1、 . . . 巴旦杏破殼機設計說明書 全維指導教師：史建新摘要：本文主要簡單介紹我國巴旦杏破殼加工狀況，針對巴旦杏破殼機的基本特點與要求，對已有的破殼方法進行反復進行方案比對，最終確定擊打破殼加工原理方案；同時對已確定的擊打破殼機進行整機結構的設計，對整體布局進行分析并確定其參數，并對主要設計參數進行理論計算和確定，對巴旦杏破殼機的主要傳動部件進行設計、理論計算和校核。關鍵詞：破殼機; 巴旦杏；設計;堅果;打擊;滾筒Ba Dan Xing break the hull machine design manualQuan WeiAbstract：This text main simple int

2、roduction our country Ba Dan Xing break hull to process condition and aim at the basic characteristics that Ba Dan Xing break hull machine and request, to have already have of break a hull method to carry on to again and again carry on a project ratio rightness, end assurance the shot break hull to

3、process a principle project;In the meantime rightness already assurance of the shot break hull machine to carry on the whole machine structure of design, rightness whole layout carry on analysis and assurance its parameter, and rightness main design the parameter carry on theories calculation and as

4、surance, break hull machine to Ba Dan Xing of main spread to move a parts to carry on design, theories calculation and school pit.Keywords: break hull machine；Ba Dan Xing；design；nut；stroke；roller前言巴旦杏不僅可以作為果品，也可用于多種加工食品的原料。巴旦杏中含有28的扁桃精(即苦杏仁素Amugdalin)，故在醫藥上群眾把巴旦杏作為傳統的滋補食品。通常用作止咳去痰，對氣管炎、高血壓、皮膚過敏、肺病、腸

5、胃病有顯著療效。隨著巴旦杏種植面積的逐步擴大，巴旦杏深加工已經成為一種必然。而深加工第一步則是對巴旦杏破殼, 巴旦杏破殼取仁機將有巨大的社會、經濟效益，因而有必要對巴旦杏破殼取仁機理進行仔細的研究。巴旦杏品種繁多，約有四十多種，各個品種之間物理特性差異巨大，這就對破殼技術提出了更高的要求。在此破殼研究對象為厚皮巴旦杏，堅果大，平均核重3.5g，核仁重0.9g。此次設計說明書部分共包括了： 巴旦杏破殼機械的總體設計，巴旦杏破殼機械的工作部件設計，巴旦杏破殼機械主要參數的確定，巴旦杏破殼機械設計的總體布局，巴旦杏破殼機的總體設計，材料與工藝要求。本設計說明書通過對原理，數據等各個方面的說明，提供出

6、巴旦杏破殼機的具體設計過程。1 巴旦杏破殼機總體設計1.1巴旦杏破殼機械設計的基本要求1.1.1 巴旦杏破殼機械的功能與運用圍巴旦杏破殼機通過機械系統合理布置，完成巴旦杏破殼取仁的功用。此次設計的機械式巴旦杏破殼機主要用于脫去巴旦杏堅硬的外殼，取得巴旦杏仁。首先由進料斗進入到大滾筒與小滾筒之間的空間，在由自由下落到小滾筒外表面，由于小滾筒是高速旋轉，同時上面還帶有擊打板，巴旦杏就會在小滾筒的擊打作用下向大滾筒壁飛去，同時撞到壁上實現巴旦杏的破殼。由于大滾筒是由間隙的鋼筋組成的同時也在慢速旋轉，就可以使破殼后的殼仁混合物通過間隙自由下落到出料斗中，而沒有擊打破殼的巴旦杏會在大滾筒的旋轉作用下再一

7、次回到小滾筒的擊打表面上，這樣就提高了破殼率，由于大滾筒間隙可以調節，所以可以更好的減少碎仁率，也適合分完級之后的破殼。1.1.2 破殼質量與生產率由于采用擊打裂核，以與檢測系統和控制系統的并行使用，使得杏核裂核率達到95%左右，生產率160公斤/小時。1.1.3 制造與維修在制造方面多采用標準件，以減少在制造過程中的自主加工件的數量，減少不必要的開支，與此同時為進一步的維修提供良好的維修基礎。在大量的耗材可以直接外購。在設計的同時就考慮到關于以后機器維修的問題。從動力部分到執行部分以至整個機架都采用較為簡單的結構。以實現在維修的時候的拆卸和安裝的方便。1.1.4 操作條件與工作可靠性巴旦杏破

8、殼機的操作、裝卸物料、排除故障、維護保養等工作應省時、省事、省力；對于機械而言，安全是最重要的。于是要有足夠的安全措施。其主要加強防護的地方是傳動部分。在這些傳動部件，雖然工作速度不高，可是潛在的危險卻很大。在帶傳動部件的部分一定要加防護外殼。1.2破殼機方案的確定1.2.1破殼機工作原理的初步擬定在破殼機的最終方案設計出來之前，先針對設計要求構想了幾種加工方案，主要是原理性與可行行的設計。具體設計原理有以下幾種：方案一：擊打法破殼：圖1-1巴旦杏擊打破殼圖1-1是巴旦杏擊打破殼機的簡圖，巴旦杏經過進料斗進入到大滾筒與小滾筒之間，然后再由擊打板反復擊打使得巴旦杏破殼成功，再由大滾筒間隙下落出去

