核桃脱核机设计学生：指导老师：（++++）摘要：本文首先提出核桃机械剥核取仁的必要性和重要性。

提出了双齿盘一齿板式剥核原理及最优设计参数，并研制了核桃脱壳机。

其中主要包括总体方案的确定，各部件的设计与计算，总装与零部件装图纸；完成设计后，分析了它的特点、优势，以及存在的不足，需要改进，提出了一些改进措施。

关键词：核桃；机械；剥核Design Of Decorticator For WalnutAbstract：It’s necessary to crack walnut by machine. Cracking principle was put forward. The cracking machine and its optimal parameters were designed, which included the Determining totality scheme, the design and calculation of every components.Total assembling and every components’drawing. After complete the design, analyze the feature, superiority and some defects. Aiming at this defect and raise some improvemeng steps.Keywords：walnut；machine；craking1 前言核桃，是人们常见的食物。

它营养丰富，具有健脑、补肾、美容、降血脂四大功效。

核桃和核桃仁还是我国传统的出口商品。

但是，由于核桃壳坚硬，手工剥核极其不便而且费时费力。

因此，提高核桃取仁的机械化程度，是生产过程中急需解决的问题。

鉴于此，本设计根据以往的研究与资料，提出了双齿盘——齿板式剥核原理以及最优设计参数，并研制了核桃脱壳机。

本机能完美的解决核桃难剥核和人工剥核不能保证仁的完全性难题，且又有较高的生产率和较高的高路仁率。

本次设计采用常见的电机作动力源，利用V带减速和传递功率。

利用轴旋转带动齿盘的转动，齿弧板固定，从而机器能够连续的工作，大大提高了生产率。

2设计的目的、意义、国内外动态核桃，在我国有两千多年栽培历史，并逐渐由我国西部扩展到黄河流域。

目前，全国核桃产量10万多吨，其中山西、陕西、云南和河北四省年产量均在万吨以上。

核桃和核桃仁是我国传统的出口商品，外贸部门根据核桃仁的完整程度将其分为一路仁、二路仁和碎仁。

一路仁是指半仁及大半仁，二路仁是指四分仁以及比1/4大的三角仁，比1/4还小的仁称为碎仁。

二路仁与二路之和统称为高路仁。

高路仁重与仁总重的比值称为高路仁率，这是评价核桃脱核机的一个重要指标，另一个指标是：剥核率=（核桃总量—含仁的核重）/核桃总重核桃的总类：核桃划分为四个品种群，(如表1)表1 核桃品种群Table 1 Walnut Cultivar Group品种群核桃壳厚度含仁率（%）横膈膜内褶壁取出仁（mm）纸皮核桃<0.9 >65 退化退化全仁薄壳核桃1~1.5 50~64 呈膜质退化半仁中壳核桃 1.6~2.0 41~49 呈革质不发达1/4仁后壳核桃>2.1 <41 呈骨质发达碎仁注：1.横隔膜是指分隔开两半仁的十字架式的薄膜2.内褶壁是指凹凸不平的内壁因此，此种核桃脱核机所剥核的对象是指核桃壳厚度小于2mm，横膈膜退化或呈膜质、革质，内褶壁退化或不发达，较易于用机械剥壳取仁，包括纸皮、薄壳和中壳核桃品种群。

目前，此种核桃占全部核桃的85%~90%，随着无性繁殖的推广和品种的进一步改良，夹核桃将逐渐被淘汰。

故本文着重研究品种纯度较高的云南漾濞县产的薄壳核桃作为本机械研究对象。

3 核桃脱壳机的总体方案的确定3.1 三种挤压破裂方法的比较挤压破裂核桃基本上有以下三种方式（如图1）图1 三种破裂方式Figure1 Three rupture mode3.1.1 核桃的旋转角度采用第一种方式，核桃在圆盘之间没有旋转，故旋转角β=0。

采用第二、第三种方式，核桃则绕接触点D2（D3）旋转，由于核桃表面粗糙，可认为向下无滑移，运动过程简化为绕瞬心D2（D3）点作向下纯滚动，可分解为绕质心（圆心）的匀速转动和质心的匀速平动。

