自动核桃脱壳机毕业设计方案说明指导书.doc

目 录
摘 要 I
1 序言 1
2 绪论 1
2.1 课题研究目标和意义 1
2.2 中国外研究现实状况 2
2.3 总体方案 6
3 电动机选择 10
4 破壳轴带及带轮设计 11
4.1 传动带设计 11
4.1.1确定计算功率 11
4.1.2选择V带型号 12
4.1.3确定带轮基准直径 12
4.1.4确定传动中心距a和带长L 12
4.1.5验算主动轮上包角 13
4.1.6确定V带根数 13
4.1.7确定带初拉力 14
4.1.8求V带传动作用在轴上压力 14
4.2 V带带轮设计 15
4.2.1带轮材料选择 15
4.2.2结构设计 15
4.2.3从动带轮设计 16
5 拨料轴带及带轮设计 17
5.1 传动带设计 17
5.1.1确定计算功率 17
5.1.2选择V带型号 17
5.1.3确定带轮基准直径 17
5.1.4确定传动中心距a和带长L 18
5.1.5验算主动轮上包角 19
5.1.6确定V带根数 19
5.1.7确定带初拉力 19
5.1.8求V带传动作用在轴上压力 20
5.2 V带带轮设计 20
5.2.1带轮材料选择 20
5.2.2结构设计 20
5.2.3从动带轮设计 21
6 破壳轴设计 22
6.1 轴上功率P、转速n、转矩T 22
6.2 初步确定轴最小直径 22
6.3 轴结构设计 23
6.3.1确定轴上零件装配方案 23
6.3.2确定轴各段直径和长度 23
6.3.3轴上零件轴向定位 24
6.3.4确定轴上圆角和倒角尺寸 24
6.3.5轴润滑 25
6.4 轴上载荷 25
6.5 正确校核轴疲惫强度 27
6.5.1判定危险截面 27
6.5.2校核截面Ⅳ左侧 27
6.5.3校核截面Ⅳ右侧 28
7 破壳轴轴承校核 29
7.1 计算轴承受到径向载荷 29
7.2 计算轴承轴向力 30
7.3 求轴承当量动载荷 30
7.4 验算轴承寿命 31
8 机架设计 31
9 输料斗设计 32
10 接料板设计 33
11 隔料机构 33
12 调间隙机构 34
总结和体会 36
致谢词 37
【参考文件】 38

摘 要
核桃含有很高营养价值，不管是在中国还是在国外全部含有很宽广市场空间，大家需求量是很大。中国是核桃生产大国，在加工中存在问题是核桃脱壳比较困难，核桃取仁在中国一向靠手工，效率低，破壳效果差。人工剥壳难以满足生产发展要求，研制高效剥壳机已成当务之急。经调研和分析，设计了双齿盘——齿板式核桃脱壳机。本文介绍了双齿盘——齿板破壳原理，核桃脱壳机破壳装置、隔料装置、调间隙装置、拨料装置、整体结构设计及参数设计。其中关键包含总体方案确实定，各部件设计和计算，轴校核，轴承验算，完成全部设计后，并利用solid works软件进行了三维零件设计及装配，总装配和各零件图纸设计等等。
【关键词】：双齿盘 齿板、核桃脱壳机、调间隙装置、solid works

