红枣去核机毕业设计(机械cad图纸)[管理资料]

红枣去核机的设计
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：⑴根据工艺动作顺序和协调要求拟定运动循环图；⑵进行冲压机构和间歇运动机构的选型；⑶机械运动方案的选择与评定；⑷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；
Design of Machine For Removing Cores Of Jujube
Abstract: That core fruit gets rid of core school assignment is very important going forward handles working procedure 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, 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: ⑴demands to design motion circulation picture according to handicraft action order and coordination; ⑵carries out the selections type stamping organization and intermittence motion organization; ⑶mechanical movement schemes choice appraising. The dimension carrying out motion calculates; ⑷pair of mechanical drive system and actuating mechanism.
Key words: conceptual design; executive system; drive system;
目录
摘要 (1)
1 前言 (1)
2 红枣去核机的方案设计 (1)
执行系统的方案设计 (1)
红枣去核机的功能 (1)
红枣去核机的原始数据和设计要求 (1)
工艺动作分解 (1)
冲针往复直线运动的实现机构 (2)
旋转盘间歇转动的实现机构 (2)
执行机构的协调设计 (2)
机构运动循环图的设计 (2)
机械运动方案的选择和评定 (3)
传动系统的方案设计 (3)
初选原动机 (3)
拟定传动系统方案 (3)
机械运动简图 (3)
3 传动装置的总体设计 (4)
选择电动机 (4)
电动机的类型和结构形式 (4)
确定电动机容量 (4)
确定电动机转速 (5)
确定传动装置的传动比 (5)
传动装置的运动和动力参数 (5)
各轴的转速 (5)
各轴的输入功率 (5)
各轴的转矩 (6)
4 传动零件的设计计算 (6)
普通V带传动的设计计算 (6)
直齿圆锥齿轮传动设计计算 (7)
选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数 (7)
按齿面接触强度设计 (7)
按齿根弯曲疲劳强度设计 (8)
(9)
结构设计及绘制零件图 (10)
联轴器的选择 (10)
选择联轴器的类型和型号 (10)
5 执行机构的设计计算 (10)
冲压机构的设计计算 (10)
冲压机构的选型 (10)
摆动从动件圆柱凸轮机构中心距a的确定 (11)
摆动从动件运动规律的选择 (11)
圆柱凸轮中径Dˊ的确定 (12)
圆柱凸轮转向与摆动推杆位置的凸轮廓线方程 (12)
轮廓线的曲率半径 (13)
的确定 (13)
滚子半径r
T
间歇运动机构的设计计算 (13)
间歇运动机构的选型 (13)
槽轮机构的几何尺寸计算 (14)
6 轴系零件的设计计算 (15)
轴Ⅰ的结构尺寸设计 (15)
初步确定最小直径 (15)
拟定轴上零件的装配方案 (15)
根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 (15)
轴上零件的周向定位 (16)
确定轴上的圆角和倒角尺寸 (16)
校核轴I的强度 (16)
滚动轴承的选择及计算 (20)
求两轴承受到的径向载荷 (20)
求两轴承的轴向力 (20)
求轴承的当量动载荷 (21)
验算轴承的寿命 (21)
键联接的选择及校核计算 (23)
轴I带轮与轴配合处键的选择及校核计算 (23)
轴I齿轮与轴配合处键的选择及校核计算 (23)
7 润滑与密封 (24)
直齿圆锥齿轮传动的润滑 (24)
轴伸出端的密封 (24)
8 设计总结 (24)
参考文献 (25)
致谢 (26)
1 前言
我国盛产红枣，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、。

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、，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
执行系统的方案设计
机械执行系统的方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。

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。

红枣去核机的原始数据和设计要求
⑴加工红枣直径为15mm～20mm
⑵红枣去核时冲针压力最大可达3KN，
⑶要求冲针自上向下运动前，旋转盘做一次间歇转动，转角为90º
⑷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。

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。

⑴加料：这一动作可利用人工加料。

⑵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90º
⑶旋转盘间歇运动：以完成送料、冲核、冲枣三个工位的转换。

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：
⑴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。

⑵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。

⑶偏置曲柄滑块机构：与对心曲柄滑块机构相比较，具有曾力、急回特性等优点。

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。

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。

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0º～180º，回程为180º～360º，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90º，停歇过程对应于轴4转过270º。

图1 红枣去核机的工作过程
The work to machine for removing cores of jujube
表1 执行构件运动循环图
Cycle chart of executive motion
冲针工作行程回程
旋转盘停止进给
主轴转角0º 90º 180º 270º 360º
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。

传动系统的方案设计
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。

拟定传动系统方案
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。

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
Diagram of mechanical thumbs
3 传动装置的总体设计
选择电动机
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。

