花生自動剝殼機設計設計說明書

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畢業(yè)設計 論文 課題名稱 花生自動花生剝殼機 專 業(yè) 專業(yè)方向 班 級 學 號 學生姓名 指導教師 教 研 室 摘要 本文根據(jù)花生的形狀和性能 并查閱大量的相關資料 結合實際情況 設計出花生花生設備 包括花生剝殼機 破殼機及其重要構件 本文首先介紹 了花生破殼設備及其技術目前的發(fā)展狀況和趨勢 花生破殼設備的種類和工藝 參數(shù) 然后分析各種花生的機械性能 并根據(jù)其性能和所要求的花生和破殼效 果 提出花生剝殼機和破殼機的結構及其性能特點的各種可行性方案 最后對 各個方案進行相互比較 選取出相對較優(yōu)的設計方案進行設計 如進料口等 在破殼機的設計中 由于破殼機中選用的變速裝置和聯(lián)軸器等與花生剝殼機中 選用的是一樣的 所以在設計過程中 省略了設計相同的部件 只對其重要結 構進行了詳細分析和設計說明 主題詞 花生剝殼機 結構設計 CAD 圖紙加 QQ 11970985 或 197216396 Abstract The according to the shape and properties of peanut and access to a large number of relevant data combined with the actual situation design a peanut peanut equipment including peanut sheller broken shell machine and its important component This paper first introduces the types and parameters of peanut shell breaking device and its current development status and trend of peanut shell breaking equipment Then it analyzes the mechanical properties of various kinds of peanut and according to its performance and the peanuts and broken shell effect and puts forward various kinds of feasible schemes of construction and characteristics of the peanut sheller and shell breaking machine At last the comparison of the different schemes is carried out and the design scheme is chosen to take out the relative optimal design Such as feeding mouth etc In the design of shell breaking machine because the shell breaking machine the selection of the gear and shaft coupling and peanut sheller used is the same so in the design process omitting the design of the same components Only the important structure is discussed with analysis and design Key words peanut sheller structure design 摘要 2 第一章 前言 4 1 1 設計的目的和意義 4 1 2 提出背景 4 1 3 設計的基本要求 5 1 4 