毕业设计（论文）-山楂去核机的设计.doc

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1、武昌工学院毕业论文（专用）稿纸作者声明本毕业论文（设计）是在导师的指导下由本人独立撰写完成的，没有剽窃、抄袭、造假等违反道德、学术规范和其他侵权行为。对本论文（设计）的研究做出重要贡献的个人和集体，均已在文中以明确方式标明。因本毕业论文（设计）引起的法律结果完全由本人承担。毕业论文（设计）成果归武昌工学院所有。特此声明 作者专业： 作者学号： 作者签名： 年 月 日山楂去核机的设计*The design of nuclear hawthorn machinery*年*月*日摘 要在我国，山楂去核机械的发展相对落后，因为缺乏良好的设备，再加上生产手段落后，生产效率低，果实积压腐烂的现象出现在一些

2、地区，给果农带来了巨大的损失。以目前的手工操作是远远不能满足现代山楂加工的需求，不仅占用了大量的劳动力，劳动强度大，生产效率低，而且难以控制产品质量。山楂去核机由传动机构、动力机构和执行机构三大机构组成，利用切刀的往复直线运动及旋转工作盘的间歇转动完成连续去核作业，其总功能可分为送料、冲核、退回三个子功能。因要求各执行机构的相容性和尽量使结构简单和空间布局紧凑，从而选择旋转盘间歇机构为棘轮机构。这样的机械设计主要是为了解决山楂去核工作劳动强度大，提高生产效率，降低山楂果破损，保证山楂制品的质量。这样一来，设计的山楂去核机具有良好的应用前景。关键词：去核机；机构；旋转盘AbstractChina

3、s current development status of nuclear hawthorn machinery is relativelybackward, lack of good equipment, processing methods backward, low productivity, resulting in a backlog of fruit rot in parts of the phenomenon, to farmers caused huge economic losses. Hawthorn nuclear manual now in China is sti

4、ll the main means of treatment, not only takes up a lot of labor, high labor intensity, low productivity, health and safety can not be effectively guaranteed. This nuclear machine by the drive mechanism, dynamic mechanism and actuator of three large institutions, using the reciprocating linear motio

5、n of the cutter and intermittent rotation to complete work plate rotating continuous to nuclear operations, its function can be divided into feeding, nuclear, returned to the three child functions. Due to the requirements of each actuator compatibility and try to make simple structure and space layo

6、ut is compact, rotate for ratchet intermittent mechanism so as to choose.The design is to solve the nuclear hawthorn labor intensity, increase productivity, reduce breakage rate hawthorn, to ensure product quality. Therefore, the application prospect of small hawthorn core machine is very good.Keywo

7、rds:nuclear hawthorn machinery;structure;rotary disk- 1 -目 录引论11 山楂去核机的原理设计21.1山楂去核机的设计原理21.2执行系统的方案设计32动力机构43传动机构53.1确定传动装置的总传动比及各级传动比53.2传动比的设计73.3轴的设计153.4蜗轮轴的轴承的选择和计算193.5键联接的选择和强度校核213.6联轴器的选择和计算223.7棘轮机构的尺寸计算234执行机构244.1弹簧的受力计算244.2 山楂定位盘尺寸254.3山楂定位盘主轴25总 结28主要参考文献29致 谢32引 论我国地域辽阔，资源丰富。独特的良好的条

8、件水果加工业的发展。水果加工已成为农民增收致富的主要途径之一，无论是社会效益和经济效益十分可观。以前的手工操作是无法满足现代果品加工的需求，占用了大量的劳动力，劳动强度大，生产效率低，且难以控制产品质量。但我们也看到，由于缺乏性能良好的机械，在果树种植业发展的今天，处理手段过于落后，生产效率低，一些地区仍然会出现新鲜水果积压腐烂的现象，给种植者造成损失。在许多水果加工工厂，预处理环节，如核，去皮，清洗等，基本依靠手工或非常简单的工具来完成。因此，在我国发展去核的机械加工设备，以取代手工劳动作业是必然的趋势。根据中国含有丰富的水果资源的特点，且分布广泛，特别适用于小型和中型去核设备的研发，以适应

