平板挤压式核桃破壳机的设计Word文件下载.doc
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这机器是坚果剥壳机推广使用的最大障碍。
（2）损失率高。
由于参数的选择不合理,造成剥壳不完全现象严重,碎仁夹带在碎壳中难以回收而被弃除。
有些机具的果仁损失率高达20%。
（3）果仁的完整性差。
有些机具设计,为了减少漏剥或剥壳不完全现象,一味追求剥壳率,导致高的破碎率,从而降低产品的商品价值。
（4）设备的通用性差。
一般剥壳机仅能用于某一品种坚果的剥壳作业,对于不同品种的坚果,不能通过更换主要的零部件来实现一机多用。
（5）机具性能的不稳定,适应性差。
为某类坚果专门开发的专用机型,在该坚果品种、大小规格、外壳形状和含水量等因素出现变化时,剥壳机具的剥壳性能就变差。
（6）设备的作业成本的偏高。
我国坚果剥壳机具还未形成规模和系列,多数都是单机制造,制造工艺水平低、成本高、也因为通用性差,不能一机多用,使得生产企业设备配置成本高,致使加工坚果作业的成本增加。
1.3核桃破壳机的技术现状及存在的问题
现在核桃品种多，只能制造出适合大多数品种的适应，挤压式属于定间隙挤压式破壳法，研究很有意义，符合现阶段的需要，适宜大产量的生产，进一步的深加工。
目前，虽然我国已研制开发出了一些坚果破壳机械，但是核桃破壳机的发展相当缓慢，并且能进行批量生产的成熟机型不多，远不能满足实际的生产需要。
具有代表性核桃破的壳机主要有：
①新疆农业大学史建新、乔园园、董远德等研究人员研制的新型核桃破壳机。
该新型核桃破壳机结构简单、破壳效率高，能实现核桃的机械化破壳取仁。
目前核桃破壳取仁有下列几种方法：
①离心碰撞式破壳法②化学腐蚀法③真空破壳取仁法④超声波破壳法⑤定问隙挤压破壳法。
第一种方法：
碎仁太多，所以应用很少；
第二种方法：
由于在实际操作中不好控制，仁易受到腐蚀，处理不好还对环境会造成污染的，因此人们都不愿接受；
第三、四种方法，设备昂贵、破壳成本高，且破壳效果不够理想；
只有第五种方法值得探索。
但由于核桃品种繁杂、尺寸的差异较大、形状的不规则、壳仁的间隙小，所以核桃的破壳取仁难度较大。
破壳后还需进行壳仁分离，鉴于壳仁密度相差不大，加之碎壳、碎仁上有许多的毛刺，所以壳仁的分离也有相当难度。
解决以上难题的方法就是将破壳取仁分解为分级、导向、挤压破壳、壳仁分离四部分，逐一俄的加以解决。
1.4方案的确定
我的设计是一种由一对端面呈倾斜、上宽下窄的破壳板组成。
动破壳板一端通过铰链连接到壳体，一端可由偏心轴带动做往复曲线运动；
定破壳板是一可调挤压直板，上方一端与机体铰接，下方与调距手柄相连，手柄由可转动的一段螺栓组成。
旋转手柄可推动定破壳板前后运动，用来调节两板之间的间隙和角度，使挤压间隙的最小宽度小于果壳的直径，并接近于核桃果仁最大外径。
两破壳板表面焊有鱼鳞状铁网，有许多细小的横纹，用于增加与核桃接触的粗糙度。
落入破壳板狭缝的核桃，随动破壳板运动经最窄处破壳后，经出料口甩出。
该机可破分级的核桃。
这样的装置成本低，没污染。
适合大中型企业生产需要。
其结构如下图所示：
1.调隙手轮2.定板3.动板4.进料口5.排料器6.弹簧7.偏心轴8.电动机
2.图1—4核桃破壳机的结构示意图
工作过程：
由于用两板挤压破壳，故需要先对核桃进行预处理—将核桃分级处理后。
核桃进入进料口后，掉入动板和定板组成的破壳间隙，动板工作，核桃受到挤压作用，核桃表面产生裂纹并逐渐扩展，直至最终完全破裂，碎壳和仁从最小间隙处掉下。
2.设计方案的选择