設計的指導思想 5 第二章 花生剝殼機的結構選擇 6 2 1 結構方案的確定 6 2 2 工作原理 7 2 3 特點 7 第三章 花生剝殼機的機構設計 8 3 1 電機 的選擇 9 3 2 傳動裝置設計 9 3 3 花生執(zhí)行機構的設計 24 第四章 標準件的選擇 26 4 1 電動機的選擇 26 4 2 軸承的選擇 27 4 3 鍵的選擇 27 4 4 螺栓的選擇 27 4 5 螺母的選用 27 4 6 墊圈的選擇 28 第五章 總結與展望 28 參考文獻 29 致 謝 30 第一章 前言 1 1 設計的目的和意義 隨著我國經濟的持續(xù)快速發(fā)展 人民生活質量的顯著提高 農產品生產和消 費量也相應的增加 同時 國家也愈來愈重視現(xiàn)代農業(yè)建設并加大投入力度 使得花生花生和其他的農產品加工機械的需求量也隨之增長 近年來 在國家 一系列發(fā)展的驅動下 當前我國的花生剝殼機械工業(yè)正處在歷史上最好的發(fā)展 時期 總體形式看好 已經連續(xù)五年保持高速增長 出現(xiàn)產銷兩旺的喜人態(tài)勢 同時 在 2007 年 國家將繼續(xù)加大對生產機械機產品的補貼力度 而且隨著國 家及地方政府對花生剝殼機科技的研究 各企業(yè)收入將有所增加 負擔減輕 支出 減少 這些因素將使花生塑和其他農產品加工機械的需求量有較大幅度的增長 1 2 提出背景 當前大多數(shù)是使用傳統(tǒng)的花生剝殼機對其進行加工 而國外的加工機械 也只是處于初級階段 雖然 目前市場上已經生產出幾種立式花生剝殼機 其 中立式無篩花生剝殼機有 AMC 型無篩花生剝殼機 MM 型微花生剝殼機和國產 立式花生剝殼機 而花生花生無篩花生剝殼機有 日本生產的花生花生多級微 花生剝殼機 美國生產的花生花生單級微花生剝殼機和花生花生無篩雙打桿錘 片花生剝殼機 這些花生剝殼機雖有生產率高 能耗低 調節(jié)操作方便等優(yōu)點 但由于各類型的花生剝殼機結構較為復雜 且采用多級電動機帶動工作 使得 成本較高且為微花生 自上個世紀以來 國家投入了大量資金 對農作物垃圾利用進行研究 但 真正做到可持續(xù)發(fā)展的并不多 普遍達不到花生農作物垃圾的技術要求 這類 花生剝殼機雖可以對農作物垃圾進行花生 但必須對農作物垃圾進行花生前的 加工 如壓 鍘加工 并且花生起來存在許多缺點 動力浪費大 度電產量 不高 花生粒度不均勻 機器部件磨損快 工作穩(wěn)定性差 生產率低 由于使用篩片磨損快 生產成本增加 該設計在設計思想 機體結構和具體零件等方面都進行了創(chuàng)新 目前 國 內無具體的樣機 是一種較新穎的產品 它在結構設計方面進行的創(chuàng)新 提高 經濟和社會效益具有重要的意義 因此應大力開發(fā)使其朝著高效低能耗方向發(fā) 展 以適合我國的發(fā)展需要 1 3 設計的基本要求 該花生剝殼機主要是用于對花生的加工 對其具有以下要求 對加工花生的適應性廣 能加工各種類型的花生 對含水量較大 纖 維較長的粗花生也應具有較好的適應性 花生程度應能夠根據(jù)要求進行調整 花生粒度應盡量均勻 配套動力合理 度電產量高 提高生產率 降低能耗 結構簡單 操作方便 不需要較大的技術要求 工作部件耐磨性好 減少更換次數(shù) 以降低生產成本 提高經濟效益 噪音低 粉塵少 以減少環(huán)境污染 機型結構簡單 尺寸緊湊 體積小 占地少 成本低 以適合廣大工 業(yè)的生產 1 4 設計的指導思想 由于花生剝殼機技術及其設備的應用廣泛 所涉及的領域有化工 建材 電子 醫(yī)藥 農業(yè) 造紙等 物料也是多種多樣 再加上現(xiàn)代高新技術的發(fā)展 對材料的深加工提出的要求越來越高 如粒度為均勻化 品質高純度 粉體形 狀的特護要求等等 這些因素都促使花生剝殼機技術及其設備向跟高更遠的方 向發(fā)展 雖然各個領域的花生剝殼機設備個不一樣 但其設計思路主要圍繞以 下幾點 1 原理上考慮提高有效花生能 大多采用沖擊 剪切 摩擦等力的綜合作 用進行花生剝殼機 2 