核桃剥壳机

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第一章 绪论

1.1引言

我国的核桃栽培面积约130万hm2以上,主要种植区域在西南和西北。在国际市场上,核桃与杏仁、腰果、榛子一起并列为世界4大干果,核桃作为保健食品早已被国内外所认识。我国核桃总产量约31万吨,全国人均占有0. 24kg。这与国际上一些国家相比相差甚远,如美国人均占有核桃1. 5kg,是我国的6倍。针对核桃加工存在的问题和市场的需求,确定核桃加工工艺,除脱青皮、分级、清洗、脱水、烘干、去壳、仁壳分离与包装外,还可进一步深加工。在加工中,存在的问题是核桃脱壳比较困难,主要由人工完成。人工剥壳难以满足生产发展的要求,故研制高效剥壳机已成当务之急。

核桃也是我国干果类传统出口商品之一, 加工和出口的季节性比较强。核桃取仁我国历来靠手工, 一人一天平均仅能砸30斤核桃, 取仁约12斤, 以天津口岸年出口核桃仁5000吨计,仅取仁一项需占用劳力80多万个劳动日, 而且, 加工和出口的时间正值三秋和农田基本建设大忙季节, 任务重, 时间紧, 形成与农业争劳力的局面, 所以, 实现核桃取仁机械化, 对解放劳动力, 支援农业生产有重要意义。核桃出口国家较多, 进口国家比较集中, 国际市场斗争十分激烈, 实现核桃加工机械化, 有利于我们抢时间, 争速度, 支援外贸。从经济上说, 国际市场核桃仁各质量等级的差价甚大。机械取仁有希望提高取仁质量,增加外汇, 同时, 大规模集中加工, 便于综合利用。核桃仁中约占5%的碎末可以集中榨油,大量的核桃壳是做活性炭的好原料。手工分散加工, 这些碎末和壳都浪费了。研制核桃取仁机的具体任务是寻找适当的、特别是保证取仁质量的破壳工艺方法,研究实现这一工艺方法所要求的机器。

1.2研究目的及意义

为了了使坚果食品增值，近年来各国都在加工制造成品方面想办法。目前整体核桃仁在国际市场上的价格是带壳核桃的几十倍，且核桃带壳保存容易霉烂。因此，寻求效率高.质量好的脱壳方法，是发展的必然。我国核桃资源丰富，1993年全国产量达到21.3万吨，如何有效去壳，对满足人们生活需要和换取外汇都有着重要的意义。

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坚果类破壳问题的研究，如苏联专利破裂松果的仿佛，日本专利破除栗壳的方法，我国对棉核桃壳剥取仁机理的研究，在理论和实践方面都做了有益的探讨，但均未解决好核桃去壳取仁的问题。

在我国，如陕西、山西的核桃剥壳机，性能不甚好，我国出口的核桃仁全都是手工砸取，劳动生产率低，且菌感染指数高于国际食品卫生法规定的标准，影响了桃仁的品质，降低了换汇率。在国内的市场销售，对人民不利。

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第二章 核桃的基本性能

2.1核桃的分类

2.1.1类群

形态特征和生态类型具有统一性的品种群称为类群。我国核桃品种分为核桃类群和铁核桃累群。通常称前者为北方核桃，后者为南方核桃。 2.1.1.1核桃类群

各品种群的核桃外表近似球形。壳表面沿纵径方向分布着长条沟纹，结合 线下半部平，上半部微隆起，约1~2mm 2.1.1.2铁核桃类群

个品种群的核桃外表近似球形，壳表面分布较深的坑点，结合线宽而隆起约2~3mm

2.1.2品种群

核桃壳厚薄，含仁率高低相近似的一些品种称为品种群。我国核桃品种基本上可划为四个种群，划分标准件表2-1及图2-4 2.1.2.1品种

品种的命各主要是依据坚果大小形状、核桃壳表面特性、产品地等。

表2-1 核桃品种群的划分标准

品种群 纸皮核桃 薄壳核桃 中壳核桃 厚壳核桃 核桃壳厚度 含仁率 横隔壁 退化 呈膜质 呈膜质 呈膜质 内褶壁 退化 退化 不发达 发达 取出仁 全仁 半仁 1/4仁 碎仁 <0.9 1~1.5 1.6~2.0 >2.1 >65 50~60 41~49 <41 注：1、横隔膜是指分隔开两半仁的十字架式的薄膜。

2、内褶壁式指凹凸不平的内壁。

从表中可见，纸皮核桃、薄壳核桃和中壳核桃品种群易于用机械剥壳取仁剥

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壳比较完整。而厚壳核桃品种群难以剥壳取仁，起原因是横膈膜成故知，内褶壁发达，把仁夹嵌在壳里。人工取仁只能用锥子挑出桃仁，机械只能取碎仁。因此，根据核桃

图2-4 核桃的内部结构

剥壳难易程度，可将各品种核桃分为两类：

（1）绵核桃

指核桃壳厚小于2mm，横膈膜退化或成膜质、革质，内褶壁退化或不发达，可取得1/4或半仁。它包括纸皮、薄壳和中壳核桃品种群。

（2）夹核桃

指核桃壳厚超过2mm，横膈膜呈骨质，内褶壁发达的厚壳核桃品种群。 目前，绵核桃的总量占全部核桃的80%~90%,随着无性繁殖的推广和品种的进一步改良，夹核桃的机械剥壳取仁。由于绵核桃品种很多，对于本课题不能全部都进行试验研究，只能选取若干种有代表性的绵核桃品种。本课题先用郧阳地区的核桃作为研究对象。

2.2绵核桃的测定和分析

2.2.1三维尺寸

用游标卡尺测量出100个绵核桃的三维尺寸，统计处理后得出均值、方差等见表

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2-2，直方图如图2-6，对三维尺寸进行方差分析见表2-3

