毕业设计（论文）-多筒自动槟榔切片机总体方案设计.docVIP

南华大学机械工程学院毕业设计目 录1 多筒自动槟榔切片机总体方案设计11.1 多筒自动槟榔切片机的工作原理和工作过程51.2 切片系统的方案设计61.3 机械传动系统的方案设计81.4 运动转换系统的方案设计91.5 驱动系统的方案设计 122 槟榔切片系统的结构设计 162.1 刀筒套的结构设计 162.2 推杆的结构设计 182.3 推杆横梁的结构设计 193 机械传动系统的设计22 3.1 带传动的设计 22 3.1.1 v带的设计22 3.1.2 带轮的设计 253.2 链传动的设计 263.3 主轴的设计 303.3.1主轴的设计计算 303.3.2主轴的结构设计 313.4 轴承的选择及校核计算333.5 轴承支座的结构设计364 运动转换系统的设计 38 4.1 曲柄的设计 39 4.2 连杆的设计 40 4.3 导轨的结构设计 42参考文献 43谢 辞 45附 录 46根据国际粮农组织(fao)的统计资料，截止2004年世界槟榔收获面积55. 97万h，产量达66. 44万t，比2003年收获面积略有减少。槟榔收获面积最大的国家是印度，2004年收获面积为29. 00万h，占世界槟榔收获总面积的51. 81%，其次是印度尼西亚，收获面积为8. 80万h.占15. 72%，孟加拉国居第3位，为7. 73万h，占13. 81%。其他主要生产国有缅甸、泰国，中国、马来西亚。2004年世界槟榔的总产量为66. 44万t，比2003年略有减少，单位面积产量为1 187 kg/ h 。槟榔产量最大的国家是印度，为33. 00万t，占世界槟榔总产量的一半:缅甸次之，为5. 70万t，占8. 58%，第3位是孟加拉国5. 10万t，占7. 68%，第4位是中国约5. 10万 t，占7. 68%，其他主要生产国有印度尼西亚，泰国、马来西来。其中单位面积产量最高的是中国，约为3 129 kg/ h，其次是马来西业、缅甸、泰国、印度、孟加拉国、印度尼西亚等国家。从世界消费市场来看，全世界每年有5%人口嚼食槟榔。作为最大的槟榔生产国的同时，印度也是最大的消费国，每年仍需进口大量的槟榔。各大生产国也是主要的消费国。部分国家仍需进口槟榔以满足国内市场的需要。巴基斯坦，尼泊尔等不产槟榔的国家，由于其历史上有食槟榔的习惯，所以每年仍需靠进口供应国内市场。根据fao的统计数据。2003年世界槟榔的进口量为6. 45万t，巴基斯坦、孟加拉国和尼泊尔三国的进口量占世界槟榔进口总量的95. 35%。其中巴基斯坦是世界最大的槟榔进口国，2003年的进口量为4. 16万t,占世界槟榔进口总量的64.5%，进口金额为1 612万美元:其次是孟加拉国，进口量为1. 24万t，占19. 22%，进口金额为418万美元 ，尼泊尔居第3位，进口量为0. 75万t。其他进口国有马来西亚、泰国、德国、文莱、捷克、奥地利、日本等。近几年随着槟榔的全球化，亚太地区嚼食槟榔的习惯逐渐为其他国家人所接受，逐渐传向欧洲、美洲，东亚部分国家。目前，俄罗斯、美国、口本等发达国家也有进口槟榔产品的记录。 我国槟榔产区主要集中在海南岛中部、南部、东南部等地，槟榔面积和产量占全国的95. 6% ；广东、广西、福建以及云南河口和西双版纳等均有小面积种植。随着近几年槟榔销售形势的好转以及对台商政策的放宽，槟榔经济价值升高，农民种植的积极性大大提高，种植面积迅速扩大。截至2005年，我国种植面积达4. 77万h，收获面积2. 078万h，产量6. 44万t，总产值达15. 44亿元，成为我国热带业热带地区仅次于橡胶的第二大产业。我国消费市场主要集中在湖南和海南，有1 000多家槟榔加工企业和数个名牌产品，年产值达20亿元。近儿年东北地区以及上海等大城市也逐渐有嚼食槟榔的习惯.消费市场逐渐扩大。本设计的目的在于解决现有的槟榔切片效率低、体力劳动强度大、对工人人身不安全、生产制作不卫生、不适应工业化大批量生产需要的问题，提供一种自动化程度高、能形成大规模槟榔切片的切片机,其间涉及到了在大学期间所学的机械设计、机械原理、互换性、热加工等知识，并充分运用这些知识服务于实际生产。1 总体方案设计1.1 多筒自动槟榔切片机的工作原理和工作过程本设计的技术方案是这样完成的:将成排刀头筒相应与推进杆活动套接，刀头筒自身固接于机架的刀筒座之上;将推进杆上头固接于推杆横梁，推杆横梁端头固接定向一导轨并活接动力连杆;定向导轨由固接于机架的导向板滑合夹持，动力连杆另一头活套曲柄，曲柄固接一于由马达、减速机给予动力的传动轴。