毕业设计（论文）榛子破壳机的设计

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1、榛子破壳机的设计吴志旺河北科技师范学院 机械电子系机械设计制造及其自动化专业2003级02班指导老师 刘长荣摘要：本设计的目的是解决食品加工厂人工对榛子破壳时劳动强度大、成本高的困难，用机器代替人工破壳，从而节约剥皮成本、提高工厂的效益。该机主要由喂料斗，栅条式分级滚筒，传动链条,导向辊,传动齿轮,挤压辊,弧齿板,传动链条及一些传动联接件组成。以电动机为动力，动力由电动机输出轴输出，再通过传送带传递到挤压辊的主轴，挤压辊配合弧齿板将送到的榛子破壳.然后再传给传动齿轮。目前在国内还没有榛子破壳机的现有机械，本课题研究的榛子破壳机只是正在理论研究阶段。关键词：榛子；破壳；划痕引言榛子,又名棰子、平

2、榛、山反栗。西亚，欧洲地中海沿岸，北美等国家栽培欧榛已有700多年历史，有许多优良品种，为国际贸易市场四大坚果之一。我国北方有丰富的野生榛，据不完全统计20世纪50年代东北地区约有榛林166.7万亩，年产榛子2500万公斤以上，畅消国内外.榛子营养全面、丰富，榛子果仁据分析含脂肪51.466.4，蛋白质17.3225.92，碳水化合物6.6，水分2.85.8及多种维生素和矿物质。榛油中溶解有维生素C，VE，VB等。榛仁可生食，炒食，不仅风味好，且热量高。在食品工业中榛仁是巧克力，糖果，糕点等加工食品的优质原料。榛仁也是榨取食用油及多种工业用油的原料，含油量54左右，是大豆的23倍。榛仁还可入药

3、。经常食用可有效地延缓衰老、防止皱纹，对心脏病、癌症、血管病有预防和治疗作用，还可明目健脑，又因其是很有效的天然抗氧化食物，所以对女性来说润泽肌肤之佳品。 在我国，榛子以直接食用为主，而在其他国家80% 榛子应用在巧克力、糖果业，15%用百面食、糕点、饼干，零食仅占5%。中国榛子加工食品人均消费逐年增长，榛子食品开发大有可为，土耳其榛子以外形美观、不饱和脂肪酸含量高，口感香醇、皮薄、出果率高等特点受到食品加工业青睐， 但我国目前的榛子破壳主要以手工为主,工人的劳动强度大,但生产效率低.市场对榛子破壳机的需求很大. 在进行榛子制品的加工时 , 首先遇到的一个问题就是脱壳。如果脱壳的目的是为了加工

4、榛仁罐头 ,那么对脱壳的要求就很严格 ,不能破坏榛仁的外表面 ,更不能压碎榛仁 ,否则榛仁的淀粉会溶解在罐头汤中 , 出现糊汤现象。如果脱壳的目的是为了加工榛仁露和榛仁粉 , 那么对脱壳的要求就稍简单一些。因此 , 榛子的脱壳在榛子加工中起着非常重要的作用。榛子破壳机的设计1、结构与工作原理1.1主要结构及工作原理榛子破壳机的结构如图1所示，该机可将榛子破壳，使其壳仁分离，以满足生产的需要。该机结构简单，工作稳定、可靠，生产效率高。以电动机为其动力源。图17、喂料斗 9、分级滚筒 4、皮带6、导向辊 12、弧齿板 5、挤压辊 2、弹性联轴器 3、减速器 1、电动机10、出料口 8、清筛装置11

5、、机架 该机主要由喂料斗、分级滚筒、皮带、导向辊、弧齿板、挤压辊、弹性联轴器、齿轮式联轴器、减速器、电动机、出料口、清筛装置、机架组成。该机由电动机输出轴输入动力，通过联轴器传至减速器，再通过带轮传递到挤压辊，使挤压辊绕轴旋转，挤压辊通过带传动将动力传给分级滚筒，分级滚筒再通过带传动将动力传给导向辊。工作时，榛子由喂料斗送入，进入分级滚筒，分级滚筒将榛子分成三级： 015mm,15 20mm, 20mm30mm。同时为防止榛子卡在滚筒的洞里，配有清筛装置，将榛子与滚筒分离。从滚筒出来，榛子到达导向辊，通过导向辊的导向，榛子进入工作区。在工作区，榛子受到挤压辊的挤压，壳仁分离，再通过出料口，将分

