紅棗去核機畢業(yè)設(shè)計（機械CAD圖紙）

1、本科機械畢業(yè)設(shè)計論文cad圖紙 qq 401339828 紅棗去核機的設(shè)計 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(zhì)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(shè)備是形勢所需。 本文的主要內(nèi)容有：根據(jù)工藝動作順序和協(xié)調(diào)要求擬定運動循環(huán)圖； 進行沖壓機構(gòu)和間歇運動機構(gòu)的選型；機械運動方案的選擇與評定；對機械傳動系統(tǒng)和執(zhí)行機構(gòu)進行運動尺寸計算。關(guān)鍵詞：去核機；方案設(shè)計；執(zhí)行系統(tǒng)；傳動系統(tǒng)； design of machine for removing core

2、s 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

3、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

4、 mission is: demands to design motion circulation picture according to handicraft action order and coordination; carries out the selections type stamping organization and intermittence motion organization; mechanical movement schemes choice appraising. the dimension carrying out motion calculates; p

5、air of mechanical drive system and actuating mechanism.key words: conceptual design; executive system; drive system; 目 錄摘 要11 前言22 紅棗去核機的方案設(shè)計2 2.1 執(zhí)行系統(tǒng)的方案設(shè)計2 2.1.1 紅棗去核機的功能2 2.1.2 紅棗去核機的原始數(shù)據(jù)和設(shè)計要求2 2.1.3 工藝動作分解3 2.1.4 沖針往復(fù)直線運動的實現(xiàn)機構(gòu)3 2.1.5 旋轉(zhuǎn)盤間歇轉(zhuǎn)動的實現(xiàn)機構(gòu)3 2.1.6 執(zhí)行機構(gòu)的協(xié)調(diào)設(shè)計3 2.1.7 機構(gòu)運動循環(huán)圖的設(shè)計3 2.1.8 機械運動方案的

6、選擇和評定4 2.2 傳動系統(tǒng)的方案設(shè)計4 2.2.1 初選原動機4 2.2.2 擬定傳動系統(tǒng)方案4 2.2.3 機械運動簡圖53 傳動裝置的總體設(shè)計5 3.1 選擇電動機5 3.1.1 電動機的類型和結(jié)構(gòu)形式5 3.1.2 確定電動機容量5 3.1.3 確定電動機轉(zhuǎn)速6 3.2 確定傳動裝置的傳動比6 3.3 傳動裝置的運動和動力參數(shù)6 3.3.1 各軸的轉(zhuǎn)速6 3.3.2 各軸的輸入功率6 3.3.3 各軸的轉(zhuǎn)矩74 傳動零件的設(shè)計計算7 4.1 普通v帶傳動的設(shè)計計算7 4.2 直齒圓錐齒輪傳動設(shè)計計算9 4.2.1 選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)9 4.2.2 按齒面接觸強度設(shè)計9

7、 4.2.3 按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計10 4.2.4幾何尺寸的計算11 4.2.5 結(jié)構(gòu)設(shè)計及繪制零件圖11 4.3 聯(lián)軸器的選擇12 4.3.1 選擇聯(lián)軸器的類型和型號125 執(zhí)行機構(gòu)的設(shè)計計算12 5.1 沖壓機構(gòu)的設(shè)計計算12 5.1.1 沖壓機構(gòu)的選型12 5.1.2 擺動從動件圓柱凸輪機構(gòu)中心距a的確定12 5.1.3 擺動從動件運動規(guī)律的選擇13 5.1.4 圓柱凸輪中徑d的確定14 5.1.5 圓柱凸輪轉(zhuǎn)向與擺動推桿位置的凸輪廓線方程14 5.1.6 輪廓線的曲率半徑15 5.1.7 滾子半徑rt的確定15 5.2 間歇運動機構(gòu)的設(shè)計計算15 5.2.1 間歇運動機構(gòu)的選型15

