自动核桃脱壳机毕业设计说明书

目录摘要I1前言12绪论12.1课题研究的目的和意义12.2国内外研究现状22.3总体方案63电动机的选择104破壳轴的带及带轮的设计114.1传动带的设计114.1.1确定计算功率114.1.2选择V带的型号124.1.3确定带轮的基准直径124.1.4确定传动中心距a和带长L124.1.5验算主动轮上的包角134.1.6确定V带的根数134.1.7确定带的初拉力144.1.8求V带传动作用在轴上的压力144.2V带带轮的设计154.2.1带轮的材料选择154.2.2结构设计154.2.3从动带轮的设计165拨料轴的带及带轮的设计175.1传动带的设计175.1.1确定计算功率175.1.2选择V带的型号175.1.3确定带轮的基准直径175.1.4确定传动中心距a和带长L185.1.5验算主动轮上的包角195.1.6确定V带的根数195.1.7确定带的初拉力195.1.8求V带传动作用在轴上的压力205.2V带带轮的设计205.2.1带轮的材料选择205.2.2结构设计205.2.3从动带轮的设计216破壳轴的设计226.1轴上的功率P、转速n、转矩T226.2初步确定轴的最小直径226.3轴的结构设计236.3.1拟定轴上零件的装配方案236.3.2确定轴的各段直径和长度236.3.3轴上零件的轴向定位246.3.4确定轴上圆角和倒角尺寸246.3.5轴的润滑256.4轴上的载荷256.5精确校核轴的疲劳强度276.5.1判断危险截面276.5.2校核截面Ⅳ左侧276.5.3校核截面Ⅳ右侧287破壳轴轴承的校核297.1计算轴承受到的径向载荷297.2计算轴承轴向力307.3求轴承的当量动载荷307.4验算轴承的寿命318机架的设计319输料斗的设计3210接料板的设计3311隔料机构3312调间隙机构34总结与体会36致谢词37【参考文献】38摘要核桃具有很高营养价值，不论是在国内还是在国外都具有很广阔的市场空间，人们的需求量是很大的。我国是核桃生产大国，在加工中存在的问题是核桃脱壳比较困难，核桃取仁在我国历来靠手工，效率低，破壳效果差。人工剥壳难以满足生产发展的要求，研制高效剥壳机已成当务之急。经调研和分析，设计了双齿盘——齿板式核桃脱壳机。本文介绍了双齿盘——齿板破壳原理，核桃脱壳机的破壳装置、隔料装置、调间隙装置、拨料装置、整体结构设计及参数设计。其中主要包括总体方案的确定，各部件的设计与计算，轴的校核，轴承的验算，完成全部设计后，并利用solidworks软件进行了三维零件设计及装配，总装配与各零件的图纸设计等等。【关键词】：双齿盘齿板、核桃脱壳机、调间隙装置、solidworksAbstractWalnuthasahighnutritionalvalueandhasaverylargemarketspacewhetherathomeorabroad,people'sdemandisenormous.WalnutproductioninChinaisabigcountryintheprocessingproblemismoredifficultshelledwalnut,walnutkernelinourcountryhasalwaysbeentakenbyhand,lowefficiency,poorbrokenshell.ArtificialShellerdifficulttomeettherequirementsofthedevelopmentofproduction,thedevelopmentofefficientshellingmachinehasbecomeimperative.Basedonthisproposeddesignedofgear-toothplatewalnutshellingmachine.Introduceadualgear-toothplatebrokenshelltheory,anddesignofthebrokenshellwalnutshellingmachinedevice,everyfeedingdevice,adjustgapdevice,dialfeedingdevice,theoverallstructuraldesignanddesignparameters.Whichmainlyincludethedeterminationoftheoverallprogram,designandcalculationofthevariouscomponents,checktheshaft,thebearingchecking,aftercompletionofallthedesignanduseofsolidworkssoftwareforthedesignofthree-dimensionalpartsandassembly,finalassemblyanddesigndrawingsofthepartsandsoon.【Keywords】：doublegear-toothplate;walnutshellingmachine;adjustgapdevice;solidworks1前言核桃，是人们常见的食物。它营养丰富，具有健脑、补肾、美容、降血脂四大功效。核桃和核桃仁还是我国传统的出口商品，加工和出口的季节性比较强。核桃取仁在我国历来靠手工，一人一天平均仅能砸40斤核桃，加工和出口的时间正值三秋和农田基本建设大忙季节，任务重，时间紧，形成与农业争劳力的局面，所以，实现核桃取仁机械化，对解放劳动力，支援农业生产有重要意义。核桃出口国家较多，进口国家比较集中，国际市场斗争十分激烈，实现核桃加工机械化，有利于我们抢时间，争速度，支援外贸。从经济上说，国际市场核桃仁各质量等级的差价甚大。机械取仁有希望提高取仁质量，增加外汇，同时大规模集中加工，便于综合利用。核桃仁中约占5%的碎末可以集中榨油，大量的核桃壳是做活性炭的好原料。研制核桃破壳机的具体任务是寻找适当的、特别是保证取仁质量的破壳工艺方法，研究实现这一工艺方法所要求的机器。2绪论2.1课题研究的目的和意义核桃，是人们常见的食物。它营养丰富，具有健脑、补肾、美容、降血脂四大功效。核桃富含脂肪(70%以上)及蛋白质(20%)，是高热能营养食物，又是无胆固醇的绿色保健食品，有着广阔的国内外市场，历来被称为“木本油料”、“铁杆庄稼”，是中国开发山区林业生产的重要经济树种。目前，全国25个省、市自治区都有核桃分布，面积有1000多万亩，2亿多株，以云南、、、、、、、、、新疆产量最多，约占全国总产量的85%以上，并且是我国传统出口物资之一。我国的核桃栽培面积约130万以上，主要种植区域在西南和西北。在国际市场上，核桃与杏仁、腰果、榛子一起并列为世界4大干果，核桃作为保健食品早已被国内外所认识。针对核桃加工存在的问题和市场的需求，确定核桃加工工艺，除脱青皮、分级、清洗、脱水、烘干、去壳、仁壳分离与包装外，还可进一步深加工。在加工中，存在的问题是核桃脱壳比较困难，主要由人工完成。人工剥壳难以满足生产发展的要求，故研制高效剥壳机已成当务之急。2.2国内外研究现状目前，国内机械方面核桃破壳取仁的方法有以下几种：离心碰撞式破壳法，化学腐蚀法，真空破壳取仁法，超声波破壳法，定间隙挤压破壳法。第一种碎仁太多，第二种实际操作不好控制，仁易受腐蚀，在一定程度上还会造成环境污染。第三四种设备昂贵，破壳成本高，且破壳效果不够理想。第五种值得探索。国内市场上常见的核桃破壳机如下：（1）陕西核桃剥壳机采用挤搓原理挤搓原理剥壳取仁石磙半径120mm。凹板形状曲线由圆弧段和直线段联接而成，圆弧半径140mm。直线长度即工作行程为30mm。由于石磙以50r/min转动，凹板固定，核桃本身将产生转动。