6、离的榛子输送出。1.2 传动原理 将电动机输出轴传递的动力通过联轴器经过减速器、带传动传至挤压辊的主轴。挤压辊通过带传动将动力传给分级滚筒。分级滚筒再通过带传动将动力传给导向辊。2.电动机的选择14 电动机的选择取决于挤压辊的所用功率P，取榛子的最大直径为25mm,L=2DK=235.5mm,(其中D为榛子的直径，K=1.2) 榛子的行数为：N=235.5/20=12榛子的列数为：S=100/20=5试验测得榛子破裂所需挤压力为f=30N挤压辊所受的平均压力为：F=60*30=1800N挤压辊所受扭矩为：T=1800*50=90N.M挤压辊的转速为n=60r/min挤压辊的所用功率为：P=0.

7、56kw从电动机到挤压辊的功率传递效率：=0.99*0.99*0.99*0.94*0.94*0.98=0.774（其中为为弹性联轴器的传递效率，为带传动的传递效率，为减速器中齿轮的传递效率，为减速器中轴承的传递效率）电动机的所需功率为：P= =0.72kw所以所需电动机的功率应为1kw左右，转速在1400r/min左右，由表32-4查得应选Y802-4型电动机1。电动机的参数如下表：型号额定功率（kw）转速（r/min）效率（%）功率因数质量(kg)输出轴径（mm）Y802-40.75139074.50.761819电动机的示意如图2：图23.联轴器的选择103.1 类型选择 因为此榛子破壳机

8、工作时有轻微的振动与冲击，为了隔离振动与冲击，选用弹性套柱销联轴器。3.2 载荷计算：公称转矩 ，（发动机实际发出的功率）由表21-1查得KA=1.7,故由式（21-1）的计算转矩为：3.3型号选择： 从GB4323-84中查得TL1型弹性凸缘联轴器19x30的许用转矩为,许用最大转速为8100r/min,轴径为19mm，故适用。联轴器的示意如图3：图34.减速器的选择13初选挤压辊的转速为：n=60r/min,则减速器的传动比约为i=23.2根据传递动力的需要，选展开式两极圆柱齿轮减速器（JB716-56）查表25-10（p1301）减速器的参数如下表： 公称总传动比i高速级传动比i高速级传

9、动比i各级传动比乘积 i*i22.44.55.02255带传动系统的设计通过皮带轮的传动使电动机动力传递到工作轴上。带传动系统是由V型传动带和主从带轮三部分组成。5.1减速器与挤压辊之间的V带传动的设计15已设计出的条件：减速器的功率为:P=0.75*/0.99=0.59kw,转速为:n=n=1390/22.5=62r/min,传动比为：i=15.1.1计算功率的确定 按所传递的功率P、载荷性质和每天的运转时间等因素来确定计算功率。根据公式： (8) 式中：-工作情况系数。 P-所传递的功率。通过机械设计基础一书由表14-7我可查到。5.1.2选择带的型号 根据计算功率和小带轮的转速n1由设计

10、手册选定带的型号为A型。A型带的技术参数如表3。表3 A型带的技术参数基本尺寸节 宽单根V带的最大额定功率 (kw)荐用带轮最小直 径(mm) 基准长度范围（mm）11 17805.1.3带轮基准直径D1与D2的确定 （1）初选主动带轮的基准直径D1 根据所选V带型号参考表14-2及表14-6选取D1= D2=150 mm。（2）带的速度v 上面所选的D1是否合适不确定，故应该进行速度验算。有公式得： (9) 5.1.4确定带传动的中心距a和带的长度 (1)根据传动的需要初定中心距 它的初选范围公式是： (11) 由此我们可以确定出中心距范围是。考虑到装配要求初步选定中心距为。(2)带长的计算