9、。方案二：擠壓法破殼：擠壓法破殼是靠一對直徑一樣轉動方向相反、轉速相等的圓柱輥，調整到適當間隙，使籽粒通過間隙時受到輥的擠壓而破殼。在破殼的過程中籽粒能否順利地進入兩擠壓輥的間隙，取決于擠壓輥與與籽粒接觸的情況。要使籽粒在兩擠壓輥間被擠壓破殼，籽粒首先必須被夾住，然后被卷入兩輥間隙被擠壓破殼。兩擠壓輥間的間隙大小是影響籽粒破碎率和破殼率高低的重要因素。圖1-2壓輥的擠壓間隙杏核的平均厚度e杏核加工時擠壓輥間最大間隙e杏核加工時擠壓輥間最小間隙S杏核被擠壓時的變形量方案三：側邊擠壓裂核機破殼裝置的主要結構如圖1-3所示:主要由靜擠壓板1動擠壓圓盤2送料板3傳動系統4 、5 和動力裝置6 組成。機

10、器工作時,由送料機構將分級后的巴旦杏核送入擠壓槽中,隨著擠壓送料盤和擠壓盤的轉動,逐漸將巴旦杏核送入擠壓槽工作區完成擠壓破殼功能。圖1-31.2.2 最終工作原理的確定方案比較：巴旦杏破殼機的種類較少，大多采用定間隙多點擠壓破殼的方式，即方案二。這種破殼方式存在一些不足，高露仁比率與破殼率不能兼顧，所以綜合破殼效果不理想。而側板擠壓裂核，即方案三。由于是單個進入擠壓區，所以勢必會造成生產率低下，效率較低的缺點，所以綜合破殼效果不理想。后來出現了打擊方式破殼，即方案一。預期同時得到較高的破殼率和高路仁率。經過試驗，打擊破殼方式所產生的巴旦杏殼破裂不完全的比例較小，且打擊方式巴旦杏仁不易被卡在殼中

11、，打擊方式破殼所得到的碎殼(小于14殼)的比例較大，說明打擊方式破殼有利于破殼后的選仁。根據以上的論述，所以選取方案一。1.2.3機的主要機械部件 根據已經制定的工作原理,設計的機械包括機架部分；喂料部分；三相電動機、v帶、齒輪等動力傳動部分；大、小滾筒等工作部分；出料部分。2 巴旦杏破殼機的總體布局2.1 布置工作部件要得到較好的加工效果,工作部件在其中起最主要的因素,工作部件的安裝也直接影響到加工效果，合理的布置才能使機械的效果提高到最高程度。巴旦杏破殼機的主要工作部件是：破殼區巴旦杏破殼機的主要工作原理就是巴旦杏有進料斗進入到大滾筒與小滾筒之間的間隙空間，再重力的作用下會下落從而使巴旦杏

12、下落到小滾筒外表面，由于小滾筒是高速轉動同時上面還帶有擊打板，使得巴旦杏被擊打出去撞擊到大滾筒表面再次撞擊，經過反復的撞擊使巴旦杏達到破殼的效果。破殼完的混合物再經過大滾筒鋼筋棒之間的間隙下落到出料斗完成出料。為了增加機器的穩定性，巴旦杏破殼的破殼系統設計為水平布置，這樣即能保證巴旦杏的運動方向的整體性也能使整機的尺寸變小，能使整機的布置成為最優的布置結構。2.1 選擇支撐形式巴旦杏破殼機需要支撐的主要部件包括破殼系統、物料進給系統、減速器、以與電動機。機架主要包括底座、立柱還有橫梁部分。其主要的作用是為了使各有關零部件正確定位并保持其相對工作位置，對巴旦杏破殼機的支撐件的要求有以下幾點要求：

13、1) 足夠的剛度，支承件在承受最大載荷時的變形不超過允許值。2） 足夠抗振性，使機器能穩定可靠地工作。3） 質量適中，力求節省材料，容易搬運。4） 便于零部件的調試安裝，操作保養和機器的吊運。5） 注重安全性，可靠性具體設計如下圖所示：圖2-1 機架 機架的主要材料是型鋼，制造成本很低，同時也為運輸帶來了方便，選擇這種支撐機構可以有效的利用空間，同時也很大程度的降低了制造成本。過于大的機架，在運輸過程中會帶來很大的麻煩，所以機構設計成這種機構既能滿足要求，有能大大減輕機器的重量和經濟成本。3 巴旦杏破殼機的主要參數的確定3.1 結構參數表表3-1機構參數表名稱數值說明與備注機架高1240mm進

