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小型多功能切菜机设计【三维PROE】【13张CAD图纸和说明书】

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小型多功能切菜机设计【三维PROE】【13张CAD图纸和说明书】.rar

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PROE

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A0 1装配图.dwg

A1 2机架整图.dwg

A3 12输送带支撑板.dwg

A3 3第二传动轴总成.dwg

A3 5连杆销.dwg

A3 6压带总成.dwg

A3 7输送带主动轴.dwg

A4 10可调偏心轮.dwg

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A4 13套筒Ⅲ.dwg

A4 4固定偏心轮.dwg

A4 8飞轮2.dwg

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关键词：: 三维PROE 13张CAD图纸和说明书多功能切菜机设计【三维PROE】【【三维PROE】设计【CAD图纸

资源描述：

摘要

本设计主要是将日本生产的ES-2型切菜机进行消化、吸收，并使之国产化；然后，本文对多功能切菜机的主要机械部分的设计计算进行说明，例如无级变速器传动、斜齿轮传动、蜗杆传动、链传动，轴的设计计算及轴承选用和计算及寿命校核等。另外，本文还提供一些重要零件的结构图和一些原理图，使读者更易理解本设计的工作原理。

关键词:切菜机,变速器，轴，结构图

第1章绪论 1

1.1课题背景 1

1.2目的和意义 2

1.3本文主要内容 2

1.4预期结果 3

第2章方案设计论证 4

2.1 切菜机的原理和应用分析 4

2.1.1切片运动形式的选择 4

2.1.2 切菜机技术条件 5

2.2 多功能切菜机方案确定 5

2.2.1传动方案设计 5

2.2.2 传动方案选择 5

2.2.3 总体布局 7

2.3 多功能切菜机技术要求 9

2.4 本章小结 9

第3章主传动部件设计 10

3.1 电动机的选择 10

3.2 无级变速器的设计计算 10

3.3 齿轮的设计计算 12

3.4 轴的设计计算 16

3.4.1 轴的材料选择 16

3.4.2 轴的结构设计计算 16

3.5 蜗杆传动设计计算 23

3.6 本章小结 26

第4章链传动部件设计 27

4.1 传动链的设计计算 27

4.1.1 链传动主要参数的选择 27

4.1.2 链作用在轴上的力 29

4.2 链轮的设计计算 29

4.3 本章小结 30

第5章刀盘部件设计 31

5.1 新月型刀具 31

5.2 圆盘刀具 31

5.3 本章小结 32

结论 33

参考文献 34

致谢 36

第1章绪论

1.1课题背景

20世纪以来，我国食品工业较改革开放初期有了很大的发展，人民生活有了很大的改善，日益对食品加工和食品包装提出了更高的要求。发展食品工业的基础便是食品机械。不断地研制各种类型的食品机械来促进食品工业的发展，以满足不断提高的人民物质和文化生活的需要，使人们从繁重的家务劳动中解放出来，而以更充裕的时间投入到工作中去。因此研制先进的食品机械，使食品加工迅速地实现机械化和自动化是社会发展必然趋势。

随着经济的发展,人们物质生活水平的不断提高,人们的饮食习惯逐步向方便,快捷,营养化发展，在蔬菜的加工方面出现了净菜半成品菜，受到广大人民群众的欢迎。随之而来，半成品菜的加工成为难题。虽然中国劳动力低廉，但手工切出的制品不卫生，规格尺寸不均，破损量大，成本相对较高。

食品加工机械的动力部分是电动机。它们可以代替人们的手工劳动或作为其补充。它们均服务于各种菜肴食料的准备与制作，或者服务于与此相同的其他辅助性工作。食品加工机械有一个动力部分，一个与其固定在一起或者根据操作的需要可以拆卸的工作部分与若有此必要的附配件所组成。

食品加工机械的种类有很多,可分为:搅拌及揉合设备,搅合机具,切削器具,切片器具,榨汁机,咖啡机,搅肉机,制糜机,开罐头机等等。

多功能、高生产率的食品切菜机，它代表了食品机械发展进入一个新的历史时期。因为它可以广泛地应用到食品加工厂、菜市场、果品厂、酱菜厂、厂矿、机关、学校、旅店食堂等等。

目前，国内生产切菜机的厂家不多，现在我国的食品机械行业的主要机器型号有JY-Q550型多功能切菜机,PQT-580型多功能切菜机（整机（无级）：1200×700×300MM,外形尺寸：送料槽：长×宽=1000×140MM）；CHD40型推杆式切菜机QD-DLC2智能型蔬菜切割机；QCJ-Ⅰ型多功能切菜机TW-801A多功能切菜机,机器尺寸：1160（L）×530（W）×1000（H）(mm)机器重量：135KG切割尺寸1-60mm(叶菜部)产量：300-100kg/HR电源：220V单相马力：3/4HP皮带宽：120mm；DQ180A、DQ180B多功能切菜机；CHD40型料斗式多功能切菜机；作为EMURA的主力产品,其最新推出的多功能切菜机ECD-202型,CHQC-100DI型多功能切菜机规格470×410×620mm符合Q/WHS02-2001技术条件要求；JW-301型切菜机，技术参数：电压/频率：230-240V/50-60HZ 功率：35W 重量：2kg 线长:1.8m 尺寸：120×342×210(mm) 大箱尺寸:445×420×490(mm)等，模拟手工切菜机为多。

这些厂家生产的切菜机的主要不足是功能少和生产率低，因此设计多功能的高效率的多用切菜机是十分必要的。本文介绍了一种可以切蔬菜，肉类等多种食品的多功能切菜机，而且生产率很高，尤其适合大型的饮食行业的使用。

1.2目的和意义

中国多用切菜机产业发展出现的问题中，许多情况不容乐观，如产业结构不合理、产业集中于劳动力密集型产品；技术密集型产品明显落后于发达工业国家；生产要素决定性作用正在削弱；产业能源消耗大、产出率低、环境污染严重、对自然资源破坏力大；企业总体规模偏小、技术创新能力薄弱、管理水平落后等。

就目前形式来看，我国的食品机械发展前景十分广阔，究其主要原因是我国人民消费的食品大多是来自农业的未加工食品，每年因缺乏必要的食品加工机械使食品资源不能直接加工、贮藏、保鲜而造成的损失高达几十亿元，未能深加工综合利用而造成的资源浪费损失更高，因此我国食品机械具有广阔的市场前景。

我国食品机械制造业的产品，能跟上国际先进水平的不少，但真正具有自主知识产权、具有技术创新的产品却是甚少。这里所说的“跟"字，是“跟进"甚至是仿制，而创新极少。所以，我国食品机械制造企业要从创新的角度，从自主知识产权的高度来开发新产品，开发出具有国际一流水平的先进设备，这样，才能真正实现国产食品机械制造业的提档升级。

1.3本文主要内容

1.4预期结果

通过设计出一定刀刃曲线在物料直线进给的条件下，刀具不仅对物料有切的作用而且还同时具有割的作用，因此，是具有模拟人手切片的作用。此外，尚设计出不同机构圆盘刀具，可以一次切出所需的不同形状的物料（条、丝、丁等）。并可以通过单刀双刀的转换改变加工尺寸范围，通过改变不同形状的刀具，可以切削软硬程度不同的物料。使用方便、快捷。

