【正文】 核桃殼的平均厚度為1mm。第二章 核桃的物理特性和幾何尺寸本課題以紙皮核桃為研究對象，其外觀如圖21，有圖可以看出核桃的形狀不規(guī)則，試驗樣品采用的是近似橢圓的核桃模型，核桃外形圖如圖1。與普通的實驗方法相比，采用有限元的方法能夠更加快速、便捷地得出結論。造成目前多采用的機械破殼裝置的施力方式不合理，對于剝殼取仁存在許多的困難，容易造成破碎率，整仁率等不能滿足人們的需求。、本文研究的內容及意義采用ANSYS軟件建立核桃的幾何模型和破殼的有限元模型，對核桃在幾種載荷作用下的應力分布規(guī)律進行分析，找出核桃殼變形量不大且產生局部裂紋點多、裂紋點易擴展的最佳的施力方式。采用有限元方法建立模型，對研究對象進行應力的虛擬研究是可行的。由以上研究可以得出這樣的結論：即使是很復雜的應力問題的數(shù)值解，現(xiàn)在用有限元分析的常規(guī)方法就能得到。曹玉華等（2010）應用有限元分析方法對蓖麻蒴果在壓載作用下頂部和中部的應力分布進行分析，：蓖麻蒴果果殼破裂的主要原因是由最大拉應力引起果殼破裂。采用有限元分析方法構建了山核桃破殼受力模型，并對山核桃進行了受力機械剝殼取仁的重模擬與分析。針對山核桃果殼完全破裂所需的變形量大于殼仁間隙，用一般的機械擠壓方法破殼會造成大量碎仁等問題。謝麗娟等（2006）建立了蓮子受靜態(tài)正壓力的有限元分析模型，設定了短軸方向加載集中力、加載均布的線載荷、加載一定區(qū)域內的面載荷3種受力工況，對蓮子在該3種工況下的應力、應變情況進行分析計算。把蘋果和菠蘿建立成為65節(jié)點48單元的模型，進而分析水果的堅度。張榮榮等（2008年）利用有限元法對板栗的力學特性進行分析，驗證了所建模型的合理性[16]。王靈軍等利用有限元方法分析了銀杏在各種施力狀態(tài)下的應力分布進行分析，找出了最佳的施力方向和施力方式，對脫殼設備的研制提供了理論的依據(jù)[14]。吳斌芳等（1996）應用薄殼理論和斷裂理論對綿核桃進行力學分析，并通過試臉驗證，得到了綿核桃機械剝殼取仁的重要參數(shù)[10]。典型的后處理模塊能顯示遍布于模型上的彩色等應力線圖，以表示不同的應力水平，顯示的整個應力場的圖像類似于光彈性法或云紋法的實驗結果。后處理：在有限元分析的早期，用戶需仔細地研讀程序運算后產生的大量數(shù)字，即列出的模型內各離散位置處的位移和應力。商用程序可能帶有非常大的單元庫，不同類型的單元適用于范圍廣泛的各類問題。分析：把預處理模塊準備好的數(shù)據(jù)輸入到有限元程序中，從而構成并求解用線性或非線性代數(shù)方程表示的系統(tǒng)Kijuj=fi式中，u 和 f 分別為各結點的位移和作用的外力。準備這樣的模型可能極其耗費時間，所以商用程序之間的相互競爭就在于：如何用最友好的圖形化界面的“預處理模塊”，來幫助用戶完成這項繁瑣乏味的工作。各單元在一些稱為“結點”的離散點上相互連接。由于單元能按不同的聯(lián)結方式進行組合，且單元本身又可以有不同形狀，因此可以模型化幾何形狀復雜的求解域。這些問題的共同點是它們都可以歸結為在給定邊界條件下求解其控制方程(常微分方程或偏微分方程)的問題。（一）有限元機理有限元法也叫有限單元法（finite element method, FEM），是隨著電子計算機的發(fā)展而迅速發(fā)展起來的一種彈性力學問題的數(shù)值求解方法。（1）機械法分離殼和仁目前利用機械法分離殼和仁的裝置主要有以下三種：(1) 絨輥分離殼仁(2) (2)帶式分離殼仁(3) 輪齒撥殼分離殼仁（2）磁選法分離殼和仁(1)絨輥分離殼仁(2)帶式分離殼仁(3)輪齒撥殼分離殼仁（四）磁選法分離殼和仁由上述可以看出：核桃剝殼技術隨著需求的變化越來越多樣化，剝殼技術也越來越多樣化。目前國內尚未見到好的分離方法和分離設備的報道，而國外雖然很好地解決了殼仁分離的問題，但設備成本高，工藝復雜，對于加工能力有限的工廠和個人來說，是很難接受的[21]。這種破殼方式存在一些不足,高路仁比率與破殼率不能兼顧,所以綜合破殼效果不理想 [3]。第一種方法，碎仁太多，所以應用很少；第二種方法，由于在實際操作中不好控制，仁易受到腐蝕，處理不好還會造成對環(huán)境的污染，因此人們不接受；第三，四種方法設備昂貴，破殼成本高，且破殼效果不夠理想；第五種方法是一個值得探索的方向 [6]。對于核桃剝殼技術，剝殼機可以代表技術的發(fā)展。