糕點切片機的結(jié)構(gòu)設計

摘要本設計詳細介紹了切片機在日常生活中的現(xiàn)狀，同時也展示了切片機在國內(nèi)外的發(fā)展現(xiàn)狀。本次設計的切片以市面上已有不同類型，不同功用的切片機為研究對象，通過查閱文獻資料和現(xiàn)場調(diào)研，充分了解了糕點切片機的發(fā)展狀況，借鑒同類型不同功能的切片機器，了解了糕點切片機的發(fā)展與應用處于市場相對荒蕪的狀態(tài)，本設計有一定的實用價值。本文首先對機器的需求數(shù)據(jù)進行分析，切片的厚度為10mm，頻率在30次、分鐘，并以此進行了總體方案設計。在此基礎上，重點傳動系統(tǒng)，刀具切割運動系統(tǒng)及間歇物料輸送裝置進行結(jié)構(gòu)設計，受力分析和強度計算，保證了糕點切片機在使用時的安全穩(wěn)定性。并繪制了主要零件圖紙和糕點切片機的裝配圖紙。關鍵詞：糕點；切片機；棘輪間歇推料；曲柄滑塊機構(gòu)ABSTRACTThisdesignintroducesthecurrentsituationofslicerindailylife,andalsoshowsthedevelopmentstatusofslicerathomeandabroad.Thedesignoftheslicewithdifferenttypesonthemarket,differentfunctionslicingmachineastheresearchobject,throughconsultingtheliteratureandfieldinvestigation,fullyunderstandthedevelopmentofthepastryslicingmachine,usingthesametypeofdifferentfunctionslicemachine,understandthedevelopmentandapplicationofthepastryslicingmachineisrelativelybarreninthestateofthemarket,thisdesignhascertainpracticalvalue.Inthispaper,thedemanddataofthemachineisanalyzed.Thethicknessofthesliceis10mmandthefrequencyis30timesandminutes,andtheoverallschemedesignisconducted.Onthisbasis,thekeytransmissionsystem,toolcuttingmovementsystemandintermittentmaterialconveyingdeviceforstructuraldesign,forceanalysisandstrengthcalculation,toensurethesafetyandstabilityofthepastryslicingmachineinuse.Anddrewthemainpartdrawingandtheassemblydrawingofthepastryslicer.Keywords:Bread;slicingmachine;ratchetintermittentpushmaterial;crankslidermechanism目錄TOC\o"1-3"\h\u25790第1章緒論 14371.1課題背景 195111.2研究現(xiàn)狀 124921.3本文研究內(nèi)容及要求 2300581.3.1研究內(nèi)容 250021.3.2設計要求 219804第2章糕點切片機的設計 3318112.1.該糕點切片機設計包括 3203952.2糕點間歇進料機構(gòu)的設計 355162.2.1糕點切片機進料裝置的設計 387832.3切片機往復切片裝置方案的設計 5175972.3.1曲柄滑塊機構(gòu) 560152.4曲柄滑塊機構(gòu)的運動和受力分析 6298352.4.1滑塊的運動規(guī)律 648982.4.2滑塊的行程與曲柄轉(zhuǎn)角的關系 6135952.4.3滑塊的速度和曲柄轉(zhuǎn)角的關系 7146272.4.4滑塊的加速度和曲柄轉(zhuǎn)角的關系 814412.4.5曲柄滑塊機構(gòu)的受力分析 948812.5糕點的直線間歇移動機構(gòu)的設計方案 10235402.6減速機構(gòu)的確定 104069第3章糕點切片機各機構(gòu)詳細設計 11250193.1帶及帶輪的設計 1158703.1.1V帶設計 11235913.1.2V帶輪設計 12284683.2齒輪傳動設計 1467403.2.1高速級齒輪設計 1417413.2.2低速級齒輪設計 18265623.3軸的設計 22168893.3.1輸入軸的設計 22111403.3.2輸入軸的強度校核 23307203.3.3中間軸的設計計算 25251223.3.4中間軸的強度校核 26133543.4軸承壽命的計算 29202823.4.1輸入軸上的軸承壽命計算 29172223.4.2中間軸上軸承壽命計算 29279963.4.3輸出軸上軸承壽命計算 3068113.5鍵的強度校核 3055733.5.1輸入軸上鍵的校核 30192633.5.2中間軸上鍵的校核 30263323.5.3輸出軸上鍵的校核 3033523.6機構(gòu)零件尺寸的設計 31265223.6.1曲柄搖桿機構(gòu)設計 3118273.6.2棘輪機構(gòu)設計 3259643.6.3傳送帶帶輪尺寸設計 33262903.7曲柄滑塊機構(gòu)設計 33215853.8刀具的設計 3496523.9箱體結(jié)構(gòu)尺寸的確定 346584第4章軸的設計與計算 3682784.1計算傳動裝置各軸的運動和動力參數(shù) 3621232（1）各軸轉(zhuǎn)速 3623665（2）各輸入軸功率 3615855（3）各軸輸入轉(zhuǎn)矩 36147564.2切片軸的設計 37223804.3推料軸的設計 3814093總結(jié) 4227180參考文獻 439213致謝 44PAGE2第1章緒論1.1課題背景生坯是一種經(jīng)過發(fā)酵的焙烤制品。以面粉，淀粉，酵母粉等為基礎，添加適量的油脂，糖，雞蛋等；食品添加劑，新鮮果汁，攪拌；用酵母發(fā)酵，成形，成形；發(fā)酵，烘焙等。即食加工糕點，質(zhì)地蓬松。