【正文】 斗進入到大滾筒與小滾筒之間的空間，在由自由下落到小滾筒外表面，由于小滾筒是高速旋轉，同時上面還帶有擊打板，巴旦杏就會在小滾筒的擊打作用下向大滾筒內(nèi)壁飛去，同時撞到內(nèi)壁上實現(xiàn)巴旦杏的破殼。 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。在大量的耗材可以直接外購。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構。 操作條件與工作可靠性巴旦杏破殼機的操作、裝卸物料、排除故障、維護保養(yǎng)等工作應省時、省事、省力；對于機械而言，安全是最重要的。其主要加強防護的地方是傳動部分。在帶傳動部件的部分一定要加防護外殼。具體設計原理有以下幾種：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擊打使得巴旦杏破殼成功，再由大滾筒間隙下落出去。在破殼的過程中籽粒能否順利地進入兩擠壓輥的間隙，取決于擠壓輥及與籽粒接觸的情況。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。機器工作時,由送料機構將分級后的巴旦杏核送入擠壓槽中,隨著擠壓送料盤和擠壓盤的轉動,逐漸將巴旦杏核送入擠壓槽工作區(qū)完成擠壓破殼功能。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。由于是單個進入擠壓區(qū)，所以勢必會造成生產(chǎn)率低下，效率較低的缺點，所以綜合破殼效果不理想。預期同時得到較高的破殼率和高路仁率。根據(jù)以上的論述，所以選取方案一。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。破殼完的混合物再經(jīng)過大滾筒鋼筋棒之間的間隙下落到出料斗完成出料。 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。其主要的作用是為了使各有關零部件正確定位并保持其相對工作位置，對巴旦杏破殼機的支撐件的要求有以下幾點要求：1) 足夠的剛度，支承件在承受最大載荷時的變形不超過允許值。3） 質(zhì)量適中，力求節(jié)省材料，容易搬運。5） 注重安全性，可靠性具體設計如下圖所示：圖21 機架 機架的主要材料是型鋼，制造成本很低，同時也為運輸帶來了方便，選擇這種支撐機構可以有效的利用空間，同時也很大程度的降低了制造成本。3 巴旦杏破殼機的主要參數(shù)的確定 結構參數(shù)表表31機構參數(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電動機型號額定功率（kw）同步轉速（r/min）滿載轉速（r/min）Y90S230002840 減速器的選擇由于小滾筒要求的轉速在200～300,再加上查《機械設計手冊》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)電機轉速和減速器的傳動比可以得出減速器輸出軸轉速為 電機小滾筒之間的帶傳動的設計為安全起見，帶傳動應置于鐵絲網(wǎng)或保護罩之內(nèi)，使之不能外漏。 確定帶輪的基準直徑并計算帶速1) 初選小帶輪的基準直徑。按下式計算帶速3) 計算大帶輪的基準直徑。2) 由下式計算帶所需的基準長度由《機械設計》第八版 表82選帶的基準長度3)按下式計算實際中心距。 驗算小帶輪上的包角 計算帶的根數(shù)z1）計算單根V帶的額定功率。根據(jù)，和A型帶，查《機械設計》第八版 表84b得=0 kw。取3根。 計算壓軸力壓軸力的最小值為 帶輪結構的設計1）小帶輪的設計V型帶， A型槽，選用材料HT200 查《機械設計》第八版 表810得： 帶輪寬 ，外徑根據(jù)減速器安裝尺寸取、則輪緣厚鍵公稱尺寸，輪轂鍵槽深。 小滾筒—傳動軸之間的帶傳動的設計為安全起見，帶傳動應置于鐵絲網(wǎng)或保護罩之內(nèi)，使之不能外漏。 確定帶輪的基準直徑并計算帶速1）初選小帶輪的基準直徑。按下式計算帶速3)計算大帶輪的基準直徑。2) 由下式計算帶所需的基準長度由《機械設計》第八版 表82選帶的基準長度3) 按下式計算實際中心距。 驗算小帶輪上的包角 計算帶的根數(shù)z1) 計算單根V帶的額定功率。根據(jù)，和A型帶，查《機械設計》第八版 表84b得=0 kw。取3根。 計算壓軸力壓軸力的最小值為 帶輪結構的設計1）小帶輪的設計V型帶， A型槽，選用材料HT200 查《機械設計》第八版 表810得： 帶輪寬 外徑輪輻級輪轂部分由小滾筒軸來確定2)大帶輪的設計V型帶， A型槽，輪輻級輪轂部分由傳動軸來確定，其它部分與小帶輪相同。 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。 材料選擇大齒輪材料為45(調(diào)質(zhì))，大齒輪齒面的硬度為240HBS 二者的硬度差為40HBS4）初選擇換向齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù) 取 按齒面接觸強度設計由設計公式（109a）進行計算即：（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值：1）試選載荷系數(shù)。4) 查《機械設計》第八版 表106查得材料的彈性影響系數(shù)5）由《機械設計》第八版 圖1021d 按齒面硬度查換向齒輪的接觸疲勞強度極限：；大齒輪的接觸疲勞強度極限6）由下式計算應力循環(huán)次數(shù)：7）由《機械設計》第八版 圖1019取接觸疲勞壽命系數(shù) 。模數(shù) 齒高 5）計算載荷系數(shù)根據(jù)，8級精度，由《機械設計》第八版 圖108查得動載荷系數(shù)；直齒輪。由，查《機械設計》第八版 圖1013得；故載荷系數(shù)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：7）計算模數(shù)： 按齒根彎曲強度設計彎曲強度的設計公式為（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值：1）由《機械設計》第八版 圖1020c查得換向齒輪的彎曲疲勞強度極限 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 2）由《機械設計》第八版 圖 1018 取彎曲疲勞強度壽命系數(shù)： 3）計算彎曲疲勞許用應力。大齒輪的數(shù)值較大。 大齒輪齒圈—換向齒輪的設計已知輸入的功率，換向齒輪轉速，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），轉向不變。2）破殼機為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度（GB 1009588）3）材料選擇換向齒輪材料為45Cr(調(diào)質(zhì))，換向齒輪齒面的硬度為280HBS。2）計算換向齒輪的傳遞扭矩：3）查《機械設計》第八版 表107由于換向齒輪是做懸臂布置選取齒寬系數(shù)。8）計算接觸疲勞許用應力：取失效概率為1％，安全系數(shù)S=1；由下式得：（2）計算1）試算換向齒輪分度圓直徑，代入中較小的值：2）計算圓周速度：3) 計算齒寬b ：4) 計算齒寬與齒高之比。由《機械設計》第八版 表102查得使用系數(shù)；由《機械設計》第八版 表104用插值法查得8級精度、換向齒輪懸臂布置時。故載荷系數(shù)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：7）計算模數(shù)： 按齒根彎曲強度設計彎曲強度的設計公式為（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值：1）由《機械設計》第八版 圖1020c查得換向齒輪的彎曲疲勞強度極限 大齒輪齒圈的彎曲疲勞強度極限 2）由《機械設計》第八版 圖 1018 取彎曲疲勞強度壽命系數(shù)： 3）計算彎曲疲勞許用應力。大齒輪齒圈的數(shù)值較大。 小滾筒軸的設計及校核設計小滾筒的軸，已知輸入功率，轉速，轉矩帶輪直徑為，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），轉向不變。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。（1） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為了滿足帶輪的軸向定位要求，ⅠⅡ軸段右端需制出軸肩，左端采用帶輪端面定位；同理為了滿足另一帶輪的軸向定位要求，ⅦⅧ軸段左端需制出一軸肩，右端采