内外磨式核桃破壳机的设计.doc

目 录1绪论11.1本课题来源以及研究的目的和意义11.2本课题所涉及的问题及国内（外）研究现状及分析11.3对课题所涉及的任务要求及实现预期目标的可行性分析21.4方案的确定32设计方案的选择42.1总体设计42.2核桃破壳部分的设计42.3轴的设计52.4轴的校核73动力与传动的设计143.1电动机的主要外型和安装尺寸的选择143.2联轴器的选择143.3齿轮的设计与校核144总结20致 谢21参考文献22 塔里木大学毕业设计1 绪论1.1 本课题来源以及研究的目的和意义近些年来，核桃除销售干果和核桃仁以外，核桃乳品、核桃速食粉类、核桃精等加工产品也已逐步进入市场，另外有少量的核桃油产品在销售，获得了部分消费者的青睐。市场上对核桃深加工产品的需求正越来越迫切,但核桃的深加工产品较为少见，随着核桃生产的发展脚步不断加快，其后续产品的开发和应用也迫在眉梢1 。在加工过程中，存在的关键问题是核桃脱壳十分的困难。核桃破壳机的核心装置当属核桃破壳装置。然而机械破壳常用方法有借助粗糙表面碾搓作用的碾搓破壳,借助撞击作用撞击破壳、利用剪切作用的剪切破壳和利用成对轧辊挤压作用的挤压破壳等。常见的破壳装置主要有圆盘破壳装置、离心破壳装置、锤击式破壳装置、轧辊式破壳装置、对辊窝眼式开口装置、冲压式破壳装置、齿辊破壳装置、核桃锯口破壳装置、核桃破壳挖核装置和平板挤压式破壳装置等。针对核桃加工存在的问题和市场的不断需求，确定核桃加工工艺有很重要的现实意义，核桃加工除了脱青皮、核桃分级、清洗、脱水、烘干、去壳、仁壳分离与包装外，还可以进行进一步的深加工。人工破壳效率较低而且难以满足生产发展的要求，故研制高效破壳机俨然已成为当务之急2。本课题中，将内外磨式核桃破壳装置运用于此处，重点研究核桃破壳机的内外磨破壳部分，以改善现存的破壳率较低、损失率较高、果仁完整性较差、通用性较差、机具性能较为不稳定、适应性较差、作业成本较高等一系列的大小问题,其装置可用于具有一定直径大小的核桃破壳作业，即分级后的核桃的破壳作业，能较为高效的完成核桃破壳任务。如果全疆全团的核桃全部采用机械破壳，可节省大量劳动力去从事除核桃以外经济价值作物的田间管理工作，社会效益可以显著提高。该方法的研究同时给破壳装置的改进提出了新的可行的可行性方向，为其他坚果破壳装置的研制提出了新的思考方向。该课题的研究可以进一步促进新疆维吾尔自治区及兵团各部的核桃产业的发展，可以为核桃深加工企业提供一种有力的可利用方式，为新疆的农业现代化以及机械化的发展之路做出应有的贡献。1.2 本课题所涉及的问题及国内（外）研究现状及分析1.2.1国外研究现状及分析目前核桃生产国中生产水平最高、最有代表性且市场占有份额最大的当数美国。美国可谓核桃生产上年轻而又强大的王国之一。美国核桃采收的机械化程度相当高，核桃收获过程首先是喷洒乙烯利(是一种果实催熟药剂)，其次用振落机采收，接着用脱青皮机脱皮，再接着用清洗机清洗，再接着用烘干机烘干、最后利用冷库进行干燥处理和贮藏。在加工果仁的过程中采用破壳机破壳，紧接着通过气流分选机进行壳仁分离，然后用分色机将果仁分为出浅色深色，再分出碎仁，最后才分别称重并包装销售3。由于美国的主栽的核桃品种只有豪沃、迪哈特、利希尔、强特勒、维纳、土莱尔这 6 个，其质地优良，规格统一，有利于机械化破壳作业的进行，因此核桃破壳机在美国发展较快、较迅速。其主要的核桃破壳机类型有：Larry H. Hemry 及其合作人研制的专利号为 6098530 机械式核桃破壳机4。该机的主要结构有机架、料斗、可调节定位板、破碎装置、传动机构等。机械式核桃破壳机可以通过调节可调节定位板与破碎装置间的间隙来适应各类坚果的破壳作业。Kenneth R. Evans及其团队研制的专利号为 4201126 核桃破壳机5。