刀头筒一侧开有入料孔相应固接落料管，槟榔从落料管进入刀头筒，在刀头筒下部的刀头口装有刀片，当马达经传动系统使推杆横梁下行，推杆横梁下方的推进杆在刀头内推动槟榔使之穿过刀头口，而使槟榔果被刀片剖切成片。 图1.1 槟榔切片机原理示意图本设计采取刀头筒成排与刀筒座固接，推进杆成排与推杆横梁固接，所有推进杆相应滑动配合于所有刀头筒内往复运动切片，其生产能力相当于多台单机的组合，并且刀筒大小与分级后的槟榔大小对应，从而实现了一机可以对不同大小的槟榔切片，切片大小均匀。，这个设计与以前的手工切片相比，大大减少了人的体力劳动，极大地提高了生产率，并且不用手工接触槟榔，从而在很在程度上保证了切开的槟榔片的卫生程度，提高的食品的安全度。本设计适于工业化大批量生产;全部推进杆统一由一个马达、减速机驱动作功，相对节约了能源，降低了成本。这种切片机切片动作平稳，机构新颖合理，高效快速，技术性能良好。1.2 切片系统的方案设计 切片系统是采用的刀筒套和推杆滑动配合，其中刀筒套固定于机架上，推杆在刀筒套内上下运动，不断的推动进入刀筒套的槟榔果向固接于刀筒套下部的刀片运动，使槟榔果穿过刀片而被切开。 本处方案设计的难点是设计刀片固接于刀筒套的方法：方案一：刀片固接于底座上，然后底座焊接在刀筒座上图1.2 切片结构示意图一如工作简图所示，刀片采用螺钉固接于底座上，然后底座焊接在刀筒套上。方案分析：此方案原理上是正确的，因刀片容易钝化，需要经常更换，但此方案中，零件一旦装配好后，因采用的是焊接连接刀筒和底座，刀片如果需要取出来修整或更换就十分困难了。方案二： 刀筒上开卡槽，刀片卡在卡槽中图1.3 切片结构示意图二如工作简图所示，刀片采用卡槽固定于刀筒座上。方案分析：(1) 此种方案原理简单正确(2) 刀片容易钝化，需要经常更换,此方案则正好适合这一现实情况，刀片的取下和安装是十分方便的。只需用钳子夹着刀片向上提起，然后向外拉即可取下刀片，不会对原机器产生任何破坏(3) 此方案零件加工制作容易，费用低廉，适合规模化生产1.3 机械传动系统的方案设计机械传递装置位于原动机和工作机之间，用以传递运动和动力或改变运动方式，传动装置方案设计是否合理，对整个机械的工作性能、尺寸、重量和成本等影响很大，因此传动方案设计式整个机械设计中最关键的环节。下面是三种传动方案的比较：（1） 齿轮传动 齿轮传动优点:瞬间传动比恒定且稳定性高,结构稳定可靠,噪音低,传动功率大效率高，缺点:应用环境要求高,润滑条件要好,不适合灰尘较多以及距离较远的两轴之间的传动。（2） 带轮传动 带传动具有传动平稳、吸振等特点，且能起过载保护作用。但由于它时靠摩擦力来工作的，在传递同样功率的条件下，当带速较低时，传动结构尺寸较大，为了减小带传动的结构尺寸，应将起布置在高速级。（3） 链条传动 链条传动受力情况较好，承载能力较大；又一定的缓冲和减振性能；中心距可大而结构轻便，由于工作时链速和瞬时速度传动比呈周期性变化、运动不均匀、冲击振动大，应将其布置在低速级。图1.4 传动系统工作原理简图图1.5 传动系统工作三维图综上所述，再根据本设计运动传递的要求，我们把传动方案确定为：从电动机输出的旋转运动通过带轮传动传递一级锥齿轮减速器，一级锥齿轮减速器的作用是减速以和速度方向的变换，然后再通过链传动，把动力传递到主轴上1.4 运动转换系统的方案设计电动机通过带传动和链传动，把旋转运动传递到了长轴上，使长轴以一定的角速度旋转，此时，我们需要把旋转运动转变为往复直线运动，使用纯机械的方法，我们可以通过以下几种方案来实现，并对各方案进行对比，选出最合适的方案：方案一：蜗轮蜗杆机构方案分析：图1.6 蜗轮蜗杆传动中一般蜗杆是主动件，蜗轮是从动件。蜗杆传动广泛应用于各种机器和仪器中。蜗杆传动的主要优点是能得到很大的传动比，结构紧凑，传动平稳和噪声较小等。在分度机构中传动比可达1000。蜗杆传动的主要缺点是传动效率较低；为了减摩耐磨，蜗轮齿圈常需用青铜制造，成本较高。 而本设计中的多筒自动槟榔切片机要求精度不太高，制造费用就较低廉，传动效率要求比较高。而本设计中的运动转换系统需要的是把圆周运动转换为往复直线运动，而蜗轮蜗杆结构是做不到这点的。显然，此方案中的蜗轮蜗杆结构不符合本设计的运动转换系统的要求。方案二：齿轮齿条机构方案分析：图1.7 齿轮齿条此方案中的齿轮齿条机构的优点是结构紧凑，传动平稳和噪声较小等。在原理上，齿轮齿条机构是可以把旋转运动转变为直线运动，但是不可以把旋转运动转变为往复直线运动。并且齿轮齿条机构和加工制作费用也比较昂贵，这不符合本设计的要求的。