匀速转动的角速度ω=(v/2)/(d/2)=v/d，式中v为圆盘线速度。

当核桃开始受挤压时，旋转的圆盘带动核桃边转动边向下平动。

当圆盘转过α角时，核桃向下平动的圆弧长度l：l=α(r+)(3-1)所用时间t：t=l/=2α(r+)/v(3-2) 核桃旋转角：β=ωt=(+1) α(3-3) 当r,d一定时，β与α成正比关系。

比较第二、第三种方式，挤入角α3>α2，则β3>β2。

因此，第三种方式最有利于壳的全面破裂。

3.1.2 核桃的压缩变形曲线根据几何尺寸关系，运用三角形的余弦定理核正弦定理，就可以求出这三种方案的压缩变形量δ（α）与圆盘转角α的关系式，简称压缩变形曲线。

δm是指最大压缩变形量。

对于第一种方式：cosα1=δ（α）=C1D1-C1D1’=2r[cos(α1-α)- cosα1]δm=2r(1- cosα1)对于第二种方式：cosα2=δ（α）= - A其中A=δm= –S对于第三种方式：cosα3=sink3=sinα3δ（α）=-B其中B= (3-4)Sink= (3-5)δm =-S (3-6) 选取r=100mm, d/2=10.4mm, S=19.1mm. R=180mm,就可以绘制出三种方式下的压缩变形曲线。

（如图2）第三种曲线变化最平缓，斜率最小，这就意味着壳达到相同的变形量而出现初始裂纹时，第三种方式下圆盘转过的角度最大，因而核桃在出现裂纹这一过程中所转过角度也是最大的。

这就使得壳上受挤压力作用而出现初始裂纹的区域最大，最有利于壳的全面破裂。

这三条曲线的最大变形量虽然非常接近，但第三条曲线的挤入角明显大于第二条。

这就使得曲线变化缓慢。

在挤压后期，挤压变形量增加缓慢，避免对剥离出来的仁的挤压破碎，提高取仁质量。

图2 三种挤压方式的压缩变形曲线Figure2 Deformation mode of the three curves extruded3.2 双齿盘齿板式剥壳原理及最优设计参数3.2.1 剥壳原理在前面分析基础上，提出了双齿盘一齿板式剥壳原理(如图3)。

当核桃喂入到剥壳装置中，齿盘的旋转带动核桃边缘旋转边向里挤入，一定间距的齿尖不断地沿着壳表面压，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，碎壳和仁通过最小间隙向下掉出来。

齿盘和弧齿板的斜面角度为45°，长度为8mm。

在倒角面上分布着一定尺寸的小齿。

随着挤压变形量的增加，壳表面变平甚至出现凹坑，则齿数由1个增加到2、3个甚至4、5个。

这样在接触处产生的初始裂纹条数多又长，由于核桃的旋转使整个圆周都产生裂纹，使壳完全均匀地破裂。

图3 双齿盘——齿板式剥壳原理Figure3 Bidentate disk - Principles of tooth plate peeled3.2.2 理想挤入角理想的挤压破裂过程要求核桃从挤压开始到破裂结束转过半圆，即β=180°，保证核桃在整个圆周上都产生裂纹，壳的破裂全面而均匀。

那么，理想挤入角α3为：α3=+3°假定齿盘直径200mm，考虑到核桃在挤压过程中的速度要发生变化，取修正角为3°，d为简化的核桃直径，即相应两接触间的实际距离，d与横径均值D的关系为：d=D-4r’==每一尺寸等级核桃的r’和α3(如表2)表2 每一尺寸等级核桃r’和α3Table 2 Each size grade walnut r’andα3横径范围30~32 32~34 34~36 36~38 38~40（mm）横径均值D 31 33 35 37 39（mm）简化圆的半径r’(mm) 9.0 9.7 10.4 11.1 11.8理想的挤入角α3（度）17.8 18.9 19.9 21.0 22.03.3 偏心圆弧板最佳半径的确定为了保证在挤压破裂过程中对仁不造成破碎，应使最大压缩变形量小于不使仁压碎的最大挤压变形量，即δm≤1.6～2.5mm,当给定α3、r、r’时，不同的R将产生不同的δm和最小间隙s（理论调节值）。