该机主要有喂料斗、输送装置、破壳装置和出料口等。破壳作业时，待破壳的核桃由输送装置从料箱运送到破壳装置，然后进行破壳作业。Clarence Lloyd Warmack 和 Barry Shawn Warmack团队研制的专利号为 6516714 核桃破壳机6。该机主要有机架、箱体、滚筒、旋转破壳装置和出料口等。该机完全可以成功而有效地击打核桃将其壳仁分离。John W. Brazil及其团队发明的专利号为 4255855 核桃钳7。该钳有把手、可调柱塞、夹头、底座和固定套等。使用的时侯，只需将核桃放置在底座上，接着通过操纵把手推动可调柱塞在固定套内来回滑动，可调柱塞伸出以使夹头将核桃推到刚性砧底座上，将核桃夹紧并破壳。Michael P. Filice，Robert Lemos 和 Robert P.Baker 团队研制的专利号为 5325769 核桃破壳机8。该机主要有机架、喂料斗、输送装置、击打装置和传动装置等。破壳作业时，料箱中的核桃由输送装置逐个逐个的运送到击打装置，然后由凸轮机构控制击打打头将核桃壳打破使其壳仁分离。显然，核桃破壳的装置种类很多，但都有一定的地域性与时域性的限制，有的破壳装置是特意为某种特定的核桃品种而设计的，专门的为桃破壳装置而去大量推广某核桃品种也有一定的难度；但其设计已经为内外磨式核桃破壳机的设计提供了大量可供参考的实验数据及研究方法，为设计提供了无可挑剔的参考样本。同时也大大方便了本设计的进行。1.2.2国内研究现状及分析目前，我国已研制开发出了很多坚果破壳机械，但是核桃破壳机的发展脚步是相当缓慢，并且能够进行批量化生产的成熟机型并不多，远远不能满足实际生产的需要。具有代表性的一些核桃破壳机主要有：新疆农业大学的史建新、乔园园、董远德等研究人员和其团队研制的新型核桃破壳机。该机主要有喂料斗、喂料拨轮、机架、物料输送圆盘、导向摩擦盘、触点开关、气缸、供气组件、时间继电器和电磁阀等。破壳作业时，摩擦盘驱动物料输送圆盘外圆周上均布的导向辊子推动核桃转动实现其导向的目的，而时间继电器利用电磁阀控制活塞杆对核桃进行击打破壳作业。该新型核桃破壳机结构简单明了、破壳效率较高，能顺利而又方便地实现核桃的机械化破壳取仁的破课作业的目的9。王琦祥先生研制的核桃破壳作业机，该机有一对保持一定夹角的工作盘、储料斗、出料斗、带爪钩链条等。利用链条进行运行，链条上以一定间距分布的爪钩可以方便的将核桃从储料斗里一个接一个的抓起送入一对保持一定夹角的工作盘之间，伴随着工作盘的旋转可以将核桃外壳压碎而又保持核桃仁的完整性不受损，被压碎的全部外壳和核桃仁共同落入带有斜面的出料斗，借助该斜面的作用使已破碎外壳和核桃仁在出料斗出口处完全分开。该机可以将大小不一且混在一起的核桃进行破壳10。吴子岳教授通过对绵核桃物理机械特性的不断测定以及内力分析，提出了破裂绵核桃壳破壳取仁的原理，同时研制了双齿盘弧齿板式破壳装置与绵核桃破壳取仁机，该机主要有机架、喂入装置、破壳装置、调速电机、出料斗等。该破壳机的最优运动参数是：齿盘的转速为7080r/min，喂入轮的转速为25r/min 左右，最大生产率约为180kg/h11。光旭、冯昱、李琳娜和他们团队人员研制的核桃破壳机。该机有底座、破壳组件等，其中的破壳组件由活动块和固定块组成，有底座一端设置固定块，蜗杆的一端设置活动块，蜗杆的另一端外套弹簧，蜗杆与蜗轮形成配合，蜗轮轴的下端固定在机器底座上，蜗轮轴的上端安装操作手柄。该机的省力效果很明显，破壳效果较好，易掌握施力的大小程度12。董诗韩, 史建新进行了针对国内挤压式核桃破壳机的缺点的研究, 提出一种多辊挤压式核桃破壳机的研制, 该机选择间断性挤压式破壳的方法, 利用破壳辊和多对辅助破壳辊形成从大到小间断性的多工位挤压破壳工作区域, 用该区域对核桃进行破壳取仁作业13。