雖然烘焙食品在不同的國家有所不同，但是根據(jù)各國的歷史及各國的膳食特點，將烤制食物作為日用食物的國家，以北美，歐洲，澳大利亞為主；南美，中東的若干個小國。在歐洲的殖民主義下的亞非國家的國家。隨著風俗習慣的不斷提高，與各地區(qū)國家的文化交流，在中國，西方的面食正逐步被人們所接受，而這些面食又是如何被人們所接受的呢？在制作工藝，一致性，口味上的不同，令人贊嘆{1}。如今，中西兩種文化的發(fā)展也漸漸與蛋糕的生產(chǎn)工藝相融合，漸漸形成了一種新的、受歡迎的食物。不僅贏得了大多數(shù)人的同情，而且占據(jù)了很大的市場份額。家庭中逐漸出現(xiàn)小批量生產(chǎn)的趨勢，其他價格實惠、功能強大的切面刀將有很大的發(fā)展空間。也是未來需要的一種高質(zhì)量、低成本的自動化設備。1.2研究現(xiàn)狀我們國家在70年代就開始使用切片技術。切片機在國內(nèi)已被用于中藥，蔬菜，肉類等行業(yè)，尤其是馬鈴薯的應用最為顯著。雖然國內(nèi)研究和開發(fā)了30余年，取得了一些進展，但是與國外相比還有很大的距離，而且切割技術還沒有普及。然而，由于目前國內(nèi)已有的切片機制造公司，例如進口馬鈴薯切片機，山東諸城海洋食品機械廠400、600等，在對切片機的研發(fā)與應用上還沒有從根本上的突破{2}。中國缺少核心技術，在制造業(yè)中面臨很大的難題，代工生產(chǎn)仍然是“中國制造”的普遍存在的生存模式。在中國生產(chǎn)的產(chǎn)品，表面上列出了很多高端技術，事實上，其核心技術都來自國外。生產(chǎn)方式簡化：生產(chǎn)工具、原材料、材料一應俱全。您可以根據(jù)自己的口味和想法設計和制作自己的蛋糕?，F(xiàn)在很多同學自己開公司找工作，糕點市場就是一個很好的機會。因此，實惠的價格、簡單易用、簡單易用的切蛋糕功能，將極大地方便他們在蛋糕制作過程中。但現(xiàn)階段的切面刀多為家庭小作坊大量生產(chǎn)。小批量切割機主要用于糖果行業(yè)，家用電器越來越智能化，不再使用純手工勞動。糕點口味參差不齊，手工環(huán)節(jié)效率低下，帶來諸多不便。機器切蛋糕比人工切蛋糕好很多，所以小作坊對糕點切片機的市場需求與日俱增。但是有了電腦，機器，Plc；隨著資訊科技及其它科技的進步，切割器將會有如下趨勢：高度的可重復性：可達到與驅(qū)動器圖表及回饋設備有關的基準精度。反復就是一個動作有沒有被反復做過幾次。隨著現(xiàn)代微型控制技術及電子學技術的發(fā)展，將使切割機具有更高的重復性及更高的精確性，從而使切割機在軍用、航空等領域得到更廣泛的應用。模塊化：用于模塊化部件的生產(chǎn)模具。它可以完成切割各種食物。高質(zhì)量的使用也是新一代點心模具的一個主要特性。生產(chǎn)采用了模塊化設計，使得同一臺機器，因使用的模塊化而產(chǎn)生了多種功能；會使糕點切片有更加廣泛的使用，是糕點切片機的一個重要發(fā)展方向。1.3本文研究內(nèi)容及要求1.3.1研究內(nèi)容探索糕點輸送和分離的新工作原理和結(jié)構(gòu)形式通過棘輪機構(gòu)實現(xiàn)間歇式面團輸送，通過曲柄滑動機構(gòu)實現(xiàn)面團切割和分離，最大限度地降低了能耗和結(jié)構(gòu)尺寸。由于蛋糕的材質(zhì)和形狀不同，對工作部件和傳動部件進行優(yōu)化，以優(yōu)化其運動性能和施工性能。1.3.2設計要求（1）蛋糕切片厚度：10mm；（2）蛋糕的切片長度（即切片高度）范圍：100～150mm；（3）切刀切片時最大距離（即切片寬度）：200mm；（4）切刀的工作頻率：30次/分；（5）生產(chǎn)阻力很小。要求選用的機構(gòu)簡單、輕便、運動靈活可靠。（6）電機功率：0.55kw、1390r/min。12PAGE38第2章糕點切片機的設計2.1.該糕點切片機設計包括(1)間歇送料機構(gòu)：采用棘輪機構(gòu)或槽輪實現(xiàn)成形餅的間歇送料。(2)往復式切片機構(gòu)：刀具以曲柄變速機構(gòu)形式在垂直平面內(nèi)往復運動。(3)主體機架：對各個部位進行合理布置。(4)傳輸機制：按生產(chǎn)需要選型功率，進行減速裝置的設計，并對有關零件的結(jié)構(gòu)參數(shù)進行計算和檢驗2.2糕點間歇進料機構(gòu)的設計如圖1所示，為一槽輪機構(gòu)，可實現(xiàn)直線間歇移動。圖1槽輪機構(gòu)對于間歇性的面團運動，我們使用帶槽口的輪子：當滑輪靜止時，從動件向上運動，當滑輪運動時，從動件向下運動，利用該定律，可以通過反演法計算確定不完整圓盤的形狀。當滑塊向上移動時，滑輪帶動面團，當滑塊向下移動時，即刀向下移動時，滑輪不動，即面團靜止不動并被切割。這種滑輪機構(gòu)的優(yōu)點：本實用新型結(jié)構(gòu)簡單、工作可靠、體積小、機械效率高、分度更平穩(wěn)、斷續(xù)性好。這種滑輪機構(gòu)的缺點：由于氣缸銷開始進出徑向槽，會產(chǎn)生剛性沖擊，所以常在轉(zhuǎn)速不太高時使用，本文設計的切面機轉(zhuǎn)速為30轉(zhuǎn)/分。速度不高，這個缺點可以忽略。比較合理，故選用該機構(gòu)[3]。2.2.1糕點切片機進料裝置的設計皮帶輪的Z型槽數(shù)目和轉(zhuǎn)盤柱腳的k型槽數(shù)目是皮帶輪的兩個重要參數(shù)。按照本方案的需要，本方案所采用的是單一直接帶輪。從圖3中可以看出，為了將槽輪起動和停止旋轉(zhuǎn)的瞬間角速度變?yōu)?，從而避免了剛硬的碰撞，在圓筒形銷軸在開始進入和離開徑向槽時；槽中心線與插針從中央到中央的插針相正交。讓z是平均分布的徑向槽的數(shù)目，從圖2.3可以看出，當槽輪轉(zhuǎn)過兩槽的夾角a1時，撥盤1的轉(zhuǎn)角a2是：a2=π-a1=π-2π/z（29）有公式得z=4，因此，一個有溝槽的輪子的溝槽數(shù)目是4.在移動循環(huán)中，皮帶輪2移動的時刻t和撥盤移動的時刻t之間的比率是移動系數(shù)，并且被稱為。當刻度盤1在恒定速度下旋轉(zhuǎn)時，還可以用旋轉(zhuǎn)角之比來表達。在僅有一根柱狀銷釘?shù)能囕喲b置中，鐘表1轉(zhuǎn)動角a2、a1所需要的時間為tm、t，這樣，車輪裝置的移動系數(shù)為（30）由上式可知：因運動系數(shù)τ必須大于零（τ為零時表示槽輪始終保持不動），故徑向槽數(shù)z應大于或等于3[4].本設計槽輪機構(gòu)的槽數(shù)選4.槽輪的零件圖如下圖11槽輪零件示意圖Fag11Genevamechanism切片機的送料用輸送帶傳送，輸送帶輪直徑為100mm。