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红枣
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红枣去核机毕业设计,红枣,去核机,毕业设计
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目 录摘 要11 前言22 红枣去核机的方案设计2 2.1 执行系统的方案设计2 2.1.1 红枣去核机的功能2 2.1.2 红枣去核机的原始数据和设计要求2 2.1.3 工艺动作分解3 2.1.4 冲针往复直线运动的实现机构3 2.1.5 旋转盘间歇转动的实现机构3 2.1.6 执行机构的协调设计3 2.1.7 机构运动循环图的设计3 2.1.8 机械运动方案的选择和评定4 2.2 传动系统的方案设计4 2.2.1 初选原动机4 2.2.2 拟定传动系统方案4 2.2.3 机械运动简图53 传动装置的总体设计5 3.1 选择电动机5 3.1.1 电动机的类型和结构形式5 3.1.2 确定电动机容量5 3.1.3 确定电动机转速6 3.2 确定传动装置的传动比6 3.3 传动装置的运动和动力参数6 3.3.1 各轴的转速6 3.3.2 各轴的输入功率6 3.3.3 各轴的转矩74 传动零件的设计计算7 4.1 普通V带传动的设计计算7 4.2 直齿圆锥齿轮传动设计计算9 4.2.1 选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数9 4.2.2 按齿面接触强度设计9 4.2.3 按齿根弯曲疲劳强度设计10 4.2.4几何尺寸的计算11 4.2.5 结构设计及绘制零件图11 4.3 联轴器的选择12 4.3.1 选择联轴器的类型和型号125 执行机构的设计计算12 5.1 冲压机构的设计计算12 5.1.1 冲压机构的选型12 5.1.2 摆动从动件圆柱凸轮机构中心距a的确定12 5.1.3 摆动从动件运动规律的选择13 5.1.4 圆柱凸轮中径D的确定14 5.1.5 圆柱凸轮转向与摆动推杆位置的凸轮廓线方程14 5.1.6 轮廓线的曲率半径15 5.1.7 滚子半径rT的确定15 5.2 间歇运动机构的设计计算15 5.2.1 间歇运动机构的选型15 5.2.2 槽轮机构的几何尺寸计算156 轴系零件的设计计算17 6.1 轴的结构尺寸设计17 6.1.1 初步确定最小直径17 6.1.2 拟定轴上零件的装配方案17 6.1.3 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度18 6.1.4 轴上零件的周向定位18 6.1.5 确定轴上的圆角和倒角尺寸18 6.1.6 校核轴I的强度18 6.2 滚动轴承的选择及计算23 6.2.1 求两轴承受到的径向载荷23 6.2.2 求两轴承的轴向力23 6.2.3 求轴承的当量动载荷26 6.2.4 验算轴承的寿命26 6.3 键联接的选择及校核计算26 6.3.1 轴I带轮与轴配合处键的选择及校核计算27 6.3.2 轴I齿轮与轴配合处键的选择及校核计算277 润滑与密封27 7.1 直齿圆锥齿轮传动的润滑28 7.2 轴伸出端的密封288 设计总结28参考文献29致谢29红枣去核机的设计学 生：王鹏强指导老师：高英武(湖南农业大学东方科技学院，长沙 410128)摘 要：核果类水果去核作业是一项十分重要的前处理工序在水果加工工业中。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，人们对食品质量的要求也越来越严格。因此，开发性能优良的去核机及其它前处理设备是形势所需。 本文的主要内容有：根据工艺动作顺序和协调要求拟定运动循环图； 进行冲压机构和间歇运动机构的选型；机械运动方案的选择与评定；对机械传动系统和执行机构进行运动尺寸计算。关键词：去核机；方案设计；执行系统；传动系统； Design of Machine For Removing Cores Of JujubeStudent: Wang PengqiangTutor: Gao Yingwu(College of Orient Science and Technology, Hunan Agricultural University, Changsha 410128, China)Abstract: That core fruit gets rid of core school assignment is very important going forward handles working procedure in fruit processing industry. Ceaseless rise in recent years, living standard with the people he proportion that labor force cost takes up in the cost processing school assignment is more and more high, demand of the people to food mass is also more and more strict. That the core machine