【正文】 0dd mm? 2) 計算帶速 v 。 3 巴旦杏破殼 機的主要參數(shù)的確定 結(jié)構(gòu)參數(shù)表 表 31 機構(gòu)參數(shù)表 名稱 數(shù)值 說明及備注 機架高 1240mm 進料斗 1346mm 喂料斗 頂端到 地面的高度 一級帶傳動中心距 480mm 二級帶傳動中心距 316mm 一級齒輪中心距 90mm 減速器地盤到地面的高度 二級齒輪中心距 294mm 運動參數(shù)表 32 運動參數(shù)表 名稱 數(shù)值 說明及備注 生產(chǎn)能力 1 ~2噸 /天 小滾筒轉(zhuǎn)速 大滾筒轉(zhuǎn)速 減速器傳動比 11 一級帶傳動 傳動比 1 二級帶傳動 傳動比 1 一級齒 輪傳動 傳動比 一級齒輪傳動 傳動比 4 傳動部分的設(shè)計及校核 電機的選用 查閱機械設(shè)計手冊， 根據(jù)用途與工作條件，選用 Y（ IP44） 系列封閉式三項異步電動機。 3） 質(zhì)量適中，力求節(jié)省材料，容易搬運。 選擇支撐形式 巴旦杏 破殼機需要支撐的主要部件包括 破殼系統(tǒng)、物料進給 系統(tǒng)、減速器、以及電動機。 2 巴旦杏 破 殼機的總體布局 布置工作部件 要得到較好的加工效果 ,工作部件在其中起最主要的因素 ,工作部件的安裝也直接影響到加工效果，合理的布置才能使機械的效果提高到最高程度。預(yù)期同時得到較高的破殼率和高路仁率。這種破殼方式存在一些不足，高露仁比率與破殼率不能兼顧，所以綜合破殼效果不理想。兩擠壓輥間的間隙大小是影響籽粒破碎率和破殼率高低的重要因素。具體設(shè)計原理有以下幾種： 方案一： 擊打法破殼： 圖 11巴旦杏擊打破殼 圖 11是巴旦杏擊打破殼機的簡圖，巴旦杏經(jīng)過進料斗進入到大滾筒與小滾筒之間，然后再由擊打板反復(fù)擊打使得巴旦杏破殼成功，再由大滾筒間隙下落出去。 其主要加強防護的地方是傳動部分。從動力部分到執(zhí)行部分以至整個機架都采用較為簡單的結(jié)構(gòu)。 破殼質(zhì)量與生產(chǎn)率 由于采用擊打裂核，以及檢測系統(tǒng)和控制系統(tǒng)的并行使用，使得杏核裂核率達到 95%左右，生產(chǎn)率 160 公斤 /小時。 1 巴旦杏破殼機總體設(shè)計 巴旦杏破殼機械設(shè)計的基本要求 巴旦杏破殼機械的功能與運用范圍 巴旦杏破殼機通過機械系統(tǒng)合理布置，完成巴旦杏破殼取仁的功用。 新疆巴旦杏品種繁多，約有四十多 種， 各個品種之間物理特性差異巨大，這就對破殼技術(shù)提出了更高的要求。巴旦杏中含有2％ — 8％的扁桃精 (即苦杏仁素 Amugdalin)，故在醫(yī)藥上新疆群眾把巴旦杏作為傳統(tǒng)的滋補食 品 。堅果 。巴旦杏破殼機設(shè)計說明書 作者：全維 指導(dǎo)教師：史建新 摘要： 本文主要 簡單介紹 我國巴旦杏破殼加工狀況，針對巴旦杏破殼機的基本特點及要求 ， 對已有的破殼方法進行 反復(fù) 進行方案比對，最終確定 擊打破殼加工原理方案；同時對已確定的擊打破殼機進行 整機結(jié)構(gòu)的設(shè)計， 對整體布局進行分析并確定其參數(shù)， 并對主要設(shè)計參數(shù)進行理論計算和確定 ，對巴旦杏破殼機的主要傳動部件進行設(shè)計、理論計算和校核 。打擊 。通常用作止咳去痰，對氣管炎、高血壓、皮膚過敏、肺病、腸胃病有顯著療效。在此破殼研究對象為厚皮巴旦杏， 堅果大，平均核重 ，核仁重 。此次設(shè)計的機械式巴旦杏破殼機主要用于脫去巴旦杏堅硬的外殼，取得巴旦杏仁。 