面上存在着一定尺寸的小齿
15、。挤压变形量的不断增加，壳表面变平甚至会出现凹坑，则齿数就会由原来的 1 个增加到 2、3 个（甚至 4、5 个） 。这样就会在接触处，出现裂纹条数多且长，因为核桃的旋转会使整个圆周都出现裂纹，最终使壳均匀的裂开。图 3-3 齿板式 双齿盘式的核桃剥壳原理Figure3 Bidentate disk - Principles of tooth plate peeled3.2.2 理想挤入角所要求的挤压破裂过程应该是核桃从挤压开始最终到破裂结束应转过半圆（=180） ，就可以确保核桃在整个圆周上都会出现裂纹，壳全面而均匀的破裂。那核桃剥壳机的设计10么，理想挤入角 3 为： 31d2083可选齿
16、盘直径为 200mm，核桃在挤压过程中的速度是会发生变化的，故要取修正角为 3，d 核桃的简化直径，也就是相应的接触间的实际距离，d 与横向直径的均值D 的关系为： 45sinDd2-i2r每一尺寸等级核桃的 r和 3(如表 3-1)9表 3-1 每一尺寸等级核桃 r和 3Table 2 Each size grade walnut rand 3横径的范围 30.0 32.0 32.034.0 34.036.0 36.0038.0 3840（mm）横径均值 D 31.00 33.00 35.00 37.00 39.00（mm）简化圆的半径 r(mm) 9.00 9.70 10.40 11.10
17、 11.80理想的挤入角 3（度 ） 17.80 18.90 19.90 21.00 22.003.3 偏心圆弧板最佳半径的确定为了保证在挤压破碎的过程中不会出现仁的挤碎现象，应保证最大压缩变形量不大于使仁压碎的最大挤压变形量（m1.62.5mm） ，若给出3、 r、r时，不同的 R 就会出现不同的 m 及最小间隙 s（理论调节值） 10。公式如下：(3-7)sinisinke33rR故：51133siniKrRSSm)co1(2可以把核桃分成 5 个尺寸的等级有（5 组 r和 3） ，然后画出每组的 mR 曲线图，可知 m 随 R 增大近似看成是线性增加的。当 R 为最小值时，m 也最小，不
18、能使壳完全且均匀的破碎。若 R 为最大值时，就可获得较好的剥核取仁性能。对每一组mR 曲线进行分析，可知当 D 增大时 m 也随之增大，这就要求选取的 R 值要对每一尺寸等级的核桃都能获得好的剥核取仁性能 11。可取 R=180mm, m 变化的范围为1.82.7mm。数值上接近于不使仁压碎的最大挤压变形量。3.4 主要组成部分特点3.4.1 电动机因为核桃剥壳机的生产率为 40kg/h，故优先选功率小、转速低、价格低、体积小的电动机，该电动额定功率为 0.750kw，同步转速 n=911r/min，即为 Y90S-6 型号。该电动机的额定电压为 380V，频率 50Hz。3.4.2 皮带传动
19、装置核桃剥壳机选用 V 带的传动装置，传动比 i=5.03.4.3 轴轴的材料主要选 45 号钢，轴的固定选用角接触球轴承，采用轴肩定位 12。核桃剥壳机的设计124 传动设计计算、零部件的强度刚度计算4.1 v 带的传动设计计算4.1.1 电动机的参数选择 Y 系列的三相异步电动机(ZBK22007-88), 型号为 Y90S-6,额定功率为0.750KW，满载转速为 910r/min13。4.1.2 V 带轮的设计选择计算1.确定计算功率 PcaPca（计算功率）是根据 P（传递的功率） ，且考虑到荷载性质及每天运转的时间长短等因素影响综合确定 14。即Pca=KAP (4-1) 式中Pc
20、a-计算功率，单位为 kw；P-传递的额定功率，单位为 kw;KA-工作情况系数，见表 8-6查表 8-7，取 KA=1.18，带入公式得：Pca=KAP=1.18*0.75=0.885kw2.选择带型根据 Pca（计算功率）和 n1（小带轮转数）根据图表 8-8 选带型，选普通 V 带：Z 型。确定带轮的基准直径 dd1 和 dd2初选小带轮的基准直径 dd1根据 V 带截型，参考表 8-6 及表 8-8，选取 dd1=63mm验算带速 V速度计算 10601ndVp把 , 带入，有：m63d1in/91rn smdVp /310694.30615133.计算从动轮的基准直径 dd2确定中心