therefore, developing high performance going to and their front sells equipment at reduced price is that circumstances is required. That the main body of a book main part designs a mission is: demands to design motion circulation picture according to handicraft action order and coordination; carries out the selections type stamping organization and intermittence motion organization; mechanical movement schemes choice appraising. The dimension carrying out motion calculates; pair of mechanical drive system and actuating mechanism.Key words: conceptual design; executive system; drive system; 1 前言 我国盛产红枣，红枣营养丰富，是我国人民喜爱的食物。在红枣生产旺季农民把红枣制成罐头、饮料。由于红枣有核，影响口感 。如果能用机械去红枣核，可以大大提高红枣生产的附加值，增加农民的收入，设计红枣去核机具有重要意义。核果类水果主要是指桃、杏、李、山植、红枣及橄榄等.它们在水果总产量中占有较大比例。以它们为原料，加工成饮料、罐头、果脯及果干制品时，去核作业是一项十分重要的前处理工序。以往，主要采用人工作业，不仅占用大量的劳力，劳动强度大，生产效率低，且产品质量难以控制。因此，实行水果去核的机械化作业是一种必然的发展趋势。国外60年代就着手去核机的研制。80年代初，美国、意大利和荷兰等国已相继出现了桃去核机、橄榄去核机等.去核工序基本上实现了机械化.我国是从80年代后期开始着手对去核机进行研制的，并陆续推出一些产品。由于一些问题尚未真正解决，因此，真正在生产中推广应用的并不多，在众多的果品加工厂中，去核作业至今基本上仍依靠手工或者十分简陋的工具完成。近年来，随着人民生活水平的不断提高，人们对食品质量的要求也越来越严格，生产厂家也意识到，前处理工序对产品质量有着不可忽视的影响，各厂家纷纷寻找合适的前处理设备，由于许多前处理设备在国内尚属空白，例如桃去核机等，故用户的需求难以满足。因此，开发性能优良的去核机及其它前处理设备是形势所需。2 红枣去核机的方案设计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、性能的优势、经济效益的好坏都起着决定性的作用。2.1.1 红枣去核机的功能红枣去核机是将冲针的往复直线运动及旋转盘工作台的间歇转动来完成连续去核作业处理，其总功能可分解为送料、冲核、退回、冲枣四个分功能。2.1.2 红枣去核机的原始数据和设计要求加工红枣直径为15mm20mm红枣去核时冲针压力最大可达3KN，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红枣去核机使用寿命10年，每日一班制工作，载荷有轻微冲击。2.1.3 工艺动作分解根据上诉分析，红枣去核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。冲制：其工艺动作可分为冲核和冲枣，要求冲针自上向下运动前，旋转盘做一次间歇运动，转动角度为90旋转盘间歇运动：以完成送料、冲核、冲枣三个工位的转换。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，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：摆动从动件圆柱凸轮：,凸轮具有易设计的优点,它还能准确有效地预测所产生运动的基本趋势、工作行为、结构和寿命等，具有良好的运动性能和动力性能。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。偏置曲柄滑块机构：与对心曲柄滑块机构相比较，具有曾力、急回特性等优点。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，故选用槽轮机构。2.1.6 执行机构的协调设计红枣去核机由减速传动装置、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，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于红枣去核机的运动循环图主要是确定冲针、旋转盘二个执行构件的先后顺序、相位，以利于对各执行构件的设计。其红枣去核机一个工作循环的工作过程如图1所示。 为了保证机器在工作时其各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表示红枣去核机二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4带动，通过槽轮机构做间歇转位运动，转位过程对应于轴4转过90，停歇过程对应于轴4转过270。