11、 带长可由公式求出： (12)根据公式12 可以计算得： 再按表14-5选取相近的基准长度和与 对应的公称长度，可以知道。这时的实际中心距可由公式得出： (13)代入数据可以得到。5.1.5验算主动带轮上的包角a1 包角，故满足对包角的要求。5.1.6确定V带的根数Z 根据公式： (15)式中：P0单根V带的许用功率，由手册查知P0 = 0.44 kw。k 材质系数,取k = 0.75。包角系数，取。长度稀疏，取。单根普通V带所能传递的功率的增量，其计算公式是： (16)其中为单根普通V带所能传递的转矩的修正值，。通过机械手册查知。n=62r/min。将数据代入公式16可以得到将已知的和算出来

12、的数据代入公式15中可以得到： 。所以可以确定此传动系统使用了1根V带。5.1.7确定带的初拉力 如果初拉力不足，则摩擦力小，V带在工作时容易发生打滑；如果初拉力过大，则V带的寿命会降低，轴和轴承上的受力会增大，因此需要适当的初拉力。单根V带适当的初拉力F0可由下式确定： (17)式中：q 普通V带单位长度的质量，由表14-3查得q =0.06 kg/m。将各数据代入可得：F0 = 200 N 。5.1.8确定带传动作用在轴上的压力Q 为了设计安装带轮的轴和轴承，必须确定带传动作用在轴上的压力Q。Q值可以近似按下式算出： (18) 其中F0 单根带的初拉力； Z 带的根数；代入数据可以算出压力

13、Q = 800 N 10。5.1.9带轮的设计1带轮的材料选择 因为带论的转速v=0。3m/s，v25m/s，转速比较低，所以材料选定为灰铸铁，硬度为HT150。5.1.10带轮的结构设计 带轮的结构设计主要是根据带轮的基准直径选择机构型式；根据带的型号确定轮槽尺寸。（1）主动带轮的结构选择 因为根据主动带轮的基准直径是D1 = 150 mm，而与它配合的轴的直径是d = 19 mm，因此根据根据经验公式，所以主动轮和从动轮都采用腹板式。5.1.11带轮参数的选择 通过查手册可以确定带轮的结构参数简表4，其他结构尺寸可以根据相应的经验公式计算得出。表4 带轮的结构参数 单位（mm）带的型号mf

14、tsA1253516100000000116134（1）主动轮和从动轮的结构及相关尺寸见下图4所示。 图4 主动轮的机构5.2挤压辊与分级滚筒之间的V带传动的设计5.2.1计算功率的确定 按所传递的功率P、载荷性质和每天的运转时间等因素来确定计算功率。根据公式： (8) 式中：-工作情况系数。 P-挤压辊所传递的功率。通过机械设计基础一书由表14-7我可查到。已经知道挤压辊与分级滚筒轴之间的效率，其中1为带传动的效率，2为轴承的效率。可以求得所传递的功率P=0.57 kw。根据公式8得到计算功率。5.2.2选择带的型号 根据计算功率和小带轮的转速n1由设计手册选定带的型号为A型。A型带的技术参

15、数如表3。表3 A型带的技术参数基本尺寸节 宽单根V带的最大额定功率 (kw)荐用带轮最小直 径(mm) 基准长度范围（mm）11 17805.2.3带轮基准直径D1与D2的确定 （1）初选主动带轮的基准直径D1 根据所选V带型号参考表14-2及表14-6选取D1= 100 mm。（2）带的速度v 上面所选的D1是否合适心里没底，故应该进行速度验算。有公式得： (9) （3）计算从动带轮的直径D2 由机械手册可以查得V型带的弹性滑动率。由公式可得：取D2 = 200 mm。（4）确定实际传动比 i 可由公式得： （10）所以从动轮的实际转速是，转速误差为，在实际工作中要求不高时误差在4%左右是