显然，此方案也是不适合本设计的运动转换系统的要求。方案三：凸轮机构方案分析：图1.8 凸轮机构此方案中，原理是正确的，凸轮机构的确可以把旋转运动转变为往复直线运动，但是它会有冲击振动，并且凸轮的制造费用比较高昂，不适合本设计的要求，所以不予采用。方案四：曲柄滑块机构方案分析：图1.9 曲柄滑块机构此方案中，使用曲柄滑块机构来进行旋转和往复直线运动的转换，此方案原理简单，结构紧凑，制作加工费用低廉，适合规模化生产，同时也适合有小振动和灰尘的工作环境。所以我们在本设计的运动转换系统中采用此方案来把旋转运动转换为往复直线运动。1.5 驱动系统的方案设计(1) 电动机选择的一般原则电动机是最常用的原动机，根据电动机的不同工作原理，性能，用途，一般分为交流异步，交流同步和直流电动机三类。每一类产品又按其基座号（中心高或交流电动机定子铁心外径或直流电机电钮铁心外径）大小或功率大小分为大，中，小和微型电动机。其中的微型电动机还分为驱动电动机和控制电动机。(2) 常规电动机的特性及选用各类电动机基本上按照其适应的工作环境，性能，结构特征，励磁方式，冷却方式，介质和绝缘等级等，进行了产品的规模化和系列化。常规电动机的分类，特点和应用使用范围见下表。电动机选择的一般原则是：a、满足设计对象的各种要求 如负载特性，工作制式，转速，加速度，起动，制动，过载能力及调速特性等。其中，负载特性和调速特性是选择电动机类型的主要依据，其他特性要求是选择型号的主要依据。b、应有一定的备用功率 电动机的负载率应在70%90%左右。在设计中也应防止选择功率过大的电动机，以免使电动机长时间处在低负荷工况，造成电动机功率低下的不利情况。c、满足使用环境要求 电动机的结构形式和绝缘等级应满足环境温度的要求，保证电动机的安全运行。表1.1 y系列三相异步电动机技术数据（ip44）表1.2 y系列三相异步电动机外形和安装尺寸（ip44）根据切片速度为40片每分钟，以及传动系统中的速度传动比，查上表可知 y132m1-6是最合适的。y132m1-6技术数据： 额定功率 4 kw 同步转速 960 r/min图1.10 整机完成后三维结构图2 槟榔切片系统的结构设计2.1 刀筒套的结构设计槟榔切片系统的主要内容和难点是：(1) 槟榔果的定位与夹紧(2) 切片方式的确定：方法一：刀片运动，槟榔果不被夹紧处于静止状态 方法二：刀片固定不动，槟榔果被推动到刀片上切开在日常生活中，我们都是把需要切开的物体固定不动，然后刀片运动而切开，就像上面的方案二一样。但在本设计中，我们采用一个创新点，也就是方案二中的方法，把刀片固定不动，然后使用推杆推动槟榔果下行，使槟榔果被切开而成片。切片管入料管推杆防转螺钉孔刀片卡槽图2.1 刀筒套结构图图2.2 刀筒套结构工程图首先，我们把刀筒套的切片管和入料管大小分成5个等级，它们的内径大小分别为：19mm 20mm 21mm 22mm 23mm这也就对应本设计中的切片机可以同时加工5种大小等级的槟榔果，这样加工槟榔果厂家就不必购买多台机器来加工大小不等的槟榔果，这可以大大减少加工槟榔果厂家的购买机器的费用，同时也提高了槟榔果的利用率。 切片机构的工作原理如下：（1） 槟榔果从入料管送入，因重力作用，槟榔果落入切片管（2） 推杆推着槟榔向下运动，通过固定在切片管下部的刀片，从而槟榔被切开成两片2.2 推杆的结构设计本设计中，推杆用于推动落入切片管的槟榔果下行，使槟榔果通过刀片而被完整切开成片。在这推杆的结构设计中，有三个关键点：(1) 槟榔果的两头不是平面，而是椭球形，这就需要我们把推杆的顶端做下个锥孔，使推杆顶端刚好与槟榔果相合，从而使槟榔果中心与切片管中心重合，这样切片出来的槟榔片大小才均匀，而不会出现手工切片时的槟榔片大小厚度不匀的情况。(2) 本设计中，槟榔果要完全通过刀片，并且要使推杆与刀片不接触，否则推杆与刀片相碰，会刀片变钝。在本设计中，我们的解决的方法是，在推杆的顶端开一个一定深度的一字槽，使刀片在这个一字槽中做上下直线运动，同时不会触碰到推杆。(3) 在（2）设计中，设计的一字槽，我们要确定刀片刚好在这个一字槽中，我们就要设计使推杆在往复直线运动中防转的措施。在本设计中，我们采用在推杆上开一长槽，使这与安装在刀筒座上的防转螺钉相配合，从而防止推杆的转动，确保刀片完全切过槟榔果，同时刀片又不会触碰到推杆，从而确保了刀片和推杆的安全。图2.3 推杆三维图图2.4 推杆工程图 如上图中所示，在推杆的上端有一凸台，用以与推杆横梁相抵，当横梁下行时，横梁的力通过凸台传到推杆上来，然后推杆随着横梁下行而下行。