蓮子去芯機(jī)設(shè)計[9張CAD高清圖紙和說明書全套]

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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; 目 錄摘要1關(guān)鍵詞11 前言22 蓮子去芯機(jī)的方案設(shè)計32.1 執(zhí)行系統(tǒng)的方案設(shè)計32.1.1 蓮子去芯機(jī)的功能32.1.2 蓮子去芯機(jī)的原始數(shù)據(jù)機(jī)設(shè)計要求32.1.3 工藝動作分解32.1.4 沖針往復(fù)直線運動的實現(xiàn)機(jī)構(gòu)32.1.5 旋轉(zhuǎn)盤間歇轉(zhuǎn)動的實現(xiàn)機(jī)構(gòu)32.1.6 執(zhí)行機(jī)構(gòu)的協(xié)調(diào)設(shè)計42.1.7 機(jī)構(gòu)運動循環(huán)圖的設(shè)計42.1.8 機(jī)械運動方案的選擇和評定52.2 傳動系統(tǒng)的方案設(shè)計52.2.1 初選原動機(jī)52.2.2 擬定傳動系統(tǒng)方案52.2.3 機(jī)械運動簡圖53 傳動裝置的總體設(shè)計63.1 旋轉(zhuǎn)電動機(jī)63.1.1 電動機(jī)的內(nèi)型和結(jié)構(gòu)形勢式63.1.2 確定電容機(jī)容量63.1.3 確定電動機(jī)轉(zhuǎn)速63.2 確定傳動裝置的傳動比63.3 傳動裝置的運動和動力參數(shù)73.3.1 各軸的轉(zhuǎn)速73.3.2 各軸的輸入功率73.3.3 各軸的轉(zhuǎn)矩74 傳動零件的設(shè)計計算74.1 普通V帶傳動的設(shè)計計算74.1.1 輸入V帶傳動的設(shè)計計算74.1.2 輸出V帶傳動的設(shè)計計算84.2 直齒圓錐齒輪傳動設(shè)計計算104.2.1 選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)104.2.2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計104.2.3 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計114.2.4 幾何尺寸的計算124.2.5 機(jī)構(gòu)設(shè)計及繪制零件圖125 執(zhí)行機(jī)構(gòu)的設(shè)計計算135.1 沖壓機(jī)構(gòu)的設(shè)計計算135.1.1 沖壓機(jī)構(gòu)的選型135.1.2 凸輪機(jī)構(gòu)的運動分析135.1.3 凸輪機(jī)構(gòu)的幾何尺寸計算135.2 間歇運動機(jī)構(gòu)的設(shè)計計算155.2.1 間歇運動機(jī)構(gòu)的選型155.2.2 槽輪機(jī)構(gòu)的幾何尺寸設(shè)計166 軸系零件的設(shè)計計算176.1 輸入軸的結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計176.1.1 初步確定最小直徑176.1.2 擬定軸上零件的裝配方案176.1.3 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度176.1.4 軸上零件的周向定位186.1.5 確定軸上圓角和倒角尺寸186.1.6 校核輸入軸的強(qiáng)度186.2 軸II的設(shè)計計算196.2.1 初步確定最小直徑196.2.2 擬定軸上零件的裝配方案206.2.3 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度206.2.4 軸上零件的周向定位216.2.5 確定軸上圓角和倒角尺寸216.2.6 校核軸II的強(qiáng)度216.3 滾動軸承的選擇及計算266.3.1 求兩個軸承受到的徑向載荷266.3.2 求兩軸承的軸向力266.3.3 求軸承的當(dāng)量動載荷276.3.4 驗算軸承的壽命276.4 鍵連接的選擇及校核計算276.4.1 軸II帶輪與軸配合處鍵的選擇及校核276.4.2 軸II齒輪與軸配合處鍵的選擇及校核計算277潤滑與密封287.1 直齒圓錐齒輪傳動的潤滑287.2 軸伸出端得密封288 設(shè)計總結(jié)28參考文獻(xiàn)29致謝3033 1 前言蓮子是一種有較高食用和藥用價值的特色農(nóng)副產(chǎn)品，具有較高的經(jīng)濟(jì)價值，在中國尤其是湖北、湖南有較大的產(chǎn)量。有較高的經(jīng)濟(jì)價值，在中國尤其是湖北、湖南有較大的產(chǎn)量。但是，目前蓮子的加工主要采用由人工以簡單工具或采用較為落后的小型機(jī)械完成蓮子分級、剝殼、去芯和脫皮等工藝環(huán)節(jié)，其去芯工藝過程主要是利用鋼針穿芯將蓮子芯去除。這種加工工藝效率低，勞動強(qiáng)度大，蓮子損耗率高，人工成本也比較高，產(chǎn)品質(zhì)量極不穩(wěn)定，不能適應(yīng)大規(guī)模生產(chǎn)，嚴(yán)重影響了產(chǎn)能和效益，影響了蓮子的綜合利用率。隨著蓮子去芯加工向機(jī)械化、規(guī)模化、精深化方向的發(fā)展，市場主流需求對蓮子去芯質(zhì)量提出了更高的要求。由于現(xiàn)在國內(nèi)研究蓮子去芯設(shè)備還處于初級階段，所以開發(fā)性能優(yōu)良的蓮子去芯加工設(shè)備形勢所需。蓮子的主要產(chǎn)區(qū)在中國，國外蓮子產(chǎn)量很少，有的幾乎沒有。因此，國外的蓮子去芯設(shè)備很少，在這方面的研究也很少。