機械原理及設計課程設計 多功能蔬菜切絲機

1、 目錄第一章 多功能蔬菜切絲機原理簡介 2第一節(jié) 工作原理 2第二節(jié) 原始數(shù)據 2第三節(jié) 總體方案設計 3一、 總體方案 3二、 機構組合的選擇 3 （一）傳送帶 3 （二）刀具 4 （三）擋板 7 附 10第2章 減速器設計 11第1節(jié) 電動機的選擇 11第2節(jié) 傳動比的分配 11第3節(jié) V帶設計 12第4節(jié) 齒輪設計 13 一、高速嚙合齒輪組 13 二、低速嚙合齒輪組 18第5節(jié) 軸的設計 22 一、高速軸 22 二、中間軸 27 三、低速軸 28第6節(jié) 其他零件設計 30第7節(jié) 箱體結構設計 30 第一章 多功能蔬菜切絲機原理簡介第一節(jié) 工作原理多功能蔬菜切絲機廣泛用于各種軟硬根莖葉類蔬

2、菜和海帶的加工，可切制片、絲、塊、丁、菱形、曲線（不同形狀刀具）等各種花樣。如圖1-1所示，電動機D經減速系統(tǒng)J減速后，動力分別由傳動機構、輸出。傳動系統(tǒng)驅動（旋轉式或直動式）切刀將物料切片，驅動豎刀上下運動將物料切絲，驅動輸送帶帶動待切物料間歇運動（步進運動），驅動夾持帶運動以便切菜時夾持、壓緊物料，驅動圓毛刷轉動完成清帶工作。要求機器運行平穩(wěn)，切菜均勻。物料切菜大小及生產率可調，取決于輸送帶速度和切刀速度。圖1-1第二節(jié) 原始數(shù)據切片厚度約4mm，切絲厚度約3mm；設切刀工作阻力=1000N；旋轉式切刀轉速300r/m；或采用直動式切刀，工作頻率300次/分；行程速比系數(shù)=1.05；機器運

3、轉速度不均勻系數(shù)許用值=0.05；主傳動機構許用壓力角=40°，輔傳動機構許用壓力角=70°；生產能力3002000 kg/h；電動機轉速=1400 r/m；電動機功率儲備系數(shù)=1.5。第三節(jié) 總體方案設計一、 總體方案電動機輸出原動力，通過帶傳動經減速箱使主軸轉速達到合適范圍，主軸再經過帶傳動將動力輸出到各個機構上（刀具，傳送帶等），來實現(xiàn)蔬菜切絲的功能。二、機構組合的選擇（一）、傳送帶 傳送帶采用了間隙運動形式，具體循環(huán)為運動10s停留8s，傳物帶是由棘輪帶動，做間歇運動。如下圖傳送帶由帶輪和帶組成，棘輪通過帶輪，再帶動蔬菜的運動圖 1-2其中：傳物帶運動時間為：t1=

4、8s間歇停止時間為：t2=10s帶總長為：L=2.4m （分為4段）帶的運動速度為：V帶 =0.6/8 m/s=7.5 cm/s帶輪的直徑為：d=0.32m=32cm帶輪的轉速為：n1=0.075*60/(0.16*2*PI) r/min=4.48 r/min圖 1-3上圖及為棘輪帶動帶輪的轉動；其中棘輪由電機通過減速器后再通過一級減速的轉速，棘輪與另一輪通過齒輪嚙合由帶的間歇運動可知，其有齒的部分為：10*360/18度=200度棘輪與另一齒輪的傳動比由帶輪的轉速和減速后棘輪軸的轉速可確定。（二）、刀具切刀與豎刀的運動相同，都是由槽輪和連桿機構（或曲柄滑塊機構）共同和組合實現(xiàn)上下來回的間歇運

5、動和左右水平方向的往復運動。其中間歇運動與帶輪的間歇運動相配合，達到準確切菜的目的。因為切片厚度要求為：4mm刀具運動的頻率為：300次/min切菜的長度為：20cm=200mm水平運動的速度為：V=2cm/s 圖 1-4如圖及為保證刀具水平運動的基本機構：曲柄滑塊機構由帶和切刀的運動特性可知，曲柄運動一周所需的總時間為：18s切菜過程的時間為：10s由于其較慢的運動速度，可假定其水平方向的運動為：勻速運動曲柄的轉動也可假定為勻速轉動，所以其轉速為：n2=1/18 r/s=3.33r/min豎直方向上的運動是首先通過槽輪的帶動，再通過齒輪和偏心輪盤讓切刀做豎直的往復運動和間歇運動。如下圖圖 1

