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蓮子去芯機(jī)的設(shè)計(jì)
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(fèi)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(zhì)量的要求也越來越高。同時(shí)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(chǎn)品質(zhì)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(jī)及其處理設(shè)備是形勢所需。本文的主要內(nèi)容有：（1）根據(jù)工藝動作順序和協(xié)調(diào)要求擬定運(yùn)動循環(huán)圖；（2）進(jìn)行沖壓機(jī)構(gòu)和間歇運(yùn)動機(jī)構(gòu)的選型；（3）機(jī)械運(yùn)動方案的選擇與評定；（4）對機(jī)械傳動系統(tǒng)和執(zhí)行機(jī)構(gòu)進(jìn)行運(yùn)動尺寸計(jì)算。其工作原理為：電動機(jī)經(jīng)減速傳動裝置（帶輪傳動）帶動執(zhí)行機(jī)構(gòu)（凸輪機(jī)構(gòu)、槽輪機(jī)構(gòu)），完成沖針的往復(fù)直線運(yùn)動和旋轉(zhuǎn)盤工作臺的間歇轉(zhuǎn)動。
關(guān)鍵詞：方案設(shè)計(jì)；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(guān)鍵詞 1
1 前言 2
2 蓮子去芯機(jī)的方案設(shè)計(jì) 3
2.1 執(zhí)行系統(tǒng)的方案設(shè)計(jì) 3
2.1.1 蓮子去芯機(jī)的功能 3
2.1.2 蓮子去芯機(jī)的原始數(shù)據(jù)機(jī)設(shè)計(jì)要求 3
2.1.3 工藝動作分解 3
2.1.4 沖針往復(fù)直線運(yùn)動的實(shí)現(xiàn)機(jī)構(gòu) 3
2.1.5 旋轉(zhuǎn)盤間歇轉(zhuǎn)動的實(shí)現(xiàn)機(jī)構(gòu) 3
2.1.6 執(zhí)行機(jī)構(gòu)的協(xié)調(diào)設(shè)計(jì) 4
2.1.7 機(jī)構(gòu)運(yùn)動循環(huán)圖的設(shè)計(jì) 4
2.1.8 機(jī)械運(yùn)動方案的選擇和評定 5
2.2 傳動系統(tǒng)的方案設(shè)計(jì) 5
2.2.1 初選原動機(jī) 5
2.2.2 擬定傳動系統(tǒng)方案 5
2.2.3 機(jī)械運(yùn)動簡圖 5
3 傳動裝置的總體設(shè)計(jì) 6
3.1 旋轉(zhuǎn)電動機(jī) 6
3.1.1 電動機(jī)的內(nèi)型和結(jié)構(gòu)形勢式 6
3.1.2 確定電容機(jī)容量 6
3.1.3 確定電動機(jī)轉(zhuǎn)速 6
3.2 確定傳動裝置的傳動比 6
3.3 傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù) 7
3.3.1 各軸的轉(zhuǎn)速 7
3.3.2 各軸的輸入功率 7
3.3.3 各軸的轉(zhuǎn)矩 7
4 傳動零件的設(shè)計(jì)計(jì)算 7
4.1 普通V帶傳動的設(shè)計(jì)計(jì)算 7
4.1.1 輸入V帶傳動的設(shè)計(jì)計(jì)算 7
4.1.2 輸出V帶傳動的設(shè)計(jì)計(jì)算 8
4.2 直齒圓錐齒輪傳動設(shè)計(jì)計(jì)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(qiáng)度設(shè)計(jì) 10
4.2.3 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 11
4.2.4 幾何尺寸的計(jì)算 12
4.2.5 機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)及繪制零件圖 12
5 執(zhí)行機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算 13
5.1 沖壓機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算 13
5.1.1 沖壓機(jī)構(gòu)的選型 13
5.1.2 凸輪機(jī)構(gòu)的運(yùn)動分析 13
5.1.3 凸輪機(jī)構(gòu)的幾何尺寸計(jì)算 13
5.2 間歇運(yùn)動機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算 15
5.2.1 間歇運(yùn)動機(jī)構(gòu)的選型 15
5.2.2 槽輪機(jī)構(gòu)的幾何尺寸設(shè)計(jì) 16
6 軸系零件的設(shè)計(jì)計(jì)算 17
6.1 輸入軸的結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì) 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(qiáng)度 18
6.2 軸II的設(shè)計(jì)計(jì)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(qiáng)度 21
6.3 滾動軸承的選擇及計(jì)算 26
6.3.1 求兩個(gè)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(dāng)量動載荷 27
