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蓮子去芯機的設計
摘 要：蓮子去芯作業(yè)是蓮子加工業(yè)中十分重要的處理工序。近年來，隨著人民生活水平的不斷提高，勞動力費用在加工作業(yè)成本中所占的比例越來越高，人民對于食品質量的要求也越來越高。同時由于蓮子大小不同，形狀各異，其去芯過程自動化一直是制約我國蓮業(yè)發(fā)展的最大問題。目前手工去芯方式存在加工效率低、產品質量不穩(wěn)定以及操作安全隱患等問題。因此，開放性能優(yōu)良的去芯機及其處理設備是形勢所需。本文的主要內容有：（1）根據(jù)工藝動作順序和協(xié)調要求擬定運動循環(huán)圖；（2）進行沖壓機構和間歇運動機構的選型；（3）機械運動方案的選擇與評定；（4）對機械傳動系統(tǒng)和執(zhí)行機構進行運動尺寸計算。其工作原理為：電動機經(jīng)減速傳動裝置（帶輪傳動）帶動執(zhí)行機構（凸輪機構、槽輪機構），完成沖針的往復直線運動和旋轉盤工作臺的間歇轉動。
關鍵詞：方案設計；執(zhí)行系統(tǒng)；傳動系統(tǒng)；
The Deisgn of Machine for Removing Cores of Lotus Seed
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 people’s living standards, labor costs proportion of the processing work cost is increasing, people’s 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 industry’s 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
關鍵詞 1
1 前言 2
2 蓮子去芯機的方案設計 3
2.1 執(zhí)行系統(tǒng)的方案設計 3
2.1.1 蓮子去芯機的功能 3
2.1.2 蓮子去芯機的原始數(shù)據(jù)機設計要求 3
2.1.3 工藝動作分解 3
2.1.4 沖針往復直線運動的實現(xiàn)機構 3
2.1.5 旋轉盤間歇轉動的實現(xiàn)機構 3
2.1.6 執(zhí)行機構的協(xié)調設計 4
2.1.7 機構運動循環(huán)圖的設計 4
2.1.8 機械運動方案的選擇和評定 5
2.2 傳動系統(tǒng)的方案設計 5
2.2.1 初選原動機 5
2.2.2 擬定傳動系統(tǒng)方案 5
2.2.3 機械運動簡圖 5
3 傳動裝置的總體設計 6
3.1 旋轉電動機 6
3.1.1 電動機的內型和結構形勢式 6
3.1.2 確定電容機容量 6
3.1.3 確定電動機轉速 6
3.2 確定傳動裝置的傳動比 6
3.3 傳動裝置的運動和動力參數(shù) 7
3.3.1 各軸的轉速 7
3.3.2 各軸的輸入功率 7
3.3.3 各軸的轉矩 7
4 傳動零件的設計計算 7
4.1 普通V帶傳動的設計計算 7
4.1.1 輸入V帶傳動的設計計算 7
4.1.2 輸出V帶傳動的設計計算 8
4.2 直齒圓錐齒輪傳動設計計算 10
4.2.1 選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 10
4.2.2 按齒面接觸強度設計 10
4.2.3 按齒根彎曲疲勞強度設計 11
4.2.4 幾何尺寸的計算 12
4.2.5 機構設計及繪制零件圖 12
5 執(zhí)行機構的設計計算 13
5.1 沖壓機構的設計計算 13
5.1.1 沖壓機構的選型 13
5.1.2 凸輪機構的運動分析 13
5.1.3 凸輪機構的幾何尺寸計算 13
5.2 間歇運動機構的設計計算 15
5.2.1 間歇運動機構的選型 15
5.2.2 槽輪機構的幾何尺寸設計 16
6 軸系零件的設計計算 17
6.1 輸入軸的結構尺寸設計 17
6.1.1 初步確定最小直徑 17
6.1.2 擬定軸上零件的裝配方案 17
6.1.3 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 17
6.1.4 軸上零件的周向定位 18
6.1.5 確定軸上圓角和倒角尺寸 18
6.1.6 校核輸入軸的強度 18
6.2 軸II的設計計算 19
6.2.1 初步確定最小直徑 19
6.2.2 擬定軸上零件的裝配方案 20
6.2.3 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 20