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内容简介：: 毕业设计(论文)英译汉学生姓名学号系、年级专业指导教师二年月连杆与内燃机/连杆在活塞往复式发动机内，连杆连接着装在曲柄或曲轴上的活塞。巧妙的机械装置知识一书这样写道：“连杆发明于1174年至1200年的某个时候，当一个名为阿拉-贾扎里的穆斯林发明家、工程师和工匠制造了5个机器来为土耳其阿尔图格王朝的一位国王泵水这些机器的其中之一就使用了连杆。将旋转运动转变成往复运动可能需要依靠连接到曲柄上的连杆。”双作用往复活塞泵是第一个提供自动运动的机器，但其机构和其他如凸轮一类的机构也有助于工业革命的开启。内燃机在现代汽车内燃发动机里，用于发动机的连杆通常由钢制造。但也可以用铝，目的是为了减轻重量和获得在牺牲耐久度的条件下吸收强冲击的能力；或者用钛，目的是为了在需要支持力时提供一种既轻又有足够强度的组合，制造出高性能发动机的连杆；或使用铸铁，如制造摩托车连杆时就使用铸件。它们不会严格地固定于一端，于是当连杆作上下运动和绕曲柄旋转时连杆与活塞之间的夹角就发生改变。连杆较小的一端连接活塞销，（活塞销，英国用语）或腕销，这通常会给连杆以经常性的压力，但连杆仍能相对于活塞转动即“浮动腕销”。连杆的大端连接于曲柄上的轴颈处，并随着由连杆螺栓固定的可更换的轴瓦转动。螺栓将轴承“盖”固定在连杆的大端处，通常要钻一个通过轴瓦和连杆的大端小孔，以便使增压润滑油能喷到筒壁的一侧，使活塞和活塞环的运动得到润滑。连杆承受着巨大的压力，这些压力来自于由活塞产生的循环载荷。而事实上这些压力来自于每次旋转时的拉伸与松弛，以及随发动机转速增大而急剧增大的载荷。一个失效的连杆，通常被称为“扔棒”，它是引起汽车引擎灾难性故障最常见的原因之一。失效的连杆经常会穿过曲轴轴箱的一侧，使发动机遭受无法弥补的损坏。失效的原因可能源于连杆的疲劳缺陷、轴瓦失去润滑，或源于连杆螺栓的缺陷、不适当的紧固，或重复利用已经使用过的（已变形的）螺栓（这是不允许的）。尽管这些经常发生在竞争激烈的汽车运动中，但在日常驾驶生产的汽车中，这种失效是十分常见的。这是因为汽车零部件的生产中要使用一个比较大的安全系数，同时往往还使用更系统的质量控制体系。当制造一个高性能发动机时，连杆应给予极大的关注，应采取一些技术来消除应力，例如磨削连杆的边缘以达到表面粗糙度的要求，喷丸以使表面产生压应力（防止裂纹萌生），装配时平衡所有连杆、活塞组合件的重量使没对的重量相同以及采用磁力探伤法来探测材料内部的微小裂纹，这些看不见的微小裂纹将会产生破坏应力造成连杆失效。此外，扭转连杆螺栓时，应非常注意扭矩的大小；通常这些螺栓必须更换，而不是重复利用。连杆的大端被制造成一个整体，并使用在机械加工之后能与大端轴瓦准确装配。因此，大端的“帽子”在连杆的轴瓦不能乱用。无论是连杆还是与其相配合的轴瓦，通常都会在发动机缸体上刻上相应的型号。目前有一些发动机（如福特的4.6升引擎，还比如克莱斯勒的2.0升引擎）其连杆采用粉末冶金技术制造，粉末冶金技术不仅能精准控制尺寸和重量以减少机械加工工作量而且还能减少额外的机械配平。轴瓦因挤压与连杆分离，结果导致了不平滑的断裂面，这是由于粉末金属的颗粒造成的。这确保了重新装配后，轴瓦能与连杆精确地配合，而传统加工方法制造的连杆与轴瓦，只有当两者的接触表面的表面粗糙度都很小时才能达到较小的误差。发动机磨损的一个重要原因是由于曲轴通过连杆施加于塞的侧向力，通常将汽缸磨成椭圆形截面，而不是圆形截面，因此不可能使活塞环与气缸侧壁紧密接触。从力学角度来说延长连杆的长度可相应地减少上述侧向力，这样一来会使引擎寿命延长。然而，对一已知的发动机缸体来说，连杆的长度加上活塞行程，其和是一个固定的值，这个固定值由曲轴和气缸座（气缸座用来固定活塞盖）顶部之间的固定距离来决定。因此，对一个已知的气缸而言能得到更长的行程，可提供更大的排量和功率。相反，较短的连杆（或较小压缩行程的活塞），会导致气缸加速地磨损。复合连杆众多多缸布局的发动机如V 12型发动机几乎没有可用于在有限长度的曲轴上安装连杆轴颈的空间。这是一个难以调和的矛盾而且若按普通的方式安装，其往往会导致发动机失去作用。最简单的解决办法是使用简单的连杆，这种最简单的方法通常用于汽车引擎。这就要求连杆轴瓦要更窄，但对于一个高性能的引擎来说其会增加轴瓦的负荷及失效的风险。这也意味着对置的气缸不完全位于一条直线上。在某些类型的引擎内，主动连杆带有一个或多个环形销，环形销用来连接其他气缸上的从动连杆相对小一些的大端。径向引擎的每一边通常是一个气缸有一个主动连杆，余下的其它气缸则配有从动连杆。对于确定设计的V形引擎，一对对置的气缸使用一对主/从动连杆。这样的一个缺点是，辅助连杆的行程稍微短于主动连杆，从而使V形发动机产生更大的振动。高性能航空发动机的通常解决方案是使用一个“叉状”连杆。一个连杆在大端处一分为二，另一个变薄以与这个叉状连杆相配。轴颈仍然由多个气缸共用。劳斯莱斯默林发动机就使用这种形式。曲柄连杆机构的类型及特点内燃机中采用曲柄连杆机构的型式很多，按运动学观点可分为三类，即：中心曲柄连杆机构、偏心曲柄连杆机构和主副连杆式曲柄连杆机构。中心曲柄连杆机构的特点是气缸中心线通过曲轴的旋转中心，并垂直于曲柄的回转轴线。这种型式的曲柄连杆机构在内燃机中应用最为广泛。一般的单列式内燃机，采用并列连杆与叉形连杆的V形内燃机，以及对置式活塞内燃机的曲柄连杆机构都属于这一类。偏心曲柄连杆机构的特点是气缸中心线垂直于曲轴的回转中心线，但不通过曲轴的回转中心，气缸中心线距离曲轴的回转轴线具有一偏移量e。这种曲柄连杆机构可以减小膨胀行程中活塞与气缸壁间的最大侧压力，使活塞在膨胀行程与压缩行程时作用在气缸壁两侧的侧压力大小比较均匀。主从连杆式曲柄连杆机构的特点是：内燃机的一列气缸用主动连杆，其它各列气缸则用从动连杆，这些连杆的下端不是直接接在曲柄销上，而是过从动连杆销装在主连杆的大端上，形成了“关节式”运动。所以这种机构有时也称为“关节曲柄连杆机构”。在关节曲柄连杆机构中，一个曲柄可以同时套上几副连杆和活塞，这种结构可使内燃机长度缩短，结构紧凑，广泛地应用于大功率的坦克和机车用 V形内燃机。镗在机械加工中，镗削加工的过程是一个扩孔的过程，这个孔可以是钻出来的（或铸造得到的），镗孔通过单点切削刀具（或一个镗头含有若干个这样的刀具）来加工，例如用镗削方法加工炮桶。镗削加工能使孔达到更精确的尺寸，而且还可以用于锥形孔的加工。镗削有时也用于孔的加工。镗孔机对较小的镗削加工过程可以在车床上进行，但对于较大工件的加工则需要使用特殊的镗床（工件围绕一个垂直轴旋转）或卧式镗床（围绕水平轴旋转），通过转动变换刀具的安装角度也可以加工锥形孔。镗床（类似于铣床，如经典的范诺曼型）拥有多种尺寸和类型。工件直径通常是1 4米（3-12英尺），但也可达20米（六十英尺）。对电力的需求可高达200匹马力。其控制系统可以以计算机为基础，允许自动控制和提高一体性。由于镗削加工可以降低产品上已有孔的公差，因此一些设计的注意事项必须得注意。首先，大的长径比是不希望的，因为这样会使刀具变形。其次，不能加工盲孔（孔的深度不超过工件的厚度）。中断的内部工作表面（即在刀具与加工表面间有不连续的接触）应该避免。装有刀头的镗杆是一个悬臂梁，必须有非常高的刚度。锻造锻造是一种利用局部压力使金属成型的方法。冷锻是在室温下或接近室温下进行的锻造。热锻是在高温下进行，高温使金属更容易成形和降低断裂的可能性。温锻在室温和热锻温度之间的温度下进行。锻造可对从不足1千克到170吨的工件进行加工。经锻造加工的零部件通常还需作进一步处理，以便得到最终的产品。 Connecting rod and Internal combustion enginesConnecting rod In a reciprocating piston engine, the connecting rod or conrod connects the piston to the crank or crankshaft. The connecting rod was invented sometime between 1174 an 1200 when a Muslim inventor, engineer and craftsman named al-Jazari built five machines to pump water for the kings of the Turkish Artuqid dynasty one of which incorporated the connecting rod. Transferring rotary motion to reciprocating motion was made possible by connecting the crankshaft to the connecting rod, which was described in the Book of Knowledge of Ingenious Mechanical Devices. The double-acting reciprocating piston pump was the first machine to offer automatic motion, but its mechanisms and others such as the cam, would also help initiate the Industrial Revolution. Internal combustion engines In modern automotive internal combustion engines, the