【正文】 紀(jì)名剛主編 5 結(jié)構(gòu)設(shè)計 機(jī)體的機(jī)構(gòu)設(shè)計 機(jī)體是箱蓋（如圖 6）與箱體（如圖 7）鑄造而成，材料為 HT200,箱蓋是安裝主軸的，為了減少真?zhèn)€機(jī)體的重量，采用機(jī)座吧箱 體支撐起來，再把箱蓋和箱體連成一體使得整體的結(jié)構(gòu)更簡單、合理、穩(wěn)定、減少了振動。 軸承的校核 查軸承樣本可知， 7209AC軸承的 求出軸承受到徑向載荷 R1和 R2 求軸承的計算軸向力 A1和 A2 對于 7209AC軸承按表 137， 軸承內(nèi)部附加軸向力 ,其中 e為表 135中的判斷系數(shù)，其值由的大小來確定，但現(xiàn)在軸承軸向力 A未知，故設(shè)取 e=，因此可以估算： 按式（ 1311），得： 由表 135得，再計算 兩次計算的值相關(guān)不打，因此確定。mm 過盈配合處的值，由附表 38用插入法求出，并取，于是得 軸按磨削加工，由附圖 34得表面質(zhì)量系數(shù)為 16 故的綜合系數(shù)為 所以軸在截面Ⅳ右側(cè)的安全系數(shù)為 故該軸在截面Ⅳ右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。 31及167。 截面上由于軸肩而形成的理論重力集中系數(shù)按附表 32查取。mm 截面上的彎曲應(yīng)力 軸的材料為 45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由第三章附錄可知，鍵槽的重力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需要校核截面Ⅳ左右兩側(cè)即可。截面 C上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的重力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截面 C也不必校核。 從應(yīng)力集中對軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看，截面Ⅳ和Ⅴ處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受截的情況來看，截面 C上的重力最大。因此故安全。mm，α =， T=38000Nmm 總彎矩 扭矩 T=38000Nmm MV1=32699N（如圖 5） 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面 C是軸的危險截面。對于 7209AC 型角接觸球軸承，由手冊中查得 a=。 零件的強(qiáng)度剛度計算 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖。 確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表 152，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖紙所示 d。按 dⅣ Ⅴ 由手冊查得平鍵截面(GB/T10951979)，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 mm（標(biāo)注鍵長見 GB/T10961979） ,同時為了保證齒盤與軸配合有良好的對中性，故選擇齒盤與軸的配合為 H7/n6；同樣，從動輪與軸的聯(lián)接，選用平鍵為，從動輪與軸的配合 H7/k6。 軸承端蓋的總寬度為 20mm（由機(jī)械及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定）。兩個齒盤的中間采用軸肩定位，軸肩高度 ,取 h=6mm,則軸環(huán)處的直徑dⅤ Ⅳ =58mm。 取安裝齒盤處的軸段 Ⅳ Ⅴ 的直徑 dⅥ Ⅶ =52mm，右齒盤的左端左軸承之間采用套筒定位，右齒盤的右端與右軸承之間采用套筒定位。而 lⅦ Ⅷ =19mm右端滾動軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位。選用角接觸球軸承。選取軸的材料 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。如果不考慮帶的兩邊的拉力差，則壓軸力可以近似按帶的兩邊的預(yù)緊力 F0的合力來計算（圖 811），即 將 Z=4，α 1=150176。 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑 dd1和 dd2 初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑 dd1 根據(jù) V帶截型，參考表 86及表 88，選取 dd1=63mm 驗(yàn)算帶的速度 V 根據(jù)式（ 813）來計算的速度 V= 將 ,帶入式中，得： V==3m/s 計算從動輪的基準(zhǔn)直徑 dd2 確定中心距 a和帶的基準(zhǔn)長度 Ld 如果中心距未給出，可根據(jù)傳遞的結(jié)構(gòu)需要初定中心距 a0,取 即代入 ,得： 初取 a0確定后，根據(jù)帶傳動的幾何關(guān)系，按下式計算所需帶的基準(zhǔn)長度 (42) 將， ,代入上式中，得： 根據(jù) L’ d由表 82中選取和 L’ d相近的 V帶的基準(zhǔn)長度 Ld，取由于 V帶傳動的中心距一般是可以調(diào)整的，固可采用下式作近似計算，即 考慮安裝調(diào)整和補(bǔ)償預(yù)緊力的需要，中心距的變動范圍為： 驗(yàn)算主動輪上的包角α 1 根據(jù)（ 86）及對包角的要求，應(yīng)保證 10 確定帶的根數(shù) Z (43) 式中： Kα — 考慮包角不同時的影響系數(shù)， 簡稱包角系數(shù)，查表 85。即 Pca=KAP (41) 9 式中： Pca計算功率，單位為 kw； P傳遞的額定功率，單位為 kw。 4 傳動設(shè)計計算、零部件的強(qiáng)度剛度計算 傳動設(shè)計計算 電動機(jī)的參數(shù) 選用最常見的 Y系列三相異步電動機(jī) (ZBK2202288), 型號： Y90S6，額定功率：,滿載轉(zhuǎn)速： 910r/min。