6.2.4 軸上零件的周向定位 21
6.2.5 確定軸上圓角和倒角尺寸 21
6.2.6 校核軸II的強度 21
6.3 滾動軸承的選擇及計算 26
6.3.1 求兩個軸承受到的徑向載荷 26
6.3.2 求兩軸承的軸向力 26
6.3.3 求軸承的當量動載荷 27
6.3.4 驗算軸承的壽命 27
6.4 鍵連接的選擇及校核計算 27
6.4.1 軸II帶輪與軸配合處鍵的選擇及校核 27
6.4.2 軸II齒輪與軸配合處鍵的選擇及校核計算 27
7 潤滑與密封 28
7.1 直齒圓錐齒輪傳動的潤滑 28
7.2 軸伸出端得密封 28
8 設計總結 28
參考文獻 29
致謝 30
33
1 前言
蓮子是一種有較高食用和藥用價值的特色農副產品，具有較高的經(jīng)濟價值，在中國尤其是湖北、湖南有較大的產量。有較高的經(jīng)濟價值，在中國尤其是湖北、湖南有較大的產量。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，勞動強度大，蓮子損耗率高，人工成本也比較高，產品質量極不穩(wěn)定，不能適應大規(guī)模生產，嚴重影響了產能和效益，影響了蓮子的綜合利用率。隨著蓮子去芯加工向機械化、規(guī)?；⒕罨较虻陌l(fā)展，市場主流需求對蓮子去芯質量提出了更高的要求。由于現(xiàn)在國內研究蓮子去芯設備還處于初級階段，所以開發(fā)性能優(yōu)良的蓮子去芯加工設備形勢所需。
蓮子的主要產區(qū)在中國，國外蓮子產量很少，有的幾乎沒有。因此，國外的蓮子去芯設備很少，在這方面的研究也很少。與國外相比，國內的蓮子去芯技術發(fā)展緩慢，自動化程度不高，遠遠落后于種植業(yè)的發(fā)展，而且機械去芯機在生產中推廣應用并不多，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10%。（2）機具性能不穩(wěn)定，適應性差。由于蓮子的成熟度不一導致蓮子大小不一等原因，使去芯機存在性能不穩(wěn)定、適應性差等缺點。（3）科技含量低。目前所使用的去芯機，多數(shù)制造工藝水平不高，以至于不能滿足當今高科技的需求。（4）作業(yè)成本偏高?，F(xiàn)在很多蓮子生產區(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)有的去芯設備中，具有去凈率不理想，損失率高，蓮子破碎嚴重等缺陷，不利于蓮子的的進一步加工。為此，研究衛(wèi)生、可靠、高效、損失率低的蓮子去芯設備，對與促進蓮子深加工和提高產品質量具有重要意義。同時加快了農產品深加工技術與設備的研究開發(fā)，提高農副產品的附加值，實現(xiàn)農民增收，進而提高加入WTO環(huán)境下我國農業(yè)的國際競爭力具有積極地意義。
畢業(yè)設計是我們在學習階段的最后一個重要環(huán)節(jié)，要求我們能綜合運用大學四年所學的專業(yè)知識和理論知識，結合實際，獨立解決本專業(yè)一般問題,樹立為生產服務，扎實肯干，一絲不茍的工作作風，為將來在機械方面工作打下良好的基礎。
經(jīng)過設計和討論，終于圓滿地完成了設計任務。本次設計就是圍繞解決以上五點不足,按照一般步驟來設計的，力求結構合理，計算準確，經(jīng)濟可靠。
2 蓮子去芯機的方案設計
2.1 執(zhí)行系統(tǒng)的方案設計
機械執(zhí)行系統(tǒng)的方案設計是機械系統(tǒng)總體方案設計的核心，它對機械能否實現(xiàn)預期的功能、性能的優(yōu)劣、經(jīng)濟效益的好壞都起到了、決定性的作用。
2.1.1 蓮子去芯機的功能
蓮子去芯機時將沖針的往復直線運動及旋轉工作臺的間歇轉動來完成連續(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 蓮子去芯機的原始數(shù)據(jù)機設計要求
（1）加工蓮子的直徑為10mm~15mm
（2）由于同時去芯多個蓮子的沖針壓力大，最大可達2KN，其壓力變化近似認為在沖程的一半進行沖壓，壓力呈線性變化。
（3）要求沖針自上向下運動前，旋轉盤做一次間歇轉動，轉角為90°。
（4）電動機軸與凸輪軸平行，使用壽命10年，載荷有輕微沖擊，允許凸輪轉速偏差±5%，要求凸輪機構的回程運動規(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，旋轉盤做一次間歇轉動，轉動的角度為90°。
（3）旋轉盤間歇運動：已完成送料、沖芯、沖蓮子三個工位的轉換。
2.1.4 沖針往復直線運動的實現(xiàn)機構