connecting rods are most usually made of steel for production engines, but can be made of aluminium (for lightness and the ability to absorb high impact at the expense of durability) or titanium (for a combination of strength and lightness at the expense of affordability) for high performance engines, or of cast iron for applications such as motor scooters. They are not rigidly fixed at either end, so that the angle between the connecting rod and the piston can change as the rod moves up and down and rotates around the crankshaft. The small end attaches to the piston pin, gudgeon pin (the usual British term) or wrist pin, which is currently most often press fit into the conrod but can swivel in the piston, a floating wrist pin design.The big end connects to the bearing journal on the crank throw, running on replaceable bearing shells accessible via the con rod bolts which hold the bearing cap onto the big end; typically there is a pinhole bored through the bearing and the big end of the con rod so that pressurized lubricating motor oil squirts out onto the thrust side of the cylinder wall to lubricate the travel of the pistons and piston rings. The con rod is under tremendous stress from the reciprocating load represented by the piston, actually stretching and relaxing with every rotation, and the load increases rapidly with increasing engine speed. Failure of a connecting rod, usually called throwing a rod is one of the most common causes of catastrophic engine failure in cars, frequently putting the broken rod through the side of the crankcase and thereby rendering the engine irreparable; it can result from fatigue near a physical defect in the rod, lubrication failure in a bearing due to faulty maintenance, or from failure of the rod bolts from a defect, improper tightening, or re-use of already used (stressed) bolts where not recommended. Despite their frequent occurrence on televised competitive automobile events, such failures are quite rare on production cars during normal daily driving. This is because production auto parts have a much larger factor of safety, and often more systematic quality control. When building a high performance engine, great attention is paid to the con rods, eliminating stress risers by such techniques as grinding the edges of the rod to a smooth radius, shot peening to induce compressive surface stresses (to prevent crack initiation), balancing all con rod/piston assemblies to the same weight and Magnafluxing to reveal otherwise invisible small cracks which would cause the rod to fail under stress. In addition, great care is taken to torque the con rod bolts to the exact value specified; often these bolts must be replaced rather than reused. The big end of the rod is fabricated as a unit and cut or cracked in two to establish precision fit around the big end bearing shell. Therefore, the big end caps are not interchangeable between con rods, and when rebuilding an engine, care must be taken to ensure that the caps of the different con rods are not mixed up. Both the con rod and its bearing cap are usually embossed with the corresponding position number in the engine block. Recent engines such as the Ford 4.6 liter engine and the Chrysler 2.0 liter engine, have connecting rods made using powder metallurgy, which allows more precise control of size and weight with less machining and less excess mass to be machined off for balancing. The cap is then separated from the rod by a fracturing process, which results in an uneven mating surface due to the grain of the powdered metal. This ensures that upon reassembly, the cap will be perfectly positioned with respect to the rod, compared to the minor misalignments which can occur if the mating surfaces are both flat. A major source of engine wear is the sideways force exerted on the piston through the con rod by the crankshaft, which typically wears the cylinder into an oval cross-section rather than circular, making it impossible for piston rings to correctly seal against the cylinder walls. Geometrically, it can be seen that longer con rods will reduce the amount of this sideways