当横梁上行时，我们在凸台的上端车螺纹，然后用安装上双螺母用来夹持横梁，从而使推杆和横梁一起上行。因为这是有冲击和振动载荷的场合，如果我们用单螺母，那么螺母很快就会松掉的。螺母防松的方法有很多，例如我们常用的方法有弹簧垫防松，止退螺母防松，双螺母防松，加销子防松，这些方法都是可拆换的方式。另外在基本上在不用拆卸的场合也可用点焊防松，在连接处打点防松。在本设计中，我们的产品要求的是推杆可拆换的场合，综合防松的制作的方便性以及加工费用等方面的情况考虑，我们在本设计中采用双螺母来防松。2.3 推杆横梁的结构设计本设计中，推杆横梁的作用是把10支推杆全部安装在其上，连杆在曲柄的带动下，使推杆横梁以每分钟40次的频率往复上下直线运动，然后所有的推杆也都随着推杆横梁一起做每分钟40次频率的往复上下直线的切片运动，从而完成切片运动的一部分。这样的设计，使一个电动机就可以同时驱动10个推杆而完成切片动作，这样的设计大大的提高了电能的利用率，同时也大大提高了槟榔果的切片效率。图2.5 推杆横梁三维图双螺母导轨轴承如上图中所示，本设计在横梁的两边各设计了两个安装滚动轴承的短轴，滚动轴承内圈与轴配合采用基孔制，要求要以过盈配合安装这4个滚动轴承，如右图所示，本设计中短轴采用了k6的公差带，然后外加挡圈与螺母来固定。推杆图2.6 推杆结构工程图如图2.6所示，推杆与横梁通过双螺母连接，推杆凸台与横梁之间有3 mm的间隙，用于推杆与刀筒套之间的自动调节而对齐。因为焊接件的精度比较低，所以推杆与刀筒套之间的配合精度比较低，所以推杆凸台与推杆横梁之间留少许间隙用于推杆与刀筒套之间的偏心的自动调节是必要的。3 机械传动系统的设计3.1 带传动的设计3.1.1 v带的设计计算带传动由于具有传动平稳、结构简单、造价低廉、不须润滑和能缓冲吸振等优点，在机械中被广泛使用，根据此次设计要求，我们在传动的高速级也就是电动机到减速器中间采用普通v带传动可满足要求，并使用基准宽度制。1. 计算功率pc 式中，ka为工况系数；p为传递功率,如电机的额定功率。由于工作载荷变动较大，又属轻型设备，每天工作10-16小时，故选ka=1.2,设传递功率p= 4 kw , 所以pc=4.8 kw2. 带的型号 带的型号可根据计算功率pc和小带轮转速n1由下图中“普通v带选型图“来选取。取n1=960r/min ，选择带的型号为a型。表3.1 普通v带选型图3.带轮基准直径带轮基准直径d 带轮直径愈小，传动所占空间愈小，但弯曲应力愈大，带越易疲劳。手册中列出了最小带轮基准直径。设计时，应使小带轮基准直径dd1ddmin，大带轮的基准直径 式中的n1/n2为带传动的传动比，我们在传动系统中给带传动分配的传动比为i=3 dd1、dd2通常按手册推荐的直径系列圆整。此次设计选用小带轮基准直径为v带轮的最小基准直径，即dd1 =75 mm,则大轮直径为dd2=753=225 mm，带轮的基准直径系列整圆，则dd2=224 mm 。4. 带速v 普通v带质量较大。带速太高时，会因离心惯性力过大而降低传动能力；带速过低，则在传递相同功率的条件下所需有效拉力f 较大，要求带的根数较多。一般v530m/s。带速的计算公式为 v=dd1n1，式中，dd1 =75 mm，n1=960r/min，代入数据得：v=3.140.075960/60m/s=3.768 m/s5. 中心距 a 和带的基准长度ld带传动的中心距不宜过大，否则工作中将因载荷变化引起带的颤动。中心距也不宜过小，因为中心距愈小，带的长度愈短，在一定速度下，单位时间内带的应力变化次数愈多，会加速带的疲劳。一般初定中心距a0为 初选a0 后，根据带传动的几何关系，按下式初算带的基准长度ld选择a0=220mm,则ld0=1387.5 mm，根据ld0，按手册选取接近的带的基准长度ld=1400 mm然后再按下式计算实际中心距 a 在使用中，v带传动的中心距一般需要调整，所以可采用下式近似计算 代入数据，我们可计算出传动的中心距为448.6 mm考虑到带轮的制造误差、带长误差、带的弹性以及因带的松弛而产生的补充张紧的需要，常给中心距的变动范围：在本设计中，我们的传动中心距圆整取为 450 mm6. 小带轮上的包角1 包角是影响带传动工作能力的重要参数之一。包角大，带的承载能力高；反之，则易打滑。在v带传动中，一般小带轮上的包角1不宜小于120，个别情况下可小到90。1的计算式为 代入数据得1=1477. v带的截面尺寸表3.2 v带型号 3.1.2 带轮的设计1带轮材料：主要采用铸铁，牌号ht150或ht200，转速高时用铸钢，小功率时可用铸铝或塑料。