紅棗去核機的設計-說明書

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1、黑 目 錄 摘 要 1 1 前言 黑 2 2 紅棗去核機的方案設計黑 3 2.1 執(zhí)行系統(tǒng)的方案設計黑 3 2.1.1 紅棗去核機的功能黑 3 2.1.2 紅棗去核機的原始數據和設計要求黑 3 2.1.3 工藝動作分解黑 3 2.1.4 沖針往復直線運動的實現機構黑 4 2.1.5 旋轉盤間歇轉動的實現機構黑 4 2.1.6 執(zhí)行機構的協調設計黑 4 2.1.7 機構運動循環(huán)圖的設計黑 4 2.1.8 機械運動方案的選擇和評定黑 5 2.2 傳動系統(tǒng)的方案設計黑 5 2.2.1 初選原動機黑 5 2.2.2

2、 擬定傳動系統(tǒng)方案黑 6 2.2.3 機械運動簡圖黑 6 3 傳動裝置的總體設計黑 6 3.1 選擇電動機黑 6 3.1.1 電動機的類型和結構形式黑 6 3.1.2 確定電動機容量黑 7 3.1.3 確定電動機轉速黑 7 3.2 確定傳動裝置的傳動比黑 7 3.3 傳動裝置的運動和動力參數黑 7 3.3.1 各軸的轉速黑 8 3.3.2 各軸的輸入功率黑 8 3.3.3 各軸的轉矩黑 8 4 傳動零件的設計計算黑 8 4.1 普通V帶傳動的設計計算黑 8 4.2 直齒圓錐齒輪傳動設計計算黑 10 4.2.1 選擇齒輪類型、精度等

3、級、材料及齒數黑 10 4.2.2 按齒面接觸強度設計黑 10 4.2.3 按齒根彎曲疲勞強度設計黑 11 4.2.4幾何尺寸的計算黑 12 4.2.5 結構設計及繪制零件圖黑 12 4.3 聯軸器的選擇黑 13 4.3.1 選擇聯軸器的類型和型號黑 13 5 執(zhí)行機構的設計計算黑 13 5.1 沖壓機構的設計計算黑 13 5.1.1 沖壓機構的選型黑 13 5.1.2 擺動從動件圓柱凸輪機構中心距a的確定黑 14 5.1.3 擺動從動件運動規(guī)律的選擇黑 14 5.1.4 圓柱凸輪中徑Dˊ的確定黑 15 5.1.5 圓柱凸輪轉向與擺動推桿位置的

4、凸輪廓線方程黑 16 5.1.6 輪廓線的曲率半徑黑 16 5.1.7 滾子半徑rT的確定黑 16 5.2 間歇運動機構的設計計算黑 17 5.2.1 間歇運動機構的選型黑 17 5.2.2 槽輪機構的幾何尺寸計算黑 17 6 軸系零件的設計計算黑 18 6.1 軸Ⅰ的結構尺寸設計黑 18 6.1.1 初步確定最小直徑黑 18 6.1.2 擬定軸上零件的裝配方案黑 18 6.1.3 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度黑 19 6.1.4 軸上零件的周向定位黑 19 6.1.5 確定軸上的圓角和倒角尺寸黑 19 6.1.6 校核軸I的強度

5、黑 20 黑 23 6.2 滾動軸承的選擇及計算黑 23 6.2.1 求兩軸承受到的徑向載荷黑 23 6.2.2 求兩軸承的軸向力黑 24 6.2.3 求軸承的當量動載荷黑 24 6.2.4 驗算軸承的壽命黑 25 6.3 鍵聯接的選擇及校核計算黑 27 6.3.1 軸I帶輪與軸配合處鍵的選擇及校核計算黑 27 6.3.2 軸I齒輪與軸配合處鍵的選擇及校核計算黑 27 7 潤滑與密封黑 28 7.1 直齒圓錐齒輪傳動的潤滑黑 28 7.2 軸伸出端的密封黑 28 8 設計總結黑 28 參考文獻黑 29 致 謝黑 30 黑

6、 紅棗去核機的設計 學 生：王鵬強 指導老師：高英武 (湖南農業(yè)大學東方科技學院，長沙 410128) 摘 要：核果類水果去核作業(yè)是一項十分重要的前處理工序在水果加工工業(yè)中。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，人們對食品質量的要求也越來越嚴格。因此，開發(fā)性能優(yōu)良的去核機及其它前處理設備是形勢所需。 本文的主要內容有：⑴根據工藝動作順序和協調要求擬定運動循環(huán)圖； ⑵進行沖壓機構和間歇運動機構的選型；⑶機械運動方案的選擇與評定；⑷對機械傳動系統(tǒng)和執(zhí)行機構進行運動尺寸計算。 關鍵詞：去核機；方案設計；執(zhí)行系統(tǒng)；傳動系統(tǒng)；

7、 Design of Machine For Removing Cores Of Jujube Student: Wang Pengqiang Tutor: Gao Yingwu (College of Orient Science and Technology, Hunan Agricultural University, Changsha 410128, China) Abstract: That core fruit gets rid of core school assignment i