輸送帶型號為1000300EP51000N/mm4+2L2.3切片機往復切片裝置方案的設計2.3.1曲柄滑塊機構(gòu)一般情況下，曲柄用于等速旋轉(zhuǎn)，該滑板適用于作直線的往復移動，其移動速度可以是均勻的，也可以是不均勻的。同時，該產(chǎn)品還具備良好的回彈性能。它的設計理念是：(1)它的結(jié)構(gòu)是由一個簡單的零件和一個低等級的零件構(gòu)成的，它的結(jié)構(gòu)簡單，易于制造，成本低廉。(2)部件的結(jié)構(gòu)力的傳輸由下對完成，下對與表面相接觸的下對每一單位面積的承載力都很低，因此它的機械承載力也很高[5]。(3)通過對每個桿件的尺寸進行合理的設計，可以實現(xiàn)不同的運動法則。(4)在連桿、框架等結(jié)構(gòu)較長的情況下，能進行遠距離的運動，并能進行能量的傳輸。它的缺點是它的機械效率很低，這是它不可避免的。，但出于成本和使用的原因，仍然使用連桿機構(gòu)。經(jīng)過以上比較，考慮到自動化是未來生活和生產(chǎn)的必然趨勢，所設計的機構(gòu)應盡可能滿足自動化的要求。該機構(gòu)的操作是切割和發(fā)送面團。切的時候面團一定不能動。當面團沒有被切割時，面團要移動并移動一定距離才能到達指定位置。完成分片動作，并通過凸輪機構(gòu)來完成刀具的往復移動，通過凸輪來控制刀具的移動，從而獲得最優(yōu)的移動軌跡；具有很高的精確度。因此，我們考慮使用滑塊式曲柄機構(gòu)，這樣還能實現(xiàn)工具的往復運動，能承載更多的力量，能滿足工程需求；同時，由于其機械結(jié)構(gòu)簡單，容易加工和制作，因此能夠大大降低生產(chǎn)成本，并且符合切片機的設計是針對小投資作坊的用戶，這就是本設計決定使用曲柄滑塊機構(gòu)的基本原因。圖4偏置曲柄滑塊機構(gòu)曲柄滑塊機構(gòu)有如下結(jié)構(gòu)特點：（1）結(jié)構(gòu)和制造簡單，成本比較低(2)部件采用了低副的方式進行驅(qū)動，面接觸是一種低副的接觸方式，具有較小的承載區(qū)域和較大的機械載荷。(3)可實現(xiàn)動力和運動的遠距離傳輸。故采用。2.4曲柄滑塊機構(gòu)的運動和受力分析2.4.1滑塊的運動規(guī)律曲軸抑制器通常是一個連桿。這樣的話，滑板的動作就跟曲軸的運動規(guī)律相似。在此基礎上，提出了一種基于單點旋轉(zhuǎn)的滑動件設計方法。2.4.2滑塊的行程與曲柄轉(zhuǎn)角的關系通用型曲軸沖床多為豎向結(jié)合部曲柄滑塊機構(gòu)（滑塊軌道和連桿節(jié)點B位于曲柄回轉(zhuǎn)中心O與節(jié)點B的連線上）。圖2-1(a)是曲柄、連桿以及一個滑動裝置的原理圖。圖中O點為曲軸的回轉(zhuǎn)中心，A點為連桿與曲柄的連接點，B點為連桿與滑塊的連接點，B1、B2點為死點和滑塊的下死點分別。圖2-1通用曲柄壓力機的工作機構(gòu)簡圖壓力曲柄滑塊的工作距離靠近行程下止點，因此，在研究滑塊運動規(guī)律時，以滑塊行程下止點B2為起點。行進，從B2點滑動到B點?；瑝KS的行程。曲柄角是從A0點對應的順時針方向（與實際旋轉(zhuǎn)方向相反）指向A點，曲柄角為α時計算的。如圖2-1(b)所示，曲柄閥芯在0AB位置時，閥芯行程S=(R+L)?(RcosαsinR式（2.2）由于一般小于0.3，對于通用壓力機，一般在0.1～0.2范圍內(nèi)，故式子可進行簡化。根據(jù)二項式定理，取代入式子，整理得：式（2.3）式中：——滑塊行程，從下死點算起，以下均同；——曲柄轉(zhuǎn)角，從下死點算路與曲柄旋轉(zhuǎn)方向相反者為正；R——曲柄半徑；——連桿系數(shù)；L——連桿長度(當連桿長度可調(diào)時取最短時數(shù)值)。因此，已知曲柄半徑R和連桿系數(shù)時，可從式中求出對應于不同的角的S值。2.4.3滑塊的速度和曲柄轉(zhuǎn)角的關系在找到了滑塊的位置與曲軸轉(zhuǎn)角之間的關系之后，將位置S對時間t進行微分，就可以得出了滑塊的速度v，即：式（2.4）而所以式中——滑塊速度；——曲柄的角速度。又則式（2.5）式中n——曲柄的每分鐘轉(zhuǎn)數(shù)，亦即滑塊每分鐘行程次數(shù)。2.4.4滑塊的加速度和曲柄轉(zhuǎn)角的關系在高速沖壓過程中，必須充分考慮滑板移動時產(chǎn)生的慣性力。要做到這一點，就需要要求出滑塊的加速度和曲軸轉(zhuǎn)角之間的關系，通過對上面的公式進行微分，將上式對時間求導數(shù)即得：式（2.6）式中——滑塊加速度。由JH31-315壓力機的行程S=315mm，連桿長度L=1588mm，偏心輪轉(zhuǎn)速n=20轉(zhuǎn)/min，則mm式（2.7）式（2.8）代入以上公式，得運動數(shù)據(jù)表如下：表2-1運動數(shù)據(jù)表01020304000.01670.06620.14650.254702.6310.426523.07440.11500.19110.37420.54330.6922063.206123.767179.6965228.94550607080900.38650.53750.70220.87481.050060.8784.656110.5965137.7810165.3750.81520.90930.97221.00221269.627300.75321.555331.4776330.752.4.5曲柄滑塊機構(gòu)的受力分析圖2-2是在結(jié)點正置位置上，對曲軸滑動機構(gòu)的滑動部件進行應力分析的簡圖。在滑塊上，它會受到工件變形抗力P的影響，在不考慮摩擦力的前提下，P力是由連桿上給予滑塊的作用力所決定及導軌給予滑塊上的反作用力Q相平衡。根據(jù)力的平衡原理得：式（2.9）式（2.10）由前推導得知，，若=0.3，當時，＝0。當＝時，，在通常情況下，特別是對通用壓力機，遠小于0.3，故遠小于。由于角較小，因此，可以認為，，故上述二式寫成：式（2.11）式（2.12）圖2-2節(jié)點正置的曲柄滑塊機構(gòu)受力簡圖2.5糕點的直線間歇移動機構(gòu)的設計方案滑輪機構(gòu)的操作和結(jié)構(gòu)非常簡單，在工作條件下傳動比其他傳動方式更穩(wěn)定。傳輸角度可精確控制。由于從起步到停止加速過程中皮帶輪轉(zhuǎn)速變化較大，會發(fā)生碰撞。但是，當滑槽數(shù)目減小時，滑槽的旋轉(zhuǎn)速度會大幅度提高，從而影響滑槽的速度。