【文章內容簡介】 要求不高、成本低。但效率低（6885%）。本設計中產量小、產量可能會變化，電機功率小，考慮到機器成本。選用型號為V34—，主要參數可從手冊查得，如：變速范圍：5100rpm；機械效率6885%；輸出軸扭矩4kg/m；進軸轉速10001450rpm/min。重量20kg；。應注意：該型號減速器不帶電機。 傳動計算（1)測算分布系數（杏、花生仁密度）：。（一克杏、），杏仁（花生仁）103kg/m3（2)試選頭輪直徑和帶寬：試選頭輪直徑100150㎜、帶寬200250㎜ 。：由產量50100kg/h，杏仁（花生仁）按平鋪兩層考慮（帶 與帶間隙10 mm左右），分布系數、帶輪直徑、轉速（20rpm）和帶 寬等參數，可計算出帶速為：（V=πdn/601000）（）（） 上料的結構設計由于本機器的產量小、體積小。因此，適宜使用人工上料的料斗，料斗結構（）： 上料結構簡圖1—料斗； 2—調整螺釘； 3—調整板； 4—尾輪； 5—橡膠摩擦帶； 6—頭輪設計要求上料時，最好是只平鋪一層，且杏仁平放在摩擦帶上，以免在脫皮過程中碰掉杏仁的尖部。從結構簡圖可以看出，料斗下部的杏（花生）仁，滑出料斗由于摩擦帶的帶動向右運動；料斗上面的杏（花生）仁靠重力下滑，當運動到調整板左下端時，只允許一層仁平躺通過。這種設計合理，且滿足要求。它巧妙的利用了摩擦帶本身為杏仁提供了一個動力。 摩擦副機構的設計摩擦副機構是本設計中最重要的機構，它的好壞決定了機器的使用效果。也就是直接影響到經過初步加工的杏（花生）仁的脫皮及脫皮效率的高低，摩擦副機構簡圖（） 摩擦副機構簡圖1—尾輪；2—橡膠運輸帶； 3—橡膠板；4—支撐鋼板；5—調節(jié)螺栓； 6—頭輪；7—支撐輪考慮脫凈率及杏（花生）仁的完整率設計：。（增大摩擦力）。（可用彈簧控制），以保證杏仁（花生仁）的大小及翻滾。，確保帶中部不下沉。另外，也可設計上下板都為動板的結構，（）：原理是兩摩擦帶間的速度差形成相對運動，從而達到脫皮的目的。缺點：（1）多一條傳動路線，結構復雜。（2）摩擦副之間的間隙不易調整。 上下板都為動板的結構簡圖、尾輪 （1）加膠皮層以增加摩擦力（）,（2) 注意張緊裝置（因頭輪軸上還有鏈輪，應在尾輪）,（） 帶摩擦層軸簡圖 張緊裝置簡圖 5— 芯軸； 2—法蘭盤； 1滑道； 2軸承座； 3調節(jié)螺栓； 3—掛膠層； 4—筒體 4銷釘； 5調節(jié)螺釘、尾輪軸承座的支撐板設計（） 固定結構圖1——與機架連接； 2——和杏仁接觸（1）安裝、調節(jié)頭、尾輪的軸承座。（2）防止杏仁（花生仁）從摩擦副中逸出。（3）安裝上摩擦板及調節(jié)裝置。（4）注意防腐（不銹鋼板）。（花生仁）仁收集加工后的杏（花生仁）仁可從頭輪邊緣處安裝的出料斗滑落，收集起來，以備下道工序使用?？蓞⒖计渌愋偷妮p工機械。采用輕型異形鋼焊接結構較宜，但要注意鋼件及焊點的防腐處理。要考慮到它的作用：安裝測板、無級變速器、電機和鏈盒等。第3章 設計的計算與校核1．電動機類型的選擇： 按工作要求和條件，選用Y系列全封閉籠型三相異電動機。2．電動機功率選擇：（1）傳動裝置的總功率：η總=η1η22η3η4η5η6， 式中ηηηηηη6分別為帶傳動、減速箱內齒輪傳動的軸承及齒輪傳動、鏈傳動、卷筒軸的軸承及卷筒傳動的效率。取η1= η2= η3= η4= η5= η6= 則η總=η1η22η3η4η5η6 ==（2）電機所需的工作功率：P工作=FV/1000η總=3002/1000=3．確定電動機轉速，計算滾筒工作轉速：n筒=601000V/πD=601000150=[2]表1推薦的傳動比合理范圍，取V帶傳動比I1=24，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍I2=36，取鏈傳動傳動比I3=25。