我国核桃破壳机的设计更加注重本土核桃的破壳工作以及运营成本，有自己的特色，设计思路更容易理解与融化，设计本身更加具体化，为内外磨式核桃破壳机的设计奠定了设计的基础。1.3 对课题所涉及的任务要求及实现预期目标的可行性分析本课题所涉及的任务较为繁重与复杂，但是我们处于一个资源非常丰富的环境之中，如果有不懂的问题就可以向较为渊博的老师和同学寻求帮助，因此我应该充分利用这样难得的机会，利用一切对我们有利的资源，努力将我的设计做到最好，由于核桃破壳的机械，在国内外的研究起步都较晚，所以技术还有待完善，同时与其相关的学术报告也不是很丰富，所以我们应该通过多种途径试探性的研究与设计，在内外磨式破壳装置的方向去不断设计构思核桃破壳机械，以达到破壳最优效果的目的。新疆的核桃早以其个大、皮薄、质优闻名全国各个地方，因为薄壳和中壳核桃的横隔膜退化或呈膜质，内褶壁退化且不发达，相对易于用机械破壳作业的进行，新疆核桃品种性状的不断改良的脚步也为机械化破壳取仁作业提供了有利条件。那么，成功设计出核桃破壳机应该达到以下几个任务要求14：要求破壳率较高，碎仁较少，其中高路仁率较高，即整仁和半仁含量较高，仁壳分离较为彻底。在能保证能破壳作业完成的前提下,失效变形越小越好,破碎时获得的整仁越大越好。可以通过减少失效变形的机理明显提高坚果的破壳质量和果仁的回收率。1.4 方案的确定本课题重点研究核桃的破壳作业的破壳部分，以用来改善现存的破壳率较低、损失率较高、果仁完整性较差、通用性较差、机具性能较不稳定、适应性较差、作业成本较高等一系列的问题15。1.4.1关键问题解决思路：对内外磨式核桃破壳机的主要部件是带有齿槽的内外磨。因该机不能自动适应核桃的大小.又由于目前核挑挤压磨进行了设计研究，确定了核桃在挤压磨中的导入条件, 给出了挤压磨之间间隙、直径、长度的确定方法。对核桃破壳机械的挤压磨进行设计时, 挤压磨必须满足两个条件,一是核桃在挤压磨间被夹持而不滑脱(即导入条件); 而是满足设计要求的生产16。1.4.2设计方法：用内外磨挤压方式进行核桃破壳。其破壳工作的原理图如图1-1。外磨l先固定在机架上，内磨3在减速电机的带动下不停地转动。核桃在内外磨之间的间隙之中破裂脱壳，当破碎到合适的粒度后，由挡板4与内磨3下底之间的足够大小的缝隙落到落料扳上。核桃品种不纯、大小又不一，因此该机具在实际的使用过程中存在有一定缺陷，破裂果径不同的核挑时，必须更更换尺寸大小不同的内外磨部分。内外磨式核桃破壳机应该由内外磨、机架、传动系统和出料板组成，重点对内外磨式核桃破壳装置进行深入设计，包括对内外磨的尺寸大小及内磨外侧面倾角的大小等等。内外磨设计的原理如图1-1。由于该装置很好地利用了磨壳原理，而且实现了核桃的冲击挤压及磨损，但破裂效果、取仁率等还需进行试验。该装置破壳取仁的性能指标理论参考值有： 最大生产率可以为l80kg/h 16。工作过程：由于用内磨上半部分导入核桃，在内磨与外磨的摩擦之中进行下落，核桃表面发生了部分磨损，然后利用内外磨之间的挤压冲击作用，用较小的力就可以让核桃表面逐步产生裂纹并扩展，直到最后完全破裂，碎壳和仁都会从最小间隙处掉下，然后再由出料板滑出。1 外磨 2 核桃 3 内磨 4 挡板 图1-1 内外磨式核桃破壳机原理图2 设计方案的选择经过查阅相关资料以及和老师同学探讨，最终确定设计的部分包括内外磨，出料板，箱体和传动部分等等。2.1 总体设计该核桃破壳机由入料口喂入核桃，入料口与箱体链连接，设计时应将核桃喂入内外磨之间；核桃进入内外磨之间，由内磨将其导入并进行摩擦外壳，在核桃下落过程中，由外磨的间歇运动对核桃已经磨损的部分进行挤压，加上内磨的进一步磨损，核桃壳仁分离，进入落料板，仁壳分离实现，设计过程中内外膜之间的间隙应该保证核桃充分落入但又不只做自由落体运动，内外磨是该设计的核心部分，外磨的间歇运动由凸轮和弹簧来实现；传动部分的设计包括发动机到内磨以及凸轮的传动，用一对齿轮加上联轴器进行传动；动力部分用减速电机来完成。