21、距 a 和带的基准长度 Ld若没有给出中心距，可以根据传递结构需要初定中心距 a0,取)(2)(7.021210dda即代入 , ,得：md631d52a.240初取a 0 选定后，根据带传动的几何关系，计算所需带的基准长度为：(4-2)0204)()(2L221adda把 , , 代入，可得：m40ad631 md525.430)6-1()(22dL根据 Ld 由表 8-2 中选取和 Ld 相近的 V 带的基准长度 Ld，取 因m160dL为 V 带传动的中心距一般是可以调整的，可用下式作近似计算，为： m4.83215.4-64020 da考虑到安装调整及补偿预紧力的需要，中心距的变动范围
22、为：Lad 4.59160min 34830x4.验算主动轮上的包角 1为满足（8-6 ）和包角的要求条件，应保证 1205.73.4861505.718012ada5.确定带的根数 Z(4-3)LacKp)(0式中：K 考虑包角不同时的影响系数，简称包角系数，查表 8-5;KL 考虑到长度不同时的影响系数，简称长度系数，查表 8-2；P0 单根 V 带的基本额定功率，查表 8-4a 或 8-4b；P0 记入传动比时影响是，单根 V 带额定功率的增量，其值见表 8-4b或 8-5d 以上均查表的：Pca=0.885,P0=0.18,P0=0.02 ，K=0.92，KL=1.16核桃剥壳机的设计
23、14416.920).180(5)(Z0 LacKPp取 Z=46.带的预紧力 F0 的确定由式（8-7 ）及离心力的影响，单根 V 带所需的预紧力为：(4-4)201F2qvefvac把 代入及考虑到包角对所需预紧力的影响，可将 F0 的计算式写为zvpcaec10F20)5.(qvKa将 Pca=0.885kw，Z=4，V=3m/s，K=0.92,q=0.06kg/m得： Nqvzvpac 6430.)192.5(348.05)15.2(0F 22 7.计算压力轴（Fp ）为设计和安装带轮的轴及轴承，需确定带传动作用在轴上的力 Fp。如不考虑带两边的拉力差，则压轴力近似按带的两边的预紧力
24、F0 的合力来计算，为 2sin)2cos(2cos2 10100 ZFZFFp 把 Z=4，1=150 ，F0=64N 代入，得： NZFp 5.49615sin4sin214.1.3 轴的设计计算 1.求轴上功率 P2、转速 n2 及转矩 T2如果取每级传动效率为 =0.97,则kwp725.09.52min/181rin mNT 422 108.32.9509502.初步确定轴的最小直径先按式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴材料为 45 钢，进行调质处理。515根据表 15-3，取 A0=120，可得： mepAss 20187.2d0min 轴最小的直径是安装在 V 带以及动轮
25、处的直径 d -=35mm3.确定轴上零件的装配方案此轴的装配方案可用如图所示的装配方案图 4-1 轴的结构与装配Figure4 Structure and assembly of the axis初步选用角接触球轴承。根据工作要求及d- =42mm,轴承初步选取标注精度级的角接触轴承 7209AC，尺寸为,估算：d-=d-=45mm。然而 l-=19mm 右mB19854D端滚动轴承用轴肩进行轴向定位。根据手册查得 7209AC 型轴承的定位轴肩高度h=17mm，故 d-=52mm。选取安装齿盘处的轴段-段直径 d-=52mm，右齿盘的左端左轴承之间用套筒定位，右齿盘的右端与右轴承之间可用套
26、筒定位。齿盘宽度为 23mm，为使套筒端面有效地压紧齿盘，故此轴段应略短于轮毂宽度，因此可取- =20mm。而两齿盘的间可用轴肩定位，轴肩高度为 ,选 h=6mm,则dh07.轴环处直径为 d-=58mm。轴环的宽度为 b=12mm，则 l-=12mm 。轴承端盖总宽度应为 20mm。为满足对轴承端盖的装卸和对轴承添加润滑的要求，选择端面的外端面与从动轮右端间的距离为 l=30mm，故 l-为=50mm.选齿盘和箱体内壁的距离为 a=16mm,想到箱体的铸造存在误差，故确定滚动轴承位置时，应考虑距箱体内壁一段距离 S（取 S=8） ，已知轴承宽度为 B=19mm,故l-=47mm核桃剥壳机的设