結構采用花生剝殼機一分級一體型式 利用高效氣流分級裝置不僅可以 提高其微細化粒度 而且可以實現(xiàn)粒度分布均勻化或特定化 3 花生產品流動性好 純度高 第二章 花生剝殼機的結構選擇 2 1 結構方案的確定 該機包括進料部分 花生部分 排料部分 傳動部分和機體六部分 該機 結合現(xiàn)有生產設備 國內外先進技術 根據(jù)設計指導思想 確定本機結構采用 無篩的形式 其結構和工作原理較其他通用型花生剝殼機都大不相同 具有很 大的創(chuàng)新性 其具體結構布置如圖 2 2 工作原理 該機包括進料部分 破殼部分 轉動部分 排料部分 傳動部分和機體六部分 該機結合現(xiàn)有生產設備 國內外先進技術 根據(jù)設計指導思想 確定本機結構 采用無篩的形式 其結構和工作原理較其他通用型花生剝殼機都大不相同 具 有很大的創(chuàng)新性 電機高速 1000r min 以上 轉動 由電機軸通過變速器后 輸出給皮帶輪 通 過皮帶帶動使花生剝殼機的主軸高速旋轉 從而使連接在主軸上的打桿高速旋 轉 從進料口進來的物料 花生 在往下自由落體的途中 通過打桿花生花生 而后落入收集處 2 3 特點 根據(jù)所設計的具體結構和工作原理 該花生剝殼機具有以下特點 通過打桿和傳動結構的優(yōu)化配置 它具有結構緊湊 體積小 工作平 穩(wěn)的特點 進排料方便 提高了生產率 降低成本 結構簡單 操作維護方便 適合有于廣大農村使用 產品粒度調節(jié)方便 可通過對粒度調節(jié)板的調整來實現(xiàn) 且能適合多 種物料的加工 具有廣泛的適應性 電機與主軸采用帶連接 傳動裝置簡單 降低了成本 第三章 花生剝殼機的機構設計 已經為花生剝殼機的總體結構進行了初步設計 在本章中 我們將對花生 剝殼機的各個零部件進行詳細的設計其中包括電機的選擇 傳動裝置的設計及 花生執(zhí)行結構的設計 本次設計的任務是對硬花生進行破殼 已達到所需的粒度要求來進行剝殼 3 1 電機的選擇 傳動效率 2 20 96 90 7 cvrg 彈性柱銷聯(lián)軸器效率0 9c V 帶傳動效率6v 一對滾動軸承效率 r 一對圓柱轉軸效率097g 花生剝殼機的打桿轉速為 6 0 min36 inrsrr 選電機時 采用保守的計算方法 按所能容納的最大物料質量計算 令 m 20kg 在 5S 內花生剝殼機從轉速為 0 達到正常運轉的轉速 10n s 現(xiàn)計算如 下 20kg 的物料看做是均勻分布在花生同中的 則其轉動慣量 J 1 2mr 1 2 20 0 21 2 1kg m 達到正常工作的轉速 10n s 物料所具有的能量為 E 1 2 J 4141J E 4141 t 2 平均功率 P 828 2w 由于傳動總效率為 0 9 故電機所需功率為 P 920w 因此 選取電機功率為 1 5 kW 電動機型號為 Y90L 4 其有關參數(shù)如下 額定功率 P 1 5kW 電動機滿載轉速 1420r minmn 電動機伸出端直徑 D 24mm 3 2 傳動裝置設計 3 2 1 運動學和動力學計算 總傳動比及其分配 總傳動比 w mni 3 1 37 26014 nm 電機滿載轉速 nw 花生剝殼機打桿轉速 i ig iv 3 2 取 ig 1 37 iv 1 72 ig 一對圓柱轉軸的傳動比 iv V 帶傳動的傳動比 各軸轉速計算 1n 1420r min 2 min 0367 4r 3nmin 5987 106r 各軸功率計算 I1 59 4cPkW 0 971 43rg kW 2 215609 6cvc k 各軸轉速 轉矩 功率列表如下 軸號 功率 kW 轉速 n r min 轉矩 N m T I 1 49 1420 9 98 II 1 43 1036 1 38 III 1 36 355 36 3 3 2 2 圓柱轉軸傳動的設計計算 選擇轉軸材料 小轉軸 45 鋼 調質 HB1 250HB 大轉軸 45 鋼 調質 HB1 230HB 初步計算 輪寬系數(shù) d 由教材 機械設計 13 邱宣懷編第五版 下同 表 12 13 取 