图2-5 绵核桃的三维尺寸

图2-6三维尺寸直方图

表2-2绵核桃的三维尺寸统计表

位置 纵径 横径 棱径 均差 均方差 变异系数 近似球体直径 球度 32.33 31.82 31.24 2.64 2.64 2.35 8.1% 8.3% 7.5%

31.86 0.979 绵核桃三维尺寸方差分析表2-3

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方差来源 位置之间 误差 总和 平方和 自由度 均方 F值 临界值 84．19 2 42．10 640 6．91 1952 2036 297 299 6．57 6．81

对测量结果进行分析，可得出如下结论：

（1）绝大多数绵核桃的三维尺寸都在27~37之间，其数量占总绵核桃量的95%左右。

（2） 绵核桃的三维尺寸存在纵径、横径、棱径，但在?=0.001水平下三维尺寸 有高度显著变化，可近似简化为球。

（3）绵核桃外形近似为球，近似程度用球度来表示，球度的定义为

DE球度=

DC式中，DE---是与物体体积相同的球体直径 DC---最小外接球体直径。

假定绵核桃的体积等于截距为A、B、C的三维尺寸椭球的体积，外接球的直径是椭球的最大截距A，则球度表达式为：

?ABC?球度=

A1/2= 几何平均直径/最大直径=近似球体直径/最大直径

2.2.2绵核桃的厚度

对于整个绵核桃，除了结合线上的壳厚度较大以外，其它各个位置的壳厚基本上是一样的。为了说明问题，对于每个绵核桃，我们测量了四个位置的壳厚，即顶端1、底部2、结合线附近3及最凸处4，随机测量了20个绵核桃，故样本N=20，对测量值进行统计处理，结果见表2-4。对表面2-4进行方差分析，当显著性水平?=0.10时，不同位置间的壳厚差异不是显著的，因此，可以认为绵核桃的厚度是均匀的。

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图2-8棉核桃壳厚

内容 最小间隙 最大间隙 均值 0．67 1．86 均方差 0．385 0．546 变异系数 57．5% 29．6% 2.2.3壳、仁的含水率

壳碾压成碎粒，仁切成薄片，各称取5克，在105度下烘干至衡重W，则含水率为

5?W?100%，根据这种测定方法，对壳，仁各测定了5次，统计平均值见表2-7 5表2-7 壳，仁含水率

内容 壳 仁 均值（%） 10．4 4．3 均方差（%） 0．98 0．42 变异系数（%） 9．4 4．0 2.2.4压碎绵核桃仁所需的挤压变形量

随机地取出20个绵核桃，砸取出两个完整的半仁，再随机地取出30个半仁，半仁竖直地放置在单轴压力测定仪的上下平台之间，测定仁上出现裂纹所需的挤压变形量，挤压时由于仁中间部位弯距大，因而仁都在中间位置出现裂纹。手摇转速为1转/秒。对挤压变形量进行统计处理，结果见表面2-8。因此，当仁上承受的挤压变形量大于0.7~1时，仁将破碎。

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表2-8 仁破裂时的挤压变形量

均值 0．84 均方差 0．118

变异系数 14．1% 2.3绵核桃机械特性的测定和分析

2.3.1静刚度

为了测定绵核桃的静刚度，只需测出绵核桃在一定压力下的变形即可，为此，我们用单轴压力测定仪。上平台与钢环连接成一体，当摇动手柄使下平台上升挤压绵核桃时，钢环受到压缩，压缩量由千分表读出，换算成相应的压力P，绵核桃壳的压缩变形量?决定于摇动圈数N，而?与N的关系为??0.2N-C，在挤压破裂之前，压力和压缩变形基本上保持线性关系，即K?P，K称为压缩刚度，相同的K，意味着力学性质基本相同。为了

?说明问题，挤压方向选取四个水平，即横径、纵径、棱径和任意方向，静刚度K的方差、均值和变异系数见表，当显著性水平?=0.10时，不同位置间的静刚度差异不是显著的，因此，可以认为绵核桃壳的静刚度是均匀的，静刚度为23.47

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第三章 绵核桃剥壳的力学分析

前面对绵核桃的物理机械特性进行了测定和分析，认为绵核桃可简化为各向同性的均匀的薄球壳，为了找到绵核桃剥壳取仁最合理的挤压方式、集中力的对数、挤压速度及挤压块结构参数等。需分析绵核桃受力时的内力和位移规律。

3.1均匀薄球壳在一对法向集中力作用下的内力

图3-1表示一对法向集中力P作用在均匀薄球壳上，球壳的每一个微小截面上都存在着两类内力，即薄膜力N?，N?，弯曲力矩M?，M?及横向剪力Q?。它们的正方向示于图3-2中。

图3-1 一对法向力集中作用在球壳上

图3-2 两类内力示意图

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当均匀薄球壳受到一对法向集中力作用时，在远离集中力作用点的区域中主存在的是薄膜力，弯曲力矩很小，可不加考虑。但在集中力作用点附近区域弯曲力矩很大，不能忽略。因此，整个球壳分两个区域计算内力，对于远离集中力作用点的区域采用无矩理论计算薄膜力N?，N?。在集中力作用点附近区域采用弯矩理论计算内力N?，N?，M?，M?，

Q?。

3.1.1远离集中力作用点区域的薄膜力

取出球心角为?的圆截面及顶部。在圆截面上的内力N?可由静力平衡关系得。在圆截面上的内力总和为

2???N??Sin??rSin?d???2?rN?Sin2?

0应等于外力P，即 p??2?rSin2??N?

