毕业设计（论文）-六工位间歇转台结构设计

摘要多工位转位台是一种典型的间歇式工作系统，广泛应用于自动化和半自动化工业加工和生产领域，对其机械结构进行设计具有广泛应用价值。生产实际中，存在大量的六工位生产加工需求，因此本课题具有工程实践意义。传统的槽轮机构在曲柄上的圆销进入或脱离槽轮啮合瞬间，槽轮机构的速度为零，但角加速度不为零，产生冲击。为使槽轮机构传动平稳，减少冲击现象，本设计采用一种修正槽轮机构，它是利用圆销偏心的行星运动和槽轮啮合来实现，通过改变柱销进入或退出啮合时的撞击现象，使其进入或退出啮合时瞬时角加速度等于零，而使槽轮机构转动平稳、能传递一定的动力，扩大其使用范围。槽轮间歇转台具有简单的结构，旋转角度准确，运行安全可靠程度较高，制作效率高等优点。当槽轮被均速转动的圆滚驱动时，它常常有很高的加速和减速特性。在这里的改进中，当被槽凸轮转动驱动时，包括驱动滚在内的输出杆可以沿径向移动。于是，当驱动滚与槽轮啮合时，连杆将沿径向向内移动。关键词：多工位转台；槽轮机构；设计全套图纸加V信153893706或扣3346389411

ABSTRACTmulti-stationturntableisatypicalintermittentworkingsystem,whichiswidelyusedinautomaticandsemi-automaticindustrialprocessingandproductionfields.Inproductionpractice,thereisalargenumberofsix-stationproductionandprocessingneeds,sothisprojecthaspracticalsignificance.ThevelocityofthetraditionalGenevamechanismiszero,buttheangularaccelerationisnotzerowhentheroundpinonthecrankentersordisengagesfromtheGenevawheel.InordertomaketheGenevamechanismdrivesmoothlyandreducetheimpactphenomenon,thisdesignadoptsakindofmodifiedGenevamechanism,whichisrealizedbyusingtheeccentricplanetarymotionoftheroundpinandthemeshingoftheGenevawheel,bychangingtheimpactphenomenonwhenthepinentersorexitsthemeshing,theinstantaneousangularaccelerationisequaltozerowhenitentersorexitsthemeshing,whichmakestheGenevamechanismrotatesmoothlyandcantransfercertainpower,andexpandsitsusescope.Theslottedwheelintermittentturntablehastheadvantagesofsimplestructure,accuraterotationangle,highsafetyandreliability,highproductionefficiencyandsoon.WhentheSHEAVEisdrivenbyacircularrollerrotatingatauniformspeed,itoftenhasveryhighaccelerationanddecelerationcharacteristics.Inthisimprovement,whendrivenbyaslottedcamrotation,theoutputRod,includingthedriveroller,canmoveintheradialdirection.Thus,whenthedriverollerisengagedwiththegroovedwheel,theconnectingrodmovesradiallyinwards.KeyWords:multi-stationturntable;GenevaMechanism;design