制造與維修 在制造方面多采用標(biāo)準(zhǔn)件，以減少在制造過程中的自主加工件的數(shù)量，減少不必要的開支，與此同時為進一步的維修提供良好的維修基礎(chǔ) 。以實現(xiàn)在維修的時候的拆卸和安裝的方便。在這些傳動部件，雖然工作速度不高，可是潛在的危險卻很大。 方案二： 擠壓法破殼： 擠壓法破殼是靠一對直徑相同轉(zhuǎn)動方向相反、轉(zhuǎn)速相等的圓柱輥，調(diào)整到適當(dāng)間隙，使籽粒通過間隙時受到輥的擠壓而破殼。 圖 12壓輥的擠壓間隙 D —— 杏核的平均厚度 emax —— 杏核加工時擠壓輥間最大間隙 emin —— 杏核加工時擠壓輥間最小間隙 △ S—— 杏核被擠壓 時的變形量 方案三： 側(cè)邊擠壓裂核機 破殼裝置的主要結(jié)構(gòu)如圖 13所示 :主要由靜擠壓板 1動擠壓圓盤 2送料板 3傳動系統(tǒng) 4 、 5 和動力裝置 6 組成。而側(cè)板擠壓裂核 ，即方案三。經(jīng)過試驗，打擊破殼方式所產(chǎn)生的巴旦杏殼破裂不完全的比例較小，且打擊方式巴旦杏仁不易被卡在殼中，打擊方式破殼所得到的碎殼 (小于 1／ 4 殼 )的比例較大，說明打擊方式破殼有利于破殼后的選仁。 巴旦杏破殼機的主要工作部件是：破殼區(qū) 巴旦杏破殼機的主要工作原理就是巴旦杏有進料斗進入到大滾筒與小滾筒之間的間隙空間，再重力的作用下會下落從而使巴旦杏下落到小滾筒外表面，由于小滾筒是高速轉(zhuǎn)動同時上面還帶有擊打板 ，使得巴旦杏被擊打出去撞擊到大滾筒內(nèi)表面再次撞擊，經(jīng)過反復(fù)的撞擊使巴旦杏達到破殼的效果。機架主要包括底座、立柱還有 橫梁 部分。 4） 便于零部件的調(diào)試安裝，操作保養(yǎng)和機器的吊運。 電動機型號 額定功率（ kw） 同步轉(zhuǎn)速（ r/min） 滿載轉(zhuǎn)速（ r/min） Y90S2 3000 2840 減速器的選擇 由于小滾筒要求的轉(zhuǎn)速 在 200～ 300 minr ,再加上查《機械設(shè)計手冊》減速器中 的擺線針輪減速器有傳動比為 11 的即 選擇型號為 : Z WD JB/T29821992 根據(jù)電機轉(zhuǎn)速和減速器的傳動比可以得出減速器輸出軸轉(zhuǎn)速為 1 2840 2 5 8 . 1 8 2 m in11nnri? ? ? 電機 小滾筒之間的 帶傳動的設(shè)計 為安全起見，帶傳動應(yīng)置于鐵絲網(wǎng)或保護罩之內(nèi)，使之不能外漏。按下式計算帶速 11 1 4 0 2 5 8 . 1 8 2 1 . 8 9 2 76 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0ddnv m s? ? ??? ? ??? 3) 計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑。 驗算小帶輪上的包角 1? 000 0 0 01 2 1 5 7 . 3 5 7 . 31 8 0 ( ) 1 8 0 ( 1 4 0 1 4 0 ) 1 8 0 9 0480dddd? ?? ? ? ? ? ? ? ? 計算帶的根數(shù) z 1） 計算單根 V 帶的額定功率 rP 。 1 .8 2 .4 00 .7 4 8 8carPz P? ? ? 取 3 根。 小滾筒 — 傳動軸之間的 帶傳動的設(shè)計 為安全起見，帶傳動應(yīng)置于鐵絲網(wǎng)或保護罩之內(nèi)，使之不能外漏。按下式計算帶速 11 1 5 0 2 5 8 . 1 8 2 2 . 