與國外相比，國內(nèi)的蓮子去芯技術(shù)發(fā)展緩慢，自動化程度不高，遠(yuǎn)遠(yuǎn)落后于種植業(yè)的發(fā)展，而且機(jī)械去芯機(jī)在生產(chǎn)中推廣應(yīng)用并不多，主要是有以下的幾個突出的問題：（1）蓮子損失率高。不少去芯機(jī)不能徹底的將蓮心與蓮子分離，蓮心去凈率不夠理想，使得損失率高達(dá)10%。（2）機(jī)具性能不穩(wěn)定，適應(yīng)性差。由于蓮子的成熟度不一導(dǎo)致蓮子大小不一等原因，使去芯機(jī)存在性能不穩(wěn)定、適應(yīng)性差等缺點。（3）科技含量低。目前所使用的去芯機(jī)，多數(shù)制造工藝水平不高，以至于不能滿足當(dāng)今高科技的需求。（4）作業(yè)成本偏高。現(xiàn)在很多蓮子生產(chǎn)區(qū)都還采用人工去芯，不僅實效低，而且非常浪費人力資源。（5）生產(chǎn)效率低。有些蓮子去芯定位有一定的困難，在加工時，需要工人擺放和扶正，使得加工平率受到較大的限制。因此在現(xiàn)有的去芯設(shè)備中，具有去凈率不理想，損失率高，蓮子破碎嚴(yán)重等缺陷，不利于蓮子的的進(jìn)一步加工。為此，研究衛(wèi)生、可靠、高效、損失率低的蓮子去芯設(shè)備，對與促進(jìn)蓮子深加工和提高產(chǎn)品質(zhì)量具有重要意義。同時加快了農(nóng)產(chǎn)品深加工技術(shù)與設(shè)備的研究開發(fā)，提高農(nóng)副產(chǎn)品的附加值，實現(xiàn)農(nóng)民增收，進(jìn)而提高加入WTO環(huán)境下我國農(nóng)業(yè)的國際競爭力具有積極地意義。畢業(yè)設(shè)計是我們在學(xué)習(xí)階段的最后一個重要環(huán)節(jié)，要求我們能綜合運用大學(xué)四年所學(xué)的專業(yè)知識和理論知識，結(jié)合實際，獨立解決本專業(yè)一般問題,樹立為生產(chǎn)服務(wù)，扎實肯干，一絲不茍的工作作風(fēng)，為將來在機(jī)械方面工作打下良好的基礎(chǔ)。經(jīng)過設(shè)計和討論，終于圓滿地完成了設(shè)計任務(wù)。本次設(shè)計就是圍繞解決以上五點不足,按照一般步驟來設(shè)計的，力求結(jié)構(gòu)合理，計算準(zhǔn)確，經(jīng)濟(jì)可靠。2 蓮子去芯機(jī)的方案設(shè)計2.1 執(zhí)行系統(tǒng)的方案設(shè)計機(jī)械執(zhí)行系統(tǒng)的方案設(shè)計是機(jī)械系統(tǒng)總體方案設(shè)計的核心，它對機(jī)械能否實現(xiàn)預(yù)期的功能、性能的優(yōu)劣、經(jīng)濟(jì)效益的好壞都起到了、決定性的作用。2.1.1 蓮子去芯機(jī)的功能蓮子去芯機(jī)時將沖針的往復(fù)直線運動及旋轉(zhuǎn)工作臺的間歇轉(zhuǎn)動來完成連續(xù)去芯作業(yè)處理的，其功能可分解為沖芯、退回、沖蓮子4個分功能。2.1.2 蓮子去芯機(jī)的原始數(shù)據(jù)機(jī)設(shè)計要求（1）加工蓮子的直徑為10mm15mm（2）由于同時去芯多個蓮子的沖針壓力大，最大可達(dá)2KN，其壓力變化近似認(rèn)為在沖程的一半進(jìn)行沖壓，壓力呈線性變化。（3）要求沖針自上向下運動前，旋轉(zhuǎn)盤做一次間歇轉(zhuǎn)動，轉(zhuǎn)角為90。（4）電動機(jī)軸與凸輪軸平行，使用壽命10年，載荷有輕微沖擊，允許凸輪轉(zhuǎn)速偏差5%，要求凸輪機(jī)構(gòu)的回程運動規(guī)律為等加速度、等減速運動。2.1.3 工藝動作分解根據(jù)上述分析，蓮子去芯機(jī)要求完成的工藝動作有以下幾個動作。（1）加料：這一動作可利用人工加料。（2）沖制：其工藝動作可以分解為沖芯和沖蓮子，要求沖針自上向下運動前，旋轉(zhuǎn)盤做一次間歇轉(zhuǎn)動，轉(zhuǎn)動的角度為90。（3）旋轉(zhuǎn)盤間歇運動：已完成送料、沖芯、沖蓮子三個工位的轉(zhuǎn)換。2.1.4 沖針往復(fù)直線運動的實現(xiàn)機(jī)構(gòu)選擇電動機(jī)為動力源，則此機(jī)構(gòu)是具有將連續(xù)的回轉(zhuǎn)運動變換為往復(fù)直線運動的功能。實現(xiàn)該功能的各機(jī)構(gòu)比較如下：（1）對心曲柄滑塊機(jī)構(gòu)：這種低副機(jī)構(gòu)具有良好的動力特性和運動特性、運動副幾何封閉、制造簡單等優(yōu)點。（2）凸輪機(jī)構(gòu)：該機(jī)構(gòu)是點、線接觸的高副機(jī)構(gòu)，易磨損，但是響應(yīng)速度快，機(jī)構(gòu)簡單緊湊。多用于傳遞力不大的場合。2.1.5 旋轉(zhuǎn)盤間歇轉(zhuǎn)動的實現(xiàn)機(jī)構(gòu)棘輪機(jī)構(gòu)、槽輪機(jī)構(gòu)、不完全齒輪機(jī)構(gòu)均可實現(xiàn)間歇運動。由于旋轉(zhuǎn)盤間歇轉(zhuǎn)動速度要求低速，且需要精確地轉(zhuǎn)位，故選擇槽輪機(jī)構(gòu)。2.1.6 執(zhí)行機(jī)構(gòu)的協(xié)調(diào)設(shè)計和執(zhí)行機(jī)構(gòu)不僅要完成本身的動作外，還要和其他執(zhí)行機(jī)構(gòu)以一定的次序或時間順序協(xié)調(diào)動作，相互配合，以完成機(jī)械預(yù)期的功能和生產(chǎn)過程。如果動作不協(xié)調(diào)，不僅無法實現(xiàn)預(yù)期要求，甚至還會破壞機(jī)件，因此，各執(zhí)行機(jī)構(gòu)在運動時間先后上和運動位置的安排上，必須準(zhǔn)確協(xié)調(diào)地互相配合。蓮子去芯機(jī)由減速傳動裝置、沖壓機(jī)構(gòu)、間歇運動機(jī)構(gòu)組成。