畢業(yè)設計（論文）-鮮棗去核機的設計

摘要紅棗去核機主要是由定位、去核、傳動機構和輸送裝置及機體、料斗等組成。通過人工管理、控制各單元的協(xié)調(diào)動作達到一致性。送料裝置可以將大棗自動的排隊送入到輸送裝置，再由輸送裝置將大棗豎直地挨個排列在轉動的扶正定位機構上，然后用去核沖針機構上下直線運動來將每個定位緊壓的紅棗棗核去掉，最后去掉棗核后的大棗從扶正定位機構落入成品料斗中。關鍵：去核機；曲柄滑塊；主傳動；槽輪全套圖紙加V信153893706或扣3346389411PicktoRedjujubegonuclearmachinemainlyconsistsofpositioning,nuclear,transmissionmechanism,andconveyerandthebody,hopper,etc.Throughartificialmanagement,controltheunitcoordinatedactiontoachieveconsistency.Automaticfeedingdevicecanbebigjujubelineintotheconveyer,againbytheconveyertoeachbigjujubeontheverticalarrangedontherotationofthecentralizerpositioning,andthenusedtonuclearbluntneedlestraightupanddownmovementtopositioneachcompressionofjujubedateremove,afterremovingthelastdatejujubefromrightingpositioningintofinishedproductinthehopper.Key:tonuclearmachine;Thecrankslideblock;Maintransmission;Slotwheel目錄TOC\o"1-3"\u1概述 12系統(tǒng)運動方案設計 32.1原動機類型的選擇 32.2減速器類型的選擇 52.3計算總傳動比和分配各級傳動比 62.4計算傳動裝置的運動參數(shù) 62.5實現(xiàn)去核動作的機構選擇 82.5.1曲柄滑塊機構 82.5.2凸輪機構 92.6實現(xiàn)排料動作的機構選擇…………………..102.6.1槽輪機構 102.6.2不完全齒輪齒條機構 112.7系統(tǒng)運動方案的確定 122.8繪制系統(tǒng)運動循環(huán)圖 123主傳動構件中主要部件的設計 133.1曲柄滑塊機構的構成 133.2曲柄滑塊機構的運動規(guī)律分析 133.2.1滑塊的位移和曲柄轉角間的關系 143.2.2滑塊的速度和曲柄轉角的關系 153.3曲柄滑塊機構的受力分析 163.4槽輪機構 213.4.1槽輪機構運動 213.4.2槽輪機構運動參數(shù) 223.5工作頭的設計 233.6滾動軸承的選用與校核 24收獲和體會 25致謝 27參考文獻 28-PAGE28-1概述核果類水果主要指棗、桃、杏、李和梨等，在水果的總產(chǎn)中占有較大比例。在以核果類水果為原料，來加工成飲料、罐頭、果脯及果干制品時，去核就是一項十分重要的處理。我國是從80年代后期開始的研制去核機，并且陸續(xù)推出了一些設備。但由于在去核時出現(xiàn)的技術問題沒有得到解決，使這些加工設備在推廣使用上受到了很大的限制。隨著有核水果等食品工業(yè)的發(fā)展，人民生活水平不斷的提高，消費者們對食品質(zhì)量的要求也是越來越高，而處理果核工序對產(chǎn)品質(zhì)量有著很重要的影響，所以開發(fā)性能很好的去核機械化、加工自動化的設備的需求也是日趨迫切。紅棗去核機主要是由定位、去核、傳動機構和輸送裝置及機體、料斗等組成。通過人工管理、控制各單元的協(xié)調(diào)動作達到一致性。