这样，核桃不是在一点而是在一条线或一个区域上受到挤搓作用，有利于壳的完全破裂。如图2-1所示。1调节机构2凸版3石磙4喂入斗5核桃图2-1陕西核桃剥壳机示意图（2）山西核桃剥壳机采用定向对刀挤切原理由于核桃结合线截面与两半仁的结合面交叉成90度，壳上沟纹方向与纵径方向一致。因此，采用两把刀头沿纵径两端作用(挤压兼切割)，刀头形状见图2-2。每把刀头均匀地镶入五块刀片，刀片做成弧形轮廓.以尽可能接触核桃外壳。挤切的两刀头，其刀片相对错开，使得碎壳瓣小而数多，有利于壳的完全破裂，提高剥壳质量。图2-2山西核桃脱壳机刀头形状示意图（3）北京农业机械学院研制的核桃剥壳机核桃剥壳机原理如图2-3。当绵核桃喂入到克剥装置中，齿盘的旋转带动绵核桃边旋转边向里挤入。间距的齿尖不断地沿着壳表面克压，使得裂纹不扩展部分壳和仁掉离出来。最后壳基本上完全裂，碎壳和仁通过最小间隙向下掉出。图2-3北农机械学院绵核桃剥壳取仁原理示意图（4）新疆农业大学史建新老师等设计的6HP-150型核桃破壳机该机采用挤压破壳原理，如图2-4，当两对法向集中力作用在核桃上时较有利于壳的均匀完全破裂，而多对集中力作用在核桃上因提高了核桃的刚度，降低了内力值。核桃反而不易破裂。为了在破壳时能满足上述原理上的要求，在破壳装置结构上采用带有多级凹槽及齿纹的挤压辊，弧齿板采用双弧板结构，该结构符合“四点加压”原理，因而有利于壳的完全破裂。1核桃2挤压辊3弧齿板图2-4挤压破简示意图由新疆农业大学机械交通学院研制的6HP-150型核桃破壳机由分级装置、导向装置、破壳机构组成如图2-5。该机能依次自动完成分级、导向、破壳，无需人工参与。提高了劳动生产率和降低了生产成本。分级采用的是锥型滚筒栅式分级机构。该机构具有功耗低、振动小、可实现无级分级、对工位数的适应性强等特点。破壳装置果用滚筒-弧齿板式结构，采用这种结构更有利于得到完整的核桃仁。1料斗2分级滚筒3传动链条4支撑轮5导向辊6传动齿传动7弧齿板8挤压辊9电机图2-56HP-150核桃破壳机的结构简图（5）新疆农业大学史建新老师所设计的多辊挤压式核桃破壳机该机主要由机架、喂料斗、破壳辊、辅助破壳辊(数量35)、挤压间距调节机构、挡板、出料斗、带传动、电机等,其结构见图2-6。破壳辊与辅助破壳辊为破壳机的主要部件，两辊构成间断性的挤压破壳工作区，核桃在该区受到间断性的挤压，受挤压的核桃没有很快进行二次挤压，核桃仁损伤程度小；伸进喂料斗内的辅助破壳辊有助于均匀单层喂料；当两辊以一定速度相对旋转，工作时核桃受力方向一致，不会造成核桃的两半破裂，挤压间距调节机构可改变挤压破壳工作区的大小，以适应不同大小的核桃。破壳辊与辅助破壳辊形成由大到小间断性的多工位挤压破壳工作区，当两辊以一定速度相对旋转时，伸进喂料斗内的辅助破壳辊带动料斗内的核桃均匀的单层进入挤压破壳工作区，由于该区大于核桃横径，核桃没有受到挤压；此时破壳辊带动核桃做匀速转动和均匀平动到下一工作区，核桃在该区受到微量挤压，被挤压的核桃由破壳辊再次带动到下一工作区，如此循环往复,被挤压程度逐渐加深，当核桃被挤压到核桃壳最大挤压变形量最大时，核桃破裂，破裂的核桃从出料口排出。1辅助破壳辊2挡板3破壳棍4机架5带传动6电机7出料斗8挤压间距调整机构9喂料斗图2-6新农大史建新多辊挤压式核桃破壳机结构简图2.3总体方案核桃和核桃仁是我国传统的出口商品，外贸部门根据核桃仁的完整程度将其分为一路仁、二路仁和碎仁。一路仁是指半仁及大半仁，二路仁是指四分仁以及比1/4大的三角仁，比1/4还小的仁称为碎仁。二路仁与二路之和统称为高路仁。高路仁重与仁总重的比值称为高路仁率，这是评价核桃脱核机的一个重要指标，另一个指标是：剥核率=（核桃总量-含仁的核重）/核桃总重图2-7核桃的内部结构核桃的总类：核桃划分为四个品种群，如表2-1。