[精品论文]自动核桃脱壳机设计

ABSTRAT
This design is designed for automatic walnut sheller. The process of the original machine is tedious. The main working principle of this walnut sheller is to use the slow speed of worm and worm gear drive and the quick smashing of the crank slider mechanism. This can not only improve the output, but also save the manpower and material resources, which makes it decline. This paper mainly introduces the working principle of the automatic walnut sheller, the movement characteristics of the crank slider mechanism of the spur gear, the division of labor and its function, the selection and calculation of the material. The design involves the movement of belt drive, chain drive, spur gear drive and crank fast mechanism. After calculation, he can accurately remove the peel and remove the peel into the waste fruit suitcase, in order to improve the efficiency of shell peeling and make the walnut shelling easier and easier. Keywords: walnut sheller; Standard straight tooth cylindrical gear; Crank slider mechanism; Chain drive;
目录
1 绪论 (6)
1.1 设计研究的意图和意义 (6)
1.2 国内外研究现状 (6)
1.3 本设计的总体方案 (6)
2 动力装置的选择 (8)
2.1 选择电动机的类型 (8)
2.2 选择电动机功率 (8)
3 自动脱壳机轴的带及带轮的设计 (9)
3.1 传动带的设计 (9)
3.1.1 确定计算功率 (9)
3.1.2 选择V带的型号 (9)
3.1.3 确定带轮的基准直径 (9)
3.1.4 验算带速 (10)
3.1.5 确定传动中心距a和带长L (11)
3.1.6 确定V带的根数 (12)
3.1.7 确定带的初拉力 (12)
3.1.8 求V带传动作用在轴上的压力 (12)
3.2 V带带轮的设计 (13)
3.2.1 带轮的材料选择 (13)
3.2.2 结构设计 (13)
3.2.3 从动带轮的设计 (14)
4 自动脱壳机轴的设计 (15)
4.1 轴上的功率P、转速n、转矩T (15)
4.2 轴的材料选择 (16)
4.3 初步确定轴的最小直径 (16)
4.4 轴的结构设计 (17)
4.4.1 假设轴上零件的装配方案 (18)
4.4.2 确定轴的各段直径和长度 (18)
4.4.3 轴上零件的轴向定位 (21)
4.4.4 确定轴上圆角和倒角尺寸 (22)
4.5 轴的疲劳强度校核 (22)
4.5.1 判断危险截面 (22)
5 自动脱壳轴轴承的校核 (24)
5.1 计算轴承受到的径向载荷 (24)
5.2 计算轴承轴向力 (24)
5.3 求轴承的当量动载荷 (25)
5.4 轴承的寿命验算 (25)
6 渐开线标准直齿圆柱齿轮的设计 (26)
6.1 渐开线标准直齿圆柱齿轮的材料及热处理 (26)
6.2 标准直齿圆柱齿轮传动的几何尺寸计算 (26)
6.3 校核齿根弯曲疲劳强度 (27)
6.4 齿轮上作用力的计算 (29)
7 蜗杆传动的设计 (30)
7.1 蜗轮蜗杆的材料及热处理方式 (30)
7.2 普通蜗杆传动的主要参数 (30)
7.3 普通蜗杆传动的几何尺寸计算 (31)
7.4 普通蜗杆传动的强度刚度计算 (34)
7.4.1 齿面接触强度 (34)
7.4.2 齿根弯曲强度 (35)
7.5 蜗轮、蜗杆的材料和许用应力 (35)
7.6 蜗杆传动的效率 (35)
7.7 蜗杆蜗轮结构 (35)
8 链传动的设计 (36)
8.1 滚子链轮的结构和材料 (36)
8.2 链传动的参数选择 (37)
8.2.1 链轮齿数21Z Z 和 (37)
8.2.2 传动比 (37)
8.2.3 链的节距P 和排数 (37)
8.2.4 中心距a (37)
8.2.5 计算当量的单排链的计算功率
p (38)
ca
8.2.6 链的节距P (38)
8.2.7 验算小链轮轴孔直径dK (38)
8.2.8 以节距计的初定中心距p
(38)
a
8.2.9 链条节数Lp (39)
8.2.10 链条长度L (39)
8.2.11 中心距ac (39)
8.2.12 链条速度v (40)
8.2.13 小链轮包角 (40)
8.3 有效圆周力Ft (40)
8.4 作用在轴上的力F (40)
8.5 链传动的润滑 (40)
设计总结............................................................................................... 错误!未定义书签。

参考文献........................................................................................ 错误!未定义书签。

致谢...................................................................................................... 错误!未定义书签。