送料裝置可以將大棗自動的排隊送入到輸送裝置，再由輸送裝置將大棗豎直地挨個排列在轉動的扶正定位機構上，然后用去核沖針機構上下直線運動來將每個定位緊壓的紅棗棗核去掉，最后去掉棗核后的大棗從扶正定位機構落入成品料斗中。整個設備能夠完成自動排料、定位扶正以及沖針去除棗核的全部工作。其中送料裝置為履帶震動的作用下實現(xiàn)扭轉振動和上下振動，扭轉振動能使料斗內(nèi)紅棗受兩種力的作用：一是徑向力的作用，使紅棗向四周擴散；一是切向力的作用，使紅棗沿著料斗的盤壁作回轉運動，可以保證棗的螺旋送料滑道切向滑行速度，履帶上還設有擋板，以防棗脫落，棗在履帶上切向順序滑動來實現(xiàn)棗的自動排料。在送料器上沿著出料口處連接有定向管，定向管的內(nèi)徑小于紅棗長度和紅棗外徑，使紅棗豎向有序的通過導向管送到去核裝置的履帶裝置，在履帶裝置的槽形通道上利用轉動撥桿將大棗推入履帶上的棗座內(nèi)，隨著履帶工作輪的轉動進入壓棗管段。扶正板向內(nèi)收縮變徑性壓縮頭可以在扶正板的作用下回縮，使棗座中的棗被擠緊，從而自動完成棗的定位。最后在履帶工作輪、槽輪撥銷和圓柱凸輪的作用下擺動，從而使擺動推桿相聯(lián)的沖針作出上下往返運動，迅速準確的將棗核去掉。

2系統(tǒng)運動方案的設計確定了系統(tǒng)的工藝運動之后，需要選擇適宜的機構型式來將其實現(xiàn)，所以這一過程也就稱為機構的選型，這需要考慮很多方面的因素，例如運動變換的要求、制造成本、尺寸的限制、動力性能、效率高低以及操作方便安全可靠等等。2.1原動機類型的選擇在機械系統(tǒng)設計的過程中，原動機的選擇也是很重要的一個環(huán)節(jié)，它能直接影響到動力輸出穩(wěn)定性、系統(tǒng)的運行效率以及總體結構。在現(xiàn)代機械中，常見的原動機有熱機、液動機、電動機和氣動機，各自都具有不同的特點及應用。熱機包含蒸汽機和內(nèi)燃機，其應用范圍相對的單一，主要是用于經(jīng)常變換工作場所的機械設備和運輸車輛。電動機在現(xiàn)代機械中應用是最為廣泛，尤其是在交流異步電動機，它有結構簡單，價格低廉及動力源方便等方面優(yōu)點，但是功率系數(shù)較低，且調(diào)速不便，所以適用于運行環(huán)境比較穩(wěn)定、調(diào)速范圍窄的場合。液動機一般調(diào)速方便，且傳動鏈較短，但需要配備液壓站，成本較高。當只需要實現(xiàn)簡單的運動變換時，氣動機較為方便，它的缺點是有一定的噪聲。本設計中原動機的要求為：運行環(huán)境較為穩(wěn)定、結構簡單、成本低，所以綜合各種原動機的特點，選擇交流異步電動機來作為紅棗去核機的原動機。選擇電動機的方面包括：電動機的類型、結構型式、容量和轉速，要確定電動機的具體型號。電動機類型和結構型式都要根據(jù)工作條件（溫度、空間尺寸、環(huán)境等）、電源（直流或交流）、以及載荷特點（大小、過載情況、性質(zhì)和啟動性能等）來選擇。一般沒有特殊要求均應選用交流電動機，其中要以三相鼠籠式異步電動機用的最多。Y系列電動機是我國推廣采用的新設計產(chǎn)品，它適用于不易燃、不易爆和無腐蝕性氣體的場合，以及要求有較好啟動性能的機械。在經(jīng)常啟動、反轉和制動的場合，要求電動機具有著轉動慣量小和過載能力大的特性。標準電動機的容量是由額定功率來表示。所選電動機的額定功率應要稍大于工作所要求的功率，容量小于工作要求，否則就不能保證工作機的正常工作，或由于使電動機長期的過載、發(fā)熱大而過早的損壞；而容量過大，則會增加成本，且由于效率及功率因數(shù)低而造成很大的浪費。同一種類型的電動機，其相同的額定功率也有著多種轉速可供選用。如果選用低速電動機，因極數(shù)較多而外廓尺寸和重量較大，故而價格較高，但卻可以使傳動裝置總傳動比及尺寸減小。如果選用高轉速電動機則會相反。