此外，每一次旋轉(zhuǎn)的角度都與滑輪溝道數(shù)目有關，為了實現(xiàn)旋轉(zhuǎn)，要通過調(diào)整滑輪溝道數(shù)目來實現(xiàn)，還需對滑輪機構(gòu)進行重新設計。所以，一般情況下，槽輪裝置，只能在轉(zhuǎn)動角度較小的情況下使用。皮帶輪裝置的制作過程比較繁瑣，而且其齒輪的嚙合比例和夾角不能進行合理的調(diào)整。故放棄。該棘輪具有結(jié)構(gòu)簡單、外形小巧、高效、穩(wěn)定的特點；傳送角調(diào)整容易，切割厚度也可以通過此機構(gòu)進行調(diào)節(jié)。因此，棘輪機構(gòu)的使用受到本次設計采用[6]。2.6減速機構(gòu)的確定由于蝸輪機構(gòu)在特定的行程上有很大的變速能力，所以它不適用于作持續(xù)轉(zhuǎn)動，因而成本高，效率低，造價高。輸送帶經(jīng)得起負載的撞擊，運轉(zhuǎn)噪聲小，運轉(zhuǎn)順暢，制造及安裝準確度高；對過載的防護能力也很好。這樣，用于高速傳輸?shù)膸?，用于低速傳輸?shù)凝X輪。總之，切割的長度可以通過棘輪機構(gòu)來調(diào)節(jié)，棘輪機構(gòu)的加工方法和設計簡單，切片厚度也很容易改變。刀片的往復運動由曲柄滑動機構(gòu)實現(xiàn)，傳遞力大，生產(chǎn)成本低，制作簡單，適用于糕點切片機。PAGE38第3章糕點切片機各機構(gòu)詳細設計3.1帶及帶輪的設計3.1.1V帶設計1．確定計算功率Pca由[2]中查得工作系數(shù)KA=1.1，故Pca=1.1×0.55KW=0.605KW2．選擇V帶帶型據(jù)Pca和n由[2]中圖8-11選用Z型帶。3．：（1），由[2]中表8-7和8-9，取小帶輪直徑dd1=75mm。（2）驗算帶速v，有：因為5.46m/s在5m/s~30m/s之間，故帶速合適。（3），取dd2=280mm新的傳動比i==3.475（1）據(jù)[2]式8-20初定中心距（2）計算帶所需的基準長度由[2]表8-2選帶的基準長度L=1330mm（3）計算實際中心距中心局變動范圍：5.驗算小帶輪上的包角6．計算帶的根數(shù)z（1）計算單根V帶的額定功率P由dd1=75mm和n1=1390r/min查[2]表8-4a，得P=0.3KW根據(jù)n1=1390r/min，i=3.475和Z型帶，查[2]8-5得P=0.03KW查[2]表8-6得Kα=0.91，KL=1.13，于是：Pr=(P0+P0)KLKα=（0.3+0.03）1.130.91=0.34KW（2）計算V帶根數(shù)z取2根。7．由[2]中表8-3得Z型帶的單位長質(zhì)量。所以應使實際拉力8．計算壓軸力Fp壓軸力的最小值為：=2F0sin=2250.190.96=193.23N3.1.2V帶輪設計1．傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算電動機軸：轉(zhuǎn)速：n=1390輸入功率：P=P=0.55KW輸出轉(zhuǎn)矩：T=9.55=9.55=3779NmmⅠ軸（高速軸）轉(zhuǎn)速：n=400r/min輸入功率：P1=P=0.523KW輸入轉(zhuǎn)矩：T1=9.55II軸（中間軸）轉(zhuǎn)速：n2=125r/min輸入功率：P=P=0.502KW輸入轉(zhuǎn)矩：T=9.55Ⅲ軸（低速軸）轉(zhuǎn)速：n3=40r/min輸入功率：PP=0.482KW輸入轉(zhuǎn)矩：TNⅣ軸（輸出軸）：轉(zhuǎn)速：輸入功率：P4=P3=0.482×0.99=0.477KW輸入轉(zhuǎn)矩：N各軸運動和動力參數(shù)表3-1中。表3-1各軸運動和動力參數(shù)表軸號功率（KW）轉(zhuǎn)矩（N.mm）轉(zhuǎn)速（r/min）電機軸0.55377913901軸0.52312486.64002軸0.50238352.81253軸0.482115077.5404軸0.477113883402．V帶輪結(jié)構(gòu)設計滑輪材質(zhì)：選用HT150鑄鐵。小帶輪的構(gòu)造尺寸：其構(gòu)造形式為整體式。大型皮帶輪的構(gòu)造尺寸：初步計算大型皮帶輪的開口量：初步選擇減速器輸入軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。取，則：減速器輸入端的最小直徑：我們將dI-II=16毫米，也就是大的皮帶輪直徑d大的皮帶輪直徑

d=16毫米查[2]中表19-5得：采用四孔板輪式，腹板厚度為s=10mm，確定尺寸如下：輪緣槽尺寸(V帶型號SPZ)：；；；；；，?。?。輪緣寬度：B=Z-1外徑：，輪槽角：φ=38°。d?。海琇=取：，ssDdd取V帶輪的結(jié)構(gòu)如圖3-1所示，圖3-1V帶輪結(jié)構(gòu)圖3．刀具帶輪設計因為切片的頻率是40

r/min，而棘輪和刀具的運動頻率是一樣的，所以兩個帶輪的尺寸是一樣的，按照3.3.2來進行計算，得出了帶數(shù)是1，帶輪的直徑是40.5

mm3.2齒輪傳動設計3.2.1高速級齒輪設計1．選定齒輪類型，精度等級，材料及模數(shù)（1）（2）因為糕點切片機轉(zhuǎn)速不高，故用8級精度，（3）材料選定。由[2]表10-1選擇小齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS，大齒輪的材料為45鋼（正火）硬度為200HBS，兩者硬度差為40HBS[4]；（4）選小齒輪齒數(shù)為，大齒輪齒數(shù)，初定傳動比i=3.2。則：Z2=iZ1=3.2×20=64。2．按齒面接觸疲勞強度設計疲勞強度計算如下（由[2]中公式可知）：（1）確定公式中各數(shù)值[2]試選。由[2]表10-7選取齒寬系數(shù)[5]。計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，由前面計算可知：。由[2]表10-5查的材料的彈性影響系數(shù)由[2]圖10-25d按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。。ααε[24×tan31.79°-tan20°計算接觸疲勞許用應力。計算應力循環(huán)次數(shù)：NN取接觸疲勞壽命系數(shù)：KNH1=0.90；KNH1=0.93。取失效概率為1％，安全系數(shù)S=1，有：（2）計算確定小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值計算小齒輪的分度圓直徑，由計算公式可得：d1t：計算載荷系數(shù)K。