1 0 1 0d 轉矩 T1 9 55 106 p n1 9987 2N mm T1 9987 2N mm 接觸疲勞極限 limH 600Mpalim1H 560Mpali2 初步計算接觸應力 H 1lim0 9 6054H 540Mpa 1H 2lim H 504Mpa 2H 取 Ad 值 取 Ad 85 Ad 85 初步計算小輪直徑 d1 3112dHTuA 3 3 85 37 1 5048 137 98 24mm 取 d1 60mm 初步估計輪寬 b d1 51mm 取 51mmb 校核計算 圓周速度 v 106 nd 3 4 60 1420 60 1000 4 4588m s s3 7m v 精度等級 選 8 級精度 輪數(shù) Z 和模數(shù) m 初選輪數(shù) Z1 19 Z2 26 Z1 19 Z 2 26 m d1 Z1 3 33 取 m 3 則 Z1 20 1 Z1 20 Z2 27 2 Z2 27 2 5 2 5nm nm cos 1 使用系數(shù) 1 5H A 動載荷系數(shù) 1 15V V 輪間載荷分配系數(shù) 先求H 12tTFd 3 7 332 9N 333N602 987 KA Ft b 1 5 333 51 9 79N mm 100N mm a 1 88 3 2 1 1 1 2 cos 1 88 3 2 120 127 cos 1 6 1 6 a Z 0 89 KH 1 25 1 2 1 25 輪向載荷分布子系數(shù) HK A B C b 1 10 3 裝配時不作檢驗調整 1 17 0 16 0 85 0 61 51 1 317 3 11 HK 1 317 3 8 3 9 3 10 載荷系數(shù) AVHKK 3 12 1 5 1 15 1 25 1 317 2 84 2 84 K 彈性系數(shù) 189 8E E Mpa 節(jié)點區(qū)域系數(shù) 2 5H H 接觸應力最小安全系數(shù) 1 05 minSminS 總工作時間 預期使用壽命 15 年 每年 300 個工作日 單班制 使用期限內工作時間 占 50 Th 15 300 8 0 5 18000h 應力循環(huán)次數(shù) NL 估計 107 NL 109 指數(shù) m 8 78 NL 60 1 1420 18000 1 54 109 原估計應力循環(huán)次數(shù) 正確 接觸壽命系數(shù) 0 93N1 N2 0 95 許用接觸應力 H H1 531 4MPa 3 15 1 600 0 931 05 1H 531 4M pa H2 506 7MPa 3 16 2 560 0 951 05 2H 506 7M pa 驗算接觸應力 12HEKTuZbd 3 17 308 9Mpa H 計算證明接觸疲勞強度合格 上面的選擇合理 轉軸尺寸無需調整 確定傳動主要尺寸 實際分度圓直徑 d d1 mz1 3 20 60mm d1 60mm d2 mz2 3 27 81mm d2 81mm 中心距 a 70 5 1 2 2 a 70 5mm 輪寬 b d d1 0 85 60 51mm b1 60mm b2 51mm v 4 4588m s Z1 20 Z2 27 mt 3 mn 3 KA 1 5 KV 1 15 a 1 6H 1 25 1 317HZ 2 5 Z 0 89 E 189 8 1H 540Mpa2 504Mpa H 308 9Mpa a 70 5 輪根彎曲疲勞強度驗算 重合度系數(shù) Y 0 2 0 72 Y 0 72 0 75 輪間載荷分配系數(shù) KF KF 1 33 1 KF 1 33 輪向載荷分配系數(shù) KF 7 56 KF 1 38 載荷系數(shù) K K KAKVKF KF 1 5 1 15 1 33 1 38 3 167 K 3 167 輪形系數(shù) YF YF 1 2 8 YF 2 2 58 應力修正系數(shù) YSa YSa 1 54 YSa2 1 6 彎曲疲勞極限 Flim1 Flim1 650MPa