9、中型果和小型水果加工厂的需求。这样以来，才会有更加丰富的食品，以满足人们的需求，保障人们水果种植的积极性。国内外核果类去核机械的发展情况国外在20世纪60年代开始发展水果去核机械，到1980年代早期美国，意大利，荷兰等国都推出了核桃去核机，橄榄去核机等。去核机械基本实现自动化，经几十年的发展，已日趋完善。目前，正向着节能，机电一体化的方向发展。但是，中国的去核机械设备发展缓慢，远远跟不上种植业的发展，拥有巨大的应用前景。日本也研发了刮板式去核机，去核后的果肉可高达5毫米左右，通过筛孔，从机器的尾端排出核桃，该机适应于粘核型桃的去核加工，它具有成本低，高生产率，去核效果好等特点。国内也开发了橄榄

10、去核机，它可以依靠干果，装配在链或滚筒输送机上定位，并采用一排刀，将橄榄进行多个刀片去核操作，其生产效率远远高于使用单刀设备。早在80年代一家美国公司向市场推出了一种自动转矩型粘核桃去核机。每分钟82桃子的加工能力，其生产效率是约820公斤/小时。该机采用机采用十四个小杯对桃子进行定位和输送。每个小杯的底部有一个凸起的小转轴。小轴在链条带动旋转的时候，只要杯内桃子不在小凸起的上面，桃外环会与凸块接触并被驱动旋转，直到在正确的地方。在这一刻，桃处于直立状态，切割刀将被桃核分成两半后，夹紧桃果实的两个橡胶板后半相互旋转150度，分离桃仁与核桃。在加工季节可以连续工作且不需检修，调整和清洗十分方便。

11、它保存果肉完整，因此，也用于罐头和果脯及干果加工厂。由于机构的复杂导致成本较高。国内罐头，干果等食品产品是微利，因此，在我国推广存在很大困难。国内制造的核果水果去核机，根据其结构特点和工作部件的不同，可分为剖分式、对辊式和捅杆式等几个类别。中国目前的去核设备已经有剖分去核机，捅杆式去核机、打浆式去核机、刮板式去核机、凸齿滚筒分离凹版式去核机几种形式等几种形式。我国去核机器存在的突出问题式高损失率，水果后核损率高，稳定性，普遍性差，运行成本高，技术含量较低。1 山楂去核机的原理设计1.1 山楂去核机的设计原理图1.1 山楂去核机结构图如图所示为小型山楂，主要包括去核刀具、山楂定位盘、定位盘主轴、

12、传动间歇棘轮、连杆、挡板、电动机、减速器和皮带轮。其中，去核刀具能去掉山楂的内核，保证山楂不发生形变；山楂定位盘给山楂定位；确保去核刀具能准确地去掉山楂的内核；传动间歇棘轮，能够在曲柄的转动过程中，每30度转动一下，进而使山楂定位盘间歇传动；曲柄，每转动一圈带动棘轮转动30度；连杆在曲柄转动过程中，带动去核刀具的上下运动和拉动棘轮的转动，当曲柄使去核刀具向下去核运动时，连杆对棘轮无作用，山楂定位圆盘不转动，当曲柄带动刀具向上运动，连杆拉动棘轮转动，棘轮与下面的山楂定位盘通过轴连接，从而使山楂定位盘转动到下一个待去核的山楂处，挡板能收集去核后的山楂。山楂去核机的工作原理：电动机发动后，通过皮带轮