目录TOC\o"1-3"\h\u12182第一章绪论 绪论1.1研究背景和研究意义多工位转位台是一种典型的间歇式工作系统，广泛应用于自动化和半自动化工业加工和生产领域，对其机械结构进行设计具有广泛应用价值。生产实际中，存在大量的六工位生产加工需求，因此本课题具有工程实践意义。我国自动化行业的发展可谓日新月异、发展非常迅速，尤其是珠三角、长三角等电子行业密集城市对自动化的要求也越高。多数自动化设备需要根据生产的产品量身定做，所以通常我们对这个行业也称之为非标自动化，相对于标准的车床、铣床、钻床等这些通用设备都会有相对应的国家标准，而非标自动化设备只有采用的标准件拥有国家标准，其整个设备是没有对应的国家标准的。质量，成本和生产效率是一个企业的竞争力，是企业生存和发展的基础。人工的成本在产品成本当中也是一项较大的成本。而且人工操作的质量是有差异的，会产生一定的废品。企业如果想要提高自己的竞争力，需要在产品的质量，产品的成本投入以及提高产品的生产效率上面寻求突破。在人工的操作的时候，其操作的手法和熟练程度，是影响产品质量的主要因素。人工操作很难使产品达到统一的质量。同时为了提高产品的生产效率，是在同样的时间内可以加工出更多的产品，需要引进更先进的机械设备，代替手工进行加工的方式。自动化加工设备的优势，在加工企业当中被越来越多的关注，自动化加工设备的普及率也在逐年的提升。自动化设备与人工相比，需要有一个短期的成本投入。但是从长期来看，自动化成本一方面可以减少企业在人工方面的成本投入，同时在产品质量方面有更多的优势，可以使加工出的产品具有同样的质量。目前计算机、机械、电子等相关学科技术的不断发展，使得自动化加工设备的设计更加智能化，更便于操作。在生产企业中引进自动化加工设备，是企业寻求长期发展的一个重要的方向。1.2自动化设备的发展当前纵观整个国际社会，自动化程度比较高的是德国和日本，这两个国家的自动化设备起步时间比较早，发展的速度也是很快的，尤其是德国对设备的精益求精的制造精神，是值得世界各国学习的。日本的制造技术非常发达，日本人对设计、生产、组装每个环节都非常认真，一丝不苟的工作精神是值得我们学习的。我国的自动化设备发展相对发展国家比较晚，但是发展速度的是非常迅速的。国内非标自动化的小型企业较多，设备的质量相对不是太高，但是国内关于非标自动化的大型企业也是有很多的，比如新松机械手、大疆无人机等诸多私营企业，都是我们学习的榜样，他们的发展在整个国际上都是比较知名的。小型企业应该不断整合资源，在技术上要精益求精、不断像国内前列企业看齐，只有这样我们才能整体发展，不断进步、并超过德国日本这样的高度自动化的国家。我国自动化行业的发展可谓日新月异、发展非常迅速，尤其是珠三角、长三角等电子行业密集城市对自动化的要求也越高。多数自动化设备需要根据生产的产品量身定做，所以通常我们对这个行业也称之为非标自动化，相对于标准的车床、铣床、钻床等这些通用设备都会有相对应的国家标准，而非标自动化设备只有采用的标准件拥有国家标准，其整个设备是没有对应的国家标准的。当前纵观整个国际社会，自动化程度比较高的是德国和日本，这两个国家的自动化设备起步时间比较早，发展的速度也是很快的，尤其是德国对设备的精益求精的制造精神，是值得世界各国学习的。日本的制造技术非常发达，日本人对设计、生产、组装每个环节都非常认真，一丝不苟的工作精神是值得我们学习的。我国的自动化设备发展相对发展国家比较晚，但是发展速度的是非常迅速的。