所以 N???p (3-1)

2?rSi2n? 根据无矩理论可得N???N?,N???0

因此 N??p (3-2) 22?rSin?任意过上，下极点的圆截面上的薄膜力N?与球心角?的关系曲线。当 ?= 最大圆截面 上的N???N??p2?r?时，即2。当?=0时，即集中力作用处的N?，N?均趋于无穷大，

这与实际是不相符的，这是因为没有考虑弯矩作用的缘故，这也说明了无矩理论在集中力处是不适用的。

3.1.2集中力作用点附近区域的内力

根据弯矩理论的基本方程可推出

pl21?u1? N?????Ker???2??? (3-3)

?r??2l??pl2 N???r???11u?1???Kei??Ker??2?2?Ker??Kei?????2l?????(3-4)

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pM???2? M????? (3-5) 1??Ker???1?u??Kei??????r??1??uKe?p2??u?1???eK? i (3-6) ? Q??pl?u?Ke?r??2l22?r??K??e?i (3-7)

?式中Ker??，Ker?，Kei??，Kei?都是零阶汤姆生函数，无为复杂的无穷级数展开式。这些函数的展开式及其导数的递推关系：

??2l?

2 l?3r2?1??2?h2u2? 4 式中?，h分别为壳的柏松比和厚度

因为绵核桃壳是脆性材料，几乎没有塑性变形，?值接近于零，故可认为?=0，于是式（2-3）~（2-7）可简化为

pl2?11? N??? ??Ker???2? （3-10）

?r????pl2 N???r M????11?? （3-11） Kei??Ker???2?????? K??e?i （3-12）

?p?1Ke?r?2???? M???p1Ke??i （3-13） 2??Q??plKer?? （3-14） 2?r?2?3rh （3-15） 因此，当均匀薄壳的r,h给定时，在集中力附近区域内任一角的圆截面上的内力就可以算出。那当然准确地求出这些内力值是比较复杂的。下面讨论集中处的内力值。

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当?=0时，由式（2-8）可得?=0，零阶汤姆生函数的数值为

Ker???0??? Ker????0??? ?0

Kei???0???4 Kei????0?11???Ker??? ?2?????08????1?Ker??Kei???? ???????0?11???Kei??Ker???? ?2??????08??1??Kei???? ???????0因此，在集中力处的内力为

N??N???3p 8h Q???? M???? M????3.1.3结论

（1）对整个球壳而言，内力N?，N?在集中力处最大，在最大圆截面上最小，两者相差的倍数K为

K?3p8hp2?r?23?r （3-16） 8h根据第二章中对绵核桃的物理特性的没定结果表明，取r=15.93，h=1.564代入式中，可得K=13.586。因此，当均匀薄球壳受一对法向集中作用时，破裂裂纹将首先出现在集中处。

（2）作用在球壳上的外力越大，球壳越容易发生破裂。

（3）不同厚度的均匀薄球壳受相同的外力作用时，薄壳所产生的内力要比厚壳大，因此，薄壳比厚壳容易发生破裂。

3.2均匀薄球壳在一对法向集中力作用下的位移 与内力计算一样，整个球壳上的位移也分为两个区域加以计算。

3.2.1远离集中力作用点区域的位移

根据无矩理论推出经线方向位移U和法线方向位移W的基本公式。由于是轴对称变形，故在球壳纬线方向上的位移V为零。

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p （3-17） rc?h?u?r?1 （3-18） w?ch???? ?? 式中 p? ?1?

2pr?1????? （3-19）

?Eh1N???N?? （3-20） ?Eh??lntg?2 （3-21）

sin? （3-22）

ch??1对于绵核桃，可认为U=0，于是式可简化为 2pr? （3-23） p??Eh1?1?N? （3-24）

Eh根据式（3-1）

N???2p??ch2? （3-25） 22?rsin?2?r把（3-25）代入（3-24）得 pch2? （3-25） ?1??2?rEh把（3-23）代入（3-17）中

2p?? ?? （3-26） ?Ehc?h把（3-25），（3-26）代入（3-18）中，导化简得 p2?41??th??ch?? W???? （3-27） 2?rEh?式中ch?，th?分别为双曲余弦正切函数。根据式可计量某一球心角的经线方向位移U和法线方向位移W。

由于集中力是沿法线方向作用的，法线方向的位移W要比切线方向的位移U大得多。 因此，讨论法向位移W及其与外力P之间的关系。

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令 C? 则W?1?4?1??th???ch2???? （3-28） 2?p?C （3-29） Eh根据式（3-28），（3-21）就可算出不同的?时的C值

? C 0 5 -22.3 15 -2.95 30 45 51．4 60 0.149 75 0.324 90 0.578 ?? -0.730 -0.177 0 在集中力作用处，W趋于无穷大，这是因为没有考虑作用的缘故。?角越大，W就很快衰减，当?=51.4时，W=0，即薄壳在这一点即不产生压缩也不产生外伸位移。当?角大于51.4时，位移的方向由向内变为向外，向外拉伸薄球壳。当?=90，外拉伸位移达到最大值。

即W?3p 2?Eh3.2.2法向位移W的相对比值

根据地式可算出不同角时的法向位移W?与集中力处的法向位移W0的比值B，即

B?W?W0?pp??所以不同?角?C???2.205??，因为表3-2中给出了不同的?角下的C值，

EhEh??的比值是很容易算出的，表给出了几个特殊的?角下的B。

表3-2 不同?下的比值

?（度） B 0 1 45 0．080 60 -0.067 90 -0.262 3.3绵核桃剥壳取仁机理理论分析

根据第二章的分析，绵核可简化为球形薄壳，根据薄壳理论，球形薄壳受压能力强，受弯能力差，概据断裂理论，应力集中点和裂纹处是断裂源。因此，绵核桃受力点和裂纹越多，越容易剥壳。弯矩越大，越容易剥壳，为了说明问题，在分析均匀薄球壳在一对法向集中力作用下的内力和位移的基础上，我们从下面几个方面分析比较，从而得到最合理的参数。

