1、目 录摘 要 .11 前言 22 红枣去核机的方案设计 22.1 执行系统的方案设计 22.1.1 红枣去核机的功能 22.1.2 红枣去核机的原始数据和设计要求 22.1.3 工艺动作分解 32.1.4 冲针往复直线运动的实现机构 32.1.5 旋转盘间歇转动的实现机构 32.1.6 执行机构的协调设计 32.1.7 机构运动循环图的设计 32.1.8 机械运动方案的选择和评定 42.2 传动系统的方案设计 42.2.1 初选原动机 42.2.2 拟定传动系统方案 42.2.3 机械运动简图 53 传动装置的总体设计 53.1 选择电动机 53.1.1 电动机的类型和结构形式 53.1.2
2、确定电动机容量 53.1.3 确定电动机转速 63.2 确定传动装置的传动比 63.3 传动装置的运动和动力参数 63.3.1 各轴的转速 63.3.2 各轴的输入功率 63.3.3 各轴的转矩 74 传动零件的设计计算 .74.1 普通 V带传动的设计计算 74.2 直齿圆锥齿轮传动设计计算 94.2.1 选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数 94.2.2 按齿面接触强度设计 94.2.3 按齿根弯曲疲劳强度设计 .104.2.4几何尺寸的计算 .114.2.5 结构设计及绘制零件图 .114.3 联轴器的选择 .124.3.1 选择联轴器的类型和型号 .125 执行机构的设计计算 .125.
3、1 冲压机构的设计计算 .125.1.1 冲压机构的选型 .125.1.2 摆动从动件圆柱凸轮机构中心距 a的确定 .125.1.3 摆动从动件运动规律的选择 .135.1.4 圆柱凸轮中径 D的确定 145.1.5 圆柱凸轮转向与摆动推杆位置的凸轮廓线方程 .145.1.6 轮廓线的曲率半径 .155.1.7 滚子半径 rT的确定 .155.2 间歇运动机构的设计计算 .155.2.1 间歇运动机构的选型 .155.2.2 槽轮机构的几何尺寸计算 .156 轴系零件的设计计算 .176.1 轴的结构尺寸设计 .176.1.1 初步确定最小直径 .176.1.2 拟定轴上零件的装配方案 .17
4、6.1.3 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 .186.1.4 轴上零件的周向定位 .186.1.5 确定轴上的圆角和倒角尺寸 .186.1.6 校核轴 I的强度 .186.2 滚动轴承的选择及计算 .236.2.1 求两轴承受到的径向载荷 .236.2.2 求两轴承的轴向力 .236.2.3 求轴承的当量动载荷 .266.2.4 验算轴承的寿命 .266.3 键联接的选择及校核计算 .266.3.1 轴 I带轮与轴配合处键的选择及校核计算 .276.3.2 轴 I齿轮与轴配合处键的选择及校核计算 .277 润滑与密封 .277.1 直齿圆锥齿轮传动的润滑 .287.2 轴伸出端的密封
5、 .288 设计总结 .28参考文献 29致谢 291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；
6、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 procedur
7、e 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
8、, 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 s
9、elections 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.2Key words: conceptual design; executive system; drive system; 1 前言 我国盛产红枣，
10、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、
11、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
12、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 903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
13、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
14、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
15、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4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 removin
16、g 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
17、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5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
18、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
19、冲针的输出功率 PW6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：P W= = =1.77KWFV100025000.71000电动机的输出功率 Pd传动装置的总效率：= 1 23 3 4 52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 = 1 23 3 4 52=0.960.98 30.950.990.89 2=0.666所以 Pd
20、= = =2.66KW 1.770.666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 motors3.2 确定传动装置的传动比总传动比 id= =57101423.3 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
21、 轴，各转速为n0=710r/minn =n =710/i=142r/min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 73.3.2 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 = P0 1=30.96=2.88KWP = P 23 3=2.880.98 30.95=2.63KWP = P 4=2.630.99=2.55KW3.3.3 各轴的转矩T0=9550P 0/n0=95503/710=40.35NmT =9550P /n =95502.88/142=193.69N
22、mT =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=5 80=400mm按式 8-13 验算带的速度：V= =2.97m/s 30m/s8
23、0710601000 90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(0+0)由 n =710r/min，d d1=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= =7.13.3(0.4+0.9)0.921.03取 Z=7 根计算预紧力 F0由式 8-27 知 F0=500 Pca(2.5K -1)+2由表 8-3 得 q=0.1kg/m，故F0=500 3.33 7(2.50.92-1)+0.1 32=135.8计算作用在轴上的压轴力 FP由式 8-28 得