确定电动机容量
⑴冲针的输出功率P W
根据设计要求和原始数据及实验分析可知：F=2500N，，则冲针的输出功率为：P W===
⑵电动机的输出功率P d
传动装置的总效率：η=η1η23η3η4η52
式中，η1，η2，η3，η4，η5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：η1=，滚子轴承η2=，锥齿轮传动η3=，齿式联轴器η4=，槽摩擦轮传动η5=，
故η=η1η23η3η4η52=ⅹⅹⅹⅹ=
所以P d ===
⑶电动机的额定功率P ed
由机械设计手册表12-1选取电动机的额定功率为P ed =3KW
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=2～5，则电动机转速的可选范围为n d =284～710r/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
Main performance of the motors
确定传动装置的传动比
总传动比i d ==5
传动装置的运动和动力参数
各轴的转速
电动机轴为0轴，各转速为
n 0=710r/min
n Ⅰ=n Ⅱ=710/i=142r/min
各轴的输入功率
按电动机的额定功率计算各轴输入功率：
P 0=P ed =3KW
P Ⅰ= P 0•η1=3ⅹ=
P Ⅱ= P Ⅰη23η3=ⅹⅹ=
P Ⅲ= P Ⅱⅹη4=ⅹ= 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
各轴的转矩
T0=9550ⅹP0/n0=9550ⅹ3/710=•m
TⅠ=9550ⅹPⅠ/nⅠ=9550ⅹ•m
TⅡ=9550ⅹPⅡ/nⅡ=9550ⅹ•m
TⅢ=9550ⅹPⅢ/nⅢ=9550ⅹ•m
4 传动零件的设计计算
普通V带传动的设计计算
⑴确定计算功率：
由机械设计手册表8-7查得工作情况系数K A=，故
P ca=P•K A=ⅹ3=
⑵选取窄V带带型
根据P ca、nⅠ由图8-11确定选用A型
⑶确定带轮的基准直径
由表8-6和8-8取主动轮基准直径d d1=80mm
根据式8-15，从动轮基准直径d d2
d d2=i•d d1=5ⅹ80=400mm
按式8-13验算带的速度：
V==
故带的速度合适
⑷确定窄V带的基准长度和传动中心距
(d d1+ d d2)≤a0≤2(d d1+ d d2)，初步确定中心距a0=650mm
根据式8-22计算带所需要的基准长度：
L d′= 2a0+(d d1+ d d2)+=2ⅹ650+(400+80)+=2093mm
由表8-2选带的基准长度：L d=2000mm
按式8-23计算实际中心距a
a=650+=604
⑸验算主动轮上的包角α1
由式8-25得
α1=180º-(d d2 -d d1)ⅹ>90º
故主动轮上的包角合适
⑹计算窄V带的根数：
由式8-26知：
Z=
由n
Ⅰ
=710r/min，d d1=71mm查表8-4a和表8-4b得
P0= P0=
查表8-5得K
α
=，查表8-2得K L=
则Z==
取Z=7根
⑺计算预紧力F0
由式8-27知F0=500
由表8-3得q=，故
F0=500
⑻计算作用在轴上的压轴力F P
由式8-28得：
F P=2Z F0=2ⅹ7ⅹ=1835N
⑼带轮的结构设计
由于d≤500mm，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
pulley parts of the map
直齿圆锥齿轮传动设计计算
选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数
⑴按图所示的传动方案，选用标准直齿圆锥齿轮传动
⑵精度等级选7级精度
⑶材料选择：选两齿轮均为45钢（调制处理），硬度为240HBS。

