蔬菜瓜果切片机传动系统设计_课程设计_机械

1、目 录第一章 蔬菜瓜果切片机传动方式的选择1第一节 常见传动方式优缺点分析11. 皮带传动12. 链传动13. 齿轮传动24. 蜗杆传动25. 螺旋传动3第二节 选择蔬菜瓜果切片机的传动方式3第二章 蔬菜瓜果切片机齿轮传动的设计4第一节 直齿圆柱齿轮的设计与校核41. 选择齿轮材料、热处理方式和精度等级42. 按齿面接触强度确定中心距53. 校核齿面接触疲劳强度64. 校核齿根弯曲疲劳强度75、 齿轮主要几何参数7第二节 直齿圆锥齿轮的设计与校核81. 选择齿轮材料及精度等级82. 按齿轮接触疲劳强度设计83. 校核齿根弯曲疲劳强度104. 齿轮主要几何参数11第三章 齿轮安装轴的设计计算12

2、第一节 主动轴的设计与校核121. 选择主动轴的材料 ，确定许用应力122. 扭强度估算主动轴的轴径123. 设计主动轴的结构124. 主动轴的强度校核125. 绘制主动轴的草图13 第二节 从动轴的设计与校核131. 选择从动轴的材料 ，确定许用应力132. 扭强度估算从动轴的轴径133. 设计从动轴的结构134. 从动轴的强度校核135. 绘制从动轴的草图14第四章 键的校核15第五章 造价分析16参考文献16第一章 蔬菜瓜果切片机传动方式的选择第一节 常见传动方式优缺点分析 1. 皮带传动 皮带传动优缺点分析优点缺点1） 可用于两轴中心距离较大的传动；2） 皮带具有弹性、可缓冲和冲击与振

3、动，使传动平稳、噪声小； 3） 当过载时，皮带在轮上打滑，可防止其它零件损坏；4） 结构简单、维护方便。1） 由于皮带在工作中有滑动，故不能保持精确的传动比；2） 外廓尺寸大，传动效率低，皮带寿命短。图1-1 带传动简图2. 链传动 链传动优缺点分析优点缺点1） 能保证准确的平均速比；2） 可以作中心距较大的两轮轴间传递动力和运动。1） 链条较容易磨损，磨损后的链条节距加大，链条易脱落；2） 链条传动的速度较低，运行时有噪声。图1-2 链传动简图3. 齿轮传动 齿轮传动优缺点分析优点缺点1） 能保证传动比稳定不变； 2） 能传递很大的动力；3） 结构紧凑、效率高。 1） 制造和安装的

4、精度要求较高；2） 当两轴间距较大时，采用齿轮传动就比较笨重。 图1-3 齿轮传动简图4. 蜗杆传动 蜗杆传动优缺点分析优点缺点1） 结构紧凑，传动比大； 2） 工作平稳无噪音；3） 传动功率范围大；4） 可以自锁。1） 传动效率低；2） 蜗轮常需用有色金属制造，成本较高。图1-4 蜗轮蜗杆传动简图5. 螺旋传动螺旋传动优缺点分析优点缺点1）能达到较高的传动精度；2）螺旋传动工作平稳，易于自锁； 3）结构简单，制造方便；4）能将较小的回转力矩转变为较大的轴向力。 摩擦损失较大，传动效率较低。图1-5 螺旋传动示例车床丝杠第二节 选择蔬菜瓜果切片机的传动方式 蔬菜瓜果切片机传动方式选择的总思路：

5、根据蔬菜瓜果切片机对传动方式的要求，选择传动方式：1. 蔬菜瓜果切片机要使切片厚薄均匀，就需使电动机轴与输出轴之间具有固定传动比，故排除带传动；2. 蔬菜瓜果切片机为一般机械，对较大传动比与轴向力没有特殊要求，而应保证较高的传动效率，故排除蜗杆传动与螺旋传动；3. 蔬菜瓜果切片机适用于家庭或餐馆等场所，为减小噪音并保证质量，排除链传动；4. 齿轮传动保证传动比稳定不变，能传递较大的动力，保障速度，效率高，并且结构紧凑，可使本机器便于安装摆放。故选择齿轮传动。第二章 蔬菜瓜果切片机齿轮传动的设计 注：若无特殊说明，本说明书所查图与公式均来自机械设计，详见参考文献。第一节 直齿圆柱齿轮的设计与校核

6、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，选用直齿圆柱齿轮传动。小齿轮选用40Cr，调质处理，齿面硬度250280HBS。大齿轮材料选用ZG310-570，正火处理，齿面硬度162185HBS。由下式计算应力循环次数N： h式中: n 齿轮转速（r/min）； 齿轮转一周，同一侧齿面啮合的次数； 齿轮的工作寿命（h）。可得： h h查图5-17得(允许有一定点蚀)。由式5-29 得取取取按齿面硬度250HBS和162HBS，由图5-16（b），得=690 MPa，=440 MPa，由下式计算许用接触应力： MPa可得：1=689.2 MPa2=485.

