发布时间 : 星期二 文章山核桃破壳机毕业论文更新完毕开始阅读4e93b817804d2b160a4ec006
东北林业大学本科毕业设计 3 破壳机机构设计
3.1 机器型式和基本性能参数的确定
3.1.1 破壳机型式的选择
常用的破碎机有以下几种型式：
1、 颚式破壳机：利用两鄂板对物料的挤压和弯曲作用，使物料破碎。
2、 反击式破壳机：利用板锤的高速冲击和反击板的回弹作用，使物料受到反复的撞机击而破碎。
3、 旋回式破壳机：利用破碎锥在壳体内锥腔中的旋回进行运动，使物料产生挤压、劈裂和弯曲作用，使物料破碎。 4、 圆锥式破壳机：其原理与上一种相同。
5、 辊式破壳机：利用辊面的摩擦作用将物料放进破碎区，然后使之承受挤压而破碎。
6、 锤式破壳机：通过锤头的高速冲击，对物料进行粉碎。
7、 立轴冲击式破壳机：该种破壳机型式无特殊限定的运作原理，应用广泛。
根据上述各种破壳方式及其各自的特点，再结合山核桃入味前的破壳加工的现实要求，在此确定该山核桃专用破壳机的型式为立轴多锤式破壳机，利用联接在立式主轴上的多个敲击锤对山核桃进行多次敲击，使其硬壳破裂。
3.1.2 破壳机基本性能参数的确定
由于该破壳机属于普通的食品加工机具，在动力上无大功率要求，并参照类似的切丝机设计参数，设定破碎机的额定功率为1.0 kW 。为了便于样机制造后的调试和检验以及产品的系列化，设想用变频调速的形式来调节主轴转速，从而选择不同的最佳速度用于加工不同种类、尺寸规格的山核桃，甚至不同种类的坚果，故而初步设定破壳机主轴转速为1000 r/min 。毫无疑问，就目前科技而言，任何机械的最终操作者都是人。为了便于操作者作业，降低其不必要的劳动能耗，提高其作业舒适感。因而本设计结合一定相关的人机工程学知识，将山核桃破碎机的基本外形尺寸定为：700×600×1500 mm ；加工容器的内部尺寸为：Φ400×500 mm 。考虑到机器本身以及运转时的平衡要求，设计长度方向上，主轴至两边的距离分别为：400 mm和300 mm ，宽度方向上对称分布。
有关该山核桃破壳机的加工效果还有待样机制造之后进行检验才能最终确定，在此初步设定：破壳率≥95%，碎仁率≤5%，加工能力≥200 Kg/h 。
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3.2 破壳机驱动方式和传动类型的选择
3.2.1 驱动方式的选择
目前，一般工程常用的驱动方式主要有电机驱动、内燃机驱动、液压马达驱动和启动马达驱动四种。然而，内燃机作为动力机，不但耗能、效率低，而且对环境污染比较大；虽然液压马达作为动力机具有体积小，质量轻，调速方便，易于实现对速度和运动方向的控制等众多优点，但同时它也存在着系统维护要求高，相关液压部件制造成本高，由于不可避免的泄漏问题的存在，可能污染物料，所以也不适合作为该山核桃破壳机的动力机；气压驱动的运动平稳性差，冲击大，同时还有较大的噪声，故而也舍弃；而电机驱动，作为机械系统中最常用的驱动方式，与其他另外3种相比，它具有较高的驱动效率，且其种类和型号较多，与工作机械联接方便，具有良好的调速、启动、制动和反向控制性能，易于实现远距离、自动化控制，工作时无环境污染。
根据上述几种驱动方式的特点，结合山核桃加工的实际情况，在此选择电机驱动作为该山核桃破碎机的驱动方式。
3.2.2 传动类型的选择
常用的机械传动类型和特点见表1。
传动类型 摩擦轮传动 带传动 链传动
特 点
传动平稳，有过载保护作用。传动比不能保持恒定，寿命及效率较低。宜用于小功率传动，广泛用于无级变速传动。
传动平稳，有缓冲吸振及过载保护作用。传动中有弹性滑动，传动比不能保持恒定。传动中心距较大。
瞬时速度不均匀，有冲击、动载和噪声，传动中心距达。寿命较短。适宜于低速传动，可在恶劣条件下可靠工作。
适用的速度和功率范围广，结构紧凑，传动比恒定，效率高，工作
齿轮传动
可靠，寿命长。制造和安装精度要求高，对润滑和密封有较高要求。无过载安全保护作用。
传动比大，结构紧凑，传动平稳，噪声小。效率低，不宜用于低速