此次设计可选用ht150。图3.1 轮槽结构尺寸2带轮的技术要求 带轮各部位不允许有砂眼、裂缝、缩孔及气泡。 v带轮轮槽的工作表面粗糙度ra为3.2um,轮缘和轴孔端面的ra为6.3um,轮槽底的ra为12.5um，轮槽的棱边要倒角或倒钝。 轮毂孔公差为h7或h8,毂长上偏差为it14，下偏差为0表3.3 v带型号3.2 链传动的设计链传动由两个链轮和绕在两轮上的中间挠性件链条所组成。靠链条与链轮之间的啮合来传递两平行轴之间的运动和动力，属于具有啮合性质的强迫传动。其中，应用最广泛的是滚子链传动。 图3.2 链传动简图 图3.3 链条实物与带传动、齿轮传动相比，链传动的主要特点是：没有弹性滑动和打滑，能保持准确的平均传动比，传动效率较高（封闭式链传动传动效率=0.950.98）；链条不需要象带那样张得很紧，所以压轴力较小；传递功率大，过载能力强；能在低速重载下较好工作；能适应恶劣环境如多尘、油污、腐蚀和高强度场合。这也是在此次设计中使用链传动的的原因。当然链传动也有一些缺点：瞬时链速和瞬时传动比不为常数，工作中有冲击和噪声，磨损后易发生跳齿，不宜在载荷变化很大和急速反向的传动中应用。图3.4 滚子链结构滚子链由内链板1、外链板2、销轴3、套筒4和滚子5组成。销轴3与外链板2、套筒4与内链板1分别用过盈配合联接。而销轴3与套筒4、滚子5与套筒4之间则为间隙配合，所以，当链条与链轮轮齿啮合时，滚子与轮齿间基本上为滚动摩擦。套筒与销轴间、滚子与套筒间为滑动摩擦。链板一般做成8字形，以使各截面接近等强度，并可减轻重量和运动时的惯性。链传动的使用范围是：传动功率一般为100kw以下，效率在0.920.96之间，传动比i不超过7，传动速度一般小于15m/s。滚子链是标准件，其主要参数是：链节距p，它是指链条上相邻两销轴中心间的距离。gb1243.1-83规定滚子链分a、b两个系列。表中的链号数乘以25.4/16即为节距值，表中的链号与相应的国际标准一致。滚子链的标记方法为：链号-排数链节数，标准编号。例如此次设计中选用08a-154 gb1243-1997，即为按本标准制造的a系列、节距12.7m、单排、54节的滚子链。链条除了接头和链节外，各链节都是不可分离的。链的长度用链节数表示，为了使链条连成环形时，正好是外链板与内链板相连接，所以链节数最好为偶数,本设计中链节数为54节。 表3.4滚子链的规格及主要参数(摘自gb1243.1-83)链号节距p/mm排距p1/mm滚子外径d1/mm内链节链宽b1/mm销轴直径d2/mm内链板高度h2/mm极限拉伸载荷(单排)q/n每米质量(单排)q/(kg/m)05b06b08a08b10a12a16a20a24a28a32a40a48a8.009.52512.7012.7015.87519.0525.4031.7538.1044.4550.8063.5076.205.6410.2414.3813.9218.1122.7829.2935.7645.4448.8758.5571.5587.935.006.357.958.5110.1611.9115.8819.0522.2325.4028.5839.6847.633.005.727.857.759.4012.5715.7518.9025.2225.2231.5537.8547.352.313.283.964.455.085.947.929.5311.1012.7014.2719.2423.807.118.2612.0711.8115.0918.0824.1330.1836.2042.2448.2660.3372.39440089001380017800218003110055600867001246001690002224003470005004000.180.400.600.701.001.502.603.805.607.5010.1016.1022.60 注：（1）极限拉伸载荷也可用kgf表示，取1kgf=9.8n；（2）过渡链节的极限拉伸载荷按0.8q计算。把一根以上的单列链并列、用长销轴联接起来的链称为多排链，链的排数愈多，承载能力愈高，但链的制造与安装精度要求也愈高，且愈难使各排链受力均匀，将大大降低多排链的使用寿命，故排数不宜超过4排。当传动功率较大时，可采用两根或两根以上的双排链或三排链。为了形成链节首尾相接的环形链条，要用接头加以连接。链的接头形式见图12.4。