14、料斗1346mm喂料斗頂端到地面的高度一級帶傳動中心距480mm二級帶傳動中心距316mm一級齒輪中心距90mm減速器地盤到地面的高度二級齒輪中心距294mm3.2 運動參數表3-2運動參數表名稱數值說明與備注生產能力1 2噸/天小滾筒轉速258.2rad/min大滾筒轉速51.64rad/min減速器傳動比11一級帶傳動傳動比1二級帶傳動傳動比1一級齒輪傳動傳動比1.3077一級齒輪傳動傳動比6.53854 傳動部分的設計與校核4.1 電機的選用查閱機械設計手冊，根據用途與工作條件，選用Y（IP44）系列封閉式三項異步電動機。電動機型號額定功率（kw）同步轉速（r/min）滿載轉速

15、（r/min）Y90S-21.5300028404.2 減速器的選擇由于小滾筒要求的轉速在200300,再加上查機械設計手冊減速器中的擺線針輪減速器有傳動比為11的即選擇型號為:Z WD 1.5-3A-11 /T2982-1992根據電機轉速和減速器的傳動比可以得出減速器輸出軸轉速為4.3 電機-小滾筒之間的帶傳動的設計為安全起見，帶傳動應置于鐵絲網或保護罩之，使之不能外漏。減速器輸出軸轉速 功率 傳動比，每天工作1016小時，載荷變動小，空、輕載啟動，4.3.1 確定計算功率查機械設計第八版 表8-7查得工作情況系數=1.2，故4.3.2 選擇V帶的帶型根據、由機械設計第八版 圖8-11選用

16、A型。4.3.3 確定帶輪的基準直徑并計算帶速1) 初選小帶輪的基準直徑。由機械設計第八版 表8-6和表8-8，取帶輪直徑2) 計算帶速。按下式計算帶速3) 計算大帶輪的基準直徑。根據下式計算大帶輪的基準直徑4.3.4 確定V帶的中心距和基準長度1) 根據下式初定中心距=500 mm。2) 由下式計算帶所需的基準長度由機械設計第八版 表8-2選帶的基準長度3)按下式計算實際中心距。中心距的變化圍為453515 mm。4.3.5 驗算小帶輪上的包角4.3.6 計算帶的根數z1）計算單根V帶的額定功率。由和，查機械設計第八版 表8-4a得=0.78 kw。根據，和A型帶，查機械設計第八版 表8-4

17、b得=0 kw。查機械設計第八版 表8-5得=1，表8-2得=0.96，于是2）計算V帶的根數z。取3根。4.3.7 計算單根V帶的初拉力的最小值由機械設計第八版 表8-3得A型帶的單位長度質量q=0.1kg/m，所以應使帶的實際初拉力。4.3.8 計算壓軸力壓軸力的最小值為4.3.9 帶輪結構的設計1）小帶輪的設計V型帶， A型槽，選用材料HT200 查機械設計第八版 表8-10得：帶輪寬，外徑根據減速器安裝尺寸取、則輪緣厚鍵公稱尺寸，輪轂鍵槽深。2)大帶輪的設計V型帶， A型槽，輪輻級輪轂部分由小滾筒軸來確定，其它部分與小帶輪一樣。4.4 小滾筒傳動軸之間的帶傳動的設計為安全起見，帶傳動應

18、置于鐵絲網或保護罩之，使之不能外漏。小滾筒軸轉速 功率 傳動比，每天工作1016小時，載荷變動小，空、輕載啟動，4.4.1 確定計算功率查機械設計第八版 表8-7查得工作情況系數=1.2，故4.4.2 選擇V帶的帶型根據、由機械設計第八版 圖8-11選用A型。4.4.3 確定帶輪的基準直徑并計算帶速1）初選小帶輪的基準直徑。由機械設計第八版 表8-6和表8-8，取帶輪直徑2)計算帶速。按下式計算帶速3)計算大帶輪的基準直徑。根據下式計算大帶輪的基準直徑4.4.4 確定V帶的中心距和基準長度1）根據下式初定中心距。2) 由下式計算帶所需的基準長度由機械設計第八版 表8-2選帶的基準長度3) 按下

19、式計算實際中心距。中心距的變化圍為307347 mm。4.4.5 驗算小帶輪上的包角4.4.6 計算帶的根數z1) 計算單根V帶的額定功率。由和，查機械設計第八版 表8-4a得=0.78 kw。根據，和A型帶，查機械設計第八版 表8-4b得=0 kw。查機械設計第八版 表8-5得=1，表8-2得=0.89，于是2) 計算V帶的根數z。取3根。4.4.7 計算單根V帶的初拉力的最小值由機械設計第八版 表8-3得A型帶的單位長度質量q=0.1kg/m，所以應使帶的實際初拉力。4.4.8 計算壓軸力壓軸力的最小值為4.4.9 帶輪結構的設計1）小帶輪的設計V型帶， A型槽，選用材料HT200 查機械

20、設計第八版 表8-10得：帶輪寬外徑輪輻級輪轂部分由小滾筒軸來確定2)大帶輪的設計V型帶， A型槽，輪輻級輪轂部分由傳動軸來確定，其它部分與小帶輪一樣。4.5 傳動齒輪換向齒輪的設計已知輸入的功率，換向齒輪轉速，傳動比，受到嚴重沖擊載荷，每天工作1016小時，使用壽命10年（300天每年），轉向不變。4.5.1 選擇精度等級、材料以與齒數1）按傳送比方案，選用直齒齒輪傳動。2）破殼機為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度（GB 10095-88）3）材料選擇換向齒輪材料為45Cr(調質)，換向齒輪齒面的硬度為280HBS; 材料選擇大齒輪材料為45(調質)，大齒輪齒面的硬度為240HBS 二

