自动核桃脱壳机毕业设计说明书

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1、word目 录摘要I1 前言12 绪论12.1 课题研究的目的和意义12.2 国外研究现状22.3 总体方案63 电动机的选择104 破壳轴的带与带轮的设计114.1 传动带的设计11确定计算功率11选择V带的型号12确定带轮的基准直径12确定传动中心距a和带长L12验算主动轮上的包角13确定V带的根数13确定带的初拉力14求V带传动作用在轴上的压力144.2 V带带轮的设计15带轮的材料选择15结构设计15从动带轮的设计165 拨料轴的带与带轮的设计175.1 传动带的设计17确定计算功率17选择V带的型号17确定带轮的基准直径17确定传动中心距a和带长L18验算主动轮上的包角19确定V带的

2、根数19确定带的初拉力19求V带传动作用在轴上的压力205.2 V带带轮的设计20带轮的材料选择20结构设计20从动带轮的设计216 破壳轴的设计226.1 轴上的功率P、转速n、转矩T226.2 初步确定轴的最小直径226.3 轴的结构设计23拟定轴上零件的装配方案23确定轴的各段直径和长度23轴上零件的轴向定位24确定轴上圆角和倒角尺寸24轴的润滑256.4 轴上的载荷256.5 准确校核轴的疲劳强度27判断危险截面27校核截面左侧27校核截面右侧287 破壳轴轴承的校核297.1 计算轴承受到的径向载荷297.2 计算轴承轴向力307.3 求轴承的当量动载荷307.4 验算轴承的寿命31

3、8 机架的设计319 输料斗的设计3210 接料板的设计3311 隔料机构3312 调间隙机构34总结与体会36致词37【参考文献】3830 / 34摘 要核桃具有很高营养价值，不论是在国还是在国外都具有很广阔的市场空间，人们的需求量是很大的。我国是核桃生产大国，在加工中存在的问题是核桃脱壳比拟困难，核桃取仁在我国历来靠手工，效率低，破壳效果差。人工剥壳难以满足生产开展的要求，研制高效剥壳机已成当务之急。经调研和分析，设计了双齿盘齿板式核桃脱壳机。本文介绍了双齿盘齿板破壳原理，核桃脱壳机的破壳装置、隔料装置、调间隙装置、拨料装置、整体结构设计与参数设计。其中主要包括总体方案确实定，各部件的设计

4、与计算，轴的校核，轴承的验算，完成全部设计后，并利用solid works软件进展了三维零件设计与装配，总装配与各零件的图纸设计等等。【关键词】：双齿盘 齿板、核桃脱壳机、调间隙装置、solid worksAbstractWalnut has a high nutritional value and has a very large market space whether at home or abroad, peoples demand is enormous. Walnut production in China is a big country in the processing pr

5、oblem is more difficult shelledwalnut, walnut kernel in our country has always been taken by hand, low efficiency, poor broken shell. Artificial Sheller difficult to meet the requirements of the development of production, the development of efficient shelling machine has bee imperative. Based on thi

6、s proposed designedof gear - tooth plate walnut shelling machine. Introduce a dual gear - tooth plate broken shell theory, and design of the broken shell walnut shelling machine device, every feeding device, adjust gap device, dial feeding device, the overall structural design and design parameters.

7、 Which mainly include the determination of the overall program, design and calculation of the various ponents, check the shaft, the bearing checking, after pletion of all the design and use of solid works software for the design of three-dimensional parts and assembly, final assembly and design draw

8、ings of the parts and so on.【Key words】：double gear - tooth plate;walnut shelling machine;adjust gap device; solid works1 前言核桃，是人们常见的食物。它营养丰富，具有健脑、补肾、美容、降血脂四大成效。核桃和核桃仁还是我国传统的出口商品，加工和出口的季节性比拟强。核桃取仁在我国历来靠手工，一人一天平均仅能砸40斤核桃，加工和出口的时间正值三秋和农田根本建设大忙季节，任务重，时间紧，形成与农业争劳力的局面，所以，实现核桃取仁机械化，对解放劳动力，支援农业生产有重要意义。核桃出口