已知使用系數(shù)，據(jù)，8階的精確度從圖10-8可以看出，Kv和KFalpha分別為1和1。從圖10-13可以看出，KFbeta=1.309，從圖10-3可以看出：KHalpha=KHbeta=1負載因數(shù)：按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑：計算模數(shù)m：m=d/z=32.75/20=1.64mm3．按齒根彎曲疲勞強度設計由[2]中式（10-7）試算模數(shù)：（1）確定計算參數(shù)計算載荷系數(shù)。=1.5查取齒形系數(shù)：由[2]圖10-17查得查取應力修正系數(shù)：由圖10-18查得，由圖10-24c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極，大齒輪的彎曲疲勞強度極限由圖10-22取彎曲疲勞壽命系數(shù)，。計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)：，則有：計算大、小齒輪的，并加以比較=經(jīng)比較大齒輪的數(shù)值大，所以，取==0.0188（2）調(diào)整齒輪模數(shù)圓周速度v由以下公式進行計算：v=齒寬b：寬高比b/h：（3）計算實際載荷系數(shù)KF根據(jù)，8級精度，由[2]中圖10-8查得動載系數(shù)由，KAFt1/b=1×1224.2/20.4=60N/mm＜100N/mm，查[2]中表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KFα由[2]中表10-4用插值法查得：KHβ=1.402，結(jié)合b/h=8.9，查[2]中圖10-13，得KFβ負載因數(shù)：由[2]中式（10-13），可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)通過與試驗數(shù)據(jù)的比較，根據(jù)試驗數(shù)據(jù)得出了以抗彎疲勞強度為基準的模量，并選取了標準的

m=1。對小齒輪的分度圓直徑d1=32.75進行了計算，并算出了小齒輪的齒數(shù)：。取：，則大齒輪齒數(shù)：，取，與互為質(zhì)數(shù)。如此設計出的齒輪傳動，不僅要達到齒面接觸疲勞強度，還要達到齒根彎曲疲勞強度，還要達到結(jié)構(gòu)緊湊的效果。避免浪費。4．幾何尺寸計算：；計算中心距：=69.5mm計算齒輪寬度：由于存在著無法避免的裝配錯誤，因此，在確保設計的齒寬度b的同時，通常會對小齒輪進行稍微的加寬（5~10）mm。即：取b1=40mm，而使大齒輪齒寬等于設計齒寬。即：。5．齒輪強度校核（1）齒面接觸疲勞強度校核如上方法計算，先計算[2]中式（10-10）中各參數(shù)計算結(jié)果：=齒面接觸疲勞強度滿足設計要求。（2）齒根彎曲疲勞強度校核按前述類似做法，先計算[2]中式（10-6）各參數(shù)結(jié)果為：齒面彎曲疲勞強度滿足設計要求。6．主要設計結(jié)論齒數(shù)：、；模數(shù)：；壓力角：，中心距：；齒寬：、。大、小齒輪都是45鋼制的，經(jīng)過調(diào)質(zhì)后，經(jīng)過了不同程度的校正。按照8階的精確度進行了齒輪的設計。3.2.2低速級齒輪設計1.所選齒輪類型、精度等級、材料、模數(shù)(1)根據(jù)要求的傳動圖，選擇正齒輪；(2)因為切面機的速度不高，精度為8；(3)選擇材料。由[2]表10-1可知，齒輪材質(zhì)為45（正火）鋼，硬度為200HBS，小齒輪材質(zhì)為45（淬火）鋼，硬度為240HBS，硬度相差40HBS；(4)首先選擇小輪齒Z1=20和大輪齒Z2，先設定齒輪比i=3.125，則：Z2=iZ1=3.125×20=62.5，取。2．按齒面接觸疲勞強度設計按[2]中公式：（1）確定公式中各數(shù)值試選。由[2]中表10-7可查得選取齒寬系數(shù)。小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩的計算，由前面計算可知：，n=40r/min。由[2]表10-5查的材料的彈性影響系數(shù)。由[2]圖10-25d按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。由[2]式中（10-19）計算解除疲勞強度用重合度系數(shù)。ααεα=[24×tan31.79°-tan20°+63×(tan24.28°-tan20°)]Zε計算接觸疲勞許用應力。計算應力循環(huán)次數(shù)：NN取接觸疲勞壽命系數(shù)。取失效概率為，安全系數(shù)，有（2）計算確定小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值計算小齒輪的分度圓直徑，由計算公式可得：計算圓周速度。計算齒寬b：計算載荷系數(shù)K：已知使用系數(shù)，8級精度。由[2]圖10-8得Kv=1，KFα=1.由[2]圖10-13查得KFβ=1.309，由[2]圖10-3查得KHα=KHβ=1。故載荷系數(shù)：按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑：計算模數(shù)m：m=d/z=47.73/20=2.39mm3．按齒根彎曲疲勞強度設計由[2]中式（10-7）試算模數(shù)：（1）確定計算參數(shù)計算載荷系數(shù)：查取齒形系數(shù)：由圖10-17查得，。查取應力修正系數(shù)：由圖10-18查得Y=1.58，Y=1.76由圖10-24c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極，大齒輪的彎曲疲勞強度極限：。由圖10-22取彎曲疲勞壽命系數(shù)，[7]。計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1，則有：[]=197.8Mp[]=186.9MP計算大、小齒輪的，并加以比較=經(jīng)比較大齒輪的數(shù)值大，所以，取：==0.0188試算模數(shù)（2）調(diào)整齒輪模數(shù)圓周速度v。d1v=π齒寬b：b=寬高比b/hh=2b/h=29.6/3.33=8.89（3）計算實際載荷系數(shù)KF根據(jù)，8級精度，由[2]中圖10-8查得動載系數(shù)由：，KAFt1/b=1×2591.4/29.6=87.5N/mm＜100N/mm，查[2]中表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KFα由[2]中表10-4用插值法查得KHβ=1.402，結(jié)合b/h=8.9，查[2]中圖10-13，得KF則載荷系數(shù)為：由[2]中式（10-13），可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)m=通過比較和計算得出，由齒面接觸疲勞強度所計算的模數(shù)