1 绪论
1.1 在设计研究的意图和意义
核桃，我们大家对于这种产品并不陌生，在日常生活中，人们对于这种产品比较喜爱，核桃也是重要的油料产品，随着社会的不断发展，核桃已经走进了千家万户，同时，很多厂家也在核桃身上寻找到商机，它们将核桃仁加工制作出很多人们喜欢的食品，像是核桃酥、核桃饮料等等，这些产品进入千家万户，深受广大人民群众的喜爱。

核桃的发展历史比较悠久，在很早之前，人们就已经开始食用核桃。

核桃在古代又叫做胡桃，它最早是从西域传入到中原的，核桃与扁桃、腰果、榛子并称为四大干果，核桃对人类的健康非常有好处，核桃作为保健食品可以降低血糖、健脑益智，目前我国的核桃栽培面积已经达到5275万亩以上，年产量已经达到90万吨以上。

一般核桃的加工工艺除脱青皮、分级、清洗、脱水、烘干、炒制、取仁与包装外，还可以进一步深加工。

在食用核桃以及使用核桃制作一些产品时，需要将核桃进行剥壳，然后获取核桃仁，在加工过程中，主要存在的问题是核桃脱壳比较困难，基本由人工完成脱壳。

人工剥壳难以满足生产发展的要求，核桃剥壳效率成了目前存在的最大问题。

使得核桃剥壳成为一个难题，也严重影响了核桃仁的产量，为此，发明一款核桃脱壳机来进行核桃脱壳是非常重要的，原来的机器进行剥壳过程比较繁琐麻烦，所以我想设计出一款方便生产且效率高的自动核桃脱壳机。

1.2 国内研究现状
目前，国内利用机械将核桃破壳取仁的方法有以下五种：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。

第一种果仁完整性差，第二种损失率高，仁易受腐蚀，实际操作不好控制。

第三种与第四种设备昂贵，作业成本偏高，且破壳效果不够理想。

综合这几种方法来看，定间隙挤压破壳法还是比较优秀的。

1.3 本设计的总体方案
为了做好本次设计，在进行设计时，我们需要提供一些可行的方案，然后将这些方案进行一一对比，从这些方案当中选出一个最佳的方案来进行设计，以此设计出我们需要的核桃脱壳机。

本设计从电动机到最后的破壳都经过精心的制作，为了脱壳机整体传动的稳定性，由电动机出来就应用了带传动，接下来是链传动，考虑到链传动应用在运作速度不高的情况下较为理想，用
在此机器上恰到好处，为了使核桃得到良好的固定，特意将链条做宽这样连接宽度就增大了，可以固定各种大小不一的核桃，将曲柄滑块机构的滑块端部做成螺丝形的锤头，而曲柄滑块机构的滑块在两极限之间来回滑动时，这时就要求较精确控制链传动的速度，一定要与曲柄滑块机构滑块端部锤头下落达成配合，让锤头下落时准确的砸向链条放核桃的坑中。

具体设计如下：
方案一：传动路线，方案二：传动路线，
图1-3机器总装图
经仔细研究，考虑到电动机的转速，链传动的传动速度，棘轮传动虽能停顿等待锤头下落，可是设计时要根据下落时间来确定棘轮的角速度从而确定棘轮的齿数，比较复杂，为简单方便起见选用第二种方案。

其传动路线如下：
方案二：传动路线，电动机—带传动—「蜗杆蜗轮传动—链传动
︳标准圆柱齿轮传动—曲柄滑块机构
轴1:蜗杆齿轮轴(为了结构的紧凑感,将同一根轴既做成蜗杆轴又做成齿轮轴)轴2:普通轴{安装蜗轮的轴
{安放链轮的轴
轴3：蜗轮链轮轴（为了减慢链轮的传动速度，特意将蜗轮蜗杆传动与链轮传动结合起来）
2 电动机的选择
2.1 选择电动机的类型
根据本次核桃脱壳机设计的实际情况，我们选择使用的电动机为三相异步电动机。

2.2 选择电动机功率
根据本次设计的实际情况，电动机需达到的功率范围为kw
~
5。

因此经
kw10
过综合考虑，我在此次设计中选用的电动机型号为4
Y。

选择电动机的额
S
132-
定功率kw
1440r
n=，总传动比适中，传动装置结构合理且
/
=，转速min
P5.5
紧凑。

表2-2 4
Y主要参数
S
132-
3 自动脱壳机轴的带及带轮的设计
在进行设计的过程中，考虑到实际情况，本次设计需要使用到带传动装置，所以我们需要进行带以及带轮的设计，V 带具有弹性好，韧性强，抗拉力和传动较平稳等优点，使用V 带可以增加传动能力，也可以减少部件互相碰撞产生的噪音及磨损。