9、国家较多，进口国家比拟集中，国际市场斗争十分激烈，实现核桃加工机械化，有利于我们抢时间，争速度，支援外贸。从经济上说，国际市场核桃仁各质量等级的差价甚大。机械取仁有希望提高取仁质量，增加外汇，同时大规模集中加工，便于综合利用。核桃仁中约占5%的碎末可以集中榨油，大量的核桃壳是做活性炭的好原料。研制核桃破壳机的具体任务是寻找适当的、特别是保证取仁质量的破壳工艺方法，研究实现这一工艺方法所要求的机器。2 绪论2.1 课题研究的目的和意义核桃，是人们常见的食物。它营养丰富，具有健脑、补肾、美容、降血脂四大成效。核桃富含脂肪(70%以上)与蛋白质(20%)，是高热能营养食物，又是无胆固醇的绿色保健食品

10、，有着广阔的国外市场，历来被称为“木本油料、“铁杆庄稼，是中国开发山区林业生产的重要经济树种。目前，全国25个省、市自治区都有核桃分布，面积有1000多万亩，2亿多株，以、产量最多，约占全国总产量的85%以上，并且是我国传统出口物资之一。我国的核桃栽培面积约130万以上，主要种植区域在西南和西北。在国际市场上，核桃与杏仁、腰果、榛子一起并列为世界4大干果，核桃作为保健食品早已被国外所认识。针对核桃加工存在的问题和市场的需求，确定核桃加工工艺，除脱青皮、分级、清洗、脱水、烘干、去壳、仁壳别离与包装外，还可进一步深加工。在加工中，存在的问题是核桃脱壳比拟困难，主要由人工完成。人工剥壳难以满足生产开

11、展的要求，故研制高效剥壳机已成当务之急。2.2 国外研究现状目前，国机械方面核桃破壳取仁的方法有以下几种：离心碰撞式破壳法，化学腐蚀法，真空破壳取仁法，超声波破壳法，定间隙挤压破壳法。第一种碎仁太多，第二种实际操作不好控制，仁易受腐蚀，在一定程度上还会造成环境污染。第三四种设备昂贵，破壳本钱高，且破壳效果不够理想。第五种值得探索。国市场上常见的核桃破壳机如下：1核桃剥壳机采用挤搓原理挤搓原理剥壳取仁石磙半径120mm。凹板形状曲线由圆弧段和直线段联接而成，圆弧半径140mm。直线长度即工作行程为30mm。由于石磙以50r/min转动，凹板固定，核桃本身将产生转动。这样，核桃不是在一点而是在一条

12、线或一个区域上受到挤搓作用，有利于壳的完全破裂。如图2-1所示。1调节机构 2凸版 3石磙 4喂入斗 5核桃图2-1核桃剥壳机示意图2核桃剥壳机采用定向对刀挤切原理由于核桃结合线截面与两半仁的结合面交叉成90度，壳上沟纹方向与纵径方向一致。因此，采用两把刀头沿纵径两端作用(挤压兼切割)，刀头形状见图2-2。每把刀头均匀地镶入五块刀片，刀片做成弧形轮廓.以尽可能接触核桃外壳。挤切的两刀头，其刀片相对错开，使得碎壳瓣小而数多，有利于壳的完全破裂，提高剥壳质量。图2-2核桃脱壳机刀头形状示意图3农业机械学院研制的核桃剥壳机核桃剥壳机原理如图2-3。当绵核桃喂入到克剥装置中，齿盘的旋转带动绵核桃边旋转