8、s 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 als

9、o 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

10、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 word

11、s: conceptual design; executive system; drive system; 1 前言 我國盛產紅棗，紅棗營養(yǎng)豐富，是我國人民喜愛的食物。在紅棗生產旺季農民把紅棗制成罐頭、飲料。由于紅棗有核，影響口感 。如果能用機械去紅棗核，可以大大提高紅棗生產的附加值，增加農民的收入，設計紅棗去核機具有重要意義。 核果類水果主要是指桃、杏、李、山植、紅棗及橄欖等.它們在水果總產量中占有較大比例。以它們?yōu)樵?，加工成飲料、罐頭、果脯及果干制品時，去核作業(yè)是一項十分重要的前處理工序。以往，

12、主要采用人工作業(yè)，不僅占用大量的勞力，勞動強度大，生產效率低，且產品質量難以控制。因此，實行水果去核的機械化作業(yè)是一種必然的發(fā)展趨勢。國外60年代就著手去核機的研制。80年代初，美國、意大利和荷蘭等國已相繼出現了桃去核機、橄欖去核機等.去核工序基本上實現了機械化.我國是從80年代后期開始著手對去核機進行研制的，并陸續(xù)推出一些產品。由于一些問題尚未真正解決，因此，真正在生產中推廣應用的并不多，在眾多的果品加工廠中，去核作業(yè)至今基本上仍依靠手工或者十分簡陋的工具完成。近年來，隨著人民生活水平的不斷提高，人們對食品質量的要求也越來越嚴格，生產廠家也意識到，前處理工序對產品質量有著不可忽視的影響，各廠

13、家紛紛尋找合適的前處理設備，由于許多前處理設備在國內尚屬空白，例如桃去核機等，故用戶的需求難以滿足。因此，開發(fā)性能優(yōu)良的去核機及其它前處理設備是形勢所需。 2 紅棗去核機的方案設計 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，它對機械能否實現預期的功能、性能的優(yōu)勢、經濟效益的好壞都起著決定性的作用。 2.1.1 紅棗去核機的功能 紅棗去核機是將沖針的往復直線運動及旋轉盤工作臺的間歇轉動來完成連續(xù)去核作業(yè)處理，其總功能可分解為送料、沖核、退回、沖棗四個分功能。 2.1.2 紅棗去核機的原始數據和設計要求 ⑴加工紅棗直徑為15mm～20mm

14、 ⑵紅棗去核時沖針壓力最大可達3KN， ⑶要求沖針自上向下運動前，旋轉盤做一次間歇轉動，轉角為90o ⑷紅棗去核機使用壽命10年，每日一班制工作，載荷有輕微沖擊。 2.1.3 工藝動作分解 根據上訴分析，紅棗去核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。 ⑵沖制：其工藝動作可分為沖核和沖棗，要求沖針自上向下運動前，旋轉盤做一次間歇運動，轉動角度為90o ⑶旋轉盤間歇運動：以完成送料、沖核、沖棗三個工位的轉換。 2.1.4 沖針往復直線運動的實現機構 選擇電動機為動力源，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。實現該功能的各機構

15、比較如下： ⑴擺動從動件圓柱凸輪：,凸輪具有易設計的優(yōu)點,它還能準確有效地預測所產生運動的基本趨勢、工作行為、結構和壽命等，具有良好的運動性能和動力性能。 ⑵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。 ⑶偏置曲柄滑塊機構：與對心曲柄滑塊機構相比較，具有曾力、急回特性等優(yōu)點。 2.1.5 旋轉盤間歇轉動的實現機構 棘輪機構、槽輪機構、不完全齒輪機構均可實現間歇運動。由于旋轉盤間歇轉動速度要求低速，且需要精確地轉位，故選用槽輪機構。 2.1.6 執(zhí)行機構的協調設計 紅棗去核機由減速傳動裝置、沖壓機構、間歇運動機構組成。在送料期間，

16、沖針不能壓到旋轉盤，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調配合要求。 2.1.7 機構運動循環(huán)圖的設計 對于紅棗去核機的運動循環(huán)圖主要是確定沖針、旋轉盤二個執(zhí)行構件的先后順序、相位，以利于對各執(zhí)行構件的設計。其紅棗去核機一個工作循環(huán)的工作過程如圖1所示。 為了保證機器在工作時其各執(zhí)行構件間動作的協調配合關系，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表示紅棗去核機二個執(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

17、程兩部分組成，設每轉一周為一個運動周期，其沖針的工作行程為0o～180o，回程為180o～360o，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4帶動，通過槽輪機構做間歇轉位運動，轉位過程對應于軸4轉過90o，停歇過程對應于軸4轉過270o。 圖1 紅棗去核機的工作過程 Fig.1 The work to machine for removing cores of jujube 表1 執(zhí)行構件運動循環(huán)圖 Table.1 Cycle chart of executive motion 沖針 工作行程

18、 回程 旋轉盤 停止 進給 主軸轉角0o 90o 180o 270o 360o 2.1.8 機械運動方案的選擇和評定 現在可以按給定條件、各執(zhí)行機構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，由此可選擇兩個結構比較簡單的方案。 方案1：沖壓機構為偏置曲柄滑塊機構，旋轉盤間