force, and therefore lead to longer engine life. However, for a given engine block, the sum of the length of the con rod plus the piston stroke is a fixed number, determined by the fixed distance between crankshaft axis and the top of the cylinder block where the cylinder head fastens; thus, for a given cylinder block longer stroke, giving greater engine displacement and power, requires a shorter connecting rod (or a piston with smaller compression height), resulting in accelerated cylinder wear. Compound rods Many-cylinder multi-bank engines such as a V-12 layout have little space available for that many connecting rod journals on a limited length of crankshaft. This is a difficult compromise to solve and its consequence has often led to engines being regarded as failures. The simplest solution, almost universal in road car engines, is to use simple rods. This requires the rod bearings to be narrower, increasing bearing load and the risk of failure in a high-performance engine. This also means the opposing cylinders are not exactly in line with each other. In certain types of engine, the master rod carries one or more ring pins to which arebolted the much smaller big ends of slave rods on other cylinders. Radial engines typically have a master rod for one cylinder and slave rods for all the other cylinders in the same bank. Certain designs of V engines use a master/slave rod for each pair of opposite cylinders. A drawback of this is that the stroke of the subsidiary rod is slightly shorter than the master, which increases vibration in a vee engine. The usual solution for high-performance aero-engines is a forked connecting rod. One rod is split in two at the big end and the other is thinned to fit into this fork. The journal is still shared between cylinders. The Rolls-Royce Merlin used this style. Crank linkage of the type and characteristics The use of the internal combustion engine crank linkage of many types, according to kinematics perspective can be divided into three categories, namely: Heart crank linkage, the eccentric crank linkage and the main vice-link crank linkage. Centre crank linkage is characterized by the cylinder through the centerline of the crankshaft rotation centre and perpendicular to the axis of rotation of the crank. This type of linkage in the internal combustion engine crank in the most widely used. The single-engine general, tied for linkage with the use of the V-shaped chaxing link the internal combustion engine, and the home of the piston internal combustion engine crank linkage fall into this category. Eccentric crank linkage is characterized by vertical cylinder centerline of the crankshaft rotating in the center, but not by crankshaft rotary centre, the cylinder centerline distance between the crankshaft with a rotary axis offset e. This crank linkage institutions can reduce the swelling in the itinerary of the piston and cylinder intramural largest lateral pressure so that the pistons in the expansion programme and pressure reduction programme in the cylinder wall at the role of lateral pressure on both sides of the relatively uniform size. Vice-link the main crank linkage is characterized by: the internal combustion engine cylinder with a main link, the other out vice-link cylinder used, these are not direct link to the bottom of the crank pins, but on sale through the deputy link with in the main link of the big heads, formed a joint movement, such institutions also sometimes referred to as joint song stalk linkage .Crank linkage in the joint, a crank can put a few of connecting rod and piston, This structure will shorten the length of the internal combustion engine, compact and widely used in high-power locomotives used tanks and V-shaped internal combustion engine. Boring In machining, boring is the process of enlarging a hole that has already been drilled (or cast), by means of a single-point cutting tool (or of a boring head containing several such tools), for example as in boring a cannon barrel. Boring is used to achieve greater accuracy of the diameter of a hole, and can be used to cut a tapered hole. The