因此要全面分析比較利弊來選定電動機的轉速。綜合考慮以上這些因素，我認為本去核機應選用全封閉自扇型的三相異步電動機Y100L-6，具體參數(shù)如下表。功率KW電流A轉速r/min效率%功率因數(shù)cos?堵轉轉矩N.m堵轉電流A最大轉矩N.m1.54.094077.50.742.06.02.02.2減速器類型的選擇減速器指原動機與工作機間獨立封鎖式的傳動裝置，它用來減低轉速并且相應地可以增大轉矩。減速器的種類繁多，一般可以將其分為蝸桿減速器、齒輪減速器和行星齒輪減速器。蝸桿減速器具有著結構緊湊，傳動比大及噪音低等優(yōu)點，但是容易引起漏油、發(fā)熱和渦輪磨損等一些問題。齒輪減速器的優(yōu)點是結構比較簡單，安裝方便，運轉平穩(wěn)，它的缺點是傳動比分配比較的麻煩；行星齒輪減速器的主要特點是：結構緊湊、傳動比大、體積小、重量輕等優(yōu)點，但其結構卻比較復雜，制造和安裝都較為困難，成本也較高。在本次設計中，對減速器的要求為：傳動比要較小，結構必須盡量簡單，成本低廉，制造安裝要方便。所以綜合以上各種減速器的優(yōu)缺點，我選擇齒輪減速器來作為紅棗去核機的減速器。2.3計算總傳動比和分配各級傳動比本去核機履帶工作輪轉速約為23.5r/min,傳動裝置的總傳動比要求為=940/23.5=40式中：——電動機滿載轉速，r/min；——工作機轉速，r/min。所以，可以確定傳動裝置的總傳動比為40。在知道總傳動比情況下，要確定各級傳動比應主要是考慮以下幾點：（1）各級傳動機構的傳動比應要盡量在推薦范圍內(nèi)選取。（2）要使傳動裝置的結構尺寸較小、重量較輕。（3）要求各傳動件的尺寸協(xié)調(diào)，結構合理，避免干涉碰撞。在減速器中，齒輪直徑盡量相近，以利于浸油潤滑。2.4計算傳動裝置的運動參數(shù)在傳動裝置的設計過程中。當輸送機進行間歇輸送時候，要能夠保證在間歇時間段內(nèi)完成去核沖壓一次。由電動機到輸送機為二級傳動減速，其中一級減速采用齒輪傳動減速，傳動比=10，二級減速采用槽輪傳動，傳動比為=4。各軸轉速==94r/min、==23.5r/min式中：——電動機滿載轉速，r/min;、——分別為一級減速、二級減速軸的轉速，r/min;、——分別為一、二級傳動比。各軸功率式中：——電動機輸出功率，kW；、——一級減速軸、二級減速軸輸入功率，kW；、——一級減速、二級減速軸間的傳動效率。各軸轉矩式中：——電動機軸的輸出轉矩，N.m；、——一級減速、二級減速軸的輸入轉矩，N.m。2.5實現(xiàn)去核動作的機構選擇在去核機中，推桿頂針的運動為復合運動，即回轉運動和具有特定的運動規(guī)律的上下往返運動。要滿足這種要求的機構有很多，在此我們僅討論曲柄滑塊機構和凸輪機構。2.5.1曲柄滑塊機構圖2-1曲柄滑塊機構圖中為典型的曲柄滑塊機構，它具有著結構簡單，易實現(xiàn)所需動作要求，零件加工容易等優(yōu)點，但是它的結構零件重用性差，比較適合執(zhí)行那些機構不改變的系統(tǒng)。2.5.2凸輪機構圖2-2凸輪機構凸輪機構的特點是結構緊湊、簡單，能夠精確實現(xiàn)所需要的運動軌跡，它的缺點是從動件的行程不能過大，而且曲面加工的成本較高。所以適用于運動靈活、傳力較小以及運動規(guī)律復雜的場合。在本設計中，推桿頂針的運動規(guī)律是較為復雜，既有旋轉運動，也有按給定規(guī)律往返的上下運動，綜合這兩種機構的特點分析，我們選擇曲柄滑塊機構就能夠滿足要求。2.6實現(xiàn)排料動作的機構選擇2.6.1不完全齒輪齒條機構圖2-3不完全齒輪齒條機構排料動作須由間歇機構完成，圖中不完全齒輪齒條機構的優(yōu)點是容易制造，結構簡單，而且允許選擇的范圍也比槽輪機構和棘輪機構的大，故而設計靈活。它的缺點是從動輪在轉動開始及終止時，由于角速度有突變，使沖擊較大，所以一般只適用于輕載、低速的條件下工作。