19、歇機構為棘輪機構。 方案2：沖壓機構為擺動從動件圓柱凸輪機構，旋轉盤間歇機構為槽輪機構。 評定：偏置曲柄滑塊機構的往復直線運動具有增力、急回特性等功能，但方案2具有易設計及機械效率高等優(yōu)點，故最后選擇方案2為紅棗去核機的機械運動方案。 2.2 傳動系統(tǒng)的方案設計 2.2.1 初選原動機 根據紅棗去核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=750r/min。因額定功率需在力分析后確定，故電動機的具體型號待定。 2.2.2 擬定傳動系統(tǒng)方案 根據執(zhí)行系統(tǒng)的工況和初選原動機的工況及要實現的總傳動比，擬選用帶傳動機構和一級圓錐齒輪傳動組成紅棗去核機

20、的傳動系統(tǒng)。 2.2.3 機械運動簡圖 按已選定的兩個執(zhí)行機構形式及機械傳動系統(tǒng)，畫出紅棗去核機的機械運動簡圖。如圖2所示，其工作原理為：電動機經過減速傳動裝置（帶輪傳動）帶動執(zhí)行機構（擺動從動件圓柱凸輪、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。紅棗去核機工作時，沖針由擺動從動件帶動下行，沖針進行去核，稱為工作行程，工作阻力F為常數；沖針上行時，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)沖核、沖棗。 圖2 機械運動簡圖 Fig.2 Diagram of mecha

21、nical thumbs 3 傳動裝置的總體設計 3.1 選擇電動機 3.1.1 電動機的類型和結構形式 按工作要求和工作條件，選用一般用途的Y(IP44)系列三相異步電動機。它為臥式封閉結構。 3.1.2 確定電動機容量 ⑴沖針的輸出功率PW 根據設計要求和原始數據及實驗分析可知：F=2500N，設定沖針的速度為0.7m/s，則沖針的輸出功率為：PW===1.77KW ⑵電動機的輸出功率Pd 傳動裝置的總效率：η=η1η23η3η4η52 式中，η1，η2，η3，η4，η5為電動機至沖針的各傳動機構的效率；由機械設計課程設計手冊：表1-7查得：V帶傳動：η1=0.

22、96，滾子軸承η2=0.98，錐齒輪傳動η3=0.95，齒式聯軸器η4=0.99，槽摩擦輪傳動η5=0.89， 故η=η1η23η3η4η52=0.96ⅹ0.983ⅹ0.95ⅹ0.99ⅹ0.892=0.666 所以Pd===2.66KW ⑶電動機的額定功率Ped 由機械設計手冊表12-1選取電動機的額定功率為Ped=3KW 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，V帶輪傳動常用傳動比范圍i=2～5，則電動機轉速的可選范圍為nd=284～710r/min，可見同步轉速750r/min的電動機符合。 表2 Y132M-8型電動機的主要

23、性能 Table.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）傳動裝置傳動比 YS132-8 3 750 710 5 3.2 確定傳動裝置的傳動比 總傳動比id==5 3.3 傳動裝置的運動和動力參數 3.3.1 各軸的轉速 電動機軸為0軸，各轉速為 n0=7

24、10r/min nⅠ=nⅡ=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： P0=Ped=3KW PⅠ= P0?η1=3ⅹ0.96=2.88KW PⅡ= PⅠη23η3=2.88ⅹ0.983ⅹ0.95=2.63KW PⅢ= PⅡⅹη4=2.63ⅹ0.99=2.55KW 3.3.3 各軸的轉矩 T0=9550ⅹP0/n0=9550ⅹ3/710=40.35N?m TⅠ=9550ⅹPⅠ/nⅠ=9550ⅹ2.88/142=193.69N?m TⅡ=9550ⅹPⅡ/nⅡ=9550ⅹ2.63/142=176.88N?m TⅢ=95

25、50ⅹPⅢ/nⅢ=9550ⅹ2.55/142=171.5N?m 4 傳動零件的設計計算 4.1 普通V帶傳動的設計計算 ⑴確定計算功率： 由機械設計手冊表8-7查得工作情況系數KA=1.1，故 Pca=P?KA=1.1ⅹ3=3.3KW 2 選取窄V帶帶型 根據Pca、nⅠ由圖8-11確定選用A型 3 確定帶輪的基準直徑 由表8-6和8-8取主動輪基準直徑dd1=80mm 根據式8-15，從動輪基準直徑dd2 dd2=i?dd1=5ⅹ80=400mm 按式8-13驗算帶的速度： V==2.97m/s30m/s 故帶的速度合適 4 確定窄V帶的基準長度和傳動中心