国内非标自动化的小型企业较多，设备的质量相对不是太高，但是国内关于非标自动化的大型企业也是有很多的，比如新松机械手、大疆无人机等诸多私营企业，都是我们学习的榜样，他们的发展在整个国际上都是比较知名的。小型企业应该不断整合资源，在技术上要精益求精、不断像国内前列企业看齐，只有这样我们才能整体发展，不断进步、并超过德国日本这样的高度自动化的国家。1.3槽轮的介绍槽轮机构是由槽轮和圆柱销组成的单向间歇运动机构，又称马尔他机构。它常被用来将主动件的连续转动转换成从动件的带有停歇的单向周期性转动。槽轮机构有外啮合和内啮合以及球面槽轮等。外啮合槽轮机构的槽轮和转臂转向相反,而内啮合则相同，球面槽轮可在两相交轴之间进行间歇传动。槽轮机构是一种步进间歇运动机构，由于结构简单、制造容易、工作可靠,能准确地控制转角,机械效率高,所以在自动和半自动生产线中得到广泛的应用。但是其动程不可调节，转角不能太小，槽轮在起、停时的加速度大，有冲击，并随着转速的增加或槽轮槽数的减少而加剧，故不宜用于高速，多用来实现不需经常调节转位角度的转位运动。槽轮机构以结构简单、工作较为可靠等特点，在自动机械中被广泛采用。但随着现代机械运转速度和定位精度要求的不断提高，传统形式的直线槽轮机构的固有缺陷日益明显。因此，对直线槽轮机构的改进设计，引起了设计人员的关注和重视，出现了多种改进形式。国内外很多研究人员对槽轮机构结构分析和改进设计，并对改进后的机构进行了相关工作性能分析与研究，为设计制造高速高精度间歇机构提供了理论依据。传统的槽轮机构存在有以下两个缺点:(1)动力特性差。槽轮在进入啮合和退出啮合瞬间，拨销的向心加速度使槽轮角加速度发生突变，从而出现柔性冲击;在槽轮转动过程中加速度变化的瞬间，由于间隙的存在，出现横越间隙的冲击;转动过程中最大角加速度也较大。(2)分度数与动停比有确定的关系，动停比无选择余地。由于槽轮机构的角速度曲线连续，因此，只要制造和装配精度能够保证，一般来说，基本不存在刚性冲击。对槽轮机构的研究主要集中在机构的改进方面，以槽轮机构为基本机构(除机架和原动件外还具有零个或一个杆组的机构称为基本机构)，在此基础上串联槽轮机构或其它基本机构以得到连续的角加速度曲线，从而避免柔性冲击，改善机构的动力性能。多年来，提出了一些槽轮机构的改进方案，如两级串联式槽轮机构、行星轮驱动的槽轮机构、完整齿轮和非完整齿轮驱动的槽轮机构、椭圆齿轮驱动的槽轮机构、连杆机构驱动的槽轮机构等组合式槽轮机构。其中行星轮驱动的槽轮机构结构简单，对动力特性有相当的改进效果，也扩大了动停比的选择范围。但对这种机构的运动学分析和参数分析还有待深入，该机构的潜力也未得到充分的发掘与认识。

第二章六工位间歇转台设计方案的确定2.1间歇转台典型的结构方案本次设计初步选择了三个可以实现间歇转台的方案。方案一：如图2-1是牛头刨床，它可以用作往复式刨床，因滑枕前端的刀架根据牛头设计而成，所以被称作牛头刨床，可以实现间歇移动。刨床的优点是快速返回运动特性。可以设计每个杆尺寸的极限角度来设计各个杆的长度。缺点是它不仅具有良好的间歇特性，只有急回特性所以不可以很好的实现直线间歇移动，所以不能满足设计要求。所以舍弃。图2-1牛头刨床运动示意图方案二：如图2-2所示，为为棘轮机构，本主要由摇臂，制动器和外部棘轮组成，当摇杆连续摆动时，棘轮沿一个方向和间歇地旋转。棘轮机构的优点是操作简单，操作方便，可以顺利实现间歇旋转，而且还可以调节切割厚度，缺点传动精度相对较差，而噪声大，在工作时，齿尖容易磨损，因此不适合高速旋转。提供蛋糕切割调节有级别。故舍弃。图2-2棘轮机构示意图方案三如图2-3所示，是槽轮机构，它是一种单向间歇运动机构，由槽轮和圆柱销为其主要部件。经常被用来将主动件的连续转动转换成从动件的带有停歇的单向周期性转动。故而可以很好的实现间歇移动。图2-3槽轮机构该装置具有简单的结构，旋转角度准确，运行安全可靠程度较高，制作效率高等优点。实用新型强，具有的缺点为，槽轮在启动和停止时加速度相对较大，对工件有冲击，所以不适合高速场合应用。