Abstract
Walnut has a high nutritional value and has a very large market space whether at home or abroad, people's demand is enormous. Walnut production in China is a big country in the processing problem is more difficult shelled walnut, walnut kernel in our country has always been taken by hand, low efficiency, poor broken shell. Artificial Sheller difficult to meet the requirements of the development of production, the development of efficient shelling machine has become imperative. Based on this proposed designed of gear - tooth plate walnut shelling machine. Introduce a dual gear - tooth plate broken shell theory, and design of the broken shell walnut shelling machine device, every feeding device, adjust gap device, dial feeding device, the overall structural design and design parameters. Which mainly include the determination of the overall program, design and calculation of the various components, check the shaft, the bearing checking, after completion of all the design and use of solid works software for the design of three-dimensional parts and assembly, final assembly and design drawings of the parts and so on.
【Key words】：double gear - tooth plate;walnut shelling machine;adjust gap device; solid works
1 序言
核桃，是大家常见食物。它营养丰富，含有健脑、补肾、美容、降血脂四大功效。核桃和核桃仁还是中国传统出口商品，加工和出口季节性比较强。核桃取仁在中国一向靠手工，一人一天平均仅能砸40斤核桃，加工和出口时间正值三秋和农田基础建设大忙季节，任务重，时间紧，形成和农业争劳力局面，所以，实现核桃取仁机械化，对解放劳动力，支援农业生产相关键意义。核桃出口国家较多，进口国家比较集中，国际市场斗争十分猛烈，实现核桃加工机械化，有利于我们抢时间，争速度，支援外贸。从经济上说，国际市场核桃仁各质量等级差价甚大。机械取仁有期望提升取仁质量，增加外汇，同时大规模集中加工，便于综合利用。核桃仁中约占5%碎末能够集中榨油，大量核桃壳是做活性炭好原料。研制核桃破壳机具体任务是寻求合适、尤其是确保取仁质量破壳工艺方法，研究实现这一工艺方法所要求机器。
2 绪论
2.1 课题研究目标和意义
核桃，是大家常见食物。它营养丰富，含有健脑、补肾、美容、降血脂四大功效。核桃富含脂肪(70%以上)及蛋白质(20%)，是高热能营养食物，又是无胆固醇绿色保健食品，有着宽广中国外市场，一向被称为“木本油料”、“铁杆庄稼”，是中国开发山区林业生产关键经济树种。现在，全国25个省、市自治区全部有核桃分布，面积有1000多万亩，2亿多株，以云南、山西、陕西、河北、甘肃、河南、四川、北京、山东、新疆产量最多，约占全国总产量85%以上，而且是中国传统出口物资之一。
中国核桃栽培面积约130万以上，关键种植区域在西南和西北。在国际市场上，核桃和杏仁、腰果、榛子一起并列为世界4大干果，核桃作为保健食品早已被中国外所认识。针对核桃加工存在问题和市场需求，确定核桃加工工艺，除脱青皮、分级、清洗、脱水、烘干、去壳、仁壳分离和包装外，还可深入深加工。在加工中，存在问题是核桃脱壳比较困难，关键由人工完成。人工剥壳难以满足生产发展要求，故研制高效剥壳机已成当务之急。
2.2 中国外研究现实状况
现在，中国机械方面核桃破壳取仁方法有以下多个：离心碰撞式破壳法，化学腐蚀法，真空破壳取仁法，超声波破壳法，定间隙挤压破壳法。第一个碎仁太多，第二种实际操作不好控制，仁易受腐蚀，在一定程度上还会造成环境污染。第三四种设备昂贵，破壳成本高，且破壳效果不够理想。第五种值得探索。中国市场上常见核桃破壳机以下：
（1）陕西核桃剥壳机采取挤搓原理
挤搓原理剥壳取仁石磙半径120mm。凹板形状曲线由圆弧段和直线段联接而成，圆弧半径140mm。直线长度即工作行程为30mm。因为石磙以50r/min转动，凹板固定，核桃本身将产生转动。这么，核桃不是在一点而是在一条线或一个区域上受到挤搓作用，有利于壳完全破裂。图2-1所表示。
1调整机构 2凸版 3石磙 4喂入斗 5核桃
图2-1陕西核桃剥壳机示意图
（2）山西核桃剥壳机采取定向对刀挤切原理
因为核桃结合线截面和两半仁结合面交叉成90度，壳上沟纹方向和纵径方向一致。所以，采取两把刀头沿纵径两端作用(挤压兼切割)，刀头形状见图2-2。每把刀头均匀地镶入五块刀片，刀片做成弧形轮廓.以尽可能接触核桃外壳。挤切两刀头，其刀片相对错开，使得碎壳瓣小而数多，有利于壳完全破裂，提升剥壳质量。