m要比由齒根彎曲所計算的模數(shù)要大，因為齒輪模數(shù)m的數(shù)值在很大程度上是由彎曲疲勞強度所決定的承載能力所決定的，所以從彎曲疲勞強度所算出的模數(shù)是比較合適的，取標準值。計算小齒輪分度圓直徑d1=47.73，算出小齒輪齒數(shù)。?。?，則大齒輪齒數(shù)：，?。海c互為質(zhì)數(shù)。。采用這種方法所得到的齒輪，不僅能達到齒面的接觸和齒根處的彎曲疲勞，而且還能使其結(jié)構(gòu)簡潔，避免浪費。4．幾何尺寸計算計算公式由[1]中查得（1）計算分度圓直徑：；（2）計算中心距：=101mm（3）計算齒輪寬度：b=在考慮到無法避免的安裝誤差的情況下，為確保設計齒寬b并節(jié)約材料，通常情況下，將小齒輪稍微加寬（5~10)mm，即：，取b1=54mm，而使大齒輪的齒寬等于設計齒寬，即：。5．齒輪強度校核（1）齒面接觸疲勞強度校核按前類似做法，[2]中先計算式（10-10）中各參數(shù)計算結(jié)果：代入（10-10）得=齒面接觸疲勞強度滿足設計要求。（2）齒根彎曲疲勞強度校核按前述類似做法，先計算[2]中式（10-6）各參數(shù)結(jié)果為：齒面彎曲疲勞強度滿足設計要求。6．主要設計結(jié)論齒數(shù)：、；模數(shù)：；壓力角：，中心距：；齒寬：、。大小齒輪均采用45鋼，分別進行正火和調(diào)質(zhì)處理。齒輪按8級精度設計。3.3軸的設計3.3.1輸入軸的設計（1）選擇軸的材料選取45鋼調(diào)質(zhì)，硬度230HBS，強度極限：，屈服極限：，彎曲疲勞極限：，剪切疲勞極限：，對稱循環(huán)變應力時的許應力：。（2）初步估算軸的最小直徑取，則：減速器輸入端的最小直徑：研究到，在軸段I-II處，鍵槽對軸的強度的影響，所以，需要將軸的直徑增大7%，因此，將dI-II=16mm，也就是大帶輪孔徑

d大帶輪孔徑=d=16mm。（3）軸的結(jié)構(gòu)設計輸入軸的結(jié)構(gòu)域設計如圖3-2所示。該軸的各段的長度確定如下：圖3-2輸入軸裝配草圖軸的各段直徑確定如下：自右向左第一段軸：；第二段軸：，（取定位軸間高度h=3.5）；第三段軸：（軸承型號取6205）；第四段軸：（取定位軸間h=2），第五段軸：小齒輪1的分度圓直徑：d=33mm，齒根圓直徑：df=30.5mm，第六段軸：，第七段軸：。軸的各段長度確定如下：自右向左第一段軸：（帶輪輪轂寬B=26mm）；第三段軸：，式中：—軸承的內(nèi)端面到內(nèi)腔的間距通常為10-15毫米。第二節(jié)軸線：第四段軸：第五段軸：，第六段軸：，第七段軸：。工件在軸上的軸向位置為：在輸入端部，V型皮帶輪和軸之間的軸向位置通過平面鑰匙連接按，查[3]中表15-20得：選用普通平鍵C5×16（GB1095-79），鍵的截面尺寸為b×h=5×5，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為16mm（標準鍵長見GB1096-79），為保證v帶輪轂與軸具有良好的對中性，采用H7/k6的配合方式8]。通過過渡配合保證軸承與軸的軸向定位，軸的直徑尺寸公差為m6。軸間處的過渡圓角確定如下：由[3]中表13-15查得，軸間II處的過渡圓角半徑r=0.4mm，其余軸間處的圓角半徑r=0.5mm，軸1端的倒角為，軸7端的倒角為：。輸入軸的最終尺寸如圖3-3所示。圖3-3輸入軸3.3.2輸入軸的強度校核1．按彎扭合成應力校核軸的強度（圖3-3）。圖3-3輸入軸的強度校核2．計算作用在小齒輪1上的力：FFr1Fa13．計算支反力垂直面（v面）：ΣMFNV1FNV1=282.5×41.5+172.5×33/2ΣMFNV1FNV2=282.5×41.5?172.5×33/2水平面（H面）ΣMFNH1FNH1ΣMFNH2FNH2垂直面彎矩：MV1MV2水平面彎矩：MH合成彎矩：M1M2轉(zhuǎn)矩T=12486.6Nmm4．按彎扭合成應力校核軸的強度在檢查的時候，一般情況下，只對危險部分的強度進行檢查，從軸的結(jié)構(gòu)圖、彎矩圖和扭矩圖中，我們可以看到，部分A是軸的危險部分。則根據(jù)[2]式15-5及上面的數(shù)據(jù)，取=0.6軸的計算應力：=6.47MP選用軸的材料為45鋼，進行調(diào)制處理，可查得[]=60Mp，，故安全。3.3.3中間軸的設計計算（1）選擇軸的材料選取45鋼調(diào)質(zhì)，硬度230HBS，強度極限：，屈服極限：，彎曲疲勞極限：，剪切疲勞極限：，對稱循環(huán)變應力時的許應力：。（2）初步估算軸的最小直徑取，則：減速器輸入端的最小直徑：研究到在軸段I-II處，鍵槽對軸的強度的影響，因此，必須將軸的直徑增大7%，將dI-II=20mm，也就是大帶輪的孔徑。d大帶輪孔徑=d=20mm。（3）軸的結(jié)構(gòu)設計副軸的構(gòu)造見圖3~4。軸桿的每一節(jié)的直徑及長度按下列方式測定：圖3-4中間軸裝配草圖（4）據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度分段的齒輪是一個高速度的階段，根據(jù)上面的推算，齒輪的直徑是31