8、5.2.2 槽輪機構(gòu)的幾何尺寸計算156 軸系零件的設(shè)計計算17 6.1 軸的結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計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18 6.1.4 軸上零件的周向定位18 6.1.5 確定軸上的圓角和倒角尺寸18 6.1.6 校核軸i的強度18 6.2 滾動軸承的選擇及計算23 6.2.1 求兩軸承受到的徑向載荷23 6.2.2 求兩軸承的軸向力23 6.2.3 求軸承的當量動載荷26 6.2.4 驗算軸承的壽命26 6.3 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算26 6.3.1 軸i帶輪與軸配合處鍵的選擇及校核計算2

9、7 6.3.2 軸i齒輪與軸配合處鍵的選擇及校核計算277 潤滑與密封27 7.1 直齒圓錐齒輪傳動的潤滑28 7.2 軸伸出端的密封288 設(shè)計總結(jié)28參考文獻29致謝29答辯無憂，值得下載！1 前言 我國盛產(chǎn)紅棗，紅棗營養(yǎng)豐富，是我國人民喜愛的食物。在紅棗生產(chǎn)旺季農(nóng)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(chǎn)的附加值，增加農(nóng)民的收入，設(shè)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(chǎn)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，主要采用人

10、工作業(yè)，不僅占用大量的勞力，勞動強度大，生產(chǎn)效率低，且產(chǎn)品質(zhì)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(xiàn)了桃去核機、橄欖去核機等.去核工序基本上實現(xiàn)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(chǎn)品。由于一些問題尚未真正解決，因此，真正在生產(chǎn)中推廣應(yīng)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(zhì)量的要求也越來越嚴格，生產(chǎn)廠家也意識到，前處理工序?qū)Ξa(chǎn)品質(zhì)量有著不可忽視的影響，各廠家紛紛尋找

11、合適的前處理設(shè)備，由于許多前處理設(shè)備在國內(nèi)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(shè)備是形勢所需。2 紅棗去核機的方案設(shè)計2.1 執(zhí)行系統(tǒng)的方案設(shè)計機械執(zhí)行系統(tǒng)的方案設(shè)計是機械系統(tǒng)總體方案設(shè)計的核心，它對機械能否實現(xiàn)預(yù)期的功能、性能的優(yōu)勢、經(jīng)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(fù)直線運動及旋轉(zhuǎn)盤工作臺的間歇轉(zhuǎn)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(shù)據(jù)和設(shè)計要求加工紅棗直徑為15mm20mm紅棗去核時沖針壓力最大可達3kn，要求沖針自上向下

12、運動前，旋轉(zhuǎn)盤做一次間歇轉(zhuǎn)動，轉(zhuǎn)角為90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(jù)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。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(zhuǎn)盤做一次間歇運動，轉(zhuǎn)動角度為90旋轉(zhuǎn)盤間歇運動：以完成送料、沖核、沖棗三個工位的轉(zhuǎn)換。2.1.4 沖針往復(fù)直線運動的實現(xiàn)機構(gòu)選擇電動機為動力源，此機構(gòu)是具有將連續(xù)的回轉(zhuǎn)運動變換為往復(fù)直線運動的功能。實現(xiàn)該功能的各機構(gòu)比較如下：擺動從動件圓柱凸輪：,凸輪具有易設(shè)計的優(yōu)點,它還能準確有效地預(yù)測所產(chǎn)生運動的基本趨勢、工作行為、結(jié)

13、構(gòu)和壽命等，具有良好的運動性能和動力性能。對心曲柄滑塊機構(gòu)：這種低副機構(gòu)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。偏置曲柄滑塊機構(gòu)：與對心曲柄滑塊機構(gòu)相比較，具有曾力、急回特性等優(yōu)點。2.1.5 旋轉(zhuǎn)盤間歇轉(zhuǎn)動的實現(xiàn)機構(gòu)棘輪機構(gòu)、槽輪機構(gòu)、不完全齒輪機構(gòu)均可實現(xiàn)間歇運動。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，故選用槽輪機構(gòu)。2.1.6 執(zhí)行機構(gòu)的協(xié)調(diào)設(shè)計紅棗去核機由減速傳動裝置、沖壓機構(gòu)、間歇運動機構(gòu)組成。在送料期間，沖針不能壓到旋轉(zhuǎn)盤，顯然，沖針自上向下運動前，旋轉(zhuǎn)盤做一次間歇轉(zhuǎn)動，所以沖針與旋轉(zhuǎn)盤之間的運動，在時間順序和空間位置上有嚴格的協(xié)調(diào)配合要求。2.1