26、距 根據0.7(dd1+ dd2)≤a0≤2(dd1+ dd2)，初步確定中心距a0=650mm 根據式8-22計算帶所需要的基準長度： Ld′= 2a0+(dd1+ dd2)+=2ⅹ650+(400+80)+=2093mm 由表8-2選帶的基準長度：Ld=2000mm 按式8-23計算實際中心距a a=650+=604 ⑸驗算主動輪上的包角α1 由式8-25得 α1=180o-(dd2 -dd1)ⅹ57.3o/α=149.6o>90o 故主動輪上的包角合適 ⑹計算窄V帶的根數： 由式8-26知： Z= 由nⅠ=710r/min，dd1=71mm查表8-4a和表8

27、-4b得 P0=0.4KW P0=0.09 查表8-5得Kα=0.92，查表8-2得KL=1.03 則Z==7.1 取Z=7根 ⑺計算預緊力F0 由式8-27知F0=500 由表8-3得q=0.1kg/m，故 F0=500 ⑻計算作用在軸上的壓軸力FP 由式8-28得： FP=2Z F0=2ⅹ7ⅹ135.8=1835N ⑼帶輪的結構設計 由于d≤500mm，適宜采用腹板式結構，繪制帶輪的零件圖如圖3所示： 圖3 帶輪零件圖 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

28、等級、材料及齒數 ⑴按圖所示的傳動方案，選用標準直齒圓錐齒輪傳動 ⑵精度等級選7級精度 ⑶材料選擇：選兩齒輪均為45鋼（調制處理），硬度為240HBS。 ⑷選齒輪齒數Z1=Z2=30 ⑸選取分度圓錐角δ1==45δ2=90o-δ1=45o 4.2.2 按齒面接觸強度設計 由設計計算公式10-26進行試算，即： d1t≥2.92 ⑴試選載荷系數Kt=1.6 ⑵計算齒輪傳遞的轉矩： TⅠ=9550ⅹPⅠ/nⅠ=9550ⅹ2.88/142=193.69N?m ⑶齒寬系數，取 ⑷由機械設計教材表10-6查得材料的彈性影響系數 ⑸由圖10-21d按齒面硬度查得兩齒輪的接觸疲

29、勞強度極限σHlim=550MPa ⑹由式10-13計算應力循環(huán)次數： N1=N2=60n1Jlh=60ⅹ142ⅹ1ⅹ(8ⅹ300ⅹ10)=2.04 ⑺由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數KHN1=KHN2=0.98 ⑻計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數s=1，由式10-12得 1=2==0.98ⅹ550MPa=539MPa 試算齒輪分度圓直徑d1t，代入中較小值 d1t≥2.92=2.92=160.8mm ⑼計算圓周速度 V==1.195m/s ⑽計算齒寬 b=R?=0.33ⅹ160.8ⅹ=37.5 ⑾計算載荷系數 根據v=1.195m/s，7

30、級精度，動載荷系數KV可按圖10-8中低一級精度線查得KV=1.16,取齒間載荷分配系數KHa=KFa=1 由表10-2查得使用系數KA=1 由表10-9查得軸承系數KHβbe=1.25 齒間載荷分布系數KFβ=KHβ=1.5KHβbe=1.25ⅹ1.5=1.875 故載荷系數為： K=KAKVKHa KHβ=1ⅹ1.16ⅹ1ⅹ1.875=2.175 ⑿按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑 d1= d1t=178.1mm ⒀計算模數 m= d1/ Z1=178.1/30=5.94 4.2.3 按齒根彎曲疲勞強度設計 由式10-24得彎曲疲勞強度的設計公式： m≥

31、確定公式內的各計算數值： ⑴由圖10-20c查得兩齒輪的彎曲疲勞強度極限 σFE1=σFE2=380MPa ⑵由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數KFN1= KFN2=0.92 ⑶計算彎曲疲勞許用應力： 取彎曲疲勞安全系數S=1.4，由式10-12得 1= 2===249.7MPa ⑷計算動載荷系數K K=KAKVKFa KFβ=1ⅹ1.6ⅹ1ⅹ1.875=2.175 ⑸計算當量齒數 ZV1=ZV2===42.4 ⑹查取齒形系數： 由表10-5，利用插值法計算齒形系數和應力校正系數 = 故=2.376 = 故=1.673 ⑺計算==0.01

32、59 設計計算： m≥=4.51mm 對比計算結果：由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度的模數，由于齒輪模數m的大小主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有關，可取由彎曲疲勞強度算得的模數4.51并就圓整為標準值m=4.5mm，按接觸強度計算得的分度圓直徑d1=178.1mm，算出齒輪齒數Z1= Z1= Z2=40 這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒輪彎曲疲勞強度，并做到了結構緊湊。 4.2.4幾何尺寸的計算 ⑴計算分度圓直徑： d1=m Z1=40ⅹ4.5=180mm d2=m Z2=40

33、ⅹ4.5=180mm ⑵計算齒輪寬度： b=R=42mm da1=d+2ha=m（Z1+2）=186mm df1=d+2hf=m（Z1-2）=172mm 4.2.5 結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。其它有關尺寸計算從略，并繪制齒輪零件圖如圖4所示： 圖4 齒輪結構簡圖 Fig.4 Pulley diagram of the structure 4.3 聯軸器的選擇 4.3.1 選擇聯軸器的類型和型號 ⑴類型選擇 因為減速器