6、-5圖中即為刀具實現(xiàn)上下來回及間歇運動的基本機構。再配合其水平的運動便實現(xiàn)了切菜的目的其中刀具的運動頻率為：300次/min因此偏心輪的運動轉速也同樣為：300r/min槽輪連接減速器輸出后的主軸，槽輪的相關參數(shù)設計根據間歇運動的特性，及10s的運動和8s的停止特性。中間齒輪的傳動比根據槽輪的輸出速度和偏心輪的速度可計算出。豎刀的設計與切刀相同，由同樣的機構和同樣的運動特性組成，只需將豎刀的放置方向變?yōu)榕c切刀垂直的方向即可。如圖1-6，即為豎刀和切刀做整個運動的大致機構圖（3） 、擋板機構夾具系統(tǒng)是待切的蔬菜運動到切刀處時由夾具讓蔬菜基本固定，方便切刀和豎刀對蔬菜進行切割。蔬菜切割完成后，夾具

7、放開，讓切好的蔬菜運動到下一個目的地。由傳送帶和切刀的運動可知夾具的運動也同樣為間歇運動其間歇的時間和切刀一致。如圖 1-7 該方案為一簡單的凸輪機構。及其通過凸輪的帶動讓擋板運動當當版運動到最高處及其位移最大時擋板壓緊蔬菜從而切刀可切割蔬菜。圖 1-7在該凸輪機構中因為切菜的切割時間為10s，非切割時間為8s。及可知擋板運到最遠處的時間為：10s凸輪的轉速為：n3=3.33r/min如圖 1-8該方案與前一方案類似同樣為一凸輪的運動，并通過對帶有擋板的桿件的推送，使其壓緊待切的蔬菜，蔬菜切割完的同時運動到小凸輪部分，帶有擋板的桿件課任意繞著鉸接點轉動，因此蔬菜可隨著物帶運動到下一點。該結構中

8、由于其需要擋菜的時間為：10s，下一待切菜運動來所需的時間為：8s，所以大凸輪的部分仍占總凸輪的：5/9 及為：200度其所需的轉速與前一凸輪相同 圖 1-8這兩種方案，需要在切刀處和豎刀處各設置一個。且前一種方案由于其為一個方向上的運動，所以其會對蔬菜的運輸造成阻礙，因此種方案不合理。 圖 1-9如圖 1-9為一曲柄搖桿機構；該方案同樣是實現(xiàn)壓緊蔬菜，與切刀和豎刀配合，保證蔬菜的準確切割。該機構中通過連桿的帶動，搖桿隨著曲柄擺動而實現(xiàn)壓緊，搖桿作往復運動，因此同樣需要通過槽輪的帶動使其作間歇運動。搖桿運動到如圖左邊極限位置停留時間為10s，及此時槽輪圓銷還未進入徑向槽，由于槽輪內凹鎖止弧被銷

9、輪的外凸圓弧鎖住而靜止。搖桿在右邊的停留時間為6s，此時狀態(tài)與在右邊停留基本相同。其運動的時間為：2s可大致計算出曲柄的運動轉速：n4=30 r/min該方案因為只需要一個機構，便可以同時將切刀處和豎刀處的待切蔬菜進行壓緊，既節(jié)省了材料資源，還減小了功率消耗，并且由于只有一個機構帶動保證了夾具系統(tǒng)的一致性和準確度，另外由于切刀中同樣用到了槽輪機構，因此，又可以同時共享一個機構，增加了合理性。因此選用此種方案。上述的三種方案，其基本參數(shù)設計：凸輪大小，連桿的長度，曲柄的運動特性等，均可以通過其間歇運動的特性，再由其工作循環(huán)圖利用作圖或解析法計算。附傳送帶上已經安裝好一三面有擋板的放菜板，其底板與

10、邊框的材料均可以彎曲，拉伸， 圖 1-10圖 1-10 及為其簡單的示意圖。待切的蔬菜放入框內，通過上面設計的擋板，擋住其另一開口面，進而切刀（或豎刀）運動，在框內切好待切的蔬菜。整個傳送帶上，均勻分布著4個如上圖所示的擋板機構，切菜時依次將待切的蔬菜放入框內，進行后續(xù)的切割。另外，對于清帶系統(tǒng)，及可改為簡單的傾倒系統(tǒng)。當已被切成絲狀的蔬菜，運動到帶的末端時，帶上的菜框會自動隨著運動把菜倒出，只需在倒菜處事先放好一盛才的器具即可。第二章 減速器的設計 一、電動機選擇 根據該機器運行要求選擇型號為Y112M，其功率為4kW,轉速為1400r/min。 二、傳動比的計算與分配根據電動機1400r/