图2-2山西核桃脱壳机刀头形状示意图
（3）北京农业机械学院研制核桃剥壳机
核桃剥壳机原理图2-3。当绵核桃喂入到克剥装置中，齿盘旋转带动绵核桃边旋转边向里挤入。间距齿尖不停地沿着壳表面克压，使得裂纹不扩展部分壳和仁掉离出来。最终壳基础上完全裂，碎壳和仁经过最小间隙向下掉出。

图2-3北农机械学院绵核桃剥壳取仁原理示意图
（4）新疆农业大学史建新老师等设计6HP-150型核桃破壳机
该机采取挤压破壳原理，图2-4，当两对法向集中力作用在核桃上时较有利于壳均匀完全破裂，而多对集中力作用在核桃上因提升了核桃刚度，降低了内力值。核桃反而不易破裂。为了在破壳时能满足上述原理上要求，在破壳装置结构上采取带有多级凹槽及齿纹挤压辊，弧齿板采取双弧板结构，该结构符合“四点加压”原理，所以有利于壳完全破裂。

1核桃2挤压辊3弧齿板
图2-4挤压破简示意图
由新疆农业大学机械交通学院研制6HP-150型核桃破壳机由分级装置、导向装置、破壳机构组成图2-5。该机能依次自动完成份级、导向、破壳，无需人工参与。提升了劳动生产率和降低了生产成本。分级采取是锥型滚筒栅式分级机构。该机构含有功耗低、振动小、可实现无级分级、对工位数适应性强等特点。破壳装置果用滚筒-弧齿板式结构，采取这种结构更有利于得到完整核桃仁。

1料斗 2分级滚筒 3传动链条 4支撑轮 5导向辊
6传动齿传动 7弧齿板 8挤压辊 9电机
图2-5 6HP-150核桃破壳机结构简图
（5）新疆农业大学史建新老师所设计多辊挤压式核桃破壳机
该机关键由机架、喂料斗、破壳辊、辅助破壳辊(数量35)、挤压间距调整机构、挡板、出料斗、带传动、电机等,其结构见图2-6。破壳辊和辅助破壳辊为破壳机关键部件，两辊组成间断性挤压破壳工作区，核桃在该区受到间断性挤压，受挤压核桃没有很快进行二次挤压，核桃仁损伤程度小；伸进喂料斗内辅助破壳辊有利于均匀单层喂料；当两辊以一定速度相对旋转，工作时核桃受力方向一致，不会造成核桃两半破裂，挤压间距调整机构可改变挤压破壳工作区大小，以适应不一样大小核桃。破壳辊和辅助破壳辊形成由大到小间断性多工位挤压破壳工作区，当两辊以一定速度相对旋转时，伸进喂料斗内辅助破壳辊带动料斗内核桃均匀单层进入挤压破壳工作区，因为该区大于核桃横径，核桃没有受到挤压；此时破壳辊带动核桃做匀速转动和均匀平动到下一工作区，核桃在该区受到微量挤压，被挤压核桃由破壳辊再次带动到下一工作区，如此循环往复,被挤压程度逐步加深，当核桃被挤压到核桃壳最大挤压变形量最大时，核桃破裂，破裂核桃从出料口排出。