在送料期間，沖針不能壓到旋轉(zhuǎn)盤上，顯然沖針自上向下運動前，旋轉(zhuǎn)盤做一次間歇轉(zhuǎn)動，所以沖針與旋轉(zhuǎn)盤之間的運動在時間順序和空間位置上有嚴(yán)格的協(xié)調(diào)配合要求。2.1.7 機(jī)構(gòu)運動循環(huán)圖的設(shè)計對與蓮子去芯機(jī)的運動循環(huán)圖主要是確定沖針、旋轉(zhuǎn)盤兩個執(zhí)行構(gòu)件的先后順序、相位，以利于對各執(zhí)行構(gòu)件的設(shè)計。其蓮子去芯機(jī)的一個工作循環(huán)過程如圖1所示： 圖1 蓮子去芯機(jī)的工作過程 Fig.1 The work to machine for removing cores of jujube為了保證機(jī)器在工作時其個執(zhí)行構(gòu)件間動作的協(xié)調(diào)配合關(guān)系，在設(shè)計機(jī)器時應(yīng)編制出表明機(jī)器在一個運動循環(huán)中各執(zhí)行構(gòu)件運動關(guān)系的運動循環(huán)圖。表1表示兩個執(zhí)行構(gòu)件的運動循環(huán)圖，沖針和旋轉(zhuǎn)盤都由工作行程和回程兩個部分組成，設(shè)每轉(zhuǎn)一周為一個運動周期，其沖針的工作行程為0180，回程為180360，即一個運動周期做一次上、下移動；旋轉(zhuǎn)盤的工作行程在沖針的回程后半段和工作行程的前半段完成，工作旋轉(zhuǎn)盤由軸III帶動，通過槽輪機(jī)構(gòu)做間歇轉(zhuǎn)位運動，轉(zhuǎn)位過程對應(yīng)于軸III轉(zhuǎn)過90，停歇過程對于軸III轉(zhuǎn)過270。 表1 執(zhí)行構(gòu)件運動循環(huán)圖 Tab.1 Cycle chart of executive motion 沖針 工作行程 回程旋轉(zhuǎn)盤 停止 進(jìn)給主軸轉(zhuǎn)角0 90 180 270 3602.1.8 機(jī)械運動方案的選擇和評定現(xiàn)在可以按給定條件、各執(zhí)行構(gòu)件的相容性和盡量使機(jī)構(gòu)簡單、空間布局緊湊等要求來選擇方案，由此可選定兩個結(jié)構(gòu)比較簡單的方案。方案一：沖壓機(jī)構(gòu)凸輪機(jī)構(gòu)，旋轉(zhuǎn)盤間歇機(jī)構(gòu)為槽輪機(jī)構(gòu)。方案二：沖壓機(jī)構(gòu)為對心曲柄滑塊機(jī)構(gòu)，旋轉(zhuǎn)盤間歇機(jī)構(gòu)為槽輪機(jī)構(gòu)。評定：心曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的往復(fù)直線運動具有良好的動力特性和運動特性、制造簡單等優(yōu)點，但是方案一具有結(jié)構(gòu)簡單、機(jī)械效率高、響應(yīng)速度快等優(yōu)點，故最后選擇方案一位蓮子去芯機(jī)的機(jī)械傳動方案。2.2 傳動系統(tǒng)的方案設(shè)計2.2.1 初選原動機(jī)根據(jù)蓮子去芯機(jī)的工作情況和原動機(jī)的選擇原則，初選三相異步電動機(jī)為原動機(jī)，額定轉(zhuǎn)速為n=750 r/min。因額定功率需要在李分析后確定，故電動機(jī)的具體型號待定。2.2.2 擬定傳動系統(tǒng)方案根據(jù)執(zhí)行系統(tǒng)的工況和初選原動機(jī)的工況及要實現(xiàn)的總傳動比，擬選用帶傳動機(jī)構(gòu)和一級圓錐齒輪傳動組成蓮子去芯機(jī)的傳動系統(tǒng)。2.2.3 機(jī)械運動簡圖按照已選定的兩個執(zhí)行機(jī)構(gòu)形式及機(jī)械傳動系統(tǒng)，畫出蓮子去芯機(jī)的機(jī)械運動簡圖。如圖2所示，其工作原理為：電動機(jī)經(jīng)過減速傳動裝置（帶輪傳動）帶動執(zhí)行機(jī)構(gòu)（凸輪機(jī)構(gòu)、間歇運動機(jī)構(gòu)），完成沖針的往復(fù)直線運動和旋轉(zhuǎn)盤工作臺的間歇轉(zhuǎn)動。蓮子去芯機(jī)工作時，沖針由凸輪頂住向下運動，實現(xiàn)沖針的去芯，稱為工作行程，工作阻力F為常數(shù)；沖針上運動是，即為空回行程，此行程無工作阻力，在空回行程中，通過帶輪圓錐齒輪槽輪機(jī)構(gòu)，槽輪機(jī)構(gòu)帶動旋轉(zhuǎn)盤工作臺做一次進(jìn)給運動，即送料，以便沖針繼續(xù)沖芯、沖蓮子。 圖2 機(jī)械運動簡圖 Fig.2 Diagram of mechanical thumbs3 傳動裝置的總體設(shè)計3.1 旋轉(zhuǎn)電動機(jī)3.1.1 電動機(jī)的內(nèi)型和結(jié)構(gòu)形勢式按工作要求和工作條件，選用一般用途的Y系列三相異步電動機(jī)。它為臥式封閉結(jié)構(gòu)。3.1.2 確定電容機(jī)容量（1）沖針的輸出功率P根據(jù)設(shè)計要求和原始數(shù)據(jù)以及實驗分析可知：F=2000N,設(shè)定沖針的速度為0.7m/s，則沖針的輸出功率為：P = =1.4 KW（2）電動機(jī)的輸出功率P傳動裝置的總效率：hhhh式中，h，h，h為電動機(jī)至沖針的各傳動機(jī)構(gòu)的效率；由機(jī)械設(shè)計課本：表2-4查得：V帶輪傳動：h=0.95，滾動軸承h=0.98，滑動軸承h=0.97所以 hhhh=0.950.980.97=0.858 P= 1.63 KW（3）電動機(jī)額定功率P由機(jī)械設(shè)計手冊表12-1選取電動機(jī)額定功率為P= 3 KW3.1.3 確定電動機(jī)轉(zhuǎn)速為了便于選擇電動機(jī)的轉(zhuǎn)速，先推算電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍：由表3查得：V帶輪傳動常用傳動比范圍i=35，則電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為n=n.i=426810r/min可見同步轉(zhuǎn)速750r/min的電機(jī)符合。 