湘玉竹切片机的设计黄益[含CAD高清图纸和说明书]
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1 前言玉竹又名尾参，玉参、萎蕤、铃铛菜,为百合科玉竹,以根状茎入药。根茎味甘、微苦，具有养阴润燥、生津止渴的功效，适用于肺胃阴伤、燥热咳嗽、咽干口渴、内热消渴等病的治疗，并可作高级滋补食品、佳肴和饮料。 另栽培玉竹经济效益十分可观，是农民生产致富的一条好门路。玉竹产量很高，2年生玉竹一公顷最高可产75000千克，一般可产45000千克；3年生玉竹一公顷最高可产12000千克，一般可产75000千克。切片加工要求尾参已经成为半干品，并已拔须。由于它的内部结构，决定它只允许竖着切片，而不能在其他任何方向切。同时，切片厚度要比较小和均匀。目前，尾参的加工，主要停留在落后的手工加工阶段，无以应对大规模生产和大批量的加工需求，特别是用手按着药物，刀片在底下切割的形式，限制了人的自由和提高了劳动强度，降低了工作效率,所创造的效益也极其的少，难以达到现在市场的需求，目前国内也有一些切片机，但它们的效率也不是很高，如由邵阳神风动力制造有限责任公司研究的一种玉竹切片机每小时可加工玉竹片公斤，玉竹片最长可达长。 因此本人对以前的切片机进行参考，进行改进，将其刀片改为旋切式的，提高机构的切片效率设计出此作品。2 设计思路及整体方案2.1 整体设计思路本人设计的旋切式湘玉竹切片机，主要是由电动机经V带降速并传递给平带动力，从而使平带进行旋转运动，使刀片对湘玉竹进行旋切。由齿条和弹簧的的配合使得刀片在切完一箱湘玉竹后，立即更换物料箱，并且压紧物料进行切割。见图1。2.2设计方案通过平带的传动与切割，完成切片过程；同时使用齿条和弹簧使得压紧元件能够很好的压紧，在即将切完时迅速的退出并且更换物料箱；至于刀片，将其用铆钉钉入平带中，物料箱固定在机架上的导轨上，随着平带的旋转运动，刀片也跟着运动，同时，在平带上安装了8把刀片，使得其效率非常的高。2.3 机构示意图小平带轮1通过它的轴与V带轴连接，为主动轮；机架2通过它支撑与连接机架平台，起到固定的作用； 机架平台3用来支撑物料箱上的导轨；平带4在上面安装刀片，切片的同时也支撑物料；定位元件5用电机控制它的运动情况，在切片的时候固定物料箱；压紧轮6用来压紧平带，保证平带的强度；刀片7用铆钉铆在平带上，切片的元件；压紧机构8它与电机配合，用来压紧物料；物料箱9用来盛放物料的装置；导轨10设计在物料箱的两侧，正好架在机架平台上；支撑板11支撑平带；大带轮12机构的从动部件。图2.1 切片机示意图1-小平带轮 2-机架 3-机架平台 4-平带 5-定位元件 6-压紧轮7-刀片 8-压紧机构 9-物料箱 10-导轨 11-支撑板 12-大平带轮3 电动机的选择作为动力源头，它的选择是否恰当，关系到整个机构的性能。它的选择包括选择类型、结构形式、容量（功率）和转速，并确定型号。电动机类型和结构形式要根据电源（交流或直流），工作条件（温度、环境、空间尺寸等）和载荷特点（性质、大小、启动性能和过载情况）来选择。电动机结构有开启式、防护式、封闭式和防爆式等，可根据防护要求来选择。同一类型的电动机又具有几种安装形式，应根据安装条件来确定。作为本次设计需要，重点在电动机的选择上，而功率又是选择的根本，针对此机构工作特点，将其归入平稳负载连续工作制电动机功率的选择。 额定功率的计算： （3.1） 式中 pe-电动机额定功率（kw）； Pz-负载功率（kw）； -折算到电动机轴上的静负载转矩（n.m）； ne-电动机额定转速（r/min）。另根据实验（见表1）可得切一根玉竹的力大约在20N左右，而本人设计的物料箱的宽度为300mm，所需切片的湘玉竹先经过初选，其直径为平均为15mm，即物料箱中可以摆放下20根玉竹，其整体切一次需力约400N。表3.1 通用剪切报告执行标准试样宽度（mm）最大载荷（N）通用剪切试验标准1.57.51522.55.7737.6237.0241带轮轴所需功率为 （3.2）考虑到传动装置的功率消耗，电动机的输出功率为 （3.3）式中，为从电动机到小带轮轴之间的总效率，= =0.903 , =0.99为弹性联轴器的传动效率，=0.98为一对滚动轴承效率，=0.98为一对滚动轴承传动效率，=0.95为弹性联轴器与v带的传动效率。