但是设计要求的工作速度不高，这个缺点可以忽略不计。综合考虑以上三个机构的优缺点之后决定采用槽轮机构比较合理。2.2间歇转台方案的确定槽轮间歇转台具有简单的结构，旋转角度准确，运行安全可靠程度较高，制作效率高等优点。当槽轮被均速转动的圆滚驱动时，它常常有很高的加速和减速特性。在这里的改进中，当被槽凸轮转动驱动时，包括驱动滚在内的输出杆可以沿径向移动。于是，当驱动滚与槽轮啮合时，连杆将沿径向向内移动。底座采用铸件制成，刚性好、安装后整体设备稳定性好，采用伺服电机驱动行星减速机，行星减速机输出端连接齿轮，通过齿轮传动将动力输出到固定轴端齿轮，固定轴另一侧偏心轴通过和槽轮接触从而实现间接运动。顶部转动盘拥有六个工位，实现自动化生产线中分度盘的功能。整个机构设计的简单实用，各配合紧密、设备体积小，通过变频器控制电机亦可实现转盘速度的调整，满足不同的装配作业需求。转盘尺寸：直径400mm；间歇转台额定载荷:1000kg；功率：小于1KW;转动最大速度:1.5mm/s;工位数：6个。

第三章传动系统的设计3.1传动系统的布局根据传动比分配的原则：各级传动比应在合理的范围内，以符合传动型式的特点，使结构紧凑、合理。传动装置中各级传动间应尺寸协调，结构均匀，各传动件不发生干涉碰撞。结合间歇转台的结构特点，近似取：第一级传动比第二级传动比1-小齿轮2-双联齿轮13-双联齿轮24-主驱动齿轮图3-1新型电动间歇转台减速器系统简图由于齿轮的失效形式主要有轮齿折断、齿面磨损、齿面点蚀、齿面胶合和塑性变形等。因此在设计齿轮时必须保证齿轮传动在具体的工作情况下有足够的、相应的工作能力，以保证在整个工作寿命期间不致失效。对于闭式齿轮传动，通常以保证齿面接触疲劳强度为主。由于汽车用间歇转台并不要求传动精度非常高，考虑到成本、体积等综合因素，所有齿轮均选用渐开线直齿圆柱齿轮，9级精度，材料选用45号钢。由此计算出各级齿轮传动的参数见表3-1。表3-1齿轮传动主要几何参数压力角模数小齿轮齿数大齿轮齿数齿宽系数a2011131834450.813.2电动机的选择根据间歇转台额定载荷1000kg，转动最大速度按照1.5mm/s，得取减速器的效率为，电动机自带减速装置的效率为，则根据间歇转台顶举重量和速度要求需要选用型号为RS-775SH-7513的直流电动机，技术参数见表3-2。表3-2电动机参数表外形尺寸（mm）重量（g）电压空载最大效率时直径长度使用范围常用值速度（r/min）电流（A）速度（r/min）电流（A）转矩（g.cm）输出功率（w）Ф42673206~15V12V187002.21600013.6710117电动机的输出转矩为则电机经自带减速器后输出的转矩输出转矩为：＞，所以合格3.3传动装置的动力参数计算工件旋转速度，电机转速为16000r/min，电机自带减速比，减速器各级传动比分别为，，将以上各值代入式得：各轴转速各轴输入功率则各轴的输出功率为：各轴输入转矩电动机的输出转矩为则电机经自带减速器后输出的转矩输出转矩为：3.4各轴的设计3.4.1I轴的设计输入轴上的功率、转速和转矩分别为：，，求作用在齿轮上的力已知I轴上小齿轮的分度圆直径为则初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），取A0=100，得：选取:。由轴承样本查询得I轴两端的轴承选用6000深沟球轴承，尺寸为。轴的受力分析和校核:1）作轴的计算简图:根据6000深沟球轴承查手册得T=8mm齿宽中点距左支点距离L2=(16/2+8+15-8/2)mm=27mm齿宽中点距右支点距离L3=(16/2+8-8/2)mm=12mm2）计算轴的支反力：水平面支反力：垂直面支反力）：3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：MH=FNH1L2=304×27Nmm=8208Nmm截面A处的垂直弯矩：MV0=FQL1=562.5×16.5Nmm=9281Nmm截面C处的垂直弯矩：MV1=FNV1L2=-796×27Nmm=-21492NmmMV2=FNV2L3=543.1×12Nmm=6517Nmm分别作水平面弯矩图和垂直面弯矩图）。