選擇電動機為動力源，則此機構是具有將連續(xù)的回轉運動變換為往復直線運動的功能。實現(xiàn)該功能的各機構比較如下：
（1）對心曲柄滑塊機構：這種低副機構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）凸輪機構：該機構是點、線接觸的高副機構，易磨損，但是響應速度快，機構簡單緊湊。多用于傳遞力不大的場合。
2.1.5 旋轉盤間歇轉動的實現(xiàn)機構
棘輪機構、槽輪機構、不完全齒輪機構均可實現(xiàn)間歇運動。由于旋轉盤間歇轉動速度要求低速，且需要精確地轉位，故選擇槽輪機構。
2.1.6 執(zhí)行機構的協(xié)調設計
和執(zhí)行機構不僅要完成本身的動作外，還要和其他執(zhí)行機構以一定的次序或時間順序協(xié)調動作，相互配合，以完成機械預期的功能和生產過程。如果動作不協(xié)調，不僅無法實現(xiàn)預期要求，甚至還會破壞機件，因此，各執(zhí)行機構在運動時間先后上和運動位置的安排上，必須準確協(xié)調地互相配合。
蓮子去芯機由減速傳動裝置、沖壓機構、間歇運動機構組成。在送料期間，沖針不能壓到旋轉盤上，顯然沖針自上向下運動前，旋轉盤做一次間歇轉動，所以沖針與旋轉盤之間的運動在時間順序和空間位置上有嚴格的協(xié)調配合要求。
2.1.7 機構運動循環(huán)圖的設計
對與蓮子去芯機的運動循環(huán)圖主要是確定沖針、旋轉盤兩個執(zhí)行構件的先后順序、相位，以利于對各執(zhí)行構件的設計。其蓮子去芯機的一個工作循環(huán)過程如圖1所示：
圖1 蓮子去芯機的工作過程
Fig.1 The work to machine for removing cores of jujube
為了保證機器在工作時其個執(zhí)行構件間動作的協(xié)調配合關系，在設計機器時應編制出表明機器在一個運動循環(huán)中各執(zhí)行構件運動關系的運動循環(huán)圖。表1表示兩個執(zhí)行構件的運動循環(huán)圖，沖針和旋轉盤都由工作行程和回程兩個部分組成，設每轉一周為一個運動周期，其沖針的工作行程為0°~180°，回程為180°~360°，即一個運動周期做一次上、下移動；旋轉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，工作旋轉盤由軸III帶動，通過槽輪機構做間歇轉位運動，轉位過程對應于軸III轉過90°，停歇過程對于軸III轉過270°。
表1 執(zhí)行構件運動循環(huán)圖
Tab.1 Cycle chart of executive motion
沖針 工作行程 回程
旋轉盤 停止 進給
主軸轉角0° 90° 180° 270° 360°
2.1.8 機械運動方案的選擇和評定
現(xiàn)在可以按給定條件、各執(zhí)行構件的相容性和盡量使機構簡單、空間布局緊湊等要求來選擇方案，由此可選定兩個結構比較簡單的方案。
方案一：沖壓機構凸輪機構，旋轉盤間歇機構為槽輪機構。
方案二：沖壓機構為對心曲柄滑塊機構，旋轉盤間歇機構為槽輪機構。
評定：心曲柄滑塊機構的往復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，但是方案一具有結構簡單、機械效率高、響應速度快等優(yōu)點，故最后選擇方案一位蓮子去芯機的機械傳動方案。
2.2 傳動系統(tǒng)的方案設計
2.2.1 初選原動機
根據(jù)蓮子去芯機的工作情況和原動機的選擇原則，初選三相異步電動機為原動機，額定轉速為n=750 r/min。因額定功率需要在李分析后確定，故電動機的具體型號待定。
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的工況及要實現(xiàn)的總傳動比，擬選用帶傳動機構和一級圓錐齒輪傳動組成蓮子去芯機的傳動系統(tǒng)。
2.2.3 機械運動簡圖
按照已選定的兩個執(zhí)行機構形式及機械傳動系統(tǒng)，畫出蓮子去芯機的機械運動簡圖。如圖2所示，其工作原理為：電動機經(jīng)過減速傳動裝置（帶輪傳動）帶動執(zhí)行機構（凸輪機構、間歇運動機構），完成沖針的往復直線運動和旋轉盤工作臺的間歇轉動。蓮子去芯機工作時，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?槽輪機構，槽輪機構帶動旋轉盤工作臺做一次進給運動，即送料，以便沖針繼續(xù)沖芯、沖蓮子。
圖2 機械運動簡圖
Fig.2 Diagram of mechanical thumbs
3 傳動裝置的總體設計
3.1 旋轉電動機
