莲子去芯机毕业设计

湖南农业大学东方科技学院全日制普通本科生毕业设计莲子去芯机设计THE DEISGN OF MACHINE FOR REMOING CORES OF LOTUS SEED学生姓名：王上华学 号：200741914522年级专业及班级：2007级机械设计制造及其自动化（5）班指导老师及职称：高英武 教授 湖南长沙提交日期：2011年05月 湖南农业大学东方科技学院全日制普通本科生毕业设计诚信声明本人郑重声明：所呈交的本科毕业设计是本人在指导老师的指导下，进行研究工作所取得的成果，成果不存在知识产权争议。除文中已经注明引用的内容外，本论文不含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的作品成果。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体在文中均作了明确的说明并表示了谢意。本人完全意识到本声明的法律结果由本人承担。 毕业设计作者签名： 年 月 日 目 录摘要1关键词11 前言22 莲子去芯机的方案设计32.1 执行系统的方案设计32.1.1 莲子去芯机的功能32.1.2 莲子去芯机的原始数据机设计要求32.1.3 工艺动作分解32.1.4 冲针往复直线运动的实现机构32.1.5 旋转盘间歇转动的实现机构32.1.6 执行机构的协调设计42.1.7 机构运动循环图的设计42.1.8 机械运动方案的选择和评定52.2 传动系统的方案设计52.2.1 初选原动机52.2.2 拟定传动系统方案52.2.3 机械运动简图53 传动装置的总体设计63.1 旋转电动机63.1.1 电动机的内型和结构形势式63.1.2 确定电容机容量63.1.3 确定电动机转速63.2 确定传动装置的传动比63.3 传动装置的运动和动力参数73.3.1 各轴的转速73.3.2 各轴的输入功率73.3.3 各轴的转矩74 传动零件的设计计算74.1 普通V带传动的设计计算74.1.1 输入V带传动的设计计算74.1.2 输出V带传动的设计计算84.2 直齿圆锥齿轮传动设计计算104.2.1 选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数104.2.2 按齿面接触强度设计104.2.3 按齿根弯曲疲劳强度设计114.2.4 几何尺寸的计算124.2.5 机构设计及绘制零件图125 执行机构的设计计算135.1 冲压机构的设计计算135.1.1 冲压机构的选型135.1.2 凸轮机构的运动分析135.1.3 凸轮机构的几何尺寸计算135.2 间歇运动机构的设计计算155.2.1 间歇运动机构的选型155.2.2 槽轮机构的几何尺寸设计166 轴系零件的设计计算176.1 输入轴的结构尺寸设计176.1.1 初步确定最小直径176.1.2 拟定轴上零件的装配方案176.1.3 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度176.1.4 轴上零件的周向定位186.1.5 确定轴上圆角和倒角尺寸186.1.6 校核输入轴的强度186.2 轴II的设计计算196.2.1 初步确定最小直径196.2.2 拟定轴上零件的装配方案206.2.3 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度206.2.4 轴上零件的周向定位216.2.5 确定轴上圆角和倒角尺寸216.2.6 校核轴II的强度216.3 滚动轴承的选择及计算266.3.1 求两个轴承受到的径向载荷266.3.2 求两轴承的轴向力266.3.3 求轴承的当量动载荷276.3.4 验算轴承的寿命276.4 键连接的选择及校核计算276.4.1 轴II带轮与轴配合处键的选择及校核276.4.2 轴II齿轮与轴配合处键的选择及校核计算277润滑与密封287.1 直齿圆锥齿轮传动的润滑287.2 轴伸出端得密封288 设计总结28参考文献29致谢3031 莲子去芯机的设计学 生：王上华指导老师：高英武 (湖南农业大学东方科技学院，长沙 410128)摘 要：莲子去芯作业是莲子加工业中十分重要的处理工序。近年来，随着人民生活水平的不断提高，劳动力费用在加工作业成本中所占的比例越来越高，人民对于食品质量的要求也越来越高。