3.3.1不同个数集中力作用下的位移

压缩变形量是机器上的挤压装置作用在壳上一点向里挤压的压缩量，当然这种压缩量

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是由外力产生的。壳在这一点的实际压缩变形量称为位移；外力与位移成正比。当壳上作用着一对集中力时，压缩变形量为?，则位移也为?。但当壳上作用均匀的二、三、四对法向力时，位移与压缩变形是不相等的。这是因为各对集中力之间有相互影响，为了简化计算，计算二、三、四对集中力时，采用线性叠加的方法，为此，我们先计算一对集中力作用下，几个特殊位置的位移 ，根据表3-2，当?分别为90，60，45时，其压缩变形量分别为?0.262?，?0.0676?，?0.080?，“—”表示壳在这个位置不是压缩而是向外伸长，再在集中力作用点处线性叠加，根据此法，当壳上作用均匀的二、三、四对法向集中力时（3-3），压缩变形量均为?，壳上集中力处的位移分别计算如下：

二对集中力下的位移为： ??0.262??1.262? 三对集中力下的位移为： ??2?0.0676??1.134? 四对集中力下的位移为： ??0.262??2?0.080??1.102? 根据计算结果得，在二对法向集中力作用下，壳上的位移最大。

根据计算结果得，在二对法向集中力作用下，壳上的位移最大，则作用在壳上的外力最大。根据内力分析研究的几点结论，壳中产生的内力也是最大的，壳最容易民生破裂。

集中力个数越多，分布曲线越陡，弯曲应力越大，核桃容易破裂，但是集中力个数越多，薄壳所能承受的外力越大，核桃反而不易实现。综合考虑，二对集中力作用下效果最佳。

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图3-3不同对数的法向集中力作用在壳上

3.3.2绵核桃旋转有得于壳的全面破裂

根据二对集中力挤压作用下的位移分布曲线，如果说让绵核桃旋转，则绵核桃任意一点将由压缩应力逐渐转变为拉伸应力，所以，实际上绵核桃受的是交变应力，根据断裂理论，交变应力有利于裂纹的产生和扩展。另外，绵核桃旋转使应力集中点沿着绵核桃壳表面逐点接触，而每一应力集中点，就是一破裂源，因此，绵核桃旋转有利于壳的全面破裂。再者，当壳上挤压处的压缩变形量达到一定值时，在挤压处首先出现初始裂纹。绵核桃旋转使初使裂纹不断定向未破裂的区域扩展。

3.3.3齿纹有利于裂纹的产生和扩展

齿纹一方面使剥壳机构与绵核桃的接触点面积减小,接触点应力增加,应力较集中,根据前面力学分析,有利于裂纹的产生和扩展.另一方面, 齿纹有利于增加摩擦力,使绵核桃与剥壳机机构处于纯滚动,而绵核桃旋转有利于壳的全面破裂,因此, 齿纹有利于裂纹的产生和扩展

3.3.4结论

通过以上分析，两对集中应力，采用滚动，在剥壳机构上铣齿纹有利于绵核桃的剥壳取仁。

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第四章 核桃剥壳取仁机的机型研制

4.1国内研究慨况

到目前为止，国内有几个单位研究核桃剥壳取仁机理及试验机型，各有所长，.但上述两指标均较低。因此.有必要对核桃剥壳取仁方式进行研究。现将其原理简单介绍如下：

4.1.1陕西核桃剥壳机采用定向对刀挤切原理剥壳取仁

由于核桃结合线截面与两半仁的结合面(横隔膜平面)交叉成90度.壳上沟纹方向与纵径方向一致.因此.采用两把刀头沿纵径两端作用(挤压兼切割).刀头形状见图4-1。每把刀头均匀地镶入五块刀片.刀片做成弧形轮廓.以尽可能接触核桃外壳。挤切的两刀头.其刀片相对错开.使得碎壳瓣小而数多.有利于壳的完全破裂.提高剥壳质量。

图4-1 刀头形状示意图

4.1.2山西核桃剥壳机采用挤搓原理剥壳取仁

挤搓原理剥壳取仁石磙半径120mm.凹板形状曲线由圆弧段和直线段联接而成，圆弧半径140mm.直线长度即工作行程为30mm。由于石硫以50r/min的转转动.凹板固定.核桃本身将产生转动。这样.核桃不是在一点而是在一条线或一个区域上受到挤搓作用.有利于壳的完全破裂。（如图4-2所示）

4.1.3北京农业机械学院、襄樊农机化研究所研制的核桃剥壳机

核桃剥壳机原理如图4-3。当绵核桃喂入到克剥装置中.齿盘的旋转带动绵核桃边旋转

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边向里挤入.一间距的齿尖不断地沿着壳表面克压.使得裂纹不扩展.部分壳和仁掉离出来.最后壳基本上完全裂，碎壳和仁通过最小间隙向下掉出。

根据对绵核桃壳、仁挤压破裂的试验结果，对于绵核桃完全破裂所需的变形量一对力为4.017,二对力为2.271，三对力为2.854，一对滚动力为2.862，而壳与仁之间的间隙为0.67—1.86mm，仁不被挤破的挤压变形量为0.7—1.0 ，因此当挤压变形量大于1.37—2.86mm时，仁将破碎，当二对滚动力作用是挤压变形量小于1.638时，壳不能完全破裂。如按上面的方法取仁，必须将核桃分类，一般以中径分，每两毫米为一级，由于核桃不是球体，各方面尺寸有差异，即使是同一方向，同一级中大的有可能仁破，小的有可能不能完全破裂，影响剥壳质量和高露仁率。为了保证剥壳质量和高露仁率，我们采用了一种全新的结构。