21、者的硬度差為40HBS4）初選擇換向齒輪齒數，大齒輪齒數 取4.5.2 按齒面接觸強度設計由設計公式（10-9a）進行計算即：（1）確定公式的各計算數值：1）試選載荷系數;2）計算換向齒輪的傳遞扭矩：3）查機械設計第八版 表10-7由于換向齒輪是做懸臂布置選取齒寬系數;4) 查機械設計第八版 表10-6查得材料的彈性影響系數5）由機械設計第八版 圖10-21d 按齒面硬度查換向齒輪的接觸疲勞強度極限：；大齒輪的接觸疲勞強度極限6）由下式計算應力循環次數：7）由機械設計第八版 圖10-19取接觸疲勞壽命系數;8）計算接觸疲勞許用應力：取失效概率為1，安全系數S=1；由下式得：（2）計算1）試算換

22、向齒輪分度圓直徑，代入中較小的值：2）計算圓周速度：3）計算齒寬b ：4) 計算齒寬與齒高之比。模數 齒高 5）計算載荷系數根據，8級精度，由機械設計第八版 圖10-8查得動載荷系數；直齒輪，;由機械設計第八版 表10-2查得使用系數；由機械設計第八版 表10-4用插值法查得8級精度、換向齒輪懸臂布置時，。由，查機械設計第八版 圖10-13得；故載荷系數6）根據實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由下式得：7）計算模數：4.5.3 按齒根彎曲強度設計彎曲強度的設計公式為（1）確定公式的各計算數值：1）由機械設計第八版 圖10-20c查得換向齒輪的彎曲疲勞強度極限 大齒輪的彎曲疲勞強度極限2）

23、由機械設計第八版 圖 10-18 取彎曲疲勞強度壽命系數：3）計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數4）計算載荷系數：5）查取齒形系數：由機械設計第八版 表10-5查得 ； 6）查取應力校正系數：由機械設計第八版 表10-5查得 ； 7）計算大、換向齒輪的并加以比較。大齒輪的數值較大。（2）設計計算：對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒面接觸強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數與齒數的乘積）有關，可取彎曲強度算得的模數2.028，并圓整得，接觸強度算得的分度圓直徑，由結構需要4.5.

24、4 幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑：（2）計算中心距:（3）計算齒輪寬度：取；4.5.5 結構設計由于大齒輪直徑為102mm所以結構選擇為實心，輪轂部分由傳動軸來確定；換向齒輪直徑為78mm所以結構選擇為實心，輪轂部分由換向軸來確定。4.6 大齒輪齒圈換向齒輪的設計已知輸入的功率，換向齒輪轉速，傳動比，受到嚴重沖擊載荷，每天工作1016小時，使用壽命10年（300天每年），轉向不變。4.6.1 選擇精度等級、材料以與齒數1）按傳送比方案，選用直齒齒輪傳動。2）破殼機為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度（GB 10095-88）3）材料選擇換向齒輪材料為45Cr(調質)，換向齒輪齒面的硬度

25、為280HBS; 材料選擇大齒輪齒圈材料為45(調質)，大齒輪齒圈齒面的硬度為240HBS 二者的硬度差為40HBS4）初選擇換向齒輪齒數，大齒輪齒圈齒數 取4.6.2 按齒面接觸強度設計由下式進行計算（1）確定公式的各計算數值：1）試選載荷系數;2）計算換向齒輪的傳遞扭矩：3）查機械設計第八版 表10-7由于換向齒輪是做懸臂布置選取齒寬系數;4) 查機械設計第八版 表10-6查得材料的彈性影響系數5）由機械設計第八版 圖10-21d 按齒面硬度查換向齒輪的接觸疲勞強度極限：；大齒輪齒圈的接觸疲勞強度極限6）由下式計算應力循環次數：7）由機械設計第八版 圖10-19取接觸疲勞壽命系數;8）計算

26、接觸疲勞許用應力：取失效概率為1，安全系數S=1；由下式得：（2）計算1）試算換向齒輪分度圓直徑，代入中較小的值：2）計算圓周速度：3) 計算齒寬b ：4) 計算齒寬與齒高之比。模數 齒高 5）計算載荷系數根據，8級精度，由機械設計第八版 圖10-8查得動載荷系數；直齒輪，;由機械設計第八版 表10-2查得使用系數；由機械設計第八版 表10-4用插值法查得8級精度、換向齒輪懸臂布置時，。由，查機械設計第八版 圖10-13得;故載荷系數6）根據實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由下式得：7）計算模數：4.6.3 按齒根彎曲強度設計彎曲強度的設計公式為（1）確定公式的各計算數值：1）由機械設計