16、许可的。5.2.4确定带传动的中心距a和带的长度 (1)根据传动的需要初定中心距 它的初选范围公式是： (11) 由此我们可以确定出中心距范围是。考虑到装配要求初步选定中心距为。(2)带长的计算 带长可由公式求出： (12)根据公式12 可以计算得： 再按表14-5选取相近的基准长度和与 对应的公称长度，可以知道。这时的实际中心距可由公式得出： (13)代入数据可以得到。5.2.5验算主动带轮上的包角a1 对包角的要求应保证： (14) 经过验算求出包角，故满足要求。5.2.6确定V带的根数Z 根据公式： (15)式中：P0单根V带的许用功率，由手册查知P0 = 0.44 kw。k 材质系数,

17、取k = 0.75。包角系数，取。长度系数，取。单根普通V带所能传递的功率的增量，其计算公式是： (16)其中为单根普通V带所能传递的转矩的修正值，。通过机械手册查知。n1 为挤压辊的转速，n = 62r/min。将数据代入公式16可以得到将已知的和算出来的数据代入公式15中可以得到： 。所以可以确定此传动系统使用了4根V带。5.2.7确定带的初拉力 如果初拉力不足，则摩擦力小，V带在工作时容易发生打滑；如果初拉力过大，则V带的寿命会降低，轴和轴承上的受力会增大，因此需要适当的初拉力。单根V带适当的初拉力F0可由下式确定： (17)式中：q 普通V带单位长度的质量，由表14-3查得q =0.0

18、6 kg/m。将各数据代入可得：F0 = 89 N 。5.2.8确定带传动作用在轴上的压力Q 为了设计安装带轮的轴和轴承，必须确定带传动作用在轴上的压力Q。Q值可以近似按下式算出： (18) 其中F0 单根带的初拉力； Z 带的根数；代入数据可以算出压力Q = 200.4 N 10。5.2.9带轮的材料选择 因为带论的转速v=0.3m/s，v25m/s，转速比较低，所以材料选定为灰铸铁，硬度为HT150。5.2.10带轮的结构设计 带轮的结构设计主要是根据带轮的基准直径选择机构型式；根据带的型号确定轮槽尺寸。（1）主动带轮的结构选择 因为根据主动带轮的基准直径是D1 = 100 mm，而与它配

19、合的轴的直径是d = 20 mm，因此根据根据经验公式，所以主动轮采用腹板式。（2）从动带轮的结构选择 因为根据从动带论的基准直径是D2 = 200mm，D2 300mm，所以带论采用腹板式。5.2.11带轮参数的选择 通过查手册可以确定带轮的结构参数简表4，其他结构尺寸可以根据相应的经验公式计算得出。表4 带轮的结构参数 单位（mm）带的型号mftsA1253516100000000116134（1）主动轮的结构及相关尺寸见下图5所示。图5主动轮的机构5.3分级滚筒与导向辊之间V带传动的设计5.3.1计算功率的确定 按所传递的功率P、载荷性质和每天的运转时间等因素来确定计算功率。根据公式：

20、= * P (8) 式中：-工作情况系数。 P-分级滚筒所传递的功率。通过机械设计基础一书由表14-7我可查到。已经知道挤压辊与分级滚筒轴之间的效率，其中1为带传动的效率，2为轴承的效率。可以求得所传递的功率P=0.55 kw。根据公式8得到计算功率。=1.1*0.55=0.61kw5.3.2选择带的型号 根据计算功率和小带轮的转速n1由设计手册选定带的型号为A型。A型带的技术参数如表3。表3 A型带的技术参数基本尺寸节 宽单根V带的最大额定功率 (kw)荐用带轮最小直 径(mm) 基准长度范围（mm）11 17805.3.3带轮基准直径D1与D2的确定 （1）初选主动带轮的基准直径D1 根据

21、所选V带型号参考表14-2及表14-6选取D1= D=150 mm。（2）带的速度v 上面所选的D1是否合适心里没底，故应该进行速度验算。有公式得： (9) （3）（4）确定实际传动比 i 可由公式得：i=15.3.4确定带传动的中心距a和带的长度 (1)根据传动的需要初定中心距 它的初选范围公式是： (11) 由此我们可以确定出中心距范围是。考虑到装配要求初步选定中心距为。(2)带长的计算 带长可由公式求出： (12)根据公式12 可以计算得： 再按表14-5选取相近的基准长度和与 对应的公称长度，可以知道。这时的实际中心距可由公式得出： (13)代入数据可以得到。5.3.5验算主动带轮上的