3.1.1 電動機的內型和結構形勢式
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。它為臥式封閉結構。
3.1.2 確定電容機容量
（1）沖針的輸出功率P
根據(jù)設計要求和原始數(shù)據(jù)以及實驗分析可知：F=2000N,設定沖針的速度為0.7m/s，則沖針的輸出功率為：
P = ==1.4 KW
（2）電動機的輸出功率P
傳動裝置的總效率：h＝h．h．h
式中，h，h，h為電動機至沖針的各傳動機構的效率；由機械設計課本：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 h＝h．h．h=0.95′0.98′0.97=0.858
\ P=== 1.63 KW
（3）電動機額定功率P
由機械設計手冊表12-1選取電動機額定功率為P= 3 KW
3.1.3 確定電動機轉速
為了便于選擇電動機的轉速，先推算電動機轉速的可選范圍：由表3查得：V帶輪傳動常用傳動比范圍i=3~5，則電動機轉速的可選范圍為n=n.i=426~810r/min可見同步轉速750r/min的電機符合。
表2 Y132M-8型電動機的主要參數(shù)
Tab.2 Main performance of the motors
電動機型號 額定功率（kw） 電動機同步轉速（r/min） 電動機滿載轉速（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== 5
3.3 傳動裝置的運動和動力參數(shù)
3.3.1 各軸的轉速
電動機軸為0軸，各軸的轉速為
n=710r/min n=n = 710/i= 142r/min
3.3.2 各軸的輸入功率
按電動機的額定功率計算各軸輸入功率：
P= P= 3 KW
P= P.h=3×0.95= 2.85 KW
P= P.hh=2.85×0.98×0.97= 2.71 KW
P.hh=2.7×0.98×0.97= 2.57 KW
3.3.3 各軸的轉矩
T=9550×=9550×= 40.35 N×m
T=9550×=9550×= 191.67 N×m
T=9550×=9550×= 182.25 N×m
T=9550×=9550×= 172.84 N×m
4 傳動零件的設計計算
4.1 普通V帶傳動的設計計算
4.1.1 輸入V帶傳動的設計計算
（1） 確定計算功率
由機械設計書表8-7查得工作情況系數(shù)K=1.1，故
P= K×P= 1.1×3= 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）確定帶輪的基準直徑
由表8-8和表8-6取主動輪基準直徑d= 112 mm
根據(jù)式d= id，從動輪基準直徑d=5×112= 556 mm
按照公式V== 4.16 m/s < 30 m/s 故帶的速度合適
（4）確定窄V帶的基準長度和傳動中心距
根據(jù)0.7（d+ d）￡ a￡ 2（d+ d），初步確定中心距a= 470 mm
根據(jù)式（8-22）計算帶所需的基礎長度
L?2a+（d+ d）+（d- d）
=2×470+×（112+556）+×（556-112）
?2073 mm
由表8-2選帶的基準長度L=2000 mm
按式（8-23）計算實際中心距a
a= a+=470+=433 mm
(5)驗算主動輪上的包角a
a=180°- ×（d- d）×57.5°=180°-×57.5°=121.04° > 120°
故主動輪上的包角合適
（6）計算窄V帶的根數(shù)：
① 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）×0.82×1.03=0.84 KW
②計算V帶的根數(shù)Z
Z= =3.3÷0.84=3.93
取4根。
（7）計算預緊力F
由表8-3得A型帶的單位長度質量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=2×4×204.88×=1426.83N
4.1.2 輸出V帶傳動的設計計算
（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=1.1×2.85=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取主動輪基準直徑d=315 mm
根據(jù)式（8-13），從動輪基準直徑d
d= id，從動輪基準直徑d=1×315= 315 mm
根據(jù)公式V== 2.34 m/s < 30 m/s 故帶的速度合適.