同时由于莲子大小不同，形状各异，其去芯过程自动化一直是制约我国莲业发展的最大问题。目前手工去芯方式存在加工效率低、产品质量不稳定以及操作安全隐患等问题。因此，开放性能优良的去芯机及其处理设备是形势所需。本文的主要内容有：（1）根据工艺动作顺序和协调要求拟定运动循环图；（2）进行冲压机构和间歇运动机构的选型；（3）机械运动方案的选择与评定；（4）对机械传动系统和执行机构进行运动尺寸计算。其工作原理为：电动机经减速传动装置（带轮传动）带动执行机构（凸轮机构、槽轮机构），完成冲针的往复直线运动和旋转盘工作台的间歇转动。关键词：方案设计；执行系统；传动系统；The Deisgn of Machine for Removing Cores of Lotus Seed Student: Shanghua WangTutor: Yingwu Gao Abstract: The operations of removing lotus seed core is a very important treatment process in the processing industry of lotus seeds. In recent years, with the continuous improvement of peoples living standards, labor costs proportion of the processing work cost is increasing, peoples demand for food quality is getting higher and higher. And as lotus seeds of different sizes and shapes, automation of the removing the lotus seed core process has been the greatest problem of restricting lotus industrys development all the time in China. Currently the way to remove the core by hand exists low efficiency, instability of product quality and the security risks of operation and other issues. Therefore, the opening to the machine of removing the core with excellent performance and handling equipment is required for the situation. Key words: conceptual design; executive system; drive system; 1 前言莲子是一种有较高食用和药用价值的特色农副产品，具有较高的经济价值，在中国尤其是湖北、湖南有较大的产量。有较高的经济价值，在中国尤其是湖北、湖南有较大的产量。但是，目前莲子的加工主要采用由人工以简单工具或采用较为落后的小型机械完成莲子分级、剥壳、去芯和脱皮等工艺环节，其去芯工艺过程主要是利用钢针穿芯将莲子芯去除。这种加工工艺效率低，劳动强度大，莲子损耗率高，人工成本也比较高，产品质量极不稳定，不能适应大规模生产，严重影响了产能和效益，影响了莲子的综合利用率。随着莲子去芯加工向机械化、规模化、精深化方向的发展，市场主流需求对莲子去芯质量提出了更高的要求。由于现在国内研究莲子去芯设备还处于初级阶段，所以开发性能优良的莲子去芯加工设备形势所需。莲子的主要产区在中国，国外莲子产量很少，有的几乎没有。因此，国外的莲子去芯设备很少，在这方面的研究也很少。与国外相比，国内的莲子去芯技术发展缓慢，自动化程度不高，远远落后于种植业的发展，而且机械去芯机在生产中推广应用并不多，主要是有以下的几个突出的问题：（1）莲子损失率高。不少去芯机不能彻底的将莲心与莲子分离，莲心去净率不够理想，使得损失率高达10%。（2）机具性能不稳定，适应性差。由于莲子的成熟度不一导致莲子大小不一等原因，使去芯机存在性能不稳定、适应性差等缺点。