1 调节机构 2 凸版 3 石磙 4 喂入斗 5 核桃

图4-2 山西古县核桃剥壳机

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图4-3 北农机绵核桃剥壳取仁原理

4.2绵核桃剥壳取仁的机构原理及参数确定

4.2.1工作原理

根据前面分析，我们得到如下结论：两对集中力、绵核桃旋转、剥壳机构带齿纹有利于核桃的剥壳取仁。为了即满足上述条件又避免由于核桃大小的变化，我们采用了两个斜V块，如图所示，大核桃搁在上，小核桃搁在下，一块板定距上下运动，保证挤压变形量不变；一块板左右运动，保证挤压后的核桃仁和壳落下，下面决定其参数。（如图4-4）

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图4-4工作原理图

图4-5两种破裂核桃的方式

4.2.2两种破裂核桃的方式的比较

按上述原理，挤压破裂绵核桃基本上有两斜V形板和一斜V形板与一竖直V形板挤压破裂二种方式，如图4-5所示： 4.2.2.1两斜V块挤压破裂 4.2.2.2一斜V块与一竖直V形板

图中绵核桃近似直径为D的圆，两种方式如果假定绵核桃移动距离相等，则径向变形相等，根据此假设，?与?1、?2有如下关系:

?1?L1?tg?2?tg?1 ?2?L2tg?

因为L1?L2，?1??2

所以 tg??tg?2?tg?1 （4-1） 为了自锁，?与?1、?2很小，所以（4-1）式可简化为???2??1 （4-2） 下面从绵核桃的旋转角度、压缩变形曲线等方面去比较两种破裂方式的剥壳取仁质量。

4.2.3绵核挑的旋转角度

二种破裂方式中，绵核桃均绕接触点，D1 (D2)旋转。假定两板表面是粗糙的，摩擦力比较大.因而，绵核桃向下滑移的速度很小，可认为等于零.运动过程简化为绕瞬心D1 (D2)点作向上纯滚动.其速度如图3所示. C1（C2）点的速度等于平板在这一点的线速度V。

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图4-6 运动分析简图

从图4-6可见，D1 (D2)点是速度瞬心，因此，可把绵核桃的运动分解为绕质心的转动和质心的平动.实际上，绵核桃在挤压破裂过程中要发生变形和破裂，运动速度和外形将发生变化。但从理论分析的角度出发，由于挤压破裂过程很短，可把绵核桃视为刚体.运动速度和外形的变化不大，因而可认为绵核桃在挤压破裂过程中是匀速转动和匀速平动.设匀速转动的角速度为w1、w2，匀速平动的速度为V1、V2。

dd则V1cos?1?w1?cos?2?V V2?w2?cos??V

22dd 式中V1?w1?,V2?w2?

22所以

V1?V1V （4-3） V2? （4-4）

1?co?scos?1?cos?2w1?2V2V（4-5） w2?（4-6）

cos??cos?d1?co?sd???12?当绵核桃开始受挤压时，上下移动板带动绵核桃一边转动，一边向上平动.设斜板移动的距离为L，绵核桃的旋转角度为?，?和L的关系可由下面几个式子推导得出。

L 右板向上移动的时间为t, t?

V 绵核桃的旋转角为

?2VL2L?1 ?1?w1t???? （4-7）

cos??cos?dVdcos??cos??12??12?————————————————————————————————————————————

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?2?w2t? 式中

2L?1??? （4-8） d?1?cos?? 因为 ???2??1 ??0 ?1?0 ?2?0 ??2??

当L、d一定时，?与?、?1和?2成正比。

因为1>cos?1，cos? >cos?2，所以?1>?2，则第一种破裂方式比第二种破裂方式有利于剥壳取仁。

4.2.4绵核桃的压缩变形曲线

设上下移动的速度、距离相等，先求出上下移动的时间.再决定平移量，最后决定压缩变形算原理如图4-7所示。

图4-7 变形计算原理图

t?L V L1?V1t? L2?V2t?cos?1?cos?2?1VL? ?L1?L?L1?L

cos?1?cos?2cos?1?cos?2VV1Lcos?? ?L2?L?L2?L

1?cos?V1?cos? 两种破裂方式的绵核桃的压缩变形量?与平板移动距离L的关系式如下：

?1??L1??tg?2?tg?1??Lcos?1?cos?2?1??tg?2?tg?1?

cos?1?cos?2————————————————————————————————————————————

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?L??1????1???tg?2?tg?1? （4-9）

cos?1?cos?2?cos?1??L?tg??L??1???tg? （4-10） 1?cos?1?cos????2??L2?tg??又tg??tg?2?tg?1 ?1??2

?cos??cos?2 1?cos?1 ?cos?1?cos?2?1?cos? ?1??2 第一种方式利于剥壳。

4.2.5理想的移动距离L和倾斜角?1、?2

理想的挤压破裂过程要求绵核桃从挤压开始到破裂结束转过半周，即??180，保

o证绵核桃在整个圆周上都产生裂纹，使得壳的破裂全面而均匀.提高剥壳质量.从式（4-7）可得出?为180o时的上移板的行程L，即

dL?????cos?1?cos?2? （4-11）

2推导式(4-7)时，假定绵核桃在挤压破裂过程中是匀速转动和匀速平动.实际上，壳要发生挤压变形和破裂，因而转动速度和平动速度要发生变化，因此，根据(4-11)式算出的L作为移动量是偏小的，应加以修正。即

d L?????cos?1?cos?2???L （4-12）

2保证较大的绵核桃都能转过半转，使壳得以全面破裂.