27、第八版 圖10-20c查得換向齒輪的彎曲疲勞強度極限 大齒輪齒圈的彎曲疲勞強度極限2）由機械設計第八版 圖 10-18 取彎曲疲勞強度壽命系數：3）計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數4）計算載荷系數：5）查取齒形系數：由機械設計第八版 表10-5查得 ； 6）查取應力校正系數：由機械設計第八版 表10-5查得 ； 7）計算大齒輪齒圈、換向齒輪的并加以比較。大齒輪齒圈的數值較大。（2）設計計算：對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒面接觸強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數與齒數的乘

28、積）有關，可取彎曲強度算得的模數2.0014，并圓整得，接觸強度算得的分度圓直徑，由于換向齒輪前面已經設計所有4.6.4 幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑：（2）計算中心距:（3）計算齒輪寬度：取；4.6.5 結構設計由于大齒輪齒圈直徑為510mm由于結構需要大齒輪設計成齒圈，齒圈直徑由大滾筒決定；換向齒輪直徑為78mm所以結構選擇為實心，輪轂部分由換向軸來確定。4.7 小滾筒軸的設計與校核設計小滾筒的軸，已知輸入功率，轉速，轉矩帶輪直徑為，受到嚴重沖擊載荷，每天工作1016小時，使用壽命10年（300天每年），轉向不變。4.7.1 初步確定小滾筒軸的最小直徑先按下式初步估算軸的最小直徑。選取

29、軸的材料為45鋼，調質處理。根據機械設計第八版 表15-3，取，于是得4.7.2 小滾筒軸的結構設計圖4-1 小輥筒軸根據實際情況要求，選擇圖4-1所示方案。（1） 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為了滿足帶輪的軸向定位要求，-軸段右端需制出軸肩，左端采用帶輪端面定位；同理為了滿足另一帶輪的軸向定位要求，-軸段左端需制出一軸肩，右端采用帶輪端面定位；為了滿足軸承的軸向定位要求，-軸段右端需制出一軸肩，左端采用軸承端蓋定位；為了滿足另一軸承的軸向定位要求，-軸段左端需制出一軸肩，右端采用軸承端蓋定位；為了滿足小滾筒兩端蓋的軸向定位要求，-軸段右端需制出軸肩，左端采用承套端面定位；-軸

30、段左端需制出一軸肩，右端采用承套端面定位。2）初步選擇軸承，考慮到主要承受徑向載荷，同時也承受不小的軸向載荷，故選用深溝球軸承，參照工作要求并根據，由軸承產品目錄中初步選取深溝球軸承6306，其尺寸為；，。3)取安裝小帶輪的軸段的直徑，帶輪的最左端采用端蓋定位，最右端采用軸肩定位，；取安裝另一小帶輪的軸段的直徑，帶輪的最右端采用端蓋定位，最左端采用軸肩定位，。4)取安裝小滾筒端蓋的軸段直徑，小滾筒端蓋的最左端采用軸承定位，最右端采用軸肩定位，；取安裝小滾筒端蓋的軸段直徑，小滾筒端蓋的最右端采用軸承定位，最左端采用軸肩定位， 。5)由于結構需要，。(2) 軸上零件的周向定位帶輪與軸的周向定位采用

31、平鍵連接，按，由機械設計手冊查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為28mm，同時為了保證帶輪與軸的配合有良好的對中性，故選擇帶輪與軸的配合為；另一帶輪的周向定位同樣。小滾筒端蓋與軸的周向定位采用平鍵連接，按，由機械設計手冊查的平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為20mm，同時為了保證小滾筒端蓋與軸的配合有良好的對中性，故選擇小滾筒端蓋與軸的配合為；另一小滾筒端蓋的周向定位同樣。深溝球軸承與軸的周向定位是由過渡配合來完成的，故選擇深溝球軸承與軸的配合為。(3) 確定軸上圓角和倒角的尺寸參考機械設計第八版 表15-2，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑為R1。4.7.3 求軸上的載荷首先根據軸的結構圖

32、做出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，查機械設計第八版 圖15-23。對于6306型深溝球軸承，由手冊查得.因此，作為簡支梁的軸的支撐跨距684mm。根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。初始參數為：；圖4-2 小滾筒軸受力、彎矩、扭矩圖表4-1載荷水平面H垂直面V支反力彎矩M總彎矩扭矩T（1）軸承壽命校核初選軸承6306參數如下：1）求軸承當量動載荷P1和P2求比值由機械設計第八版 表13-5分別進行查表得徑向載荷系數和軸向載荷系數為對軸承一： 對軸承二： 因軸承運轉中有較大沖擊載荷，按機械設計第八版 表13-6 ，取2）驗算軸承壽命：因為 所以按軸承一的受力大小驗算；故所選軸承滿足壽

33、命要求。4.7.4 按彎矩合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面）的強度。根據下式與以上的數據，以與軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環變應力，取，軸的計算應力前面已經選定軸的材料為45鋼，調質處理，由機械設計第八版 表15-1查得。因此，故安全。4.7.5 精確校核軸的疲勞強度(1) 判斷危險截面由彎矩圖、扭矩圖可以判斷出危險截面為截面左側。因此校核只截面左側就可以。(2) 截面左側抗彎截面系數 抗扭截面系數 截面左側的彎矩M為截面左側的扭矩T為 截面上的彎曲應力截面上的扭轉切應力軸的材料為45鋼，調質處理。由機械設計第八版 表15-1查得，。截面上由