表2-1核桃品种群单位（mm）品种群核桃壳厚度含仁率（%）横膈膜内褶壁取出仁纸皮核桃<0.9>65退化退化全仁薄壳核桃11.55064呈膜质退化半仁中壳核桃1.62.04149呈革质不发达1/4仁后壳核桃>2.1<41呈骨质发达碎仁注：1.横隔膜是指分隔开两半仁的十字架式的薄膜。2.内褶壁是指凹凸不平的内壁。因此，此种核桃脱核机所剥核的对象是指核桃壳厚度小于2mm，横膈膜退化或呈膜质、革质，内褶壁退化或不发达，较易于用机械剥壳取仁，包括纸皮、薄壳和中壳核桃品种群。目前，此种核桃占全部核桃的85%90%，随着无性繁殖的推广和品种的进一步改良，夹核桃将逐渐被淘汰。故本文着重研究品种纯度较高的四川、云南等西南地区产的薄壳核桃作为本机械研究对象。用游标卡尺测量出100个绵核桃的三维尺寸，统计处理后得出均值、方差等见表2-2，直方图如图2-8，对三维尺寸进行方差分析见表2-3。图2-8三维尺寸直方图表2-2绵核桃的三维尺寸统计表单位（mm）位置均差均方差变异系数近似球体直径球度纵径32.332.648.1%31.860.979横径31.822.648.3%棱径31.242.357.5%表2-3绵核桃三维尺寸方差分析方差来源平方和自由度均方F值临界值位置之间84.2242．106406．91误差19522976．57总和20362996．81对测量结果进行分析，可得出如下结论：（1）绝大多数绵核桃的三维尺寸都在27~37之间，其数量占总绵核桃量的95%左右。（2）绵核桃的三维尺寸存在纵径、横径、棱径，但在=0.001水平下三维尺寸有高度显著变化，可近似简化为球。（3）绵核桃外形近似为球，近似程度用球度来表示，球度的定义为：球度=式中，DE是与物体体积相同的球体直径。DC最小外接球体直径。假定绵核桃的体积等于截距为A、B、C的三维尺寸椭球的体积，外接球的直径是椭球的最大截距A，则球度表达式为：球度==几何平均直径/最大直径=近似球体直径/最大直径。1齿盘2齿板3核桃图2-9破壳结构示意图本次设计采用常见的异步电动机作动力源，利用V带减速和传递功率。利用轴旋转带动齿盘的转动，齿板固定在机架上，利用齿盘与齿板破壳（如图2-9），设计了调间隙机构可以生产不同尺寸的核桃，设计了拨料机构防止核桃在输料斗里悬空和卡住，从而使机器能够连续的工作，大大提高了生产率，基本性能如下。外形尺寸（长宽高）：590480945齿盘的轴转速：182r/min功率：0.75KW生产率：150K未破壳率：5%~10%3电动机的选择根据资料得主轴的转速在180转/分，按《机械设计手册》推荐的传动比合理取值范围，取V带的传动比为2～5，即可满足电动机的转速与主轴的转速相匹配。由《机械设计课程设计手册》查出三种适宜的电动机型号，如表3-1。表3-1电动机的型号和技术参数及传动比方案电动机型号额定功率P/kW同步转速r/min满载转速r/min效率（%）电动机重量（Kg）功率因数1Y100L-42.21500142078220.852Y90S-41.13000140079270.793Y90S-60.75100091082250.86综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及带传动的传动比，可知方案3比较适合,因此选定电动机型号为Y90S-6。所选电动机的额定功率P＝0.75kw，满载转速n=910r／min，总传动比适中，传动装置结构较紧凑。如表3-2。表3-2Y90S-6主要参数如下表型号额定功率KW转速r/min电流/A效率（%）功率因数额定电流额定转矩最大转矩Y90S-40.759103.65820.866.52.02.0表3-3电动机尺寸列表单位（mm）中心高(H)外形尺寸底脚安装尺寸地脚螺栓孔直径轴伸尺寸装键部位尺寸90104破壳轴的带及带轮的设计根据核桃破壳机的具体传动要求，可选取电动机和主轴之间用V带和带轮的传动方式传动，因为在破壳机的工作过程中，传动件V带是一个挠性件，它赋有弹性，能缓和冲击，吸收震动，因而使破壳机工作平稳，噪音小等优点。