经过多次查阅相关资料和同学探讨，最终确定设计的部分包括定板，动板，进料口，出料口，调隙装置，电动机，皮带轮链轮等等。
2.1进料口的设计
经过查找资料，可以知道当进料口与水平面夹角为时，更加有利于核桃的导向与进入工作区[6]。
因此设计进料口一边与水平面夹角为，另一边与水平面垂直，与箱体用螺栓连接。
其结构示意图如下：
图2—1核桃破壳机进料口结构示意图
在此之上，我在进料口上加了一个类似于外槽轮排种器的装置，这样的装置可以实现核桃一排一排的往破壳板之间的间隙掉落，其结构示意图如下：
1.盛料斗2.排料器3.排料舌
图2—1.1核桃破壳机排料口结构示意图
核桃经过分选后进入盛料斗中，来不及一字排开，核桃靠重力堆积在排料器上，并被排料器带着一起旋转进行强制排料：
处在排料器外面的一层核桃在排料器的拨动和核桃之间的摩擦力的作用下也被带动起来了，其运动速度从排料器圆周线速度逐渐向外递减之静止层。
由排料器强制带出的核桃从排料舌上掉入破壳板的间隙中，然后进行破壳。
2.2核桃破壳部分的设计
其结构示意图如图2—2所示：
1.定破板2.动破板3.核桃4.偏心轴接触板5.偏心轴
图2—2核桃破壳机的破壳部分的结构示意图
核桃由排料装置掉入动板和定板板表面造成的缝隙后，偏心轴转动过程中强制推动动板移动，使得动板与定板之间的间隙变小，从而使得核桃受压破裂，动板靠重力和弹簧的拉力使得动板回位，完成一次破壳。
在整机工作中，不停地重复这个动作。
2.4板的设计
2.4.1板的选择
根据查找资料，为了增加板与核桃壳之间的摩擦，我选用菱形花纹钢板，面积为240000mm2
定板结构示意图如图2—4所示：
1.定板2.定位空3.螺栓空
图2—3核桃破壳机的破壳板定板的结构示意图
定板在破壳机中很重要，它的作用是实现间隙的变化，它的背部安装一调隙装置来推动板的移动实现间隙变化，在此之上为了防止定板的旋转和晃动我设计了一个定位空，此空装一个扁平的钢板，另一头用螺栓固定在机架上。
2.4.2板的设计
板的宽确定为400mm后，采用黄金矩形求出挤压辊的长度L黄金矩形为：
长/宽
板长度L=647mm，取L=600mm
板厚为10mm
2.5轴的设计
2.5.1轴的设计
设计的轴长为594mm，轴分为4段。
图2—4传动轴结构示意图
第一段轴与皮带轮连接，其直径为24mm；
第二段轴用来装轴承的，还需要设计一个轴肩，用来固定轴承：
第三段是偏心轴，其基准直径为36mm，偏心距为5mm。
第四段轴与大链轮连接。
轴的材料：
轴的材料主要是碳刚和合金刚。
由于碳刚比合金刚价格便宜，对应力集中的敏感性较低，同时也可以用热处理或化学热处理的办法提高其耐磨性和抗疲劳强度，所以本设计采用45号刚作为轴的材料。
调制处理。
第三段轴轴表面淬火，增加其表面的耐磨性能。
2.5.2轴的校核
经过分析，主轴轴的受力最大，而且轴的周向受力是主要的，因此，对该轴进行扭矩校核。
轴的结构见图2-6
（1）主轴转速
根据公式
（2—5）
其中h为板的高度0.6m，g为10m/s2t为时间
得时间t约为0.35s
取t为0.4s
既得主轴0.4s转一圈
所以主轴转速至少为150r/min
取其整数倍
（2）轴的扭矩计算
电动机输出转矩：
T==（2—6）
式中：
为电动机额定功率，为电动机转速
主轴输入转矩：
（2—7）
为皮带轮的传动效率根据设计指导书参考初选
为轴承的传动效率初选
为链轮的传动效率初选
根据要求，轴要满足下列条
（3）轴的强度条件：
（2—8）
为轴的切应力，MPa;
T为转矩，N.mm;
为抗扭截面系数，;
为许用扭切应力，MPa.