⑷选齿轮齿数Z1=Z2=30
⑸选取分度圆锥角δ
1==45δ
2
=90º-δ
1
=45º
按齿面接触强度设计
由设计计算公式10-26进行试算，即：d1t≥
⑴试选载荷系数K t=
⑵计算齿轮传递的转矩：
TⅠ=9550ⅹPⅠ/nⅠ=9550ⅹ•m
⑶齿宽系数，取
⑷由机械设计教材表10-6查得材料的弹性影响系数
⑸由图10-21d按齿面硬度查得两齿轮的接触疲劳强度极限σHlim=550MPa
⑹由式10-13计算应力循环次数：
N1=N2=60n1Jl h=60ⅹ142ⅹ1ⅹ(8ⅹ300ⅹ10)=
⑺由图10-19查得接触疲劳寿命系数K HN1=K HN2=
⑻计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数s=1，由式10-12得
=2==ⅹ550MPa=539MPa
1
试算齿轮分度圆直径d1t，代入中较小值
d1t≥==
⑼计算圆周速度
V==
⑽计算齿宽
b=R•=ⅹⅹ=
⑾计算载荷系数
根据v=，7级精度，动载荷系数K V可按图10-8中低一级精度线查得K V=,取齿间载荷分配系数K Ha=K Fa=1
由表10-2查得使用系数K A=1
由表10-9查得轴承系数K H
=
βbe
齿间载荷分布系数K F
β=K Hβ==ⅹ=
故载荷系数为：
K=K A K V K Ha K Hβ=1ⅹⅹ1ⅹ=
⑿按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径
d1= d1t=
⒀计算模数
m= d1/ Z1=
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：
m≥
确定公式内的各计算数值：
⑴由图10-20c查得两齿轮的弯曲疲劳强度极限
σFE1=σFE2=380MPa
⑵由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数K FN1= K FN2=
⑶计算弯曲疲劳许用应力：
取弯曲疲劳安全系数S=，由式10-12得
= 2===
1
⑷计算动载荷系数K
K=K A K V K Fa K Fβ=1ⅹⅹ1ⅹ=
⑸计算当量齿数
Z V1=Z V2===
⑹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=
= 故=
⑺计算==
设计计算：
m≥=
对比计算结果：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，=，按接触强度计算得的分度圆直径d1=，算出齿轮齿数Z1=Z1= Z2=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。

⑴计算分度圆直径：
d1=m Z1=40ⅹ=180mm
d2=m Z2=40ⅹ=180mm
⑵计算齿轮宽度：
b=R=42mm
d a1=d+2h a=m（Z1+2）=186mm
d f1=d+2h f=m（Z1-2）=172mm
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：
图4 齿轮结构简图
Pulley diagram of the structure
联轴器的选择
选择联轴器的类型和型号
⑴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。

⑵载荷计算
公称转矩：
由机械设计教材表14-1查得，故由式14-1得计算转矩为：
⑶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800N·m，许用转速为7100r/min，轴径为16～38之间，故合用，其余计算从略。

5 执行机构的设计计算
冲压机构的设计计算
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 摆动从动件圆柱凸轮机构
Bodies of cylindrical cam with oscillating follower
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,AB2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(AB2-AC)=1/(AB2+AC)=1/2(L+Lcosψmax/2)
即:a=L/2(1+cosψmax/2)
式中,a:凸轮机构的中心距;
L:摆动从动件的长度;
ψmax:摆动从动件的最大摆角
由空间结构决定，取ψmax=90º，L=60mm
故a=L/2(1+cosψmax/2)=15（2+）
图6 摆动从动件圆柱凸轮机构简图
Cylindrical cam body swing diagram
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:
ψ=F(φ)
式中,ψ:摆动从动件的摆角;
φ: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般原则:
⑴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。

⑵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。

⑶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
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。

圆柱凸轮中径D ˊ的确定
由于展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
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35º~45º。

由上表数据，得：
D ˊ80 ，所以取凸轮直径D=85mm
圆柱凸轮转向与摆动推杆位置的凸轮廓线方程
运动规名称
最大角速度Ωmax 最大角加速度 max 应用 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 ∞ 低速轻负载 低速重负荷 低速重负荷 中速轻负荷 中低速轻负荷 中高速轻负荷 高速中负荷 中高速重负荷 高速轻负荷
⑴理论轮廓线方程：x=r pφ+Lcos(ψmax/2)-Lcos(ψmax/2-ψ)
y=Lsin(ψmax/2)-Lsin(ψmax/2-ψ)
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;φ为凸轮的转角;L为摆杆的长度;ψmax为摆杆的最大摆角;ψ为摆杆在任意位置时的摆角。

(2)实际轮廓线方程: X1=x±r T×dy/dφ/[(dx/dφ)2+ (dy/dφ)2]1/2,
Y1=y r T×dx/dφ/[(dx/dφ)2+(dy/dφ)2]1/2
式中X1Y1为实际轮廓线上任意点的坐标;r T为滚子半径;dx/dφ,dy/dφ对φ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。

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ρ点的曲率半径的计算公式为:
ρ=[(dx/dφ)2+(dy/dφ)2]3/2/(dx/dφ·dy2/dφ2-dy/dφ·dx2/dφ2)
按理论廓线的曲率半径,可得实际廓线的曲率半径:
ρ′=ρ±r T,
式中ρ′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β2,减号用于理论廓线上方的一根包络线β1。

滚子半径r T的确定
为了保证从动件运动不失真，一般推荐公式是:
r T
r T
式中：r—滚子轴半径
r T
由上式，取r T=10mm
间歇运动机构的设计计算
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。

槽轮机构的几何尺寸计算
⑴槽轮机构的运动系数
τ=
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4～8。