电动机的输出功率为=2.2 kW，因此本人的设计中电动机的型号为Y132S-6，额定功率为3kW，转速为960r/min。4 联轴器的选择 普通的联轴器有刚性联轴器和挠性联轴器之分，刚性联轴器由刚性零件组成，无缓冲减振能力，适用于无冲击，被联接的两轴中心线严格对中，而且机器运转过程中不发生相对位移的地方。挠性联轴器容许两轴有一定的安装误差，两轴间的偏移靠元件的相对位移或者靠弹性元件的弹性变形补偿位移。4.1 小V带轴和电动机轴之间联轴器的选择 因切片机的载荷变化大，选用缓冲较好的，同时具有可移性的弹性套柱销联轴器。Y132S-6电动机轴的直径为38mm，查机械设计手册，根据轴径和计算转矩选用TL6联轴器： 联轴器的计算转矩:选择工作情况系数K,查表取K=1.5,计算转矩: =1.529.8=44.7Nmm.其许用最大扭矩,许用最高转速 此联轴器合用4.2 大V带轴和小平带轴之间联轴器的选择 根据两轴的直径大小,选择弹性套柱销联轴器TL5:联轴器的计算转矩:选择工作情况系数K,查表K=1.5,计算转矩: =1.586.3=129.45Nmm.其许用最大扭矩,许用最高转速 此联轴器合用。4.3 压紧装置电动机和传动轴之间联轴器的选择 压紧装置选用的变频电动机型号为YZTPWT112M-2。电动机轴的直径为28mm,选用弹性套柱销联轴器TL5:。5 平带的设计5.1 平带及带轮材料的选择 首先平带的材料选取为胶帆布平带，这是由于带轮的工作环境比较干燥，工作量比较小。至于带轮，选取为普通的滚筒，由于其所要承受的载荷不是很大，因此滚筒的结构形式为轮辐式。5.2 平带及带轮的机构示意图 图5.1 平带及带轮的示意图5.3 平带及带轮的一些基本尺寸及计算（1）带速v=5m/s （2）小带轮的直径 d= (5.1) 由初选速度5m/s，查表选得平带小带轮的直径取315mm，大带轮的直径取400mm，所以小带轮轴的转速为n=303.3r/min（3）大带轮的直径 d= （取） (5.2)所以大带轮轴的转速为n=234.1r/min（4）带长 =2a+（d+ d）+ (5.3)将数字代入=3983.8mm 考虑到胶帆布平带用硫化接头联接，由表得，选取带的基准长度L为4000mm。（5）如果带传动的中心距过小，则带长较小，在速度一定时，带的循环次数多，对带的寿命不利，同时包角也减小，因此带传动的中心距不宜过小，也不宜过大，否则引起带的跳动。 初定中心距： (5.4) ，取a=1430mm 计算实际中心距： =1439.6 (5.5)（6）在带的最大有效拉力的分析中可知，小带轮包角取得过小，将影响带传动能力，一般小平带轮的包角应不小于，如果设计时包角太小，应增大中心距或张紧轮。 a =176.59 (5.6) （7）带层：初选速度为5m/s，小带轮直径为315mm，查表得Z=6 （8）带厚 =7.5mm 这里取带厚为9.6mm （9）带宽 b=355mm（10）轮缘宽度取400mm（11）计算带的张紧力和压轴力带的截面积A= 查表得 =1.1，=0.97，=1.0，=1.2得A=2.37 (5.7)-工作情况系数-小带轮的包角系数-传动布置系数-平带单位截面积所能传递的额定功率带的正常张紧应力，短距离普通传动取=1.6，作用在轴上的压轴力：=7.93N (5.8)由小带轮轴的转速和电动机的转速可以将v带的传动比算出来，i=960/303.3=3.17，同时计算出从电动机的输出轴到平带轮输出轴的功率、扭矩，计算过程中将效率算进去。可得下表：表5.1 轴的转速、扭矩、功率、效率电动机轴小v带轴大v带轴小平带轴大平带轴转速功率效率转矩9603 0.97 29.89602.91 0.9428.9303.32.740.9786.3 303.32.650.9483.4 234.12.49101.6（r/min）（KW）（NM） 式中0.94为平带传动的传动效率5.4 平带上的刀片的设计因为根据设计要求，刀片既要一边支撑物料，又要一边切削。