表2—4常用材料的值和C值
轴的材料
Q235,20
35
45
40Cr，35SiMn
12-20
20-30
30-40
40-52
C
160-135
135-118
118-107
107-98
该轴的材料为45号钢，则满足强度条件，轴是安全的。
[11]
（4）轴传递的转矩
（2—9）
（2—10）
轴的扭矩图：
图2-7扭矩图
（5）轴的刚度计算
（2—11）
T为转矩；
为受转矩作用的长度，mm;
G为材料的切变模量，MPa;
d为轴径，mm;
为轴截面的极惯性距。
，故轴是安全的。
2.5.3轴系零件的定位
（1）轴向定位
为了防止轴上零件发生沿轴向的移动，必须对其进行定位，来保证齿轮的正确啮合，根据轴上零件的的安装要求和对轴的结要求，要选择不同的定位方式，常用的定位方式主要有轴肩定位、套筒定位、轴端挡圈和弹性挡圈，轴间定位方式在本设计中有用到，具体的结构和参数见零件图和明细表。
（2）周向定位
键主要是为了实现轴上零件的周向定位来传递转距，键的形式用多种，因此要根据不同的要求来选择不同型号的键，根据传动的要求，本设计全部采用圆头普通平键（A型），它的两个侧面是工作面，上表面与轮毂槽底之间留有间隙，其主要特点是定心性好、拆装方便。
2.6轴承的选择
主轴通过粉碎室内腔，其两端由轴承固定在机架上。
根据轴受力和轴径的不同，，本设计选用的轴承是：
深沟球轴承
已知此处轴径，所以选内径为35mm的轴承，在机械设计手册中选择深沟球轴承；
查表6-1，选择型号为6007GB/T276—94的轴承。
另一处已知轴径为，所以选内径也为25mm的轴承，选择型号61805GB/T276—94的轴承。
所选的轴承基本参数如下：
[12]
轴承内径：
d=35mm
D=72mm
B=17mm
基本额定动载荷：
C=19.8KN
基本额定静载荷：
C=13.5KN
d=25mm
D=52mm
B=15mm
C=10.8KN
C=6.95KN
滚动轴承的寿命计算：
2.7键联结的选择与校核
2.7.1键的选择
根据轴的直径的不同，应该选择不同型号的键，另外，键的长度也有一系列的标准，应该优先选用第一系列，在以上的说明书中知道安装键的轴有两处，分别是第一段和第二段。
第一段的直径为25mm。
从机械设计手册表中查得键的截面尺寸为：
宽度，高度。
2.7.2键的安装
键的安装位置见零件图。
2.7.3校核键联接的强度
轴和带轮的材料是钢和铸铁，且属于静联接由文献12的表6-2查得许用挤压应力为[σp]=120-150MPa,取其平均值，[σp]=135MPa。
键的工作长度为，键与轮毂的键槽的接触高度为。
由文献1的式6-1可得
M—传递的转矩（N.M）
d—轴的直径（mm）
l—键的工作长度（mm）;
A型，l=L－b
k—键与轮毂的接触高度（mm）;
k=h－t,h为键的高度，
b—键的宽度（mm）
t—切向键工作面宽度（mm）
—键的许用切应力（MPa）
—键连接的许用挤压应力，/MPa
可见联接的挤压强度满足，即该键可以正常工作。
2.8轴承端盖的设计
所选轴承外径为62mm,在45-65的范围内，所以选择螺钉直径d=6mm，螺钉数4个
b=5~10b取5mm
h=（0.8~1）b=8mm
3.带轮和链轮的选择
带轮是依靠带与带轮接触面间的摩擦传动的，它可以吸收和缓冲振动，结构简单，成本低廉。
3.1带轮的结构设计
小带轮的材料选择HT150，由小带轮的基准直径=40mm<
2.5d=2.5×
20=50mm，因此小带轮可采用实心式；
由机械设计第八版表8—10得Y型槽的结构尺寸bd=5.3mm,ha=1.6mm,e=8mm,Z=2，da=dd+2ha=40+2×
1.6=43.2mm，
B=（Z—1）e×
2f=（2—1）×
8+2×
6=20mm。
图3-1小带轮结构
大带轮的材料选择HT150，由大带轮的基准直径=100mm<
24=60mm，因此大带轮可采用腹板式,由机械设计第八版表8—10得Y型槽的结构尺bd=5.3mm,ha=1.6mm,e=8mm,Z=2，da=dd+2ha=100+2×
1.6=103.2mm，B=（Z—1）e×
图3-2大带轮结构
3.2链轮传动部分计算：
（1）选择链轮齿数：
Z1=34Z2=17中心距：
500mm
（2）确定链节数
（3）验算链速：
（4）作用在轴上的压力：
①离心力
②悬垂压力水平布置时垂度系数
③紧边拉力和松边拉力
圆周拉力
紧边拉力
松边拉力
（3）最后选定的链型号：
12A-1-112GB1243.1-83
4.电动机的选择
进过多方查阅资料，确定偏心轴转速为300r/min，所需功率为3KW，符合这一范围的同步转速为：
查机械设计文献３第155页表12-1可知
根据容量和转速，由设计手册查出的电动机型号，因此有以下三种传动比选择方案，如下表4—1
4—1电动机的类型
方方案
电动机型号