13、传把动力传给减速器，减速器减速后，带动曲柄转动，一边，曲柄的转动带动连杆的往复运动，连杆与棘轮通过圆头拉杆连接，另一边，曲柄的转动带动去核刀具的上下运动完成山楂去核的工作。曲柄转动一周，带动棘轮转动360度，主轴带动山楂定位圆盘的转动，进而使山楂定位圆盘带动山楂转动到刀具的下面。当曲柄往下转动时，连杆推动棘轮运动，山楂定位圆盘固定在去核刀具的下方，去核刀具在曲柄的推动下，向下运动完成山楂的去核工作；曲柄向上运动时，连杆拉动棘轮，山楂定位圆盘转动到下一个待去核山楂处。山楂随刀具向上，遇到挡板掉到山楂定位圆盘上。1.2 执行系统的方案设计机械设计程序执行系统的核心是机械系统的总体设计,它可以实现所

14、需的机械特性,性能优势,以及对经济效益有很大影响。山楂去核机的功能：送料、冲核、退回基于以上的分析，去核机完成该过程的几个步骤：（1） 加料：即人工加料；（2） 冲核：每当切刀自上向下运动，旋转盘提前做一次间歇运动；（3） 操作盘间歇传动：送料、冲核、退回三个工位的转换。切刀往复直线运动的实现机构 选电机作为动力源，机构的功能的实现如下：（1） 摆动从动件圆柱凸轮：结构简单、紧凑、设计方便，只要做出适当的凸轮轮廓，就能使从动杆得到任意预定的运动规律。（2） 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。（3） 偏置曲柄滑块机构：旋转盘间歇转动的实现机构。棘轮

15、机构、不完全齿轮机构均可实现间歇传动。因旋转盘间歇转动速度要求低速和轻载，且需要准确地转位，故选用棘轮机构。执行机构的协调设计山楂去核机由传动机构、动力机构和执行机构三大机构组成。在送料的期间，切刀不能接触到转盘上，切刀与操作盘之间的运动，在时间顺序和空间位置上都有严格的配合要求。机械运动方案的的选择和判定 现在按照给定条件，要求各执行机构的相容性、结构简单和空间布局紧凑等要求来选择方案，产生两个结构比较简单的方案：方案1：旋转盘间歇机构为棘轮机构，冲压机构为偏置曲柄滑块机构方案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能增力和急回的特

16、性，选择方案1 2动力机构选择电动机系列和结构形式电动机选择应保证：PoPr式中：Po电动机额定功率KW； Pr工作机所需电动机功率KW。所需电动机功率由下式计算：Pr=Pw/ （式1.1）式中：Pr工作机构所需有效功率，由工作机的工艺阻力及运行参数确定； 电动机到工作机的总效率。 因电机主要为山楂定位圆盘提供动力，操作盘的转速取值45r/min，这样的速度比较适合人工放置山楂，且效率较高。由工作的要求和条件，选用比较常见的Y系列三相异步电动机。卧式封闭结构具较其他结构有防止灰尘、铁屑或其他杂物侵入电动机内部的优点，更能适应市场需求。确定电动机容量 切刀的输出功率Pw根据实验分析：设定切刀的工

17、作力F=2502N，设定切刀的速度为0.72m/s，则切刀的输出功率为：Pw=FV/1000=25000.7/1000=1.78KW电动机的输出功率为Pd 传动装置的总效率为：=1323425 （式1.2） 式中，1、2、3、4、5为电动机至切刀各传动机构的效率；由机械设计课程设计手册：查表得：V带传动：1=0.98，滚动轴承2=0.96，减速器3=0.95，棘摩擦轮传动=12324=0.85 电动机的额定功率Pd=PW/=1.1/0.8=1.38 由机械设计手册表12-1 选取电动机的额定功率为Ped=1.5KW 确定电动机型号通过查表可知，可选电动机Y9132M-8型电动机。 表2.1 Y