mm，要使得套管的端面和大的齒輪能夠被可靠的擠壓，這個軸部分應該稍微小于齒輪的輪轂的寬度故取l=31mm，=20mm。III-IVl=8mm，d=24mm。IV-V段為低速級小齒輪的軸向定位，由其寬度為48mm可取l=46mm，=20mm。V-VI段為軸承，也選擇了深溝球軸承6202，使用了一個套筒來進行齒輪的定位，并將它安裝在了它的左端，取l=37mm，。（5）軸上零件的周向定位通常采用平鍵連接作為軸與齒輪間的連接。按由[5]P表4-1查得平b,按d得平鍵截面b=6其與軸的配合均為n6[10]。（6）確定軸上圓角和倒角尺寸由[3]中表13-15查得，軸間II處的過渡圓角半徑r=0.4mm，其余軸間處的圓角半徑r=0.5mm，軸兩端的倒角為。中間軸的最終設計如圖3-5所示圖3-5中間軸尺寸3.3.4中間軸的強度校核1．計算作用在大齒輪1上的力：Ft2Fr2Fa22．作用在小齒輪2上的受力Ft3Fr3Fa33．計算支反力垂直面（v面）：ΣMFNV1FNV1=ΣFNV2FNV1=水平面（H面）：ΣFFΣFF垂直面彎矩：MMM=320.5×(51.5+49.5)+282.5×49.5-172.5×108/2=37039NmmM水平面彎矩：MM合成彎矩：MM轉(zhuǎn)矩T2=38352.8Nmm軸上的受力圖以及軸的彎矩圖和扭矩圖如圖3-6所示。圖3-6彎矩和扭矩圖4．按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，危險截面的強度是我們常用的校核，從軸的彎矩圖以及結(jié)構(gòu)圖和扭矩圖中，對于截面B則根據(jù)[2]式15-5及上面的數(shù)據(jù)，取，軸的計算應力：45鋼是我們選取的材料，處理方式是調(diào)質(zhì)，由[2]中表15-1查得，。對于IV的右側(cè)由[2]表15-1查得；；由[2]表3-8查得；由[2]附圖3-4查得由[2]中和得碳鋼的特性系數(shù)，取，故綜合系數(shù)為故IV右側(cè)的安全系數(shù)為：>S=1.5故該軸在截面IV的右側(cè)的強度也是足夠的。綜上計算所得該軸安全。3.4軸承壽命的計算3.4.1輸入軸上的軸承壽命計算預期壽命：軸承型號6205已知N，9.8×107h>72000h故輸入軸上的軸承6205在有效期限內(nèi)安全。3.4.2中間軸上軸承壽命計算預期壽命：軸承型號6202已知，3885256h>36000h故中間軸上的軸承6202在有效期限內(nèi)安全。3.4.3輸出軸上軸承壽命計算預期壽命：軸承型號為6207，已知10×107h>72000h故輸出軸上的軸承6207滿足要求。3.5鍵的強度校核3.5.1輸入軸上鍵的校核查[2]中表6-2得許用擠壓應力為[11]I-II段鍵與鍵槽接觸疲勞強度l=L-0.5d=16-0.5×5=13.5mm故此鍵能安全工作。3.5.2中間軸上鍵的校核查[2]中許表6-2得許用擠壓應力為段鍵與鍵槽接觸疲勞強度故此鍵能安全工作。段與鍵槽接觸疲勞強度l=L-b=25-6=19故此鍵能安全工作。3.5.3輸出軸上鍵的校核查[2]中許表6-2得許用擠壓應力為段鍵與鍵槽接觸疲勞強度l=L-b=28-8=20mm故此鍵能安全工作。IV-V段與鍵槽接觸疲勞強度l=L-b=28-12=16mm故此鍵能安全工作。3.6機構(gòu)零件尺寸的設計3.6.1曲柄搖桿機構(gòu)設計經(jīng)過市場調(diào)研，面團厚度一般在10mm左右。因此，該刀具部件的設計尺寸為10毫米，棘爪的轉(zhuǎn)角為30度。采用曲柄、搖桿等結(jié)構(gòu)，實現(xiàn)了對棘輪的支承。搖桿上安裝了一個卡爪，它通過推卡爪來完成卡爪的旋轉(zhuǎn)[13]。該制動器帶有一個可由機械裝置運動的滑輪。圖3-7簡略的曲軸搖擺。圖3-7曲柄搖桿簡圖假設曲軸搖臂速比系數(shù)如果

K=1，那么可以求出該機械裝置的極限角度，那么，A,B,

C三個點在一條線上。。例如CD=140mm,AD=180mm,BC=160mm,AB=r,∠C1DC2=則：AC1=460-r，AC2=160+r；得：C1C2=2r所以：r=140；當時，r=36.2mm；圖3-8時曲柄搖桿結(jié)構(gòu)簡圖3.6.2棘輪機構(gòu)設計該裝置的作用是將生坯送入到生坯中，每個生坯在生坯上的位移即為生坯的長度。要想調(diào)節(jié)和變化它的長短，就需要把它的棘輪旋轉(zhuǎn)到1個角，這樣面團就會運動5毫米。本產(chǎn)品具有24個齒輪，每個齒輪15°角[14]。因為設計糕點切片的厚度為10mm，棘輪轉(zhuǎn)動的角度為30度。曲柄搖桿的設計見3-9。棘輪見圖3-10。圖3-9棘輪棘爪與棘輪嚙合時的受力分析如圖3-10所示。圖3-10棘爪的受力分析要滿足兩者對O2的力矩的條件：Mpn〉MF將力分解為徑向和切向分量，因為F=Pnf，帶入得：當f=0.2時，，?。?。圖3-11棘輪幾何尺寸3.6.3傳送帶帶輪尺寸設計搖桿轉(zhuǎn)動：，糕點即皮帶向前移動l=5mm，由此可得：解得：即皮帶輪的半徑：。3.7曲柄滑塊機構(gòu)設計在高速切割條件下，切割面光滑平整。所以，裁剪裝置應具有結(jié)構(gòu)簡單、使用方便、移動敏捷、體積小等特點；這就需要使用一種變速裝置來完成。在圖3-12中可以看到。圖3-12曲柄滑塊機構(gòu)設短桿為L1，長桿為L2有以下2個求解公式：(l1解得：l1=160mm，l2=200mm。3.8刀具的設計刀片的前進、后退和上下移動是刀片的基本功能。由于薄片可以有150毫米厚。于是，切就會被舉起來，然后再被切開。通過對目前市場上糕點大小的調(diào)查，發(fā)現(xiàn)最大糕點的長度和寬度均為150毫米×150毫米，因此，將其設計成160毫米×150毫米。托架保證了刀具的順利運轉(zhuǎn)。刀是用45號鋼做的，因為刀是專門用來切蛋糕的，蛋糕的質(zhì)地很軟，所以把刀調(diào)制好，刀刃經(jīng)過回火處理，硬度達到55HBS。工具末端焊接在曲柄臂上。3.9箱體結(jié)構(gòu)尺寸的確定該箱在電氣設備中具有多種功能，可保證內(nèi)部軸系統(tǒng)的良好運行，保護內(nèi)部系統(tǒng)免受設計電箱需要考慮到外部環(huán)境的影響，如防水、防塵、防震等，以滿足實際使用的要求。同時，為了方便維護和操作，還需要考慮箱體的開啟方式和內(nèi)部布局，以確保在維護操作時能夠方便、快捷地進行。最終，要保證箱體具有足夠的剛度和密封性，以保護操作人員不受內(nèi)部零件傷害，并滿足尺寸要求和安裝要求。在設計電箱時，需要考慮到外部環(huán)境的影響，如防水、防塵、防震等。這些因素會對電箱的使用和維護產(chǎn)生很大的影響。例如，在潮濕的環(huán)境中使用電箱，必須要有足夠的防水措施，否則電箱內(nèi)部的設備和電路可能會受到損害。同樣，在灰塵較多的環(huán)境中使用電箱，需要考慮到防塵措施，以避免灰塵的進入影響電箱的使用效果。此外，防震措施也是必不可少的，以保護電箱內(nèi)部的設備在震動環(huán)境下的正常運行。同時，在電箱的設計中，還需要考慮到箱體的開啟方式和內(nèi)部布局。開啟方式應簡便，以便于維護操作人員更加方便地進行操作。內(nèi)部布局應合理，以便于設備的安裝和維護。在設計布局時，應考慮到不同設備之間的安全距離和通風等因素，并合理利用內(nèi)部空間，以達到最佳的使用效果。最終，為了保證電箱具有足夠的剛度和密封性，以保護操作人員不受內(nèi)部零件傷害，并滿足尺寸要求和安裝要求，設計電箱時必須仔細考慮每一個細節(jié)。箱體材質(zhì)的選擇、密封膠條的使用、開關控制器的安裝等因素都需要認真考慮。只有在各個方面都符合要求的情況下，才能保證電箱的安全可靠，并達到預期的使用效果。更影響整個機器結(jié)構(gòu)的整體運行效果，所以箱體的結(jié)構(gòu)尺寸，包括它的螺絲固定位置、電纜集線器位置和安裝配合，也是一個大不了的重要因素。