额定功率
同步转速
满载转速
电动机质量
参考价格
传动装置传动比
1
Y-160M1-8
4
750
720
118
5.00
10.21
2
Y132M1-6
1000
960
73
3.48
13.61
3
Y112M-4
1500
1440
43
2.22
20.42
①本参考价格为4极，同步转速为750r\min,功率为4kw的电动机价格为1计算，表中数值为相对值，仅供参考。
综合考虑电动机和传动装置的尺寸，质量，价格以及传动比，可见第三种方案比较合适，因此选定电动机的型号是Y-160M1-8。
5电机的尺寸及安装
5.1电机的安装
电机选定后，可根据其安装尺寸设计机架及调节装置，考虑到V带传动运转一段时间以后，会因为带的塑性变形和磨损而松弛。
为了保证带传动正常工作，应定期检查带的松弛程度，做相应的调整[10]。
设计采用定期张紧装置，通过人为定期改变中心距的方法来调节带的初拉力，使带重新张紧。
将电机安放在角铁上，通过调节螺栓来改变中心距，使V带保持张紧状态，将效率损失降到最低。
电动机的安装尺寸见表4-2该电动机的主要外型和安装尺寸如下表4—2：
表4—2电动机主要外形尺寸
中心高
外形尺寸
地脚安装尺寸
地脚螺栓孔直径
轴伸尺寸
装键部位尺寸
112
38×
265×
190
190×
140
12
28×
60
8
其主要外形安装尺寸如图4-3
图4-3电动机主要外形安装尺寸
5.2电机的调整
电机底座安放在的等边角钢的平面上，角铁通过四根的全螺线螺栓固定在总机架上，定期检查带的松紧程度，如果需要调整中心距，可通过调节四根螺栓上锁紧螺母的位置来实现。
这样有效的防止了带的打滑，减小了机械效率损失。
使电机功率得到合理应用[1]。
6固定支撑部分的设计
6.1机架的设计
机架采用角铁焊接而成，根据需要选择热轧槽钢（GB/T707-1988）。
基本尺寸见表5-1
表5-1槽钢尺寸
槽钢
号数
尺寸/mm
b
h
d
t
r
r1
80
5.0
8.0
4.0
6.2轴承座的安放
由于轴承座为标准件，在选定轴承后，查手册可知轴承座的安装尺寸[10]，见表5-2
表5-2滚动轴承座安装尺寸
型号
A1
L
J
S
N1
N
质量/（kg）
SN205
46
165
130
M12
15
20
1.3
7装配质量
（1）整机零部件完整，无缺件，安装方便；
（2）运动件操作灵活，无有卡死、磕碰现象；
（3）非运动件无明显偏移、翘曲等现象；
（4）紧固件紧固可靠；
（5）电动机、带轮、链轮安装牢固、可靠。
8.总结
通过此次设计使我掌握了科学研究的基本方法和思路，为今后的工作打下了基础，在以后的日子我将会继续保持这份做学问的态度和热情。
我所选设计题目是“平板挤压式核桃破壳机的设计”，之所以选择这个题目，是因为我对这个课题比较的感兴趣。
在我的生活里，核桃破壳主要是在门缝里夹碎，这样力道不容易把握，不是夹得太碎就是破裂程度很小，同时对门也造成了一定程度的破坏。
因此，就想设计一款既省力又快速且破壳完整的机械。
经过查找资料和老师的指导，以及上网搜集更多的相关学术论文、核心期刊、书籍等，终于对核桃破壳机有了一定得了解，心里有了大体的思路。
最终确定的核桃破壳机有平板挤压式破壳机。
对于这一破壳机械有以下的结论：
（1）通过对核桃物理机械特性的测定和内力分析，提出了剥壳取仁原理破裂核桃壳，并研制了入料装置，使得核桃成排状向下落，有利于挤压，有利于裂纹的产生与扩展，提高剥壳性能。
（2）设备结构参数：
定板和破板一样大其尺寸为长600mm，宽400mm。
间距L和最小间隙s根据核桃尺寸等级在理论最佳值附近加以选择。
最佳运动参数：
偏心轴转速300r／min，以每个核桃10g计，则最大生产率为18Okg/h。
致谢
在这做毕业设计的过程中，我学到了很多，许多人也帮助了我。
首先我要感谢我的指导老师，是他不停的督促我，在设计中告诉我不同的传动连接方式，使我学会了许多东西，尤其是想问题和解决问题的思路，对我以后有很大的帮助。
还有我的同学，随时都会帮助我，这次最大收获是掌握
了Autocad制图。
谢谢他们帮助了我，使我顺利的完成毕业设计。
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参考文献
[1]吴子岳.绵核桃剥壳机的研制[J]包装与食品机械,1995,（02）：
54～56
[2]王高平.一种新型核桃加工设备的研究[J]南方农机,2002,（02）：
113～115
[3]乔园园,史建新,董远德.影响核桃壳仁脱离的主要因素[J]农机化研究,2008,（04）：
43～44
[4]郗荣庭，刘梦军．中国干果[M]．北京：
中国林业出版社，2005．34～37
[5]史建新,辛动军.
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