槽輪機構圖2-4單銷四槽外槽輪機構槽輪機構槽輪機構的特點是工作可靠，結構簡單，轉角準確，易加工且機械效率高。它常被用來將主動件的連續(xù)轉動轉換成從動件的帶有停歇的單向周期性轉動。但是其動程不可調(diào)節(jié)，轉角不能太小，槽輪在起、停時的加速度大，有沖擊，并且會隨著轉速的增加或者槽輪槽數(shù)的減少而加劇，故而不宜用于高速。綜合以上間歇機構的分析，我結合去核機的工作條件，選擇了槽輪機構來實現(xiàn)間歇運動。2.7系統(tǒng)運動方案的確定綜合以上的分析，我最終確定系統(tǒng)的運動方案見下表:系統(tǒng)的運動方案原動機減速器去核結構間歇機構轉動-直移交流異步電動機齒輪減速器空間圓柱凸輪槽輪凸輪2.8繪制系統(tǒng)的運動循環(huán)圖為了表達去核機的各執(zhí)行機構在一個運動循環(huán)中各動作的協(xié)調(diào)配合關系，選擇槽輪的轉角、齒條的直線位移、推桿頂針的上下位移為對象，以推桿繞空間曲柄主軸旋轉一周為一個運動周期，畫出系統(tǒng)運動循環(huán)圖，結果如下：圖SEQ圖1\*ARABIC5系統(tǒng)運動循環(huán)圖

3主傳動構件中主要部件的設計3.1曲柄滑塊機構的構成由于要求頂針作往復直線運動,但是作為動力的電動機卻是旋轉運動,所以需要一套機構,將電動機的旋轉運動變?yōu)橹本€往復運動。右圖中的結構就是完成這項工作的重要部分曲柄滑塊機構。圖3-1由本圖知，用一套曲柄連桿，它對滑塊只有一個加力點，因此常稱做單點式曲柄，曲軸中心到曲柄頸中心的距離，這個距離通常叫做曲柄半徑，它是曲柄壓力機的一個重要參數(shù)，（有關曲軸的部分第四章詳述）。3.2曲柄滑塊機構的運動規(guī)律分析。本次設計紅棗去核機構采用是曲柄滑塊機構,A點表示連桿與曲軸的連結點,B點表示連桿與滑塊連接點,AB表示的連桿長度.滑塊的位移為s。a為曲柄轉角。習慣上有曲柄最底（相當于滑塊在下死點處），沿曲柄旋轉相反方向來計算。3.2.1滑塊的位移和曲柄轉角之間的關系滑塊的位移和曲柄轉角之間的關系表達為而令則而所以代入整理得:代表連桿系數(shù)。通用壓力機一般在0.1~0.2范圍內(nèi).故上式整理后得:式子中s——滑塊行程.(從下死點算起)a——曲柄轉角,從下死點算起,與曲柄旋轉方向相反者為正.R——曲柄半徑——連桿系數(shù)L——連桿長度(當可調(diào)時取最短時數(shù)值)因此,已知曲柄半徑R和連桿系數(shù)的時候,便可以從上式中求出對應于的不同a角的s值.用余玄定理知3.2.2滑塊的速度和曲柄轉角的關系求出滑塊的位移與曲軸轉角關系后,將位移s對時間t求導數(shù)就可以得到滑塊的速度v.即:而所以式中v———滑塊速度———曲柄的角速度又因為所以式中n———曲柄的每分鐘轉數(shù)從式中可看出,滑塊的速度V是隨曲柄轉角a角度而變化的。在a=0時V=0,a角增大時V隨之顯著增大；但在a=之間時，V的變化很小,而數(shù)值最大.因此常常近似取曲柄轉角的滑塊的速度當作最大速度。用表示即上面公式表明，滑塊的最大速度與曲柄的轉速n，曲柄半徑R成正比，n越高，R越大，滑塊的最大速度Vmax也越大。本壓力機滑塊的最大速度Vmax=0.105nR(sin90°+λ/2Xsin180°)=0.105X40X70=294mm/s3.3曲柄滑塊機構的受力分析判斷曲柄滑塊機構能不能滿足去核加工需要除了它的運動規(guī)律是否符合所需要的要求外，還有很重要的一點，那就是要校核它的強度。但是進行強度校核之前必須要正確的將曲柄滑塊機構的主要構件進行力學方面的分析。3.3.1忽略摩擦的情況下滑塊機構主要構件的力學分析忽略摩擦和零件本身重量時滑塊的受力情況如圖所示。其中P1料抵抗變形的反作用力，N導軌對滑塊的約束反力，Pab對滑塊的約束反力，這三個力交于B，組成一個平衡的匯交力系。