6.3.4 驗(yàn)算軸承的壽命 27
6.4 鍵連接的選擇及校核計(jì)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(jì)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(shè)計(jì)總結(jié) 28
參考文獻(xiàn) 29
致謝 30
33
1 前言
蓮子是一種有較高食用和藥用價(jià)值的特色農(nóng)副產(chǎn)品，具有較高的經(jīng)濟(jì)價(jià)值，在中國尤其是湖北、湖南有較大的產(chǎn)量。有較高的經(jīng)濟(jì)價(jià)值，在中國尤其是湖北、湖南有較大的產(chǎn)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(jī)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(qiáng)度大，蓮子損耗率高，人工成本也比較高，產(chǎn)品質(zhì)量極不穩(wěn)定，不能適應(yīng)大規(guī)模生產(chǎn)，嚴(yán)重影響了產(chǎn)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(jī)械化、規(guī)?；?、精深化方向的發(fā)展，市場主流需求對蓮子去芯質(zhì)量提出了更高的要求。由于現(xiàn)在國內(nèi)研究蓮子去芯設(shè)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(shè)備形勢所需。
蓮子的主要產(chǎn)區(qū)在中國，國外蓮子產(chǎn)量很少，有的幾乎沒有。因此，國外的蓮子去芯設(shè)備很少，在這方面的研究也很少。與國外相比，國內(nèi)的蓮子去芯技術(shù)發(fā)展緩慢，自動化程度不高，遠(yuǎn)遠(yuǎn)落后于種植業(yè)的發(fā)展，而且機(jī)械去芯機(jī)在生產(chǎn)中推廣應(yīng)用并不多，主要是有以下的幾個(gè)突出的問題：（1）蓮子損失率高。不少去芯機(jī)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(dá)10%。（2）機(jī)具性能不穩(wěn)定，適應(yīng)性差。由于蓮子的成熟度不一導(dǎo)致蓮子大小不一等原因，使去芯機(jī)存在性能不穩(wěn)定、適應(yīng)性差等缺點(diǎn)。（3）科技含量低。目前所使用的去芯機(jī)，多數(shù)制造工藝水平不高，以至于不能滿足當(dāng)今高科技的需求。（4）作業(yè)成本偏高。現(xiàn)在很多蓮子生產(chǎn)區(qū)都還采用人工去芯，不僅實(shí)效低，而且非常浪費(fèi)人力資源。（5）生產(chǎn)效率低。有些蓮子去芯定位有一定的困難，在加工時(shí)，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(shè)備中，具有去凈率不理想，損失率高，蓮子破碎嚴(yán)重等缺陷，不利于蓮子的的進(jìn)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(shè)備，對與促進(jìn)蓮子深加工和提高產(chǎn)品質(zhì)量具有重要意義。同時(shí)加快了農(nóng)產(chǎn)品深加工技術(shù)與設(shè)備的研究開發(fā)，提高農(nóng)副產(chǎn)品的附加值，實(shí)現(xiàn)農(nóng)民增收，進(jìn)而提高加入WTO環(huán)境下我國農(nóng)業(yè)的國際競爭力具有積極地意義。
畢業(yè)設(shè)計(jì)是我們在學(xué)習(xí)階段的最后一個(gè)重要環(huán)節(jié)，要求我們能綜合運(yùn)用大學(xué)四年所學(xué)的專業(yè)知識和理論知識，結(jié)合實(shí)際，獨(dú)立解決本專業(yè)一般問題,樹立為生產(chǎn)服務(wù)，扎實(shí)肯干，一絲不茍的工作作風(fēng)，為將來在機(jī)械方面工作打下良好的基礎(chǔ)。
經(jīng)過設(shè)計(jì)和討論，終于圓滿地完成了設(shè)計(jì)任務(wù)。本次設(shè)計(jì)就是圍繞解決以上五點(diǎn)不足,按照一般步驟來設(shè)計(jì)的，力求結(jié)構(gòu)合理，計(jì)算準(zhǔn)確，經(jīng)濟(jì)可靠。
2 蓮子去芯機(jī)的方案設(shè)計(jì)
2.1 執(zhí)行系統(tǒng)的方案設(shè)計(jì)
機(jī)械執(zhí)行系統(tǒng)的方案設(shè)計(jì)是機(jī)械系統(tǒng)總體方案設(shè)計(jì)的核心，它對機(jī)械能否實(shí)現(xiàn)預(yù)期的功能、性能的優(yōu)劣、經(jīng)濟(jì)效益的好壞都起到了、決定性的作用。
2.1.1 蓮子去芯機(jī)的功能
蓮子去芯機(jī)時(shí)將沖針的往復(fù)直線運(yùn)動及旋轉(zhuǎn)工作臺的間歇轉(zhuǎn)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(gè)分功能。
2.1.2 蓮子去芯機(jī)的原始數(shù)據(jù)機(jī)設(shè)計(jì)要求
（1）加工蓮子的直徑為10mm~15mm
（2）由于同時(shí)去芯多個(gè)蓮子的沖針壓力大，最大可達(dá)2KN，其壓力變化近似認(rèn)為在沖程的一半進(jìn)行沖壓，壓力呈線性變化。
（3）要求沖針自上向下運(yùn)動前，旋轉(zhuǎn)盤做一次間歇轉(zhuǎn)動，轉(zhuǎn)角為90°。