term boring is also sometimes used for drilling a hole. Machine Boring The boring process can be carried out on a lathe for smaller operations, but for larger production pieces a special boring mill (work piece rotation around a vertical axis) or a horizontal boring machine (rotation around horizontal axis) are used. A tapered hole can also be made by swiveling the head. The boring machines (similar to the milling machines such as the classic Van Norman) come in a large variety of sizes and styles. Work piece diameters are commonly 1-4m (3-12 ft) but can be as large as 20m (60ft). Power requirements can be as much as 200 hp. The control systems can be computer-based, allowing for automation and increased consistency. Because boring is meant to decrease the product tolerances on pre-existing holes, several design considerations must be made. First, large length-to-bore-diameters are not preferred due to cutting tool deflection. Next, through holes are preferred over blind holes (holes that do not traverse the thickness of the work piece). Interrupted internal working surfaceswhere the cutting tool and surface have discontinuous contactshould be avoided. The boring bar is the protruding arm of the machine that holds cutting tool(s), and must be very rigid. Forging Forging is the term for shaping metal by using localized compressive forces. Cold forging is done at room temperature or near room temperature. Hot forging is done at a high temperature, which makes metal easier to shape and less likely to fracture. Warm forging is done at intermediate temperature between room temperature and hot forging temperatures. Forged parts can range in weight from less than a kilogram to 170 metric tons.Forged parts usually require further processing to achieve a finished part. 摘要本设计主要是将日本生产的 ES-2 型切菜机进行消化、吸收，并使之国产化；然后，本文对多功能切菜机的主要机械部分的设计计算进行说明，例如无级变速器传动、斜齿轮传动、蜗杆传动、链传动，轴的设计计算及轴承选用和计算及寿命校核等。另外，本文还提供一些重要零件的结构图和一些原理图，使读者更易理解本设计的工作原理。关键词:切菜机,变速器，轴，结构图目录第第 1 章章绪论绪论.1 1.1 课题背景1 1.2 目的和意义2 1.3 本文主要内容2 1.4 预期结果3 第第 2 章章方案设计论证方案设计论证.4 2.1 切菜机的原理和应用分析 .4 2.1.1 切片运动形式的选择4 2.1.2 切菜机技术条件.5 2.2 多功能切菜机方案确定 .5 2.2.1 传动方案设计5 2.2.2 传动方案选择.5 2.2.3 总体布局.7 2.3 多功能切菜机技术要求 .9 2.4 本章小结 .9 第第 3 章章主传动部件设计主传动部件设计.10 3.1 电动机的选择 .10 3.2 无级变速器的设计计算 .10 3.3 齿轮的设计计算 .12 3.4 轴的设计计算 .16 3.4.1 轴的材料选择.16 3.4.2 轴的结构设计计算.16 3.5 蜗杆传动设计计算 .23 3.6 本章小结 .26 第第 4 章章链传动部件设计链传动部件设计.27 4.1 传动链的设计计算 .27 4.1.1 链传动主要参数的选择.27 4.1.2 链作用在轴上的力.29 4.2 链轮的设计计算 .29 4.3 本章小结 .30 第第 5 章章刀盘部件设计刀盘部件设计.31 5.1 新月型刀具 .31 5.2 圆盘刀具 .31 5.3 本章小结 .32 结论结论.33 参考文献参考文献.34 致谢致谢.36 1 第 1 章绪论 1.1 课题背景 20 世纪以来，我国食品工业较改革开放初期有了很大的发展，人民生活有了很大的改善，日益对食品加工和食品包装提出了更高的要求。发展食品工业的基础便是食品机械。不断地研制各种类型的食品机械来促进食品工业的发展，以满足不断提高的人民物质和文化生活的需要，使人们从繁重的家务劳动中解放出来，而以更充裕的时间投入到工作中去。因此研制先进的食品机械，使食品加工迅速地实现机械化和自动化是社会发展必然趋势。随着经济的发展,人们物质生活水平的不断提高,人们的饮食习惯逐步向方便,快捷,营养化发展，在蔬菜的加工方面出现了净菜半成品菜，受到广大人民群众的欢迎。随之而来，半成品菜的加工成为难题。虽然中国劳动力低廉，但手工切出的制品不卫生，规格尺寸不均，破损量大，成本相对较高。食品加工机械的动力部分是电动机。它们可以代替人们的手工劳动或作为其补充。它们均服务于各种菜肴食料的准备与制作，或者服务于与此相同的其他辅助性工作。食品加工机械有一个动力部分，一个与其固定在一起或者根据操作的需要可以拆卸的工作部分与若有此必要的附配件所组成。食品加工机械的种类有很多,可分为:搅拌及揉合设备,搅合机具,切削器具,切片器具,榨汁机,咖啡机,搅肉机,制糜机,开罐头机等等。多功能、高生产率的食品切菜机，它代表了食品机械发展进入一个新的历史时期。因为它可以广泛地应用到食品加工厂、菜市场、果品厂、酱菜厂、厂矿、机关、学校、旅店食堂等等。目前，国内生产切菜机的厂家不多，现在我国的食品机械行业的主要机器型号有 JY-Q550 型多功能切菜机 ,PQT-580 型多功能切菜机（整机（无级）： 1200700300MM,外形尺寸：送料槽：长宽=1000140MM）；CHD40 型推杆式切菜机 QD-DLC2 智能型蔬菜切割机；QCJ-型多功能切菜机 TW-801A 多功能切菜机,机器尺寸：1160（L）530（W）1000（H）(mm)机器重量：135KG 切割尺寸 1- 60mm(叶菜部)产量：300-100kg/HR 电源：220V 单相马力：3/4HP 皮带宽： 120mm；DQ180A、DQ180B 多功能切菜机；CHD40 型料斗式多功能切菜机；作为 2 EMURA 的主力产品,其最新推出的多功能切菜机 ECD-202 型,CHQC-100DI 型多功能切菜机规格 470410620mm 符合 Q/WHS02-2001 技术条件要求；JW-301 型切菜机，技术参数：电压/频率：230-240V/50-60HZ 功率：35W 重量：2kg 线长:1.8m 尺寸： 120342210(mm) 大箱尺寸:445420490(mm)等，模拟手工切菜机为多。这些厂家生产的切菜机的主要不足是功能少和生产率低，因此设计多功能的高效率的多用切菜机是十分必要的。本文介绍了一种可以切蔬菜，肉类等多种食品的多功能切菜机，而且生产率很高，尤其适合大型的饮食行业的使用。 1.2 目的和意义中国多用切菜机产业发展出现的问题中，许多情况不容乐观，如产业结构不合理、产业集中于劳动力密集型产品；技术密集型产品明显落后于发达工业国家；生产要素决定性作用正在削弱；产业能源消耗大、产出率低、环境污染严重、对自然资源破坏力大；企业总体规模偏小、技术创新能力薄弱、管理水平落后等。就目前形式来看，我国的食品机械发展前景十分广阔，究其主要原因是我国人民消费的食品大多是来自农业的未加工食品，每年因缺乏必要的食品加工机械使食品资源不能直接加工、贮藏、保鲜而造成的损失高达几十亿元，未能深加工综合利用而造成的资源浪费损失更高，因此我国食品机械具有广阔的市场前景。我国食品机械制造业的产品，能跟上国际先进水平的不少，但真正具有自主知识产权、具有技术创新的产品却是甚少。这里所说的“跟“字，是“跟进“甚至是仿制，而创新极少。