22、包角a1 包角，故满足对包角的要求。5.3.6确定V带的根数Z 根据公式： (15)式中：P0单根V带的许用功率，由手册查知P0 = 0.44 kw。k 材质系数,取k = 0.75。包角系数，取。长度稀疏，取。单根普通V带所能传递的功率的增量，其计算公式是： (16)其中为单根普通V带所能传递的转矩的修正值，。通过机械手册查知。n=62r/min。将数据代入公式16可以得到将已知的和算出来的数据代入公式15中可以得到： 。所以可以确定此传动系统使用了1根V带。5.3.7确定带的初拉力 如果初拉力不足，则摩擦力小，V带在工作时容易发生打滑；如果初拉力过大，则V带的寿命会降低，轴和轴承上的受力会

23、增大，因此需要适当的初拉力。单根V带适当的初拉力F0可由下式确定： (17)式中：q 普通V带单位长度的质量，由表14-3查得q =0.06 kg/m。将各数据代入可得：F0 = 200 N 。5.3.8确定带传动作用在轴上的压力Q 为了设计安装带轮的轴和轴承，必须确定带传动作用在轴上的压力Q。Q值可以近似按下式算出： (18) 其中F0 单根带的初拉力； Z 带的根数；代入数据可以算出压力Q = 800 N 10。5.3.9带轮的设计1带轮的材料选择 因为带论的转速v=0。3m/s，v=180以保证榛子在整个圆周上都产生裂纹，使壳的破裂全面而均匀。考虑到榛子在挤压过程中会出现滑动，通过修正工

24、作弧长l的值，使实际挤压工作角a大于上述理论值，从而确保=180(a为挤压辊的工作角)破壳弧板长度L = L 1 + L 2 + L 3 ，式中L 1 , L 3 分别为导入及导出弧板长; L 2 为工作弧长, L2 = 2D K ; D 为榛子直径; K 为滑动系数,取K = 1.2 。由于该结构在破壳时保证了榛子在整个圆周上都能产生裂纹，因此该结构有利于壳的完全破裂。挤压辊工作角=( D 为榛子直径,r为挤压辊的半径，L 2 为工作弧长)较大的滚筒直径有助于提高破壳质量, 但机器的尺寸、质量、制造成本都会增加, 综合考虑取第一级榛子对应的挤压辊的参数:D=15mm,L=113.04 ,18

25、0,r1=21mm, D=8mm第二级榛子对应的挤压辊的参数:D=20mm,L=150.72mm , 180,r2=28mm, D=14mm第三级榛子对应的挤压辊的参数:D=25mm,L=235.5mm , 180,r3=50mm,D=20mm10.2.2 挤压辊的转速挤压辊转速大小对榛子破壳起着重要作用。挤压辊转速小时 , 榛子的破壳率较高 , 而破仁率较低; 随着转速的提高 , 破壳率减小 , 而破仁率增大。选取适当的转速 , 可有效地减少由于分级混杂对破壳性能的影响。同时为保证一定的生产率 , 挤压辊转速不应过低。经试验挤压辊的转速取n = 60 r/ min 。10.2.3挤压辊的间隙

26、挤压辊间隙也是影响破壳的主要因素。挤压辊间隙的选择应遵照以下原则: d仁 d核 ,其中为挤压辊间隙 , 即榛子的变形量不应大于壳仁间隙。10.2.4挤压辊的表面形状 挤压辊表面形状主要影响轧辊对榛子的抓取、破壳和生产率的大小。两齿辊上的齿、槽相错开 , 可增强挤压辊的破壳能力 , 也便于榛仁从榛子中脱出.挤压辊圆周上密集着很小的凸起的锯齿，与它相间的是与分级滚筒分得的榛子相对应的凹槽，凹槽的高度和宽度均为分级滚筒分得的榛子直径的2/3。弧齿板板面上有一道道的凹槽与挤压辊的凸起的锯齿相对应。破壳装置如图12(a) 所示,挤压辊如图(b)所示图12(a)图12(b)1凹槽 2凸起的锯齿10.2.5