18、1001-6型电动机的主要性能表电动机型号额定功率（/KW）同步转速（r/min）满载转速（r/min）质量（KG）Y100L-6 1.5 1000 940 333传动机构3.1 确定传动装置的总传动比及各级传动比带轮基准半径电动机带轮基准半径 75mm减速器带轮基准半径 177.5mm可知带传动传动比 i1=2.5若要使操作盘转速保持在48r/min左右，则电动机转速（900-1100）r/min。查表可知，选择Y100L-6，其功率1.5KW。 传动带轮的设计（1）计算功率Pca=KP=11.5=1.5KW（工作情况系数=K=1.0）（2） 皮带轮的带型选取根据np =940r/min,p

19、ca=1.5KW，确定使用Z型普通V带电动机带轮基准直径：主动轮基准直径D1=150mm减速器带轮基准直径：D2=iD1=2177.5=355mm（传动比i=2.5）（3） 验算带的速度 V=D1n/601000 （式3.1） =1501400/601000 =1125m/s合适初步选取中心距 a0=1.5（d1d2） （式3.2）=1.5(150355)=757.5mm a0取760mm，符合0.7（D1D2)a02（D1D2), L0=2a0/2（d2+d1）+（d2d1)2/4a0 （式3.3） =2760/2(350+150)+(350-150)2/4760 =2318.56mm 则实

20、际中心距： aa0(Ld-L0)/2 （式3.3） =760+(2500-2318.56)/2=848.mm 验算电动机带轮上的包角： 1=1800-（d2-d1)57.30 （式3.4） 167.8501200，合适。 （4）计算Z型普通V带根数 令d1=50mm,n1=940r/min 查表式中：p0为单根V带的基本额定功率 取1.4KW p0为单根V带额定功率的增量 取0.2KW KL长度系数 取0.98 K为包角系数 取0.99 Z= （式3.5） 取z=1根 （5）求作用在带轮轴上的压力 可知q=0.06kg/m, 带所能传递的最大有效拉力 （式3-5），当考虑离心力的不利影响时，

21、单根带所需的预紧力，用带入 前式，并考虑包角对所需预紧力的影响，可将F0的计算式子写为： 式中：q为v带单位长度质量，0.06kg/m 故由 可得 计算带传动在轴上的力（简称压轴力）FQ 设计安装带轮的轴和轴承，先确定带传动作用在轴上的力FQ，压轴力可以近似的按照的两边的预紧力F0的合力 来计算： （6）各带轮的结构设计 设计V带轮时应满足的要求有：质量较小、结构工艺较好、无过大的铸造内应力、转速高时要经过平衡以及轮槽工作面要精细加工（表面粗糙度一般为3.2m），以减少带的磨损，每个槽的尺寸应保持一定的精度，使载荷分布较为均匀等。依照此要求 电动机相连的主动轮 其带轮基准直径d=38mm 由于

22、与电动机相连的主动轮和从动轮的传动比为i=1.5，由此知，与电机带轮相连的减速器带轮直径d=355mm 3.2传动比的设计 确定总的传动比由选定的电动机满载转速nm和工作机的总转速n，由此知，传动装置的总传动比是： （式3.6） i在6-24范围内可以选用采用耳机展开式此轮传动减速器，为使两大齿轮浸油深度相近即分配传动比 较实际传动比： 传动比误差：计算传动装置运动和动力参数 减速箱内三根轴的转速如下： I轴： nI= II轴： nII=轴： n=各轴的输入功率为： I轴： II轴：p=轴：蜗轮蜗杆传动设计选择蜗轮蜗杆类型、材料、精度依据GB/T10085-1988，采用渐开线蜗杆（ZI）蜗杆

23、材料选用45钢，蜗轮齿圈材料选用ZCuSn10Pb1， 8级精度标准保证侧隙。计算步骤按接触疲劳强度设计设计公式mm （式3.7） 选z1，z2：查表7.2取z1=2，z2= z1n1n2 =2144073.96 =38.9439. z2在3064之间，故合乎要求。初估=0.82蜗轮转矩T2： T2=T1i =9.551065.819.470.821440 =614113.55 Nmm载荷系数K：因载荷平稳，查表7.8取K=1.1 材料系数ZE查表7.9，ZE=156 （式3.8）许用接触应力0H查表7.10，0H=220 Mpa N=60jn2Lh =6073.96112000 =5.325