（4）電動機(jī)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(zhuǎn)速偏差±5%，要求凸輪機(jī)構(gòu)的回程運(yùn)動規(guī)律為等加速度、等減速運(yùn)動。
2.1.3 工藝動作分解
根據(jù)上述分析，蓮子去芯機(jī)要求完成的工藝動作有以下幾個(gè)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(yùn)動前，旋轉(zhuǎn)盤做一次間歇轉(zhuǎn)動，轉(zhuǎn)動的角度為90°。
（3）旋轉(zhuǎn)盤間歇運(yùn)動：已完成送料、沖芯、沖蓮子三個(gè)工位的轉(zhuǎn)換。
2.1.4 沖針往復(fù)直線運(yùn)動的實(shí)現(xiàn)機(jī)構(gòu)
選擇電動機(jī)為動力源，則此機(jī)構(gòu)是具有將連續(xù)的回轉(zhuǎn)運(yùn)動變換為往復(fù)直線運(yùn)動的功能。實(shí)現(xiàn)該功能的各機(jī)構(gòu)比較如下：
（1）對心曲柄滑塊機(jī)構(gòu)：這種低副機(jī)構(gòu)具有良好的動力特性和運(yùn)動特性、運(yùn)動副幾何封閉、制造簡單等優(yōu)點(diǎn)。
（2）凸輪機(jī)構(gòu)：該機(jī)構(gòu)是點(diǎn)、線接觸的高副機(jī)構(gòu)，易磨損，但是響應(yīng)速度快，機(jī)構(gòu)簡單緊湊。多用于傳遞力不大的場合。
2.1.5 旋轉(zhuǎn)盤間歇轉(zhuǎn)動的實(shí)現(xiàn)機(jī)構(gòu)
棘輪機(jī)構(gòu)、槽輪機(jī)構(gòu)、不完全齒輪機(jī)構(gòu)均可實(shí)現(xiàn)間歇運(yùn)動。由于旋轉(zhuǎn)盤間歇轉(zhuǎn)動速度要求低速，且需要精確地轉(zhuǎn)位，故選擇槽輪機(jī)構(gòu)。
2.1.6 執(zhí)行機(jī)構(gòu)的協(xié)調(diào)設(shè)計(jì)
和執(zhí)行機(jī)構(gòu)不僅要完成本身的動作外，還要和其他執(zhí)行機(jī)構(gòu)以一定的次序或時(shí)間順序協(xié)調(diào)動作，相互配合，以完成機(jī)械預(yù)期的功能和生產(chǎn)過程。如果動作不協(xié)調(diào)，不僅無法實(shí)現(xiàn)預(yù)期要求，甚至還會破壞機(jī)件，因此，各執(zhí)行機(jī)構(gòu)在運(yùn)動時(shí)間先后上和運(yùn)動位置的安排上，必須準(zhǔn)確協(xié)調(diào)地互相配合。
蓮子去芯機(jī)由減速傳動裝置、沖壓機(jī)構(gòu)、間歇運(yùn)動機(jī)構(gòu)組成。在送料期間，沖針不能壓到旋轉(zhuǎn)盤上，顯然沖針自上向下運(yùn)動前，旋轉(zhuǎn)盤做一次間歇轉(zhuǎn)動，所以沖針與旋轉(zhuǎn)盤之間的運(yùn)動在時(shí)間順序和空間位置上有嚴(yán)格的協(xié)調(diào)配合要求。
2.1.7 機(jī)構(gòu)運(yùn)動循環(huán)圖的設(shè)計(jì)
對與蓮子去芯機(jī)的運(yùn)動循環(huán)圖主要是確定沖針、旋轉(zhuǎn)盤兩個(gè)執(zhí)行構(gòu)件的先后順序、相位，以利于對各執(zhí)行構(gòu)件的設(shè)計(jì)。其蓮子去芯機(jī)的一個(gè)工作循環(huán)過程如圖1所示：
圖1 蓮子去芯機(jī)的工作過程
Fig.1 The work to machine for removing cores of jujube
為了保證機(jī)器在工作時(shí)其個(gè)執(zhí)行構(gòu)件間動作的協(xié)調(diào)配合關(guān)系，在設(shè)計(jì)機(jī)器時(shí)應(yīng)編制出表明機(jī)器在一個(gè)運(yùn)動循環(huán)中各執(zhí)行構(gòu)件運(yùn)動關(guān)系的運(yùn)動循環(huán)圖。表1表示兩個(gè)執(zhí)行構(gòu)件的運(yùn)動循環(huán)圖，沖針和旋轉(zhuǎn)盤都由工作行程和回程兩個(gè)部分組成，設(shè)每轉(zhuǎn)一周為一個(gè)運(yùn)動周期，其沖針的工作行程為0°~180°，回程為180°~360°，即一個(gè)運(yùn)動周期做一次上、下移動；旋轉(zhuǎn)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(zhuǎn)盤由軸III帶動，通過槽輪機(jī)構(gòu)做間歇轉(zhuǎn)位運(yùn)動，轉(zhuǎn)位過程對應(yīng)于軸III轉(zhuǎn)過90°，停歇過程對于軸III轉(zhuǎn)過270°。
表1 執(zhí)行構(gòu)件運(yùn)動循環(huán)圖
Tab.1 Cycle chart of executive motion
沖針 工作行程 回程
旋轉(zhuǎn)盤 停止 進(jìn)給
主軸轉(zhuǎn)角0° 90° 180° 270° 360°
2.1.8 機(jī)械運(yùn)動方案的選擇和評定
現(xiàn)在可以按給定條件、各執(zhí)行構(gòu)件的相容性和盡量使機(jī)構(gòu)簡單、空間布局緊湊等要求來選擇方案，由此可選定兩個(gè)結(jié)構(gòu)比較簡單的方案。
方案一：沖壓機(jī)構(gòu)凸輪機(jī)構(gòu)，旋轉(zhuǎn)盤間歇機(jī)構(gòu)為槽輪機(jī)構(gòu)。
方案二：沖壓機(jī)構(gòu)為對心曲柄滑塊機(jī)構(gòu)，旋轉(zhuǎn)盤間歇機(jī)構(gòu)為槽輪機(jī)構(gòu)。