（4）確定V帶的基準長度和傳動中心距
根據(jù)0.7（d+ d）￡ a￡ 2（d+ d），初步確定中心距a= 800 mm
根據(jù)式（8-22）計算帶所需的基礎長度
L?2a+（d+ d）+（d- d）
=2×800+×（315+315）+×（315-315）
?2590 mm
由表8-2選帶的基準長度L=2500 mm
按式（8-23）計算實際中心距a
a= a+=800+=755 mm
（5）驗算主動輪上的包角a
a=180°- ×（d- d）×57.5°=180°-×57.5° > 120°
故主動輪上的包角合適
（6）計算窄V帶的根數(shù)：
① 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）×1×1.03=1.23 KW
②計算V帶的根數(shù)Z
Z= =3.14÷1.23=2.55
取3根。
（7）計算預緊力F
由表8-3得B型帶的單位長度質量q=0.18kg/m，所以
F=500+qv=500×= 336.46 N
（8）帶輪的結構設計
由于d￡600 mm，適宜采用腹板是結構，繪制帶輪的零件如圖3所示：
圖3 帶輪零件
Fig.3 Pulley parts of the map
4.2 直齒圓錐齒輪傳動設計計算
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，選用標準直齒圓錐齒輪傳動
（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=45°
4.2.2 按齒面接觸強度設計
由設計計算公式（10-26）進行計算，即
（1）選擇載荷系數(shù)K=1.3
（2）計算齒輪傳遞的轉矩：
T=9550×=9550×= 182.25 N×m
（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度極限= 600 Mpa
（6）由式（10-13）計算應力循環(huán)次數(shù)：
N= N=60njL=60×142×1×（8×300×15）= 3.07×10
（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力。
取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式（10-12）得
=0.96×600= 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==0.3×145.48×= 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=1.5×K =1.5×1.1= 1.65；
故載荷系數(shù)為：
K= K×K×K×K=1×1.05×1.65×1.65= 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=189.21÷36= 5.26 mm
4.2.3 按齒根彎曲疲勞強度設計
由式(10-5)得彎曲強度的設計公式為：
（1）確定公式內的各計算數(shù)值
①由圖10-20c查得齒輪的彎曲疲勞強度極限
480 Mpa
②由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)K0.94
③計算彎曲疲勞強度許用應力：
取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-12）得
= 322.29 Mpa
④計算載荷系數(shù)K
2.86
⑤查取齒形系數(shù)
由表10-5查得
⑥計算齒輪的 = 0.013
（2）設計計算
M 3 = 4.09 mm
對比計算結果：由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪的模數(shù)m的大小要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強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，可取有彎曲強度計算得的模數(shù)4.09并就近圓整為標準值m=4 mm，按接觸強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
這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。
4.2.4 幾何尺寸的計算
（1）計算分度圓直徑：
=m Z=4×44= 176 mm
=m Z=4×44= 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 mm
4.2.5 機構設計及繪制零件圖
由于齒輪齒頂圓直徑大于150mm，而又小于500mm，所以設計錐齒輪為鍛造錐齒輪，選用腹板式結構為宜。其他有關的尺寸計算從略，并繪制齒輪零件圖：
圖4 齒輪結構簡圖
Fig.4 Pulley diagram of the structure
5 執(zhí)行機構的設計計算
5.1 沖壓機構的設計計算
5.1.1 沖壓機構的選型
能實現(xiàn)往復直線運動的機構有：去芯曲柄滑塊機構、凸輪機構，按照圖2所示的傳動方案，選擇凸輪機構。
5.1.2 凸輪機構的運動分析
已知蓮子去芯機對推桿的要求為：選擇對心直動滾子推桿盤形凸輪機構，當凸輪轉過90°時推桿下降80mm，凸輪轉過30°時，推桿停止不動；凸輪再繼續(xù)轉過60°時。推桿上升80mm，凸輪轉過其他角度時，推桿停止不動。
5.1.3 凸輪機構的幾何尺寸計算
（1）再設計時要先確定凸輪機構的基本尺寸
設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構，凸輪的理論輪轂線的坐標可令式（9-13）中的e= 0，s= r，求得
x=（r+ s）sind ， y=（r+ s）cosd