13、边向里挤入。间距的齿尖不断地沿着壳外表克压，使得裂纹不扩展局部壳和仁掉离出来。最后壳根本上完全裂，碎壳和仁通过最小间隙向下掉出。图2-3北农机械学院绵核桃剥壳取仁原理示意图4农业大学史建新教师等设计的6HP-150型核桃破壳机该机采用挤压破壳原理，如图2-4，当两对法向集中力作用在核桃上时较有利于壳的均匀完全破裂，而多对集中力作用在核桃上因提高了核桃的刚度，降低了力值。核桃反而不易破裂。为了在破壳时能满足上述原理上的要求，在破壳装置结构上采用带有多级凹槽与齿纹的挤压辊，弧齿板采用双弧板结构，该结构符合“四点加压原理，因而有利于壳的完全破裂。1核桃2挤压辊3弧齿板图2-4挤压破简示意图由农业大学

14、机械交通学院研制的6HP-150型核桃破壳机由分级装置、导向装置、破壳机构组成如图2-5。该机能依次自动完成分级、导向、破壳，无需人工参与。提高了劳动生产率和降低了生产本钱。分级采用的是锥型滚筒栅式分级机构。该机构具有功耗低、振动小、可实现无级分级、对工位数的适应性强等特点。破壳装置果用滚筒-弧齿板式结构，采用这种结构更有利于得到完整的核桃仁。1料斗 2分级滚筒 3传动链条 4支撑轮 5导向辊6传动齿传动 7弧齿板 8挤压辊 9电机图2-56HP-150核桃破壳机的结构简图5农业大学史建新教师所设计的多辊挤压式核桃破壳机该机主要由机架、喂料斗、破壳辊、辅助破壳辊(数量35)、挤压间距调节机构、

15、挡板、出料斗、带传动、电机等,其结构见图2-6。破壳辊与辅助破壳辊为破壳机的主要部件，两辊构成连续性的挤压破壳工作区，核桃在该区受到连续性的挤压，受挤压的核桃没有很快进展二次挤压，核桃仁损伤程度小；伸进喂料斗的辅助破壳辊有助于均匀单层喂料；当两辊以一定速度相对旋转，工作时核桃受力方向一致，不会造成核桃的两半破裂，挤压间距调节机构可改变挤压破壳工作区的大小，以适应不同大小的核桃。破壳辊与辅助破壳辊形成由大到小连续性的多工位挤压破壳工作区，当两辊以一定速度相对旋转时，伸进喂料斗的辅助破壳辊带动料斗的核桃均匀的单层进入挤压破壳工作区，由于该区大于核桃横径，核桃没有受到挤压；此时破壳辊带动核桃做匀速转

16、动和均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2-6新农大史建新多辊挤压式核桃破壳机结构简图2.3 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。一路仁是指半仁与大半仁，二路仁是指四分仁以与比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

17、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2-7 核桃的部结构核桃的总类：核桃划分为四个品种群，如表2-1。表2-1 核桃品种群 单位mm品种群 核桃壳厚度 含仁率% 横膈膜 褶壁 取出仁纸皮核桃 65 退化 退化 全仁薄壳核桃 15064 呈膜质 退化 半仁中壳核桃 4149 呈革质 不兴旺 1/4仁后壳核桃 41 呈骨质 兴旺 碎仁注：1.横隔膜是指分隔开两半仁的十字架式的薄膜。2.褶壁是指凹凸不平的壁。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，褶壁退化或不兴旺，较易于用机械剥壳取仁，包括纸皮

18、、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、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、方差等见表2-2，直方图如图2-8，对三维尺寸进展方差分析见表2-3。图2-8三维尺寸直方图表2-2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8.1%横径8.3%棱径7.5%表2-3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24210640691误差1952297657总和20362996

19、81对测量结果进展分析，可得出如下结论：1绝大多数绵核桃的三维尺寸都在2737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=0.001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=式中，DE-是与物体体积一样的球体直径。 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，如此球度表达式为：球度=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 核桃图2-9 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

20、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2-9，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，根本性能如下。外形尺寸长宽高：590480945齿盘的轴转速：182r/min功率 KW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围，取V带的传动比为25，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3-1。表3-1 电动机的型号和技术参数与传动