（3）科技含量低。目前所使用的去芯机，多数制造工艺水平不高，以至于不能满足当今高科技的需求。（4）作业成本偏高。现在很多莲子生产区都还采用人工去芯，不仅实效低，而且非常浪费人力资源。（5）生产效率低。有些莲子去芯定位有一定的困难，在加工时，需要工人摆放和扶正，使得加工平率受到较大的限制。因此在现有的去芯设备中，具有去净率不理想，损失率高，莲子破碎严重等缺陷，不利于莲子的的进一步加工。为此，研究卫生、可靠、高效、损失率低的莲子去芯设备，对与促进莲子深加工和提高产品质量具有重要意义。同时加快了农产品深加工技术与设备的研究开发，提高农副产品的附加值，实现农民增收，进而提高加入WTO环境下我国农业的国际竞争力具有积极地意义。毕业设计是我们在学习阶段的最后一个重要环节，要求我们能综合运用大学四年所学的专业知识和理论知识，结合实际，独立解决本专业一般问题,树立为生产服务，扎实肯干，一丝不苟的工作作风，为将来在机械方面工作打下良好的基础。经过设计和讨论，终于圆满地完成了设计任务。本次设计就是围绕解决以上五点不足,按照一般步骤来设计的，力求结构合理，计算准确，经济可靠。2 莲子去芯机的方案设计2.1 执行系统的方案设计机械执行系统的方案设计是机械系统总体方案设计的核心，它对机械能否实现预期的功能、性能的优劣、经济效益的好坏都起到了、决定性的作用。2.1.1 莲子去芯机的功能莲子去芯机时将冲针的往复直线运动及旋转工作台的间歇转动来完成连续去芯作业处理的，其功能可分解为冲芯、退回、冲莲子4个分功能。2.1.2 莲子去芯机的原始数据机设计要求（1）加工莲子的直径为10mm15mm（2）由于同时去芯多个莲子的冲针压力大，最大可达2KN，其压力变化近似认为在冲程的一半进行冲压，压力呈线性变化。（3）要求冲针自上向下运动前，旋转盘做一次间歇转动，转角为90。（4）电动机轴与凸轮轴平行，使用寿命10年，载荷有轻微冲击，允许凸轮转速偏差5%，要求凸轮机构的回程运动规律为等加速度、等减速运动。2.1.3 工艺动作分解根据上述分析，莲子去芯机要求完成的工艺动作有以下几个动作。（1）加料：这一动作可利用人工加料。（2）冲制：其工艺动作可以分解为冲芯和冲莲子，要求冲针自上向下运动前，旋转盘做一次间歇转动，转动的角度为90。（3）旋转盘间歇运动：已完成送料、冲芯、冲莲子三个工位的转换。2.1.4 冲针往复直线运动的实现机构选择电动机为动力源，则此机构是具有将连续的回转运动变换为往复直线运动的功能。实现该功能的各机构比较如下：（1）对心曲柄滑块机构：这种低副机构具有良好的动力特性和运动特性、运动副几何封闭、制造简单等优点。（2）凸轮机构：该机构是点、线接触的高副机构，易磨损，但是响应速度快，机构简单紧凑。多用于传递力不大的场合。2.1.5 旋转盘间歇转动的实现机构棘轮机构、槽轮机构、不完全齿轮机构均可实现间歇运动。由于旋转盘间歇转动速度要求低速，且需要精确地转位，故选择槽轮机构。2.1.6 执行机构的协调设计和执行机构不仅要完成本身的动作外，还要和其他执行机构以一定的次序或时间顺序协调动作，相互配合，以完成机械预期的功能和生产过程。如果动作不协调，不仅无法实现预期要求，甚至还会破坏机件，因此，各执行机构在运动时间先后上和运动位置的安排上，必须准确协调地互相配合。莲子去芯机由减速传动装置、冲压机构、间歇运动机构组成。在送料期间，冲针不能压到旋转盘上，显然冲针自上向下运动前，旋转盘做一次间歇转动，所以冲针与旋转盘之间的运动在时间顺序和空间位置上有严格的协调配合要求。2.1.7 机构运动循环图的设计对与莲子去芯机的运动循环图主要是确定冲针、旋转盘两个执行构件的先后顺序、相位，以利于对各执行构件的设计。其莲子去芯机的一个工作循环过程如图1所示： 图1 莲子去芯机的工作过程 Fig.1 The work to machine for removing cores of jujube为了保证机器在工作时其个执行构件间动作的协调配合关系，在设计机器时应编制出表明机器在一个运动循环中各执行构件运动关系的运动循环图。表1表示两个执行构件的运动循环图，冲针和旋转盘都由工作行程和回程两个部分组成，设每转一周为一个运动周期，其冲针的工作行程为0180，回程为180360，即一个运动周期做一次上、下移动；旋转盘的工作行程在冲针的回程后半段和工作行程的前半段完成，工作旋转盘由轴III带动，通过槽轮机构做间歇转位运动，转位过程对应于轴III转过90，停歇过程对于轴III转过270。 