27、辊的安装采用轴承座外装式，即将筒体和轴焊接成一体, 筒体随轴旋转。轴安装在机架的轴承座上。此方式结构简单。 11 出料装置本装置的出料部分共包括3个出料斗均匀地分布在机体正下方。出料斗的底面与水平面呈30夹角，便于物料输出滚动；出料斗的最下端距离地面220mm并且在出料斗的两侧装有吊钩，便于集料袋挂放固定。12挤压辊所在轴的设计12.1初步确定轴的最小直径 按扭转强度来初步确定，由式（18-3）得：轴的材料由表18-1选用调质处理的45钢，P=0.57 kw,n=62r/min由表18-2取A0=1103,于是得，轴的最小直径显然是安装用于传递电动机动力的带轮处的轴的直径，尺寸如图12示：图1

28、212.2 轴的结构设计12.2.1根据轴向定位的要求确定轴得各段直径和长度（1）根据以上的计算，初选联结分级滚筒的带轮处轴的直径。据联结分级滚筒带轮设计的宽度和所选键的长度，故选。（2）初选联结减速器的带轮处轴的直径。据联结减速器带轮设计的宽度和所选键的长度，故选。（3）因为挤压辊受到轴向和径向两种力，所以选择角接触球轴承。轴段右端需要制出一轴肩，故取段的直径d=25mm。选角接触球轴承36105，其尺寸为。段也安装一个角接触球轴承36105，故取d=25mm。轴承端盖的总宽度为10mm，根据轴承端盖的装拆及便于添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与带轮右端面的距离l=20mm，再加上轴承的宽度

29、和内深轴的的宽度，故取。（4）端上装三个挤压辊，考虑到挤压辊之间的距离，取，d=28mm10.2.2 轴上零件的周向定位 带轮处采用平键连接。按，由手册查得平键剖面12。键槽用键槽铣刀加工，长为26mm,轴承与轴的周向定位是借配合来保证的，此处选。带轮处采用平键连接。按，由手册查得平键剖面12。键槽用键槽铣刀加工，长为40mm,轴承与轴的周向定位是借配合来保证的，此处选。12.2.3 定圆角半径r值。 按前面所述的原则，定出轴肩处的圆角半径r的值，取,轴端倒角在轴的两端均为（详见GB6403.4-86）11.12.3 按弯扭合成条件校核轴的强度312.3.1 作轴的计算简图，如图（a）所示。1

30、2.3.2 求轴上所受的作用力的大小（1） 带轮作用在轴上的压力 （2） 辊轴上的力 初步估计整个齿轮轴装配完成后的重量为G=100N所以将两个齿轮轴重力平移到主轴上。两根齿轮轴产生的重力平移后产生的扭矩相抵消了，估计重力G2=80N,G1=120N.将模板上受的力平移到主轴上 两根齿轮轴上所受模板的力平移道主轴上所产生的扭矩、弯矩均抵消了。（3） 轴在水平面内所受得支反力如图（b）所示（4） 轴在垂直面内所受支反力如下12.3.3作弯矩图6在水平面内，轴上A、B、C、D、E五点的弯矩为： ，作在水平面内的弯矩图如图（b）所示。在垂直面内，轴上A、B、C、D、E五点的弯矩为：作垂直面内弯矩图如

31、图（c）所示。合成弯矩为：作轴的合成弯矩图如图（d）所示。12.3.4 作轴的扭矩图6作轴的扭矩图如图（e）所示。12.3.5 作当量弯矩图（弯矩，扭矩合成图）A点：B点：C点：D点： 作轴的当量弯矩图如图（f）所示。12.3.6 校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大当量弯矩的强度（即危险剖面C的强度）。由式（18-9）及上面计算出的数值可得：按表18-6，对于的碳钢，承受对称循环变应力时的许用应力，故安全。12.3.7主轴的静平衡 制造时要特别注意使两个齿轮轴（包括其上所有零件）的质量完全相等，它们到主轴的距离也要相等，就能保证主轴的静平衡。12.3.8主轴的动平衡 当两个齿轮轴