另一方面，在绵核桃转过180o以后，其压缩变形量应为1.37~2.27左右.不能大也不能小，根据式（4-9）得 ?1?L?cos?1?cos?2?1??tg?2?tg?1? （4-13）

cos?1?cos?2d????cos?1?cos?2? 2 式中L?根据式（4-13）、（4-11）用计算机算出当0??1?3o，0??2?6o时，约束条件为

?1??2?6o，?1??2?0时，理想的移动距离L=110和倾斜角?1?2o，?2?4o最有利于剥

壳。

4.2.6移动速度对性能的影响

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对上下移动速度进行单因素试验，采用不同的速度，分别测量其剥壳率和高露仁率，其结果如附表1。

表1 速度对性能影响的统计表

速度（m/s） 0.47 0.63 0.73 0.78 0.84 0.94 剥壳率（%） 76.4 82.5 91.3 94.4 92.1 87.7 高路仁率（%） 70.5 76.2 81.6 84.7 82.3 77.1 从中可知，当移动速度0.78m/s ~ 0.84m/s时，剥壳取仁性能最好。

4.2.6剥壳机构传动原理图

在前面分析的基础上，提出了绵核桃剥壳取仁传动原理如图5所示.当绵核桃喂入到克剥装置中，左V型板向上移动带动绵核桃边向上旋转，边向里挤入，一定间距的齿尖不断地沿着壳表面克压，使得裂纹不断扩展，部分壳和仁分离出来，最后壳基本上完全破裂，，右V型板向右运动，壳、仁向下掉出。

电机通过带传动带动减速器，再通过V带传动带动控制上下移动的凸轮以妹分钟80.08转的速度旋转，同时通过一对锥齿轮带动控制左右移动的凸轮同步转动，最后再通过一对锥齿轮带动送料轮同步转动。当绵核桃喂入到克剥装置中，左V板向上移动带动绵核桃向上旋转，边向里挤入，一定间距的齿间不断地沿着壳表面挤压，使得裂纹不断扩展，部分壳和仁分离出来，最后壳基本上完全破裂，右板向右运动，壳和仁向下掉出。在作了大量实验入理论推导后，确定了剥壳机的一些结构及运动参数，作为设计核桃剥壳取仁机的已知条件：

?1?2o，?2?4o

生产率：100KG/H 电动机功率：1KW左右

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1、料斗 2、送料轮 3、右V块 4、凸轮 5、带轮 6、锥齿轮 7、减速器 8电动机 9 左V块 10凸轮

图5剥壳机构传动原理图

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第五章 核桃剥壳取仁机的设计与计算

基本性能及要求：

外形尺寸（长宽高） 780?580?1010

上下移动板移动的速度 1.1m/s 喂入槽轮轴转速 80.08r/min 功率 1.1KW 生产率 100KG/H 未破壳率 5%

5.1主要部件选择

5.1.1电动机的选择

选择电动机的类型和结构形式、功率、转速和型号，在实验中，我们用人力就很轻易地破碎核桃，破碎核桃需力在40KG左右，因此，主要考虑空载功率，我们选用Y90L-6型号的电动机，额定功率为1.1KW,满载转速为910R/MIN

5.1.2减速器的选择

由前面实验得核桃平均92个/KG,为达到设计要求的生产率,在并排两个V型块的条件下，每个V型块每小时应完成4600个。

每个工作循环周期为0.75s

两个凸轮转速也就是喂入槽轮轴转速80.08r/min 减速器的传动比为i=910/80.08=11.363

由以上数据按强度并校核散热功率，确定选择减速器ZLA112-11.2

5.2主要部件的设计

5.2.1凸轮的设计

为了保证左、右V型块和送料轮三者之间是严格的相对运动关系，达到预期设计效果，凸轮设计为传动系统的关键部分。 1）推杆运动过程分析

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推杆运动过程由核桃剥壳的过程来确定，核桃剥壳分四个阶段：待料、破壳、落料和复位，由此确定推杆运动的四个阶段如下： 推杆1不动（T1） 推杆1不动（T1） （待料） 推杆1上移（T2） 推杆1不动（T2） （破壳）

推杆1下移（T3） 推杆1右移（T3） （落料） 推杆1前进（T4） 推杆1不动（T4） （复位） 2）左凸轮的设计

（1） 推杆运动规律的分析计算

对于对心平底盘形凸轮机构，凸轮的理论廓线即为实际廓线，其人坐标方程为：

dsx??r0?s?sin??cos?

d?dsr?(r0?s)cos??sin?

d?式中推杆的位移分段计算

Ⅰ、推程阶段（T2）

在推程阶段，已经确定为等速运动，因而在运动开始和终止的瞬时，因速度的空变产生很在的冲击力，有利于剥壳。 已知条件：H=0.019m V= 1.1m/s 所以T=H/V=0.019/ 1.1=0.175(s) Ⅱ、回程阶段（T3）

为减少回程阶段对凸轮机构产生冲击 T3= 0.20 s

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Ⅲ、静止阶段（T1、T4）

（2） 解释法设计凸轮的轮廓曲线 确定凸轮机构对心平底推杆盘形凸轮机构 A粗步确定凸轮的基圆半径 r0=25mm B理论轮廓线

a. 静止阶段：?01??04?180o 此时，?1由0~96o ，r=25不变 ?4由0~ 84o，r=44不变

b. 推程阶段：?02=84o等速上升 s2?h?2/?02 ?3由0~96o

???dshc. 回程阶段: ?03= 96o等速下降 s3?h?1?3? ???d??0303??

dsh??02 d??4由0~ 84o

C画理论轮廓线如下图

左凸轮的理论轮廓线

3)右凸轮的设计

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设计与左凸轮的类似，按上面的方法计算 右凸轮理论轮廓线如下图