所以，我国食品机械制造企业要从创新的角度，从自主知识产权的高度来开发新产品，开发出具有国际一流水平的先进设备，这样，才能真正实现国产食品机械制造业的提档升级。 1.3 本文主要内容本设计主要是将日本生产的 ES-2 型切菜机进行消化、吸收，并使之国产化；然后，本文对多功能切菜机的主要机械部分的设计计算进行说明，例如无级变速器传动、斜齿轮传动、蜗杆传动、链传动，轴的设计计算及轴承选用和计算及寿命校核等。另外，本文还提供一些重要零件的结构图和一些原理图，使读者更易理解本设计的工作原理。 3 1.4 预期结果通过设计出一定刀刃曲线在物料直线进给的条件下，刀具不仅对物料有切的作用而且还同时具有割的作用，因此，是具有模拟人手切片的作用。此外，尚设计出不同机构圆盘刀具，可以一次切出所需的不同形状的物料（条、丝、丁等）。并可以通过单刀双刀的转换改变加工尺寸范围，通过改变不同形状的刀具，可以切削软硬程度不同的物料。使用方便、快捷。 4 第 2 章方案设计论证 2.1 切菜机的原理和应用分析 2.1.1 切片运动形式的选择切片运动形式的选择食品机械的特点之一就是工作的执行机构模拟人手的动作实现其功能，以保证制出的食品具有良好的形状，保持原来的食品味道和颜色及质量。性能良好的多功能切菜机的切片运动形式当然也应该是模拟人手动作的。目前，国内外的切菜机的切片运动形式主要有两种：（）刀具回转和物料直线进给式；（）刀具作直线往复运动和物料作直线进给式。 1.切片功能比较对于刀具回转的刀片：通过设计出一定刀刃曲线在物料直线进给的条件下，刀具不仅对物料具有切的作用而且同时还具有割的作用，因此，是具有模拟人手工切片的动作。从而使刀具对物料的挤压力小，对物料损伤小，可以保持其水分，且切片形状规则，因而切片质量好。此外，尚可以设计不同机构的圆盘刀具，可以一次切出所需的不同形状的物料（条、丝、块、丁等）。对于刀具作直线往复运动，其刀片刃口为一直线，刀具简单。但刀具对物料挤压力大，对物料损伤大，水分损失多，切片质量差。 2.实现刀具运动的机构比较实现刀具回转运动的机构比较简单，传动平稳，传动元件不易磨损，机器寿命长。实现刀具直线往复运动必须采用曲柄连杆滑块机构或凸轮。相对而言机构较复杂、有冲击、振动大、传动元件易磨损，机器寿命低。 3.生产率比较刀具回转和物料直线进给式，由于无冲击、振动小，可以高速切片，因而生产率高。刀具直线往复运动和物料直线进给式，由于运动中有冲击、振动大，切片速度提高受到限制，所以生产率低。 5 由于上面分析比较可以得出如下结论：刀具作回转运动切片时，切片质量好，生产率高，切形多样化（可通过不同种类的圆盘刀具来实现）代表了切菜机的发展方向，所以本设计仍然采用刀具回转的切片运动形式。 2.1.2 切菜机技术条件切菜机技术条件多功能切菜机属于食品机械，其设计应符合中华人民共和国商业部部标准切菜机技术条件。其中 1.设计、制造技术要求 ()切菜机应把传动部件与切制菜料的工作部分严格隔开。 ()应有安全装置和措施。 ()手动进料应有限位措施，并与机动进料间应有互锁装置。 ()旋转刀具及旋转拨盘与设有铰链构件的防护罩间必须有互锁装置。 2.性能要求： ()成型菜料应形状规整，均匀，稳定。 ()切制成型菜料应表面平整，棱角清晰，被切割表面不得有明显的撕裂纤维痕迹。 ()在进料，切割，出料的过程中，菜料应顺利通畅，不得有诸塞现象。 ()整机应运动平稳，不允许有异常音响，发热，冲击，卡死，漏油等现象。 2.2 多功能切菜机方案确定 2.2.1 传动方案设计传动方案设计经过分析研究，把分离传动机构改进为整体传动的机构形式（把变速变换齿轮也布置在传动箱内），使其机器的宽度方向尺寸减少到 700mm，且刀具中心基本上位于宽度尺寸的中心，增加了机器的美观。 2.2.2 传动方案选择传动方案选择本机拟采用同步带传动、齿轮传动、蜗杆传动、链传动等传动方式。其特点如下： 1.带传动是挠性传动的一种。带传动的主要特点：传动带具有弹性和挠性，可吸收振动和缓和冲击，使传动平稳、噪音小；当过载时，传动带与带轮间可发生相对滑动而不损伤其它零件，起保护作用；适合于主、从动轴间中心距较大的传动；结构简 6 单，制造、安装和维护都较方便；由于有弹性滑动存在，故不能保证准确的传动比；结构尺寸较大，效率较低，寿命较短；由于需要施加张紧力，所以会产生较大的压轴力，使轴和轴承受力较大。同步带传动是通过带齿与轮齿的啮合传递运动和动力。与摩擦型带轮相比，同步带传动兼有带传动、链传动和齿轮传动的一些特点。具有传动比准确、效率高、传动平稳、噪音低、使用寿命长、中心距允许范围大、轴上压力小、能承受一定冲击、不需润滑、较其它带传动结构紧凑等优点。应用较广的同步带齿形有梯形齿和圆弧齿两大类。 2.齿轮传动是机械传动中应用最广泛的一种形式。瞬时传动比恒定、传动效率可高达 9899、工作可靠、使用寿命长、结构紧凑、适用范围大，可从小于 1kW 到数万 kW，但不宜用于轴间距过大的传动。 3.链传动由装在平行轴上的主、从动链轮和绕在链轮上的链所组成，用链作中间挠性件，通过链和链轮的啮合来传递运动和动力。链传动应用广泛，按用途分可分为传动链、输送链和曳引链三种。链传动是啮合传动，链轮轮齿有特定的齿形（是非共轭齿廓），可以保证链节和链轮正常的啮合，即可保证平均传动比为定值，又可象带传动那样有中间元件（链）实现中心距较大的传动，压轴力还不大；而且它工作时为多齿同时啮合，载荷渐依次分布于这些齿上，所以可传递较大的功率，最大可达数千 kW；它传动效率较高，一般可达 9697，经济可靠。它的主要缺点是瞬时链速度和瞬时传动比不是常数，传动中有一定的动载荷和冲击，噪声较大，不能用于高速。因此，链传动常用于两轴中心距较大、要求平均传动比不变但对瞬时传动比要求不严格的两轴或多轴传动，它还能在低速、重载、工作环境恶劣和较高温度的情况下较好地工作，目前常用于在 100kW 以内、链速在 1215m/s 以内、传动比在 8 以内的农业机械、轻化工机械、起重运输机械、各种车辆各采矿机械的传动中。 4.蜗杆传动的单级传动比大，结构紧凑。传动比范围在 880 之间。传动平稳，无噪音。可以实现自锁，但传动效率较低，蜗轮制造成本较高。综上所述，本设计刀具的传动要求平稳，采用斜齿轮传动。输送带的传动因速度较低，经同步带无级变速后，由蜗轮蜗杆，齿轮传动，链轮传动达到要求的速度。本设计的多功能切菜机的传动原理图如图 2.1。（见下页） 7 电机电机图 2.1 传动原理图 2.2.3 总体布局总体布局本机主要分为：电机箱部件，传动箱部件，料槽部件，输送带部件，出料口部件，刀盘部件。现将本切菜机的主要部件说明如下： 1.传动箱部件传动箱部件主要起传动动力和减速作用。它分为二条传动路线。其一是从电机通过无级变速机构经过斜齿轮副把回转运动传给刀具。其二是从电机通过无级变速机构、蜗轮副、交换齿轮副、把运动传给输送带部件，使其作直线进给运动。（）无级变速器 8 采用无级变速器可大大地简化机器的机构。由于需要同时改变刀具和传送带的速度。所以必须采用双无级变速机构。本机采用了带式无级变速器，是因为其机构简单，工作平稳，能吸受振动，具有过载保护作用，制造容易和不需要专门的润滑系统，特别适合小功率的传动系统中。单带双轮机构在工作时，双轮和电机皮带轮三个轮不在一个平面内，因而皮带工作表面磨损不均，皮带弯曲频率大，寿命低。但最大优点是机构简单，制造容易，调整方便。综合考虑，本机功率小，故采用单带双轮无级变速机构。（）箱体机构箱体机构形式的选择与机器的传动原理设计有关。经分析采用分离传动的分箱结构，即刀具主轴传动系统和输送带传动系统分别安置在二个传动箱体中，和分析整体箱体结构的优缺点，确定选择整体箱体结构。采用整体箱体结构有如下优点：箱体的空间大，贮存的润滑油多，有利于散热，机器工作温升小，提高蜗轮副和齿轮副的寿命。机器制造装配方便，传动箱可作为一个独立的部件。刀具主轴与物料输送方向（输送带）有一定的垂直度要求，可直接由箱体的孔系加工来保证。结构合理，机器的宽度方向尺寸减小，变速交换轮由开式传动改为闭式传动，左右两边基本上对称于刀具的中心，外观也比较美观。箱体毛坯的数量减小到一个，外形较规则，结构并不复杂，易于铸造。具有一般的工艺装备水平的工厂即可满足加工要求，采用通用机床、设备即可完成加工。整体箱体结构比分离传动的箱体显然要复杂多了，但加工量并没有增加，特别是孔系加工的方法和工作量没有什么差别。因而全面分析的结果，本多功能切菜机采用整体传动箱体的结构。 (3)传动元件的润滑方式对于蜗轮副和齿轮副均采用结构简单的油池润滑。对于主传动箱体内的油浸不到的滚动轴承均采用向心球轴承和角接触球轴承，轴承可采用润滑脂润滑。 9 2.输送带部件对于输送带上传动机构的滑动轴承，可以采用定期注润滑油的方式进行，润滑油应采用无色、无味、无毒的食品油或医用凡士林。本切菜机考虑到传送动力小，转速又低，均采用尼龙轴承代替需润滑的金属轴承，即方便了用户,又保证了机器和食品的卫生。输送带的材料，本机采用尼龙线骨挂上一层无毒橡胶作为材料。 2.3 多功能切菜机技术要求本设计的各种技术参数如下： 1.电机额定功率：小于 1kW。 2.外形尺寸：小于 13007001100mm3。 3.切片厚度调整范围：1-30mm 可调。 4.生产率：30-500kg/h（片）。 5.可切物料的种类：根、茎、叶类蔬菜、水果、腌制食品、熟制食品、鱼类、海带类、中草药等。 6.物料的形状：片、条、丝、块、段、丁等。 2.4 本章小结本章主要叙述了切片运动形式的选择，如：切片功能比较，生产率比较，实现刀具运动的机构比较；切菜机的技术要求，如：设计、制造技术要求，性能要求；总体布局；传动方案的选择；传动方案的设计等。 10 第 3 章主传动部件设计 3.1 电动机的选择电动机分交流电动机和直流电动机两种。