截面C处的合成弯矩：M1=eq\r(M\s(2,H)+M\s(2,V1))=23006NmmM2=eq\r(M\s(2,H)+M\s(2,V2))=10480Nmm作合成弯矩图。4）作转矩图。5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度：通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度,轴的弯扭受力图如下：3.4.2II轴的设计1求中间轴上的功率P2、转速n2和转矩T2：P2=0.1089KWn2=61.54r/minT2=17.65Nm2求作用在齿轮上的力:已知II轴上大齿轮的分度圆直径为则:Fr=Ft×tant=784×tan200=286N3初步确定轴的最小直径:选取轴的材料为45钢（调质），取：A0=95，得:中间轴最小直径显然是安装轴承的直径d12和d67,选定轴承型号为：6001型深沟球轴承，其尺寸为：d×D×T=12×28×8mm。4轴的受力分析和校核：1）作轴的计算简图（见图a）:根据6002深沟球轴承查手册得T=8mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：垂直面支反力（见图d）：FNV1=eq\f(Fr1(L2+L3)-Fr2L3,L1+L2+L3)=eq\f(391.6×(78+63)-1074.2×63,54+78+63)=-63.9NFNV2=eq\f(Fr1L1-Fr2(L1+L2),L1+L2+L3)=eq\f(391.6×54-1074.2×(54+78),54+78+63)=-618.7N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面B、C处的水平弯矩：MH1=FNH1L1=1731.6×54Nmm=93506NmmMH2=FNH2L3=2295.8×63Nmm=144635Nmm截面B、C处的垂直弯矩：MV1=FNV1L1=-63.9×54Nmm=-3451NmmMV2=FNV2L3=-618.7×63Nmm=-38978Nmm分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。截面B、C处的合成弯矩：M1=eq\r(M\s(2,H1)+M\s(2,V1))=93570NmmM2=eq\r(M\s(2,H2)+M\s(2,V2))=149795Nmm作合成弯矩图（图f）。4）作转矩图（图g）。5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度：通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面B）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（14-4），取=0.6，则有：ca=eq\f(Mca,W)=eq\f(\r(M\s(2,1)+\b(αT2)\s(2)),W)=eq\f(\r(93570\s(2)+\b(0.6×103.3×1000)\s(2)),0.1×30\s(3))MPa=41.6MPa≤[]=60MPa故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下：