图1 红枣去核机的工作过程Fig.1 The work to machine for removing cores of jujube表1 执行构件运动循环图Table.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 90 180 270 360 2.1.8 机械运动方案的选择和评定现在可以按给定条件、各执行机构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，由此可选择两个结构比较简单的方案。方案1：冲压机构为偏置曲柄滑块机构，旋转盘间歇机构为棘轮机构。方案2：冲压机构为摆动从动件圆柱凸轮机构，旋转盘间歇机构为槽轮机构。评定：偏置曲柄滑块机构的往复直线运动具有增力、急回特性等功能，但方案2具有易设计及机械效率高等优点，故最后选择方案2为红枣去核机的机械运动方案。2.2 传动系统的方案设计2.2.1 初选原动机根据红枣去核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=750r/min。因额定功率需在力分析后确定，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红枣去核机的传动系统。2.2.3 机械运动简图按已选定的两个执行机构形式及机械传动系统，画出红枣去核机的机械运动简图。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（摆动从动件圆柱凸轮、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。红枣去核机工作时，冲针由摆动从动件带动下行，冲针进行去核，称为工作行程，工作阻力F为常数；冲针上行时，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，以便冲针继续冲核、冲枣。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 选择电动机3.1.1 电动机的类型和结构形式按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y(IP44)系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。3.1.2 确定电动机容量冲针的输出功率PW根据设计要求和原始数据及实验分析可知：F=2500N，设定冲针的速度为0.7m/s，则冲针的输出功率为：PW=FV1000=25000.71000=1.77KW电动机的输出功率Pd传动装置的总效率：=1233452式中，1，2，3，4，5为电动机至冲针的各传动机构的效率；由机械设计课程设计手册：表1-7查得：V带传动：1=0.96，滚子轴承2=0.98，锥齿轮传动3=0.95，齿式联轴器4=0.99，槽摩擦轮传动5=0.89，故=1233452=0.960.9830.950.990.892=0.666所以Pd=PW=1.770.666=2.66KW电动机的额定功率Ped由机械设计手册表12-1选取电动机的额定功率为Ped=3KW3.1.3 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，V带轮传动常用传动比范围i=25，则电动机转速的可选范围为nd=284710r/min，可见同步转速750r/min的电动机符合。表2 Y132M-8型电动机的主要性能Table.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）传动装置传动比YS132-8 3 750 710 5 3.2 确定传动装置的传动比总传动比id=710142=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，各转速为n0=710r/minn=n=710/i=142r/min3.3.2 各轴的输入功率按电动机的额定功率计算各轴输入功率：P0=Ped=3KWP= P01=30.96=2.88KWP= P233=2.880.9830.95=2.63KWP= P4=2.630.99=2.55KW3.3.3 各轴的转矩T0=9550P0/n0=95503/710=40.35NmT=9550P/n=95502.88/142=193.69NmT=9550P/n=95502.63/142=176.88NmT=9550P/n=95502.55/142=171.5Nm4 传动零件的设计计算4.1 普通V带传动的设计计算确定计算功率：由机械设计手册表8-7查得工作情况系数KA=1.1，故Pca=PKA=1.13=3.3KW2 选取窄V带带型根据Pca、n由图8-11确定选用A型3 确定带轮的基准直径由表8-6和8-8取主动轮基准直径dd1=80mm根据式8-15，从动轮基准直径dd2dd2=idd1=580=400mm按式8-13验算带的速度：V=80710601000=2.97m/s90故主动轮上的包角合适计算窄V带的根数：由式8-26知：Z= Pca(P0+P0)KKL由n=710r/min，dd1=71mm查表8-4a和表8-4b得P0=0.4KW P0=0.09查表8-5得K=0.92，查表8-2得KL=1.03则Z=3.3(0.4+0.9)0.921.03=7.1取Z=7根计算预紧力F0由式8-27知F0=500PcaVZ2.5K-1+qv2由表8-3得q=0.1kg/m，故F0=5003.3372.50.92-1+0.132=135.8N 计算作用在轴上的压轴力FP由式8-28得：FP=2Z F0sin2=27135.8sin149.62=1835N带轮的结构设计由于d500mm，适宜采用腹板式结构，绘制带轮的零件图如图3所示：图3 带轮零件图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、材料及齿数按图所示的传动方案，选用标准直齿圆锥齿轮传动精度等级选7级精度材料选择：选两齿轮均为45钢（调制处理），硬度为240HBS。