由于生产单位一般都采用三相交流电源，因此，无特殊要求时均选用三相交流电动机，其中以三相异步交流电动机应用最广泛。对于载荷比较稳定、长期连续运行的机械,只要所选电动机的额定功率等于或稍大于所需的电动机工作功率，电动机就能安全工作，不会过热，因此通常不必校验电动机的发热和启动转矩。因为切菜机属于一般机械，无特殊要求，故可以选择的电动机的额定功率小于 1kW。容量相同的三相异步电动机，一般有 3000、1500、1000 及 750r/min 四种同步转速。电动机同步转速愈高，磁极对数愈少，外部尺寸愈小，价格愈低。但是电动机转速愈高，传动装置总传动比愈大，会使传动装置外部尺寸增加，提高制造成本。而电动机同步转速愈低，其优缺点则相反。本设计选择电动机型号为 Y802-4；额定功率：0.75 kW 额定转速：1390 r/min 最大转矩：2.3 Nm 3.2 无级变速器的设计计算该无级变速机构由两个可调带轮和一个电机轴带轮构成，下面的设计主要是对带传动进行了计算。 1.确定计算功率 Pac kW1.1 0.750.825 acA PK P 载荷变动由1带传动工作情况系数表查得1 . 1 A K 2.选择带型根据计算功率kW，小带轮转速r/min0.825 ac P 1 1390n 因此选择 SPZ 型窄 V 带。 3.确定带轮基准直径。 321 ddd、 11 ）依据1初选小带轮的基准直径mm 1 63d ) 验算带的速度 v 1 1 67 1390 5.22 60 100060 1000 p v d n V 在 525m/s 标准范围之间 ) 计算从动轮的直径 32 dd 、本传动为无级可调变速，由于调节范围的限制，本从动轮直径试选择 mm。6380 传动比范围为。3 . 1:11:1 4.确定中心距 a 和带的基准长度。两可调变速轮之间的中心距为 160mm。电机轴于变速轮之间的中心距选择 360mm。依据带传动带几何关系，计算所需带的基准长度 d L mm 160360 263 1/380 2/31110 d L 依据1基准长度系列，选择带长为 1120mm。 5.验算主动轮上的包角。 120 5 . 152 5 . 57 371 6380160 180 6.确定带的根数。 (3.1) L ac KKpp p Z 00 式中包角系数依据1查得92 . 0 K 长度系数依据1查得 L K93 . 0 L K 单根 V 带的基本额定功率查2得kW 0 P 0 0.93P 查2得kW 0 p 0 0.22P 184 . 0 93 . 0 92 . 0 22 . 0 93 . 0 825 . 0 Z 故取 1 根 SPZ 型窄 V 带。 7.确定带得预紧力。 0 F 12 N 22 0 2.50.8252.5 500150011.1 0.07 4.88166 4.880.92 ca v p Fqv ZK 8.计算带传动作用在轴上的力。 N 0 152.5 2sin2 1 166 sin323 22 p FZF 结论：选择 SPZ 型窄 V 带，电机轴带轮基准直径mm，两个可调带轮的基准63 直径为mm，两可调带轮之间的中心距为 160mm，电机轮于可调带轮之间的6380 中心距为 360mm，带长 1120mm。由于本传动中有两个可调带轮，故应在此传动中安置一个压力为 166N 的张紧轮，以保证在变速过程中 V 带有合适的预紧力。 3.3 齿轮的设计计算 1.选择齿轮材料、热处理方式和精度等级考虑到本设计切菜机传送件的功率，为一般机械，要求传动平稳，噪声小，故选用斜齿轮传动。大齿轮选用 45 号钢，小齿轮和轴做成一体，选用 40Cr，调质并表面淬火，HRC4045，选用 7 级精度。 2.初步计算传动尺寸因为本设计中，齿轮采用闭式传动，表面淬火，因大小齿轮均用硬齿面，齿面抗点蚀能力较强。因此初步按齿根弯曲疲劳强度计算齿轮传动主要参数和尺寸。齿轮模数计算公式：（3.2） 3 1 1 2 2 cos2 F SaFa d t YYY Z TK m 式中:小齿轮传递的转矩（Nm）；1T 齿形系数；FaY 应力修正系数； SaY 重合度系数；Y 许用弯曲应力（MPa）。limF ()小齿轮传递的转矩： 13 Nm153 . 5 1390 75 . 0 1055 . 9 1055 . 9 6 1 1 6 1 n P T ()初选，则。121z30125 . 212 izz ()查2由材料硬度选择齿宽系数=0.6。d ()初取螺旋角 = 12 斜齿轮端面重合度系数： 47 . 1 12cos 30 1 12 1 2 . 388 . 1 cos 11 2 . 388 . 1 21 zz a ()查2得重合度系数76 . 0 ()由2得 22 . 1 12tan306 . 0318 . 0 12tan30318 . 0 2 d 查2 得螺旋角系数：=0.93 Y ()初取 Kt=1.3 ()齿形系数和应力修正系数FYSY 当量齿数 82.12 12cos 12 cos 33 1 1 v 06.32 12cos 30 cos 33 2 2 v 查2得：=3.4 =2.48 1FY2FY 查2得：=1.48 =1.631SY2SY ()许用弯曲应力公式： MPa （3.3） F NF F S Ylim 式中:计入了齿根应力修正系数之后，试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限limF 应力（MPa）；弯曲强度计算的寿命系数；NY 齿根弯曲强度计算的安全系数。FS （3.4） mN N N Y 0 式中:、由实验获得，随材料而异。0N m 循环次数公式： 14 （h）（3.5）hnalN60 式中:齿轮转速（r/min）；n 齿轮转一周，同一侧齿面啮合的次数；a 齿轮的工作寿命（h）。hl 由公式（3.5）得： h 9 1 10336 . 3 10250821139060N h 99 12 1033 . 1 5 . 2/10336 . 3 /iNN 查2得：=1.25FS 查2得：=1.0NY 查2得：=360MPalimF 所以许用弯曲应力为： MPa 288 25 . 1 0 . 1360 F = 1 11 F SF 01747 . 0 288 48 . 1 4 . 3 = 2 22 F SF 01404 . 0 288 63 . 1 48 . 2 所以 =0.01747 F SF 1 11 F SF 取=1.3，则：tK 3 1 1 2 2 cos2 F SF d t YYY Z TK m 103 . 2 01747 . 0 306 . 0 12cos93 . 0 76 . 0 51533 . 12 3 2 2 3.计算传动尺寸（）载荷系数公式：（3.6）avAKKKKK 式中:使用系数；AK 动载系数；vK 15 、齿向载荷分布系数；vKK 齿间载荷分配系数。aK 查文献2得使用系数=1.0；AK 齿轮的圆周速度： m/s69 . 4 12cos100060 1390301 . 214 . 3 100060 11 nd v t 查2得齿向载荷分布系数=1.08；K 查2得齿间载荷分配系数=1.2；aK 查2动载荷系数=1.12。vK 则由2得： =1.452 . 108 . 1 12 . 1 0 . 1K ()修正为：m mm18 . 2 3 . 1 45 . 1 103 . 2 3 t t K K mm 为了结构的需要取=2.5mm。m ()计算传动尺寸：传动中心距公式： mm 67.53 12cos2 30125 . 2 12cos2 21 zzm a 圆整后取中心距=54mm。a 修整螺旋角2313 542 )3012(5 . 2 cos 2 )( cos 1211 a ZZm 分度圆为： mm86.30 1213cos 125 . 2 cos 1 1 mZ d mm14.77 1213cos 305 . 2 cos 2 2 mZ d 齿宽为： mm 5 . 1886.306 . 01dbd 取为 20mm，则mm，mm。201b152b 变位系数的计算 294 . 0 17 1217 min min min Z ZZ hX a 16 取3 . 0X 变位量 75 . 0 3 . 05 . 2Xm 计算结果汇总：模数mm；中心距 a=54mm；齿宽5 . 2m mm，mm；201b152b 分度圆mm, mm。法向变位系数小齿轮，86.301d14.77 2 d3 . 0 1 n X 大齿轮3 . 0 2 n X 3.4 轴的设计计算 3.4.1 轴的材料选择轴的材料选择因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，但由于斜齿轮与该轴做成一体，故选用 40Cr,为材料，并经调质，表面淬火处理。 3.4.2 轴的结构设计计算轴的结构设计计算 1.轴径的初步估算估算轴的最小直径常用的方法有三种：（1）按扭转强度计算；（2）按经验公式计算；（3）类比法。本设计中没有同类型已有机器的轴的结构和尺寸，可分析对比；经验公式一般用于减速器设计时轴径的估算；故本设计采用第一种方法，按扭转强度计算。对于转轴，由于跨距未知，无法计算弯矩，在计算中只考虑转矩，而用降低许用应力的方法来考虑弯矩的影响。由材料力学可知，轴受转矩的作用时，其强度条件为： mm （3.7） 3 3 6 2 . 0 1055 . 9 n P C n P d 式中:轴剖面中最大扭转剪应力（MPa）； P轴传递的功率（kW）； n轴的转速（r/min）；许用扭转剪应力（MPa）； C由许用扭转剪应力确定的系数； d轴的直径（mm）。 17 查2得 C 的值为 106。由公式（3.7）得： mm10.9 mm9 .105 . 