34、于軸肩而形成的理論應力集中系數與按機械設計第八版 附表3-2查取。因，可查得又由機械設計第八版 附圖3-1可得軸的材料的敏感系數為故有效應力集中系數按下式為由機械設計第八版 附圖3-2的尺寸系數；由機械設計第八版 附圖3-3的扭轉尺寸系數。軸按精車加工，由機械設計第八版 附圖3-4得表面質量系數為軸未經表面強化處理，即，則按下式得綜合系數為又由機械設計第八版§3-1和§3-2的碳鋼的特征系數于是，計算安全系數值，按下式得故可知其安全。4.7.6 軸上鍵槽的選擇與校核（1）帶輪處鍵設計與校核1）選擇鍵連接的類型和尺寸一般的8級以上精度的帶輪有定心精度要求，應選擇用平鍵連接。由

35、于帶輪在軸端，故選擇圓頭普通平鍵（A型）。根據，從機械設計第八版 表6-1查得鍵的截面尺寸為：寬度，高度。由帶輪輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長（比帶輪輪轂寬度小些）。2）校核鍵連接的強度鍵、軸和帶輪輪轂的材料都是鋼，由機械設計第八版 表6-2查得許用擠壓應力，取。鍵的工作長度，鍵與帶輪輪轂鍵槽的接觸高度。由下式可得（2）小滾筒端蓋處鍵設計與校核1）選擇鍵連接的類型和尺寸由于小滾筒端蓋有定心精度要求，應選擇用平鍵連接。由于小滾筒端蓋不在軸端，故選擇圓頭普通平鍵（A型）。根據，從機械設計第八版 表6-1查得鍵的截面尺寸為：寬度，高度。由帶輪輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長（比帶輪輪轂寬度小些

36、）。2）校核鍵連接的強度鍵、軸和帶輪輪轂的材料都是鋼，由機械設計第八版 表6-2查得許用擠壓應力，取。鍵的工作長度，鍵與帶輪輪轂鍵槽的接觸高度。由下式可得4.8 傳動軸的設計與校核設計傳動軸，已知輸入功率，轉速，轉矩帶輪直徑為，齒輪直徑為，受到嚴重沖擊載荷，每天工作1016小時，使用壽命10年（300天每年），轉向不變。4.8.1 初步確定傳動軸的最小直徑先按下式初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據機械設計第八版 表15-3，取，于是得4.8.2 傳動軸的結構設計圖4-3 傳動軸根據實際情況要求，選擇圖4-3所示方案。（1） 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為

37、了滿足帶輪的軸向定位要求，-軸段右端需制出軸肩，左端采用帶輪端面定位； 為了滿足軸承的軸向定位要求，-軸段左端需制出一軸肩，右端采用軸承端蓋定位；為了滿足另一軸承的軸向定位要求，-軸段右端需制出一軸肩，左端采用軸承端蓋定位；為了滿足齒輪的軸向定位要求，-軸段左端需制出軸肩，右端采用承套端面定位。2）初步選擇軸承，考慮到主要承受徑向載荷，同時也承受不小的軸向載荷，故選用深溝球軸承，參照工作要求并根據，由軸承產品目錄中初步選取深溝球軸承6306，其尺寸為；，。3)取安裝小帶輪的軸段的直徑，帶輪的最左端采用端蓋定位，最右端采用軸肩定位，。4)取安裝齒輪的軸段直徑，齒輪的最左端采用軸肩定位，最右端采用

38、承套端面定位，。5)由于結構需要，。(2) 軸上零件的周向定位帶輪與軸的周向定位采用平鍵連接，按，由機械設計手冊查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為28mm，同時為了保證帶輪與軸的配合有良好的對中性，故選擇帶輪與軸的配合為；齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接，按，由機械設計手冊查的平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為20mm，同時為了保證齒輪與軸的配合有良好的對中性，故選擇齒輪與軸的配合為；深溝球軸承與軸的周向定位是由過渡配合來完成的，故選擇深溝球軸承與軸的配合為。(3) 確定軸上圓角和倒角的尺寸參考機械設計第八版 表15-2，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑為R1。4.8.3 求軸上的載荷首先根

39、據軸的結構圖做出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，查機械設計第八版 圖15-23。對于6306型深溝球軸承，由手冊查得.因此，作為簡支梁的軸的支撐跨距684mm。根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。初始參數為：圖4-4 傳動軸受力、彎矩、扭矩圖表4-2載荷水平面H垂直面V支反力彎矩M總彎矩扭矩T（1）軸承壽命校核初選軸承6306參數如下：1）求軸承當量動載荷P1和P2求比值由機械設計第八版 表13-5分別進行查表得徑向載荷系數和軸向載荷系數為對軸承一： 對軸承二： 因軸承運轉中有較大沖擊載荷，按機械設計第八版 表13-6 ，取2）驗算軸承壽命：因為 所以按軸承一的受力大小驗算；故所選軸