14、.7 機構(gòu)運動循環(huán)圖的設(shè)計對于紅棗去核機的運動循環(huán)圖主要是確定沖針、旋轉(zhuǎn)盤二個執(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。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(gòu)件間動作的協(xié)調(diào)配合關(guān)系，在設(shè)計機器時應(yīng)編制出表明機器在一個運動循環(huán)中各執(zhí)行構(gòu)件運動關(guān)系的運動循環(huán)圖。表1表示紅棗去核機二個執(zhí)行構(gòu)件的運動循環(huán)圖，沖針和旋轉(zhuǎn)盤都由工作行程和回程兩部分組成，設(shè)每轉(zhuǎn)一周為一個運動周期，其沖針的工作行程為0180，回程為180360，即一個運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4帶動，通過槽輪機構(gòu)做間歇轉(zhuǎn)位

15、運動，轉(zhuǎn)位過程對應(yīng)于軸4轉(zhuǎn)過90，停歇過程對應(yīng)于軸4轉(zhuǎn)過270。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(gòu)件運動循環(huán)圖table.1 cycle chart of executive motion 沖針 工作行程 回程旋轉(zhuǎn)盤 停止 進給主軸轉(zhuǎn)角0 90 180 270 360 2.1.8 機械運動方案的選擇和評定現(xiàn)在可以按給定條件、各執(zhí)行機構(gòu)的相容性和盡量使機構(gòu)簡單、空間布局緊湊等要求來選擇方案，由此可選擇兩個結(jié)構(gòu)比較簡單的方案。方案1：沖壓機構(gòu)為偏置曲柄滑塊機構(gòu)，旋轉(zhuǎn)盤間歇機構(gòu)為棘輪機構(gòu)。

16、方案2：沖壓機構(gòu)為擺動從動件圓柱凸輪機構(gòu)，旋轉(zhuǎn)盤間歇機構(gòu)為槽輪機構(gòu)。評定：偏置曲柄滑塊機構(gòu)的往復(fù)直線運動具有增力、急回特性等功能，但方案2具有易設(shè)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(shè)計2.2.1 初選原動機根據(jù)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(zhuǎn)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(jù)執(zhí)行系統(tǒng)的工況和初選原動機的工況及要實現(xiàn)的總傳動比，擬選用帶傳動機構(gòu)和一級圓錐齒輪傳動組成紅棗去核機的傳動系統(tǒng)。2.2.3 機械運動簡圖按已選定的兩個執(zhí)

17、行機構(gòu)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(jīng)過減速傳動裝置（帶輪傳動）帶動執(zhí)行機構(gòu)（擺動從動件圓柱凸輪、間歇運動機構(gòu)），完成沖針的往復(fù)直線運動和旋轉(zhuǎn)盤工作臺的間歇轉(zhuǎn)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(shù)；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(gòu)，槽輪機構(gòu)帶動旋轉(zhuǎn)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 mechanical thumbs3 傳動裝置的總體設(shè)計3.1 選擇電動機3.1.1 電

18、動機的類型和結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)。3.1.2 確定電動機容量沖針的輸出功率pw根據(jù)設(shè)計要求和原始數(shù)據(jù)及實驗分析可知：f=2500n，設(shè)定沖針的速度為0.7m/s，則沖針的輸出功率為：pw=1.77kw電動機的輸出功率pd傳動裝置的總效率：=1233452式中，1，2，3，4，5為電動機至沖針的各傳動機構(gòu)的效率；由機械設(shè)計課程設(shè)計手冊：表1-7查得：v帶傳動：1=0.96，滾子軸承2=0.98，錐齒輪傳動3=0.95，齒式聯(lián)軸器4=0.99，槽摩擦輪傳動5=0.89，故=1233452=0.960.9830.950.990