选齿轮齿数Z1=Z2=30选取分度圆锥角1=arctanZ1Z2=45 2=90-1=454.2.2 按齿面接触强度设计由设计计算公式10-26进行试算，即：d1t2.923ZEH2KT1uR(1-0.5R)2试选载荷系数Kt=1.6计算齿轮传递的转矩：T=9550P/n=95502.88/142=193.69Nm齿宽系数R=0.250.35，取R=0.33由机械设计教材表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa12由图10-21d按齿面硬度查得两齿轮的接触疲劳强度极限Hlim=550MPa由式10-13计算应力循环次数：N1=N2=60n1Jlh=601421(830010)=2.04108由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=KHN2=0.98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 H1=H2=KHN1Hlim1S=0.98550MPa=539MPa试算齿轮分度圆直径d1t，代入H中较小值d1t2.923ZEH2KT1uR(1-0.5R)2=2.923189.853921.619.371040.33(1-0.50.33)2=160.8mm计算圆周速度V=n1d1t601000=1.195m/s计算齿宽b=RR=0.33160.822=37.5计算载荷系数根据v=1.195m/s，7级精度，动载荷系数KV可按图10-8中低一级精度线查得KV=1.16,取齿间载荷分配系数KHa=KFa=1由表10-2查得使用系数KA=1由表10-9查得轴承系数KHbe=1.25齿间载荷分布系数KF=KH=1.5KHbe=1.251.5=1.875故载荷系数为：K=KAKVKHa KH=11.1611.875=2.175按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d1= d1t3KKt=178.1mm计算模数m= d1/ Z1=178.1/30=5.944.2.3 按齿根弯曲疲劳强度设计由式10-24得弯曲疲劳强度的设计公式：m34KT1R(1-0.5R)2Z12u2+1YFaYSaF确定公式内的各计算数值：由图10-20c查得两齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=FE2=380MPa由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数KFN1= KFN2=0.92计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式10-12得 F 1=F 2=KFN1FN1S=0.923801.4=249.7MPa计算动载荷系数KK=KAKVKFa KF=11.611.875=2.175计算当量齿数ZV1=ZV2= Z1cos = 30cos45 =42.4查取齿形系数：由表10-5，利用插值法计算齿形系数和应力校正系数42.4-40YFa-2.4 =45-42.42.35-YFa 故YFa=2.37642.4-40YSa-1.67 =45-42.41.68-YSa 故YSa=1.673计算YFaYSaF1=2.3761.673249.7=0.0159设计计算：m34KT1R(1-0.5R)2Z12u2+1YFaYSaF=4.51mm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的模数，由于齿轮模数m的大小主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有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数4.51并就圆整为标准值m=4.5mm，按接触强度计算得的分度圆直径d1=178.1mm，算出齿轮齿数Z1=178.14.5=40 Z1= Z2=40这样设计出的齿轮传动，既满足了齿轮弯曲疲劳强度，并做到了结构紧凑。4.2.4几何尺寸的计算 计算分度圆直径： d1=m Z1=404.5=180mm d2=m Z2=404.5=180mm 计算齿轮宽度： b=RR=42mm da1=d+2hacos=m（Z1+2cos）=186mm df1=d+2hfcos=m（Z1-2.4cos）=172mm4.2.5 结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。