第四章六工位间歇转台槽轮机构的设计4.1角速度和角加速度分析图4-1所示的修正槽轮机构，在运动过程的任一瞬时，槽轮2的转角和构件1的转角间的关系为:图4-1槽轮机构令并代入上式得槽轮的角速度为对时间的一次求导，即（4.1）当构件1的角速度为常数时，槽轮的角速度为（4.2）可得当一定时，槽轮机构的角速度和角加速度随槽数z而变化。槽数z=6的槽轮的角速度和角加速度曲线。在槽轮运动的前半段，是增加的，因此为正；在槽轮运动的后半段，是减少的，因此为负。当槽数较少时，加速度变化较大，运动平稳性差；当槽数增多后，加速度变化较小，运动较平稳。因此设计时，槽轮的槽数不应选得太少，但槽数也不宜太多，太多将使槽轮尺寸很大，转动时槽轮的惯性力矩也大。4.2槽轮的设计图4-2槽轮的设计槽数z=6，槽轮外圆半径=113mm，槽宽b=25.5mm，槽深，其中为槽轮运动角.此时=60°。如图3-2所示，槽轮为一层，别由轮毂、导向板、槽板焊接后去应力整体加工而成，材料采用45号钢。A,B两表面对φ44.5孔的不垂直度不大于0.01毫米，槽侧面对槽轮中心线不平行度不大于0.02毫米。4.3固定轴的设计（1）初步确定轴的最小直径先按式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。取=112，再根据标准尺寸表令=32mm。（2）轴的结构设计①拟定轴上零件的装配方案图4-3滚动轴的结构与装配②根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度已知Ⅲ-Ⅳ段安装主动臂轮，所以=40mm，配合为。因为主动轮臂轮毂部分长88mm，所以取=90mm。Ⅱ-Ⅲ、Ⅴ-Ⅵ段均需安装轴承，所以参照轴承的内径及其他各段的直径确定=35mm、=40mm，同时确定=53mm，=22mm。Ⅰ-Ⅱ段装链轮，根据链轮的宽度确定=48mm。③滚动轴承的选择因轴承主要承受径向载荷，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据=35mm、=40mm分别选择0基本游隙组，标准精度级的深沟球轴承6207、6208。④确定轴上圆角和倒角尺寸参照零件倒角C与圆角半径R的推荐值表，取轴端倒角分别为、，各轴肩处圆角半径为R1.5。4.4槽轮轴的设计（1）初步确定轴的最小直径先按式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。取=112，再根据标准尺寸表令=32mm。（2）轴的结构设计①拟定轴上零件的装配方案②根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度已知Ⅲ-Ⅳ段安装槽轮，所以=40mm。因为槽轮轮毂部分长100mm，所以取=102mm。Ⅱ-Ⅲ、Ⅴ-Ⅵ段均需安装轴承，所以参照轴承的内径及其他各段的直径确定=35mm、=40mm，同时确定=56mm，=22mm。③滚动轴承的选择因轴承主要承受径向载荷，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据=35mm、=40mm分别选择0基本游隙组，标准精度级的深沟球轴承6207、6208。④确定轴上圆角和倒角尺寸参照零件倒角C与圆角半径R的推荐值表，取轴端倒角分别为、，各轴肩处圆角半径为R1.5。4.5转动架的设计转动架偏心部分轴径为20mm，两端轴径为12mm，偏心距离为1.78mm，总长为70mm。转动架端部需开M5的半螺纹孔，以用于和小齿轮连接。转动架加工完成后需调质处理：HB220-HB250，且要在装配齿轮的轴段划通过偏心位置的中心线并在偏心位置打记号。图4-4转动架的图纸4.6各零部件装配关系电机提供动力通过齿轮将其传递给滚动轴，从而滚动轴带动主动轮臂作连续运动。当主动轮臂转动时，小齿轮作行星转动，并带动转动架运动，于是槽轮便获得周期性的间歇运动，最终使得槽轮轴以及与之连接的空心轴获得间歇运动，达到设计目的。17285第五章零件的强度校核 188495.1槽轮轴的强度校核 1）槽轮轴结构槽轮轴结构示意图如图5-1所示。图5-1槽轮轴轴结构示意图同步带轴左端与联轴器连接，右端分别安装轴承，套筒以及轴承端盖。