因此為了很好的破殼而又保證仁不破碎，就需要：① 擠壓間隙與核桃尺寸相適應，有必要在破殼前對核桃進行分級；②合理施力使核桃產生裂紋且變形量小，這是提高核桃破殼機破殼質量的關鍵因素之一， 因此有必要對核桃的施力方式及結果進行有限元受力分析；③裂紋的擴展是核桃完全破殼的基本條件，按核桃正確姿態(tài)喂人進行破殼是裂紋擴展的條件，有必要進行破殼前的導向 [7]。核桃與其他堅果在結構上存在著很大的區(qū)別．而且目前國內外對核桃機械特性與破殼機理的研究相對較少 [2]。由于核桃形狀不規(guī)則、尺寸差異較大、殼仁之間間隙小，殼完全破裂所要求的變形量大。核桃脫殼取仁是核桃深加工的第一步，必須首先解決。據(jù)分析：500克核桃肉的營養(yǎng)價值，相當于雞蛋2500克，牛奶4750克或豬肉1500克，可見，核桃的營養(yǎng)值價是相當可觀的。對核桃在幾種載荷作用下的應力分布規(guī)律進行了分析，找出了核桃殼變形量不大且產生局部裂紋點多、裂紋點易擴展的最佳的施力方式關鍵詞：核桃脫殼；幾何模型；有限元分析；受力分析Technology for breaking walnut shell based on finite element analysisAbstract：Breaking walnut shell is the preliminary stage of processing walnut．Irregular shape of walnut shell and small clearance between shell and kernel are found by practical measurement. Experiments proved that the distortion value needed in the safe outburst of walnut shell is bigger than the clearance．Much broken kernel must be produced by generally mechanical extrusion to thresh shell．Walnut model was established by Pro／E software and the breaking force model was constructed based on the FEM to realize force simulation and analysis．The stress distribution and strain of walnut she1l under different conditions of force were analyzed．The optimum forcing pattern of producing smaller distortion and more local crackles easily extending was found．Keywords：breaking walnut shell；geometry model；finite element analysis；mechanical analysis33第一章 緒論、課題的目的和意義核桃又名胡桃、羌桃、合桃等，享有“長壽果”之美譽，是理想的滋補食品。試驗證明核桃殼完全破裂所需的變形量大于殼仁間隙，用一般的機械擠壓方法破殼必將造成大量的碎仁。按由表181查得平鍵截面，鍵槽長為30，選擇帶輪軸的配合為；按由表181查得平鍵截面，鍵槽長為2，選擇帶輪軸的配合為. 7）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表152，取軸端倒角為，各軸肩處圓角半徑見圖軸3的選取摘 要 II第一章 緒論 課題的目的和意義 國內外發(fā)展現(xiàn)狀 1 1 本文研究的內容及意義 4（存在問題和發(fā)展趨勢） 4第二章 核桃的物理特性和幾何尺寸 5 5 5第三章 有限元分析 6 6 6(SOLID95) 6(SHELL93) 7．接觸單元(CONlAl74和TARGEl70) ANSYS前處理過程 8 導入核桃的1/2實體模型 8 定義單元類型 8 10 11 對模型劃分網格 12 建立接觸對 13 核桃的有限元分析 15 核桃在長軸方向上施加集中載荷 15 核桃長軸方向上施加均布線載荷 21 23 核桃短軸方向上施加集中載荷 25 核核桃短軸上施加線性載荷 27 核桃短軸上施加均布面載荷 29 本章小結 31四、結論與討論 32 結論 32 討論 32參考文獻 33致謝 34摘 要基于有限元分析的核桃剝殼技術研究摘 要：核桃破殼是核桃深加工的第一步，必須首先解決。由于整個軸除去，帶輪部分后整體是對稱布置。長度為30mm。