表1 执行构件运动循环图 Tab.1 Cycle chart of executive motion 冲针 工作行程 回程旋转盘 停止 进给主轴转角0 90 180 270 3602.1.8 机械运动方案的选择和评定现在可以按给定条件、各执行构件的相容性和尽量使机构简单、空间布局紧凑等要求来选择方案，由此可选定两个结构比较简单的方案。方案一：冲压机构凸轮机构，旋转盘间歇机构为槽轮机构。方案二：冲压机构为对心曲柄滑块机构，旋转盘间歇机构为槽轮机构。评定：心曲柄滑块机构的往复直线运动具有良好的动力特性和运动特性、制造简单等优点，但是方案一具有结构简单、机械效率高、响应速度快等优点，故最后选择方案一位莲子去芯机的机械传动方案。2.2 传动系统的方案设计2.2.1 初选原动机根据莲子去芯机的工作情况和原动机的选择原则，初选三相异步电动机为原动机，额定转速为n=750 r/min。因额定功率需要在李分析后确定，故电动机的具体型号待定。2.2.2 拟定传动系统方案根据执行系统的工况和初选原动机的工况及要实现的总传动比，拟选用带传动机构和一级圆锥齿轮传动组成莲子去芯机的传动系统。2.2.3 机械运动简图按照已选定的两个执行机构形式及机械传动系统，画出莲子去芯机的机械运动简图。如图2所示，其工作原理为：电动机经过减速传动装置（带轮传动）带动执行机构（凸轮机构、间歇运动机构），完成冲针的往复直线运动和旋转盘工作台的间歇转动。莲子去芯机工作时，冲针由凸轮顶住向下运动，实现冲针的去芯，称为工作行程，工作阻力F为常数；冲针上运动是，即为空回行程，此行程无工作阻力，在空回行程中，通过带轮圆锥齿轮槽轮机构，槽轮机构带动旋转盘工作台做一次进给运动，即送料，以便冲针继续冲芯、冲莲子。 图2 机械运动简图 Fig.2 Diagram of mechanical thumbs3 传动装置的总体设计3.1 旋转电动机3.1.1 电动机的内型和结构形势式按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。3.1.2 确定电容机容量（1）冲针的输出功率P根据设计要求和原始数据以及实验分析可知：F=2000N,设定冲针的速度为0.7m/s，则冲针的输出功率为：P = =1.4 KW（2）电动机的输出功率P传动装置的总效率：hhhh式中，h，h，h为电动机至冲针的各传动机构的效率；由机械设计课本：表2-4查得：V带轮传动：h=0.95，滚动轴承h=0.98，滑动轴承h=0.97所以 hhhh=0.950.980.97=0.858 P= 1.63 KW（3）电动机额定功率P由机械设计手册表12-1选取电动机额定功率为P= 3 KW3.1.3 确定电动机转速为了便于选择电动机的转速，先推算电动机转速的可选范围：由表3查得：V带轮传动常用传动比范围i=35，则电动机转速的可选范围为n=n.i=426810r/min可见同步转速750r/min的电机符合。 表2 Y132M-8型电动机的主要参数 Tab.2 Main performance of the motors电动机型号 额定功率（kw） 电动机同步转速（r/min） 电动机满载转速（r/min） Y132M-8 3 750 710 3.2 确定传动装置的传动比总的传动比 i= 53.3 传动装置的运动和动力参数3.3.1 各轴的转速电动机轴为0轴，各轴的转速为n=710r/min n=n = 710/i= 142r/min 3.3.2 各轴的输入功率按电动机的额定功率计算各轴输入功率：P= P= 3 KWP= P.h=30.95= 2.85 KWP= P.hh=2.850.980.97= 2.71 KWP.hh=2.70.980.97= 2.57 KW3.3.3 各轴的转矩T=9550=9550= 40.35 NmT=9550=9550= 191.67 NmT=9550=9550= 182.25 NmT=9550=9550= 172.84 Nm4 传动零件的设计计算4.1 普通V带传动的设计计算4.1.1 输入V带传动的设计计算（1） 确定计算功率由机械设计书表8-7查得工作情况系数K=1.1，故P= KP= 1.13= 3.3 KW（2） 选取窄V带带型根据P、n由图8-11确定选用A型（3）确定带轮的基准直径由表8-8和表8-6取主动轮基准直径d= 112 mm根据式d= id，从动轮基准直径d=5112= 556 mm按照公式V= 4.16 m/s 120故主动轮上的包角合适（6）计算窄V带的根数： 计算单根V带的额定功率P。