24、107ZN= = =0.81135338H=ZN0H= 0.81135338220=178.5 Mpamd1 =1.1614113.55 =2358.75mm初选m，d1的值：查表7.1取m=6.3，d1=63md1=2500.472358.75导程角 tan= =0.2 =arctan0.2=11.3滑动速度VsVs= （式3.9）=4.84m/s啮合效率由Vs=4.84 m/s查表得 =1161 = （式3.10）=0.2/0.223=0.896传动效率取轴承效率 2=0.99 ，搅油效率3=0.98=123=0.8960.990.98=0.87T2=T1i=9.551065.819.47

25、0.871440=651559.494Nmm检验md1的值md1=0.651559.494=18202500.47原选参数满足齿面接触疲劳强度要求.3.2.3确定传动的主要尺寸m=6.3mm，=63mm，z1=2，z2=39中心距a=154.35mm （式3.10） 蜗杆尺寸分度圆直径d1 d1=63mm齿顶圆直径da1 da1=d1+2ha1=(63+26.3)=75.6mm齿根圆直径df1 df1=d12hf=6326.3(1+0.2)=47.88mm导程角 tan=11.30993247 右旋轴向齿距 Px1=m=3.146.3=19.78mm齿轮部分长度b1 b1m(11+0.06z2

26、) =6.3(11+0.0639) =84.04mm取b1=90mm蜗轮尺寸分度圆直径d2 d2=mz2 =6.339=245.7mm齿顶高 ha2=ha*m =6.31=6.3mm齿根高 hf2= (ha*+c*)m =(1+0.2)6.3=7.56mm齿顶圆直径da2 da2=d2+2ha2 =245.7+26.31.2=230.58mm齿根圆直径df2 df2=d22m(ha*+c*)=38419.2=364.8mm导程角 tan=11.30993247 右旋轴向齿距 Px2=Px1 = m=3.146.3=19.78mm蜗轮齿宽b2 b2=0.75da1 =0.7575.6=56.7m

27、m齿宽角 sin(/2)=b2/d1 =56.763=0.9蜗轮咽喉母圆半径 rg2=ada22=154.35129.15=25.2mm热平衡计算估算散热面积A A= （式3.11） 验算油的工作温度ti室温，取。散热系数：Ks=20 W/()。 （式3.12）73.4580油温未超过限度。润滑方式由Vs=4.84m/s，查表7.14，采用浸油润滑，油的运动粘度V40=35010-6/s蜗杆、蜗轮轴的结构设计(单位：mm)蜗轮轴的设计最小直径估算dminc （式3.10）c查机械设计表11.3得 c=120 dmin=120 =47.34根据机械设计表11.5 选dmin=48d1= dmin

28、+2a =56 a(0.070.1) dmin=4.084d2=d1+ (15)mm=56+4=60d3=d2+ (15)mm=60+5=65d4=d3+2a=65+26=77 a(0.070.1) d3=5.5256h由机械设计表11.4查得 h=5.5b=1.4h=1.45.5=7.78d5=d42h=7725.5=66d6=d2=60l1=70+2=72蜗杆轴的设计最小直径估算dminc = 120=19.09 取dmin=30d1=dmin+2a=20+22.5=35 a=(0.070.1)dmind2=d1+(15)=35+5=40d3=d2+2a=40+22=44 a=(0.070