当链节数为偶数时采用连接链节，其形状与链节相同，接头处用钢丝锁销或弹簧卡片等止锁件将销轴与连接链板固定；当链节数为奇数时，则必须加一个过渡链节。过渡链节的链板在工作时受有附加弯矩，故应尽量避免采用奇数链节。图3.5 链接头链轮的设计:链轮齿形必须保证链节能平稳自如地进入和退出啮合，尽量减少啮合时的链节的冲击和接触应力，而且要易于加工。 常用的链轮端面齿形见下图所示。它是由三段圆弧aa 、ab、cd和一段直线bc构成，简称三圆弧一直线齿形。齿形用标准刀具加工，在链轮工作图上不必绘制端面齿形，只需在图上注明“齿形按3r gbt 1244-1985规定制造”即可，但应绘制链轮的轴面齿形，见图，其尺寸参阅有关设计手册。工作图中应注明节距p 、齿数z 、分度圆直径d （链轮上链的各滚子中心所在的圆）、齿顶圆直径da、齿根圆直径df 。图3.6 链轮结构图本设计中小链轮的基本参数和主要尺寸如下：齿数为11节距p=12.7mm分度圆直径： 齿顶圆直径：最小齿槽：最大齿槽： 齿根圆直径：齿高：最大轴凸缘直径： 3.3 主轴的设计3.3.1 主轴的设计计算滚动轴承的型号是根据轴端直径来确定的,轴的结构设计是在初步计算轴径的基础上进行的，故我们在设计轴时先要初算轴径。轴的直径可按扭转强度发进行估算，即 式中，p为轴传递的功率，kw; n为轴的转速，r/min; c为由轴的材料和受载情况确定的系数。若轴的材料为45号钢，通常取c=106117。c值应考虑轴上弯矩对轴的强度的影响，当只受转矩或弯矩相对扭矩较小时，c取小值；当弯矩相对转矩较大时，c应取大值。初算轴的直径还要考虑键槽对轴强度的影响。当该轴段截面上有一个键槽时，d增大5%；有两个键槽时，d增大10%。然后轴径圆整为标准值。上述算出来的轴径为轴的最小径。若作为装齿轮处的轴径，则c应该取大值。若轴外伸端用联轴器与电动机相联，则外伸轴径应该考虑电动机轴及联轴器毂孔的直径的尺寸，外伸轴直径和电动机轴直径应相差不大，它们的直径应在所选联轴器毂孔最大、最小直径的允许范围内。若超出该范围，则应重选联轴器或改变轴直径。考虑到弯矩相对扭矩很小，且选用45号钢作为主轴的材料。所以c取106在满载下设电动机的功率为： 此时轴的转速n为40 r/min所以有： 而且中间安装链轮处有一键，所以有： d=1.05d=1.0511.4=11.97mm 考虑到在轴的选材是直接从型材中选择，并结合滚动轴承的内径的标准，且切片的力有所放大，所以轴径25是完全安全可靠的。3.3.2 主轴的结构设计主轴的结构设计请见下图。 图3.7 长轴滚动轴承曲柄链轮图3.8 轴上装配零件的装配图上图中的滚动轴承作用是为轴提供支承，所以在轴的两端各设计一个为轴承定位的轴肩，轴与滚动轴套为过盈配合。轴的两端安装曲柄，故设计一个带螺纹孔的方形凸台，方形凸台是防止曲柄相对轴出现转动，用螺钉来对曲柄进行轴向固定，防止曲柄出现轴向窜动或脱出方形凸台。图3.9 长轴工程图3.4 轴承的选择及校核计算选择滚动轴承的类型与多种因素有关，通常根据下列几个因素并可参 考表7-2-1，表7-2-2（化工工业出版社出版的机械设计手册第四版第二卷）综合考虑。（1）允许空间。（2）载荷大小和方向。例如既有径向又有轴向的联合载荷一般选用角接触球轴承或圆锥滚子轴承，如径向载荷大，轴向载荷小，可选深沟球轴承和内外圈都有挡边得圆柱滚子轴承，如同时还存在轴或壳体变形大以及安装对中型差的情况，可选用调心球轴承，调心滚子轴承；如轴向载荷大径向载荷小，可选用推力角接触球轴承、推力圆锥滚子轴承、若同时要求调心性能，可选用推力调心滚子轴承。（3）轴承工作转速。（4）旋转精度。一般机械均可用g级公差轴承。（5）轴承的刚性。一般滚子轴承的刚性大于球轴承的刚性，提高轴承的刚性，可通过“预紧”，但必须适当。（6）轴向游动。轴承的配置通常是一端固定，一端游动以适应轴的热胀冷缩，保证轴承游动方式，一是可选用内圈或外圈无挡边的轴承，另一种是在内圈与轴或外圈与轴承孔之间采取间隙配合。（7）摩擦力矩。需要低摩擦力矩的机械（如仪器），应尽量采用球轴承，还应避免采用接触式密封轴承。（8）安装与拆卸。装卸频繁时，可选用分离式轴承，或内圈为圆锥孔的，带紧定套或退卸套的调心滚子轴承、调心轴承。所以，综合考虑本设计中，滚动轴承的载荷是纯径向载荷，轴向载荷几乎是没有的，可以不计在内，所以轴承的类型选择为深沟球轴承，也就是6000系列型滚动轴承。图3.10 深沟球轴承综合考虑轴的直径和滚动轴套的内径，在本设计中我们选择6205型深沟球轴承。