第4章軸的設計與計算4.1計算傳動裝置各軸的運動和動力參數(shù)本設計重點設計切片軸以及推料軸，高速軸和中間軸用示意圖表示。（1）各軸轉(zhuǎn)速為進行傳動件的設計計算，將傳動裝置中各軸由高速至低速依次定為高速軸，中間軸，切片軸，推料軸。高速軸（15）中間軸切片軸推料軸（2）各輸入軸功率高速軸（16）中間軸切片軸推料軸各輸出功率為：高速軸中間軸切片軸推料軸（3）各軸輸入轉(zhuǎn)矩電動機軸輸出轉(zhuǎn)矩（17）各輸入轉(zhuǎn)矩為：高速軸（18）中間軸輸出軸各軸輸出轉(zhuǎn)矩為：高速軸中間軸輸出軸各軸的輸出功率高速軸(18)中間軸切片軸推料軸本設計重點設計其切片軸和推料軸。4.2切片軸的設計已知：輸出軸上的功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩，該軸上的齒輪分度圓直徑d=200mm和d=160mm。則作用在軸上的力為：(19)初步確定軸的最小直徑初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理［14］。取，于是得(20)輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查表［15］，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取，則：(21)按照計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查手冊［15］，選用HL1型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為160000N·mm。半聯(lián)軸器的孔徑，故?。话肼?lián)軸器長L=52mm半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=38mm。軸桿機構(gòu)的設計按照軸向位置的需要來決定每一節(jié)的直徑和長度(1)為了保證半耦合器的軸向定位，在其左端處設置一個軸凸緣，在右端處安裝一個軸凸緣，在其右端處安裝一個軸凸緣。止動環(huán)的直徑取決于軸末端的直徑D=30毫米。所述耦合器與所述半個車架的所述中心孔L1具有38毫米的長度。為了保證軸末端的鎖扣只受力于半耦合器，而不受力于軸表面，其長度應稍短于L1。(2)預選滾子軸承。因為支座只接受徑向的作用力，所以一般采用的是滾子支座。參照軸和齒輪分度輪的最小直徑，選擇了經(jīng)常使用的滾動軸承6005，其尺寸為d×D×B=25mm×47mm×12mm。從說明書中可以看出，6005型軸承的位置軸肩高h=2.5毫米。(3)在所述裝配齒輪上，將所述軸的直徑設定為46毫米。在傳動裝置中，將傳動裝置的右側(cè)末端和右側(cè)支承裝置相連接。眾所周知，該傳動裝置的輪轂的寬是38mm，為了使得該套管的末端表面與該齒輪相接觸，該軸節(jié)應該比該輪轂的寬稍短，因而該軸節(jié)的長是33mm。齒輪的左端部位于軸凸緣的后面，軸凸緣的高度h0.07，如果h=6毫米，那么凸緣的直徑就是60毫米。法蘭的寬b大于等于1.4米，長度為12毫米。(4)支承罩的整個寬度是20毫米。由于支承端帽的安裝拆卸以及支承上機油的便利，支承帽的外端表面到半耦合器的左端表面的間距為30毫米。(5)所述桿的右端部與所述切割設備相連，所述桿的右端部具有取決于所述切割刀的所處的92mm的長度。并且在轉(zhuǎn)軸末端有兩個孔洞，孔洞的直徑為4，與轉(zhuǎn)軸相連。到目前為止，已經(jīng)對每一節(jié)的軸徑和軸長進行了初探。軸的示意圖如下圖6切片軸示意圖4.3推料軸的設計已知：推料軸上的功率為0.463kw，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩，該軸上的齒輪分度圓直徑d=160mm。則作用在軸上的力為：QUOTE

pIII=2τ確定軸的最小直徑先按式15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15]15-3，取，于是得QUOTEdmin=A03在機械設計過程中，各個零部件的尺寸和安裝方式等都需要精心考慮。以下是某機械零部件的關鍵點介紹：首先是壓輥，其最小直徑應該位于安裝軸承處，而且最小直徑不能小于30mm，這是為了保證壓輥的穩(wěn)定性和安全性。其次是齒條節(jié)圓直徑和安裝齒條的軸直徑，需要注意它們的比例關系。具體來說，齒條節(jié)圓直徑應該為160mm，安裝齒條的軸直徑為40mm。再來看右齒輪和軸承的安裝方式。右齒輪和軸承的右端需要套上套筒，套筒端部要壓住齒輪的長度至少為33mm。這樣可以保證右齒輪和軸承的穩(wěn)定性和工作效率。接下來是齒輪左端的設計。齒輪左端應該位于軸肩[29]上，并且軸肩高度h不能小于0.07d。例如，若h=6mm，那么法蘭直徑應該為60mm。此外，法蘭的寬度b應該不小于1.4h，長度為12mm。因為小齒輪分度輪很小，齒輪和軸是一體的，軸的材質(zhì)和齒輪一樣，也是鋼，經(jīng)過淬火和鍛造。計算出高速軸和中間軸各段的長度和直徑后，畫出兩軸示意圖如下：圖7.推料軸示意圖計算軸的彎矩并畫出彎矩圖水平面彎矩QUOTEMHB-QUOTEFt2L2+FH2(L2+L3)=0(23)MHB=9482╳＋8321╳(70+42)=-356260n·mmQUOTEMHC+FHL3=0MHC=-8321╳47.4=-441013N·mm圖8.高速軸示意圖圖9.中間軸示意圖垂直面彎矩-MVB-Fr2L2-Fv2(L2+L3)=0MVB=3451╳74.2+2035(74.2+47.4)=4487n·mmMVC-FV2L3=0MVC=-2035╳47.4=-107855n·mm合成彎矩QUOTEQUOTE

MB=MHB2+MVBQUOTEQUOTEQUOTEMC=MHC2+MVC2=4401013