【正文】 ......... 23 7 破殼軸軸承的校核 ......................................................................................................... 24 計算軸承受到的徑向載荷 ............................................................................................ 24 計算軸承軸向力 .......................................................................................................... 25 求軸承的當量動載荷 ................................................................................................... 25 驗算軸承的壽命 .......................................................................................................... 26 8 機架的設計 .................................................................................................................... 26 9 輸料斗的設計 ................................................................................................................ 26 10 接料板的設計 .............................................................................................................. 27 11 隔料機構 ..................................................................................................................... 27 12 調間隙機構 .................................................................................................................. 27 總結與體會 ............................................................................................. 錯誤 !未定義書簽。我國 是核桃生產大國，在加工中存在的問題是核桃脫殼比較困難，核桃取仁在我國歷來靠手工，效率低，破殼效果差。其中主要包括總體方案的確定，各部件的設計與計算，軸的校核，軸承的驗算，完成全部設計后，并利用 solid works 軟件進行了三維零件設計及裝配，總裝配與各零件的圖紙設計等等。adjust gap device。核桃取仁在我國歷來靠手工 ， 一人一天平均僅能砸 40 斤核桃 ， 加工和出口的時間正值三 秋和農田基本建設大忙季節(jié) ， 任務重 ， 時間緊 ， 形成與農業(yè)爭勞力的局面 ，所以 ， 實現核桃取仁機械化 ， 對解放勞動力 ， 支援農業(yè)生產有重要意義。核桃仁中約占 5%的碎末可以集中榨油 ， 大量的核桃殼是做活性炭的好原料。 核桃富含脂肪 (70%以上 )及蛋白質 (20%)，是高熱能營養(yǎng)食物，又是無膽固醇的綠色保健食品，有著廣闊的國內外市場，歷來被稱為 “ 木本油料 ” 、 “ 鐵桿莊稼 ” ，是中國開發(fā)山區(qū)林業(yè)生產的重要經濟樹種。針對核桃加工存在的問題和市場的需求，確定核桃加工工藝，除脫青皮、分級、清洗、脫水、烘干、去殼、仁殼分離與包裝外，還可進一步深加工。第一種碎仁太多，第二種實際操作不好控制，仁易受腐蝕，在一定程度上還會造成環(huán)境污染。凹板形狀曲線由圓弧段和直線段聯(lián)接而成，圓弧半徑 140mm。 如圖 21所示。擠切的兩刀頭，其刀片相對錯開，使得碎殼瓣小而數多，有利于殼的完全破裂，提高剝 殼質量。最后殼基本上完全裂，碎殼和仁通過最小間隙向下掉出。 4 1 核桃 2 擠壓輥 3 弧齒板 圖 24 擠壓破簡 示意圖 由新疆農業(yè)大學機械交通學院研制的 6HP150 型核桃破殼機由分級裝置、導向裝置、破殼機構組成 如 圖 25。該機構具有 功耗低、振動小、可實現無級分級、對工位數的適應性強等特點。破殼輥與輔助破殼輥形成由大到小間斷性的多工位擠壓破殼工作區(qū)，當兩輥以一定速度相對旋轉時，伸進喂料斗內的輔助破殼輥帶動料斗內的核桃均勻的單層進入擠壓破殼工作區(qū)，由于該區(qū)大于核桃橫徑，核 桃沒有受到擠壓；此時破殼輥帶動核桃做勻速轉動和均勻平動到下一工作區(qū)，核桃在該區(qū)受到微量擠壓，被擠壓的核桃由破殼輥再次帶動到下一工作區(qū)，如此 6 循環(huán)往復 ,被擠壓程度逐漸加深，當核桃被擠壓到核桃殼最大擠壓變形量 最大 時，核桃破裂，破裂的核桃從出料口排出。高路仁重與仁總重的比值稱為高路仁率，這是評價核桃脫核機的一個重要指標，另一個指標是： 剝核率 =（核桃總量 含仁的核重） /核桃總重 圖 27 核桃的內部結構 核桃的總類：核桃劃分為四個品種群，如表 21。目前，此種核桃占全部核桃的 85%~ 90%，隨著無性繁殖的推廣和品種的進一步改良，夾核桃將逐漸被淘汰。 （ 2）綿核桃的三維尺寸存在縱徑、橫徑、棱徑，但在 ? = 水平下三維尺寸有高度顯著變化，可近似簡化為球。 1 齒盤 2 齒板 3 核桃 8 圖 29 破殼結構 示意圖 本次設計采用常見的異步電動機作動力源，利用 V 帶減速和傳遞功率。 