6205型深沟球轴承的技术参数：内径：d=25 mm外径：d=52 mm宽度：b=15 mm安装尺寸：=31 mm其中，滚动轴承内径与轴配合时，因为滚动轴承是标准件，所以应该采用基孔制，并且轴与滚动轴承采用过盈配合。下面，我们来对本6205型深沟球轴承进行寿命计算。轴承的寿命最好与减速器的寿命大致相等。如达不到，应至少达到减速器检修期（23年）。如果寿命不够，可先考虑选用其它系列的轴承，其次考虑改选轴承的类型或轴径。如果计算寿命太大，可考虑选用较小系列轴承。滚动轴承的失效形式是滚滚动体内圈和外圈滚道的点蚀破坏。这是在安装和润滑良好的条件下，由于大量重复地承受变化的接触应力所致。轴承的寿命，不能以同一批实验轴承中的最长或者最短寿命作为标准因为前者过于不安全，提前破坏的可能性为，而后者又过于保守，使几乎的轴承都超标准的继续工作着。现在规定，一组在相同条件下运转的近于相同的轴承，其可靠度为时的寿命作为标准寿命，即按一组轴承中发生点蚀破坏，而的轴承不发生点蚀破坏或工作小时数作为轴承的寿命，并把这个寿命叫做基本额定寿命，以表示。轴承的寿命与所受载荷的大小有关，工作载荷越大，引起的接触应力也就越大，而因在点蚀破坏前所能经受的应力变化次数也就越少，轴承的寿命也就越短所谓轴承的基本额定动载荷，就是轴承的基本额定寿命刚好为6r（转）时，轴承所能承受的载荷值，用字母代表，这个基本额定动载荷，对向心轴承，指纯径向载荷，并称之为轴向基本额定动载荷，用r表示；滚动轴承寿命的基本公式为式中的单位是6 r，为指数对于球轴承，对于滚子轴承在实际计算时，我们用小时数表示寿命数比较方便，这时可将上面的式子写成h=（为基本额定动载荷，为当量动载荷）p=fp(xfr+yfa)查表得fp=1.01.2, 根据本设计的工作环境，取fp=1.2因为在本设计中的深沟球轴承所受的轴向力几乎为零故 x=1 ，y=0即 当量动载荷 p=1.28010/2n=480n查表知基本额定动载荷c=14000 n因轴承的寿命最好与减速器的寿命大致相等，如达不到，应至少达到减速器检修期（23年），合336524=26280 h计算轴承6205的寿命lh=1.034h26280 h远高于预计寿命，所以选用此6205轴承可以。 图3.11 轴承支座装配结构图13.5 轴承支座的结构设计 本设计中，轴承支座的作用是为轴提供支撑，并且要使轴在装配方便时比较方便安装，所以在本设计中，我们设计用一圆环切去中间少部分的结构，然后用螺栓和防松垫圈来夹紧。其中，中间要留5mm的间隙，这样用螺栓拧紧就可以啦，从而不必要把圆环的内径精度设计的比较高了，节省了加工制造的费用。因为本设计中的载荷是不均匀载荷，所以螺栓应该要加一个防松垫圈来防止螺栓松动。支座的下部也用螺栓加垫圈来固定在机架上。图3.12 轴承支座的装配结构图23.13 轴承支座的工程图在上面的轴承支座的工程图中，我们可以看出底板的厚度与肋板的厚度是相同的，这是为了加工时采购材料的方便性以及加工的方便性来考虑的，同时也节省了本设计中产品的费用等，提高的产品的市场竞争力。 3.14 轴承支座底座工程图在轴承支座底座的设计时，我们也遵守同样的思路，如底板设计成8080的正方形，四个螺栓孔也设计成5050的正方形内，这样，在加工制造时，工人就不会分把方向弄错，从而钻错孔的位置，同时，加工这种的零件的工时也会相应的减少，也就相当于减少了产品的费用，提高产品的市场竞争力。4 运动转换系统的设计本设计中，我们要把轴的旋转运动转变成推杆横梁的往复直线运动，在这里，我们采用的是使用曲柄滑块机构来实现这个功能的。轴旋转带动曲柄旋转，连杆则带动推杆横梁上下直线运动，然后横梁再带动推杆做切片运动。在这其中，我们主要的设计内容是设计曲柄、连杆和导轨。 边杆导轨曲柄4.1 运动转换系统的三维图4.1 曲柄的设计根据推杆做往复直线运动的行程，我们可以计算出曲柄的长度。1、曲柄两中心孔距离的计算：刀筒套的长度：180 mm刀片高度：25 mm刀片低部高度：10 mm故推杆在的行程为：h=180-(25-10)-10/2=77.5 mm因为推杆与轴在同一垂直方向上，所以曲柄的中心孔距和推杆的行程相同。 即：l=h=77.5 mm2、曲柄的结构设计4.2 曲柄三维结构图因为曲柄不可以对轴出现相对滑动，所以在曲柄与轴的接触处设计一正方形凸台，防止曲柄滑动。曲柄与轴用螺栓和垫圈来固定，防止曲柄相对轴出现轴向窜动。曲柄的另一端是与连杆连接的，连杆与曲柄之间是相对运动的，所以它们之间是间隙配合，本设计中我们也用螺母来固定。4.3 曲柄的二维工程图4.2 连杆的设计4.4 常见连杆结构图在本设计中，因轴与推杆横梁之间的距离较远，故在连杆的结构设计时应该选用细长杆类型。