21、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1Y100L-4150014207822 2Y90S-4 3000 14007927 3Y90S-6 1000 9108225综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以与带传动的传动比，可知方案3比拟适合,因此选定电动机型号为Y90S-6。所选电动机的额定功率 P，满载转速 n=910rmin，总传动比适中，传动装置结构较紧凑。如表3-2。表3-2Y90S-6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Y90S-491082 表3-3 电动机尺寸列表

22、单位mm中心高(H)外形尺寸底脚安装尺寸 地脚螺栓孔直径 轴伸尺寸装键部位尺寸 90104 破壳轴的带与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，使传动比不准确但不会影响破壳机的传动，因为破壳机不需要准确的传动比，只要传动比比拟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带与带轮的结构简单、制造本钱

23、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。4.1 传动带的设计 (4-1)其中：工作情况系数电动机的功率查机械设计一书中的表8-7可知：取传动比为5时转速适宜。 根据计算得知的功率和电动机上带轮小带轮的转速与电动机一样的速度，查机械设计图8-10，可以选择V带的型号为Z型。1初选主动带轮的基准直径：根据机械设计一书，可选择V带的型号参考表8-6和表8-8，选取小带轮直径=71mm。2计算V带的速度V： 4-23计算从动轮的直径 4-3根据表8-8取=355mm 实际传动比。L取：即：得：取：带长： 4-4即：得：按机械设计一书中查表8-2，

24、选择相近的根本长度可查得： 。 实际的中心距可按如下公式求得： 4-5 中心距围360376 mm。 4-6即：求得 ： 满足V带传动的包角要求。V带的根数由如下公式确定： (4-7)其中：单根普通V带的许用功率值 。包角系数。 V带的基准长度系数，此处取。计入传动比的影响时，单根普通V带所能传递的功率增量。由和查表8-4a得。由和i=5查表8-4b。查表取值：，。 (4-8)所以：。即：，取根。单根V带适当的初拉力 由如下公式求得 (4-9)其中：传动带单位长度的质量，即：。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，它等于V带两边的初拉力之和，忽略V带两边的拉力差，如此值可以近

25、似由下式算出：即： (4-10)4.2 V带带轮的设计因为带轮的转速，即，转速比拟底，所以材料选定为灰铸铁，硬度为。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，而与主动带轮配合的电动机轴的直径是，因此根据经验公式，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4-1主动带轮的结构参数 单位mm槽型eZ2712713主动带轮的厚度可以由机械设计手册查得：，。主动带轮的结构如图4-1

26、：图4-1主动带轮的结构示意图从动带轮的结果选择 因为根据主动带轮的基准直径和传动比来确定，即 ，所以从动带轮采用轮辐式。从动带轮的参数选择：通过查机械设计一书，可查得带轮的结构参数间表，其他一些相关尺寸可以根据相应的经验公式计算求得：表4-2从动带轮的结构参数 单位mm槽型 eZ2712713从动带轮的厚度可以查机械设计手册得 ：，。从动带轮的结构如图4-2。图4-2 从动带轮的结构示意图5 拨料轴的带与带轮的设计5.1 传动带的设计根据拨料轴速度很低，大概是，受力大概是10N。可知： 5-1取传动比为5时转速适宜。 根据计算得知的功率和破壳轴的转速，查机械设计手册图8-10，可以选择V带的

27、型号为Z型。1初选主动带轮的基准直径：根据机械设计一书，可选择V带的型号参考表8-6和表8-8，选取小带轮直径=50mm。2计算V带的速度V： 5-23计算从动轮的直径 5-3根据表8-8取=250mm。实际传动比i=5。拨料轴实际转速。实际功率。取：即：得：取：带长： 5-4即：得：按机械设计一书中查表8-2，选择想近的根本长度可查得： 。实际的中心距可按如下公式求得： 5-5 中心距围260272mm。 5-6即：求得： 满足V带传动的包角要求。V带的根数由如下公式确定： (5-7)其中：单根普通V带的许用功率值 包角系数V带的基准长度系数，此处取。计入传动比的影响时，单根普通V带所能传递