Flim2 620MPa 彎曲最小安全系數(shù) SFmin SFmin 1 25 應力循環(huán)次數(shù) NL 估計 106 NL 1010 m 49 91 NL1 60r n th 60 1 1420 1800 1 54 109 NL1 1 54 109 NL2 NL1 i 1 124 109 NL2 1 124 109 彎曲壽命系數(shù) YN YN1 0 9 YN2 0 91 尺寸系數(shù) YX YX 1 0 許用彎曲應以 f f1 468MPa 1 1 650 0 9 11 25 f1 468MPa f2 451 4MPa 2 2 650 0 91 11 25 f2 451 4MPa 驗算 F1 YF YS Y 2 1 1 22 3MPa f1 F2 F1 21 3 MPa f2 2 2 1 2 傳動無嚴重過載 故不作靜強度校核 3 2 3 V 帶傳動的設計計算 定 V 帶型號和帶輪直徑 工作情況系數(shù) KA 1 2 計算功率 P C KA P 1 2 1 42 1 704 3 23 1 704KWdP 選帶型號 A 型 小帶輪直徑 75mm1D 小帶輪轉速 n 1 1036 5r min 大帶輪直徑 D2 1 1 1 2 127mm 3 24 2 127mm 大帶輪轉速 n 2 1 1 603r min 計算帶長 求 Dm Dm 101mm 2 12 Dm 101mm 求 26mm 2 12 26mm 中心矩 a0 12012 D 5 D h 3 25 則可取 a0 280mm 計算帶的基準長度 L Dm 2a 2 3 14 101 2 280 262280 879 55mm 得 879 55mm 選擇帶的基準長度 1400mmdL 求實際中心矩 A 4 14 L Dm 2 8 2 540mm A 540120 合 格 帶速 1D8071602 9nv v 2 9m s 帶的根數(shù) P0 0 6KW K 0 95 KL 0 85 P 0 11 Z 0 0 3 32 2 97 Z 3 求軸上的載荷 張緊力 3 30 3 31 F0 500 P qv 500 P 0 1 4 077 1 7044 077 3 172N q 0 1kg m F0 172N 軸上載荷 FQ 2 Z F0Sin 2 2 2 153 Sin 172 22 609 3N 帶輪結構 大帶輪 實心式 小帶輪 實心式 3 2 4 軸的初步設計 選取軸的材料及熱處理 材料選擇 45 鋼 調質處理 按許用切應力估算軸的直徑 3 PdCn 3 33 查表 16 2 取 C 112 軸 31 42 70d 軸 3 6 5 3 2 5 初選聯(lián)軸器和軸承 聯(lián)軸器 電動機的輸出端與變速器的輸入端之間采用彈性柱銷聯(lián)軸器聯(lián)接 其型號 YL4 24 42 22 38 主要參數(shù) 15 尺寸如下 公稱扭矩 mNTn 160 許用轉速 5 ir 軸承選擇 軸軸頸選擇圓錐滾子軸承 型號為 6306 軸軸頸選擇圓錐滾子軸承 型號為 6306 14 3 2 6 轉軸結構尺寸 小轉軸采用轉軸軸結構 大轉軸采用鍛造結構 12 其結構尺寸如下 輪轂直徑 37mm1d 輪轂長度 取 L 49mm 5LB 3 2 7 軸的結構設計及其按許用彎曲應力計算 小轉軸分度圓半徑 r 30mm 較小 故將其與軸作為一起 成為轉軸軸 1 按許用彎曲應力校核軸徑 一 確定軸上各力作用點及支點跨距 由于選用的是單列圓柱滾子軸承 其負荷中心在其軸向寬度的中點位置 轉軸的作用力按作用在軸上零件輪緣寬度的中點考慮 由前面的設計可得出 左右軸承到轉軸中間面得距離 L1 L 2 分別為 L1 63 5mm L2 65 5 二 轉軸作用力計算 圓周力 Ft 333N 2 1 1 3 34 Ft 333N 徑向力 Fr Ft tan 333 tan20 121 2N 3 35 Fr 121 2N 軸向力 Fa 0 0 3 36 Fa 0 三 計算支承反力 水平支反力 F2 F2 166 5N 2 3 37 F2 F2 166 