表2 Y132M-8型電動機(jī)的主要參數(shù) Tab.2 Main performance of the motors電動機(jī)型號 額定功率（kw） 電動機(jī)同步轉(zhuǎn)速（r/min） 電動機(jī)滿載轉(zhuǎn)速（r/min） Y132M-8 3 750 710 3.2 確定傳動裝置的傳動比總的傳動比 i= 53.3 傳動裝置的運動和動力參數(shù)3.3.1 各軸的轉(zhuǎn)速電動機(jī)軸為0軸，各軸的轉(zhuǎn)速為n=710r/min n=n = 710/i= 142r/min 3.3.2 各軸的輸入功率按電動機(jī)的額定功率計算各軸輸入功率：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 各軸的轉(zhuǎn)矩T=9550=9550= 40.35 NmT=9550=9550= 191.67 NmT=9550=9550= 182.25 NmT=9550=9550= 172.84 Nm4 傳動零件的設(shè)計計算4.1 普通V帶傳動的設(shè)計計算4.1.1 輸入V帶傳動的設(shè)計計算（1） 確定計算功率由機(jī)械設(shè)計書表8-7查得工作情況系數(shù)K=1.1，故P= KP= 1.13= 3.3 KW（2） 選取窄V帶帶型根據(jù)P、n由圖8-11確定選用A型（3）確定帶輪的基準(zhǔn)直徑由表8-8和表8-6取主動輪基準(zhǔn)直徑d= 112 mm根據(jù)式d= id，從動輪基準(zhǔn)直徑d=5112= 556 mm按照公式V= 4.16 m/s 120故主動輪上的包角合適（6）計算窄V帶的根數(shù)： 計算單根V帶的額定功率P。由d=112 mm和n=710r/min，查表8-4a得P=0.9 KW。根據(jù)n=710r/min，i=5和A型帶，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計算V帶的根數(shù)Z Z= =3.30.84=3.93 取4根。（7）計算預(yù)緊力F由表8-3得A型帶的單位長度質(zhì)量q=0.1kg/m，所以 F=500+qv=500= 204.88 N（8）計算作用在軸上的壓軸力F F=2z F=24204.88=1426.83N4.1.2 輸出V帶傳動的設(shè)計計算（1）確定計算功率：由表8-7查得工作情況系數(shù)=1.1,故 P=P=1.12.85=3.14 KW（2）根據(jù)P、n由圖8-10選用B型。（3）確定帶輪直徑由表8-6和表8-8取主動輪基準(zhǔn)直徑d=315 mm根據(jù)式（8-13），從動輪基準(zhǔn)直徑d d= id，從動輪基準(zhǔn)直徑d=1315= 315 mm根據(jù)公式V= 2.34 m/s 120故主動輪上的包角合適（6）計算窄V帶的根數(shù)： 計算單根V帶的額定功率P。由d=315 mm和n=142r/min，查表8-4a得P=1.19 KW。根據(jù)n=142r/min，i=1和B型帶，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計算V帶的根數(shù)Z Z= =3.141.23=2.55 取3根。（7）計算預(yù)緊力F由表8-3得B型帶的單位長度質(zhì)量q=0.18kg/m，所以 F=500+qv=500= 336.46 N（8）帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計由于d600 mm，適宜采用腹板是結(jié)構(gòu)，繪制帶輪的零件如圖3所示：圖3 帶輪零件Fig.3 Pulley parts of the map4.2 直齒圓錐齒輪傳動設(shè)計計算4.2.1 選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（1）按圖所示的傳動方案，選用標(biāo)準(zhǔn)直齒圓錐齒輪傳動（2）精度等級選用7級精度（3）材料選擇：選兩齒輪均為45鋼（調(diào)制處理），硬度為240HBS.（4）選取齒輪數(shù)Z=Z=36（5）選取分度圓錐角d=arctan= arctan=45 d=90-d=454.2.2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計由設(shè)計計算公式（10-26）進(jìn)行計算，即 （1）選擇載荷系數(shù)K=1.3（2）計算齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩：T=9550=9550= 182.25 Nm（3）選得齒寬系數(shù)=0.3（4）由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)Z= 189.8 MPa（5）由圖10-21d按照齒面硬度查得齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限= 600 Mpa（6）由式（10-13）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： N= N=60njL=601421（830015）= 3.0710（7）由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)K= K= 0.96（8）計算接觸疲勞許用應(yīng)力。