1辅助破壳辊 2挡板 3破壳棍 4机架 5带传动
6电机 7出料斗 8挤压间距调整机构 9喂料斗
图2-6新农大史建新多辊挤压式核桃破壳机结构简图
2.3 总体方案
核桃和核桃仁是中国传统出口商品，外贸部门依据核桃仁完整程度将其分为一路仁、二路仁和碎仁。一路仁是指半仁及大半仁，二路仁是指四分仁和比1/4大三角仁，比1/4还小仁称为碎仁。二路仁和二路之和统称为高路仁。高路仁重和仁总重比值称为高路仁率，这是评价核桃脱核机一个关键指标，另一个指标是：
剥核率=（核桃总量-含仁核重）/核桃总重
图2-7 核桃内部结构
核桃总类：核桃划分为四个品种群，如表2-1。
表2-1 核桃品种群 单位（mm）
品种群 核桃壳厚度 含仁率（%） 横膈膜 内褶壁 取出仁
纸皮核桃 < 0.9 > 65 退化 退化 全仁
薄壳核桃 11.5 5064 呈膜质 退化 半仁
中壳核桃 1.62.0 4149 呈革质 不发达 1/4仁
后壳核桃 > 2.1 < 41 呈骨质 发达 碎仁
注：1.横隔膜是指分隔开两半仁十字架式薄膜。
2.内褶壁是指凹凸不平内壁。
所以，此种核桃脱核机所剥查对象是指核桃壳厚度小于2mm，横膈膜退化或呈膜质、革质，内褶壁退化或不发达，较易于用机械剥壳取仁，包含纸皮、薄壳和中壳核桃品种群。现在，此种核桃占全部核桃85%90%，伴随无性繁殖推广和品种深入改良，夹核桃将逐步被淘汰。故本文着重研究品种纯度较高四川、云南等西南地域产薄壳核桃作为本机械研究对象。
用游标卡尺测量出100个绵核桃三维尺寸，统计处理后得出均值、方差等见表2-2，直方图图2-8，对三维尺寸进行方差分析见表2-3。

图2-8三维尺寸直方图
表2-2绵核桃三维尺寸统计表 单位（mm）
位置
均差
均方差
变异系数
近似球体直径
球度
纵径
32.33
2.64
8.1%
31.86
0.979
横径
31.82
2.64
8.3%

棱径
31.24
2.35
7.5%

表2-3绵核桃三维尺寸方差分析
方差起源
平方和
自由度
均方
F值
临界值
位置之间
84.2
2
42．10
640
6．91
误差
1952
297
6．57

总和
2036
299
6．81

对测量结果进行分析，可得出以下结论：
（1）绝大多数绵核桃三维尺寸全部在27~37之间，其数量占总绵核桃量95%左右。
（2）绵核桃三维尺寸存在纵径、横径、棱径，但在=0.001水平下三维尺寸有高度显著改变，可近似简化为球。
（3）绵核桃外形近似为球，近似程度用球度来表示，球度定义为：
球度=
式中，DE---是和物体体积相同球体直径。
DC---最小外接球体直径。
假定绵核桃体积等于截距为A、B、C三维尺寸椭球体积，外接球直径是椭球最大截距A，则球度表示式为：
球度==几何平均直径/最大直径=近似球体直径/最大直径。

1齿盘 2齿板3 核桃
图2-9 破壳结构示意图
此次设计采取常见异步电动机作动力源，利用V带减速和传输功率。利用轴旋转带动齿盘转动，齿板固定在机架上，利用齿盘和齿板破壳（图2-9），设计了调间隙机构能够生产不一样尺寸核桃，设计了拨料机构预防核桃在输料斗里悬空和卡住，从而使机器能够连续工作，大大提升了生产率，基础性能以下。
外形尺寸（长宽高）：
齿盘轴转速：182r/min
功率 ：0.75KW
生产率：150Kg/h
未破壳率：5%~10%
3 电动机选择
依据资料得主轴转速在180转/分，按《机械设计手册》推荐传动比合理取值范围，取V带传动比为2～5，即可满足电动机转速和主轴转速相匹配。由《机械设计课程设计手册》查出三种适宜电动机型号，如表3-1。
表3-1 电动机型号和技术参数及传动比