由d=112 mm和n=710r/min，查表8-4a得P=0.9 KW。根据n=710r/min，i=5和A型带，查表8-4b得D P=0.09 KW 查表8-5得K=0.82，表8-2得K=1.03，于是 P= （P+D P） K K=（0.9+0.09）0.821.03=0.84 KW计算V带的根数Z Z= =3.30.84=3.93 取4根。（7）计算预紧力F由表8-3得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m，所以 F=500+qv=500= 204.88 N（8）计算作用在轴上的压轴力F F=2z F=24204.88=1426.83N4.1.2 输出V带传动的设计计算（1）确定计算功率：由表8-7查得工作情况系数=1.1,故 P=P=1.12.85=3.14 KW（2）根据P、n由图8-10选用B型。（3）确定带轮直径由表8-6和表8-8取主动轮基准直径d=315 mm根据式（8-13），从动轮基准直径d d= id，从动轮基准直径d=1315= 315 mm根据公式V= 2.34 m/s 120故主动轮上的包角合适（6）计算窄V带的根数： 计算单根V带的额定功率P。由d=315 mm和n=142r/min，查表8-4a得P=1.19 KW。根据n=142r/min，i=1和B型带，查表8-4b得D P=0 KW 查表8-5得K=1，表8-2得K=1.03，于是 P= （P+D P） K K=（1.19+0）11.03=1.23 KW计算V带的根数Z Z= =3.141.23=2.55 取3根。（7）计算预紧力F由表8-3得B型带的单位长度质量q=0.18kg/m，所以 F=500+qv=500= 336.46 N（8）带轮的结构设计由于d600 mm，适宜采用腹板是结构，绘制带轮的零件如图3所示：图3 带轮零件Fig.3 Pulley parts of the map4.2 直齿圆锥齿轮传动设计计算4.2.1 选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按图所示的传动方案，选用标准直齿圆锥齿轮传动（2）精度等级选用7级精度（3）材料选择：选两齿轮均为45钢（调制处理），硬度为240HBS.（4）选取齿轮数Z=Z=36（5）选取分度圆锥角d=arctan= arctan=45 d=90-d=454.2.2 按齿面接触强度设计由设计计算公式（10-26）进行计算，即 （1）选择载荷系数K=1.3（2）计算齿轮传递的转矩：T=9550=9550= 182.25 Nm（3）选得齿宽系数=0.3（4）由表10-6查得材料的弹性影响系数Z= 189.8 MPa（5）由图10-21d按照齿面硬度查得齿轮的接触疲劳强度极限= 600 Mpa（6）由式（10-13）计算应力循环次数： N= N=60njL=601421（830015）= 3.0710（7）由图10-19取接触疲劳寿命系数K= K= 0.96（8）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得 =0.96600= 576 Mpa计算齿轮分度圆直径，代入值。=2.96= 145.48 （9）计算圆周速度v = = 1.08 m/s (10)计算齿宽 b = R=0.3145.48= 30.86 mm (11)计算载荷系数 根据v = 1.08 m/s,7级精度,动载荷系数K可按图10-8取K= 1.05取齿间载荷分配系数K= K= 1；由表10-2查得使用系数K= 1；由表10-9查得轴承系数K= 1.1；齿向载荷分布系数可按照下式计算得: K= K=1.5K=1.51.1= 1.65；故载荷系数为：K= KKKK=11.051.651.65= 2.86（12）按照实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 =145.48= 189.21 mm（13）计算模数 m=/Z=189.2136= 5.26 mm4.2.3 按齿根弯曲疲劳强度设计由式(10-5)得弯曲强度的设计公式为：（1）确定公式内的各计算数值由图10-20c查得齿轮的弯曲疲劳强度极限 480 Mpa由图10-18取弯曲疲劳寿命系数K0.94计算弯曲疲劳强度许用应力：取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得 = 322.29 Mpa计算载荷系数K 2.86查取齿形系数由表10-5查得 计算齿轮的 = 0.013（2）设计计算M = 4.09 mm对比计算结果：由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮的模数m的大小要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取有弯曲强度计算得的模数4.09并就近圆整为标准值m=4 mm，按接触强度计算得的分度圆直径=189.21 mm算出齿轮的齿数: Z= 47.3 取Z=Z=44这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4.2.4 几何尺寸的计算（1）计算分度圆直径：=m Z=444= 176 mm=m Z=444= 176 mm（2）计算齿轮宽度：b= mm=d+2hcosd=m（Z+2cosd）=4（44+2cos45）= 182 mm=d-2hcosd=m（Z-2cosd）=4（44-2cos45）= 164 mm4.2.5 机构设计及绘制零件图由于齿轮齿顶圆直径大于150mm，而又小于500mm，所以设计锥齿轮为锻造锥齿轮，选用腹板式结构为宜。其他有关的尺寸计算从略，并绘制齿轮零件图： 图4 齿轮结构简图 Fig.4 Pulley diagram of the structure5 执行机构的设计计算5.1 冲压机构的设计计算5.1.1 冲压机构的选型能实现往复直线运动的机构有：去芯曲柄滑块机构、凸轮机构，按照图2所示的传动方案，选择凸轮机构。5.1.2 凸轮机构的运动分析已知莲子去芯机对推杆的要求为：选择对心直动滚子推杆盘形凸轮机构，当凸轮转过90时推杆下降80mm，凸轮转过30时，推杆停止不动；凸轮再继续转过60时。推杆上升80mm，凸轮转过其他角度时，推杆停止不动。5.1.3 凸轮机构的几何尺寸计算（1）再设计时要先确定凸轮机构的基本尺寸设初步确定凸轮的基圆半径为r= 250 mm，推杆滚子半径为r= 50 mm。其次要选定推杆的运动规律，因其工作条件为中速轻载，应选用a和v较小的运动规律，以保证推杆运动的平稳性和工作的精度。由表9-1可知，这个推程运动规律可选用等加速等减速运动规律，回程运动规律可选用余弦加速度运动规律。（2）求理论轮廓线对与对心直动滚子推杆盘形凸轮机构，凸轮的理论轮毂线的坐标可令式（9-13）中的e= 0，s= r，求得 x=（r+ s）sind ， y=（r+ s）cosd 式中，位移s应分段计算。推程阶段 d=90= s= h = h d= 远休止阶段 d=30= s= 80 d= 回程阶段 d=60= s=10h-15h+6h =270h-1215h+1458h d= 近休止阶段 d=180= s= 0 d= 推程段得压力角和回程段得压力角 取计算间隔为5，将以上各相应值代入式(a)计算理论轮毂线上各点的坐标值。在计算时应注意：在推程阶段取d=d，在远休止阶段取d=d+d，在回程阶段取d=d+d+d，在近休止阶段d=d+d+d+d。计算结果见表3 表3 工作毂线各点的坐标 Tab.3 Coordinate of work hub line each spotdxyxy0510:3503553600.0004.3688.576:-8.672-4.3790.00050.00049.86549.257:49.12549.76150.0000.0003.7027.491:-6.783-3.1390.00040.00039.64939.349:39.26439.94640.000（3）求工作轮毂线由式（9-17）得 x= x- rcosq y= y-sinq其中： sinq= cosq=-推程阶段 d= = =远休止阶段 d= 回程阶段 d= =近休止阶段 d= 推程段得最大压力角为19.9，相对的凸轮转角为45；回程的最大压力角为32.2，相对的凸轮转角为210。