則總傳動比理時范圍為Ia=12100。故電動機轉速的可選范圍為nd=Ian筒=（12100）=306～2550r/min符合這一范圍的同步轉速有750、1000、和1500r/min。根據容量和轉速，由有關手冊查出有兩種適用的電動機型號，： 電動機選擇列表方案電動機型號額定功率KW電動機轉速傳動裝置的傳動比同步滿載總傳動比帶傳動減速器鏈傳動1Y802—41500140032Y90S—6150091034綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器及鏈傳動的傳動比，比較兩種方案：方案1，電動機轉速較高，總傳動比；方案 2，電動機較貴，總傳動比雖然不大，但因電動轉速低，導致傳動裝置尺寸較大，因此選定電動機型號為Y802—4。1．有選定電動機的滿載轉速nm和工作機主軸的轉速nw，可得傳動裝置的總傳動比i總：i總=nm/nw=1400/=2．分配各級傳動比計算出總傳動比后，合理地分配各級傳動比，限制傳動件的圓周以減小動載荷，降低傳動精度等級。分配各級傳動比是主要考慮以下幾點：（1）各級傳動比在推薦的范圍內選??；（2）應使各傳動裝置的結構尺寸較小，重量較輕；（3）應使各傳動件的尺寸協(xié)調，結構勻稱合理、避免相互干涉碰撞。選取帶傳動傳動比為3。傳動裝置的實際傳動比要有序安定的帶輪直徑、減速器及鏈輪基準直徑準確計算，因而很可能與設定的傳動比之間有誤差。一般允許工作機實際轉速與設定轉速之間的相對誤差為177。（35）%。為了進行傳動件的設計計算，應首先推算出各軸的轉速、功率和轉矩。一般有電動機至工作機之間運動傳遞的路線推算各軸的運動和動力參數。1．計算各軸轉速（r/min）減速器軸Ⅰ： nI= nm/i0=1400/3=(r/min)減速器軸Ⅱ： nII= nⅠ/i1=(r/min)卷筒軸： nIII= nII/i2=(r/min)2．計算各軸的功率（KW）減速器軸Ⅰ： PI=Pdη1==減速器軸Ⅱ： PII=PIη12= PIη2η3= 9=卷筒軸： PIII= PⅡη23=PIIη2η4= =（Nmm）減速器軸Ⅰ： TI=9550PI/nI=9550m減速器軸Ⅱ： TII=9550PII/nII=9550m卷筒軸： TIII=9550PIII/nIII=9550m V帶傳動的設計計算帶式輸送裝置，其電動機與減速器之間用普通V帶傳動，電動機為Y802—4，額定功率P=，滿載轉速n1=1400 r/min，傳動比i=31．根據工作情況由表文獻文[1]查得工況系數KA= Pd=KAP== KW。2．選擇普通V帶截型:根據Pd= KW和n1=1400 r/min，由文獻[1]選用A型V帶。3． 傳動比i=3(已算)。4．小帶輪基準直徑 由文獻[1]查得，推薦的小帶輪基準直徑為75100mm，取dd1=100mmdmin=75 mm。5．帶輪直徑dd2，并驗算帶速，彈性滑動率ε==idd1(1ε)=3100()=294由文獻查得，取dd2=300mm實際傳動i= dd2/ dd1(1ε)=300/100()= n2’=n1dd1/dd2=1400=： n2n2’/n2=（）/ =(允許)對于帶式輸送裝置轉速誤差在177。5%是允許的6．帶速V：V=πdd1n1/601000=π1001400/601000=，帶速合適。7．軸間距a0，據文獻[1]查得7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2) (100+300)≤a0≤2(100+300) 所以有：280mm≤a0≤800mm a0=400 mm8．需帶的基準長度L0 由文獻[1]L0=2a0+(dd1+dd2)+(dd2dd1) 2/4a0=2400+(100+300)+(300100