其它有关尺寸计算从略，并绘制齿轮零件图如图4所示：图4 齿轮结构简图Fig.4 Pulley diagram of the structure4.3 联轴器的选择4.3.1 选择联轴器的类型和型号 类型选择 因为减速器与工作机不在同一底座上，传递转矩较大，且要求有较大的轴线偏移补偿，故选用齿式联轴器。 载荷计算 公称转矩：T2=9.55106P2n2=9.551062.63142=176.877103Nmm 由机械设计教材表14-1查得KA=1.7，故由式14-1得计算转矩为：Tca=KAT=1.7176.877103Nmm=300.69Nmm 型号选择 从手册表8-3中查得GICL1型鼓形齿式联轴器的公称转矩为800Nm，许用转速为7100r/min，轴径为1638之间，故合用，其余计算从略。5 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：摆动从动件圆柱凸轮机构、对心曲柄滑块机构、偏置曲柄滑块机构，按图2所示的传动方案，选择摆动从动件圆柱凸轮机构，结构如下图5所示：图5 摆动从动件圆柱凸轮机构Fig.5 Bodies of cylindrical cam with oscillating follower5.1.2 摆动从动件圆柱凸轮机构中心距a的确定 图6是简化了的滚子摆动从动件圆柱凸轮机构,摆动从动件轴线A与圆柱凸轮轴线OO间的最短距离就是摆动从动件圆柱凸轮机构的中心距a,AB1和AB3是摆动从动件的两个极限位置,AB2是摆从动件的中间位置,为了使滚子中心B的轨迹量与同一个圆柱接近,取B1B3/OO,CD=DB2, 则:a=AD=AC+CD=AC+1/2(AB2-AC)=1/(AB2+AC)=1/2(L+Lcosmax/2) 即:a=L/2(1+cosmax/2) 式中,a:凸轮机构的中心距; L:摆动从动件的长度; max:摆动从动件的最大摆角 由空间结构决定，取max=90，L=60mm 故a=L/2(1+cosmax/2)=15（2+2）51图6 摆动从动件圆柱凸轮机构简图Fig.6 Cylindrical cam body swing diagram 5.1.3 摆动从动件运动规律的选择 用解析法设计圆柱凸轮廓线，首先需要建立摆动从动件运动规律的解析式:=F() 式中,:摆动从动件的摆角; :圆柱凸轮的转角。 去核机对摆动从动件的摆角规律有较严格的要求,所以应首先满足摆角的要求。 选择摆动从动件运动规律的一般原则: 仅需从动件实现一定的摆角，而对于行程中的运动规律并无严格要求时，常选用便于加工的简单几何曲线(如圆弧、圆弧直线)作为圆柱凸轮轮廓线。 对摆动从动件的摆角规律有严格要求的，应首先满足摆角的要求，然后考虑角速度和角加速问题。对高转速圆柱凸轮机构的摆动从动件的运动规律，主要考虑从动件的动力特性，力求避免过大的惯性力，为了便于比较、选取，现将几种常用的摆动从动件规律特性列于表3：表3 各种运动特性的比较Table.3 Comparison of various motion characteristics运动规名称 最大角速度max 最大角加速度 max 应用等速改进等速(余弦)改进等速(正弦)等加速等减速余弦加速度正弦加速度五次多项式改进正弦加速度改进梯形加速度 1.00 低速轻负载 1.22 7.68 低速重负荷 1.33 8.38 低速重负荷 2.00 4.00中速轻负荷 1.57 4.93 中低速轻负荷 2.00 6.28 中高速轻负荷 l.88 5.77 高速中负荷 1.76 5.33中高速重负荷 2.00 4.89 高速轻负荷 本设计中的摆动从动件符合第五种运动规律特性。5.1.4 圆柱凸轮中径D的确定 由于展开圆柱面的直径愈大则对应的凸轮理论廓线的变化率愈小，也就是说，外圆柱面上的凸轮理论廓线的变化率比槽底圆柱面土的理论廓线的变化率小。因此取圆柱凸轮的中径圆柱面作为理论设计的理论圆柱面。 即：D2Lcos(-m2)tan+tan(-m2)max 式中，一一圆柱凸轮旋转角速度; 一一摆杆从动件的角速度; 一一凸轮的压力角; 一一摆动从动件的摆角。 许用压力角a一般取3545。由上表数据，得： D80 ，所以取凸轮直径D=85mm5.1.5 圆柱凸轮转向与摆动推杆位置的凸轮廓线方程 理论轮廓线方程：x=rp+Lcos(max/2)-Lcos(max/2-) y=Lsin(max/2)-Lsin(max/2-) 式中,x、y为理论轮廓线上点的直角坐标;rp为凸轮的平均圆柱半径;为凸轮的转角;L为摆杆的长度;max为摆杆的最大摆角;为摆杆在任意位置时的摆角。 (2)实际轮廓线方程: X1=xrTdy/d/(dx/d)2+ (dy/d)21/2, Y1=y rTdx/d/(dx/d)2+(dy/d)21/2 式中X1Y1为实际轮廓线上任意点的坐标;rT为滚子半径;dx/d,dy/d对求导得到。上面一组加减号表示理论廓线下方的包络线,下面的一组加减号表示理轮廓线上方的包络线。5.1.6 轮廓线的曲率半径 在设计或加工凸轮轮廓时,曲率不适当就会发生“顶切”现象,从动件就不能按照拟定的规律运动,而且凸轮轮廓还要承受不许可的应力。 理论轮廓线上点的曲率半径的计算公式为: =(dx/d)2+(dy/d)23/2/(dx/ddy2/d2-dy/ddx2/d2) 按理论廓线的曲率半径,可得实际廓线的曲率半径: =rT, 式中为实际廓线的曲率半径。