32、绕主轴公转时，必将对主轴产生惯性力，其中每个齿轮轴所产生的惯性力，（其中为主轴公转的角速度，L为主轴到齿轮轴的中心距，m为齿轮轴及其上零件的总质量），即。因为两个齿轮轴通过轴承，支架固定轴套与主轴紧紧连接在一起，所以可知两个齿轮轴绕主轴旋转的角速度相等，如果保证两个齿轮轴（包括其上所有零件）的质量m完全相等，它们到主轴的距离L也相等，则它们所产生的惯性力F大小相等，方向相反，将两个齿轮轴上的惯性力平移到主轴上将相互抵消，所以主轴此时必将达到动平衡。弯扭图如图9所示：图1413结论与讨论 (1) 该工艺实现难度小 , 机器结构简单 , 制造成本低 ,操作容易。 （2）该破壳机的不足之处：壳仁分离

33、尚未得到解决。(3)在这次设计中，虽然基本上完成了预定的目标，但本机器同专业人员设计的机器相比，很明显存在着一定的差距。由于时间紧，任务重，而且是初次设计，所以难免存在一些问题，需继续改进。14 致谢在设计过程中，我们综合运用了机械设计基础、工程力学、公差、机械制造工艺学、机械制造基础等各门课程中的知识，锻炼了自己独立分析问题、思考问题，改进创新及实践动手操作能力，使我们受益匪浅。系里的领导和老师给我们提供了良好的环境以及经济的援助，特别是指导教师刘长荣，给予我们极大的帮助，包括带领我们参观工厂，搜集资料，设计方案的提出，设计过程中的指导，设计结果的审核等，在此我对系里的领导以及老师们致以衷心

34、的感谢。此外，各位同学也给了我们很大的帮助，我们也同样非常感谢他们。 通过这次设计，我虽然收获很大，同时我也意识到了自身知识的贫乏，实践能力的不足。在以后的学习和工作中，我会进一步提高自身的能力，提高自己的素质。参考文献：1 张展主编，机械设计通用手册M.北京，中国劳动出版社，1994.52 周开勤，唐蓉城，杨景惠主编，机械设计师实用手册M.天津科学技术出版社，19953 孙先菊，郑玉才主编，机械设计基础M。河南科学技术出版社，1994.124 龚惠义主编，机械设计课程设计指导（第二版）M.高等教育出版社，2000.55 吴宗泽主编，机械设计实用手册M.北京，化学工业出版社，2000.66 侯

35、运启，杨紫钰主编，工程力学M.河南科学技术出版社，1994.97 黄继昌，徐巧鱼等主编，实用机械机构图册M.北京，人民邮电出版社，1996.68 蔡春源主编，新编机械设计手册M.辽宁科学技术出版社，1993.79 同济大学、上海交通大学等院校机械设计制图手册M编写组编，同济大学出版社，1991.810 张展主编，实用机械传动手册M.北京，科学出版社，199311 徐濒主编，机械设计手册（3.4卷）M.北京，机械工业出版社，199112机械设计手册联合组编，机械设计手册（上、中册）M.北京，机械工业出版社，198013机械设计工程手册编辑委员会，机械工程手册第31-33篇M.北京，机械工业出版社

36、，198014 东北工学院机械零件设计手册编写组，机械零件设计手册M.北京，冶金工业出版社，198015 成大先主编，机械设计手册M，第三版第五卷.北京，化学工业出版社，199316 胡继强主编，食品机械与设备M.北京，中国轻工业出版社，2006.217 The Design of Hazelnut shell breaking machineWu zhi-wang（Dept. of Machinery and Electron, Hebei NormalUniversity of Science & Technology）Guard teacher: Liu Chang-rongAbstra

37、ct : 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, rack-grade rolle

38、r, 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.