根據(jù)力的平衡原理，從力三角形中可以求得P1、N、Pab之間關系如下：有上式知當時，取到最大值一般曲柄壓力機，，負荷達到公稱壓力時的曲柄轉角僅30度左右。因此可近似認為：上面兩式便成為：例如求公稱壓力角時,曲軸上齒輪傳遞的扭矩因為在時,滑塊能承受的最大負荷是160噸,所以坯料抵抗變形的反作用力也允許達到這個數(shù)值,即p1=1600KN=1600000NR=70mm可查表2-2得因此在不考慮摩擦時齒輪傳動的扭矩為:M0=p1R(sinθ+λ/2sinθ)M0=1600000X0.07X0.4751M0=52311N從上式中，我們在分析連桿、曲軸和滑塊受力所需傳遞扭矩的過程中,都是沒考慮各活動部位的摩擦.這種處理問題的方法,對于分析連桿和滑塊的受力來說,簡化了計算公式.且誤差很小,完全可以應用.但是,在計算曲軸所需要傳遞的扭矩時,如果不考慮摩擦的影響,卻會帶來較大的誤差,所以在計算時,應該考濾由摩擦所增加的扭矩.3.3.2考慮摩擦情況下滑塊機構主要構件的力學分析曲柄滑塊機構的摩擦主要發(fā)生在四處:1）.滑塊導向面與導軌之間的摩擦,摩擦力的大小等于滑塊對導軌的正壓力,與摩擦系數(shù)的乘積,摩擦力的方向與滑塊的運動方向相反.工作行程時,滑塊向下運動,導軌對滑塊的摩擦力朝上,形成對滑塊運動的阻力.2）.曲軸支承勁與軸承之間的摩擦.軸旋轉時,軸承對軸勁的摩擦力分布在軸勁工作面上,這些摩擦力對軸頸中心O形成與軸旋轉方向相反的阻力矩.它可近似的按下式計算:由于小齒輪的作用力遠小于,所以可以認為兩個支反力的和于是上式可變?yōu)?3）曲軸頸與連桿大端軸承之間摩擦,它和上一種摩擦相同,也會形成阻力矩,可按下式計算:4）連桿銷與連桿小端軸承的能夠之間的摩擦.它也能形成阻力矩:根據(jù)能量守恒的原理,曲軸所需增加扭矩在單位時間內(nèi)所做的功。等于克服各處磨擦所消耗的功率。即：式中：—曲柄的角速度；—滑塊的速度；—曲柄和連桿的相對角速度，—連桿的擺動角速度，所以可以求得的絕對值為：而將上式代入，并取=1，經(jīng)整理后得由于摩擦使曲軸所增加的扭矩為：現(xiàn)以所設計的曲柄壓力機的曲柄滑塊機構為例,來分析上式中方括號內(nèi)的值.有該曲柄壓力機的參數(shù)如下:da=250mmR=70mm代入式子中求得方括號內(nèi)的值,即的值如下:684.9681.61679.95673.90661.30649.40從以上可以看出,的值隨曲柄轉角而變化,但變化較小,在近似計算中,可以將看作不隨變化的常數(shù),并取其相當于=時的值.因此,上式可簡化為已知da=250mm與不記摩擦的扭矩比較,最后的到考慮摩擦后曲軸所需傳遞的扭矩:以上式子中:R——曲柄半徑;——曲柄的轉角;——連桿系數(shù);——摩擦系數(shù),一般取0.05——曲軸支承頸的直徑———曲軸頸的直徑—————連桿銷的直徑————坯料抵抗變形的反作用力.3.4槽輪機構槽輪機構又稱為馬耳他機構，能把主動軸的勻速連續(xù)轉動轉換為從動軸的周期性間歇運動。槽輪機構結構簡單、緊湊、工作可靠；且轉位時間與靜止時間之比為定值，能平穩(wěn)地改變從動件的角速度；在拔銷進人和脫出槽輪時運動比較平穩(wěn)，但槽輪的轉角大小不能凋節(jié)，當精度要求較高時需另加定位裝置。3.4.1槽輪機構運動圖4槽輪機構轉位簡圖如圖4所示，槽輪的圓弧面定位是最常用的定位方法。圖4(a)銷輪滾子剛進入徑向槽；圖4<b)滾子將要退出徑向槽；圖4(c)槽輪被圓弧面a、b鎖住不能轉動時定位，為使槽輪2在在肩動和終止轉動時的瞬時角速度為零，以避免滾子A與槽輪發(fā)生撞擊，滾子A進人或脫出徑向槽的瞬時，徑向槽的中心線應與圓銷中心的軌跡相切，即O?A垂直O(jiān)?A。設Z為均勻分布的徑向槽數(shù)，當槽輪2轉過2a=2π/Z弧度時，拔盤1相應轉過的轉角為:2a=180'(1-2/Z)(1)主動拔盤轉動一周即為一個運動循環(huán)，在一個運動循環(huán)內(nèi)，槽輪的運動時間Td與主動拔盤的運動時間T之比稱為槽輪機構的運動系數(shù)。