方案

电动机型号

额定功率P/kW

同时转速r/min

满载转速 r/min

效率（%）

电动机重量（Kg）

功率因数
1
Y100L-4
2.2
1500
1420
78
22
0.85
2
Y90S-4
1.1
3000
1400
79
27
0.79
3
Y90S-6
0.75
1000
910
82
25
0.86
综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量和带传动传动比，可知方案3比较适合,所以选定电动机型号为Y90S-6。所选电动机额定功率 P＝0.75kw，满载转速 n=910r／min，总传动比适中，传动装置结构较紧凑。如表3-2。

表3-2 Y90S-6关键参数以下表
型 号
额定功率KW
转速r/min
电流/A
效率
（%）
功率因数
额定电流
额定转矩
最大转矩
Y90S-4
0.75
910
3.65
82
0.86
6.5
2.0
2.0

表3-3 电动机尺寸列表 单位（mm）
中心
高(H)
外形尺寸

底脚安装尺寸
地脚螺栓孔直径
轴伸
尺寸

装键部
位尺寸
90

10

4 破壳轴带及带轮设计
依据核桃破壳机具体传动要求，可选择电动机和主轴之间用V带和带轮传动方法传动，因为在破壳机工作过程中，传动件V带是一个挠性件，它赋有弹性，能缓解冲击，吸收震动，所以使破壳机工作平稳，噪音小等优点。即使在传动过程中V带和带轮之间存在着部分摩擦，造成二者相对滑动，使传动比不正确但不会影响破壳机传动，因为破壳机不需要正确传动比，只要传动比比较正确就能够满足要求，而且V带弹性滑动对破壳机部分关键部件是一个过载保护，不会造成机体部件严重损坏，还有V带及带轮结构简单、制造成本底、轻易维修和保养、便于安装，所以，在电动机和核桃破壳机之间选择V带和带轮传动配合是很合理。
4.1 传动带设计
4.1.1确定计算功率
(4-1)
其中：—工作情况系数
—电动机功率
查《机械设计》一书中表8-7可知：=1.1

4.1.2选择V带型号
取传动比为5时转速适宜。 依据计算得悉功率和电动机上带轮（小带轮）转速（和电动机一样速度），查《机械设计》图8-10，能够选择V带型号为Z型。
4.1.3确定带轮基准直径
（1）初选主动带轮基准直径：依据《机械设计》一书，可选择V带型号参考表8-6和表8-8，选择小带轮直径=71mm。
（2）计算V带速度V：
（4-2）
（3）计算从动轮直径
（4-3）
依据表8-8取=355mm
实际传动比。
4.1.4确定传动中心距a和带长L
取：
即：
得：
取：
带长：
（4-4）
即：
得：
按《机械设计》一书中查表8-2，选择相近基础长度可查得： 。
实际中心距可按下列公式求得：
（4-5）

中心距范围360~376 mm。
4.1.5验算主动轮上包角
（4-6）
即：
求得 ： 满足V带传动包角要求。
4.1.6确定V带根数
V带根数由下列公式确定：
(4-7)
其中： —单根一般V带许用功率值 。
—包角系数。
—V带基准长度系数，此处取。
—计入传动比影响时，单根一般V带所能传输功率增量。
由和查表8-4a得。
由和i=5　查表8-4b。
查表取值：，。
(4-8)
所以：。
即：，取根。
4.1.7确定带初拉力
单根V带合适初拉力 由下列公式求得
(4-9)
其中：—传动带单位长度质量，
即：。
4.1.8求V带传动作用在轴上压力
为了设计安装带轮轴和轴承，比需确定V带作用在轴上压力，它等于V带两边初拉力之和，忽略V带两边拉力差，则值能够近似由下式算出：
即： (4-10)
4.2 V带带轮设计
4.2.1带轮材料选择
因为带轮转速，即，转速比较底，所以材料选定为灰铸铁，硬度为。
4.2.2结构设计
带轮结构设计关键是依据带轮基准直径，选择带轮结构形式，依据带型号来确定带论轮槽尺寸，设计以下：
主动带轮结构选择 因为依据主动带轮基准直径尺寸，而和主动带轮配合电动机轴直径是，所以依据经验公式，所以主动带轮采取实心式。
带轮参数选择：经过查《机械设计》一书，能够确定主动带轮结构参数，结构参数以下表，其它相关尺寸能够依据对应经验公式计算求得。
表4-1主动带轮结构参数 单位（mm）
槽型