11、min和設計的主軸15r/min，確定了總傳動比為93，減速分三級，第一級為帶傳動，二、三級為齒輪減速箱減速。選定帶傳動傳動比為3，減速箱為二級減速，根據查表得第一級傳動比為7.2，第二級為4.3。 三、V帶設計 一. 計算功率P0 由參考文獻1中表11.3得KA=1.0，故 二、選擇帶型號 根據Pc=4kW，n1=1400r/min,由文獻1圖11.11初步選用A型帶。 三、選取帶輪基準直徑 由文獻1表11.4選取小帶輪基準直徑=132mm，設滑動率=1% =（1-）i=392.04mm 取=400mm 四、驗算帶速v m/s=9.16m/s 在5-25m/s之間，帶速合適。 五、確定中心距

12、a和帶的基準長度 在范圍，初選中心距a=600mm。得帶長 根據文獻1表11.10，選A型帶的標準長度=2000mm 繼而可得實際中心距 取a=702mm 六、驗算小帶輪包角1 包角合適。 七、確定帶的根數(shù)z 因=132mm，帶速v=9.16m/s，傳動比i=3；由文獻1表11.6 查得；由表11.8查得；由表11.10查 得；由表11.11查得。則得 取z=2根 八、確定初拉力 單根普通V帶的初拉力為 9、 計算帶輪軸所受壓力 4、 齒輪設計 一、高速嚙合齒輪組 1.選定齒輪材料、熱處理及精度 考慮此減速器的功率等因素，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪。 （1）齒輪材料及熱處理 大小齒輪（

13、整體結構）材料為20CrMoTi。齒面滲碳淬火，齒面硬 度為58-62HRC，有效硬化層深0.5-0.9mm。根據文獻1圖9.55和圖9.58 取，齒面最終成形工 藝為磨齒。 （2）齒輪精度 按GB/T10095-1988,6級，齒面粗糙度Ra=0.8m，齒根噴丸強化。裝配后齒面接觸率70%。2. 初步設計齒輪傳動的主要尺寸 因為為硬齒面齒輪傳動，具有較強的齒面抗點蝕能力，故先按齒根彎曲疲勞強度設計，再校核齒面接觸疲勞強度。（1） 計算小齒輪傳遞的轉矩 （2） 確定齒數(shù)z因為是硬齒輪，故取。傳動比誤差 允許。（3） 初選齒寬系數(shù) 按非對稱布置，由文獻1表9.14查得。 （4）初選螺旋角 初定螺

14、旋角 。 （5）載荷系數(shù) 使用系數(shù) 可由文獻1表9.11查得=1.0； 動載荷系數(shù) 由文獻1圖9.44查得； 齒向載荷分布系數(shù) 預估齒寬b=40mm，由文獻1表9.13查得 初取b/h=6，再由圖9.46查得； 齒間載荷分布系數(shù) 由文獻1表9.12查得; 載荷系數(shù) (6)齒形系數(shù)和應力修正系數(shù) 當量齒數(shù) ； 由文獻1圖9.53、圖9.54查得；由圖9.54查得 。 （7)重合度系數(shù) 端面重合度近似為 因，則重合度系數(shù)為 （8）螺旋角系數(shù) 軸向重合度 (9)許用彎曲應力 安全系數(shù)由文獻1表9.15查得（按1%失效概率考慮） 小齒輪應力循環(huán)次數(shù) 大齒輪應力循環(huán)次數(shù) 查文獻1圖5.59查得壽命系數(shù)實

15、驗齒輪應力 修正系數(shù); 查文獻1圖9.60預取尺寸系數(shù) 許用彎曲應力 比較 取 (10)計算模數(shù) 按文獻1表9.3圓整模數(shù)，取。 （11）初算主要尺寸 初算中心距 ，取a=132mm 修正螺旋角 分度圓直徑 齒寬 ，取 齒寬系數(shù) （12）驗算載荷系數(shù)K 圓周速度 由文獻1圖9.44查得 ，不變。 按由表9.13查得;又因 ，查得,不變。 又和不變，則也不變 故無須校核大小齒輪齒根彎曲疲勞強度。 3.校核齒面接觸疲勞強度 （1）確定載荷系數(shù)K 載荷系數(shù) (2) 確定各系數(shù) 材料彈性系數(shù) 由文獻1表9.14查得 節(jié)點區(qū)域系數(shù) 由文獻1圖9.48查得 重合度系數(shù) 由文獻1圖9.49查得 螺旋角系數(shù)