蜗杆传动 螺旋传动
大功率传动。制造和安装精度要求高，要求有良好的润滑和密封。无过载安全保护作用。
传动平稳，噪声小。传动中心距不大。
表3—1 常用机械传动方式和特点
根据表1所述的传动类型和特点，并结合该山核桃破碎机属于一般食品加工机器的实际情况，选择带传动中的V带传动作为该破壳机的传动方式。
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东北林业大学本科毕业设计 3.3 破壳机关键部件的设计和选用
3.3.1 电机的选用
查阅《简明机械零件设计手册》（以下简称《手册》）中与电机相关的第22章，了解到Y系列电动机是全国统一设计的一般用途交流三相异步电动机，具有高效、节能、启动转矩大、噪声低、振动小、可靠性高、使用维护方便等特点，其功率等级与安装尺寸符合国际电工委员会(IEC)标准，可以用于启动性能、调速性能及转差均无特殊要求的机器与设备的配套。再根据山核桃破壳机1.0 kW的额定功率以及1000 r/min的主轴转速，查阅《手册》表22-2，选取Y90L-6电动机为该破壳机的动力机。
3.3.2带传动设计
依照《手册》表7-8所列的普通V带传动计算过程，经多次计算和核对，最终确定该山核桃破壳机的带传动设计过程如下： Pd?Ka*P Pd——设计功率（kW）
KA——工况因素；查《手册》表7—9得：KA=1.1 P——所需传递的功率（kW）；根据前序章节可知：P=1.0 由公式3—1计算得：Pd=1.1
查《手册》图7—1选定传动带型为：A型
由于设计时计划用变频调速来调节主轴转速，故在此选定传动比为：i=1
π/2??dd2?dd1?/4a 3— 2 Ld?2a0??dd1?dd2?2 3— 1
0.7*?dd1?dd2??a0?2*?dd1?dd2? 3— 3
Ld——皮带基准长度（mm）
dd1——小带轮基准直径（mm）；查《手册》表7—13选dd1=140 dd2——大带轮基准直径（mm）；dd2=140 a0——初定的传动中心距（mm）；
由公式3—3计算得：196≤a0≤560，取a0=300
由公式3—2计算得：Ld=1040，查《手册》表7—12选
=1000
a?a0??Ld?Ld0? 3— 4
a——实际传动中心距（mm）
由公式3—4、3—5、3—6计算得：a=280.2，圆整取a=280
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z——皮带根数
P1——单根V带的基本额定功率（kW）；查《手册》表7—14得：P1=1.62
ΔP1——i≠1时，单根V带的基本额定功率的增量（kW）；查《手册》表7—14得：ΔP1=1.62
Kα——包角修正因数；查《手册》表7—10得：Kα=1.00 KL——带长修正因数；查《手册》表7—11得：KL =0.89 由公式3—7计算得：z=0.763<1，取z=1
3.3.3 轴的设计和轴承的选用
3.3.3.1 选择轴的材料
查阅《手册》表3—13所述的合金结构钢的种类和用途以及表15—1所述的轴的常用材料及性能，并参照类似的切丝机设计，选用40Cr作为破碎机主轴的材料，并进行调制处理，使其硬度要求达到HBS=241～286 3.3.3.2 轴的结构设计和轴承的选用
依照《手册》表15—2所列的轴径计算公式：
d?A3d——轴的直径（mm）
P——轴传递的额定功率（kW）；根据前序章节可知：P=1.0 n——轴的转速（r/min）；根据前序章节可知：n=1000 A——按材料许用切应力（M Pa）定的因数 查《手册》表15—3取：A=107 由公式3—8计算得：d≥10.7.
由于破壳机作业时，山核桃与敲击锤是随机碰撞的，故目前要确切的估计出轴上作用。力以及力的集中作用点或等效点。在此借助常规结构设计的经验，并在参考了类似的切丝机设计的情况下，初步设计轴的结构尺寸如下。
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P 3— 5 n