4.5 连杆的三维结构图4.6 连杆的二维工程图连杆因为是受力较大的重要结构件，并且它细长件，所以我们采用锻件，如果连杆采用铸造是不符合要求的，因为它的力学性能达不到本设计的要的，本设计中我们采有模锻来制造。连杆的两端的轴孔，因为它们与轴都是间隙配合，并且与轴在运动是有相对运动，所以它的内孔的粗糙度要求比较高，本设计中的内孔的粗糙度为1.6，这样连杆轴孔就不会过度磨损了。4.3 导轨的结构设计根据刀架的位置尺寸以及动作距离，取导轨长度为363mm，其它详细结构见下图。4.7 导轨三维结构图设计导轨时，对其材料的主要要求是：耐磨性高，工艺性好和成本低，根据本设计的情况，我们可以考虑优质结构钢冷拉扁钢 ，它是一种成本低、有良好的减振性和耐磨性的材料。导轨的热处理：采用渗碳淬火的办法提高导轨表面的硬度，可以增强抗磨料磨损，粘着磨损的能力，防止划伤和撕伤，提高导轨的耐磨性。根据实际要求，导轨与滚动轴承接触面的粗糙度为3.2um 。本设计中导轨和机架的形状和位置关系如下图所示：4.8 导轨和机架位置关系图导轨与机架的联接我们选用六角圆柱头螺钉4个，查机械设计手册，选用螺钉规格：m1220（gb/t5782-2000）参考文献1 彭如恕，厉善元，周荣安.现代工程制图m.北京：国防工业出版社，2006.92 傅水根.机械工艺基础（金属工艺学冷加工部分）m.北京：清华大学出版社,19983 谢铁邦,李柱,席宏卓.互换性与技术测量（第三版）m.武汉：华中科技大学出版社,1998.94hindhede i, uffe. machine design fundamentals :a practical approach. new york: wiley,1983.5 陈作模.机械原理(第六版)m.北京：高等教育出版社,2001（2002重印）6 李鸿文.材料力学（上、下册）m.第三册（修订本）.北京：高教育出版社,1992.9(2001重印)7 黄靖远,垄剑霞,贾延林.机械设计学(第二版)m.北京：机械工业出版社,2000.10(重印)8 寇尊权，王多. 机械设计课程设计m.北京：机械工业出版社,2006.10（2008.1重印）9王先逵.机械制造工艺学m.北京：机械工业出版社,1995.11(重印)10 王宽福，冯丽云.焊接与化机焊接结构m.浙江：浙江大学出版社,199111王焕庭,李茅华,徐善国.机械工程材料m.大连：大连理工大学出版社,2000.5(2001.6重印)12 周良德,朱泗芳.现代工程图学m.湖南：科技出版社,2000.914 唐增宝.机械设计课程设计(第二版)m.武汉：华中科技大学出版社,1999.315 mechanical drive (reference issue).machine design.52(14),1980.16 谈嘉祯.机械设计基础m.北京：中国标准出版社,199417 清华大学金属工艺学教研室.工程材料及机械制造基础（）热加工工艺基础m.北京：高等教育出版社,1998.重印18 王秀珍.“机械学基础”综合训练 图册m.北京：科学出版社,200219 王凡.实用机械制造工艺设计手册m.北京：机械工业出版社，2008.520 濮良贵,纪名刚.机械设计(第八版)m.北京：高等教育出版社,2006.521 rajput r k .fundamentals of mechanical engineering. katson publ. house,1985.21 大连理工大学工程画教研室. 机械制图（第五版）m.北京：高等教育出版社,2003.8谢 辞首先，我感触最深的就是：实践的重要性。这次设计中我做了许多重复性的工作，耽误了很多的时间，但是这些重复性的工作却增强了我的实践能力和动手动力，积累了设计经验。同时也得到一条经验：搞设计不能只在脑子里想它的结构，必须动手，即使你想的很完美，但是到实际的设计过程时，会遇到许多意想不到的问题。其次，我学会了查阅资料和独立思考。当开始拿到毕业设计题目时，心里真的是一点头绪也没有，根本不知道从那里下手。在周荣安老师的指导下，我开始查阅相关书籍，借鉴他人的经验，结合自己的构想，再利用自己所学过的专业知识技能，深入了解了机械传动原理及机械系统的设计方案。把设计意图从构想阶段变为可付诸于生产的实践阶段。我发现每一个设计都是一个创新、修改、完善的过程，在设计的过程中，运用自己所掌握的知识，发挥自己的想象力来搞好自己的设计，这个过程也是一个学习的过程。这是一个艰辛的过程，很幸运能得到周荣安老师的指导，边学