29、.1)d2d4=d2=40h查机械设计表2 蜗杆和轴做成一体，即蜗杆轴。蜗轮采用轮箍式，青铜轮缘与铸造铁心采用H7/s6配合，并加台肩和螺钉固定，螺钉选6个 几何尺寸计算结果列于下表：表3.1 几何尺寸计算表名 称代号计算公式结 果蜗杆中 心 距=a=154.35传 动 比i=19.47蜗杆分度圆柱的导程角蜗杆轴向压力角标准值齿 数z1=2分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径=47.88蜗杆螺纹部分长度 表3.2 几何尺寸计算表名 称代号计算公式结 果蜗轮中 心 距=a=154.35传 动 比i=19.47蜗轮端面压力角标准值蜗轮分度圆柱螺旋角齿 数=39分度圆直径齿顶圆直径=258.3齿根圆直径蜗

30、轮最大外圆直径3.3轴的设计蜗轮轴的设计选择轴的材料选取45钢，经调质，硬度HBS=230，由表查得其许用弯曲应力=55Mpa 查机械设计基础（表10-1、10-3）初步估算轴的最小直径取C=120，得dmin=120 =47.34mm根据机械设计表11.5，选dmin=63轴的结构设计 轴上零件的定位、固定和装配在单级减速器中，将齿轮放在箱体正中间，相对于两轴承对称分布，齿轮右面由轴肩定位，左面用套筒轴向固定，其周向固定靠平键和轴的过渡配合。右面用轴端挡，挡圈作轴向固定.键联接作周向固定，轴做成阶梯形，左轴承从左面装入，齿轮、套筒、右轴承和联轴器依次右面装到轴上。 确定轴各段直径和长度段d1

31、=50mm L1=70mm段选30212型圆锥滚子轴承，其内径为60mm，宽度为22mm。段直径d2=60mm。段考虑齿轮端面和箱体内壁、轴承端盖与箱体内壁应有一定距离，则取套筒长为38mm。故L3=40mm，d3=65mm。段d4=77mm,L4=70mm段d5=d4+2h=77+25.5=88mm,L5=8mm段d6=65mm,L6=22mm段 d7=d2=760mm,L7=25按弯扭合成应力校核轴的强度 绘出轴的结构与装配图 (a)图绘出轴的受力简图 (b)图绘出垂直面受力图和弯矩图 （c）图NNN 轴承支反力：NFRBV=Fr+FRAV =33.88+16.94=50.82N计算弯矩：

32、截面C右侧弯矩 截面C左侧弯矩 绘制水平面弯矩图 (d)图 轴承支反力：截面C处的弯矩 绘制合成弯矩图 Nm图3.1 低速轴的力矩图低速轴的弯矩和转矩(a)轴的结构与装配 (b)受力简图 (c)水平面的受力和弯矩图d)垂直面的受力和弯矩图 (e)合成弯矩图 (f)转矩图 (g)计算弯矩图 Nm（6） 绘制转矩图 (f)图 105 Nmm=586 Nm绘制当量弯矩图 (g)图 取0.6，截面C处的当量弯矩: Nm校核危险截面C的强度 ， 因此安全。 蜗杆轴的设计 选择轴的材料选用45钢，调质处理，硬度HBS=230，强度极限=650 Mpa，屈服极限=360 Mpa，弯曲疲劳极限=300 Mpa

33、，对称循环变应力时的许用应力=60 Mpa。初步估算轴的最小直径最小直径估算dmincx= 120x=19.09 取dmin=20 轴的结构设计根据轴的结构和强度要求选取轴承处的轴径d=35mm，选轴承圆锥滚子轴承（GB/T29794），采用蜗杆轴结构。其中，齿根圆直径mm分度圆直径mm，齿顶圆直径mm，经过具体的设计和校核，得该蜗杆轴结构符合安全要求。3.4蜗轮轴的轴承的选择和计算按轴的结构设计，选用30212（GB/T29794）圆锥滚子轴承，内径d=60mm,外径D=110mm,B=22mm.轴承的径向载荷 轴承A （式3.11）轴承B 轴承的轴向载荷 轴承的派生轴向力 （式3.12）查