另外此设计中应包括两根轴的设计与校核，以及一些附件的设计。2.2 核桃破壳部分的设计试验时需调换与安装就可试验齿形的大小对核桃破壳取仁性能的一些影响。将核桃的磨损加挤压破裂过程近似简化为匀速转动和匀速下落当核桃将开始受挤压时，旋转的内磨带动核桃一边转动一边向下平动, 转动的角度为，核桃旋转的角度为，经过简单运算即可推导得出 （21）式中d为内磨的直径，d=74mm d为简化了的核桃的直径，就是相应两接触点间的实际距离,d与横的核桃直径均值的关系为 （22）理想的冲击挤压破裂过程要求核桃从挤压过程开始到破裂结束转过一周即可，即=360。足以保证核桃在整个圆周上都产生裂纹，使得壳的破裂全面而又均匀提高破壳的质量。故有，理想的挤入角为 （23）这里考虑到核桃在挤压破裂过程中的速度要发生变化.取修正角为317。每个尺寸等级的绵核桃的与如表21所示。表21 核桃不同尺寸等级的和横径的范围mm30-3232-3434-3636-3838-40近似的直径P/mm3133353739简化了圆的半径mm9.09.710.111.111.8理想的挤入角17.818.919.921.022.0从图22可知,外磨的半径R不同，产生的最大压缩变形量也不同，限于篇幅，这里仅给出最终计算公式 （24）计算结果如表22所示表22 不同R、P下的R/mm31333537392800.720.790.880.931.113001.611.791.982.172.333201.812.022.242.462.693402.002.322.572.833.083602.612.953.283.623.97从表22数据可见R=320 mm 时 ，的变化范国为1.82.7 mm。数值上比较接近不使仁压碎的最大挤压变形量，对每一尺寸等级的核桃都能使壳达到此较完全的破裂，对仁的挤压破碎又比较小 因而设计了R值分别为300 mm、320 mm、340 mm 的三块进行试验验证。经过验证得出R=320mm时，破壳率和高露仁率是最高的，这说明理论分折和试验结果是一致的。 图21 仁的受力情况图中为切向力，是径向力，是合力。对于图21轴有：，假设核桃在内磨的压力最大则 根据设计取外磨直径的选择根据查找资料，及安装的需要，外磨的直径定为D=332mm2.3 轴的设计2.3.1轴的计算电动机选的功率为2.5KW,位计算方便,取I轴的功率为2.5KW轴上的功率=2.50kw =140r/min70300N.mm2.3.2求作用在齿轮上的力已知高速级小齿轮的分度圆直径=57.5mm因为是标准齿轮所以=20，圆周力： N径向力：F= F=2445.22=910.01N法向力：=2445.22/cos20=513.06 N2.3.3初步确定轴的最小直径轴的估算如下：初选材料为45号钢，调质处理18-25，由于轴即传递转矩又承受弯矩，故式152所示查表153取=110，且P=1.81KW，n=313.33 r/min，19.74mm轴上可有两个键槽，所以（1+13%）=19.74（1+13%）=22.31由表116，取标准=25输入轴的最小直径显然是安装凸轮的孔径，故凸轮的孔径为252.3.4拟定轴上零件的装配方案套筒轴承端-安装凸轮的轴-轴承端盖轴承齿轮轴承轴承端盖2.3.5根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度。