2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（1）选择轴的材料为45钢，调质处理。由机械设计表15-3查的，于是得，故取。（2）由于段是与槽轮轴连接，故。3）轴上零件的轴向定位槽轮与轴的周向固定采用平键连接。轴向固定采用套筒和轴承端盖的方式。4）确定轴端倒角轴端倒角取。5）轴的受力分析以及轴的校核（1）作用在槽轮轴上的力即圆周力、径向力及齿轮作用在轴上的力（2）根据轴的结构图做出轴的受力简图轴的受力简图如图5-2所示。图5-2轴受力简图右端是以轴端挡圈进行固定，因此可以把轴看作是悬臂梁，由力矩平衡可知：最终可以得到：计算得到水平面的力矩分别为：计算竖直面的力矩为：计算力矩合理：输入轴是收到的扭矩为：5090N·mm，最终合成弯矩和扭矩，得到弯扭矩图如图5-3所示。图5-3输入轴弯扭矩图最大危险界面校核：由图5-3可知槽轮轴轴在输出端弯扭矩最大，因此只需要验证齿轮处的界面应力是否大于许用应力即可。根据设计要求有，通过计算校核合格，可以使用。5.2轴承寿命校核根据使用工况和实际载荷要求这里选择轴承8206。轴承反装轴向载荷,预期寿命。轴承径向载荷，。轴承转速为1000r/min、3229r/min、4299r/min，这里只需要验算最小转速时轴承的寿命是否满足要求。轴承所受载荷如图下5-3所示：图5-3轴承受力图5.2.1求比值根据《机械设计》表13—5，深沟球轴承最大e值为0.44，故此时5.2.2初步计算当量动载荷P根据式来计算轴承的当量动载荷。查机械设计手册取=1.2.通过查机械设计手册查取X=0.56,轴承基本额定动载荷为，Y值需在已知轴承型号和基本额定定载荷之后才能求出。相对轴向载荷，查手册介于0.025—0.07之间，对应的e值0.18—0.27，Y值为2.1—1.6，用线性插值法求Y值。则有：当量动载荷为：5.2.3验算轴承寿命由式来计算轴承的实际寿命则有：由以上验算可知所选轴承满足寿命要求。5.3键的选择及校核计算a、轴上与槽轮相联处键的校核键C12×8单键键连接的组成零件均为钢，=125满足设计要求。b、与轴上旋转盘相联的键的校核键A1610单键键连接的组成零件均为钢，=125满足设计要求。

总结传统的槽轮机构在曲柄上的圆销进入或脱离槽轮啮合瞬间，槽轮机构的速度为零，但角加速度不为零，产生冲击。为使槽轮机构传动平稳，减少冲击现象，本设计采用一种修正槽轮机构，它是利用圆销偏心的行星运动和槽轮啮合来实现，通过改变柱销进入或退出啮合时的撞击现象，使其进入或退出啮合时瞬时角加速度等于零，而使槽轮机构转动平稳、能传递一定的动力，扩大其使用范围。当一定时，槽轮机构的角速度和角加速度随槽数z而变化。槽数z=6的槽轮的角速度和角加速度曲线。在槽轮运动的前半段，是增加的，因此为正；在槽轮运动的后半段，是减少的，因此为负。当槽数较少时，加速度变化较大，运动平稳性差；当槽数增多后，加速度变化较小，运动较平稳。因此设计时，槽轮的槽数不应选得太少，但槽数也不宜太多，太多将使槽轮尺寸很大，转动时槽轮的惯性力矩也大。槽数z=6，槽轮外圆半径=113mm，槽宽b=25.5mm，槽深，其中为槽轮运动角.此时=60°。槽轮为一层，由轮毂、导向板、槽板焊接后去应力整体加工而成，材料采用45号钢。A,B两表面对φ44.5孔的不垂直度不大于0.01毫米，槽侧面对槽轮中心线不平行度不大于0.02毫米。电机做为该设备的主要驱动装置，在设备中如同心脏一样重要。电机的选型必须满足设计需求。选择合适类型的电机后可以按照相关的使用需求，对电动机的相关参数进行确定。电机的主要参数是矩扭必须满足的使用要求，所选电机的启动转矩必须大于该设备的负载扭矩。而计算相关扭矩又需要对各转动惯量等进行详细计算。电机转速有750转/分钟、1000转/分钟、1500转/分钟等多种样式，需要结合设计任务的实际要求去确定电机的具体转速。除此之外，还要通过确定其他参数，校核电机型号是否满足要求。