加号用于理论廓线下方的一根包络线2,减号用于理论廓线上方的一根包络线1。5.1.7 滚子半径rT的确定 为了保证从动件运动不失真，一般推荐公式是: rT0.8理min rT2r 式中：r滚子轴半径 理min-rT3mm 由上式，取rT=10mm5.2 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。按图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、制造容易、运动较平稳，能准确控制转动的角度、机械效率高等优点，一般应用在转速不高和要求间歇的转动装置中。5.2.2 槽轮机构的几何尺寸计算 槽轮机构的运动系数 =12-1Z 因为运动系数应大于零，所以外槽径向槽数目应大于或等于3，一般设计中槽数的正常选用值为48。 确定槽轮机构的槽数 由表1红枣去核机的二个执行机构的运动循环图可知：旋转盘的工作行程为270360，即槽轮的转角为90。 根据上述已知条件，取槽数Z=4。 确定主动拨盘的圆销数 n2ZZ-2 由该式可得圆销数n与槽数Z的关系，由机械原理教材表12-1，确定圆销数n=1 根据载荷和结构尺寸，选定中心距a=120，圆销半径r=6mm。 确定槽轮槽间角 220=2Z=90 槽间角对应销轮运动角210=-220=90 圆销中心回转半径 R1=sin20=12022=84.9mm 槽轮外圆半径 R2=(cos20)2+r2 =85mm 确定槽轮槽长 hsinZ+cosZ-1+r=12022+22-1+6=55.7 取h=56mm 计算槽轮的动停比K 因为运动系数=nZ-22Z=14=0.25 所以K=1223=13 槽轮的结构设计 根据上述已求出的槽轮机构的几何尺寸，绘制槽轮机构的简图如图7图7 槽轮机构简图Fig.7 Geneva mechanism diagram6 轴系零件的设计计算6.1 轴的结构尺寸设计6.1.1 初步确定最小直径 先按式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调制处理。根据表15-3，取A0=112，于是得 dmin=A03P1n1=11232.88142=30.5 因为轴截面上开有两个键槽，轴径应增大10%15%，故取d1=35mm6.1.2 拟定轴上零件的装配方案 绘制结构简图(图8)图8 轴的结构简图Fig.8 Axis structure diagram 其各零件的装配方案及固定方式如表4所示：表4 各零件的装配方案及固定方式Table.4 Fixed form and erection scheme of the part 零件 装配方案 左端轴向固定 左端轴向固定 周向固定 齿轮 左轴承 右轴承 从左装入 轴套 轴肩 键 从左装入轴承盖 轴套 过渡配合 从右装入 轴肩轴承盖 过渡配合6.1.3 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了带轮轴向定位的要求，段右端需制出一轴肩，故取段的直径d2=40mm，左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=43mm，带轮与轴配合的毂孔长度L=56mm，为了保证轴端挡圈只压在带轮上，而不压在轴的端面上，故段的长度应比L略短一些，由机械课程设计手册表13-19查得，取l1=55mm。 初步选择滚动轴承。因轴承同时承受径向力和轴向力的作用，故选用圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据d2=40mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的圆锥滚子轴承30309，其尺寸为dDT=45mm100mm27mm，故取d3=45mm；而l7=27mm。 右端滚动轴承采用轴肩定位，由机械课程设计手册查得30309型轴承的定位轴肩高度h=5mm，因此，取d6=55mm。 取齿轮处的段直径d4=50mm，齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度为52mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l4=50mm，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h一般取0.070.1d，取h=4.5mm，故d5=59mm，轴环高度b1.4h，取l5=62mm。 取齿轮距箱体内壁的距离a=12mm，l6=90mm，轴承端盖的总宽度为23mm，取l2=49mm，至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。6.1.4 轴上零件的周向定位 齿轮、带轮和轴的周向定位均采用平键连接，由机械设计教材表6-1，按d4查得平键截面bh=14mm9mm，键槽用键槽铣刀加工，长度为40mm，同时，为了保证齿轮与轴配合具有良好的中型，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6，适用于大转矩，振动及冲击、不经常拆卸的配合。同样，带轮与轴连接，选用平键为10mm8mm40mm，带轮与轴的配合为H7/m6，滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。