第一段： =25 =120mm第二段： 定位轴肩则=35mm =150mm其参数如下：d= d+1=11 mm，D=D+2.5 d=72+2.510=145 mm，D= D+2.5 d=145+2.510=170 mm，e=1.2 d=12 mm （其中：m=2e，取m=26 mm）则轴承盖：L=e+m=12+26=38 mm，根据经验得=150mm第三段： 为定位轴肩则=300.071+2+30=34.13，取35，预选6407圆锥滚子轴承，查手册，d=35,D=80,T=19.75,B=19,a16.9, =47, =49 第四段：齿轮端面到箱体内壁的距离为15，故=15=30+2=32第五段： =69,=45第六段： =20，=35第七段： =24=302.3.6轴承端盖的选择：选择凸缘式联轴承端盖（根据结构）HT150. 查表11-1021 e=12, ee螺钉直径d=10mm，螺钉个数：6个.其参数如下：d=d+1=9mmD=D+2.5d=80+2.58=100mmD =D+2.5d=1002.58=120mme=1.2d=9.6mm（其中：m=2e,取m=19.2）则轴端盖：L=e+m=9.6+19.2=25.8mm故该段轴长：L=24mm故高速轴总长L=574mm=1.72KW ， =47.76r/min ，则 =3.44N2.3.8求作用在齿轮上的受力已知低速级大齿轮的分度圆直径为=167.5而： =2278.6N=2278.6=848.9N=2278.6=479.23N2.4 轴的校核2.4.1轴的刚度校核轴的材料：轴的材料主要是碳刚和合金刚。由于碳刚比合金刚价格便宜，对应力集中的敏感性较低，同时也可以用热处理或化学热处理的办法提高其耐磨性和抗疲劳强度，所以本设计采用45号刚作为轴的材料。经过分析，主轴的受力最大，而且轴的周向受力是主要的，因此，对该轴进行扭矩校核。轴的扭矩计算电动机输出转矩：T= 式中：为电动机额定功率，为电动机转速主轴输入转矩： 为联轴器的传动效率根据设计指导书参考表1初选为轴承的传动效率初选为内外磨的传动效率初选根据要求，轴要满足下列条轴的强度条件： 式中：为轴的切应力，MPa;T为转矩，N.mm;为抗扭截面系数，;为许用扭切应力，MPa.表23 常用材料的值和C值轴的材料Q235,20354540Cr，35SiMn12-2020-3030-4040-52C160-135135-118118-107107-98该轴的材料为45号钢，则满足强度条件，轴是安全的 18、24 。轴的刚度计算式中：T为转矩；为受转矩作用的长度，mm;G为材料的切变模量，MPa;d为轴径，mm;为轴截面的极惯性距。,，所以轴是安全的。2.4.2轴的强度校核已知：轴L=574mm齿轮的啮合力：圆周力：F= N径向力：F= F=2445.22=910.01N法向力： =2445.22/cos20=513.06 N 求垂直面的支承反力 NF= FF=294.35 N求水平面的支承反力 NF力在支点产生的反力F= NF=F+ F=6486.3 N外力F作用方向与带传动的布置有关，在尚未确定具体布置前，可按最不利情况考虑。绘垂直面的弯矩图M= F NmM= F Nm绘水平面的弯矩图M= F NmF力产生的弯矩图M=FK=34050.1285=437.5 Nm作用在轴右端的外力：F= N Nm求合成弯矩图考虑到最不利的情况，把M与直接可以相加。M=+ M= NmM= +M= NmM= M=437.5 Nm求轴传递的转矩T=F Nm 求危险截面的当量弯矩从图可见，a-a截面最危险，其当量弯矩为 M= （25）取折合系数=0.6，代入上式得M= Nm计算危险截面处轴的直径轴材料为40MB，调质处理，由表141查得=750 MP，由表143查的许用应力=60 MP，则d mm考虑到键槽对轴的削弱，将d值加大4，故d=1.0438.2=40.2粗取轴径为55，合适，安全。2.4.3轴系零件的定位与轴承的选择为了防止轴上零件发生沿轴向的移动，必须对其进行定位，来保证齿轮的正确啮合，根据轴上零件的的安装要求和对轴的结要求，要选择不同的定位方式，常用的定位方式主要有轴肩定位、套筒定位、轴端挡圈和弹性挡圈，轴间定位方式在本设计中有用到，具体的结构和参数见零件图和明细表。