28、的功率增量。由和查表8-4a得。由和查表8-4b得。查表取值：，。 (5-8)所以：。取 根。单根V带适当的初拉力 由如下公式求得 (5-9)其中：传动带单位长度的质量，即：为了设计安装带轮轴和轴承，必须确定V带作用在轴上的压力，它等于V带两边的初拉力之和，忽略V带两边的拉力差，如此值可以近似由下式算出：即： (5-10)5.2 V带带轮的设计因为带轮的转速，即，转速比拟底，所以材料选定为灰铸铁，硬度为。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，而与主动带轮配合的电动机轴的直径是，

29、因此根据经验公式，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5-1主动带轮的结构参数 单位mm槽型eZ2712713主动带轮的厚度可以由机械设计手册查得：，。主动带轮的结构如图5-1：图5-1主动带轮的结构示意图从动带轮的结果选择 因为根据主动带轮的基准直径和传动比来确定，即 ，所以从动带轮采用孔板式。从动带轮的参数选择：通过查机械设计一书，可查得带轮的结构参数间表，其他一些相关尺寸可以根据相应的经验公式计算求得：表5-2从动带轮的结构参数 单位mm槽型eZ2712713从动带轮的厚度

30、可以查机械设计手册得：，。从动带轮的结构如图5-2。图5-2从动带轮的结构示意图6 破壳轴的设计6.1 轴上的功率P、转速n、转矩T6-16.2 初步确定轴的最小直径先按机械设计式152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153，取A0=120，于是得6-2轴的最小直径显然是安装V带从动轮处的直径d，为了使所选的轴的直径d与从动轮的直径相配合，故取d=24mm,V带轮的长度L=50mm，V带轮与轴配合的毂孔长度L1=48mm。6.3 轴的结构设计本轴的装配方案采用如如下图所示的装配方案图6-1轴的结构与装配1为了满足V带轮的轴向定位要求，-轴段左端需制出一轴肩，故取d=

31、28mm；V带轮与轴配合的毂孔长度L=50mm，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L1略短些，现取l=48mm。2初步选择角接触球轴承。参照工作要求并根据d=28mm，由见机械设计课程设计轴承产品目录中初步选用标准精度级角接触球轴承7206AC，其尺寸为。左端滚动轴承采用轴肩进展轴向定位。由手册上查得7206AC型轴承的定位轴肩高度h=5mm，因此，取d=35mm。3取安装双齿盘的轴段-的直径d=35m m，齿盘右端与右轴承之间采用套筒定位，齿盘的厚度为23mm，为了使套筒端 面可靠地压紧齿辊，此轴段略短于轮毂长度，故取l=44mm，l-=44mm。左端与左轴承之

32、间用轴肩定位，轴肩高度h=7mm如此周环处的直径d=42mm，周环的宽度b1.4h，取l=10mm。4轴承端盖的总宽度为20mm由机械与轴承端盖的结构设计而定。根据轴承端盖的装拆与便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与从动轮右端间的距离l=30mm，故取l=50mm，l-=50mm。5由于支架总长度为500mm，在确定滚动轴承位置时，轴承宽度B=20mm，且支架齿盘对称，如此l=80mm;l-=80mm。轴的最左端固定带轮，带轮的L=30mm，轴端采用的挡板固定，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L略短些，现取l-=28mm。至此，初步确定了轴的各段直径和长

33、度。齿盘与轴的径向定位采用平键连接。按d由手册查得平键截面GB/T1095-1979)，键槽用键槽铣刀加工，长为36mm标准键长见GB/T1096-1979，同时为了保证齿盘与轴配合有良好的对中性，应当选择齿盘与轴的配合为H7/m6；同样，V带轮与轴的连接，选用平键位，V带轮与轴的配合为H7/m6。轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。参考表152，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见图纸。采用涂黄油的方式进展。6.4 轴上的载荷首先根据轴的结构图图6-1作出轴的计算简图。从轴的结构图以与弯矩和扭矩图中可以看出截面D是轴的危险截面。现将计算出的截面D处的、与M的值