19、.892=0.666所以pd=2.66kw電動機的額定功率ped由機械設(shè)計手冊表12-1選取電動機的額定功率為ped=3kw3.1.3 確定電動機轉(zhuǎn)速為了便于選擇電動機的轉(zhuǎn)速，先推算電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍，v帶輪傳動常用傳動比范圍i=25，則電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd=284710r/min，可見同步轉(zhuǎn)速750r/min的電動機符合。表2 y132m-8型電動機的主要性能table.2 main performance of the motors電動機型號額定功率（kw）電動機同步轉(zhuǎn)速（r/min）電動機滿載轉(zhuǎn)速（r/min）傳動裝置傳動比ys132-8 3 750 710 5 3.2 確定傳動

20、裝置的傳動比總傳動比id=53.3 傳動裝置的運動和動力參數(shù)3.3.1 各軸的轉(zhuǎn)速電動機軸為0軸，各轉(zhuǎn)速為n0=710r/minn=n=710/i=142r/min3.3.2 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=3kwp= p01=30.96=2.88kwp= p233=2.880.9830.95=2.63kwp= p4=2.630.99=2.55kw3.3.3 各軸的轉(zhuǎn)矩t0=9550p0/n0=95503/710=40.35nmt=9550p/n=95502.88/142=193.69nmt=9550p/n=95502.63/142=176.88nmt=9550

21、p/n=95502.55/142=171.5nm4 傳動零件的設(shè)計計算4.1 普通v帶傳動的設(shè)計計算確定計算功率：由機械設(shè)計手冊表8-7查得工作情況系數(shù)ka=1.1，故pca=pka=1.13=3.3kw2 選取窄v帶帶型根據(jù)pca、n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(jù)式8-15，從動輪基準直徑dd2dd2=idd1=580=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距根據(jù)0.7(dd1+ dd2)a02(dd1+ dd2)，初步確定中心距a0=650mm根據(jù)

22、式8-22計算帶所需要的基準長度：ld= 2a0+(dd1+ dd2)+=2650+(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aa=650+=604驗算主動輪上的包角1由式8-25得1=180-(dd2 -dd1)57.3/=149.690故主動輪上的包角合適計算窄v帶的根數(shù)：由式8-26知：z= 由n=710r/min，dd1=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則z=7.1取z=7根計算預(yù)緊力f0由式8-27知f0=500由表8-3得q=0.1kg/

23、m，故f0=500 計算作用在軸上的壓軸力fp由式8-28得：fp=2z f0=27135.8=1835n帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計由于d500mm，適宜采用腹板式結(jié)構(gòu)，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 map4.2 直齒圓錐齒輪傳動設(shè)計計算4.2.1 選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)按圖所示的傳動方案，選用標準直齒圓錐齒輪傳動精度等級選7級精度材料選擇：選兩齒輪均為45鋼（調(diào)制處理），硬度為240hbs。選齒輪齒數(shù)z1=z2=30選取分度圓錐角1=452=90-1=454.2.2 按齒面接觸強度設(shè)計由設(shè)計計算公式10-26進行試算，即：d1

24、t2.92試選載荷系數(shù)kt=1.6計算齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩：t=9550p/n=95502.88/142=193.69nm齒寬系數(shù)，取由機械設(shè)計教材表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)由圖10-21d按齒面硬度查得兩齒輪的接觸疲勞強度極限hlim=550mpa由式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：n1=n2=60n1jlh=601421(830010)=2.04由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)khn1=khn2=0.98計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù)s=1，由式10-12得 1=2=0.98550mpa=539mpa試算齒輪分度圓直徑d1t，代入中較小值d1t2.92=2.92=160.8m