虽然在传动过程中V 带与带轮之间存在一定的摩擦且由于两轮初拉力不同会存在拉力差，导致两者产生相对滑动，使传动比精确度降低，但不会影响自动核桃脱壳机的传动，原因是脱壳机不需要非常精确的传动比，只要实际传动比比较准确就可以满足使用要求，而且V 带传动会出现带打滑现象，可以对自动核桃脱壳机的一些重要部件起到过载保护的作用，从而不会造成机体部件的严重损坏，V 带及带轮还拥有结构简单、制造成本底、容易维修和保养、便于安装的优点。

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非常合理的。

3.1 传动带的设计
3.1.1 确定计算功率
传动带所需的功率是输送带所需功率
5.585.5% 4.7P p kw η=⨯=⨯≈ ()1-3式
根据查表可以得到 1.1A K =。

Pc 1.1 4.7 5.17kw =⨯=,带的从动轮转速2n 为560/min r 。

3.1.2 选择V 带的型号
根据 5.17Pc kw =和转速11440/min n r =,查图6-4知,选A 型三角带
3.1.3 确定带轮的基准直径
带传动的传动比
12/1440/560 2.57i n n ===
(1)确定小带轮直径1d
查表6-8,取1100d mm =。

(2)确定大带轮直径)1(12ε-⨯=id d 取弹性滑动率02.0=ε。

21(1)d id ε=⨯- ()2-3式
2.57100(10.02)=⨯⨯-
251.86=
252mm ≈
查表6-8取2265d mm =。

实际传动比：
21/(1)i d d ε=-
265/100(10.02)=⨯-
265/100(10.02)=⨯-
2.71≈
从动轮实际转速： 21/n n i =
1440/2.71=
531.4/min r ≈
转速误差：
2(560531.4)/5600.0417n ∆=-≈
对于带式传动装置,转速误差在±5%的范围内是允许的,因此min /4.5312r n =。

3.1.4 验算带速
11/(601000)
v d n π=⨯⨯⨯
()3-3式 1001440/(601000)π=⨯⨯⨯
7.519=
7.5/m s ≈
在规定的s m v s m /25/5<<范围内,合理。

3.1.5 确定传动中心距a 和带长L
(1)初选中心距0a
120120.7()2()d d a d d +<<+
00.7(100265)2(100265)a +<<+
0355.5730500mm a <<取。

(2)初选带长L 0
0012210
2/2()()/4L a d d d d a π≈+++-02500/2(100265)(265100)2/(4500)1584.3L mm π≈⨯+++-⨯=
(3)选择V 带所需的基准长度L d
查表6-5,找到与1584.3mm 相接近的数据,取L=1600mm.
(4)实际中心距a
0(0)/2a a Ld L ≈+- ()4-3式
500(16001584.3)/2=+-
737.85=
738mm ≈
验算主动轮(小带轮)上的包角
121180()/57.3d d a α≈--⨯ ()5-3式
180(265100)/73857.3=--⨯
155.7247120=>
经过验算，主动轮（小带轮）包角取值合理.
3.1.6 确定V 带的根数
(1)计算单根V 带的基本额定功率P 1
根据mm d 1001=和min /14401r n =,查表用插值法得,取得A 型V 带的kw P 31
.11=。

(2)额定功率的增量1P ∆
根据mm d 1001=和57.2=i ,查表6-9（c ）用插值法得10.168P kw ∆=。

(3)计算V 带根数z
根据7247.1551=α,查表36-得包角系数95.0=αK ,根据mm L d 1600=,查表得带长修正系数为99.0=L K 。

11/()L C Z K K P P P α=⨯⨯+∆ ()6-3式
0.950.99 5.17/(1.310.168)=⨯⨯+
2.443≈
取3=z 根。

标记31600⨯-A 。

3.1.7 确定带的初拉力
确定单根V 带的预紧力: 20500(2.5/1)/F Pc K zv mv α=-+
2500 5.17(2.50.951)37.50.10.75=⨯⨯÷-÷÷+⨯
188.2189N N =≈
查表6-4每米长度质量m=0.1kg/m
3.1.8 求V 带传动作用在轴上的压力
确定带对轴的压力Q F
1Q 23189sin(155.7/2)=⨯⨯
1108N =
3.2 V 带带轮的设计
3.2.1 带轮的材料选择
由于v 7.5m/s,v 30m/s =≤,所以在选择带轮材料的型号时选取40-HT20。

3.2.2 结构设计
我们在进行带轮结构形式的设计时，最先要考虑到带轮直径，选取合适的带轮结构形式，根据带的型号来确定带轮轮槽的尺寸，带轮结构设计如下： 主动带轮的结构选择：因为根据主动带轮的基准直径尺寸1d 100mm =,而与主动带轮配合的电动机轴的直径是35mm d =，根据公式d d d ）（3~5.21<，因此实心带轮可以作为本设计的主动带轮。