取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式（10-12）得 =0.96600= 576 Mpa計算齒輪分度圓直徑，代入值。=2.96= 145.48 （9）計算圓周速度v = = 1.08 m/s (10)計算齒寬 b = R=0.3145.48= 30.86 mm (11)計算載荷系數(shù) 根據(jù)v = 1.08 m/s,7級精度,動載荷系數(shù)K可按圖10-8取K= 1.05取齒間載荷分配系數(shù)K= K= 1；由表10-2查得使用系數(shù)K= 1；由表10-9查得軸承系數(shù)K= 1.1；齒向載荷分布系數(shù)可按照下式計算得: K= K=1.5K=1.51.1= 1.65；故載荷系數(shù)為：K= KKKK=11.051.651.65= 2.86（12）按照實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 =145.48= 189.21 mm（13）計算模數(shù) m=/Z=189.2136= 5.26 mm4.2.3 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計由式(10-5)得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計公式為：（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值由圖10-20c查得齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 480 Mpa由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)K0.94計算彎曲疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力：取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-12）得 = 322.29 Mpa計算載荷系數(shù)K 2.86查取齒形系數(shù)由表10-5查得 計算齒輪的 = 0.013（2）設(shè)計計算M = 4.09 mm對比計算結(jié)果：由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)，由于齒輪的模數(shù)m的大小要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取有彎曲強(qiáng)度計算得的模數(shù)4.09并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=4 mm，按接觸強(qiáng)度計算得的分度圓直徑=189.21 mm算出齒輪的齒數(shù): Z= 47.3 取Z=Z=44這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。4.2.4 幾何尺寸的計算（1）計算分度圓直徑：=m Z=444= 176 mm=m Z=444= 176 mm（2）計算齒輪寬度：b= mm=d+2hcosd=m（Z+2cosd）=4（44+2cos45）= 182 mm=d-2hcosd=m（Z-2cosd）=4（44-2cos45）= 164 mm4.2.5 機(jī)構(gòu)設(shè)計及繪制零件圖由于齒輪齒頂圓直徑大于150mm，而又小于500mm，所以設(shè)計錐齒輪為鍛造錐齒輪，選用腹板式結(jié)構(gòu)為宜。其他有關(guān)的尺寸計算從略，并繪制齒輪零件圖： 圖4 齒輪結(jié)構(gòu)簡圖 Fig.4 Pulley diagram of the structure5 執(zhí)行機(jī)構(gòu)的設(shè)計計算5.1 沖壓機(jī)構(gòu)的設(shè)計計算5.1.1 沖壓機(jī)構(gòu)的選型能實現(xiàn)往復(fù)直線運動的機(jī)構(gòu)有：去芯曲柄滑塊機(jī)構(gòu)、凸輪機(jī)構(gòu)，按照圖2所示的傳動方案，選擇凸輪機(jī)構(gòu)。5.1.2 凸輪機(jī)構(gòu)的運動分析已知蓮子去芯機(jī)對推桿的要求為：選擇對心直動滾子推桿盤形凸輪機(jī)構(gòu)，當(dāng)凸輪轉(zhuǎn)過90時推桿下降80mm，凸輪轉(zhuǎn)過30時，推桿停止不動；凸輪再繼續(xù)轉(zhuǎn)過60時。推桿上升80mm，凸輪轉(zhuǎn)過其他角度時，推桿停止不動。5.1.3 凸輪機(jī)構(gòu)的幾何尺寸計算（1）再設(shè)計時要先確定凸輪機(jī)構(gòu)的基本尺寸設(shè)初步確定凸輪的基圓半徑為r= 250 mm，推桿滾子半徑為r= 50 mm。其次要選定推桿的運動規(guī)律，因其工作條件為中速輕載，應(yīng)選用a和v較小的運動規(guī)律，以保證推桿運動的平穩(wěn)性和工作的精度。由表9-1可知，這個推程運動規(guī)律可選用等加速等減速運動規(guī)律，回程運動規(guī)律可選用余弦加速度運動規(guī)律。（2）求理論輪廓線對與對心直動滾子推桿盤形凸輪機(jī)構(gòu)，凸輪的理論輪轂線的坐標(biāo)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應(yīng)分段計算。推程階段 d=90= s= h = h d= 遠(yuǎn)休止階段 d=30= s= 80 d= 回程階段 d=60= s=10h-15h+6h =270h-1215h+1458h d= 近休止階段 d=180= s= 0 d= 推程段得壓力角和回程段得壓力角 取計算間隔為5，將以上各相應(yīng)值代入式(a)計算理論輪轂線上各點的坐標(biāo)值。