【正文】 6 . 9 0 . 1 5 0?????? ? ?? ? ? ? ? ? ? （ 610） 1am155S K 522?? ???? ? ?? ? ? ? ? ? ? （ 611）ca 2 2 2 2S .S 2 4 . 9 1 4 . 3 6S 1 2 . 4 5S S b 1 4 . 3 62 4 . 9???? ?? ? ??? （ 612） 因 ? ?caS S ?? 故安全。因 有效應力集中系數(shù) 由 d 35??， D 35 d 30??。因而該軸只需校核截面Ⅳ左右兩側(cè)即可。 從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面 Ⅳ和Ⅴ 處過盈配合引起的應力集中最嚴重；從受載的情況來看，截面 D 上的應力最大。 表 61 截面 C處的 MH、 MV、 M值 載荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F 1 821NHFN? 2 567NHFN? 1 1378NVFN? 2 987NVFN? 彎矩 M 59112HM N mm?? 112996VM N mm?? 總 彎矩 127500M N mm?? 扭矩 T 1 37260T N mm?? 圖 62 軸的載荷分析圖 22 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（危險截面 D）的強度。 軸的潤滑 采用涂黃油的方式進行。 21 軸上零件的軸向定位 齒盤與軸的徑向定位采用平鍵連接。 （ 5）由于支架總長度為 500mm，在確定滾動軸承位置時，已知軸承寬度 B=20mm，且支架內(nèi)齒盤對稱，則 lⅢ — Ⅳ =80mm。 （ 3）取安裝雙齒盤的軸段Ⅳ Ⅴ的直徑 dⅣ — Ⅴ =35m m，齒盤右端與右軸承之間采用套筒定位，已知齒盤的厚度為 23mm，為了使套筒端 面可靠地壓緊齒輥，此軸段略短于輪轂長度，故取 lⅣ — Ⅴ =44mm， lⅥ Ⅶ =44mm。 （ 2）初步選擇角接觸球軸承。 19 圖 52 從動帶輪的結(jié)構(gòu) 示意圖 6 破殼 軸的設計 軸上的功率 P、轉(zhuǎn)速 n、轉(zhuǎn)矩 T 5330 .9 6 0 .9 8 0 .7 5 0 .7 11 8 2 / m i n0 .7 19 5 5 0 0 0 0 9 5 5 0 0 0 0 0 .3 7 2 6 1 0182P k WnrPT N mmn? ? ? ??? ? ? ? ? ? （ 61） 初步確定軸的最小直徑 先按 機械設計 式（ 15— 2）初步估算軸的最小直徑。 主動帶輪的結(jié)構(gòu)如圖 51： 18 圖 51 主動帶輪的結(jié)構(gòu) 示意圖 從動帶輪的設計 從動帶輪的結(jié)果選擇 因為根據(jù)主動帶輪的基準直徑和傳動比來確定，即 2 250dd mm? ， 2 300dd mm? ，所以從動帶輪采用孔板式。 結(jié)構(gòu)設計 帶輪的結(jié)構(gòu)設計主要是根據(jù)帶輪的基準直徑，選擇帶輪的結(jié)構(gòu)形式，根據(jù)帶的型號來確定帶論輪槽的尺 寸，設計如下： 主動帶輪的結(jié)構(gòu)選擇 ： 因為根據(jù)主動帶輪的基準直徑尺寸 3 50dd mm? ，而與主動帶輪配合的電動機軸的直徑是 24d mm? ，因此根據(jù)經(jīng)驗公式 dd d ）＜（ 3~ ，所以主動帶輪采用實心式。 查表取值： ?? ， ? 。 確定 V帶的根數(shù) V 帶的根數(shù)由下列公式確定： 00()ca carLppZ p p p k k??? ? ? ? ? (57) 其中： 0p — 單根普通 V 帶的許用功率值 )(0 kwp ?k — 包角系數(shù) lk — V帶的基準長度系數(shù)，此處取 ? 