虽然在传动过程中V带与带轮之间存在着一些摩擦，导致两者的相对滑动，使传动比不精确但不会影响破壳机的传动，因为破壳机不需要精确的传动比，只要传动比比较准确就可以满足要求，而且V带的弹性滑动对破壳机的一些重要部件是一种过载保护，不会造成机体部件的严重损坏，还有V带及带轮的结构简单、制造成本底、容易维修和保养、便于安装，所以，在电动机与核桃破壳机之间选用V带与带轮的传动配合是很合理的。4.1传动带的设计4.1.1确定计算功率(4-1)其中：—工作情况系数—电动机的功率查《机械设计》一书中的表8-7可知：=选择V带的型号取传动比为5时转速合适。根据计算得知的功率和电动机上带轮（小带轮）的转速（与电动机一样的速度），查《机械设计》图8-10，可以选择V带的型号为Z型。4.1.3确定带轮的基准直径（1）初选主动带轮的基准直径：根据《机械设计》一书，可选择V带的型号参考表8-6和表8-8，选取小带轮直径=71mm。（2）计算V带的速度V：（4-2）（3）计算从动轮的直径（4-3）根据表8-8取=355mm实际传动比。4.1.4确定传动中心距a和带长L取：即：得：取：带长：（4-4）即：得：按《机械设计》一书中查表8-2，选择相近的基本长度可查得：。实际的中心距可按下列公式求得：（4-5）中心距范围360~376mm。4.1.5验算主动轮上的包角（4-6）即：求得：满足V带传动的包角要求。4.1.6确定V带的根数V带的根数由下列公式确定：(4-7)其中：—单根普通V带的许用功率值。—包角系数。—V带的基准长度系数，此处取。—计入传动比的影响时，单根普通V带所能传递的功率增量。由和查表8-4a得。由和i=5查表8-4b。查表取值：，。(4-8)所以：。即：，取根。4.1.7确定带的初拉力单根V带适当的初拉力由下列公式求得(4-9)其中：—传动带单位长度的质量，即：。4.1.8求V带传动作用在轴上的压力为了设计安装带轮轴和轴承，比需确定V带作用在轴上的压力，它等于V带两边的初拉力之和，忽略V带两边的拉力差，则值可以近似由下式算出：即：(4-10)4.2V带带轮的设计4.2.1带轮的材料选择因为带轮的转速，即，转速比较底，所以材料选定为灰铸铁，硬度为。4.2.2结构设计带轮的结构设计主要是根据带轮的基准直径，选择带轮的结构形式，根据带的型号来确定带论轮槽的尺寸，设计如下：主动带轮的结构选择因为根据主动带轮的基准直径尺寸，而与主动带轮配合的电动机轴的直径是，因此根据经验公式，所以主动带轮采用实心式。带轮参数的选择：通过查《机械设计》一书，可以确定主动带轮的结构参数，结构参数如下表，其他的相关尺寸可以根据相应的经验公式计算求得。表4-1主动带轮的结构参数单位（mm）槽型eZ8.52712±0.3713主动带轮的厚度可以由机械设计手册查得：，。主动带轮的结构如图4-1：图4-1主动带轮的结构示意图4.2.3从动带轮的设计从动带轮的结果选择因为根据主动带轮的基准直径和传动比来确定，即，，所以从动带轮采用轮辐式。从动带轮的参数选择：通过查《机械设计》一书，可查得带轮的结构参数间表，其他一些相关尺寸可以根据相应的经验公式计算求得：表4-2从动带轮的结构参数单位（mm）槽型eZ8.52712±0.3713从动带轮的厚度可以查机械设计手册得：，。从动带轮的结构如图4-2。图4-2从动带轮的结构示意图5拨料轴的带及带轮的设计5.1传动带的设计5.1.1确定计算功率根据拨料轴速度很低，大概是，受力大概是10N。可知：（5-1）5.1.2选择V带的型号取传动比为5时转速合适。根据计算得知的功率和破壳轴的转速，查《机械设计手册》图8-10，可以选择V带的型号为Z型。5.1.3确定带轮的基准直径（1）初选主动带轮的基准直径：根据《机械设计》一书，可选择V带的型号参考表8-6和表8-8，选取小带轮直径=50mm。