34、表得：30212轴承153832所以，=17.173N=23.89N，无外部轴向力。因为，轴承A被“压紧”，所以，两轴承的轴向力为计算当量动载荷由表查得圆锥滚子轴承30211的取载荷系数，轴承A：e取X=1，Y=0，则 （式3.14）轴承B：e取X=1，Y=0，则3.4.1蜗杆轴的轴承的选择和计算由轴的结构设计，选30207圆锥滚子轴承（GB/T29794），具体的校核过程略。3.4.2减速器铸造箱体的主要结构尺寸（单位：mm）(1) 箱座（体）壁厚：=8，取=15，其中=154.35(2) 箱盖壁厚：=0.858，取=12(3) 箱座、箱盖、箱座底的凸缘厚度：，(4) 地脚螺栓直径及数目：根

35、据=154.35，得，取df=18,地脚螺钉数目为4个(5) 轴承旁联结螺栓直径：(6) 箱盖、箱座联结螺栓直径：=914.4，取=12（7）表3.3 轴承端盖螺钉直径表高速轴低速轴轴承座孔（外圈）直径100130轴承端盖螺钉直径1216螺 钉 数 目66(8) 检查孔盖螺钉直径：本减速器为一级传动减速器，所以取=10(9) 轴承座外径：，其中为轴承外圈直径，把数据代入上述公式，得数据如下：高速轴：，取，低速轴：，取；(10) 表3.4 螺栓相关尺寸表18=12锪孔直径363026至箱外壁的距离242018至凸缘边缘的距离201816(11) 轴承旁联结螺栓的距离：以螺栓和螺钉互不干涉为准尽量

36、靠近，一般取；(12) 轴承旁凸台半径：20，根据而得(13) 轴承旁凸台高度：根据低速轴轴承外径和扳手空间的要求，由结构确定(14) 箱外壁至轴承座端面的距离：，取=48(15) 箱盖、箱座的肋厚：0.85，取=12，0.85，取=14(16) 大齿轮顶圆与箱内壁之间的距离：，取=16(17) 铸造斜度、过渡斜度、铸造外圆角、内圆角：铸造斜度=1：10，过渡斜度=1：20，铸造外圆角=5，铸造内圆角=3。3.5键联接的选择和强度校核 高速轴键联接的选择和强度校核 低速轴与蜗轮联接用键的选择和强度校核(1) 选用普通平键（A型） 按低速轴装蜗轮处的轴径d=77mm，以及轮毂长 =73mm，查表

37、，选用键221463 GB10962003。(2) 强度校核键材料选用45钢，查表知，键的工作长度mm，mm，按公式的挤压应力 （式3.15）小于，故键的联接的强度是足够的。3.6联轴器的选择和计算高速轴输入端的联轴器计算转矩，查表得，有，查表选用TL5型弹性套柱销联轴器，材料为35钢，许用转矩，许用转速r/min。 LT5联轴器3050 (GB432384)。 选键，装联轴器处的轴径为30mm，选用键8745 GB109679，对键的强度进行校核，键同样采用45钢，有关性能指标见（2.6.2），键的工作长度mm，mm，按公式的挤压应力，合格。所以高速级选用的联轴器为LT5联轴器3050 （G

38、B432384），所用的联结键为8745 （GB109679）。 低速轴输出端的联轴器由低速轴的结构尺寸以及转矩，选用联轴器LT8联轴器5070 （GB432384），所用的联结键为14960 （GB109679），具体的计算过程与上同，因此省略。减速器的润滑减速器中蜗轮和轴承都需要良好的润滑，这是为了减少摩擦磨损和提高传动效率，并起冷却和散热的作用。间歇运动机构的选型可完成机构间歇运动的有：棘轮机构，槽轮机构和不完全齿轮机构。在前面的传输方案中，选择棘轮机构，其棘轮机构具有结构简单，易于制造和相对稳定的运动，可以比较精确地控制旋转角度以及较高机械效率等，常用在转速不高和间歇传动装置中。3.7棘轮机构的尺寸计算