該電動機(jī)額定電壓 380V，頻率 50Hz。數(shù)值上比較接近不使仁壓碎的最大擠壓變形量。對每一組δ m— R 曲線加以比較，發(fā)現(xiàn)當(dāng) D 增大時δ m也增大，這就要求所選取的 R值對每一尺寸等級的核桃都能獲得較好的剝核取仁性能。當(dāng) R為較小值時，δ m 也較小，不足以使殼完全破裂。 d 為簡化的核桃直徑，即相應(yīng)兩接觸間的實(shí)際距離， d 與橫徑均值 D 的關(guān)系為： d=D4 r’== 每一尺寸等級核桃的 r’和α 3(如表 2) 表 2 每一尺寸等級核桃 r’ 和α 3 Table 2 Each size grade walnut r’and α3 橫徑范圍 30~32 32~34 34~36 36~38 38~40 （ mm） 橫徑均值 D 31 33 35 37 39 （ mm） 簡化圓的 半徑 r’(mm) 理想的擠入 角α 3（度 ） 偏心圓弧板最佳半徑的確定 為了保證在擠壓破裂過 程中對仁不造成破碎，應(yīng)使最大壓縮變形量小于不使仁壓碎8 的最大擠壓變形量，即 δ m≤ ～ ,當(dāng)給定 α r、 r’時，不同的 R 將產(chǎn)生不同的 δ m和最小間隙 s（理論調(diào)節(jié)值）。那么，理想擠入角α 3 為： α3=+3176。 7 圖 3 雙齒盤 —— 齒板式剝殼原理 Figure3 Bidentate disk Principles of tooth plate peeled 理想擠入角 理想的擠壓破裂過程要求核桃從擠壓開始到破裂結(jié)束轉(zhuǎn)過半圓，即 β=180176。隨著擠壓變形量的增加，殼表面變平甚至出現(xiàn)凹坑，則齒數(shù)由 1 個增加到 3 個甚至 5 個。長度為 8mm。當(dāng)核桃喂入到剝殼裝置中，齒盤的旋轉(zhuǎn)帶動核桃邊緣旋轉(zhuǎn)邊向里擠入，一定間距的齒尖不斷地沿著殼表面壓，使得裂紋不斷擴(kuò)展，部分殼和仁分離出來，最后殼基本上完全破裂，碎殼和仁通過最小間隙向下掉出來 。在擠壓后期，擠壓變形量增加緩慢 ，避免對剝離出來的仁的擠壓破碎，提高取仁質(zhì)量。 這三條曲線的最大變形量雖然非常接近，但第三條曲線的擠入角明顯大于第二條。（如圖 2） 第三種曲線變化最平緩，斜率最小，這就意味著殼達(dá)到相同的變形量而出現(xiàn)初始裂紋時，第三種方式下圓盤轉(zhuǎn)過的角度最大，因而核桃在出現(xiàn)裂紋這一過程中所轉(zhuǎn)過角度也是最大的。δ m 是指最大壓縮變形量。因此，第三種方式最有利于殼的全面破裂。當(dāng)圓盤轉(zhuǎn)過 α 角時，核桃向下平動的圓弧長度 l： l=α(r+) (31) 所用時間 t： t=l/=2α(r+)/v (32) 核桃旋轉(zhuǎn)角： β=ωt=(+1) α (33) 當(dāng) r,d 一定時 ， β與 α成正比關(guān)系。 勻速轉(zhuǎn)動的角速度 ω=(v/2)/(d/2)=v/d，式中 v 為圓盤線速度。 3 核桃脫殼機(jī)的總體方案的確定 三種擠壓破裂 方法的比較 擠壓破裂核桃基本上有以下三種方式（如圖 1） 4 圖 1 三種破裂方式 Figure1 Three rupture mode 核桃的旋轉(zhuǎn)角度 采用第一種方式，核桃在圓盤之間沒有旋轉(zhuǎn)，故旋轉(zhuǎn)角 β=0。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(jìn)一步改良，夾核桃將逐漸被淘汰。二路仁與二路之和統(tǒng)稱為高路仁。核桃和核桃仁是我國傳統(tǒng)的出口商品，外貿(mào)部門根據(jù)核桃仁的完整程度將其分為一路仁、二路仁和碎仁。 2 設(shè)計的目的、意義、國內(nèi)外動態(tài) 核桃，在我國有兩千多年栽培歷史，并逐漸由我國西部擴(kuò)展到黃河流域。 本次設(shè)計采用常見的電機(jī)作動力源，利用 V 帶減速和傳遞功率。 鑒于此，本設(shè)計根據(jù)以往的研究與資料，提出了雙齒盤 —— 齒板式剝核原理以及最優(yōu)設(shè)計參數(shù)，并研制了核桃脫殼機(jī)。 但是，由于核桃殼堅硬，手工剝核極其不便而且費(fèi)時費(fèi)力。它營養(yǎng)豐富，具有健腦、補(bǔ)腎、美容、降血脂四大功效。其中主要包括總體方案的確定，各部件的設(shè)計與計算，總裝與零部件裝圖紙；完成設(shè)計后，分析了它的特點(diǎn)、優(yōu)勢，以及存在的不足，需要改進(jìn)，提出了一些改進(jìn)措施 。1 核桃脫核機(jī)設(shè)計 摘 要： 本文首先提出核桃機(jī)械剝核取仁的必要性和重要性。提出了雙齒盤一齒板式剝核原理及最優(yōu)設(shè)計參數(shù)，并研制了核桃脫殼機(jī)。 關(guān)鍵詞 ： 核桃；機(jī)械；剝核 2 Design Of Decorticator For Walnut Abstract： It’s necessary to crack walnut by machine. Cracking principle was put forward. The cracking machine and its optimal parameters were designed, which included the Determining totality scheme, the design and calculation of every assembling and every ponents’drawing. After plete the design, analyze the feature, superiority and some defects. Aiming at this defect and raise some improvemeng steps. Keywords： walnut； machine； craking 1 前言 核桃，是人們常見的食物。核桃和核桃仁還是我國傳統(tǒng)的出口商品。因此，提高核桃取仁的機(jī)械化程度，是生產(chǎn)過程 中急需解決的問題。本機(jī)能完美的解決核桃