評定：心曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的往復(fù)直線運(yùn)動具有良好的動力特性和運(yùn)動特性、制造簡單等優(yōu)點(diǎn)，但是方案一具有結(jié)構(gòu)簡單、機(jī)械效率高、響應(yīng)速度快等優(yōu)點(diǎn)，故最后選擇方案一位蓮子去芯機(jī)的機(jī)械傳動方案。
2.2 傳動系統(tǒng)的方案設(shè)計(jì)
2.2.1 初選原動機(jī)
根據(jù)蓮子去芯機(jī)的工作情況和原動機(jī)的選擇原則，初選三相異步電動機(jī)為原動機(jī)，額定轉(zhuǎn)速為n=750 r/min。因額定功率需要在李分析后確定，故電動機(jī)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(jī)的工況及要實(shí)現(xiàn)的總傳動比，擬選用帶傳動機(jī)構(gòu)和一級圓錐齒輪傳動組成蓮子去芯機(jī)的傳動系統(tǒng)。
2.2.3 機(jī)械運(yùn)動簡圖
按照已選定的兩個(gè)執(zhí)行機(jī)構(gòu)形式及機(jī)械傳動系統(tǒng)，畫出蓮子去芯機(jī)的機(jī)械運(yùn)動簡圖。如圖2所示，其工作原理為：電動機(jī)經(jīng)過減速傳動裝置（帶輪傳動）帶動執(zhí)行機(jī)構(gòu)（凸輪機(jī)構(gòu)、間歇運(yùn)動機(jī)構(gòu)），完成沖針的往復(fù)直線運(yùn)動和旋轉(zhuǎn)盤工作臺的間歇轉(zhuǎn)動。蓮子去芯機(jī)工作時(shí)，沖針由凸輪頂住向下運(yùn)動，實(shí)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(yùn)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(jī)構(gòu)，槽輪機(jī)構(gòu)帶動旋轉(zhuǎn)盤工作臺做一次進(jìn)給運(yùn)動，即送料，以便沖針繼續(xù)沖芯、沖蓮子。
圖2 機(jī)械運(yùn)動簡圖
Fig.2 Diagram of mechanical thumbs
3 傳動裝置的總體設(shè)計(jì)
3.1 旋轉(zhuǎn)電動機(jī)
3.1.1 電動機(jī)的內(nèi)型和結(jié)構(gòu)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(jī)。它為臥式封閉結(jié)構(gòu)。
3.1.2 確定電容機(jī)容量
（1）沖針的輸出功率P
根據(jù)設(shè)計(jì)要求和原始數(shù)據(jù)以及實(shí)驗(yàn)分析可知：F=2000N,設(shè)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(jī)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(jī)至沖針的各傳動機(jī)構(gòu)的效率；由機(jī)械設(shè)計(jì)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(jī)額定功率P
由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊表12-1選取電動機(jī)額定功率為P= 3 KW
3.1.3 確定電動機(jī)轉(zhuǎn)速
為了便于選擇電動機(jī)的轉(zhuǎn)速，先推算電動機(jī)轉(zhuǎn)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(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為n=n.i=426~810r/min可見同步轉(zhuǎn)速750r/min的電機(jī)符合。
表2 Y132M-8型電動機(jī)的主要參數(shù)
Tab.2 Main performance of the motors
電動機(jī)型號 額定功率（kw） 電動機(jī)同步轉(zhuǎn)速（r/min） 電動機(jī)滿載轉(zhuǎn)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(yùn)動和動力參數(shù)
3.3.1 各軸的轉(zhuǎn)速
電動機(jī)軸為0軸，各軸的轉(zhuǎn)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(jī)的額定功率計(jì)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(zhuǎn)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(shè)計(jì)計(jì)算
4.1 普通V帶傳動的設(shè)計(jì)計(jì)算
4.1.1 輸入V帶傳動的設(shè)計(jì)計(jì)算
（1） 確定計(jì)算功率
由機(jī)械設(shè)計(jì)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(zhǔn)直徑
由表8-8和表8-6取主動輪基準(zhǔn)直徑d= 112 mm
根據(jù)式d= id，從動輪基準(zhǔn)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(zhǔn)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(jì)算帶所需的基礎(chǔ)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(zhǔn)長度L=2000 mm
按式（8-23）計(jì)算實(shí)際中心距a
a= a+=470+=433 mm