25、m計算圓周速度v=1.195m/s計算齒寬b=r=0.33160.8=37.5計算載荷系數(shù)根據(jù)v=1.195m/s，7級精度，動載荷系數(shù)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(shù)kha=kfa=1由表10-2查得使用系數(shù)ka=1由表10-9查得軸承系數(shù)khbe=1.25齒間載荷分布系數(shù)kf=kh=1.5khbe=1.251.5=1.875故載荷系數(shù)為：k=kakvkha kh=11.1611.875=2.175按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑d1= d1t=178.1mm計算模數(shù)m= d1/ z1=178.1/30=5.944.2.3 按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計由

26、式10-24得彎曲疲勞強度的設(shè)計公式：m確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值：由圖10-20c查得兩齒輪的彎曲疲勞強度極限fe1=fe2=380mpa由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)kfn1= kfn2=0.92計算彎曲疲勞許用應(yīng)力：取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.4，由式10-12得 1= 2=249.7mpa計算動載荷系數(shù)kk=kakvkfa kf=11.611.875=2.175計算當量齒數(shù)zv1=zv2=42.4查取齒形系數(shù)：由表10-5，利用插值法計算齒形系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù) = 故=2.376 = 故=1.673計算=0.0159設(shè)計計算：m=4.51mm對比計算結(jié)果：由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大

27、于由齒根彎曲疲勞強度的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)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(guān)，可取由彎曲疲勞強度算得的模數(shù)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(shù)z1= z1= z2=40這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒輪彎曲疲勞強度，并做到了結(jié)構(gòu)緊湊。4.2.4幾何尺寸的計算 計算分度圓直徑： d1=m z1=404.5=180mm d2=m z2=404.5=180mm 計算齒輪寬度： b=r=42mm da1=d+2ha=m（z1+2）=186mm df1=d+2hf=m（z1-2）=

28、172mm4.2.5 結(jié)構(gòu)設(shè)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(shè)計錐齒輪為鍛造錐齒輪，選用腹板式結(jié)構(gòu)為宜。其它有關(guān)尺寸計算從略，并繪制齒輪零件圖如圖4所示：圖4 齒輪結(jié)構(gòu)簡圖fig.4 pulley diagram of the structure4.3 聯(lián)軸器的選擇4.3.1 選擇聯(lián)軸器的類型和型號 類型選擇 因為減速器與工作機不在同一底座上，傳遞轉(zhuǎn)矩較大，且要求有較大的軸線偏移補償，故選用齒式聯(lián)軸器。 載荷計算 公稱轉(zhuǎn)矩： 由機械設(shè)計教材表14-1查得，故由式14-1得計算轉(zhuǎn)矩為： 型號選擇 從手冊表8-3中查得gicl1型鼓形齒式聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩為8

29、00nm，許用轉(zhuǎn)速為7100r/min，軸徑為1638之間，故合用，其余計算從略。5 執(zhí)行機構(gòu)的設(shè)計計算5.1 沖壓機構(gòu)的設(shè)計計算5.1.1 沖壓機構(gòu)的選型能實現(xiàn)往復(fù)直線運動的機構(gòu)有：擺動從動件圓柱凸輪機構(gòu)、對心曲柄滑塊機構(gòu)、偏置曲柄滑塊機構(gòu)，按圖2所示的傳動方案，選擇擺動從動件圓柱凸輪機構(gòu)，結(jié)構(gòu)如下圖5所示：圖5 擺動從動件圓柱凸輪機構(gòu)fig.5 bodies of cylindrical cam with oscillating follower5.1.2 擺動從動件圓柱凸輪機構(gòu)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(gòu),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

30、從動件圓柱凸輪機構(gòu)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/(ab2+ac)=1/2(l+lcosmax/2) 即:a=l/2(1+cosmax/2) 式中,a:凸輪機構(gòu)的中心距; l:擺動從動件的長度; max:擺動從動件的最大擺角 由空間結(jié)構(gòu)決定，取max=90，l=60mm 故a=l/2(1+cosmax/2)=15（2+）圖6 擺動從動件圓柱凸輪機構(gòu)簡圖fig.6 cylindrical cam body swi