因撥盤是勻速轉動的，故其運動時間之比可用角度之比表示。即運動系數(shù)：=(π-2π/Z)/2π=(Z-2)/2Z(2)由公式(2)可知：槽輪每次轉道的角度與槽輪的槽數(shù)Z有關，由于運動系數(shù)不等于零或小于零，所以徑向槽數(shù)應等于或大于3。3.4.2槽輪機構運動參數(shù)在設計時，槽輪的槽數(shù)和撥盤的圓銷數(shù)等主要參數(shù)的確定依據(jù)分析式(2)，由式(2)可知運動系數(shù)總小于0.5，也就是說槽輪的運動時間總是小于停留時間。因>0，Z≥3，在工作時槽輪的角速度和角加速度變化很大，在撥銷進人和脫出徑向槽的瞬間，槽輪的角加速度發(fā)生突變，引起的震動和沖擊力也很大。因>0.5，可采用多圓銷槽輪機構，設均勻分布的圓銷數(shù)目為R，則一個運動循環(huán)中槽輪的運動時間是單圓銷時的R倍，故=R(Z–2)/(2Z)。又因為>1，故R<2Z/(Z–2)，由此可知：Z=3時，R可為l~5；Z=4或5時，R可為1～3；Z≥6時，R可為1～2。中心距a和圓銷半徑r的確定要根據(jù)受力情況和該機構所占用空間位置大小。3.5沖頭的設計工作頭結構如下圖所示。1-支座2-沖針3-導套架4-導套工作頭結構圖根據(jù)現(xiàn)有的去核工具和大棗的結構形狀，工作頭由支座、沖針、導套架、導套組成。在沖針上設計了前后導向裝置，沖針是軸向階梯狀。這樣不僅增加了沖針的剛度和強度，還便沖針運動的精確度得到提高。工作頭沖針的行程70mm，沖針的極限位置距離工作盤10mm，當工作盤轉位完成停止不動時，沖針下行10mm與工作盤工位中的大棗接觸，沖針繼續(xù)下行50mm完成對大棗的加工，并使棗橫完全脫離大棗后回程運動70mm到達極限位置，工作輪轉位，到下一個工作位置，沖針重復動作3.6滾動軸承選用與校核本滾動軸承是用于調(diào)節(jié)裝置,不經(jīng)常使用,且受力較小,故選用普通深溝球軸承即可滿足需要.有軸承徑向載荷Fa=2700N,Fr=5500N,軸承轉速為500r/min,裝軸承處的軸頸可在30～40mm,范圍內(nèi)選擇,運轉時有輕微沖擊,預期壽命為L’h=5000h.3.6.1求比值:有公式根據(jù)手冊查表,深溝球軸承的最大e值為0.44,故此時1）初步計算當量動載荷p,根據(jù)式查表的fp=1.0～1.2,在此取為fp=1.2查表的X=0.56,Y值需要在已知型號和基本靜載荷C0后才能求出.現(xiàn)暫選一近似中間值,取Y=1.5.則:2）根據(jù)公式求軸承的基本額定動載荷值3）按照軸承的選用手冊選擇C=45460N的軸承為6307型.此軸承的基本額定靜載荷C0=38000N.驗算如下:3.6.2求相對應軸承軸向載荷的e值與Y值1）查手冊,知深溝球軸承f0=14.7,則相對應軸向載荷為在此間對應的e值為0.28～0.30,Y值為1.55～1.45.2)用線性插值法求Y值.故X=0.56Y=1.553)求當量動載荷P4)驗算6307軸承的壽命故所選用的6307軸承。

收獲和體會本次設計即將要結束了，從接到設計任務開始，我一路走來，歷經(jīng)波折，有成功，亦有挫折；有喜悅，也有失落。但無論如何，我還是堅持到了最后，順利完成了這次設計任務。在這次畢業(yè)設計開始之前，我已經(jīng)做了一定的準備，譬如，熟悉必要的工具軟件和提高編程計算能力，從圖書館借閱相關的書籍，課程設計開始的前一天。我們經(jīng)過討論，確定了我的設計題目：設計紅棗去核機機構。在這幾十天的設計過程中，我學習到了很多，尤其是在課堂上所無法汲取的知識和設計經(jīng)驗。以往的上課只是老師授予知識，我們更多的是被動的學習。而課程設計正好相反，它提供了一個利用所學知識自由發(fā)揮的機會。從設計題目的構思，到運動