(5)驗(yàn)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(jì)算窄V帶的根數(shù)：
① 計(jì)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(jì)算V帶的根數(shù)Z
Z= =3.3÷0.84=3.93
取4根。
（7）計(jì)算預(yù)緊力F
由表8-3得A型帶的單位長度質(zhì)量q=0.1kg/m，所以
F=500+qv=500×= 204.88 N
（8）計(jì)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(shè)計(jì)計(jì)算
（1）確定計(jì)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(zhǔn)直徑d=315 mm
根據(jù)式（8-13），從動輪基準(zhǔn)直徑d
d= id，從動輪基準(zhǔn)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(zhǔn)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(jì)算帶所需的基礎(chǔ)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(zhǔn)長度L=2500 mm
按式（8-23）計(jì)算實(shí)際中心距a
a= a+=800+=755 mm
（5）驗(yàn)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(jì)算窄V帶的根數(shù)：
① 計(jì)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(jì)算V帶的根數(shù)Z
Z= =3.14÷1.23=2.55
取3根。
（7）計(jì)算預(yù)緊力F
由表8-3得B型帶的單位長度質(zhì)量q=0.18kg/m，所以
F=500+qv=500×= 336.46 N
（8）帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
由于d￡600 mm，適宜采用腹板是結(jié)構(gòu)，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(shè)計(jì)計(jì)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(biāo)準(zhǔn)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(diào)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(qiáng)度設(shè)計(jì)
由設(shè)計(jì)計(jì)算公式（10-26）進(jìn)行計(jì)算，即
（1）選擇載荷系數(shù)K=1.3
（2）計(jì)算齒輪傳遞的轉(zhuǎn)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(qiáng)度極限= 600 Mpa
（6）由式（10-13）計(jì)算應(yīng)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(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)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(jì)算齒輪分度圓直徑，代入值。
=2.96×= 145.48
（9）計(jì)算圓周速度
v = == 1.08 m/s
(10)計(jì)算齒寬
b = R==0.3×145.48×= 30.86 mm
(11)計(jì)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(jì)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(shí)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(jì)算模數(shù)
m=/Z=189.21÷36= 5.26 mm
4.2.3 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)
由式(10-5)得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為：
（1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值
①由圖10-20c查得齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限
480 Mpa
②由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)K0.94
③計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力：
取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-12）得
= 322.29 Mpa
④計(jì)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(jì)算齒輪的 = 0.013
（2）設(shè)計(jì)計(jì)算
M 3 = 4.09 mm