所以我将它与平带设计在一起，随着平带的运动而运动。同时考虑到箱子不能跟平带一起运动，必须另外有装置固定它，所以，我设计支架通过它支撑箱子，又为了避免妨碍刀片运动，就将刀片宽度设定为箱子宽度。考虑到平带是圆周运动，因此我设计在每隔一定的距离安装一把刀片，有效的利用圆周运动，大大的提高工作效率。由平带的转速、带长和物料箱的长度决定每隔50 cm安装一把刀片，这样在整个平带上就有8把刀片，即在平带运动一周的时间内，刀片切削8次。刀片的尺寸为宽30cm，长1cm，高0.1cm。，用铆钉将刀片铆上去。铆钉的大小选取：采用沉头的型式， 。同时，为防止平带的强度由于有沟槽而降低，在平带上装有刀片的地方也铆上薄铁皮，能有效的减少因开有沟槽而造成的强度降低。图5.2 刀片示意图1-刀片 2-沟槽 3-平带 4-铆钉 5-铁片5.5 带轮轴的设计与校核5.5.1 小带轮轴的设计与校核选择轴的材料并确定许用应力：选用45号钢正火处理，查表轴的常用材料及其主要力学性能和应用得强度极限=600MPa，其许用弯曲=55MPa。确定轴的直径：按扭转强度估算，取C=110，则 d=C=110=22.66mm （5.9） 考虑到轴上有键槽，将轴的直径增大5%，则 d=22.66（1+5%）=23.79 mm 此段轴的直径和长度应与联轴器相符，联轴器TL5型弹性圈柱销联轴器，起轴孔直径为25mm，与轴配合部分长度为62mm，故此段轴的直径为25mm。轴的简图和受力分析图如下 ：图5.3 轴的分析图轴的基本数据如下d=25mm L=80mm此段轴上装有键槽，其尺寸为bh=87 , L=40mmd=30 mm L=19mm此段轴主要是用于安装轴承，主要按轴承内径尺寸系列确定，初选轴承类型为深沟球轴承，型号为6306，内径为30mm，外径为72mm，宽度为19mm。d= 50mm L= 400mm此段轴主要考虑轴上的键槽，取其数值为 bh=149d = 30 mm L= 30mm此段只要也是安装轴承，选取轴承类型为深沟球轴承，型号为6306。画水平受力图，计算支点反力，画水平弯矩图，见图4，考虑到C、D处为可能的危险截面，计算出C、D处的弯矩。 由于轴主要是承受转矩，T=83400 =3336N支点反力NC点弯矩：D 点弯矩：画出垂直面受力图，计算支点反力和C、D两处的弯矩，画出垂直面弯矩图如图4所示。支点反力C点弯矩：D点弯矩：求合成弯矩，画出合成弯矩图如图4所示。C点合成弯矩：D点合成弯矩：画出转矩T图，如图所示。计算C、D点的当量弯矩，画出当量弯矩图，如图4所示。C点当量弯矩：D点当量弯矩：校核轴的强度 根据弯矩的大小及轴的直径选定C、D两截面进行强度校核。C截面当量弯曲应力 （因C截面有键槽，考虑对轴强度的削弱影响，故乘以0.95）。 C、D两截面均安全。5.5.2 大带轮轴的设计与校核选择轴的材料并确定许用应力：选用45号钢正火处理，查得强度极限=600MPa，查得其许用弯曲=55MPa。确定轴的直径：按扭转强度估算，取C=110，则 d=C=110=24.9 mm （5.10）考虑到轴上有键槽，将轴的直径增大5%，则 d=24.9（1+5%）=25.4 mm 这里d取30mm。轴的示意图如下 图5.4 轴的示意图轴的基本数据如下d= d=30mm L= L=30mm 此两段轴主要是用于安装轴承，主要按轴承内径尺寸系列确定，初选轴承类型为深沟球轴承，型号为6306，内径为30mm，外径为72mm，宽度为19mm。 d = 50mm L= 400mm 此段轴主要考虑轴上的键槽，查表取其数值为 bh=149 L=180mm由于轴主要是承受转矩，受力情况与小轮轴相同，可参照图4所示。T=101600 =4064N水平支点反力和C、D两处弯矩的计算：支点反力NC点弯矩：D 点弯矩：垂直支点反力和C、D两处弯矩的计算：支点反力C点弯矩：D点弯矩：求合成弯矩：C点合成弯矩：D点合成弯矩：计算C、D点的当量弯矩：C点当量弯矩：D点当量弯矩：校核轴的强度 根据弯矩的大小及轴的直径选定C、D两截面进行强度校核。