34、與工作機不在同一底座上，傳遞轉矩較大，且要求有較大的軸線偏移補償，故選用齒式聯軸器。 ⑵載荷計算 公稱轉矩： 由機械設計教材表14-1查得，故由式14-1得計算轉矩為： ⑶型號選擇 從手冊表8-3中查得GICL1型鼓形齒式聯軸器的公稱轉矩為800N·m，許用轉速為7100r/min，軸徑為16～38之間，故合用，其余計算從略。 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 能實現往復直線運動的機構有：擺動從動件圓柱凸輪機構、對心曲柄滑塊機構、偏置曲柄滑塊機構，按圖2所示的傳動方案，選擇擺動從動

35、件圓柱凸輪機構，結構如下圖5所示： 圖5 擺動從動件圓柱凸輪機構 Fig.5 Bodies of cylindrical cam with oscillating follower 5.1.2 擺動從動件圓柱凸輪機構中心距a的確定 圖6是簡化了的滾子擺動從動件圓柱凸輪機構,擺動從動件軸線A與圓柱凸輪軸線OO間的最短距離就是擺動從動件圓柱凸輪機構的中心距a,AB1和AB3是擺動從動件的兩個極限位置,AB2是擺從動件的中間位置,為了使?jié)L子中心B的軌跡量與同一個圓柱接近,取B1B3//OO,CD=DB2, 則:a=AD=AC+CD=AC+1/2(AB2-AC)=1/(

36、AB2+AC)=1/2(L+Lcosψmax/2) 即:a=L/2(1+cosψmax/2) 式中,a:凸輪機構的中心距; L:擺動從動件的長度; ψmax:擺動從動件的最大擺角 由空間結構決定，取ψmax=90o，L=60mm 故a=L/2(1+cosψmax/2)=15（2+） 圖6 擺動從動件圓柱凸輪機構簡圖 Fig.6 Cylindrical cam body swing diagram 5.1.3 擺動從動件運動規(guī)律的選擇 用解析法設計圓柱凸輪廓線，首先需要建立擺動從動件運動規(guī)律的解析式:

37、 ψ=F(φ) 式中,ψ:擺動從動件的擺角; φ:圓柱凸輪的轉角。 去核機對擺動從動件的擺角規(guī)律有較嚴格的要求,所以應首先滿足擺角的要求。 選擇擺動從動件運動規(guī)律的一般原則: ⑴僅需從動件實現一定的擺角，而對于行程中的運動規(guī)律并無嚴格要求時，常選用便于加工的簡單幾何曲線(如圓弧、圓弧直線)作為圓柱凸輪輪廓線。 ⑵對擺動從動件的擺角規(guī)律有嚴格要求的，應首先滿足擺角的要求，然后考慮角速度和角加速問題。 ⑶對高轉速圓柱凸輪機構的擺動從動件的運動規(guī)律，主要考慮從動件的動力特性，力求避免過大的慣性力，為了便于比較、選取，現將幾種常用的擺動從動件

38、規(guī)律特性列于表3： 表3 各種運動特性的比較 Table.3 Comparison of various motion characteristics 運動規(guī)名稱 最大角速度Ωmax 最大角加速度 max 應用 等速 改進等速(余弦) 改進等速(正弦) 等加速等減速 余弦加速度 正弦加速度 五次多項式 改進正弦加速度 改進梯形加速度 1.00 ∞ 低速輕負載 1.22

39、 7.68 低速重負荷 1.33 8.38 低速重負荷 2.00 4.00 中速輕負荷 1.57 4.93 中低速輕負荷 2.00 6.28 中高速輕負荷 l.88

40、 5.77 高速中負荷 1.76 5.33 中高速重負荷 2.00 4.89 高速輕負荷 本設計中的擺動從動件符合第五種運動規(guī)律特性。 5.1.4 圓柱凸輪中徑Dˊ的確定 由于展開圓柱面的直徑愈大則對應的凸輪理論廓線的變化率愈小，也就是說，外圓柱面上的凸輪理論廓線的變化率比槽底圓柱面土的理論廓線的變化率小。因此取圓柱凸輪的中徑圓柱面作為理論設計的理論圓柱面。 即：max 式中，

41、一一圓柱凸輪旋轉角速度; 一一擺桿從動件的角速度; 一一凸輪的壓力角; 一一擺動從動件的擺角。 許用壓力角〔a〕一般取35o~45o。由上表數據，得： Dˊ80 ，所以取凸輪直徑D=85mm 5.1.5 圓柱凸輪轉向與擺動推桿位置的凸輪廓線方程 ⑴理論輪廓線方程：x=rpφ+Lcos(ψmax/2)-Lcos(ψmax/2-ψ) y=Lsin(ψmax/2)-Lsin(ψmax/2-ψ) 式中,x、y為理論輪廓線上點的直角坐標;rp為凸輪的