（2）计算V带的速度V：（5-2）（3）计算从动轮的直径（5-3）根据表8-8取=250mm。实际传动比i=5。拨料轴实际转速。实际功率。5.1.4确定传动中心距a和带长L取：即：得：取：带长：（5-4）即：得：按《机械设计》一书中查表8-2，选择想近的基本长度可查得：。实际的中心距可按下列公式求得：（5-5）中心距范围260272mm。5.1.5验算主动轮上的包角（5-6）即：求得：满足V带传动的包角要求。5.1.6确定V带的根数V带的根数由下列公式确定：(5-7)其中：—单根普通V带的许用功率值—包角系数—V带的基准长度系数，此处取。—计入传动比的影响时，单根普通V带所能传递的功率增量。由和查表8-4a得。由和查表8-4b得。查表取值：，。(5-8)所以：。取根。5.1.7确定带的初拉力单根V带适当的初拉力由下列公式求得(5-9)其中：—传动带单位长度的质量，即：5.1.8求V带传动作用在轴上的压力为了设计安装带轮轴和轴承，必须确定V带作用在轴上的压力，它等于V带两边的初拉力之和，忽略V带两边的拉力差，则值可以近似由下式算出：即：(5-10)5.2V带带轮的设计5.2.1带轮的材料选择因为带轮的转速，即，转速比较底，所以材料选定为灰铸铁，硬度为。5.2.2结构设计带轮的结构设计主要是根据带轮的基准直径，选择带轮的结构形式，根据带的型号来确定带论轮槽的尺寸，设计如下：主动带轮的结构选择：因为根据主动带轮的基准直径尺寸，而与主动带轮配合的电动机轴的直径是，因此根据经验公式，所以主动带轮采用实心式。带轮参数的选择：通过查《机械设计》一书，可以确定主动带轮的结构参数，结构参数如下表，其他的相关尺寸可以根据相应的经验公式计算求得。表5-1主动带轮的结构参数单位（mm）槽型eZ8.52712±0.3713主动带轮的厚度可以由机械设计手册查得：，。主动带轮的结构如图5-1：图5-1主动带轮的结构示意图5.2.3从动带轮的设计从动带轮的结果选择因为根据主动带轮的基准直径和传动比来确定，即，，所以从动带轮采用孔板式。从动带轮的参数选择：通过查《机械设计》一书，可查得带轮的结构参数间表，其他一些相关尺寸可以根据相应的经验公式计算求得：表5-2从动带轮的结构参数单位（mm）槽型eZ8.52712±0.3713从动带轮的厚度可以查机械设计手册得：，。从动带轮的结构如图5-2。图5-2从动带轮的结构示意图6破壳轴的设计6.1轴上的功率P、转速n、转矩T（6-1）6.2初步确定轴的最小直径先按机械设计式（15—2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料45号钢，调制处理。根据表15—3，取A0=120，于是得（6-2）轴的最小直径显然是安装V带从动轮处的直径dⅠ—Ⅱ，为了使所选的轴的直径dⅠ—Ⅱ与从动轮的直径相配合，故取dⅠ—Ⅱ=24mm,V带轮的长度L=50mm，V带轮与轴配合的毂孔长度L1=48mm。6.3轴的结构设计6.3.1拟定轴上零件的装配方案本轴的装配方案采用如下图所示的装配方案图6-1轴的结构与装配6.3.2确定轴的各段直径和长度（1）为了满足V带轮的轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ轴段左端需制出一轴肩，故取dⅡ—Ⅲ=28mm；V带轮与轴配合的毂孔长度L=50mm，为了保证轴挡圈只压在V带轮上而不压在轴的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的长度应比L1略短些，现取lⅠ—Ⅱ=48mm。（2）初步选择角接触球轴承。参照工作要求并根据dⅡ—Ⅲ=28mm，由（见《机械设计课程设计》）轴承产品目录中初步选用标准精度级角接触球轴承7206AC，其尺寸为。