带轮参数的选择：通过参考《机械设计》一书，从而明确了主动带轮的结构参数。

带轮结构参数如下表，其他相关尺寸可以根据相应的公式计算求得。

主动带轮（小带轮）的孔直径是mm 35。

da d 2ha =+
1006=+
106mm =
表3-1 主动带轮的结构参数 单位（mm ）
2(150.3)29=⨯±⨯⨯
530.2~550.8mm,=
540mm 取B=。

图3-1 主动带轮的结构示意图
3.2.3 从动带轮的设计
从动轮结构的选择：从动带轮轮辐结构的确定取决于主动带轮的基准直径以及传动比，因2150250mm d mm <<，所以从动带轮(大带轮)采用幅板式。

从动带轮参数的选择：通过查看《机械设计手册》一书，查出了带轮的结构参数表，其他相关的尺寸可以根据相应的公式计算求得。

从动带轮的厚度可以查看《机械设计手册》得：
(-1)2B z e f =⨯+ ()9-3式
其中z 是轮槽数，e 是槽间距 0.315e ±=，f 是第一槽对称面至端面的最小距离 ：
2f e 1)-z (B +⋅=
)3.015(292±⨯+⨯=
47.4~48.6,mm =
48mm 取。

4 自动脱壳机轴的设计
4.1 轴上的功率P 、转速n 、转矩T
(1)带轮轴a 、主动带轮轴的功率p 、转速n 、转矩T ：
5.585.5% 4.70P kW =⨯=
1440/min n r =
4.7
9550609550601870.21440P
T N
n =⨯=⨯= ()1-4式
b 、从动带轮轴(齿轮轴、蜗杆轴)的功率p 转速n 、转矩T:
5.17P kW =
531.4r/min n =
5.17
9550609550605580531.4P
T N n =⨯=⨯=
(2)蜗轮轴的功率p 转速n 、转矩T:
5.1765% 3.36P kW =⨯=
8.85r/min n = 3.36
9550609550602217.5458.85P
T kN n =⨯=⨯=
(3)大齿轮轴的的功率p 转速n 、转矩T:
5.1790% 4.65P kW =⨯=
531.4 3.48152.58r/min n =÷= 4.65
95506095506017.462152.58P
T kN n =⨯=⨯=
(4)链轮轴（大链轮）的功率p 转速n 、转矩T:
3.3685% 2.856P kW =⨯=
8.85 2.28 3.88r/min n =÷=
2.856955060955060421.775
3.88
P T kN n =⨯=⨯= 4.2 轴的材料选择
在确定轴材料的类型选择过程中，由于本次设计轴起到非常关键的作用，因此需要充分考虑所需要的轴的强度、刚度以及耐磨性等重要参数，确定轴应使用哪种类型。

可以选用轴的种类比较多，在本次设计中，我们选择的轴需要经过合适的热处理方式，还需要兼顾制造加工等工艺问题，在进行设计的过程中还需要考虑到节省成本这一原则。

我们平时常见的钢材型号为35，45，50优质碳素结构钢，在这个设计中，我们使用45号钢，45钢是实际生产中常用的钢材，材料来源广泛且经济，使用正火处理的方法，得到设计需要的性能。

查表7-1，材料强度极限σв =600MPa ，对称循环状态下许用应力［σ-1b ］=55MPa 。

4.3 初步确定轴的最小直径
查表7-11常用材料的[]τ值和C 值
[]τ取35,C 取110.(轴端弯矩较小)
d C ≥
110= 26.12mm =，
由于轴上有键,故轴需加大()%5~4。

则
d226.12 1.0527.42mm ≥⨯=。

()2-4式
dmin 28mm =取。

4.4 轴的结构设计
本设计的轴采用阶梯轴的结构形式，毛坯尺寸定为50mm，轴的直径从轴端逐渐向中心增大。

轴向定位采用常见的轴肩定位，为了达到减小应力集中的目的，轴段间采用圆角过渡。

轴做轴向固定时，要把轴头长度做到比零件轮毂长20mm，以确保轴向固定的装置能够紧靠零件端面。

轴肩的圆角半径小于相配零件的倒角或圆角半径，轴肩高要大于所安装零件的倒角。

为了使轴方便加工以及安装，轴上的每个键槽都设计在同一母线上，键槽截面尺寸相同，使得轴上零件便于装拆。

将轴的一端设为自由端，用轴承端盖轴向固定，另一端则设计成固定端。

绘制轴的结构图：
图 4-4蜗杆齿轮轴
图 4-5蜗杆链轮轴尺寸图
4.4.1 假设轴上零件的装配方案
由于轴设计成了一种中间直径大，两边直径逐渐减小的阶梯轴结构。