7、8 MPa2<1，所以取=2=485.8 MPa。2. 按齿面接触强度确定中心距 小轮转矩 N·m 初取，取，由表5-5得=188.9，减速传动u=i=2由式5-14计算由式5-18计算中心距=46.38 mm取中心距=50mm，估算模数m = (0.0070.02) = (0.0070.02)50 = 0.351 mm，由表5-7选标准模数 m=1mm。齿数 ，齿轮分度圆直径 mm mm齿轮齿顶圆直径 mm mm齿轮基圆直径 mm mm圆周速度 m/s 由表5-6，选择齿轮精度为9级。3. 校核齿面接触疲劳强度按电机驱动，载荷平稳，由表5-3，取=1.0。由图5-4，按9级精

8、度和0.034m/s，得取=0.4，齿宽=0.4=19.8 mm由图5-7a，按=0.6，低速级轴的刚度较大，二级传动中齿轮相对轴承为非对称布置，得=1.04。由表5-4，=1.2。由式5-4计算载荷系数 =1.25式中:使用系数；动载系数；齿向载荷分布系数；齿间载荷分配系数按机械原理的公式计算端面重合度齿顶压力角计算： =(tan-tan)+(tan-tan)=1.737由式5-13计算=0.869由式5-17计算齿面接触应力=409.27 MPa<485.8 MPa 安全4. 校核齿根弯曲疲劳强度按=33， =66，由图5-14得=2.52，=2.28；由图5-15得=1.63，=1

9、.73。由式5-23计算 =0.25+=0.25+0.432=0.682由图5-16（b），得=290 MPa，=152 MPa。由图5-19，得=1.0，=1.0。由式5-32，m=1<5mm，则=1.0。取=2，=1.4。由式5-31计算许用弯曲应力=414 MPa=217 MPa由式（5-24）计算齿根弯曲应力=56.22 MPa=53.99 MPa<217 MPa，安全。5、 齿轮主要几何参数 齿宽，取第二节 直齿圆锥齿轮的设计与校核1. 选择齿轮材料及精度等级蔬菜瓜果切片机为一般机械，两齿轮选用45钢，调质处理。由表5-1，查得硬度217255HBS,取硬度235255H

10、BS。2. 按齿轮接触疲劳强度设计由式5-54 式中初选，由式5-14 由表5-5，得 取由式5-33 h 查图5-17得 取取取 按齿面硬度235HBS，由图5-16（b），得=590 MPa， 由式5-28=542.8 MPa = = 31.66 mm 取 取标准模数 由表5-3，取 查图5-4，取 ，取 查图5-7，得 由式5-53 安全3. 校核齿根弯曲疲劳强度 按 查图5-14，得 查图5-15，得 查图5-18(b)，得 查图5-19，得 查式5-32，得 取， 由式5-31 安全4. 齿轮主要几何参数 第三章 齿轮安装轴的设计计算第一节 主动轴的设计与校核1. 选择主动轴的材料

11、，确定许用应力蔬菜瓜果切片机为一般机械，该轴传递中小功率，对转速转矩无特殊要求，故选用45优质碳素钢结构钢调质处理，机械性能查表8-1可得: ,2. 扭强度估算主动轴的轴径对于实心主轴：=100，采用实心轴，则d100= 7.32 mm初选最小轴径为15 mm3. 设计主动轴的结构确定各轴段直径 的直径根据轴承的内径决定取为=15 mm，根据设计手册公式 选择=22 mm。确定各轴段长根据整机结构，轴的总长为262 mm，轴段的长度根据轴承所选小轴承宽度定为13 mm，轴段II的长度确定为200 mm，最后留下的长度就为轴段III的长。4. 主动轴的强度校核轴的校核计算首先做出轴的计算简图，弯

12、矩图，扭矩图，然后进行轴强度校核即可。由于本实心轴是水平放置，主要靠它传递扭矩，少量的弯矩可忽略不计，故只需对其扭矩进行校核便可。扭转切应力计算公式：式中， 截面的剪切应力 T截面处得扭矩 危险截面的抗扭截面系数对于实心轴：已查得45号钢故此实心轴符合强度要求。5. 绘制主动轴的草图图3-1 主动轴设计草图第二节 从动轴的设计与校核1. 选择从动轴的材料 ，确定许用应力因我们设计的轴对材料无特殊要求，故选用45钢并经调质处理，取A0=100由强度极限 ，再由许用弯曲应力2. 扭强度估算从动轴的轴径 对于实心主轴：=100，采用实心轴，则d100= 7.32 mm初选最小轴径为10 mm3. 设

13、计从动轴的结构确定各轴段直径 的直径根据轴承的内径决定取为=10 mm，根据设计手册公式 选择=14 mm。确定各轴段长根据整机结构，轴的总长为105 mm，轴段的长度根据轴承所选小轴承宽度定为5mm，轴段II的长度确定为10 mm，最后留下的长度就为轴段III的长。4. 从动轴的强度校核轴的校核计算首先做出轴的计算简图，弯矩图，扭矩图，然后进行轴强度校核即可。由于本实心轴是水平放置，靠它传递扭矩，少量的弯矩可忽略不计，故只需对其扭矩进行校核便可。扭转切应力计算公式：式中， 截面的剪切应力 T截面处得扭矩 危险截面的抗扭截面系数对于实心轴：已查得45号钢故此实心轴符合强度要求。5. 绘制从动轴

14、的草图图3-2 从动轴设计草图第四章 键的校核本设计主动轴所用键为的平键，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： MPa MPa式中:T转矩（N·m）；d轴的直径（mm）；l键的工作长度（mm）；b键宽（mm）；k键与毂槽的接触高度（mm）；键联接的许用挤压应力 查表可得轻微冲击载荷时，取=150 键的许用静压力 ，查表可知：=100 由公式（11）得: MPa MPa所以 由以上的计算可知，该平键的强度极限满足要求。第五章 造价分析序号名称数量品牌参数单价小计1直齿圆柱齿轮2汇新型号：1.5M齿轮7.5152锥齿轮2汇新型号：2M齿轮8163键1辰希型号：5x2633总计34参考文献1 巩云鹏，田万禄，张祖立，黄秋波.机械设计课程设计M.沈阳：东北大学出版社，2000 2 孙志礼，冷兴聚，魏延刚，曾海泉.机械设计M.沈阳：东北大学出版社，2000 3 赵永成，王丰，李明颖，汤武初.机电传动控制J中国计量出版社，2000 4 王春香.材料力学M.