16、（3）許用接觸應力 試驗齒輪的齒面接觸疲勞極限 壽命系數(shù) 由文獻1圖9.56查得；工作 硬化系數(shù) 尺寸系數(shù) 由文獻1圖9.57查得；安全系數(shù)由表9.15 查得 則許用接觸應力 取 （4）校核齒面接觸強度 滿足齒面接觸強度。 4.各項齒輪參數(shù) 二、低速嚙合齒輪組 1.選定齒輪材料、熱處理及精度 考慮此減速器的功率等因素，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線直齒輪。 （1）齒輪材料及熱處理 大小齒輪（整體結構）材料為20CrMoTi。齒面滲碳淬火，齒面硬 度為58-62HRC，有效硬化層深0.5-0.9mm。根據文獻1圖9.55和圖9.58 取，齒面最終成形工 藝為磨齒。 （2）齒輪精度 按GB/T100

17、95-1988,6級，齒面粗糙度Ra=0.8m，齒根噴丸強化。裝配后齒面接觸率70%。3. 初步設計齒輪傳動的主要尺寸 因為為硬齒面齒輪傳動，具有較強的齒面抗點蝕能力，故先按齒根彎曲疲勞強度設計，再校核齒面接觸疲勞強度。 （1）計算小齒輪傳遞的轉矩 （2）確定齒數(shù)z因為是硬齒輪，故取。傳動比誤差 允許。 （3）初選齒寬系數(shù) 按非對稱布置，由文獻1表9.14查得。 （4）載荷系數(shù) 使用系數(shù) 可由文獻1表9.11查得=1.0； 動載荷系數(shù) 由文獻1圖9.44查得； 齒向載荷分布系數(shù) 預估齒寬b=40mm，由文獻1表9.13查得 初取b/h=6，再由圖9.46查得； 齒間載荷分布系數(shù) 由文獻1表9.

18、12查得; 載荷系數(shù) (5)齒形系數(shù)和應力修正系數(shù) 由文獻1圖9.53、圖9.54查得；由圖9.54查得 。 （6)重合度系數(shù) 端面重合度近似為 因，則重合度系數(shù)為 (7)許用彎曲應力 安全系數(shù)由文獻1表9.15查得（按1%失效概率考慮） 小齒輪應力循環(huán)次數(shù) 大齒輪應力循環(huán)次數(shù) 查文獻1圖5.59查得壽命系數(shù)實驗齒輪應力 修正系數(shù); 查文獻1圖9.60預取尺寸系數(shù) 許用彎曲應力 取 (10)計算模數(shù) 按文獻1表9.3圓整模數(shù)，取。 （11）初算主要尺寸 初算中心距 a=204mm 分度圓直徑 齒寬 ，取 齒寬系數(shù) （12）驗算載荷系數(shù)K 圓周速度 由文獻1圖9.44查得 ，不變。 按由表9.1

19、3查得;又因 ，查得,不變。 又和不變，則也不變 故無須校核大小齒輪齒根彎曲疲勞強度。 3.校核齒面接觸疲勞強度 （1）確定載荷系數(shù)K 載荷系數(shù) K=1.31 (2) 確定各系數(shù) 材料彈性系數(shù) 由文獻1表9.14查得 節(jié)點區(qū)域系數(shù) 由文獻1圖9.48查得 重合度系數(shù) 由文獻1圖9.49查得 螺旋角系數(shù) （3）許用接觸應力 試驗齒輪的齒面接觸疲勞極限 壽命系數(shù) 由文獻1圖9.56查得；工作 硬化系數(shù) 尺寸系數(shù) 由文獻1圖9.57查得；安全系數(shù)由表9.15 查得 則許用接觸應力 取 （4）校核齒面接觸強度 滿足齒面接觸強度。 (5)齒輪各項參數(shù) 4、 軸的設計 一、高速軸 1.選擇軸的材料 選擇軸