因此轴上的回转零件需要从轴的两端装入，轴的左右两边均有轴承支撑轴；从轴的左端装入后在左边装上轴承，从轴的右端装入后在右边装上轴承，轴端用轴承端盖。

至于轴颈的尺寸和轴承的选择下文会详细讲解。

4.4.2 确定轴的各段直径和长度
(1)蜗杆齿轮轴：轴段①的设计：轴段①上安装带轮，此段设计我与带轮设计同步进行。

由轴的最小直径可初步确认轴段的轴径128d mm = ，带轮轮毂的宽
度为：
()11.5~2.0d ()1.5~2.028mm =⨯
42~56 48mm mm =取为
故轴段①的长度略小于毂孔宽度，毂孔宽度取150L mm =。

轴段②轴径设计：考虑带轮的轴向固定及密封圈的尺寸，带轮左端用轴肩定位，轴肩高度为：
()10.07~0.1 h d =式（4-3）
()0.07~0.128mm =⨯
1.96~
2.8 =2.4mm h mm =取
轴段②的轴径()212 1.75~2.531.5~33d d mm mm =+⨯=。

这个轴的圆周速度
在前面中已经计算出来,7.5/8/v m s m s ==<带
可选用弹簧皮碗密封。

查表得，选取弹簧皮碗32.5/11992OB ZQ —，则232.5d mm =。

轴段③的设计,轴段③设计成蜗杆轴,蜗杆的分度圆直径已算出，所以蜗杆段长度定为34mm ，该段轴的左右两边个各留出20mm 。

轴段④和轴段⑤的设计：轴段④安装轴承，考虑到带轮只受径向力与圆周力，所以选用球轴承就可以满足设计要求，其直径应既便于轴承安装，又应符合轴承内径系列。

现暂取轴承为6005，计算出轴承的寿命不够，故选6205轴承可符合设计要求，查表得，轴承内径25d mm =，外径52D mm =，宽度15B mm =，内圈定位轴肩直径：min 3132mm a d mm =取，外圈定位凸肩内径47a D mm =，该段长度定为42mm 。

轴段⑤安装轴承考虑齿轮轴受到轴向及径向力，故可以选择6深沟球轴承。

根据齿轮的分度圆直径计算得出d158mm =。

该段无齿部分为50mm ，股该段轴颈定为40mm ，故选轴承6008，由查表得，轴承内径mm d 40=，外径68D mm =，宽度15B mm =，内圈定位轴肩直径min 4648mm a d mm =取，外圈定位62a D mm =，该段定长为77mm 。

(2)蜗轮链轮轴的设计: 轴段①的设计：轴段①上安装链轮,根据轴的最小直径,该段轴颈定为30mm,由于链轮受径向载荷大,故选用轴承为角接触球轴承,选用7005C, 由查表得，轴承内径mm d 25=，外径mm D 47=，宽度mm B 12=，内圈定位轴肩直径mm d a 30min =，外圈定位凸肩内径mm D a 42=。

链轮左端就用轴承7005C 。

该轴段长度定为35mm 。

轴段③的设计，该轴段安装蜗轮，根据蜗轮的宽度54mm ~36d ）1.8~1.2（=L =，该轴段的长度取55mm ，一般角接触球轴承都是成对使用，蜗轮右边的轴承也是用7005C 。

轴承内径mm d 25=，外径mm D 47=，宽度mm B 12=，内圈定位轴肩直径mm d a 30min =，外圈定位凸肩内径mm D a 42=。

该自动脱壳机蜗轮的圆周速度大于小于s m /1，故轴承采用浸油润滑,油的运动粘度为12/401000-⋅s mm v 。

用P CKE L /-蜗轮蜗杆油,代号选用N1000。

(3)大齿轮轴的设计: 轴段①的设计：轴段①上安装链轮,根据轴的最小直径,该段轴径定为5mm 3，齿轮轮毂的长度：
52.5mm,
~24d )1.5~(1.2=L h =。

，轴段长度取取mm 7548mm 该轴段左边的轴颈定为30mm ，经过查表选用7006C ，轴承内径mm d 30=，外径mm D 55=，宽度mm B 13=，内圈定位轴肩直径mm d a 36min =，外圈定位凸肩内径mm D a 49=。