對比計(jì)算結(jié)果：由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪的模數(shù)m的大小要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)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(guān)，可取有彎曲強(qiáng)度計(jì)算得的模數(shù)4.09并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=4 mm，按接觸強(qiáng)度計(jì)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(shè)計(jì)出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。
4.2.4 幾何尺寸的計(jì)算
（1）計(jì)算分度圓直徑：
=m Z=4×44= 176 mm
=m Z=4×44= 176 mm
（2）計(jì)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(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)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(shè)計(jì)錐齒輪為鍛造錐齒輪，選用腹板式結(jié)構(gòu)為宜。其他有關(guān)的尺寸計(jì)算從略，并繪制齒輪零件圖：
圖4 齒輪結(jié)構(gòu)簡圖
Fig.4 Pulley diagram of the structure
5 執(zhí)行機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算
5.1 沖壓機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算
5.1.1 沖壓機(jī)構(gòu)的選型
能實(shí)現(xiàn)往復(fù)直線運(yùn)動的機(jī)構(gòu)有：去芯曲柄滑塊機(jī)構(gòu)、凸輪機(jī)構(gòu)，按照圖2所示的傳動方案，選擇凸輪機(jī)構(gòu)。
5.1.2 凸輪機(jī)構(gòu)的運(yùn)動分析
已知蓮子去芯機(jī)對推桿的要求為：選擇對心直動滾子推桿盤形凸輪機(jī)構(gòu)，當(dāng)凸輪轉(zhuǎn)過90°時(shí)推桿下降80mm，凸輪轉(zhuǎn)過30°時(shí)，推桿停止不動；凸輪再繼續(xù)轉(zhuǎn)過60°時(shí)。推桿上升80mm，凸輪轉(zhuǎn)過其他角度時(shí)，推桿停止不動。
5.1.3 凸輪機(jī)構(gòu)的幾何尺寸計(jì)算
（1）再設(shè)計(jì)時(shí)要先確定凸輪機(jī)構(gòu)的基本尺寸
設(shè)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(yùn)動規(guī)律，因其工作條件為中速輕載，應(yīng)選用a和v較小的運(yùn)動規(guī)律，以保證推桿運(yùn)動的平穩(wěn)性和工作的精度。由表9-1可知，這個(gè)推程運(yùn)動規(guī)律可選用等加速等減速運(yùn)動規(guī)律，回程運(yùn)動規(guī)律可選用余弦加速度運(yùn)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(jī)構(gòu)，凸輪的理論輪轂線的坐標(biāo)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(yīng)分段計(jì)算。
①推程階段 d=90°=
s= h
= h d=
②遠(yuǎn)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(jì)算間隔為5°，將以上各相應(yīng)值代入式(a)計(jì)算理論輪轂線上各點(diǎn)的坐標(biāo)值。在計(jì)算時(shí)應(yīng)注意：在推程階段取d=d，在遠(yuǎn)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(jì)算結(jié)果見表3
表3 工作轂線各點(diǎn)的坐標(biāo)
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(yuǎn)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(zhuǎn)角為45°；回程的最大壓力角為32.2°，相對的凸輪轉(zhuǎn)角為210°。由于凸輪的最大壓力角遠(yuǎn)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(jié)構(gòu)簡圖
Fig.5 Cam diagram of the structure
5.2 間歇運(yùn)動機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算
5.2.1 間歇運(yùn)動機(jī)構(gòu)的選型
能實(shí)現(xiàn)間歇運(yùn)動的機(jī)構(gòu)有：棘輪機(jī)構(gòu)、槽輪機(jī)構(gòu)、不完全齒輪機(jī)構(gòu)。按照圖1-2所示的傳動方案，選擇槽輪機(jī)構(gòu)，其槽輪機(jī)構(gòu)具有機(jī)構(gòu)簡單、外形尺寸小，機(jī)械效率高，運(yùn)動較平穩(wěn)，能夠準(zhǔn)確控制轉(zhuǎn)動的角度等優(yōu)點(diǎn)，一般應(yīng)用在轉(zhuǎn)速不高和要求間歇地轉(zhuǎn)動裝置中。
5.2.2 槽輪機(jī)構(gòu)的幾何尺寸設(shè)計(jì)
（1） 槽輪機(jī)構(gòu)的運(yùn)動系數(shù)