5N 垂直支反力 F1 F1 60 6N 2 3 38 F1 F1 60 6N 軸受力如圖 3 2 圖 3 2 軸的受力示意圖 四 計算彎矩 繪制軸彎矩圖 水平面受力如圖 3 3 圖 3 3 軸的水平受力圖 軸水平面得受力彎矩圖 垂直面受力如圖 3 4 圖 3 4 軸的垂直受力圖 合成彎矩如圖 合成彎矩 2yxM mN 108 軸的合成彎矩圖 六 畫軸轉矩圖如圖 軸的轉矩圖 七 許用應力 用插入法 MPab5 102 b6 應力校正系數(shù) 1062 5b 59 0 八 畫當量彎矩圖 當量轉矩 T 0 59 9987 2 5892 5N mm T 5892 5N mm 當量彎矩 在小轉軸中間截面處 3 40 22 TM M 11769 5N mm 3 39 圖 3 9 軸的當量彎矩圖 九 校核軸徑 轉軸根圓直徑 d1 d1 2 ha C m 60 2 1 0 25 m 52 5mm d 3 0 1 1 311769 50 1 60 12 52mm 52 5mm 3 41 3 3 花生執(zhí)行機構的設計 該花生剝殼機的主要工作部分是為一個圓形回轉筒 其包括中心軸 第一 第二打桿 筒體 襯板 進料口 出料口及支撐整個花生筒體的支撐部分組成 下面分別介紹 3 3 1 中心軸及打桿 中心軸及打桿的結構如圖所示 圖 3 1 花生剝殼機體 中心軸是一個階梯軸 連接在其上的依次有帶輪 上軸承 攪拌棒 卡環(huán) 磨削打桿和下軸承 基本上是采用鍵連接的方式 打桿是做成錐形 上開口打 桿與筒內壁的距離為 11mm 下開口打桿與筒內壁的距離為所要求達到的物料 粒度 3mm 這樣的設計能夠使塊狀相對較大原料連續(xù)花生成粉末 攪拌棒的主 要作用是花生較粗的原料 使原料達到一定要求的顆粒 被第一打桿花生后的 顆粒再經過第二打桿的花生后 就能花生成最終我們所要求的顆粒大小 3 3 2 進料口 進料口的結構如下圖所示 圖 3 2 進料口結構圖 進料口是由鐵皮和肋板焊接成方形的一個漏斗形的進料口 進料口傾斜的 焊接在筒體蓋板上 以方便給漏斗裝料和進料 另外肋板能夠增強進料口的強 度 防止在裝料過程中使料斗產生變形 第四章 標準件的選擇 4 1 軸承的選擇 根據(jù)對該花生剝殼機的結構和對軸的受力分析可知 由于鑿片為對稱排列 在打桿的轉動過程中鑿片所產生的離心力相互抵消 軸承受到鑿片產生的徑向 力為零 但是由于打桿自己會產生一定的離心力 同時由于打桿自身的重力 會使軸承受到軸向力 因此 在工作過程中軸承同時受到軸向和徑向載荷的作 用 且軸承受到的軸向載荷較大 故選擇圓錐滾子軸承中大錐度軸承 31300 其錐度為 938427 4 2 鍵的選擇 打桿主軸上與帶輪的連接鍵 轉筒與主軸的連接鍵選用普通平鍵 選用 GB1096 79 4 3 螺栓的選擇 用來連接支承電動機鋼板與支架 支承花生剝殼機鋼板與支架用螺栓 由 于是用于板間連接 螺栓主要是受到剪切作用 故采用受剪螺栓連接 連接打 桿和鑿片用螺栓和連接輪板與機體用螺栓主要是受到拉伸應力 采用受拉螺栓 連接 選用 GB5783 86 4 4 螺母的選用 主要根據(jù)所用螺栓規(guī)格進行選擇 GB6170 86 4 5 墊圈的選擇 根據(jù)需要選用普通平墊圈 GB848 85 第五章 總結與展望 振動花生技術通過前蘇聯(lián)的發(fā)展 已在基礎理論方面取得了成果 世界各 國將以各種形式研制利用振動花生技術 尤其是應用方面將有大的發(fā)展 適用 于各種物料花生的機型回相繼出現(xiàn) 新結構的利用振動技術的花生剝殼機會不 斷出現(xiàn) 在當今這個科技發(fā)展速度日新月異的社會 各種行業(yè)的發(fā)展是相互促進 相輔相成的 花生行業(yè)的發(fā)展直接促進了花生利用率 而花生剝殼機和破殼機 是該行業(yè)中的必不可少的加工裝置 為了適應當今社會的發(fā)展要求和趨勢 低 成本 高效率以及自動智能化是當今工業(yè)發(fā)展的必然趨勢 這次畢業(yè)設計是本人在大學生活中所學知識的綜合應用 在大四的生產實 習中 通過參觀和了解機械加工工藝和流程 