由于轴承成对配合使用，故右边也用7006C 。

该自动脱壳机大齿轮的圆周速度s m v /55.2<<，故轴承应采用油润滑，并且需要安装挡油环，取挡油环端面到内壁距离mm B 21=，为补偿箱体的铸造误差以及安装的挡油环，靠近箱体内壁的轴承端面致箱体内壁的距离mm 14=∆，
mm mm mm mm B B L 332141713=++=+∆+=
(4)大链轮轴的设计,该大链轮设计由于受到较大的径向载荷,链轮的圆周速度极低,选用圆锥滚子轴承，并且成对使用。

根据设计轴的最小直径，定该轴段直径为mm 30。

该轴段长度为mm 25经查表选用轴承32005，由查表得，轴承内径mm d 25=，外径mm D 47=，宽度mm B 15=，内圈定位轴肩直径
mm d a 30min =，外圈定位凸肩内径mm D a 40=，该轴右端轴颈段长定为mm 17。

选用轴承32005，经过查表得，轴承内径mm d 25=，外径mm D 47=，宽 mm B 15=，内圈定位轴肩直径mm d a 30min =，外圈定位凸肩内径mm D a 40=。

由于该轴的转速小于s m /1,于是选用7404号齿轮润滑脂)19844036-SY （。

轴段①的长度设计：轴段①的长度除了与轴上零件有关之外，还与轴承座宽度以及轴承端盖等零件有关。

由表查得，下箱座壁厚由公式3025.01+≈a δ计算求得。

则mm mm mm mm a 25.63130025.03025.01=+⨯=+⨯≈δ，取mm 8=δ。

上箱座壁厚由公式δδ9.01≈计算求得，则mm mm 2.789.01=⨯≈δ，取mm 81=δ；
轴段④的设计：该轴段间接为轴承定位，可取mm d d 4564==，齿轮两端面与箱体内壁距离取为mm 101=∆，则轴段④的长度为：
4611L L B ==∆-
102mm mm =-
8mm = 式（4-4）
轴段⑤的设计：轴段⑤上安装齿轮，为便于安装，5d 应略大于3d ，可初定mm d 475=，则由表查得该处键的截面尺寸为mm mm 914⨯，轮毂键槽深度为mm t 8.31=，该处齿轮轮毂键槽到齿根的距离为： 1
'3122
f d d e t =-- ()5-4式 5342 3.822
mm mm mm =-- 1.70 2.5mm mm =<
mm 525.2=⨯=
故该轴应设计成齿轮轴，mm b L 6515==。

箱体内壁之间的距离为，
mm mm mm b B X 8565102211=+⨯=+∆=
力作用点间的距离 轴承力作用点距外圈距离：
mm mm B a 5.82
172=== 则， 12502
mm l L a =++ 25598.5mm mm mm =++
92.5mm =
52342
L l L L a =++- 65 3388.52
mm mm mm mm =++-
65mm =
mm l l 6523==
(5)键的选择
轴上零件的定位除了轴向定位以外还有周向定位，所以轴的周向定位也非常重要。

小带轮上键的选择：由于电动机输出轴的直径为mm 38，查表知选用A 型普通平键，键的公称尺寸,32,8,10mm L mm h mm b ===选择键
2003-1096 GB/T 288A10⨯⨯。

轴槽深是5mm ，毂槽深3.3mm ，圆角半径0.3mm 。

蜗杆蜗轮轴的带轮采用A 型普通平键连接，根据轴的直径32.5mm ，查表确认键的公称尺寸为2003-1096 GB/T 288A10⨯⨯。

轴槽深是5mm ，毂槽深
mm 3.3，圆角半径mm 25.0。

蜗轮链轮轴的键选择：蜗轮小齿轮轴的轴头直径相同，根据直径30mm 选择合适的键，这里选择平键连接即可。

选择A 型平键，查《机械设计》表得键选择2003-1096 GB/T 238A10⨯⨯. 轴槽深是5mm ，毂槽深mm 3.3，圆角半径0.3mm 。

定位链轮的键设计同上。

大齿轮轴上的键设计：轴头直径为35mm ，查表选取键的公称尺寸,56,8,10mm L mm h mm b ===,键选择2003-1096 GB/T 658A10⨯⨯轴槽深是5mm ，毂槽深mm 3.3，圆角半径0.3mm 。

大链轮轴上的键设计：轴头直径为30mm ，查表选取键的公称尺寸,25,8,7mm L mm h mm b ===键选择
2003-1096 GB/T 258A7⨯⨯轴槽深是5mm ，毂槽深mm 3.3，圆角半径mm 2.0。

键的强度校核：平键连接的键强度校核公式为[]p dkl
T p ≤=
2 式中：[]p ：键、轴、毂三者中最弱材料的需用压力。

d ：轴的直径
l ：键的工作长度
k ：键与轮毂的接触高度h k 4.0=
4.4.3 轴上零件的轴向定位
(1)齿轮蜗杆轴上的主动带轮(小带轮):左边用轴上结构的轴肩作轴向定位,右边选用弹性挡圈作轴向定位。