40、承滿足壽命要求。4.8.4 按彎矩合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面）的強度。根據下式與以上的數據，以與軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環變應力，取，軸的計算應力前面已經選定軸的材料為45鋼，調質處理，由機械設計第八版 表15-1查得。因此，故安全。4.8.5 精確校核軸的疲勞強度(1) 判斷危險截面由彎矩圖、扭矩圖可以判斷出危險截面為截面左側。因此校核只截面左側就可以。(2) 截面左側抗彎截面系數 抗扭截面系數 截面左側的彎矩M為截面左側的扭矩T為 截面上的彎曲應力截面上的扭轉切應力軸的材料為45鋼，調質處理。由機械設計第八版 表15-1查得，。

41、截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數與按機械設計第八版 附表3-2查取。因，可查得又由機械設計第八版 附圖3-1可得軸的材料的敏感系數為故有效應力集中系數按下式為由機械設計第八版 附圖3-2的尺寸系數；由機械設計第八版 附圖3-3的扭轉尺寸系數。軸按精車加工，由機械設計第八版 附圖3-4得表面質量系數為軸未經表面強化處理，即，則按下式得綜合系數為又由機械設計第八版§3-1和§3-2的碳鋼的特征系數于是，計算安全系數值，按下式得故可知其安全。4.8.6 軸上鍵槽的選擇與校核與校核（1）帶輪處鍵設計1）選擇鍵連接的類型和尺寸一般的8級以上精度的帶輪有定心精度要求，應選擇用平鍵

42、連接。由于帶輪在軸端，故選擇圓頭普通平鍵（A型）。根據，從機械設計第八版 表6-1查得鍵的截面尺寸為：寬度，高度。由帶輪輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長（比帶輪輪轂寬度小些）。2）校核鍵連接的強度鍵、軸和帶輪輪轂的材料都是鋼，由機械設計第八版 表6-2查得許用擠壓應力，取。鍵的工作長度，鍵與帶輪輪轂鍵槽的接觸高度。由下式可得（2）齒輪處鍵設計與校核1）選擇鍵連接的類型和尺寸一般的8級以上精度的齒輪有定心精度要求，應選擇用平鍵連接。由于齒輪不在軸端，故選擇圓頭普通平鍵（A型）。根據，從機械設計第八版 表6-1查得鍵的截面尺寸為：寬度，高度。由帶輪輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長（比帶輪輪轂寬

43、度小些）。2）校核鍵連接的強度鍵、軸和帶輪輪轂的材料都是鋼，由機械設計第八版 表6-2查得許用擠壓應力，取。鍵的工作長度，鍵與帶輪輪轂鍵槽的接觸高度。由下式可得4.9 支撐軸的設計與校核設計支撐軸，已知輸入功率，轉速，轉矩，支撐軸承外徑為受到嚴重沖擊載荷，每天工作1016小時，使用壽命10年（300天每年），轉向不變。4.9.1 大滾筒受力分析已知輸入功率，轉速，轉矩，齒輪直徑為，受到嚴重沖擊載荷，每天工作1016小時，使用壽命10年（300天每年），轉向不變。（1）求大滾筒上的載荷首先根據大滾筒的結構圖做出大滾筒的計算簡圖。初始參數為：圖4-5 大滾筒軸受力圖表4-3載荷水平面H垂直面V支反

44、力（2）與大滾筒外切軸承壽命校核初選軸承6306參數如下：1）求軸承當量動載荷P1和P2求比值由機械設計第八版 表13-5分別進行查表得徑向載荷系數和軸向載荷系數為對軸承一： 對軸承二： 因軸承運轉中有較大沖擊載荷，按機械設計第八版 表13-6 ，取2）驗算軸承壽命：因為 所以按軸承一的受力大小驗算；故所選軸承滿足壽命要求。4.9.2 初步確定支撐軸的最小直徑先按下式初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據機械設計第八版 表15-3，取，于是得4.9.3 支撐軸的結構設計圖4-6 支撐軸根據實際情況要求，選擇圖4-6所示方案。（1） 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1

45、）為了滿足軸承的軸向定位要求，-軸段左端采用軸承端面定位，右端采用承套端面定位需制出一軸肩；為了滿足另一軸承的軸向定位要求，-軸段左端采用承套定位，需制出一軸肩，右端采用軸承端面定位；為了滿足和大滾筒相切的軸承軸向定位要求，-軸段右側需制出一軸肩，左側采用承套定位；同樣，為了滿足和大滾筒另一相切的軸承軸向定位要求，-軸段左側需制出一軸肩，右側采用承套定位。2）初步選擇軸承，考慮到主要承受徑向載荷，同時也承受不小的軸向載荷，故選用深溝球軸承，參照工作要求并根據，由軸承產品目錄中初步選取深溝球軸承6305，其尺寸為；，。3)取安裝與大滾筒相切的軸承的軸段的直徑，軸承的最左端采用承套端面定位，最右端