20、的材料為45鋼，經調質處理，硬度為217-255HBS。由 文獻1表19.1查得對稱循環(huán)彎曲許用應力=180MPa。 2.初步計算軸徑 取=0，并由文獻表19.3選系數(shù)A=108，得 因為軸端聯(lián)軸器需開鍵槽，會削弱軸的強度。故將軸徑增加 4%-5%，取軸的直徑為22mm 3.軸的機構設計 （1）擬定軸上零件的布置方案 根據軸上齒輪、軸承蓋、半聯(lián)軸器等零件的裝配方向、順序和相 互關系，軸上零件的布置如圖 （2）軸上零件的定位及軸的主要尺寸的確定 1）軸端聯(lián)軸器選用和定位 由文獻1表18.1查取聯(lián)軸器 工作情況系數(shù)K=1.3，計算轉矩轉矩為 根據值，查國標GB/T5014-1985，選用ML3型梅

21、花形彈性聯(lián) 軸器Y型軸孔，其孔徑為24mm，與軸配合為H7/k6；聯(lián)軸器的 彀孔長為38mm，故軸與其配合長的為36mm按軸徑選用平鍵截 面尺寸b*h=6*6mm，鍵長為25mm（GB/T1095-1990);按軸徑選用 軸端擋圈直徑為32mm。 2）軸承、齒輪的定位及軸段主要尺寸 根據軸的受力， 選取7206C軸承，其尺寸mm,與其配合軸 段的軸徑。根據箱體結構設計，取 由于齒輪直徑與軸直徑之差符合齒輪軸的要求，所以選用齒輪 軸設計方案。 4.按彎扭合成校核的強度 （1）畫軸空間受力簡圖（a），將軸上作用力分解為垂直面受力 （b）和水平面受力（d）。取集中力作用于齒輪和軸承寬度的中 點。 （

22、2）軸上受力分析 （3） 計算作用于軸上的支反力 水平面內 垂直面內 （4）計算軸的彎矩，并畫彎矩圖 計算截面C處的彎矩 分別畫出垂直面和水平面的彎矩圖（c、e);求合成彎矩并畫其 彎矩圖（f)。 (5)畫扭矩圖（g） （6）校核軸的強度 危險截面多為承受最大彎矩和扭矩的截面，通常只需對該截 面進行強度校核。?。豢紤]鍵槽影響，d1乘以 0.94，則有 則強度合適。 (7)軸承校核 所用軸承位7206C d*D*B=30*62*16 由機械零件手冊得 由文獻1表17.8得 1）計算附加軸向力 則可得軸承1,2的附加軸向力為 2)計算軸承所受軸向載荷 得知，軸承2被壓緊，軸承1放松?？傻?3)計算

23、當量載荷 軸承1： 由文獻1表17.7，用線性插值法可求得 可得 軸承2： 由e2，可得 軸承壽命計算 因,故按軸承2計算軸承壽命： 所以7206C合適。 二、中間軸 1.選擇軸的材料 選擇軸的材料為45鋼，經調質處理，硬度為217-255HBS。由 文獻1表19.1查得對稱循環(huán)彎曲許用應力=180MPa。 2.初步計算軸徑 取=0，并由文獻表19.3選系數(shù)A=108，得 因為軸端聯(lián)軸器需開鍵槽，會削弱軸的強度。故將軸徑增加 4%-5%，取軸的直徑為45mm 3.軸的機構設計 （1）擬定軸上零件的布置方案 根據軸上齒輪、軸承蓋、半聯(lián)軸器等零件的裝配方向、順序和相 互關系，軸上零件的布置如圖 （

24、2）軸上零件的定位及軸的主要尺寸的確定 軸承、齒輪的定位及軸段主要尺寸 根據軸的受力， 選取7209C軸承，其尺寸mm,與其配合軸 段的軸徑。取齒輪安裝軸直徑， 根據軸的直徑和齒輪的直徑的關系，選擇高速嚙合的大齒輪為 鍵連接，低速嚙合小齒輪為齒輪軸。由2個齒輪的齒寬 選擇這兩段軸長為 由此可得平鍵尺寸為mm 選取齒輪間距為10mm，齒輪間軸徑選定為55mm。 三、低速軸 1.選擇軸的材料 選擇軸的材料為45鋼，經調質處理，硬度為217-255HBS。由 文獻1表19.1查得對稱循環(huán)彎曲許用應力=180MPa。 2.初步計算軸徑 取=0，并由文獻表19.3選系數(shù)A=108，得 因為軸端聯(lián)軸器需開鍵槽，會削弱軸的強度。故將軸徑增加 4%-5%，取軸的直徑為68mm 3.軸的