e

Z
8.5
2
7
12±0.3
7
13

主动带轮厚度能够由机械设计手册查得：，。
主动带轮结构图4-1：

图4-1 主动带轮结构示意图
4.2.3从动带轮设计
从动带轮结果选择 因为依据主动带轮基准直径和传动比来确定，即 ，，所以从动带轮采取轮辐式。
从动带轮参数选择：经过查《机械设计》一书，可查得带轮结构参数间表，其它部分相关尺寸能够依据对应经验公式计算求得：
表4-2从动带轮结构参数 单位（mm）
槽型

e

Z
8.5
2
7
12±0.3
7
13

从动带轮厚度能够查机械设计手册得 ：，。
从动带轮结构图4-2。

图4-2 从动带轮结构示意图
5 拨料轴带及带轮设计
5.1 传动带设计
5.1.1确定计算功率
依据拨料轴速度很低，大约是，受力大约是10N。可知：
（5-1）
5.1.2选择V带型号
取传动比为5时转速适宜。 依据计算得悉功率和破壳轴转速，查《机械设计手册》图8-10，能够选择V带型号为Z型。
5.1.3确定带轮基准直径
（1）初选主动带轮基准直径：依据《机械设计》一书，可选择V带型号参考表8-6和表8-8，选择小带轮直径=50mm。
（2）计算V带速度V：
（5-2）
（3）计算从动轮直径
（5-3）
依据表8-8取=250mm。
实际传动比i=5。
拨料轴实际转速。
实际功率。
5.1.4确定传动中心距a和带长L
取：
即：
得：
取：
带长：
（5-4）
即：
得：
按《机械设计》一书中查表8-2，选择想近基础长度可查得： 。
实际中心距可按下列公式求得：
（5-5）

中心距范围260272mm。
5.1.5验算主动轮上包角
（5-6）
即：
求得： 满足V带传动包角要求。
5.1.6确定V带根数
V带根数由下列公式确定：
(5-7)
其中： —单根一般V带许用功率值
—包角系数
—V带基准长度系数，此处取。
—计入传动比影响时，单根一般V带所能传输功率增量。
由和查表8-4a得。
由和查表8-4b得。
查表取值：，。
(5-8)
所以：。取 根。
5.1.7确定带初拉力
单根V带合适初拉力 由下列公式求得
(5-9)
其中：—传动带单位长度质量，
即：
5.1.8求V带传动作用在轴上压力
为了设计安装带轮轴和轴承，必需确定V带作用在轴上压力，它等于V带两边初拉力之和，忽略V带两边拉力差，则值能够近似由下式算出：
即： (5-10)
5.2 V带带轮设计
5.2.1带轮材料选择
因为带轮转速，即，转速比较底，所以材料选定为灰铸铁，硬度为。
5.2.2结构设计
带轮结构设计关键是依据带轮基准直径，选择带轮结构形式，依据带型号来确定带论轮槽尺寸，设计以下：
主动带轮结构选择：因为依据主动带轮基准直径尺寸，而和主动带轮配合电动机轴直径是，所以依据经验公式，所以主动带轮采取实心式。
带轮参数选择：经过查《机械设计》一书，能够确定主动带轮结构参数，结构参数以下表，其它相关尺寸能够依据对应经验公式计算求得。