0 2 86 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0ddnv m s? ? ??? ? ??? 3)計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑。 驗算小帶輪上的包角 1? 000 0 0 01 2 1 5 7 . 3 5 7 . 31 8 0 ( ) 1 8 0 ( 1 5 0 1 5 0 ) 1 8 0 9 0480dddd? ?? ? ? ? ? ? ? ? 計算帶的根數(shù) z 1) 計算單根 V帶的額定功率 rP 。 1 .7 2 8 2 .4 8 90 .6 9 4 2carPz P? ? ? 取 3 根。 選擇精度等級、材料以及齒數(shù) 1）按傳送比方案，選 用直齒 齒輪傳動。 4) 查《機械設(shè)計》第八版 表 106查得 材料 的彈性影響系數(shù) MPa? 5） 由《機械設(shè)計》第八版 圖 1021d 按齒面硬度查 換向 齒輪的接觸疲勞強度極限： lim 1 600H MPa? ? ；大齒輪的接觸疲勞強度極限 lim 2 550H MPa? ? 6）由 下式 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： 81160 60 33 7. 65 1 ( 2 8 30 0 10 ) 9. 72 4 10hN n jL? ? ? ? ? ? ? ? ? ? 8 812 1 9 .7 2 4 1 0 7 .4 3 6 1 01 .3 0 7 7NN i ?? ? ? ? 7）由《機械 設(shè)計》第八版 圖 1019 取接觸疲勞壽命系數(shù) 1 ? 2 ? 。 由 ? ， ? ? 查《機械設(shè)計》第八版 圖 1013 得 ? ? ；故載荷系數(shù) 1 .7 5 1 .0 5 1 1 .3 9 5 3 5 2 .5 6 4A v H HK K K K K??? ? ? ? ? ? 6）根據(jù)實際的載荷系數(shù)校正所 算 得 的 分度圓直徑 ，由下式得 ： 3311 2 . 5 6 45 6 . 2 4 7 6 7 . 2 51 . 5ttKd d m mK? ? ? 7）計算模數(shù) m ： 116 7 .2 5 2 .5 826n dm m mz? ? ? 按齒根彎曲強度設(shè)計 彎曲強度的設(shè)計公式為 ? ?13 212 FSn dFYYkTm z ??????? ???? （ 1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 ： 1）由 《機械設(shè)計》第八版 圖 1020c 查得 換向 齒輪的彎曲疲勞強度極限1 500FE Mpa? ? 大齒輪 的彎曲疲勞強度極限 2 380FE Mpa? ? 2） 由《機械設(shè)計》第八版 圖 1018 取 彎曲疲勞強度壽命系數(shù) ： 1 ? 2 ? 3） 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。 大齒輪齒圈 — 換向齒輪的設(shè)計 已知輸入的功率 2 2 2 21 1 .5 0 .9 6 0 .9 9 0 .9 8 1 .3 2 7 8P P k w? ? ?? ? ? ? ? ?電 帶 軸 承 齒 輪， 換向 齒輪轉(zhuǎn)速 1 338 .242 / m innr? ，傳動比 ? ， 受到嚴重沖擊載荷，每天工作 10～ 16 小時，使用壽命 10年（ 300 天每年） ， 轉(zhuǎn)向不變。 2）計算 換向 齒輪的傳遞扭矩： 5 511 19 5 . 5 1 0 9 5 . 5 1 0 1 . 