34、列于下表参看图6-2。表6-1截面C处的MH、MV、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6-2轴的载荷分析图进展校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面危险截面D的强度。根据式15-5与以上所算得数据，以与轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取，轴的计算应力 6-3前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表151查得。因此，故安全。6.5 准确校核轴的疲劳强度截面A，B，E，F，只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩与过渡配合所引起应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭矩强度较宽裕地确定的，所以上述的截面均不需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和 处过盈

35、配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面D上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面的相近 ，但截面轴径较大，故不必强度校核。截面D也不必校核。由于轴根本是对称结构，剩余截面显然不必校核。因而该轴只需校核截面左右两侧即可。左侧 6-46-5左侧的弯矩截面的扭矩交接处左侧的弯曲应力：6-6交接处左侧的扭转切应力：6-7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31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 6-8 6-9由附图3-2得尺寸系数；由附图3-3得扭

36、转尺寸系数。轴按磨削加工，由附图34得外表质量系数为。计算安全系数：6-106-116-12因故安全。右侧6-136-14交接处的右侧弯矩弯矩弯曲应力6-15扭转切应力 6-16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：外表质量系数 疲劳强度的综合影响系数为： 6-17 6-18计算安全系数：6-196-21因故此轴在截面右侧的强度也是足够的。7 破壳轴轴承的校核7.1 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7-17-27.2 计算轴承轴向力初选轴承型号7206AC，查表

37、得， 7-3 7-4因， 所以轴承1被“压紧，轴承2被“放松。所以：7.3 求轴承的当量动载荷确定轴承的径向动载荷系数和轴向动载荷系数 7-5 7-6所以轴承1和轴承2都取：，计算轴承的当量动载荷 7-7 7-87.4 验算轴承的寿命因，所以按轴承2验算寿命。 7-9轴承预期寿命。因,故7206AC轴承满足使用。8 机架的设计根据零件的装配和定位特点设计机架。机架要起到支承整机的功能，此设计主要用角钢焊接来构成整个机架，安装轴承处主要用平行板来支持轴承座，进料斗处用两根平行钢板固定，接料板用两根支架固定。整个机架的高度宽度由零件安装的尺寸来决定。并合理安排零件安装位置。如图8-1。图8-1 支

38、架图9 输料斗的设计输料斗是保证进料顺利，起定料作用，根据整机是支架式的特点，输料斗设计成矩形和梯形相结合的形状，并在输料斗底部设计了两个控制核桃进料的圆形钢管通道，能起到定位作用。进料管的直径为50mm，输料斗由四块铁轧制的钢板焊接而成，能保证刚好一个核桃进入破壳装置进展破壳，并能保证生产效率为150Kg/h。如图9-1。图9-1 输料斗图10 接料板的设计接料板是保证接料顺利并进入接料装置的，根据破壳装置的特点，接料板设计成矩形和梯形相结合的形状，接料板采用薄钢板焊接而成，用螺钉固定在机架上很方便。如图10-1。图10-1 接料装置图11 隔料机构隔料板是保证核桃顺利进入破壳装置，根据破壳装置的特点，接料板设计成矩形形状，隔料板采用薄钢板焊接而成，用螺钉固定在机架上很方便。如图11-1。图11-1 隔料装置图12 调间隙机构由于不同种类的核桃尺寸相差很大，所以有必要对尺寸相差很大的核桃进展分级，齿板和齿盘进展间隙调节，所以调隙机构的设计正是为了完成这个目的，调节机构如如下图。调节装置的工作工程如下：当需要调节间隙时，先把紧固螺母拧松，是支持螺柱不受力的状态，然后旋转手柄旋转，将带动固定齿板支座向前或向后运动，这样就可以调节齿板与齿盘的距离，达到调节间隙的目的。如图12-1。