右凸轮的理论轮廓线

5.2.2V带传动的设计与参数选择

（1）、确定计算功率Pc

Pc?KAP=1.1KW

（2）、选择V带型号

根据计算功率Pc和小带轮转速n1

当在两种型号的交线附近时，可以对两种型号同时计算，最后选择较好的一种。 （3）、确定带轮基准直径dd1和dd2

为了减小带的弯曲应力应采用较大的带轮直径，但这使传动的轮廓尺寸增大。一般取

dd1?ddmin，并取标准值

（4）、验算带的速度v

FV由P?可知，当传递的功率一定时，带速愈高，则所需有效圆周力F愈小，因而

1000————————————————————————————————————————————

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V带的根数可减少。此处V??dd1n160?1000=0.37（m/s）

（5）、确定中心距a和V带基准长度Ld

根据结构要求初定中心距a。中心距小则结构紧凑，但使小带轮上包角减小，降低传动的工作能力，同时由于中心距小，V带的长度短，在一定速度下，单位时间内的应力循环次数增多而导致使用寿命的降低，所以中心距不宜取得太小。

一般初定中心距a0为可取0.7?dd1?dd2??a0?2?dd1?dd2? 初选a0后，V带初算的基准长度Lc可根据几何关系由下式计算： Lc?2a0?2?2?dd1?dd2??d?dd1??d24a0?582mm

由于V带传动的中心距一般是可以调整的，所以可用下式近似计算?值

??a0??Ld?Lc??310mm

2考虑到为安装V带而必须的调整余量，因此，最小中心距为考虑到为安装V带而必须的调整余量，因此，最小中心距为

amin?a?0.015Ld?mm??180mm

如V带的初拉力靠加大中心距获得，则实际中心距应能调大。又考虑到使用中的多次调整，最大中心距应为

amax?a?0.03Ld?mm??210mm

（6）、计算小带轮上的包角?1 小带轮上的包角?1可按式?1?180o?（7）、确定V带根数z 根据计算功率Pc由下式确定

z?dd2?dd1?57.3o?180o aPcPc??3 ?P0??P0?vP0?KaKL（8）、确定初拉力F0

适当的初拉力是保证带传动正常工作的重要因素之一。初拉力小，则摩擦力小，易出现打滑。反之，初拉力过大，会使V带的拉应力增加而降低寿命，并使轴和轴承的压力增

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大。对于非自动张紧的带传动，由于带的松驰作用，过高的初拉力也不易保持。为了保证所需的传递功率，又不出现打滑，并考虑离心力的不利影响时，单根V带适当的初拉力为

F0?500Pc?2.5?K??zv?K??2??qv?133N ?（9）、确定作用在轴上的压力FQ

传动带的紧边拉力和松边拉力对轴产生压力，它等于紧边和松边拉力的向量和。但一般多用初拉力FQ用下式求得

FQ?2zF0sin?12?798N

（10）、V带传动的张紧、安装及维护

胶带经过一段时间的工作后，其塑性变形和磨损会导致带松弛，张紧力减小，带的传动能力因之下降。因此伟动机构必须具有将带再度张紧的装置，使带保持传动所需的张紧力，定期检查胶带，发现其中一根松弛或有损坏，就应该全部换上新带，不能新旧带并用。旧胶带如尚可使用，可测量其长度，先长度相同的旧带组合使用。严防胶带与矿物油、酸、碱等介质接触，以免变质；胶带不宜在阳光下暴晒。

5.2.3锥齿轮的设计

设计条件：轴交角?=90，传动比i?1，载荷中等冲击，按中等冲击，无限寿命计算。 齿轮设计：材料选择45号钢调质，按齿面接触疲劳强度设计，齿轮基本参数： m?2.5 ， z?32 ， ?R?0.3

经进行齿根弯曲疲劳强度校核，齿轮强度足够。齿轮的基本尺寸：

7m d1?80mm R?56.5m da1?83.5m 4m df1?75.7m b1?24mm 6m本传动用了两对锥齿轮，另一对的传动比为1：2，大锥齿轮的基本尺寸：

7m d1?160mm R?56.5m da1?164mm

df1?152mm b1?36mm

5.2.4主传动轴的设计

1、选择轴的材料

由于该轴没有特殊要求，因而选用调质处理的45钢

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2、求轴的功率P和扭矩T

P?P?2?1.1?0.972?1.034KW

P1.034T3?9.55?106?9.55?106??123310N?mm

n80.083、初步估算最小轴径 dmin?C3P1.034?110?3?25.38mm n80.084、主传动轴的结构设计

下图给出了轴上主要零件的相互位置关系，轴两端用轴承固定，轴承装在轴承座上，还装有弹性挡圈，圆螺母，皮带轮，锥齿轮等，设计时选择合适的尺寸确定轴上主要零件的相互位置，根据要求确定了各轴段的直径和长度，如下图所示。

i. ii.

装凸轮段1-2，d12?30mm,l12?45mm； 装轴承段2-3 d23?35mm,l23?70mm；

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iii. iv. v. vi. vii.