键主要是为了实现轴上零件的周向定位来传递转距，键的形式用多种，因此要根据不同的要求来选择不同型号的键，根据传动的要求，本设计全部采用圆头普通平键（A型），它的两个侧面是工作面，上表面与轮毂槽底之间留有间隙，其主要特点是定心性好、拆装方便。主轴通过粉碎室内腔，其两端由轴承固定在机架上。根据轴受力和轴径的不同，本设计选用的轴承是：深沟球轴承 已知此处轴径，所以选内径为35mm的轴承，在机械设计手册18中选择深沟球轴承；查表6-1，选择型号为6407 GB/T2761994的轴承。另一处已知轴径为，所以选内径也为35mm的轴承，选择型号也为6407 GB/T2761994的轴承。所选的轴承基本参数如下：轴承外径： b=35mm,D=100mm,B=25mm.图 2-2轴的受力分析2.4.4 键联结的选择与校核根据轴的直径的不同，应该选择不同型号的键，另外，键的长度也有一系列的标准，应该优先选用第一系列，在以上的说明书中知道安装键的轴有两处，分别是第一段和第二段。第一段的直径为35mm，第二段的直径为37mm，根据以上的数据选择两个相同的键：GB/T1096,键。从机械设计手册18表4-1中查得键的截面尺寸为：宽度，高度。由联轴器的标准并参考键的长度系列，可以确定取此键的长度（比伸入到联轴器的深度短一些）。轴和联轴器的材料是钢和铸铁，且属于静联接由的表6-2查得许用挤压应力为p=120-150MPa,取其平均值，p=135MPa。键的工作长度为，键与轮毂的键槽的接触高度为。的式6-1可得 （26）则M传递的转矩（N.M）d轴的直径（mm）l键的工作长度（mm）;A型，l=Lbk键与轮毂的接触高度（mm）;k=ht,h为键的高度，b键的宽度（mm）t切向键工作面宽度（mm）键的许用切应力（MPa）键连接的许用挤压应力（Mpa）可见联接的挤压强度满足，即该键可以正常工作。2.4.5轴承端盖的设计所选轴承外径为62mm,在45-65的范围内，所以选择螺钉直径 d=6mm，螺钉数4个 b=5-10 b取5mmh=（0.8-1）b=8mm2.4.6 出料口的设计经过查找资料，我们可以知道当出料口与水平面夹角为一定角度时，更加的有利于核桃的导出工作区17。因此设计的进料口一边与水平面有一定夹角，材料为HT150，板厚为1.5mm,用螺栓拧在箱体之上即可。2.4.7箱体的设计箱体的设计如表2-5表2-5 箱体的结构尺寸名称符号尺寸关系（mm）机座壁厚一级：0.025a+18 取=8机座壁厚一级：0.025a+18 取=8机盖壁厚一级：0.02a+18 取=10机座凸缘厚度b1.5=12机盖凸缘厚度1.5=12机座底凸缘厚度b2.516=20地脚螺钉直径d0.03+=218.95 取20地脚螺钉数目na250时，n=4轴承旁联接螺栓直径d0.75d=14.21 取16机盖与机座联结螺栓直径d（0.50.6）d 取10轴承端盖螺钉直径d（0.40.5）d 取8窥视孔盖螺钉直径d（0.30.4）d 取6定位销直径d（0.70.8）d 取8d、d、d至外机壁距离c见表4d、d至凸缘边缘距离c见表4轴承旁凸台半径Rc凸台高度h实际情况确定外机壁至轴承座端面距离lc+c+（812）大齿轮顶圆与内机壁距离1.2齿轮端面与内机壁距离机盖、机座肋厚m、mm0.85，m0.85轴承旁联结螺栓距离S尽量靠近，以M d与M d互不干涉为准，一般取SD3 动力与传动的设计3.1 电动机的主要外型和安装尺寸的选择电动机的主要参数、外型和安装尺寸如下表31，表32，图31。