6.1.5 确定轴上的圆角和倒角尺寸 参考机械设计教科书表15-2，取轴端倒角为145，按直径的大小由表15-2查取各段轴肩处的圆角半径R。6.1.6 校核轴I的强度 求作用在齿轮上的力 轴I上的扭矩：T=9550P/n=95502.88/142=193.69Nm 齿轮分度圆直径：d=m Z=404.5=180mm 圆周力：Ft1=2T1d=2193690180=2152.11N 径向力：Fr1=Fttancos1=2152.11tan20cos45=553.88N 轴向力：Fa1=Fttansin1=2152.11tan20sin45=553.88N 求轴上的载荷 首先根据轴的结构图做出轴的计算简图，在确定轴承的支点位置时，由机械课程设计手册查取a值，对于30309型圆锥滚子轴承，由手册查得a=21mm，因此，作为简支梁的轴的跨距：l1+l2+l3=98+39+183=295mm已知带轮的拉力F2=2F1，在空间任意力系的平衡条件可知：各力对每一个坐标轴的矩的代数和等于零，可得： MyF=0 （ F2-F1）D22-Ftd2=0 （2F1-F1）4002-18022152.11=0 F1=1229.8 F2=2F1=2459.6 将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平力两个平面力系，如图9所示：其中，Fte为通过另加转矩而平移到指向轴线，图a中的Fae亦应通过另加转矩而平移到作用于轴线上，由力分析可知： 由铅垂面，列平衡方程： MAF=0 Faed2+FNV2l2+l3-F1+F2l1-Frel2=0 FV=0 FNV1+FNV2+F1+F2-Fre=0 FNV2=Frel2+F1+F2l1-Faed2l2+l3=1501.4 FNV1=Fre-FNV2-F1-F2=-4636.92 式中负号说明假设方向与实际方向相反。 由水平面，列平衡方程： MAF=0 FNH2(l2+l3)-Ftel2=0 FH=0 FNH1+FNH2-Fte=0 代入已知值Fte=2152.11N，得： FNH2=l2l2+l3Fte=392152.1139+183=378.1 FNH1=Fte-FNH2=2152.11-378.1=1774.01 求危险截面弯矩，并绘制弯矩图铅垂面：由于在铅垂面的C处有一逆时针集中外力偶M=Faed2=49849.2N因此C处，弯矩图的数值有突变，且弯矩图M自左至右向下变化，突变值等于集中外力偶值。 在C处左侧的弯矩为： MCV1=F1+F2l1+l2+FNV1l2 =(1229.8+2459.6)(98+39)-4636.939=324608.7Nmm 在C处右侧的弯矩为：MCV2=MCV1-M=324608.7-49849.2=274759.5Nmm 其中在截面D和截面B上的弯矩为零 水平面：在C处的弯矩为MCH=FNH1l2=1774.0139=69186.39Nmm 所以在C处的总弯矩为： MC1=MCV12+MCH2=324608.72+69186.392=331899.93Nmm MC2=MCV22+MCH2=274759.52+69186.392=283336.4Nmm 在铅垂面A处的弯矩为： MAV=F1+F2l1=(1229.8+2459.6)98=361561.2Nmm 在水平面上，A处的弯矩为：MAH=0Nmm 所以在A处的总弯矩为： MA=MAH2+MAV2=361561.2Nmm从上述分析可知：截面A是轴的危险截面。现将计算出的截面A处的MH、MV及M的值列于下表5：表5 危险截面的弯矩值及扭矩值Table.5 Bending moment of dangerous section 载荷 水平面H 铅垂面V 支反力 弯矩M 总弯矩 扭矩T FN1=1774N，FN2=378.1N FNV1=-4636.92N，FNV2=1501.4N MH=0Nmm MV=361561NmmM=361561NmmT=193690Nmm 根据轴的计算简图及扭矩T=193690Nmm，绘制弯矩图、扭矩图如图9所示。 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩截面（危险截面A）的强度。 根据式15-5及上表中的数值，并取=0.6，轴的计算应力 ca=MC12+(T2)W=41.7MPa 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得-1=60MPa.因此ca-1，故安全。 精确校核轴I的疲劳强度 段虽然键槽、轴肩及过度配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按钮转强度为宽裕确定的，且在段承受的弯矩也比较小，所以截面D，段均无需校核。 从集中应力对轴的疲劳强度的影响来看，段的左截面与右截面配合处引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，段的右截面不受扭矩作用，截面C上的应力最大。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大，而且这里轴的直径也比较大，故截面C也不必校核。显然段、段与段更不必校核，因为不承受扭矩作用，且承受的弯矩也比较小。因而只校核段的右截面和段的左截面。 