由手冊查的定位軸肩高h=5，因此取。由于34段，直徑選取為35。其中，軸承端蓋中的橡膠片，長度，高度設計均可查表184得到。 2）23段軸，直徑為，這段軸中的軸承端蓋總寬度為20mm（有設計的結構而定），根據(jù)軸承端蓋的拆卸以及便于對軸添加潤滑脂的要求，取端蓋與第一段的軸右端面的距離為30mm。軸2的選取 1）12軸段左端需安裝一帶輪我們取帶輪長度B為35mm，取。3） 軸承蓋的選取 取螺釘直徑，那么， ；同理，4） 由于，軸上的零件即軸都是對稱布置，由于進料口的尺寸為400mm，而，那么相應對稱位置的長度也為70mm，因為總長度為400mm，所以剩下的軸長 6)軸上零件的周向定位 鏈輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。鏈輪右邊采用軸肩進行軸向定位。選用0基本游隙組、標準精度級的深溝球軸承6005，其尺寸為故，由于鏈輪輪寬B=30mm，取。取。選取軸的材料為45鋼，調制處理。 ；所以 棘輪模數(shù)的設計因為結構的關系，幾輪的尺寸不可能太大，不妨取，；根據(jù)機械工業(yè)出版社，間歇運動機構設計與創(chuàng)新，鄒慧君 殷鴻梁編著中的表23.齒距P：齒高h：齒頂弦厚：齒根圓角半徑r：齒面傾角：齒槽夾角 。因為棘輪和齒輪同軸連接，所以它們同一時間轉過的角度相同。；由于，結構上的設計必須保證，兩輥之間具有相同的速度，所以它們之間的傳動比為1，將棘輪機構抽象化，簡化成如下圖的方式：以L1+L2為半徑，以左下角點為圓心畫圓； 以L1L2為半徑，以左下角點位圓心畫圓；以L3為半徑，以右下角為點畫圓；交于兩點， 兩點之間的角度為φ，那么兩個極限位置之間的關系為：以右下角定點為圓心，轉過φ角。 計算壓軸力 有效圓周力為： 鏈輪水平布置時得壓軸力系數(shù)，則壓軸力為 鏈輪的設計 小鏈輪的設計 ；此處查表91，得，取整數(shù)。因為我們不妨設計鏈傳動的最大中心距為605mm。.查表91，鏈條節(jié)距為 初選。 確定計算功率因為選取的，所以，由于在傳動過程中的消耗，V帶傳動效率=；所以傳到鏈輪上的功率為：。（1）計算分度圓直徑（2）計算中心距（3）計算齒寬寬度??；。大齒輪的數(shù)值大。由表105查得；6）查取應力校正系數(shù)。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=，由式（1012）得4）計算載荷系數(shù)K。由，查得；故載荷系數(shù)6）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（1010a）得7）計算模數(shù)m。模數(shù) 齒高 5）計算載荷系數(shù)。3）計算齒寬b。取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式（1012）得（2）計算1）試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值。7）由圖1019取接觸疲勞壽命系數(shù)。5）由圖1021d按齒面接觸強度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強敵極限。3）由表107因為齒輪是懸掛設置，選取齒寬系數(shù)。由計算公式(109a)進行計算，即 (1)確定公式內的各計算數(shù)值1）試選載荷系數(shù)Kt=。由表101選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。2）機構為農業(yè)機械，選用8級精度。齒輪的設計 剩余傳動比由相互嚙合的兩對直齒輪分擔，由于結構設計的，必須保證后面兩個齒輪，即帶曲柄盤的齒輪和中心可調齒輪，之間的傳動比為1:1，全部由傳送齒輪4和中心齒輪1分擔。6. 確定帶的根數(shù)z2) 計算單根V帶的額定功率Pr 由dd1為120mm和=940r/min查表84a得= 根據(jù)=940r/min，i=，查表84b得 查表85得=，表82得，于是3） 計算帶的根數(shù)z 取z=28. 計算單根V帶的初拉力的最小值 由表83得A型帶的單位長度質量q=，所以應使帶的實際初拉力＞。，并選擇V帶的基準長度Ld1）初定中心距 （dd1+dd2）≤≤2(dd1+dd2)176mm≤≤504mm 選定=400mm2)計算相應的帶長LD由表82選帶的基準長度LD=1250mm。3）計算大帶輪的基準直徑。一般應使v=5～25m/s，所以帶速不合適。由表86和表88，取小帶輪的基