(2)安装蜗轮的轴的轴上的轴向定位:蜗轮的左边用轴肩定位,右边选用长套筒定位。

(3)安装大链轮轴的轴上的轴向定位:大链轮的左边用轴肩定位,右边选用轴端挡圈定位。

(4)安装大齿轮轴的轴上的轴向定位：大齿轮的左边用轴肩定位，右边选用套筒作轴向定位。

4.4.4 确定轴上圆角和倒角尺寸
轴上的圆角尺寸根据所安装轴上的零件的端面倒角和圆角来决定。

为了使零件紧靠定位面，使轴上的圆角半径r 小于安装的轴上零件的端面倒角1C 和圆角);1R r c R <<。

轴环的高度d a )1.0~07.0(=轴环宽度a b 4.1≈。

4.5 轴的疲劳强度校核 4.5.1 判断危险截面
齿轮轴处弯矩较大，且轴颈较小，所以该剖面为危险剖面。

图4-2 轴的载荷分析图
其抗弯截面系数为：
3
332
d W π=
()7-4式
3
332.532
mm π⨯=
33370.15mm =
抗扭截面系数为：
3
3t 16
d W π=
3
332.5 16
mm π⨯=
3 6740.31mm =
扭剪应力为：
1
t
T W τ=
1870.2
6740.31
MPa =
0.277MPa =
按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数0.6α=，则当量应力为：
e σ=
=
24.48MPa =
由查表得45钢调质处理抗拉强度极限MPa B 650=σ，由查表得轴的许用弯曲应力[]MPa b 601=-σ。

[]b e 1-<σσ，强度满足设计要求。

校核键链接的强度： 带轮处键连接的挤压应力为：
1
14P T d hl
σ=
()8-4式 41870.2
32.5848
MPa ⨯=
⨯⨯
59.94MPa =
取键、轴及带轮的材料都为钢，由表查得[]MPa p 150~125=σ，[]P P σσ<，强度足够。

当量动载荷：由表查得6205轴承的N C 14000=，N C 78000=，轴承受力如图所示。

因为轴承不承受轴向力，轴承A 、B 当量动载荷为。

N R P A A 21.1560==，N R P B B 1534== 轴承寿命：因B A P P >，故只需校核轴承A ，A P P =，对于自动脱壳机 来说，
轴承在C o 100以下运行，由表查得1=T f 。

查得载荷系数1.1=P f 。

3
166010⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛=P f C f n L P T h ()9-4式 3
61011400060531.4 1.11560.21h ⨯⎛⎫
= ⎪⨯⨯⎝⎭
17024h =
自动脱壳机预期寿命为h h L h 1600082508'=⨯⨯=，'h h L L >，故轴承寿命满足要求。

5 自动脱壳轴轴承的校核
5.1 计算轴承受到的径向载荷
(1)查《机械设计手册》可知，C 7006的，N Cr 15200=，N Co 10200= 前面求得的两个轴承所受的载荷分别为：
N F NH 3.2601=，N F NV 8.941=， 式（5--1）
N F NH 3.6852=，N F NV 4.2492=；
5.2 计算轴承轴向力
初选轴承型号C 7006，查表得68.0=e 6.1=Y 9.00=Y ，)(8.16KN Cr =
KN C r 2.120=， N Y
H F F N s 8721
1==
2
2 522N s F H F Y
=-式（）
685.32 1.6=
⨯ 278N =
因为()111476087Fs N F Fs a >=+=+， 所以轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”。

所以：()N F Fs Fa a 6.14611=+=
()N Fs F a 27822==
5.3 求轴承的当量动载荷
确定轴承的径向动载荷系数和轴向动载荷系数
e
F F r a <==54.0277147
11 e F F r a <==38.072927812
所以轴承1和轴承2都取：
1=X ，0=Y 。

5.4 轴承的寿命验算
()11111 P P f X Fr Y Fa =⋅+式（5-3）
1.12770=⨯+
()305N =
()22222p P F X Fr Y Fa =⋅+ () 1.117290278=⨯⨯+⨯ ()803N =
因21p p <，所以按轴承2验算寿命。

621060h Cr L n P ε
⎛⎫
= ⎪⎝⎭
()4-5式
631016.81060182803ε
⎛⎫⨯= ⎪⎝⎭ 62.310=⨯
轴承预期寿命h L h 1200083005=⨯⨯='。