在計算時應(yīng)注意：在推程階段取d=d，在遠(yuǎn)休止階段取d=d+d，在回程階段取d=d+d+d，在近休止階段d=d+d+d+d。計算結(jié)果見表3 表3 工作轂線各點的坐標(biāo) 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）求工作輪轂線由式（9-17）得 x= x- rcosq y= y-sinq其中： sinq= cosq=-推程階段 d= = =遠(yuǎn)休止階段 d= 回程階段 d= =近休止階段 d= 推程段得最大壓力角為19.9，相對的凸輪轉(zhuǎn)角為45；回程的最大壓力角為32.2，相對的凸輪轉(zhuǎn)角為210。由于凸輪的最大壓力角遠(yuǎn)小于許用壓力角，故有必要，凸輪的輪轂曲線如下圖所示： 圖5 凸輪結(jié)構(gòu)簡圖 Fig.5 Cam diagram of the structure5.2 間歇運動機(jī)構(gòu)的設(shè)計計算5.2.1 間歇運動機(jī)構(gòu)的選型能實現(xiàn)間歇運動的機(jī)構(gòu)有：棘輪機(jī)構(gòu)、槽輪機(jī)構(gòu)、不完全齒輪機(jī)構(gòu)。按照圖1-2所示的傳動方案，選擇槽輪機(jī)構(gòu)，其槽輪機(jī)構(gòu)具有機(jī)構(gòu)簡單、外形尺寸小，機(jī)械效率高，運動較平穩(wěn)，能夠準(zhǔn)確控制轉(zhuǎn)動的角度等優(yōu)點，一般應(yīng)用在轉(zhuǎn)速不高和要求間歇地轉(zhuǎn)動裝置中。5.2.2 槽輪機(jī)構(gòu)的幾何尺寸設(shè)計（1） 槽輪機(jī)構(gòu)的運動系數(shù) 因為運動系數(shù)應(yīng)大于零，所以外槽徑向槽數(shù)目應(yīng)該大于等于3，一般設(shè)計中槽數(shù)的正常值為48。（2） 確定槽輪機(jī)構(gòu)的槽數(shù)由表1-2蓮子去芯機(jī)的兩個執(zhí)行機(jī)構(gòu)的運動循環(huán)圖可知：旋轉(zhuǎn)盤得工作行程為270360，即槽輪的轉(zhuǎn)角為90。根據(jù)以上條件，確定槽輪的槽數(shù)Z=4（3） 確定主動撥盤的圓銷數(shù) 由該式可得圓銷數(shù)n與槽數(shù)z的關(guān)系，有機(jī)械原理教材書表12-1，確定圓銷數(shù)n=1.（4） 根據(jù)載荷和結(jié)構(gòu)尺寸，選擇中心距L=90 mm，圓銷半徑r=8 mm。（5） 圓銷中心回轉(zhuǎn)半徑根據(jù)機(jī)械原理教材書公式（12-12）R=mm（6） 確定槽輪槽長根據(jù)機(jī)械原理教材書公式（12-13）s=mm根據(jù)機(jī)械原理教材書公式（12-14） = 45.28取h= 46 mm（7） 撥盤軸的直徑及槽輪軸的直徑計算d2（L-s）= 52.72 取d=54 mmd2（L-R-r）=18.36 取d=18 mm（8） 槽輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計根據(jù)上述以求出來的槽輪機(jī)構(gòu)的幾何尺寸，繪制槽輪機(jī)構(gòu)簡圖，如圖5 所示： 圖6 槽輪結(jié)構(gòu)簡圖 Fig.6 Sketch of Geneve mechanism6 軸系零件的設(shè)計計算6.1 輸入軸的結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計6.1.1 初步確定最小直徑先按照式（15-2）初步估算軸的最小直徑。由于軸承受的載荷較大，因此選取軸的材料為45鋼，調(diào)制處理。根據(jù)表15-3，取A=112。,于是得=112mm因為軸的界面上開有兩個鍵槽，所以軸徑應(yīng)該增大10%15%，故取d= 34 mm。6.1.2 擬定軸上零件的裝配方案取下圖所示為裝配方案： 圖7 輸入軸的結(jié)構(gòu)與裝配 Fig.7 Frame and assemble of input axis6.1.3 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（1）為了滿足帶輪軸向定位的要求，1-2軸段右端需制出一軸肩，故取2-3段得直徑d=40 mm左端用軸端擋圈定位，帶輪與軸配合的孔長度為L=76 mm，為了保證軸端擋圈只壓在帶輪上，而不壓在軸的端面上，故1-2軸段的長度比L略短一些，現(xiàn)取l=74 mm。（2）初步選擇滾動軸承。因軸承只承受徑向力的作用，故選用深溝球軸承，參照工作要求，根據(jù)d=40 mm，初步選擇深溝球軸承的型號為6209，其尺寸為：dDT=45mm85mm19mm,故d=45 mm，d=45 mm。左、右端滾動軸承均采用軸肩向定位，由機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計手冊表6-1查得軸承的定位軸肩高度h=3.5 mm，因此取d=52 mm，為了保證軸向定位的可靠，使軸承蓋壓緊軸承，故取l=l=17 mm。（3）取飛輪的處7-8段得直徑d=34 mm，為了滿足飛輪的定位要求，7-8段左端需制出一軸肩，故取d=40 mm，右端用軸端擋圈定位。飛輪與軸配合的孔長度為L=27 mm。為了保證軸向定位的可靠，取l=26 mm，根據(jù)軸承蓋得寬度，取l=82 mm。6.1.4 軸上零件的周向定位帶輪、飛輪與軸的周向定位均采用平鍵連接，由機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計手冊表4-1，按照d= 34 mm，查得平鍵截面bh=10mm8mm，長度56mm，選擇帶輪輪轂與軸的配合為H7/k6，為了滿足強(qiáng)度的要求，飛輪與軸的連接處用兩個平鍵連接，選用平鍵為bh=10mm8mm，長度14mm，飛輪與軸的配合為H7/k6。