因?yàn)檫\(yùn)動系數(shù)應(yīng)大于零，所以外槽徑向槽數(shù)目應(yīng)該大于等于3，一般設(shè)計(jì)中槽數(shù)的正常值為4~8。
（2） 確定槽輪機(jī)構(gòu)的槽數(shù)
由表1-2蓮子去芯機(jī)的兩個(gè)執(zhí)行機(jī)構(gòu)的運(yùn)動循環(huán)圖可知：旋轉(zhuǎn)盤得工作行程為270°~360°，即槽輪的轉(zhuǎn)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(guān)系，有機(jī)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(jié)構(gòu)尺寸，選擇中心距L=90 mm，圓銷半徑r=8 mm。
（5） 圓銷中心回轉(zhuǎn)半徑
根據(jù)機(jī)械原理教材書公式（12-12）
R=mm
（6） 確定槽輪槽長
根據(jù)機(jī)械原理教材書公式（12-13）
s=mm
根據(jù)機(jī)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(jì)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(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
根據(jù)上述以求出來的槽輪機(jī)構(gòu)的幾何尺寸，繪制槽輪機(jī)構(gòu)簡圖，如圖5 所示：
圖6 槽輪結(jié)構(gòu)簡圖
Fig.6 Sketch of Geneve mechanism
6 軸系零件的設(shè)計(jì)計(jì)算
6.1 輸入軸的結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì)
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(diào)制處理。根據(jù)表15-3，取A=112。,于是得
=112×mm
因?yàn)檩S的界面上開有兩個(gè)鍵槽，所以軸徑應(yīng)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(jié)構(gòu)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(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)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(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)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(qiáng)度的要求，飛輪與軸的連接處用兩個(gè)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(qiáng)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(jì)算得，
根據(jù)平面任意力系的平衡條件：所有各力在兩個(gè)任選的坐標(biāo)軸上的投影代數(shù)和分都等于零，以及各力對任意一點(diǎn)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(fù)號說明假設(shè)方向與實(shí)際方向相反。
（2）求危險(xiǎn)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(jì)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(yīng)力校核軸的強(qiáng)度
進(jìn)行校核時(shí)，通常只需校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強(qiáng)度（及危險(xiǎn)截面C）。根據(jù)式（15-5），并取，軸的計(jì)算應(yīng)力為：
目前已選擇軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由表15-1查得=60。因此<，故安全。
6.2 軸II的設(shè)計(jì)計(jì)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(diào)制處理。根據(jù)表15-3，取A=112。,于是得
=112×mm
因?yàn)檩S的界面上開有兩個(gè)鍵槽，所以軸徑應(yīng)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(jié)構(gòu)簡圖
Fig.9 Frame diagram of axis
其各個(gè)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(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)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(yīng)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(nèi)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(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)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(qiáng