计算公式如下：== (3-7)故：S=R-r-*sinK3δm=r’-S将核桃分为5个尺寸等级，即有5组r’和α3，绘出每组δm—R曲线，δm随R 增大近似成线性增加。

当R为较小值时，δm也较小，不足以使壳完全破裂。

当R为较大值时，才能获得较好的剥核取仁性能。

对每一组δm—R曲线加以比较，发现当D增大时δm也增大，这就要求所选取的R值对每一尺寸等级的核桃都能获得较好的剥核取仁性能。

选取R=180mm, δm的变化范围为1.8～2.7mm。

数值上比较接近不使仁压碎的最大挤压变形量。

3.4 主要组成部分特点3.4.1 电动机由于核桃脱核机的生产率为40kg/h，所以选择功率小、转速低、价格低、体积小的电动机，该电动额定功率为0.75kw，同步转速n=910r/min，即为Y90S-6型号。

该电动机额定电压380V，频率50Hz。

3.4.2 皮带传动装置核桃脱核机选用V带的传动装置，传动比i=53.4.3 轴轴的材料主要选择45号钢，轴的固定采用角接触球轴承，采用轴肩定位。

4传动设计计算、零部件的强度刚度计算4.1 传动设计计算4.1.1 电动机的参数选用最常见的Y系列三相异步电动机(ZBK22007-88), 型号：Y90S-6，额定功率：0.75KW,满载转速：910r/min。

4.1.2 V带轮的设计选择计算确定计算功率Pca计算功率Pca是根据传递的功率P，并考虑到荷载性质和每天运转时间长短等因素的影响而确定的。

即Pca=K A P (4-1) 式中：Pca-计算功率，单位为kw；P-传递的额定功率，单位为kw;K A-工作情况系数，见表8-6查表8-7，取K A=1.18，带入公式得：Pca=K A P=1.18*0.75=0.885kw选择带型根据计算功率Pca和小带轮转数n1有图表8-8选定带型选择普通V带Z型。

确定带轮的基准直径d d1和d d2初选小带轮的基准直径d d1根据V带截型，参考表8-6及表8-8，选取d d1=63mm验算带的速度V根据式（8-13）来计算的速度V=将,带入式中，得：V==3m/s计算从动轮的基准直径d d2确定中心距a和带的基准长度L d如果中心距未给出，可根据传递的结构需要初定中心距a0,取即代入,,得：初取a0确定后，根据带传动的几何关系，按下式计算所需带的基准长度(4-2)将，,代入上式中，得：根据L’d由表8-2中选取和L’d相近的V带的基准长度L d，取由于V带传动的中心距一般是可以调整的，固可采用下式作近似计算，即考虑安装调整和补偿预紧力的需要，中心距的变动范围为：验算主动轮上的包角α1根据（8-6）及对包角的要求，应保证确定带的根数Z(4-3)式中：Kα—考虑包角不同时的影响系数，简称包角系数，查表8-5;K L—考虑到长度不同时的影响系数，简称长度系数，查表8-2；P0 —单根V带的基本额定功率，查表8-4a或8-4b；△P0—记入传动比时影响是，单根V带额定功率的增量，其值见表8-4b或8-5d以上均查表的：Pca=0.885,P0=0.18,△P0=0.02，Kα=0.92，K L=1.16取Z=4确定带的预紧力F0由式（8-7），并考虑离心力的不利影响时，单根V带所需的预紧力为(4-4)将代入上式并考虑包角对所需预紧力的影响，可将F0的计算式写为将Pca=0.885kw，Z=4，V=3m/s，Kα=0.92,q=0.06kg/m得：计算带传动作用在轴上的力（简称压力轴）Fp为了设计安装带轮的轴和轴承，必须确定带传动作用在轴上的力Fp。