24、：FP=2Z F0 =27135.8 =1835Nsin2 sin149.62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9Fig.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= =45 2=90- 1=45tanZ1Z2 4.2.2 按齿面接触强度设计由设计计算公式 10
25、-26 进行试算，即：d1t2.9232 1(10.5)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 ，取=0.25 0.35=0.33由机械设计教材表 10-6 查得材料的弹性影响系数 =189.812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)=2.04 108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
26、，由式 10-12 得1= 2= =0.98550MPa=539MPa 11试算齿轮分度圆直径 d1t，代入 中较小值d1t2.92 =2.92 =160.8mm32 1(10.5)2 3189.853921.6 19.37 1040.33(10.5 0.33)2计算圆周速度V= =1.195m/s1160 100010计算齿宽b=R =0.33160.8 =37.522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
27、 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= d1t =178.1mm3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：m3 41(10.5)2212+1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
28、许用应力：取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式 10-12 得1= 2= = =249.7MPa 11 0.923801.4计算动载荷系数 KK=KAKVKFa KF =11.611.875=2.175计算当量齿数ZV1=ZV2= = =42.4 1cos 30cos45 11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= 故 =2.37642.440-2.44542.42.35 = 故 =1.67342.440-1.674542.41.68 计算 = =0.015912.3761.673249.7设计计算：m =4.51mm3 41(10.5)2212+1对比计算结果：
29、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= Z1= Z2=40178.14.5=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=180mmd2=m Z2=404.5=180mm计算齿轮宽度：b=R =42mmda1=d+2ha
30、=m（Z 1+2 ）=186mmcos cosdf1=d+2hf =m（Z 1-2 ）=172mmcos .4cos4.2.5 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：12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=9.5510
31、6P2n2=9.551062.63142=176.877103Nmm由机械设计教材表 14-1 查得 ，故由式 14-1 得计算转矩为：KA=1.7T=1.7176.877103=300.69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
32、 摆动从动件圆柱凸轮机构Fig.5 Bodies of cylindrical cam with oscillating follower135.1.2 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,AB 2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(AB 2-AC)=1/(AB2+AC)=1/2(L+Lcosmax/2)
33、即:a=L/2(1+cos max/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+cos max/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 diagram5.1.3 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
34、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。14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
35、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： max 2cos(2)tan+tan(2)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：D 80 ，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=r p+Lcos(max/2)-Lcos(max/2-)运动规名称 最大角速度 max 最大角加速度 max 应用
36、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 15y=Lsin(max/2)-Lsin(max/2-)式中,x、y 为理论轮廓线上点的直角坐标;r p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)
37、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;r T 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
38、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:rT 0.8理 rT2式中：r滚子轴半径rT理 - 3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。
39、165.2.2 槽轮机构的几何尺寸计算槽轮机构的运动系数=12-1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n =0.4+0.4当 =0.346因轴承运转中有轻微冲击，由表 13-6 查取 取=1.01.2， =1.1则 1=(0.41+0.41)=16355.3N 2=(0.42+0.42)=13758N256.2.4 验算轴承的寿命因为 ，所以按轴承 1 的受力大
40、小验算：12=10660(1)对于滚子轴承 =103=10660(1)= 10660142(10800016355.3)103=63403故所选轴承满足寿命要求。26图 9 轴的载荷分析图Fig.9 Shaft load analysis diagram27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：=2103式中 T=193.69Nm，k=0.5h=0.5 8=4mml=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 =60=2103=2193.6910344035 =59.175=60故此键能安全工作。6.3.2 轴 I 齿轮与轴配合处键的选择及校核计算类型的选择