C截面当量弯曲应力 （因C截面有键槽，考虑对轴强度的削弱影响，故乘以0.95）。 C、D两截面均安全。6 V带的设计 V带有普通V带、窄V带、联组V带、齿形V带等类型。其中普通V带和窄V带已标准化，带的尺寸按GB/T11544-1989规定，因为普通V带的摩擦力大，允许包角小，传动比大，所以在这里我使用普通V带。6.1 选择V带的型号 首先确定V带每天的工作时间，为1016小时内，查表工作情况系数K查得K=1.1，所以计算功率 KW （6.1）P-传递的名义功率-工作情况系数根据和由图普通V带选型图确定选用A带。6.2 确定带轮基准直径 带的弯曲应力是引起带的疲劳破坏的重要原因，带轮越小，带的弯曲应力越大，因此小带轮的直径不能太小，由表V带轮的最小直径取主动轮基准直径为d=100mm 计算从动带轮的基准直径： (6.2)取=0.02，以知i=3.17 得=310.66按GB/T135751-1992规定，V带轮的基准直径标准系列取=315mm实际的传动比 (6.3)传动比误差相对值 一般允许误差5%，所选大带轮直径可用6.3 验算带的速度 V= （m/s） （6.4）带速在525m/s 范围内，带速是合适的。6.4 确定V带长及中心距 根据0.55（d+ d）2（d+ d），初定中心距=420 ，根据下式计算带的基准长度 L=2+（d+ d）+ （6.5） = =1511.8 mm根据表V带的基准长度L选取带长为1600 mm。 mm （6.6）6.5 验算主动轮上的包角 a=153.78120 （6.7） 主动轮上包角合适。6.6 确定带的根数 （6.8）取4根，上式=0.97 kW，=0.11 kW，=0.93，=0.99，系数的选取。6.7 计算带的张紧力和压轴力 单根带的张紧力为：=140.9N (6.9) q-单位长度质量，A带取0.1带轮轴的压轴力为： (6.10)7 V带轮的设计7.1 小V带轮轴的设计选择轴的材料并确定许用应力：选用45号钢正火处理，查表轴的常用材料及其主要力学性能和应用得强度极限=600MPa，其许用弯曲=55MPa。确定轴的直径：按扭转强度估算，取C=110，则 d=C=110=15.92 mm （7.1）考虑到轴上有键槽，将轴的直径增大5%，则 d=15.92（1+5%）=16.72 此段轴的直径和长度应与联轴器相符，联轴器TL6型弹性圈柱销联轴器，起轴孔直径为38mm，与轴配合部分长度为60mm，故此段轴的直径为38mm。轴的简图与分析图如下图7.1 轴的示意图轴的基本数据如下d=38mm L= 80mm 此段轴主要考虑轴上的键槽，查表取其数值为 bh=108 L=60mm d =d=40mm L=30 此段轴主要是用于安装轴承，主要按轴承内径尺寸系列确定，初选轴承类型为深沟球轴承，型号为6308，内径为40mm，外径为90mm，宽度为23mm。 d=45mm L=70mm 此段轴主要考虑轴上的键槽，查表取其数值为 bh=149 L=40mm画水平受力图，计算支点反力，画水平弯矩图，见图6，考虑到C、D处为可能的危险截面，计算出C、D处的弯矩。 由于轴主要是承受转矩，T=28900 =1284N支点反力NC点弯矩：D 点弯矩：画出垂直面受力图，计算支点反力和C、D两处的弯矩，画出垂直面弯矩图如图6所示。支点反力C点弯矩：D点弯矩：求合成弯矩，画出合成弯矩图如图6所示。C点合成弯矩：D点合成弯矩：画出转矩T图，如图所示。计算C、D点的当量弯矩，画出当量弯矩图，如图6所示。C点当量弯矩：D点当量弯矩：校核轴的强度 根据弯矩的大小及轴的直径选定C、D两截面进行强度校核。C截面当量弯曲应力 （因C截面有键槽，考虑对轴强度的削弱影响，故乘以0.95）。 (7.2)C、D两截面均安全，所以，所选轴合格。7.2 大V带轮轴的设计选择轴的材料并确定许用应力：选用45号钢正火处理，查表轴的常用材料及其主要力学性能和应用得强度极限=600MPa，其许用弯曲=55MPa。