由于凸轮的最大压力角远小于许用压力角，故有必要，凸轮的轮毂曲线如下图所示： 图5 凸轮结构简图 Fig.5 Cam diagram of the structure5.2 间歇运动机构的设计计算5.2.1 间歇运动机构的选型能实现间歇运动的机构有：棘轮机构、槽轮机构、不完全齿轮机构。按照图1-2所示的传动方案，选择槽轮机构，其槽轮机构具有机构简单、外形尺寸小，机械效率高，运动较平稳，能够准确控制转动的角度等优点，一般应用在转速不高和要求间歇地转动装置中。5.2.2 槽轮机构的几何尺寸设计（1） 槽轮机构的运动系数 因为运动系数应大于零，所以外槽径向槽数目应该大于等于3，一般设计中槽数的正常值为48。（2） 确定槽轮机构的槽数由表1-2莲子去芯机的两个执行机构的运动循环图可知：旋转盘得工作行程为270360，即槽轮的转角为90。根据以上条件，确定槽轮的槽数Z=4（3） 确定主动拨盘的圆销数 由该式可得圆销数n与槽数z的关系，有机械原理教材书表12-1，确定圆销数n=1.（4） 根据载荷和结构尺寸，选择中心距L=90 mm，圆销半径r=8 mm。（5） 圆销中心回转半径根据机械原理教材书公式（12-12）R=mm（6） 确定槽轮槽长根据机械原理教材书公式（12-13）s=mm根据机械原理教材书公式（12-14） = 45.28取h= 46 mm（7） 拨盘轴的直径及槽轮轴的直径计算d2（L-s）= 52.72 取d=54 mmd2（L-R-r）=18.36 取d=18 mm（8） 槽轮的结构设计根据上述以求出来的槽轮机构的几何尺寸，绘制槽轮机构简图，如图5 所示： 图6 槽轮结构简图 Fig.6 Sketch of Geneve mechanism6 轴系零件的设计计算6.1 输入轴的结构尺寸设计6.1.1 初步确定最小直径先按照式（15-2）初步估算轴的最小直径。由于轴承受的载荷较大，因此选取轴的材料为45钢，调制处理。根据表15-3，取A=112。,于是得=112mm因为轴的界面上开有两个键槽，所以轴径应该增大10%15%，故取d= 34 mm。6.1.2 拟定轴上零件的装配方案取下图所示为装配方案： 图7 输入轴的结构与装配 Fig.7 Frame and assemble of input axis6.1.3 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（1）为了满足带轮轴向定位的要求，1-2轴段右端需制出一轴肩，故取2-3段得直径d=40 mm左端用轴端挡圈定位，带轮与轴配合的孔长度为L=76 mm，为了保证轴端挡圈只压在带轮上，而不压在轴的端面上，故1-2轴段的长度比L略短一些，现取l=74 mm。（2）初步选择滚动轴承。因轴承只承受径向力的作用，故选用深沟球轴承，参照工作要求，根据d=40 mm，初步选择深沟球轴承的型号为6209，其尺寸为：dDT=45mm85mm19mm,故d=45 mm，d=45 mm。左、右端滚动轴承均采用轴肩向定位，由机械设计课程设计手册表6-1查得轴承的定位轴肩高度h=3.5 mm，因此取d=52 mm，为了保证轴向定位的可靠，使轴承盖压紧轴承，故取l=l=17 mm。（3）取飞轮的处7-8段得直径d=34 mm，为了满足飞轮的定位要求，7-8段左端需制出一轴肩，故取d=40 mm，右端用轴端挡圈定位。飞轮与轴配合的孔长度为L=27 mm。为了保证轴向定位的可靠，取l=26 mm，根据轴承盖得宽度，取l=82 mm。6.1.4 轴上零件的周向定位带轮、飞轮与轴的周向定位均采用平键连接，由机械设计课程设计手册表4-1，按照d= 34 mm，查得平键截面bh=10mm8mm，长度56mm，选择带轮轮毂与轴的配合为H7/k6，为了满足强度的要求，飞轮与轴的连接处用两个平键连接，选用平键为bh=10mm8mm，长度14mm，飞轮与轴的配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是过度配合来保证的，此处轴的直径尺寸公差为k6。