31、ng diagram 5.1.3 擺動從動件運動規(guī)律的選擇 用解析法設(shè)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:=f() 式中,:擺動從動件的擺角; :圓柱凸輪的轉(zhuǎn)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(yīng)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: 僅需從動件實現(xiàn)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。 對擺動從動件的擺角規(guī)律有嚴格要求的，應(yīng)首先滿足擺角的要求，然后考慮角速度和角加速問題。對高轉(zhuǎn)速圓柱凸輪機構(gòu)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

32、力，為了便于比較、選取，現(xiàn)將幾種常用的擺動從動件規(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max 最大角加速度 max 應(yīng)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 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 5.77 高速中負荷 1.76 5.33中高速重

33、負荷 2.00 4.89 高速輕負荷 本設(shè)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d的確定 由于展開圓柱面的直徑愈大則對應(yīng)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(shè)計的理論圓柱面。 即：max 式中，一一圓柱凸輪旋轉(zhuǎn)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3545。由上表數(shù)據(jù)，得： d80 ，所以取凸輪直徑d=85mm5.1.5 圓柱凸輪轉(zhuǎn)向與擺動推桿位置的凸輪廓線方程 理論輪廓線方程：x=rp+lcos(max/

34、2)-lcos(max/2-) y=lsin(max/2)-lsin(max/2-) 式中,x、y為理論輪廓線上點的直角坐標;rp為凸輪的平均圓柱半徑;為凸輪的轉(zhuǎn)角;l為擺桿的長度;max為擺桿的最大擺角;為擺桿在任意位置時的擺角。 (2)實際輪廓線方程: x1=xrtdy/d/(dx/d)2+ (dy/d)21/2, y1=y rtdx/d/(dx/d)2+(dy/d)21/2 式中x1y1為實際輪廓線上任意點的坐標;rt為滾子半徑;dx/d,dy/d對求導得到。上面一組加減號表示理論廓線下方的包絡(luò)線,下面的一組加減號表示理輪廓線上方的包絡(luò)線。5.1.6 輪廓線的曲率半徑 在設(shè)計或加工凸輪輪

35、廓時,曲率不適當就會發(fā)生“頂切”現(xiàn)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(yīng)力。 理論輪廓線上點的曲率半徑的計算公式為: =(dx/d)2+(dy/d)23/2/(dx/ddy2/d2-dy/ddx2/d2) 按理論廓線的曲率半徑,可得實際廓線的曲率半徑: =rt, 式中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(luò)線2,減號用于理論廓線上方的一根包絡(luò)線1。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滾子軸半徑 rt 由上式，取rt=10mm5.2 間歇運動機構(gòu)的設(shè)計計算5.2.1 間歇運動機構(gòu)的選型 能實現(xiàn)間歇運

36、動的機構(gòu)有：棘輪機構(gòu)、槽輪機構(gòu)、不完全齒輪機構(gòu)。按圖2所示的傳動方案，選擇槽輪機構(gòu)，其槽輪機構(gòu)具有機構(gòu)簡單、制造容易、運動較平穩(wěn)，能準確控制轉(zhuǎn)動的角度、機械效率高等優(yōu)點，一般應(yīng)用在轉(zhuǎn)速不高和要求間歇的轉(zhuǎn)動裝置中。5.2.2 槽輪機構(gòu)的幾何尺寸計算 槽輪機構(gòu)的運動系數(shù) = 因為運動系數(shù)應(yīng)大于零，所以外槽徑向槽數(shù)目應(yīng)大于或等于3，一般設(shè)計中槽數(shù)的正常選用值為48。 確定槽輪機構(gòu)的槽數(shù) 由表1紅棗去核機的二個執(zhí)行機構(gòu)的運動循環(huán)圖可知：旋轉(zhuǎn)盤的工作行程為270360，即槽輪的轉(zhuǎn)角為90。 根據(jù)上述已知條件，取槽數(shù)z=4。 確定主動撥盤的圓銷數(shù) n3050mm。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(zhì)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(nèi)裝密封件。根據(jù)軸的圓周速度、工作溫