左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得7206AC型轴承的定位轴肩高度h=5mm，因此，取dⅣ—Ⅴ=35mm。（3）取安装双齿盘的轴段Ⅳ-Ⅴ的直径dⅣ—Ⅴ=35mm，齿盘右端与右轴承之间采用套筒定位，已知齿盘的厚度为23mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿辊，此轴段略短于轮毂长度，故取lⅣ—Ⅴ=44mm，lⅥ-Ⅶ=44mm。左端与左轴承之间用轴肩定位，轴肩高度h=7mm则周环处的直径dⅤ—Ⅵ=42mm，周环的宽度b≥1.4h，取lⅤ—Ⅵ=10mm。（4）轴承端盖的总宽度为20mm（由机械及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与从动轮右端间的距离l=30mm，故取lⅡ—Ⅲ=50mm，lⅧ-Ⅸ=50mm。（5）由于支架总长度为500mm，在确定滚动轴承位置时，已知轴承宽度B=20mm，且支架内齿盘对称，则lⅢ—Ⅳ=80mm;lⅦ-Ⅷ=80mm。轴的最左端固定带轮，已知带轮的L=30mm，轴端采用的挡板固定，为了保证轴挡圈只压在V带轮上而不压在轴的端面上，故Ⅸ-Ⅹ段的长度应比L略短些，现取lⅨ-Ⅹ=28mm。至此，初步确定了轴的各段直径和长度。6.3.3轴上零件的轴向定位齿盘与轴的径向定位采用平键连接。按dⅣ—Ⅴ由手册查得平键截面（GB/T1095-1979)，键槽用键槽铣刀加工，长为36mm（标准键长见GB/T1096-1979），同时为了保证齿盘与轴配合有良好的对中性，故选择齿盘与轴的配合为H7/m6；同样，V带轮与轴的连接，选用平键位，V带轮与轴的配合为H7/m6。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。6.3.4确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15—2，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见图纸。6.3.5轴的润滑采用涂黄油的方式进行。6.4轴上的载荷首先根据轴的结构图（图6-1）作出轴的计算简图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面D是轴的危险截面。现将计算出的截面D处的、及M的值列于下表（参看图6-2）。表6-1截面C处的MH、MV、M值载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T图6-2轴的载荷分析图进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（危险截面D）的强度。根据式（15-5）及以上所算得数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取，轴的计算应力（6-3）前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15—1查得。因此，故安全。6.5精确校核轴的疲劳强度6.5.1判断危险截面截面A，Ⅱ，Ⅲ，B，E，F，Ⅷ，Ⅸ只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩及过渡配合所引起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扭矩强度较宽裕地确定的，所以上述的截面均不需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面Ⅳ和Ⅴ处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面D上的应力最大。截面Ⅴ的应力集