42、平均圓柱半徑;φ為凸輪的轉角;L為擺桿的長度;ψmax為擺桿的最大擺角;ψ為擺桿在任意位置時的擺角。 (2)實際輪廓線方程: X1=x±rT×dy/dφ/[(dx/dφ)2+ (dy/dφ)2]1/2, Y1=y rT×dx/dφ/[(dx/dφ)2+(dy/dφ)2]1/2 式中X1Y1為實際輪廓線上任意點的坐標;rT為滾子半徑;dx/dφ,dy/dφ對φ求導得到。上面一組加減號表示理論廓線下方的包絡線,下面的一組加減號表示理輪廓線上方的包絡線。 5.1.6 輪廓線的曲率半徑 在設計或加工凸輪輪廓時,曲率不適當就會

43、發(fā)生“頂切”現象,從動件就不能按照擬定的規(guī)律運動,而且凸輪輪廓還要承受不許可的應力。 理論輪廓線上ρ點的曲率半徑的計算公式為: ρ=[(dx/dφ)2+(dy/dφ)2]3/2/(dx/dφ·dy2/dφ2-dy/dφ·dx2/dφ2) 按理論廓線的曲率半徑,可得實際廓線的曲率半徑: ρ′=ρ±rT, 式中ρ′為實際廓線的曲率半徑。加號用于理論廓線下方的一根包絡線β2,減號用于理論廓線上方的一根包絡線β1。 5.1.7 滾子半徑rT的確定 為了保證從動件運動不失真，一般推薦公式是: rT rT 式中：r

44、—滾子軸半徑 rT 由上式，取rT=10mm 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 能實現間歇運動的機構有：棘輪機構、槽輪機構、不完全齒輪機構。按圖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、制造容易、運動較平穩(wěn)，能準確控制轉動的角度、機械效率高等優(yōu)點，一般應用在轉速不高和要求間歇的轉動裝置中。 5.2.2 槽輪機構的幾何尺寸計算 ⑴槽輪機構的運動系數 τ= 因為運動系數應大于零，所以外槽徑向槽數目應大于或等于3，一般設計中槽數的正常選用值為4～8。 ⑵確定槽輪機構的槽數

45、 由表1紅棗去核機的二個執(zhí)行機構的運動循環(huán)圖可知：旋轉盤的工作行程為270o～360o，即槽輪的轉角為90o。 根據上述已知條件，取槽數Z=4。 ⑶確定主動撥盤的圓銷數 n< 由該式可得圓銷數n與槽數Z的關系，由機械原理教材表12-1，確定圓銷數n=1 ⑷根據載荷和結構尺寸，選定中心距a=120，圓銷半徑r=6mm。 ⑸確定槽輪槽間角 2φ20==90 槽間角對應銷輪運動角2φ10= ⑹圓銷中心回轉半徑 R1= 槽輪外圓半徑 =85mm ⑺確定槽輪槽長 =

46、 取h=56mm ⑻計算槽輪的動停比K 因為運動系數= 所以K= ⑼槽輪的結構設計 根據上述已求出的槽輪機構的幾何尺寸，繪制槽輪機構的簡圖如圖7 圖7 槽輪機構簡圖 Fig.7 Geneva mechanism diagram 6 軸系零件的設計計算 6.1 軸Ⅰ的結構尺寸設計 6.1.1 初步確定最小直徑 先按式15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調制處理。根據表15-3，取，于是得 因為軸截面上開有兩個鍵槽，軸徑應增大10%～15%，故取 6.1.2 擬定軸上零件的裝

47、配方案 繪制結構簡圖(圖8) 圖8 軸Ⅰ的結構簡圖 Fig.8 Axis structure diagram 其各零件的裝配方案及固定方式如表4所示： 表4 各零件的裝配方案及固定方式 Table.4 Fixed form and erection scheme of the part 零件 裝配方案 左端軸向固定 左端軸向固定 周向固定 齒輪 左軸承 右軸承 從左裝入 軸套 軸肩

48、 鍵 從左裝入 軸承蓋 軸套 過渡配合 從右裝入 軸肩 軸承蓋 過渡配合 6.1.3 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 ⑴為了帶輪軸向定位的要求，段右端需制出一軸肩，故?、诙蔚闹睆?，左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=43mm，帶輪與軸配合的轂孔長度L=56mm，為了保證軸端擋圈只壓在帶輪上，而不壓在軸的端面上，故段的長度應比L略短一些，由機械課程設計手冊表13-19查得，取。 ⑵初步選擇滾動軸承。因軸承同時承受徑向力和軸向力的作用，故選用圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據，由軸承產品目錄中初步選取0基本游

49、隙組、標準精度級的圓錐滾子軸承30309，其尺寸為dⅹDⅹT=45mmⅹ100mmⅹ27mm，故?。欢?。 右端滾動軸承采用軸肩定位，由機械課程設計手冊查得30309型軸承的定位軸肩高度h=5mm，因此，取=55mm。 ⑶取齒輪處的④段直徑，齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位，已知齒輪輪轂的寬度為52mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取，齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h一般取0.07～0.1d，取h=4.5mm，故=59mm，軸環(huán)高度b≥1.4h，取。 ⑷取齒輪距箱體內壁的距離a=12mm，，軸承端蓋的總寬度為23mm，取，至此，已初步