校核段的左截面： 抗弯截面系数W=0.1d3=0.1453=9112.5mm3 抗扭截面系数WT=0.2d3=0.2453=18225mm3 段的左截面的弯矩M为 M=361561.298-2198=284083.8Nmm 截面的扭矩为T1=193690Nmm 截面上的弯曲应力 b=MW=284083.89112.5=31.2MPa 截面上的扭转切应力 T=T1WT=19369018225=10.63MPa轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得B=640MPa, -1=275MPa, -1=155MPa. 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表3-2查取，因rd=1.640=0.04，Dd=4540=1.125，经插值法可查得 =2.04 =1.39 又由附图3-1得轴的材料敏性系数为 q=0.82 q=0.85 故有效集中系数按式附3-4 k=1+q-1=1+0.822.04-1=1.85 k=1+q-1=1+0.851.39-1=1.33碳钢的特性系数为 =0.10.2 取=0.1 =0.050.1 取=0.05 于是，计算安全系数值按式15-615-8则得 S=-1K+m=2753.631.2+0.10=2.45 S=-1K+m=1552.1210.632+0.0510.632=13.4 Sca=SSS2+S2=2.4513.42.452+13.42=2.41S=1.5 段的右截面 抗弯截面系数按表15-4中的公式计算 W=0.1d3=0.1403=6400mm3 抗扭截面系数WT=0.2d3=0.2403=12800mm3 弯矩及弯曲应力为 M=361561.298-2198=284083.8Nmm b=MW=284083.86400=44.4MPa 截面的扭矩为T2=193690Nmm 扭转切应力为T=T1WT=19369012800=15.1MPa 由附表3-8用插入法求出，并取k=0.75k，于是得k=2.06 k=1.54 轴按精车加工，得表面质量系数为：=0.85 故得综合系数为 K=k+1-1=2.06+10.85-1=2.13 K=k+1-1=1.54+10.85-1=1.7 所以轴在段右截面的安全系数为： S=-1K+m=2752.1344.4+0.10=2.9 S=-1K+m=1551.715.12+0.0515.12=11.73 Sca=SSS2+S2=2.911.732.92+11.732=2.8S=1.5 故该轴在截面右侧的强度符合要求。6.2 滚动轴承的选择及计算6.2.1 求两轴承受到的径向载荷 根据上述初选的圆锥滚子轴承型号30309，由机械课程设计手册查取30309轴承的额定动载荷C=108KN，额定静载荷C0=130KN，要求连续工作5年（设每年按300个工作日计）则轴承的预期计算寿命： Lh=530024=36000h 由上述已求出的轴承支反力： FNV1=-4636.9N, FNV2=1501.4N FNH1=1774N FNH2=378.1N 则轴承受到的径向载荷为： Fr1=FNV12+FNH12=4636.92+17742=4964.7N Fr2=FNV22+FNH22=1501.42+378.12=1548.28N6.2.2 求两轴承的轴向力 由机械课程设计手册表6-7查得30309轴承=13，e=1.5tan，所以e=1.5tan=1.5tan13=0.346 轴承的派生轴向力为 Fd1=Fr12Y=4964.70.346=7174.4N Fd2=Fr22Y=1548.280.346=2237.4N 轴承的受力如图10所示，两轴承面对面安装。因为Fd2+Fae=2237.4+553.88=2791.28Ne时， Pr=0.4Fr+0.4ctgFa 当FaFre=0.346 因轴承运转中有轻微冲击，由表13-6查取fp=1.01.2，取fp=1.1 则P1=fp(0.4Fr1+0.4ctgFa1) =16355.3N P2=fp(0.4Fr2+0.4ctgFa2) =13758N6.2.4 验算轴承的寿命 因为P1P2，所以按轴承1的受力大小验算： Lh=10660n(CP1) 对于滚子轴承=103 Lh=10660n(CP1)=10660142(10800016355.3)103=63403Lh 故所选轴承满足寿命要求。图9 轴的载荷分析图Fig.9 Shaft load analysis diagram图10 轴承受力简图Fig.10 Bearing load diagram6.3 键联接的选择及校核计算6.3.1 轴I带轮与轴配合处键的选择及校核计算 类型的选择 根据键连接的结构特点、使用要求和工作条件选择圆头（A型）键 尺寸的选择 由机械课程设计手册表14-1查取键bh=10mm8mm，因为轴毂宽B=55mm，为 了减小应力集中，所以选择键长L=50mm。 强度验算 按式6-1验算，即： P=2T103kldP 式中T=193.69Nm，k=0.5h=0.58=4mm l=L-b=50-10=40mm， d=35mm 因为键连接处有轻微冲击，由表6-2查得许用挤压应力P=60MPa P=2T103kld=2193.691034
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