46、采用軸肩定位，；同樣取安裝與大滾筒相切的另一軸承的軸段的直徑，軸承的最右端采用承套端面定位，最左端采用軸肩定位，。4)由于結構需要，。(2) 軸上零件的周向定位深溝球軸承與軸的周向定位是由過渡配合來完成的，故選擇深溝球軸承與軸的配合為。(3) 確定軸上圓角和倒角的尺寸參考機械設計第八版 表15-2，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑為R1。4.9.4 求軸上的載荷首先根據軸的結構圖做出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，查機械設計第八版 圖15-23。對于6305型深溝球軸承，由手冊查得.因此，作為簡支梁的軸的支撐跨距684mm。根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。初始參數為：圖4-7 支

47、撐軸受力、彎矩、扭矩圖表4-4載荷水平面H垂直面V支反力彎矩M總彎矩扭矩T（1）軸承壽命校核初選軸承6305參數如下：1）求軸承當量動載荷P1和P2求比值由機械設計第八版 表13-5分別進行查表得徑向載荷系數和軸向載荷系數為對軸承一： 對軸承二： 因軸承運轉中有較大沖擊載荷，按機械設計第八版 表13-6 ，取2）驗算軸承壽命：因為 所以按軸承一的受力大小驗算；故所選軸承滿足壽命要求。4.9.5 按彎矩合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面）的強度。根據下式與以上的數據，以與軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環變應力，取，軸的計算應力前面已經選定軸的材料為

48、45鋼，調質處理，由機械設計第八版 表15-1查得。因此，故安全。4.9.6 精確校核軸的疲勞強度(1) 判斷危險截面由彎矩圖、扭矩圖可以判斷出危險截面為截面左側。因此校核只截面左側就可以。(2) 截面左側抗彎截面系數 抗扭截面系數 截面左側的彎矩M為截面左側的扭矩T為 截面上的彎曲應力截面上的扭轉切應力軸的材料為45鋼，調質處理。由機械設計第八版 表15-1查得，。截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數與按機械設計第八版 附表3-2查取。因，可查得又由機械設計第八版 附圖3-1可得軸的材料的敏感系數為故有效應力集中系數按下式為由機械設計第八版 附圖3-2的尺寸系數；由機械設計第八版 附圖3-

49、3的扭轉尺寸系數。軸按精車加工，由機械設計第八版 附圖3-4得表面質量系數為軸未經表面強化處理，即，則按下式得綜合系數為又由機械設計第八版§3-1和§3-2的碳鋼的特征系數于是，計算安全系數值，按下式得故可知其安全。5 總結此次畢業設計是我們從大學畢業生走向未來工程師重要的一步。從最初的選題，開題到計算、繪圖直到完成設計。其間，查找資料，老師指導，與同學交流，反復修改圖紙，每一個過程都是對自己能力的一次檢驗和充實。此次畢業設計是對我專業知識和專業基礎知識一次實際檢驗和鞏固，同時也是走向工作崗位前的一次熱身。畢業設計收獲很多，比如學會了查找相關資料相關標準，分析數據，提高了自

50、己的繪圖能力，雖然馬上要畢業了，但是自己的求學之路還很長，以后更應該在工作中學習，努力使自己成為一個對社會有所貢獻的人。 辭我在畢業設計期間，得到史建新老師的精心指導，史老師治學嚴謹，學識淵博，思想深邃，視野雄廓，為我營造了一種良好的精神氛圍。授人以魚不如授人以漁，置身其間，耳濡目染，潛移默化，使我不僅接受了全新的思想觀念，樹立了雄偉的學術目標，領會了基本的思考方式，掌握了通用的研究方法，而且還明白了許多待人接物與為人處世的道理。其嚴以律己，寬以待人的崇高風，樸實無華、平易近人的人格魅力，與無微不至、感人至深的人文關懷，令人如沐春風，倍感溫馨。一股暖意細水長流，源自心而又淌遍全身，豈是三言兩語

51、能夠說得清，道得明的。我恨我無法準確生動的語言來淋漓盡致地描述自己的真實感受，只好將它深深的埋在心底，化作一道虔誠的祝福：愿導師合家歡樂，一生平安。同時，也將祝福送給每一位幫助我的師長。緊的畢業設計就要結束了，大學四年的生活也到了尾聲。此時此刻感慨萬千，首先感指導教師史建新老師在這半年的畢業設計中對我的幫助和鼓勵。同時感機制062的所有同學在我的畢業設計過程其中對我莫大鼓勵與幫助。感在這四年來對我的學習和生活有過莫大幫助的小勇老師、穎老師、學軍老師。   感我的朋友和同學們在我四年生活和學習中對我的幫助，就要分別了，衷心祝福各位一路走好。再次感各位老師和同學，希望大家以后工作順利。！參考文獻：1 建云.食品加工機械與設備M.:中國輕工業,2004.2 林泉，龔麗. 剝殼機具的現狀與效果改進方法的探討J .食品與機械，2006，7(4):72-74.3 史建新，辛動軍. 國外核桃破殼取仁機械的現狀與問題探討J.農機化，2001，(6):29-32.4 史建新等.6PH-1