50、確定了軸的各段直徑和長度。 6.1.4 軸上零件的周向定位 齒輪、帶輪和軸的周向定位均采用平鍵連接，由機械設計教材表6-1，按查得平鍵截面bⅹh=14mmⅹ9mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長度為40mm，同時，為了保證齒輪與軸配合具有良好的中型，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為，適用于大轉矩，振動及沖擊、不經常拆卸的配合。同樣，帶輪與軸連接，選用平鍵為10mmⅹ8mmⅹ40mm，帶輪與軸的配合為H7/m6，滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為k6。 6.1.5 確定軸上的圓角和倒角尺寸 參考機械設計教科書表15-2，取軸端倒角為1ⅹ45o，按直

51、徑的大小由表15-2查取各段軸肩處的圓角半徑R。 6.1.6 校核軸I的強度 ⑴求作用在齒輪上的力 軸II上的扭矩：TⅠ=9550ⅹPⅠ/nⅠ=9550ⅹ2.88/142=193.69N?m 齒輪分度圓直徑：d=m Z=40ⅹ4.5=180mm 圓周力：=2152.11N 徑向力： 軸向力： ⑵求軸上的載荷 首先根據軸的結構圖做出軸的計算簡圖，在確定軸承的支點位置時，由機械課程設計手冊查取a值，對于30309型圓錐滾子軸承，由手冊查得a=21mm，因此，作為簡支梁的軸的跨距： 已知帶輪的拉力，在空間任意力系的

52、平衡條件可知：各力對每一個坐標軸的矩的代數和等于零，可得： 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9所示：其中，為通過另加轉矩而平移到指向軸線，圖a中的亦應通過另加轉矩而平移到作用于軸線上，由力分析可知： 由鉛垂面，列平衡方程： ==1501.4 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： ⑶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M= 因此C處，彎矩圖的數值有突變，且彎矩圖M自左至右向下變化，

53、突變值等于集中外力偶值。 在C處左側的彎矩為： =(1229.8+2459.6)ⅹ(98+39)-4636.9ⅹ39=324608.7N?mm 在C處右側的彎矩為： 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 所以在C處的總彎矩為： 在鉛垂面A處的彎矩為： 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是軸的危險截面?，F將計算出的截面A處的、及M的值列于下表5： 表5 危險截面的彎矩值及扭矩值 Table.5 Bending m

54、oment 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 根據軸的計算簡圖及扭矩T=193690N?mm，繪制彎矩圖、扭矩圖如圖9所示。 ⑷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（危險截面A）的強度。 根據式15-5及上表中的數值，并取，軸的計算應力 前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由表

55、15-1查得.因此，故安全。 ⑸精確校核軸I的疲勞強度 ①段雖然鍵槽、軸肩及過度配合所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按鈕轉強度為寬裕確定的，且在①段承受的彎矩也比較小，所以截面D，①段均無需校核。 從集中應力對軸的疲勞強度的影響來看，④段的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段的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，而且這里軸的直徑也比較大，故截面C也不必校核。顯然⑤段、⑥段與⑦段更不必校核，因為不承受扭矩作用，且承受的彎矩也比較小。因而只校核②段的右截面和③段的左截面。

56、 校核③段的左截面： 抗彎截面系數 抗扭截面系數 ③段的左截面的彎矩M為 截面的扭矩為 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉切應力 軸的材料為45鋼，調質處理。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及按附表3-2查取，因，經插值法可查得 又由附圖3-1得軸的材料敏性系數為 故有效集中系數按式附3-4 碳鋼的特性系數為 于是，計算安全系數值按式15-6～15-8則得 ②段的右截面

57、 抗彎截面系數按表15-4中的公式計算 抗扭截面系數 彎矩及彎曲應力為 截面的扭矩為 扭轉切應力為 由附表3-8用插入法求出，并取，于是得 =2.06 軸按精車加工，得表面質量系數為： 故得綜合系數為 所以軸在②段右截面的安全系數為： 故該軸在截面右側的強度符合要求。 6.2 滾動軸承的選擇及計算 6

58、.2.1 求兩軸承受到的徑向載荷 根據上述初選的圓錐滾子軸承型號30309，由機械課程設計手冊查取30309軸承的額定動載荷C=108KN，額定靜載荷，要求連續(xù)工作5年（設每年按300個工作日計）則軸承的預期計算壽命： 由上述已求出的軸承支反力： 則軸承受到的徑向載荷為： 6.2.2 求兩軸承的軸向力 由機械課程設計手冊表6-7查得30309軸承，e=1.5，所以 e=1.5=1.5=0.346 軸承的派生軸向力為 軸承的受力如圖10所示，兩軸承面對面安裝。 因為=2237.4+

59、553.88=2791.28N 所以軸承1被放松，而軸承2被壓緊，其被放松軸承的軸向力為其本身派生的軸向力，被壓緊軸承的軸向力為除去本身派生的軸向力后其余各軸向力的代數和。 6.2.3 求軸承的當量動載荷 由機械課程設計手冊表6-7，查得當量動載荷可按下式計算： ⑴當時， ⑵當 因軸承運轉中有輕微沖擊，由表13-6查取取 則 =16355.3N =13758N 6.2.4 驗算軸承的壽命 因為，所以按軸承1的受力大小驗算： 對于滾子軸承