。 實際功率 36 .4 10 64P FV K W? ? ? ?。 確定帶輪的基準直徑 （ 1）初選主動帶輪的基準直徑 1d ：根據(jù)《機械設計 》一書，可選擇 V 帶的型號參考表 86 和表 88，選取小帶輪直徑 3d =50mm。 14 從動帶輪的結(jié)構(gòu)如圖 42。 7 13 o34 主動帶輪的厚度可以由機械設計手冊查得： 40B mm? ， 40L mm? 。 求 V帶傳動作用在軸上的壓力 為了設計安裝帶輪軸和軸承，比需確定 V帶作用在軸上的壓力 Q ，它等于 V 帶兩邊的初拉力之和，忽略 V 帶兩邊的拉力差，則 Q 值可以近似由下式算出： 即： m in 0( ) 2 si n 4 0 62PF Z F N?? ? ? ? ? (410) V 帶帶輪的設計 帶輪的材料選擇 因為帶輪的轉(zhuǎn)速 s? ，即 smv 25＜ ，轉(zhuǎn)速比較底，所以材料選定為灰鑄鐵，硬度為 200HT 。 查表取值： ?? ， ? 。 lk — V帶的基準長度系數(shù)，此處取 ? 。 實際的中心距可按下列公式求得： 01 1 4 0 0 1 4 6 94 0 0 3 6 522ddLLaa ? ?? ? ? ? ? （ 45） m inm a x0 .0 1 5 3 6 00 .0 3 3 7 6dda a La a L? ? ?? ? ? 中心距范圍 360~376 mm。 根據(jù)計算得知的功率 caP 和電動機上帶輪（小帶輪）的轉(zhuǎn)速 1n （與電動機一樣的速度），查《機械設計 》圖 810，可以 選擇 V帶的型號為 Z 型。如表 32。 外形尺寸（長寬高）： 590? 480? 945 齒盤的軸轉(zhuǎn)速： 182r/min 功率 ： 生產(chǎn)率： 150Kg/h 未破殼率： 5%~10% 3 電動機的選擇 根據(jù)資料得主軸的轉(zhuǎn)速在 180 轉(zhuǎn) /分，按 《機械設計手冊》推薦的傳動比合理取值范圍，取 V帶的傳動比為 2～ 5，即可滿足電動機的轉(zhuǎn)速與主軸的轉(zhuǎn)速相匹配。 DC最小外接球體直徑。 用游標卡尺測量出 100 個綿核桃的三維尺寸，統(tǒng)計處理后得出均值、方差等 7 見表 22，直方圖如圖 28，對三維尺寸進行方差分析見表 23。 。一路仁是指半仁及大半仁，二路仁是指 四分仁以及比 1/4 大的三角仁，比 1/4 還小的仁稱為碎仁。 5 1 料斗 2 分級滾筒 3 傳動鏈條 4 支撐輪 5 導向輥 6 傳動齒傳動 7 弧齒板 8 擠壓輥 9 電機 圖 25 6HP150 核桃破殼機的結(jié)構(gòu)簡圖 （ 5） 新疆農(nóng)業(yè)大學史建新老師 所設計的 多輥擠壓式核桃破殼機 該機主要由機架、喂料斗、破殼輥、輔助破殼輥 (數(shù)量 3~ 5)、擠壓間距調(diào)節(jié)機構(gòu)、擋板、出料斗、帶傳動、電機等 ,其結(jié)構(gòu)見圖 26。提高了勞動生產(chǎn)率和降低了生產(chǎn)成本。核桃反而不易破裂。當綿核桃喂入到克剝裝置中，齒盤的旋轉(zhuǎn)帶動綿核桃邊旋轉(zhuǎn)邊向里擠入。因此，采用兩把刀頭沿縱徑兩端作用 (擠壓兼切割 )，刀頭形狀見圖 22。由于石磙以 50r/min 轉(zhuǎn)動，凹板固定，核桃本身將產(chǎn)生轉(zhuǎn)動。第五種值得探索。人工剝殼難以滿足生產(chǎn)發(fā)展的要求，故研制高效剝殼機已成當務之急。 我國的核桃 栽培面積約 130 萬 2hm 以上，主要種植區(qū)域在西南和西北。 2 緒論 課題研究的目的 和 意義 核桃，是人們常見的食物。從經(jīng)濟上說 ， 國際市場核桃仁各質(zhì)量等級的差價甚大。它