因h h L L <'
,故C 7006轴承满足使用。

6 渐开线标准直齿圆柱齿轮的设计
6.1 渐开线标准直齿圆柱齿轮的材料及热处理
在日常生活中，我们广泛使用各种类型的结构钢、合金结构钢、铸钢、铸铁等材料来制作圆柱齿轮。

我们查阅相关资料可以获得一些相关信息，所以，在本次设计中使用软齿面，大齿。

选择CrMnTi 20，选用8级精度。

其热处理方式决定使用渗碳淬火+回火，渗碳后要进行磨齿，硬度在HRC 62~56，渗碳后齿面接触强度高，耐磨性好，而齿心部仍保持有较高的韧性，用于受冲击载荷的重要齿轮传动中是非常合适的。

6.2 标准直齿圆柱齿轮传动的几何尺寸计算
根据设计尺寸经由《机械设计手册》查得选用mm m 2= 计算传动尺寸： 中心距：
()()
12122910122
m z z a mm +⨯+=
= 130mm =
()2-6式
分度圆直径：
mm mm mz d 5829211=⨯==
mm mm mz d 202101222=⨯==
mm mm d b d 585811=⨯==φ , 取mm b 602=。

()125~10b b mm
=+ ()3-6式
()605~10mm mm
=+
取mm b 651=。

计算齿轮传动其他几何尺寸：
齿顶高
mm mm m h h a a 221=⨯==*
齿根高 ()
()mm
mm m c h h a f 5.2225.01=⨯+=+=**
全齿高
mm
mm mm h h h f a 5.45.22=+=+=
顶隙
mm mm m c c n 5.0225.0=⨯==*
齿顶圆直径 mm mm mm h d d a a 622258211=⨯+=+= mm mm mm h d d a a 20622202222=⨯+=+=
齿根圆直径mm mm mm h d d f f 535.2258211=⨯-=-=
mm mm mm h d d f f 1975.22202222=⨯-=-= 6.3 校核齿根弯曲疲劳强度
[]F
S F F Y Y Y bm d KT σσε≤=11
2
K 、1T 、m 和1d 同前；齿宽mm b b ==2； 齿形系数F Y 和应力修正系数S Y ：
自外齿轮的齿形修正系数图,查得： 53.21=F Y ,22.22=F Y ; 自外齿轮齿根应力修正系数图,查得： 62.11=S Y ,81.12=S Y 。

自重合度系数图,查得 ： 69.0 =εY 。

许用弯曲应力：
[]F F N F
S Y lim
σσ=
由查图得弯曲疲劳极限应力为：
MPa F 220lim =σ,MPa F 1702lim =σ
由图查得寿命系数121==N N Y Y ，由表查得安全系数25.1=F S ， 故：
[]MPa
MPa S Y F
F N F 17625
.122011lim 11=⨯==σσ
[]MPa
MPa S Y F
F N F 13625
.117012lim 22=⨯==σσ
1
1111
2F F S n KT Y Y Y bm d εσ=
2 1.2858690
2.53 1.620.6960258
MPa ⨯⨯=
⨯⨯⨯⨯⨯
[]160.30F MPa σ=<
22
21
11
F S F F F S Y Y Y Y σσ= ()4-6式 2.22 1.81
60.30 2.53 1.62
MPa ⨯=⨯
⨯
[]259.11F MPa σ=<
6.4 齿轮上作用力的计算
在进行齿轮作用力计算这一方面，我们需要进行后继轴的设计、键的选择、验算以及轴承的选择和校核提供数据。

齿轮上作用力的计算如下：
高速轴传递的转矩为mm N T ⋅=40001,转速为min /3801r n =，小齿轮分度圆直径为mm d 581=。

小齿轮（齿轮轴）1的作用力 (1)圆周力为：
1
11
2t T F d =
24000
60
N ⨯=
133.33N =
作用力方向与力作用点圆周速度方向相反。

(2)径向力为：
11tan r t n F F α=
133.33tan 20N =⨯
48.53N = 作用力方向由力的作用点指向轮1的转动中心。

(3)大齿轮2的作用力，
从动齿轮2各个力与主动齿轮1上相应的力大小同等，作用方向相反。

7 蜗杆传动的设计
7.1 蜗轮蜗杆的材料及热处理方式
这里采用Pb2ZCuZn38Mn2做为蜗轮的材料，铸造方法：砂模，相应的蜗杆选用淬火钢：铸锡青铜。

7.2 普通蜗杆传动的主要参数 (1)蜗杆模数
查机械设计手册表6-42取蜗杆模数为1.25。

(2)蜗杆分度圆直径d1
由于该段轴的直径是40mm ，故蜗杆的分度圆直径根据表6-43的国标选20mm 。

(3)蜗杆导程角λ。