60、故所選軸承滿足壽命要求。  圖9 軸的載荷分析圖 Fig.9 Shaft load analysis diagram 圖10 軸承受力簡圖 Fig.10 Bearing load diagram 6.3 鍵聯接的選擇及校核計算 6.3.1 軸I帶輪與軸配合處鍵的選擇及校核計算 ⑴類型的選擇 根據鍵連接的結構特點、使用要求和工作條件選擇圓頭（A型）鍵 ⑵尺寸的選擇 由機械課程設計手冊表14-1查取鍵bⅹh=10mmⅹ8mm，因為軸轂寬B=55mm，為 了減小應力集中，所以選擇鍵長L=50mm。 ⑶強度驗算

61、按式6-1驗算，即： 式中T=193.69N?m，k=0.5h=0.5ⅹ8=4mm l=L-b=50-10=40mm， d=35mm 因為鍵連接處有輕微沖擊，由表6-2查得許用擠壓應力 故此鍵能安全工作。 6.3.2 軸I齒輪與軸配合處鍵的選擇及校核計算 ⑴類型的選擇 根據鍵聯接的結構特點、使用要求和工作條件選擇圓頭（A型）鍵 ⑵尺寸選擇 由機械課程設計手冊表4-1查取鍵bⅹh=14mmⅹ9mm，因為軸轂寬B=50mm，為了減小應力集中，所以選擇鍵長L=40mm ⑶強度驗

62、算 按式6-1驗算，即 式中T=193.69N?m，k=0.5h=0.5ⅹ9=4.5mm l=L-b=50-14=36mm，d=50mm 因為鍵連接處有輕微沖擊，由表6-2查得許用擠壓應力 故此鍵能安全工作。 7 潤滑與密封 7.1 直齒圓錐齒輪傳動的潤滑 由于齒輪的圓周速度小于12m/s，因此適宜采用浸油潤滑。為了保證輪齒嚙合處的充分潤滑，并避免攪油損耗過大，齒輪傳動件浸入油箱油池中的深度不宜太淺或太深。由機械設計手冊表3-3查得圓錐齒輪的整個齒寬浸入油中，齒頂圓直徑與箱體內表面的距離>30～50mm。

63、7.2 軸伸出端的密封 在輸入或輸出軸的外伸出，為防止灰塵、水及其它雜質深入，引起軸承急劇磨損和腐蝕，以及潤滑油外漏，都要求在端蓋軸孔內裝密封件。 根據軸的圓周速度、工作溫度以及周圍環(huán)境，選擇毛氈密封，適用于中、低運轉條件下的軸承。 8 設計總結 本次畢業(yè)設計是在指導老師指導下獨立完成的，通過設計實踐，使我進一步鞏固和加深了所學的理論知識，樹立了正確的設計思想，熟悉掌握了機械設計的一般規(guī)律。通過本環(huán)節(jié)使我把機械設計及其它有關先修課程（機械制圖、理論力學、材料力學、工程材料及機械制造基礎）所學的理論知識加以綜合利用，培養(yǎng)了我分析和解決實際工程問題的能力。另外通過本次設計使我領

64、悟出了機械設計的一般進程：產品規(guī)劃、方案設計、詳細設計、改進設計等階段。同時在設計中，需要進行搜集資料、方案選擇、構型、參數尺寸的計算和優(yōu)化、繪圖和改進設計等工作。畢業(yè)設計的各個階段是相互聯系的，如機械設計中的計算部分，前后數據聯系密切，計算過程中常要調整參數、修改計算數據，因此要求計算時達到準確、清晰、完整。在設計中，零部件的結構尺寸不是完全由理論計算確定的，并不能作為零件的最終結構尺寸，還需要綜合考慮零件本身和整體部件的結構、工藝性、經濟性以及標準化、系列化等要求。由于影響零部件尺寸的因素很多，隨著設計的進展，考慮的問題要更全面和合理，故后階段設計要對前階段設計中的不合理結構尺寸進行必要的

65、修改。所以，設計要邊計算邊繪圖，反復修改，設計計算和繪圖交替進行。同時在設計中要遵循標準化、系列化與通用化等原則，應盡量減少材料的品種和標準件的規(guī)格。保證互換性、降低成本、縮短設計周期。在此階段中，零部件的結構形狀、裝配關系、材料選擇、尺寸大小、加工要求、表面處理、總體布置等設計合理與否，對產品的技術性能和經濟指標都有著直接的影響。 相信通過本次畢業(yè)設計，我們全體畢業(yè)生都能得到一個很大的提升，也將能應付走入社會遇到的各種問題。 參考文獻 [1]韋公遠.無核糖棗的制作方法。吉林農業(yè)2001（08） [2]孫洪友.無核糖棗加工技術。農機具之友1999（01） [3]楊家軍.機械系統(tǒng)創(chuàng)

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