根据需要选择YEJ100L2-4表31电动机主要参数额定功率/KW转速R/min电流/A效率%最大转矩重量/kg3.014206.882.52.344表32电动机主要外形尺寸中心高外形尺寸地脚安装尺寸地脚螺栓孔直径轴伸尺寸装键部位尺寸112382651901901401228508其主要外形安装尺寸如图31图31电动机主要外形安装尺寸3.2 联轴器的选择本设计的联轴器的选择主要包括了两个联轴器的选择，第一个是电动机轴与箱体的输入主轴的联结，根据中的表12-23Y系列电动机的外型尺寸，本设计所选用的电动机的型号为Y112M-4，可知电动机的输出主轴的外伸部分的长度E和直径D分别是50和35。根据表8-2凸缘联轴器,最后确定电动机与箱体的输入轴间的联轴器选择为GYH5型。3.3 齿轮的设计与校核3.3.1选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数、传动形式i=3选择一级直齿圆柱齿轮传动。3.3.2齿轮上的转矩 =9550=3.74N.mm3.3.3选择齿轮的材料，精度等级的热处理方式。该箱体的功率不大（结构尺寸要小），中速中载的材料的工艺，价格素决定小齿轮均用45钢制造。采用软齿面 HBS 350.标准齿形。见表10118小齿轮调制处理。=190286取240 =560Mpa =410 Mpa大齿轮正火处理。=156217取200 =390 Mpa =330 Mpa选8级精度。3.3.4小齿轮齿数的选择选择小齿轮的齿数初选=21 （闭式齿轮Z=20-40） =i=213=63 相互啮合的两个齿轮的齿数互为质数,所以取=61实际齿数比u= =2.904传动比误差计算：100=3.2 ( 符合条件)3.3.5按齿面接触强度设计由设计计算公式（109a）19所示进行运算，即 (3-1)3.3.6确定公式内的各计算数值试选载荷系数K= 1.4由表107选取齿宽系数=1.2由表106查得材料的弹性影响系数=189.8.取 由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=258Mpa；大齿轮的接触疲劳强度极限=212Mpa。由式1013计算应力循环次数。=60j=609601（830010）=1.38 =2.82由图1018 、图10-19取接触疲劳强度寿命系数,=0.9=0.98,=1.08计算解除疲劳许用应力。1.251.50 取1.4，=1由式101219得=549Mp=412Mpa3.3.7计算 计算小齿轮分度圆直径，代中较小的。=47.8计算圆周速度vV=2.40m/s计算齿宽bb=63.6计算齿宽与齿高知比模数=2.27齿高h=5.12=12.42计算载荷系数根据v=1.2/s，7级精度由图10819查得动载系数=1.1由表103得直齿轮=1.4由表102得使用系数=1由表104用插值法查得小齿轮相对支撑对称布置，=1.339由=8.5，=1.339，查图1013得=1.3故载荷系数K=2.06按实际载荷校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得 =58.02算模数：m=2.5计取标准值：2.53.3.8按齿根弯曲强度设计由式（105）得弯曲强度的计算公式为m (3-2)3.3.9确定公式内的各计算数值由图1020c18查得小齿轮的弯曲强度疲劳极限=410Mpa；大齿轮的弯曲强度极限=330Mpa；由图1018取弯曲疲劳寿命系数=0.90, =0.95计算弯曲疲劳许用应力。去弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式1012得 计算载荷系数KK=2查取齿形系数。由表105查得=2.704，=2.15取应力校正系数。由表105查得 =1.572，=1.81计算大小齿轮的并加以比较。大齿轮的数值大。