)度的要求，帶輪與軸的連接處用一個(gè)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(qiáng)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(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡圖，在確定軸承支點(diǎn)位置時(shí)，由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)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(gè)坐標(biāo)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(gè)平面力系，如圖所示：
其中：F為通過另加轉(zhuǎn)矩而平移指向軸線，圖a中的F亦應(yīng)通過另加轉(zhuǎn)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(fù)號說明假設(shè)方向與實(shí)際方向相反。
由水平面，列平衡方程：
代入已知值得：
（3）求危險(xiǎn)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(shí)針集中外力偶= 4866.4 N×mm
因此在C處左側(cè)的彎矩為：
=
=196866.6 N×mm
在C處右側(cè)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(xiǎn)截面?，F(xiàn)將計(jì)算出的截面A處的、及的值列于下表：
表4 危險(xiǎn)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(jì)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(jié)構(gòu)簡圖
Fig.10 Load assay plan of axis
（4）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度
進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩截面（及危險(xiǎn)截面A）的強(qiáng)度。根據(jù)式（15-5）及上表中的數(shù)值，并取a=0.3，軸的計(jì)算應(yīng)力
目前已選擇軸的材料為45鋼，調(diào)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(qiáng)度
①判斷危險(xiǎn)截面
1~2段雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應(yīng)力集中均將消弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按鈕轉(zhuǎn)強(qiáng)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(yīng)力集中對軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看，4~5段得左截面與右截面配合處引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)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(yīng)力最大。截面C上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大（配合處引起的應(yīng)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?yàn)椴怀惺芘ぞ刈饔茫页惺軓澗匾脖容^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(yīng)力
截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力
軸的材料為45鋼，調(diào)制處理。由表15-1查得，，
截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)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(zhuǎn)尺寸系數(shù)。
軸按照精車加工，由表15-6查得表面質(zhì)量系數(shù)為
軸未經(jīng)過強(qiáng)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(jì)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(jì)算。
抗扭截面系數(shù)
彎矩M及彎曲應(yīng)力為
N×mm
截面的扭矩為T=182250 N×mm
截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)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(zhì)量系數(shù)為
軸未經(jīng)過強(qiáng)化處理，即=1 則按式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為
于是，計(jì)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(jì)算
6.3.1 求兩個(gè)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