27、计16l-=20mm又考虑到轴上结构对称，确定全部轴的各段直径和长度为：d-=35mm l-=60mmd-=42mm l-=50mmd-=45mm l-=47mmd-=52mm l-=20mmd-=58mm l-=12mmd-=52mm l-=20mmd-=45mm l-=47mm4.对轴上零件进行周向定位轴的周向定位与齿盘从动轮都可用平键联接。按 d-由手册得平键截面为(GB/T1095-1979)，键槽则可用键槽铣刀加工，长为 mm（标注键m106hb长见 GB/T1096-1979）,为了确保轴和齿盘配合有良好的对中性，因此选择轴和齿盘的配合为 H7/n6；同时，轴与从动轮的联接，可用平
28、键为 ，轴与从m36810动轮的配合为 H7/k6。轴与轴承的周向定位是利用过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6。轴上圆角和倒角尺寸的选择：按表 15-2，取轴端的倒角 。轴采用用涂黄油的方式进行润滑。4524.2 零件的强度刚度计算4.2.1 确定载荷及校核1.轴上载荷的计算首先由轴的结构图可以作出轴的计算简图。在轴承的支点位置确定时，应从手册中查取 a 值。对 7209AC 型角接触球轴承，由手册中查得 a=25.4mm。所以，作为简支梁的轴的支承跨距为 可根据轴的计算简图作出轴mmL12756932 如图 4-1 所示的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图、弯矩图、扭矩图中可以看出轴
29、的危险截面为截面 C。现可计算出截面 C 处的 MH、Mv 及 M 的值(列表 4-1)517图 4-1 轴的载荷分析图Figure4-1 Axis load analysis diagram表 4-2 截面 C 处的 MH、Mv 及 M 的值Table 4-2 Section C at the MH, Mv and the value of M载荷 水平面 H 垂直面 V核桃剥壳机的设计18支反力 F FNH1=2337N FNH2=1273N FNV1=1689N FNV2=-15N 弯矩 M MH=36217Nmm MV1=32699Nmm Mv2=-440Nmm总弯矩 mN4.2879
30、362171 140扭矩 T=38000Nmm按弯矩合成重力校核轴的强度通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即本设计的是截面 C）的强度，根据式（15-5）及上表中的数值，取 =0.6,轴的计算重力为：(4-5)wTM221ca)(把, =48794.4Nmm，=0.6 ，T=38000Nmm， 。代入得：1 251.0Wp83.ca上面已选轴材料为 45 钢，调质处理，由表 15-1 查得 。有Mpa61-所以安全。1ca2.校核轴的疲劳强度的精确危险截面的判定截面 A,，B 只受扭矩的作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的重力集中都将削弱轴的疲劳强度，但是因为轴的最小直径是按钮强度范围
31、较大所确定的，故截面 A,，B 都不用在校核。由应力集中对轴的疲劳强度的影响分析来看，截面和处过盈配合所引起的应力集中最为严重；从受截的情况来看，截面 C 上的重力最大。截面 V 的应力集中的影响和截面的相近，但截面不受扭矩的作用，同时轴径也比较大，故不必作强度校核。截面 C 上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的重力集中均在两端） ，且这里轴的直径最大，故截面 C 也不必进行校核。截面和显然更不必校核了。由第三章附录可知，键槽的重力集中系数比过盈配合的要小，因而该轴只需要校核截面两侧就可以了。1）截面左侧抗弯截面系数为 333 4.912451.0. mdW抗扭截面系数为 85
32、2T519截面左侧的弯矩 m mNM3426.1064.879截面上的扭矩 T T=38000Nmm截面上的弯曲应力为 MpaW.352轴的材料为 45 钢，调质处理。由表 15-1 查得 ， , B640paM2751-。pa15-截面上因为轴肩而形成的理论重力集中系数 及 按附表 3-2 查取。因，经插值后可查得：15.42,0.42rdd0.31.轴的材料的敏性系数为82.q85.0q有效应力集中系数为 .1)0.(.1)(1kq635尺寸系数 ，扭转尺寸系数 轴按磨削加工，表面质量系数为67.082.92c轴半径表面强化处理（ ） ，则综合系数值为1q80.29.67.081K6.1.