鞏固了本人的專業(yè)知識 這次設 計也是在上學期的專業(yè)課程設計的基礎上更進一步鞏固 讓我充分的感受國內 和國外的制造業(yè)之間的差距 我想 通過這次設計 使我本人對中國制造業(yè)肯 定 堅定了本人畢業(yè)后從事制造業(yè)的信心 本人這次的設計的花生剝殼機 是在現(xiàn)有設備的基礎上 從空間結構到設 備中各種裝置的選擇等方面的進行綜合優(yōu)化 使該套裝置的成本得以降低 效 率得以提高以及使用的周期得以延長 由于本人知識有限 在設計過程中難免 存在錯誤和妥協(xié)之處 希望老師們提出寶貴意見 參考文獻 1 鄭水林 花生剝殼機 M 北京 中國建材工業(yè)出版社 1999 2 吳一善 花生學概論 M 武漢 武漢工業(yè)大學出版社 1999 3 龔俊 李傳民 侯運豐 常溫下熱塑性花生的湍流花生剝殼機研究 J 中國粉體技術 2004 5 18 23 4 蓋國勝 馬正先 花生剝殼機分級技術 M 北京 中國輕工業(yè)出版社 2000 5 張克惠 花生材料學 M 西安 西北工業(yè)大學出版社 2000 6 孫成林 沖擊式花生剝殼機的設計與使用 J 北京 化工礦物和加工 2003 7 5 9 7 夏永祥 花生常溫花生及磨盤剪切式花生剝殼機 J 化工裝備技術 1996 4 15 19 8 鄧本誠 李俊山 橡膠花生共混改性 M 北京 中國石化出版社 1996 9 孫成林 郭惠蘭 中國花生剝殼機設備現(xiàn)狀及其問題 J 金屬礦山 2000 4 44 50 10 楊國全 井云英 張恒全 粉狀物料振動破殼機 J 哈爾濱 林業(yè)機 械與木工設備 2005 8 33 36 11 張金海 破殼機的設計 J 湖北 湖北工學院學報 2003 2 89 90 12 王杰 李方信 肖素梅 機械制造工程學 M 北京 北京郵電大學出版社 2004 13 邱宣懷 機械設計 M 北京 高等教育出版社 1997 14 廖念釗等 互換性與技術測量 M 北京 中國計量出版社 2000 15 方昆凡 公差與配合使用手冊 M 北京 機械工業(yè)出版社 2006 16 四川大學工程制圖教研室 機械制圖 上 下 M 北京 北京郵電 大學出版社 17 成大先 機械設計手冊 M 北京 化學工業(yè)出版社 2004 18 馮冠大 典型零件機械加工工藝 M 北京 機械工業(yè)出版社 1985 19 東北工學院編寫組 機械零件設計手冊 M 北京 冶金工業(yè)出版社 1980 20 熊文修 機械零件 M 北京 高等教育出版社 1985 21 方昆凡 公差與配合使用手冊 M 北京 機械工業(yè)出版社 2006 22 楊從德等 機械設計課程設計 M 成都 四川大學出版社 1998 23 孫恒等 機械原理 第七版 M 北京 高等教育出版社 2001 致 謝 作為我的大學本科生涯的最后作業(yè) 本次畢業(yè)設計的全部工作均是在 XXX 老 師的悉心指導下完成的 在做本次設計的過程中 我多次求教于 XX 老師 均 得到了耐心且詳細的指導 經過半年的忙碌和工作 本次畢業(yè)設計已經接近尾聲 作為一個本科生的 畢業(yè)設計 由于經驗的匱乏 難免有許多考慮不周全的地方 如果沒有導師的 督促指導 以及一起工作的同學們的支持 想要完成這個設計是難以想象的 在這里首先要感謝我的導師 XX 老師 田老師平日里工作繁多 但在我做畢業(yè)設 計的每個階段 從查閱資料到設計草案的確定和修改 中期檢查 后期詳細設 計 裝配草圖等整個過程中都給予了我悉心的指導 我的設計較為復雜煩瑣 但是田老師仍然細心地糾正圖紙中的錯誤 除了敬佩 XX 老師的專業(yè)水平外 他 的治學嚴謹和科學研究的精神也是我永遠學習的榜樣 并將積極影響我今后的 學習和工作 其次要感謝身邊同學對我無私的幫助 特別是在軟件的使用方面 正因為如此我才能順利的完成設計 我要感謝我的母校 XX 學院 是母校給 我們提供了優(yōu)良的學習環(huán)境 另外 我還要感謝那些曾給我授過課的每一位老 師 是你們教會我專業(yè)知識 至此 再一次謝謝 XX 老師