表5-1主动带轮结构参数 单位（mm）
槽型

e

Z
8.5
2
7
12±0.3
7
13

主动带轮厚度能够由机械设计手册查得：，。
主动带轮结构图5-1：

图5-1主动带轮结构示意图
5.2.3从动带轮设计
从动带轮结果选择 因为依据主动带轮基准直径和传动比来确定，即 ，，所以从动带轮采取孔板式。
从动带轮参数选择：经过查《机械设计》一书，可查得带轮结构参数间表，其它部分相关尺寸能够依据对应经验公式计算求得：
表5-2从动带轮结构参数 单位（mm）
槽型

e

Z
8.5
2
7
12±0.3
7
13

从动带轮厚度能够查机械设计手册得：，。
从动带轮结构图5-2。

图5-2从动带轮结构示意图
6 破壳轴设计
6.1 轴上功率P、转速n、转矩T
（6-1）
6.2 初步确定轴最小直径
先按机械设计式（15—2）初步估算轴最小直径。选择轴材料45号钢，调制处理。依据表15—3，取A0=120，于是得
（6-2）
轴最小直径显然是安装V带从动轮处直径dⅠ—Ⅱ，为了使所选轴直径dⅠ—Ⅱ和从动轮直径相配合，故取dⅠ—Ⅱ=24mm,V带轮长度L=50mm，V带轮和轴配合毂孔长度L1=48mm。
6.3 轴结构设计
6.3.1确定轴上零件装配方案
本轴装配方案采取以下图所表示装配方案

图6-1轴结构和装配
6.3.2确定轴各段直径和长度
（1）为了满足V带轮轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ轴段左端需制出一轴肩，故取dⅡ—Ⅲ=28mm；V带轮和轴配合毂孔长度L=50mm，为了确保轴挡圈只压在V带轮上而不压在轴端面上，故Ⅰ-Ⅱ段长度应比L1略短些，现取lⅠ—Ⅱ=48mm。
（2）初步选择角接触球轴承。参考工作要求并依据dⅡ—Ⅲ=28mm，由（见《机械设计课程设计》）轴承产品目录中初步选择标准精度级角接触球轴承7206AC，其尺寸为。左端滚动轴承采取轴肩进行轴向定位。由手册上查得7206AC型轴承定位轴肩高度h=5mm，所以，取dⅣ—Ⅴ=35mm。
（3）取安装双齿盘轴段Ⅳ-Ⅴ直径dⅣ—Ⅴ=35m m，齿盘右端和右轴承之间采取套筒定位，已知齿盘厚度为23mm，为了使套筒端 面可靠地压紧齿辊，此轴段略短于轮毂长度，故取lⅣ—Ⅴ=44mm，lⅥ-Ⅶ=44mm。左端和左轴承之间用轴肩定位，轴肩高度h=7mm则周环处直径dⅤ—Ⅵ=42mm，周环宽度b≥1.4h，取lⅤ—Ⅵ=10mm。
（4）轴承端盖总宽度为20mm（由机械及轴承端盖结构设计而定）。依据轴承端盖装拆及便于对轴承添加润滑脂要求，取端盖外端面和从动轮右端间距离l=30mm，故取lⅡ—Ⅲ=50mm，lⅧ-Ⅸ=50mm。
（5）因为支架总长度为500mm，在确定滚动轴承位置时，已知轴承宽度B=20mm，且支架内齿盘对称，则lⅢ—Ⅳ=80mm;lⅦ-Ⅷ=80mm。轴最左端固定带轮，已知带轮L=30mm，轴端采取挡板固定，为了确保轴挡圈只压在V带轮上而不压在轴端面上，故Ⅸ-Ⅹ段长度应比L略短些，现取lⅨ-Ⅹ=28mm。
至此，初步确定了轴各段直径和长度。
6.3.3轴上零件轴向定位
齿盘和轴径向定位采取平键连接。按dⅣ—Ⅴ由手册查得平键截面（GB/T1095-1979)，键槽用键槽铣刀加工，长为36mm（标准键长见GB/T1096-1979），同时为了确保齿盘和轴配合有良好对中性，故选择齿盘和轴配合为H7/m6；一样，V带轮和轴连接，选择平键位，V带轮和轴配合为H7/m6。轴