式中，位移s應分段計算。
①推程階段 d=90°=
s= h
= h d=
②遠休止階段 d=30°=
s= 80 d=
③回程階段 d=60°=
s=10h-15h+6h
=270h-1215h+1458h d=
④近休止階段 d=180°=
s= 0 d=
⑤推程段得壓力角和回程段得壓力角
取計算間隔為5°，將以上各相應值代入式(a)計算理論輪轂線上各點的坐標值。在計算時應注意：在推程階段取d=d，在遠休止階段取d=d+d，在回程階段取d=d+d+d，在近休止階段d=d+d+d+d。計算結果見表3
表3 工作轂線各點的坐標
Tab.3 Coordinate of work hub line each spot
d
x
y
x￠
y￠
0°
5°
10°
:
350°
355°
360°
0.000
4.368
8.576
:
-8.672
-4.379
0.000
50.000
49.865
49.257
:
49.125
49.761
50.000
0.000
3.702
7.491
:
-6.783
-3.139
0.000
40.000
39.649
39.349
:
39.264
39.946
40.000
（3）求工作輪轂線
由式（9-17）得
x￠= x- rcosq y￠= y-sinq
其中： sinq=
cosq=-
①推程階段 d=
=
=
②遠休止階段 d=
③回程階段 d=
=
④近休止階段 d=
推程段得最大壓力角為19.9°，相對的凸輪轉角為45°；回程的最大壓力角為32.2°，相對的凸輪轉角為210°。由于凸輪的最大壓力角遠小于許用壓力角，故有必要，凸輪的輪轂曲線如下圖所示：
圖5 凸輪結構簡圖
Fig.5 Cam diagram of the structure
5.2 間歇運動機構的設計計算
5.2.1 間歇運動機構的選型
能實現(xiàn)間歇運動的機構有：棘輪機構、槽輪機構、不完全齒輪機構。按照圖1-2所示的傳動方案，選擇槽輪機構，其槽輪機構具有機構簡單、外形尺寸小，機械效率高，運動較平穩(wěn)，能夠準確控制轉動的角度等優(yōu)點，一般應用在轉速不高和要求間歇地轉動裝置中。
5.2.2 槽輪機構的幾何尺寸設計
（1） 槽輪機構的運動系數(shù)
因為運動系數(shù)應大于零，所以外槽徑向槽數(shù)目應該大于等于3，一般設計中槽數(shù)的正常值為4~8。
（2） 確定槽輪機構的槽數(shù)
由表1-2蓮子去芯機的兩個執(zhí)行機構的運動循環(huán)圖可知：旋轉盤得工作行程為270°~360°，即槽輪的轉角為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的關系，有機械原理教材書表12-1，確定圓銷數(shù)n=1.
（4） 根據(jù)載荷和結構尺寸，選擇中心距L=90 mm，圓銷半徑r=8 mm。
（5） 圓銷中心回轉半徑
根據(jù)機械原理教材書公式（12-12）
R=mm
（6） 確定槽輪槽長
根據(jù)機械原理教材書公式（12-13）
s=mm
根據(jù)機械原理教材書公式（12-14）
= 45.28
取h= 46 mm
（7） 撥盤軸的直徑及槽輪軸的直徑計算
d￡2（L-s）= 52.72 取d=54 mm
d<2（L-R-r）=18.36 取d=18 mm
（8） 槽輪的結構設計
根據(jù)上述以求出來的槽輪機構的幾何尺寸，繪制槽輪機構簡圖，如圖5 所示：
圖6 槽輪結構簡圖
Fig.6 Sketch of Geneve mechanism
6 軸系零件的設計計算
6.1 輸入軸的結構尺寸設計
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，調制處理。根據(jù)表15-3，取A=112。,于是得
=112×mm
因為軸的界面上開有兩個鍵槽，所以軸徑應該增大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 輸入軸的結構與裝配
Fig.7 Frame and assemble of input axis
6.1.3 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：d×D×T=45mm×85mm×19mm,故d=45 mm，d=45 mm。
左、右端滾動軸承均采用軸肩向定位，由機械設計課程設計手冊表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，由機械設計課程設計手冊表4-1，按照d= 34 mm，查得平鍵截面b×h=10mm×8mm，長度56mm，選擇帶輪輪轂與軸的配合為H7/k6，為了滿足強度的要求，飛輪與軸的連接處用兩個平鍵連接，選用平鍵為b×h=10mm×8mm，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1.2×45°，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
式中負號說明假設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 N×mm，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）按彎扭合成應力校核軸的強度
進行校核時，通常只需校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度（及危險截面C）。根據(jù)式（15-5），并取，軸的計算應力為：
目前已選擇軸的材料為45鋼，調制處理，由表15-1查得=60。因此<，故安全。
6.2 軸II的設計計算
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，調制處理。根據(jù)表15-3，取A=112。,于是得
=112×mm
因為軸的界面上開有兩個鍵槽，所以軸徑應該增大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 軸的結構簡圖