3.3.10设计计算m取m=2.5计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的m大于由齿根弯曲强度疲劳计算的模数，由于齿轮模数m的大小取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，给于齿轮的直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数3，按接触强度算得的分度圆直径=58.02，算出小齿轮的齿数 23大齿轮齿数 =2.923=67，取=67这样计算出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强的，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。3.3.11 几何尺寸计算计算分度圆直径 =193=57.5 =672.5=167.5计算中心距=125 计算齿轮宽度=1.257.5=69取=69，=743.3.12结构设计计算小齿轮的齿顶圆直径=57.5+212.5=60计算小齿轮的齿根圆直径= 57.5-2(1+0.252.5=51.25 mm初取=52mm3.3.13计算大齿轮的齿顶圆直径=167.5+212.5=172.5 取=172计算大齿轮的齿根圆直径= 167.5-2(1+0.252.5=161.25 mm初取=162mm因为500所以齿轮用腹板式结构。4 总结通过此次设计使我掌握了科学研究的基本方法和思路，为今后的工作打下了基础，在以后的日子将会继续保持这份做学问的态度和热情。此次设计题目是“内外磨核桃破壳机的设计”.选择这个题目，经过查找资料和老师的悉心指导，以及上网搜集更多的相关学术论文、核心期刊、书籍等，终于对该类核桃破壳机有了一定得了解，心里有了大体的思路。对于这一破壳机械有以下的结论：通过对核桃物理机械特性的测定和内力分析，提出了破壳取仁原理破裂核桃壳，并研制了內外磨式破壳装置；对齿的破壳作用机理进行分析，认为采用小尺寸的齿和高的内磨转速，有利于裂纹的产生与扩展，提高破壳性能。通过这段时间的努力，基本上按要求完成了毕业设计中指定的各项任务，通过这次设计，进一步提高了机械知识水平，巩固了所学课程；无论是看图能力还是画图能力都得到了较大的提高，使我们对机械有了更深刻的理解和认识，培养了我综合运用所学知识解决工程实践问题的能力。由于实践经验和资料的缺乏，加之时间紧迫，在设计过程中遇到了许多问题，大部分问题在老师的指导和同学们的帮助下下得以解决。但也有很多地方设计的不近人意，例如所绘制的图纸有些地方表达的不是很清楚，设计不尽合理,希望各位老师给予谅解。致 谢对于本次设计的完成,首先感谢母校塔里木大学的辛勤培育。感谢学校给我提供了如此难得的学习环境和机会，使我学到了更多的新知识,知道了知识的可贵与获取知识的辛勤。其次感谢众多同学与老师的帮助。感谢给我带画法几何的李平老师，机械工程材料的张有强老师，互换性与测量技术的王旭峰老师，材料力学的李平老师，没有这些课程做基础，是无法完成毕业设计的，感谢你们！在此，对这些老师与同学表示我衷心的感谢和永远的祝福！ 最后感谢指导老师兰海鹏老师。承蒙兰老师的耐心指导，顺利地完成了毕业设计。随着时间的变化，兰老师一直耐心地指导着我们攻克设计中遇到的一个又一个的小小难关，不断地指引着我们认真完整地表达自己的设计意图，并在其中不断地去规范设计图，不断地去更新自己的设计。兰老师用自己的实际行动向我们阐释着工作与时俱进性，不断地努力，没有最好，只有更好。在此，再次深深地感谢兰老师给我们悉心的指导和耐心的帮助,老师，辛苦了！对于这次毕业设计，还有许多美好的设想由于时间紧凑和自身因素无法得以实现，这不能不说是本次设计的遗憾之处。不过，至少它启发了思维，提高了动手能力，丰富了我为人处世的经验，进一步巩固了所学知识，这为我在以后的学习过程中奠定了坚实的基础。同时为以后在自己的工作岗位上发