选择型号为东方马达AZ系列DC电源输入内藏定位型AZM46MK-HP9+AZD-KD+CC020VZFB2电机，电机的功率、转速、启动转矩和最大扭矩都能满足设计要求，并在加了安全系数的条件下也能很好的满足使用要求，参考文献[1]蔡彦博,杨德振.大惯量低刚度转台的扫描控制[J].激光与红外,2022,52(02):247-252.[2]李欣伟,谢序渊.梅钢大包回转台轴承更换方案[J].冶金设备,2022(01):12-16.[3]马彦炜,李明亮,李才华,杨旭,孙佳佳.槽轮间歇机构的造型设计[J].轻工科技,2022,38(01):49-51+169.[4]韩昊桐.心形曲柄导杆间歇机构分析与综合[J].机械设计与制造工程,2022,51(01):131-134.[5]韩继光,韩昊桐,何贞志.心形曲柄导杆近似间歇机构分析与综合[J].机械设计,2021,38(12):75-80.DOI:10.13841/ki.jxsj.2021.12.010.[6]罗晗.单轴FOD伺服转台设计[J].机械,2021,48(12):36-42.[7]龚楠,张敏良,谢浩,史春光,柴宁生.爬杆机器人爬升装置间歇机构设计与运动特性分析[J].智能计算机与应用,2021,11(12):93-96.[8]黄晓杰,杭鲁滨,汪千升,黄晓波,王明远.用于单驱动电动开启门锁保险支链的双层柔顺间歇机构[J].机械传动,2021,45(11):65-70+108.DOI:10.16578/j.issn.1004.2539.2021.11.011.[9]麻芳兰,邓樟林,李科,罗晓虎,梁叶杭,李尚平.甘蔗种植机施肥凸轮间歇机构仿真与试验研究[J].农机化研究,2022,44(06):118-125.DOI:10.13427/ki.njyi.2022.06.021.[10]韩昊桐,何贞志,韩继光.近似间歇心形曲柄导杆机构分析与综合[J].机械传动,2021,45(08):58-62.DOI:10.16578/j.issn.1004.2539.2021.08.008.[11]姜奥.14.5mm链式机枪外能源供弹技术研究[D].中北大学,2021.DOI:10.27470/ki.ghbgc.2021.001077.[12]王源,张耀成,杨兆建,高慧芳.转盘式间歇运动机构的设计与特性分析[J].机械设计与制造,2020(11):1-4.DOI:10.19356/ki.1001-3997.2020.11.001.[13]吕方梅.一种新型模切机间歇机构的设计与运动学[J].包装工程,2020,41(13):204-209.DOI:10.19554/ki.1001-3563.2020.13.029.[14]杨益洲,周益军,李小忠,张兆东,李红岩.六工位自动送料压片机设计与实现[J].机械设计与制造工程,2020,49(06):44-46.[15],一种DCR测试机.重庆市,重庆市潼南区卓普电子有限公司,2020-03-27.[16]韩继光,何贞志.对心椭圆曲柄滑块间歇运动机构综合[J].机械设计,2019,36(07):37-41.DOI:10.13841/ki.jxsj.2019.07.006.[17]邢凯.育苗制钵机关键部件及其参数优化设计方法的研究[D].内蒙古农业大学,2019.DOI:10.27229/ki.gnmnu.2019.000069.[18]王源.紧急救援多绳缠绕提升绞车结构优化与性能研究[D].太原理工大学,2019.[19]黄浩,李叶林,张映乐.一种多杆变胞机构水果采摘器的设计[J].湖南文理学院学报(自然科学版),2019,31(01):42-44+55.[20]胡俊,TWS-多工位焊接自动工作台.浙江省,平湖拓伟思自动化设备有限公司,2017-09-28.[21]李志杰,张金,朱剑,曾李文.动停比连续可调的不完全齿轮机构设计及应用[J].机械传动,2017,41(07):160-163.DOI:10.16578/j.issn.1004.25