装带轮段3-4，d34?40mm,l34?100mm； 轴环段4-5，d45?50mm,l45?10mm； 自由段5-6，d56?40mm,l56?100mm； 装轴承段6-7，d67?35mm,l67?70mm； 装锥齿轮段7-8，d78?30mm,l78?130mm；

5、轴的强度验算 1）齿轮上作用力的大小

齿轮的分度圆直径为 d2?mtz?80mm 则 Ft?2T32?123310??3083N d280tan?n?1135N Fa?Fttan??441N cos? Fr?Ft2）计算轴承的支反力 (1)水平面上支反力 RHB?Ft?L33083?163??2214N L2227Ft?L23083?227??1794N

L2?L3227?163 RHD?(2)垂直面上支反力

Fr?L3?Fa?L2d22?1135?163?441?40?737N

227d22?1135?227?441?40?111N

227?163 RVB? RVD?3)画弯矩图

Fr?L2?Fa?L2?L3（1）水平面上的弯矩 MHC?231400N?mm

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（2）垂平面上的弯矩

MVC1?32400N?mm MVC2?164000N?mm （3）合成弯矩M

MC1?M2HC?M2VC1?141345N?mm MC2?M2HC?M2VC2?152316N?mm 4）扭矩

T?123310N?mm 5）计算弯矩

因单向回转，可将扭矩视为脉动循环，?????1b??0.6，则截面??0b?D处的当量弯矩为

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Me1?1413452??0.6?123310??159538N?mm

2Me2?MC2?152316N?mm

6)按弯扭合成应力校核轴的强度

截面D的当量弯矩最大，故校核该截面的强度

M159538?4.7MPa ?e?e1?W0.1?703???1b??60MPa。因?e????1b?，故安全

5.3其它一些零部件的选择

5.3.1轴承与轴承座的选择

轴承是用来支承轴及轴上零件，保持轴的旋转精度和减少转轴与支承之间的摩擦和磨损，滚动轴承的摩擦系数低，起动阻力小等，在一般的机器中获得了广泛应用。 在这里选用滚动轴承7207AC GB/T292，该轴承的基本尺寸为： d?35mm D?72mm B?17mm

将轴承放在轴承座里，利用两边支承固定一根轴，这里选用CKS1507型向心球面滚动

轴承座

5.3.2键、圆螺母、止动垫圈、弹性挡圈的选择

5.3.2.1键的型号

轴上的零件与轴应有可靠的定位和固定，这样才能传递运动和动力。轴

上的零件与轴的定位和固定分为轴向和周向两个方面：轴向的定位和固定常使用轴肩和套筒等；周向的定位和固定则常用键和花键以及其他的连接方式，这里周向定位和固定选用键，选用了键8?25GB/T 1096-2003，键12?36 GB/T 1096-2003，键12?28GB/T 1096-2003。如下图：

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5.3.2.2圆螺母和止动垫圈的型号

左凸轮的右边用轴肩定位，左边用圆螺母定位，圆螺母用止动垫圈，如下图：

这里选用了螺母 GB/T 812 M42?1.5和垫圈GB/T 858-1988 40，螺母GB/T 812 M27?1.5和垫圈GB/T 858-1988 24，螺母 GB/T 812 M33?1.5和垫圈GB/T 858-1988 24 5.3.2.3弹性挡圈的型号

利用弹性挡圈也是轴向固定的一种方法，一般用于结构紧凑、简单、装拆方便，但受力较小，且轴上切槽将引起应力集中。选用了挡圈GB/T 894.1 24, 挡圈GB/T 894.1 30, 挡圈GB/T 894.1 40,如下图：

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第六章 控制部分

6.1电动机的控制

电动机的控制应用起保停电路，起保停电路最主要的特点是具有记忆功能。

图6-1

图6-1是可编程序控制器控制系统的外部接线图，其中SB2为起动按钮，SB1为停止按钮，FR是热继电器，在电动机过载时，其常闭触电断开，使KM1的线圈断电，电动机停转。下图（6-2）为梯形图：

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图6-2是可编程序控制器控制系统的梯形图，当按下起动按钮SB2时，起动信号X1变为ON时，X1的常开触点接通，Y1的线圈“通电”，它的常开触点同时接通。放开起动按钮，X1变为OFF，其常开触点断开，“能流”经Y1的常开触点和X2的常闭触点流过Y1的线圈，YI仍为ON。当按下停止按钮SB1时，停止信号X2变为ON时，它的常闭触点断开，停止条件满足，使YI的线圈“断电”，其常开触点断开，以后即使放开停止按钮，X2的常闭触点恢复接通状态，Y1的线圈仍然“断电”。

6.2V块运动的控制

左V块上下移动，右V块左右移动，第一步是左V块向上移动，此时右V块不动，进行的是破壳的工序，第二步是左V块不动，右V块右移，第三步是左V块下移，右V块不动，第四步是左V块不动，右V块左移。

当按下起动按钮X1后，左V块上行，碰到限位开关X3后，停在该处，此时右V块右行，0.2秒后左V块开始下行，此时右V块停在该处，0.175秒后左V块不动，右V块左移。

编程如下图：

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第七章 总结

本次毕业设计历时两个多月，虽然时间比较短，但我确实感觉到学了好多知识，学会了怎样查取资料，应用资料到设计中去。提高了分析问题和解决问题的能力，知道了设计的总体过程，培养了我自学和独立思考的能力。

两个月以来，在指导老师的悉心帮助下，在自己的不断努力和进取中，自己独立地完成了设计，尽管有很多不足和错误，也遇到了很多困难，但是在自己的努力，特别是在高老师和同学的帮助下大部分都解决了。

还记得刚开始设计时，一点头绪都没有，幸好那时有老师的指导，但在设计过程中遇到了很多问题，例如怎样摆放架子，应该在什么地方摆架板，轴承座的选择与画法，到后来的

这次设计，为我以后的工作奠定了坚实的基础，使我知道作为一个设计员应该具备哪些条件。这次设计也是学校考查我们知识，作为一个大学生获得学士学位评估的标准。顺利完成毕业设计以后，我的信心大增。

在这段时间，我感觉到我活的特别充实，因为我巩固和加深了大学四年所学的知识，也会让我以全新的面貌迎接以后的工作。

设计让我收获很多，和同学讨论时就增加了我们之间的友谊，自己动手时提高了实际操作能力，个人的思维有了大幅度的提升。

周绍荣 2009年6月

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本文来源：https://www.bwwdw.com/article/dhb6.html