7 2 3 2 1 1390 75 . 0 106 3 d 考虑到实际的工作状况，取轴径为 16mm。 2.轴的结构设计在轴的基本直径定下以后，要进行轴的结构设计，定出轴的各部分的形状和尺寸。根据多功能切菜机的设计要求和前面的总体分析，轴的结构如图 3.2 所示。图 3.2 轴结构图 3.轴的受力分析（见图 3.3）（）由斜齿轮的计算可知：切向力N334 86.30 515322 1 1 d T Ft 径向力 3 . 124 12cos 20tan 334 cos tan n tr FF 轴向力N71tan ta FF 轴承 1 总的支承反力为： N 8 . 925 8 . 893 4 . 241 222 111 2 yxNNN 轴承 2 总的支承反力为： N 7 . 698 8 . 688 1 . 117 222 222 2 yxNNN 18 图 3.3 轴受力分析图（）弯矩：在水平面上，a-a 剖面：Nm25.12 aH M b-b 剖面: Nm9018 bH M 在垂直面上，a-a 剖面: Nm0 av M b-b 剖面: Nm3356 bv M 合成弯矩，a-a 剖面，Nm12250 22 aVaHa MMM b-b 剖面，Nm9620 22 bVbHb MMM （）转矩：由上面的计算得 T=9.62Nm 19 4.轴的强度校核从弯矩图中可知，斜齿轮轴中间的 a-a 剖面弯矩载荷最大，是危险截面。轴的安全系数公式为：（3.8） n nn nn n 22 式中：只考虑弯矩作用时的安全系数；n 只考虑转矩作用的安全系数；n 许用安全系数。 n （3.9） m aK n 1 （3.10） m r aK n 1 式中：对称循环下材料试件的弯曲疲劳极限(N/mm2)；1 对称循环下材料试件的扭剪疲劳极限(N/ mm2)；1 、弯曲、扭剪的有效应力集中系数；KK 表面品质系数；、弯曲、扭剪的绝对尺寸影响系数；r 、弯曲、扭剪应力的应力幅 N/ mm2，一般传递动力的轴，弯曲应力为对称aa 循环，单向回转的轴，考虑载荷的不均匀性，扭剪应力应视为脉动循环；、材料拉伸、扭剪的平均应力折算系数。a 在本设计中，弯曲应力是按循环变化，故，; W M a0m 剪应力按对称变化，即，。 T a W T 0m 对于 a-a 截面：查2得=1.1；K 查2得=1.62；K 20 查2得=0.92；查2得=0.85，=0.87；r 查2得=0.2，=0.1；a 由材料力学的弯曲应力公式得：抗弯剖面模量 mm3 657 202 5 . 3205 . 36 201 . 0 2 )( 1 . 0 2 3 2 3 d tdbt dW 抗扭剖面模量 mm3 1457 202 5 . 3205 . 36 202 . 0 2 )( 2 . 0 2 3 2 3 d tdbt dW 弯曲应力 MPa 6 . 18 657 12250 W Ma b MPa6 . 6 1457 9620 T T W T MPa3 . 3 2 6 . 6 ma 分别把各数值代入式（3.9）和式（3.10），有 7 . 14 02 . 0 85 . 0 92 . 0 6 . 181 350 n 5 . 28 3 . 31 . 0 87 . 0 92 . 0 3 . 362 . 1 200 n 则根据（3.8）得： 1 . 13 5 . 28 7 . 14 5 . 28 7 . 14 22 n 1.8，轴校核满足要求。 5 . 1 nn 5.轴上键的校核平键的两侧面是工作面，工作时两侧面受到挤压，对于按标准选择尺寸及键为常用材料的普通平键联接其主要失效形式是键、轴槽和毂槽三者中强度最弱的工作面被压溃。校核时，按工作面的平均挤压力进行计算，其公式为：p 21 MPa （3.11） pp kld T 2 式中:T传递的转矩（Nm）； d轴的直径（mm）； l键的工作长度（mm），58mm；、b键的公称长度和键宽（mm）；l k键与毂槽的接触高度（mm）；许用应力（MPa）。 p 由式（3.11）得： MPa 2 9620 8.29 2.5 58 16 p 查2有冲击载荷时=120150MPa。显然满足强度条件。 p 综上计算得设计参数：轴材料选用 40Cr；轴径取 16mm；轴的总支反力 N，N；键的压应力 8 . 9251N 7 . 6982N MPa 8.29120 150 p p 6.轴承的校核对于传动的滚动轴承，其滚动体和滚到发生的疲劳点蚀是主要的失效形式，因而主要是进行寿命计算，必要时再作静强度校核。本次验算为刀片传动中齿轮轴两侧的轴承的校核，其型号为 7204C。 1.求两轴承的计算轴向力和。 1a F 2a F 由2得 7204C 派生轴向力，初取 e0.42 估算。 td eFF N 111 0.420.420.42 925.8388.8 dr FFN N 222 0.420.420.42 698.7293.5 dr FFN N 11 71 388.8459.8 adac FFF N 2 293.5 a F 0616 . 0 1046 . 7 8 . 459 3 0 1 C Fa 22 0393 . 0 1046 . 7 5 . 293 3 0 2 C Fa 由2插值计算得、435 . 0 1 e42 . 0 1 e 再计算 N 111 0.435 925.8402 dr Fe F N 222 0.42 698.7293 dr Fe F N 1 71402473 a F N 2 293 a F 0634 . 0 7460 473 0 1 C Fa 0393 . 0 7460 293 0 2 C Fa 确定、，N、N435 . 0 1 e42 . 0 2 e 1 473 a F 2 293 a F 2.求轴承当量动载荷和。 1 p 2 p 1 1 1 51 . 0 8 . 925 473 e F F r a 1 2 2 42 . 0 7 . 698 293 e F F r a 由2 分别进行查表或插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数：轴承 1 44 . 0 1 X28 . 1 1 Y 轴承 2 12 X0 2 Y 因轴承运转中有中等冲击载荷，按表 13.6 取2 . 10 . 1 p f1 . 1 p f N 11111 1.10.44 925.8 1.28 4731114 pra pfX FY F N 22222 1.11 698.70 293769 pra pfX FY F 3.验算轴承寿命。因为所以按轴承 1 得受力大小验算： 21 pp 23 h 18185 1114 11200 3 139060 106 1 60 6 10 p c h h L 已知本机器使用 5 年，一班制，预期寿命为： h14600536518 R L 故本轴承能够满足设计要求。 hh LL 3.5 蜗杆传动设计计算 1.选择材料及热处理方式考虑到蜗杆传动传递的功率不大，速度也不快，蜗杆选用 40Cr 制造，表面淬火处理，HRC4550;加上相对滑动速度6m/s,故蜗轮轮缘选用铸锡锌铅青铜 s v ZcuSnPb5Zn5,又因批量生产，采用金属模铸造。依据 GB/T 10085 的推荐，本传动使用渐开线蜗杆（ZI）. 2.选择蜗杆头数和蜗轮齿数T 3 4 由2按 i=60,选取=1，则=i=601=60。 3 4 3 3.按齿面接触疲劳强度确定模数 m 和蜗杆分度圆直径 3 d （3.12） 2 4 23 2 500 H KTdm （）确定作用于蜗轮上的转矩 2 按=1，初取 =0.71，则 3 Nm 4 . 25 1390 75 . 0 1055 . 9 71 . 0 601055 . 9 6 3 16 32 n P iTiT （）确定载荷系数 K 由于机器运转载荷平衡故 K=1.1 （）确定许用接触应力 H 查2由材料得 MPa 140 H 24 （）计算中心距 mm 3 . 64 2 4 zq m a 由2查取，选取中心距为 80，模数为 2，分度圆直径mm， 5 . 35 1 d142 1 2 dm 直径系数，分度圆导程角，蜗轮齿数为 62，变位系数。75.17q82313 125 . 0 2 x 这时查2得接触系数444 . 0 80/ 5 . 35/ 1 ad7 . 2Z 因因此以上计算结果可用。ZZ 4.蜗杆与蜗轮的主要参数于几何尺寸。）蜗杆轴向齿距 mm283 . 6 14 . 3 2 mpa 直径系数 75.17q 齿顶圆直径 mm 5 . 3921255 . 3 2 11 m hdd aa 齿根圆直径 mm3125 . 0 21255 . 3 2 11 cmhdd af 分度圆导程角 82313 蜗杆轴向齿厚 mm14 . 3 2 1 msa ）蜗轮蜗轮齿数 62 2 Z 变位系数 125 . 0 2 x 验算传动比：62 1 62 1 2 Z Z i 传动比误差误差在允许的范围内。%3 . 3033 . 0 60 6062 蜗轮分度圆直径 mm124622 22 mZd 蜗轮喉圆直径 mm128221242 222 aa hdd 25 蜗轮齿根圆直径 mm199225 . 1 21242 222 hfdd f 蜗轮咽喉母圆半径 mm16128 2 1 80 2 1 22 ag dar 5.校核齿根弯曲疲劳强度 FFaF YY mdd KT 2 21 2 53 . 1 当量齿数， 30.62 82313cos 62 cos 22 2 2 Z ZV 根据，从2中查得齿形系数125 . 0 2 X30.62 2 V Z7 . 2 2 Fa Y 螺旋角系数 3.224 110.977

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