⑵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270º～360º，即槽轮的转角为90º。

根据上述已知条件，取槽数Z=4。

⑶确定主动拨盘的圆销数
n<
由该式可得圆销数n与槽数Z的关系，由机械原理教材表12-1，确定圆销数n=1
⑷根据载荷和结构尺寸，选定中心距a=120，圆销半径r=6mm。

⑸确定槽轮槽间角
==90
2φ
20
槽间角对应销轮运动角2φ10=
⑹圆销中心回转半径
R1=
槽轮外圆半径
=85mm
⑺确定槽轮槽长
=
取h=56mm
⑻计算槽轮的动停比K
因为运动系数=
所以K=
⑼槽轮的结构设计
根据上述已求出的槽轮机构的几何尺寸，绘制槽轮机构的简图如图7
图7 槽轮机构简图
Geneva mechanism diagram
6 轴系零件的设计计算
轴Ⅰ的结构尺寸设计
初步确定最小直径
先按式15-2初步估算轴的最小直径。

选取轴的材料为45钢，调制处理。

根据表15-3，取，于是得
因为轴截面上开有两个键槽，轴径应增大10%～15%，故取
拟定轴上零件的装配方案
绘制结构简图(图8)
图8 轴Ⅰ的结构简图
Axis structure diagram
其各零件的装配方案及固定方式如表4所示：
表4 各零件的装配方案及固定方式 Fixed form and erection scheme of the part 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 零件 装配方案 左端轴向固定 左端轴向固定 周向固定 齿轮 左轴承 右轴承 从左装入 轴套 轴肩 键
从左装入
轴承盖 轴套 过渡配合
从右装入 轴肩 轴承盖 过渡配合
⑴为了带轮轴向定位的要求，段右端需制出一轴肩，故取②段的直径，左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=43mm，带轮与轴配合的毂孔长度L=56mm，为了保证轴端挡圈只压在带轮上，而不压在轴的端面上，故段的长度应比L略短一些，由机械课程设计手册表13-19查得，取。

⑵初步选择滚动轴承。

因轴承同时承受径向力和轴向力的作用，故选用圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的圆锥滚子轴承30309，其尺寸为dⅹDⅹT=45mmⅹ100mmⅹ27mm，故取；而。

右端滚动轴承采用轴肩定位，由机械课程设计手册查得30309型轴承的定位轴肩高度h=5mm，因此，取=55mm。

⑶取齿轮处的④段直径，齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度为52mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取，齿轮的右端采用轴肩定位，～，取h=，故=59mm，轴环高度b≥，取。

⑷取齿轮距箱体内壁的距离a=12mm，，轴承端盖的总宽度为23mm，取，至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。

轴上零件的周向定位
齿轮、带轮和轴的周向定位均采用平键连接，由机械设计教材表6-1，按查得平键截面bⅹh=14mmⅹ9mm，键槽用键槽铣刀加工，长度为40mm，同时，为了保证齿轮与轴配合具有良好的中型，故选择齿轮轮毂与轴的配合为，适用于大转矩，振动及冲击、不经常拆卸的配合。

同样，带轮与轴连接，选用平键为10mmⅹ8mmⅹ40mm，带轮与轴的配合为H7/m6，滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。

确定轴上的圆角和倒角尺寸
参考机械设计教科书表15-2，取轴端倒角为1ⅹ45º，按直径的大小由表15-2查取各段轴肩处的圆角半径R。

校核轴I的强度
⑴求作用在齿轮上的力
轴I上的扭矩：TⅠ=9550ⅹPⅠ/nⅠ=9550ⅹ•m
齿轮分度圆直径：d=m Z=40ⅹ=180mm
圆周力：=
径向力：
轴向力：
⑵求轴上的载荷
首先根据轴的结构图做出轴的计算简图，在确定轴承的支点位置时，由机械课程设计手册查取a值，对于30309型圆锥滚子轴承，由手册查得a=21mm，因此，作为简支梁的轴的跨距：
已知带轮的拉力，在空间任意力系的平衡条件可知：各力对每一个坐标轴的矩的代数和等于零，可得：
将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平力两个平面力系，如图9所示：其中，为通过另加转矩而平移到指向轴线，图a中的亦应通过另加转矩而平移到作用于轴线上，由力分析可知：
由铅垂面，列平衡方程：
==
式中负号说明假设方向与实际方向相反。

由水平面，列平衡方程：
代入已知值，得：
⑶求危险截面弯矩，并绘制弯矩图
铅垂面：由于在铅垂面的C处有一逆时针集中外力偶M=
因此C处，弯矩图的数值有突变，且弯矩图M自左至右向下变化，突变值等于集中外力偶值。

在C处左侧的弯矩为：
=(+)ⅹ(98+39)ⅹ39=•mm
在C处右侧的弯矩为：。