6.1.5 确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角为1.245，各轴肩处的圆角半径由表15-2查得。6.1.6 校核输入轴的强度（1）受力分析受力分析如图9所示：梁在主动力：带轮的拉力F,F；连杆的压力F和轴承处的支反力F,F作用下平衡。其中拉力F=2F，由下述轴II计算得，根据平面任意力系的平衡条件：所有各力在两个任选的坐标轴上的投影代数和分都等于零，以及各力对任意一点的矩的代数和也等于零。可得： 代入已知值： ，F=2250N 5260 N 式中负号说明假设方向与实际方向相反。（2）求危险截面弯矩，并绘制弯矩图在C处弯矩为： 在B处的弯矩为： 根据轴的计算简图及扭矩T=191670 Nmm，绘制弯矩图、扭矩图，如图8所示： 图8 输入轴的载荷分析图 Fig.8 Load assay plan of input axis（3）按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只需校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度（及危险截面C）。根据式（15-5），并取，轴的计算应力为： 目前已选择轴的材料为45钢，调制处理，由表15-1查得=60。因此，故安全。6.2 轴II的设计计算6.2.1 初步确定最小直径先按照式（15-2）初步估算轴的最小直径。由于轴承受的载荷较大，因此选取轴的材料为45钢，调制处理。根据表15-3，取A=112。,于是得=112mm因为轴的界面上开有两个键槽，所以轴径应该增大10%15%，故取d= 34 mm。6.2.2 拟定轴上零件的装配方案取下图所示为装配方案： 图9 轴的结构简图 Fig.9 Frame diagram of axis 其各个零件的装配及固定方案如表4所示： 表4 各零件的装配方案及固定方式 Tab.4 Fixed form and erection scheme of the part零件装配方案左端轴向固定右端轴向固定周向固定齿轮左轴承右轴承从左装入从左装入从右装入轴套轴承盖轴肩轴肩轴套轴承盖键过渡配合过渡配合6.2.3 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（1）为了满足带轮轴向定位的要求，1-2轴段右端需制出一轴肩，故取2-3段得直径d=40 mm左端用轴端挡圈定位，按照轴端直径取挡圈直径D=42 mm，带轮与轴配合的孔长度为L=50 mm，为了保证轴端挡圈只压在带轮上，而不压在轴的端面上，故1-2轴段的长度比L略短一些，现取l=48 mm。（2）初步选择滚动轴承。因轴承只承受径向力的作用，故选用深沟球轴承，参照工作要求，根据d=40 mm，初步选择深沟球轴承的型号为30309，其尺寸为：dDT=45mm100mm28mm,故d=45 mm，d=45 mm；而l=l=27 mm。右端滚动轴承采用轴肩向定位，由机械设计课程设计手册表6-1查得轴承的定位轴肩高度h=4 mm，因此取d=53 mm。（3）取齿轮的处4-5段得直径d=49 mm，齿轮的左端与左轴承之间采用套筒来定位，已知齿轮的轮毂宽度为b=38 mm，为了是套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l=36 mm，齿轮右端用轴肩定位，轴肩高度h一般取0.07d0.1d，取h=5 mm，故d=59 mm，轴环的宽度b1.4h，取l=70 mm。 （4）取齿轮距箱体内壁的距离a=14 mm，l=92 mm，轴承端盖的总宽度为23mm，取l=42 mm。6.2.4 轴上零件的周向定位齿轮、带轮与轴的周向定位均采用平键连接，由机械设计课程设计手册表4-1，按照d= 49 mm，查得平键截面bh=14mm9mm，长度22 mm，选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/k6，为了满足强度的要求，带轮与轴的连接处用一个平键连接，选用平键为bh=10mm8mm，长度40 mm，带轮与轴的配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是过度配合来保证的，此处轴的直径尺