表 31 電動機的型號和技術參數及傳動比 方案 電動機型號 額定功率 P/kW 同步轉速r/min 滿載轉速 r/min 效率（ %） 電動機重量（ Kg） 功率因數 1 Y100L4 1500 1420 78 22 2 Y90S4 3000 1400 79 27 3 Y90S6 1000 910 82 25 綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量以及帶傳動的傳動比，可知方案 3比較適合 ,因此選定電動機型號為 Y90S6。雖然在傳動過程中 V 帶與帶輪之間存在著一些摩擦，導致兩者的相 對滑動，使傳動比不精確但不會影響破殼機的傳動，因為破殼機不需要精確的傳動比，只要傳動比比較準確就可以滿足要求，而且 V 帶的彈性滑動對破殼機的一些重要部件是一種過載保護，不會造成機體部件的嚴重損壞，還有 V 帶及帶輪的結構簡單、制造成本底、容易維修和保養(yǎng)、便于安裝，所以，在電動機與核桃破殼機之間選用 V 帶與帶輪的傳動配合是很合理的。 （ 2）計算 V 帶的速度 V： 11 3 . 1 4 7 1 9 1 0 3 . 46 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0ddn mv s? ?? ??? ? ? （ 42） （ 3）計算從動輪的直徑 2d 21 910 7 1 3 5 9180ddd i d m m? ? ? ? ? （ 43） 根據表 88 取 2d =355mm 實際傳動比 5i? 。 確定 V帶的根數 V 帶的根數由下列公式確定： 00()ca carLppZ p p p k k??? ? ? ? ? (47) 其中： 0p — 單根普通 V帶的許用功率值 )(0 kwp 。 由 910 / minnr? 和 1 71dd mm? 查表 84a得 0 kw? 。 即： ? ， 取 3?Z 根。 帶輪參數的選擇：通過查《機械設計 》一書，可以確定主動帶輪的結構參數，結構參數如下表，其他的相關尺寸可以根據相應的經驗公式計算求得。 從動帶輪的參數選擇：通過查《機械設計 》一書，可查得帶輪的結構參數間表，其他一些相關尺寸可以根據相應的經驗公式計算求得： 表 42 從動帶輪的結構參數 單位 （ mm） 槽型 db minah minfh e minf ? ? Z 2 7 12177。可知 ： 3 0 1 0 3 0 0 0 .3P F V W K W? ? ? ? ? （ 51） 選擇 V帶的型號 取傳動比為 5 時轉速合適。 實際傳動比 i=5。 實際的中心距可按下列公式求得： 02 1 0 0 0 1 0 7 23 0 0 2 6 422ddLLaa ? ?? ? ? ? ? （ 55） m inm a x0 .0 1 5 2 6 00 .0 3 2 7 2dda a La a L? ? ?? ? ? 中心距范圍 260~ 272mm。 由 182 / minnr? 和 3 50dd mm? 查表 84a 得 0 kw? 。 取 1Z? 根。 表 51主動帶輪的結構參數 單位 （ mm） 槽型 db minah minfh e minf ? ? Z 2 7 12177。 7 13 o34o34o34 從動帶輪的厚度可以查機械設計手冊得： 16B mm? ， 32L mm? 。根據表 15— 3，取 A0=120，于是得 33m in 0 0 .7 11 2 0 1 8 .9182Pd A m mn? ? ? ? （ 62） 軸的最小直徑顯然是安裝 V帶從動輪處的直徑 dⅠ — Ⅱ ，為了使所選的軸的直徑 dⅠ — Ⅱ 與從動輪的直徑相配合，故取 dⅠ — Ⅱ =24mm,V 帶輪的長度 L=50mm， V帶輪與軸配合的 轂孔長度 L1=48mm。左端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。 （ 4）軸承端蓋的總寬度為 20mm（由機械及軸承端蓋的結構設計而定）。軸的最左端固定帶輪，已知帶輪的 L=30mm，軸端采用的擋板固定，為了保證軸擋圈只壓在 V帶輪上而不壓在軸的端面上，故Ⅸ Ⅹ段的長度應比 L略短些，現取 lⅨ Ⅹ =28mm。軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為 k6。 從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面 D 是軸的危險截面。因此? ?1ca???? ，故安全。截面 D 也不必校核。由表 151 查得 ：640B MPa? ? 1 275MPa?? ? 1 155MPa?? ? 。 又由附圖 3— 1可得軸的材料的敏性系數為 ： ?? ， q ? ? 故有效應力集中系數按式（附 34）為 K 1 0 .8 1 ( 1 .7 4 1 ) 1 .61 q ( 1 )? ??? ? ? ? ? ?? ? ? （ 68）K 1 0. 76 ( 1. 51 1 ) 1. 391 q ( 1 )? ??? ? ? ? ? ?? ? ? （ 69） 由附圖 32 得尺寸系數 ?? ? ；由附圖 33 得扭轉尺寸系數 ?? ? 。 7 破殼 軸 軸承的校核 計算軸承受到的徑向載荷 （ 1）查機械設計手冊可知， 7206AC 的， 16800rCN? ， 0 12200rCN? 25 前面求得的兩個軸承所受的載荷分別為： NFNH ? ， NFNV ? ， NFNH ? ， NFNV ? ； （ 2）軸承壽命的計算 ， 軸承采用正裝其軸承的支反力 221 1 1( ) ( ) 2 7 7r N V N HF F F N? ? ? （ 71） 222 2 2( ) ( ) 7 2 9r N V N HF F F N? ? ? （ 72） 計算軸承軸向力 初 選 軸 承 型 號 7206AC ， 查 表 得 e ? ? 0Y ? ， ? ?r KNC ? ? ? KN? ， 11 2 277 86 .6( )2 Y NFF ? ? ?? （ 73）22 2 729 27 8 ( )2 Y NFF ? ? ??。 計算安全系數 ： 1am275S 2 4 . 9K 1 .