33、2.又碳钢的特性系数,取2.01.,取5 05综上，计算安全系数 Sca 值得 6.1.0938.271 mKS 8.2.5.61 5.19.67102 SSca故安全核桃剥壳机的设计202）截面右侧抗弯截面系数的 W 按公式计算 333 8.1406521.0. md抗扭截面系数 WT 为 333 .2弯矩 M 和弯曲应力为 N546.1064.879paW235b扭矩 T 和扭转应力为T=38000Nmm MpaWT35.16280过盈配合处的 值，由插入法求出，并取 ，可得KK16.3z 53.1.0z轴按磨削加工，得表面质量系数为 92.0故综合系数为 25.319.06.31K65.
34、2所以轴在截面右侧的安全系数为 85.301.52.371 mKS 661 5.1.385.322 SSca故该轴在截面右侧的强度也是足够的。至此，轴校核完成。5214.2.2 轴承的校核查样本得，7209AC 的轴承： KN5.2,8.230求出轴承受到径向载荷 R1 及 R2FRNHV 4.83169722211 075322 1.求轴承的计算轴向力 A1 和 A2对 7209AC 轴承，轴承内部附加轴向力 其中 e 为判断系数，其值按 的Ra 0A大小来确定，但现在轴承轴向力 A 不知道，因此设取 e=0.40，可以估算：NRFd38.154.012922得： NFAda 98.173.
35、56.191 2N0.58.701A05.2.0再计算4321eRFd 8.123945.8.0N72FAda 02.564.6.21.20.501 NA024702两次计算的 值相关不打，因此确定 。0A3.21e所以 547,.612.求两轴承当量动载荷 2P和因为 21 43.0196.45.28307eRA22核桃剥壳机的设计22由表可查得径向载荷系数和轴荷系数为对轴承 1 X1=1 Y1=0对轴承 2 X2=1 Y2=0固轴承运转中有中等冲击载荷，按表查得， ,取 。则：8.12fp5.pfNAAYRXfPp 7543)045.2831(5.)( 2211 6.97223.求验算轴承
36、的寿命由 ，故可按轴承 1 的受力大小进行验算；21PhpcnLz 254637.43060316 预期寿命 8 年工作小时数： h1L固有 ,可满足寿命要求。14.2.3 键的选择因为小皮带轮和电机轴的联接传递和扭矩小，且键又长，现对大皮带轮的平键进行校核：由 ：查得：K=2.2,pdKT20110p则此键能传递的扭矩： mNTmN38423510.故此键安全附：计算过程中所有表和公式来自机械设计第八版 濮良贵 纪名刚主编523核桃剥壳机的设计245 结构设计5.1 机体的机构设计机体是由箱盖和箱体铸造而成的，材料为 HT200,箱盖是用来安装主轴的，一般为了为了减少真个机体的重量，可用机座把箱体支撑起来，再把箱盖与箱体连成一体使得整体的结构更简单、合理、稳定、减少了振动。机体的设计要紧密，以避免核桃不被挤压。电动机安装在机体的下面，机体外面设有皮带轮，以便调节皮带的松紧和检查皮带轮的安装到位情况。图 5-1 箱盖Figure6 Cover