滾動軸承與軸的周向定位是過度配合來保證的，此處軸的直徑尺寸公差為k6。6.1.5 確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角為1.245，各軸肩處的圓角半徑由表15-2查得。6.1.6 校核輸入軸的強(qiáng)度（1）受力分析受力分析如圖9所示：梁在主動力：帶輪的拉力F,F；連桿的壓力F和軸承處的支反力F,F作用下平衡。其中拉力F=2F，由下述軸II計算得，根據(jù)平面任意力系的平衡條件：所有各力在兩個任選的坐標(biāo)軸上的投影代數(shù)和分都等于零，以及各力對任意一點的矩的代數(shù)和也等于零?？傻茫?代入已知值： ，F(xiàn)=2250N 5260 N 式中負(fù)號說明假設(shè)方向與實際方向相反。（2）求危險截面彎矩，并繪制彎矩圖在C處彎矩為： 在B處的彎矩為： 根據(jù)軸的計算簡圖及扭矩T=191670 Nmm，繪制彎矩圖、扭矩圖，如圖8所示： 圖8 輸入軸的載荷分析圖 Fig.8 Load assay plan of input axis（3）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時，通常只需校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強(qiáng)度（及危險截面C）。根據(jù)式（15-5），并取，軸的計算應(yīng)力為： 目前已選擇軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由表15-1查得=60。因此，故安全。6.2 軸II的設(shè)計計算6.2.1 初步確定最小直徑先按照式（15-2）初步估算軸的最小直徑。由于軸承受的載荷較大，因此選取軸的材料為45鋼，調(diào)制處理。根據(jù)表15-3，取A=112。,于是得=112mm因為軸的界面上開有兩個鍵槽，所以軸徑應(yīng)該增大10%15%，故取d= 34 mm。6.2.2 擬定軸上零件的裝配方案取下圖所示為裝配方案： 圖9 軸的結(jié)構(gòu)簡圖 Fig.9 Frame diagram of axis 其各個零件的裝配及固定方案如表4所示： 表4 各零件的裝配方案及固定方式 Tab.4 Fixed form and erection scheme of the part零件裝配方案左端軸向固定右端軸向固定周向固定齒輪左軸承右軸承從左裝入從左裝入從右裝入軸套軸承蓋軸肩軸肩軸套軸承蓋鍵過渡配合過渡配合6.2.3 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（1）為了滿足帶輪軸向定位的要求，1-2軸段右端需制出一軸肩，故取2-3段得直徑d=40 mm左端用軸端擋圈定位，按照軸端直徑取擋圈直徑D=42 mm，帶輪與軸配合的孔長度為L=50 mm，為了保證軸端擋圈只壓在帶輪上，而不壓在軸的端面上，故1-2軸段的長度比L略短一些，現(xiàn)取l=48 mm。（2）初步選擇滾動軸承。因軸承只承受徑向力的作用，故選用深溝球軸承，參照工作要求，根據(jù)d=40 mm，初步選擇深溝球軸承的型號為30309，其尺寸為：dDT=45mm100mm28mm,故d=45 mm，d=45 mm；而l=l=27 mm。右端滾動軸承采用軸肩向定位，由機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計手冊表6-1查得軸承的定位軸肩高度h=4 mm，因此取d=53 mm。（3）取齒輪的處4-5段得直徑d=49 mm，齒輪的左端與左軸承之間采用套筒來定位，已知齒輪的輪轂寬度為b=38 mm，為了是套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l=36 mm，齒輪右端用軸肩定位，軸肩高度h一般取0.07d0.1d，取h=5 mm，故d=59 mm，軸環(huán)的寬度b1.4h，取l=70 mm。 （4）取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離a=14 mm，l=92 mm，軸承端蓋的總寬度為23mm，取l=42 mm。6.2.4 軸上零件的周向定位齒輪、帶輪與軸的周向定位均采用平鍵連接，由機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計手冊表4-1，按照d= 49 mm，查得平鍵截面bh=14mm9mm，長度22 mm，選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/k6，為了滿足強(qiáng)度的要求，帶輪與軸的連接處用一個平鍵連接，選用平鍵為bh=10mm8mm，長度40 mm，帶輪與軸的配合為H7/k6。滾動軸承與軸的周向定位是過度配合來保證的，此處軸的直徑尺寸公差為k6。6.2.5 確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角為1.245，各軸肩處的圓角半徑由表15-2查得。6.2.6 校核軸II的強(qiáng)度（1）求作用在齒輪上的力軸II上的扭矩： 齒輪分度圓直徑：d=mZ=444= 176 mm圓周力：徑向力：2071tan20cos45= 553 N軸向力：2071tan20sin45= 553 N（2）求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖，在確定軸承支點位置時，由機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計手冊查取a值，對與30309型圓錐滾子軸承，查得a=21 mm。