3 2 7 8 3 7 5 5 5 . 1 3 13 3 7 . 6 5PT N mn? ??? ? ? ? 3）查《機械設(shè)計》第八版 表 107由于 換向 齒輪是做懸臂布置選取齒寬系數(shù) ? ? 。 由《機械設(shè)計》第八版 表 102 查得使用系數(shù) ? ； 由《機械設(shè)計》第八版 表 104用插值法查 得 8級精度、 換向 齒輪 懸臂 布置時 ， ? ? 。 ? ?111 2 . 6 0 1 . 5 9 5 0 . 0 1 3 53 0 7 . 1 4 3FSFYY??? ??? ? ?222 2 .4 6 4 1 .6 4 5 0 .0 1 7 22 3 6 .1 4 3FSFYY??? ??? 大齒輪 齒圈 的數(shù)值較大。選取軸的材料為 45鋼，調(diào)質(zhì)處理。 3)取安裝小帶輪的軸段的直徑 25d mm?Ⅰ Ⅱ ，帶輪的最左端采用端蓋定位，最右端采用軸肩定位 ， 50l mm?Ⅰ Ⅱ；取安裝 另一 小帶輪的軸段的直徑25d mm?Ⅶ Ⅷ ，帶輪的最右端采用端蓋定位，最左端采用軸肩定位 ，50l mm?Ⅶ Ⅷ 。 小滾筒端蓋 與軸的周向定位采用平鍵連接，按 35d mm?Ⅲ Ⅳ ，由《機械設(shè)計手冊》 查的平鍵截面 10 8b h mm? ? ? ，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為20mm，同時為了保證 小滾筒端蓋 與軸的配合有良好的對中性，故選擇 小滾筒端蓋與軸的配合為 87Hm；另一小滾筒端蓋的周向定位同樣。在確定軸承的支點位置時，查《機械設(shè)計》第八版 圖 1523。31 0 1 0 2 7( ) ( ) = 7 6 3 6 9 . 6 8 h 4 8 0 0 06 0 6 0 2 5 8 . 2 3 . 2 3 1 8 8hhCL L hnP ?? ? ? ?? 故所選軸承滿足壽命要求。 精確校核軸的疲勞強度 (1) 判斷危險截面 由彎矩圖、扭矩圖可以判斷出 危險截面為 截面 Ⅱ 左側(cè)。 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù) ?? 及 ?? 按《機械設(shè)計》第八版 附表 32 查取。 32的碳鋼的特征系數(shù) ~ , ??????取 ~ ??， 取 于是，計算安全系數(shù) caS 值，按下式得 1 275 5 . 4 2 52 . 0 2 2 2 5 . 0 6 9 0 . 1 0amS K? ???? ? ??? ? ?? ? ? ? 1 155 K? ???? ? ??? ? ?? ? ? ? 2 2 2 25 . 4 2 5 1 0 . 2 9 4 . 7 9 9 1 . 55 . 4 2 5 1 0 . 2 9ca SSSSSS?????? ? ? ? ??? 故可知其安全。由帶輪輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長28L mm? （比帶輪輪轂寬度小些）。由于 小滾筒端蓋不 在軸端，故選擇圓頭普通平鍵（ A 型）。鍵的工作長度20 10 10l L b m m? ? ? ? ?，鍵與帶輪輪轂鍵槽的接觸高度 8 4k h m m? ? ? ?。根據(jù)《機械設(shè)計》第八版 表 153，取 0 126A? ，于是得 33011 . 3 6 91 2 6 2 1 . 9 72 5 8 . 2Pd A m mn? ? ? ? ? 傳動軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 圖 43 傳動 軸 根據(jù)實際情況要求