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：d×D×T=45mm×100mm×28mm,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，由機械設計課程設計手冊表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0.07d~0.1d，取h=5 mm，故d=59 mm，軸環(huán)的寬度b31.4h，取l=70 mm。
（4）取齒輪距箱體內壁的距離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，由機械設計課程設計手冊表4-1，按照d= 49 mm，查得平鍵截面b×h=14mm×9mm，長度22 mm，選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/k6，為了滿足強度的要求，帶輪與軸的連接處用一個平鍵連接，選用平鍵為b×h=10mm×8mm，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1.2×45°，各軸肩處的圓角半徑由表15-2查得。
6.2.6 校核軸II的強度
（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=4×44= 176 mm
圓周力：
徑向力：2071×tan20°×cos45°= 553 N
軸向力：2071×tan20°×sin45°= 553 N
（2）求軸上的載荷
首先根據(jù)軸的結構圖作出軸的計算簡圖，在確定軸承支點位置時，由機械設計課程設計手冊查取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為通過另加轉矩而平移指向軸線，圖a中的F亦應通過另加轉矩而平移到作用于軸線上，由力分析可知：
=882.16 N
=553－882.16－1126.96－2253.92= －3710.04 N
式中負號說明假設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 N×mm
因此在C處左側的彎矩為：
=
=196866.6 N×mm
在C處右側的彎矩為：=－＝192000.2 N×mm
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 N×mm
所以在C處的總彎矩為：
N×mm
N×mm
在鉛垂面上，A處的彎矩為：
N×mm
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T
F= =460.22 N
M=0 N×mm
=4866.4 N×mm
F=-3710.04 N, F=882.16 N
M=212995.44 N×mm
根據(jù)軸的計算簡圖及扭矩T=182250 N×mm，繪制彎矩、扭矩圖如圖10所示：
圖10 軸的結構簡圖
Fig.10 Load assay plan of axis
（4）按彎扭合成應力校核軸的強度
進行校核時，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，軸的計算應力
目前已選擇軸的材料為45鋼，調制處理，由表15-1查得=60。因此<，故安全。
（5）精確校核軸II的疲勞強度
①判斷危險截面
1~2段雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應力集中均將消弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按鈕轉強度為寬裕確定的，且在1~2段承受的彎矩也比較小，所以截面D，1~2段均無需校核。
從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，4~5段得左截面與右截面配合處引起的應力集中最嚴重；從受載的情況來看，4~5段得右截面不受扭矩作用，截面C上的應力最大。截面C上雖然應力最大，但應力集中不大（配合處引起的應力集中均在兩端），而且這里軸的直徑也變大，故截面C也不必校核。顯然5~6段、6~7段、7~8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2~3段得右截面和3~4段的左截面。
②校核3~4段得左截面
抗彎截面系數(shù)
抗扭截面系數(shù)
3~4段左截面的彎矩M為
N×mm
截面的扭矩為T=182250 N×mm
截面上的彎曲應力
截面上的扭轉切應力
軸的材料為45鋼，調制處理。由表15-1查得，，
截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(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的扭轉尺寸系數(shù)。
軸按照精車加工，由表15-6查得表面質量系數(shù)為
軸未經(jīng)過強化處理，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
4.833S=1.5
故可其安全。
2~3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及彎曲應力為
N×mm
截面的扭矩為T=182250 N×mm
截面上的扭轉切應力
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得表面質量系數(shù)為
軸未經(jīng)過強化處理，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
2.93S=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