已知帶輪的拉力F=F,由空間任意力系的平衡條件可知：各力對與每個坐標(biāo)軸的矩的代數(shù)和等于零，可得: 0 將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平力兩個平面力系，如圖所示：其中：F為通過另加轉(zhuǎn)矩而平移指向軸線，圖a中的F亦應(yīng)通過另加轉(zhuǎn)矩而平移到作用于軸線上，由力分析可知： =882.16 N =553882.161126.962253.92= 3710.04 N式中負(fù)號說明假設(shè)方向與實際方向相反。由水平面，列平衡方程： 代入已知值得： （3）求危險截面彎矩，并繪制彎矩圖鉛垂面：由于在鉛垂面的C處有一逆時針集中外力偶= 4866.4 Nmm因此在C處左側(cè)的彎矩為： = =196866.6 Nmm在C處右側(cè)的彎矩為：=192000.2 Nmm其中在截面D和截面B上的彎矩為零水平面：在C處的彎矩為 Nmm所以在C處的總彎矩為： Nmm Nmm在鉛垂面上，A處的彎矩為： Nmm在水平面上，A處的彎矩為：所以在A處的總彎矩為：從上述分析可知：截面A為危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面A處的、及的值列于下表： 表4 危險截面的彎矩值及扭矩值 Tab.4 Bending moment of dangerous section載荷水平面H鉛垂面V支反力彎矩M總彎矩扭矩TF= =460.22 NM=0 Nmm=4866.4 NmmF=-3710.04 N, F=882.16 NM=212995.44 Nmm根據(jù)軸的計算簡圖及扭矩T=182250 Nmm，繪制彎矩、扭矩圖如圖10所示： 圖10 軸的結(jié)構(gòu)簡圖 Fig.10 Load assay plan of axis（4）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩截面（及危險截面A）的強(qiáng)度。根據(jù)式（15-5）及上表中的數(shù)值，并取a=0.3，軸的計算應(yīng)力 目前已選擇軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由表15-1查得=60。因此，故安全。（5）精確校核軸II的疲勞強(qiáng)度判斷危險截面12段雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應(yīng)力集中均將消弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按鈕轉(zhuǎn)強(qiáng)度為寬裕確定的，且在12段承受的彎矩也比較小，所以截面D，12段均無需校核。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看，45段得左截面與右截面配合處引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況來看，45段得右截面不受扭矩作用，截面C上的應(yīng)力最大。截面C上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大（配合處引起的應(yīng)力集中均在兩端），而且這里軸的直徑也變大，故截面C也不必校核。顯然56段、67段、78段更不必校核，因為不承受扭矩作用，且承受彎矩也比較小。因而只校核23段得右截面和34段的左截面。校核34段得左截面抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 34段左截面的彎矩M為 Nmm截面的扭矩為T=182250 Nmm截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 軸的材料為45鋼，調(diào)制處理。由表15-1查得，截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按照15-5表查取。因，,經(jīng)插值法可查得：=2.02 =1.37又由圖15-2可得軸的材料的敏性系數(shù)為 =0.84故有效集中系數(shù)按公式得 由圖15-3的尺寸系數(shù)；由圖15-5的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。軸按照精車加工，由表15-6查得表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)過強(qiáng)化處理，即=1 則按式（15-12）及式（15-12a）得綜合系數(shù)為 又由3-1及3-2得碳鋼的特性系數(shù)為 ，取=0.1 ，取=0.05于是，計算安全系數(shù)值，按式（15-6）（15-8）則得 4.83S=1.5故可其安全。23段得右截面抗彎截面系數(shù)W按表15-4中的公式計算。 抗扭截面系數(shù) 彎矩M及彎曲應(yīng)力為 Nmm 截面的扭矩為T=182250 Nmm截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 由表查用差值法求出，并取，于是得 =3.12 =2.23軸按照精車加工，由表15-7得表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)過強(qiáng)化處理，即=1 則按式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為 于是，計算安全系數(shù)值，按式（15-6）（15-8）則得 2.9S=1.5故可其安全。6.3 滾動軸承的選擇及計算6.3.1 求兩個軸承受到的徑向載荷根據(jù)上述初選的圓錐滾子軸承型號30