确定轴的直径：按扭转强度估算，取C=110，则 d=C=110=22.9 mm （7.3）考虑到轴上有键槽，将轴的直径增大5%，则 d=22.9（1+5%）=24.045 mm 此段轴的直径和长度应与联轴器相符，联轴器TL5型弹性圈柱销联轴器，起轴孔直径为25mm，与轴配合部分长度为62mm，故此段轴的直径为25mm。轴的简图与分析图如下：图7.2 轴的示意图轴的基本数据如下d=25mm L= 80mm 此段轴主要考虑轴上的键槽，查表取其数值为 bh=87 L=52mm 此段轴主要是用于安装轴承，主要按轴承内径尺寸系列确定，初选轴承类型为深沟球轴承，型号为6305，内径为25mm，外径为62mm，宽度为17mm。 d=35mm L= 70mm 此段轴主要考虑轴上的键槽，查表取其数值为 bh=108 L=40mm画水平受力图，计算支点反力，画水平弯矩图，见图7，考虑到C、D处为可能的危险截面，计算出C、D处的弯矩。由于轴主要是承受转矩T=86300 =4931N水平支点反力和C、D两处弯矩的计算：支点反力NC点弯矩：D 点弯矩：画垂直面受力图，计算支点反力和C、D两处的弯矩，画出垂直面弯矩图如图7所示。垂直支点反力和C、D两处弯矩的计算：支点反力C点弯矩：D点弯矩：求合成弯矩，画出合成弯矩图如图7所示。C点合成弯矩：D点合成弯矩：画出转矩T图，如图7所示。计算C、D点的当量弯矩，画出当量弯矩图如图7所示。C点当量弯矩：D点当量弯矩：校核轴的强度 根据弯矩的大小及轴的直径选定C、D两截面进行强度校核。C截面当量弯曲应力 (7.4)（因C截面有键槽，考虑对轴强度的削弱影响，故乘以0.95）。 C、D两截面均安全。7.3 小V带轮的设计轮类零件（齿轮、带轮、链轮及蜗轮等）的功能是在轴与轴之间传递动力和运动。V带轮的材料的选择主要用铸铁HT150或HT200，本机构选用HT200，小V带轮的直径较小，在这里采用实心式，其结构示意图如下图7.3 V带小轮带宽： 查表得A带： f=9 (7.5) B=63mm轮槽的契角 节宽 槽间距 基准线上槽深 最小槽缘厚度 外径 =105.57.4 大V带轮的设计V带轮的材料的选择主要用铸铁HT150或HT200，本机构选用HT200，大V带轮的直径大于300mm时，其带轮结构采用轮辐式，其结构示意图如下图7.4 V带大轮示意图带宽： 查表得A带： f=9 (7.6) B=63mm轮槽的契角 节宽 槽间距 基准线上槽深 最小槽缘厚度 外径 =320.5 (7.7)7.5 V带的张紧由于各种材质的V带都不是完全的弹性体，因而V带在张紧里的作用下，经过一定的时间运转后，就会由于塑性变形而松弛，是张紧力减小，传递动力的能力降低。因此，带传动必须设计张紧装置，最常见的有定期张紧和自动张紧两类。由于本人设计与选用的V带的中心距不可调，因此选用张紧轮装置，张紧轮放在松边的内侧，是带只手单向弯曲。同时，放置张紧轮时，使其尽量的靠近大带轮，以免影响带在小轮上的包角。张紧轮的轮槽与带轮相同，且直径小于小带轮。张紧轮定期张紧装置的示意图如下图7.5 V带张紧装置的示意图 1-小V带轮 2-大V带轮 3-V带 4-张紧轮 5-张紧轮机架8 物料箱的选择根据设计的要求，物料箱两旁装有导轨，使得它能够在有外力作用的时候能够沿着导轨运动。根据物料湘玉竹的型状大小，设计得出它的长为300mm，比湘玉竹稍稍的长一些；它的宽度为300mm，主要是因为设计与选用的平带的带宽为355mm；由于湘玉竹的平均直径为15mm，物料箱中一般在竖直方向上放有10根湘玉竹，故物料箱的高度为165mm。物料箱的结构示意图如下所示 图8.1 物料箱示意图9 压紧机构的设计9.1 压紧机构的结构设计为了使压紧机构与刀片的密切配合，在切片的行程里缓慢的压紧湘玉竹，并随时调整距离，在即将切完时，能够迅速的松开，以配合供给机构的送料，当更换完物料箱之后，又进入压紧过程，使切片顺利。为此，我选择用电机和齿条的配合来压紧， 由平带的速度5m/s和平带上的刀片数8把，得出压紧机构以每秒1cm的速度向下运动，当压紧机构向下运动了15cm时，此时，电机立即松开，这时机构依靠弹簧中的储能向上弹，当机构到达最高点是触发开关，电机又压紧齿条，但此时电机并不运动，等下一物料箱碰到定位杆时，电机开始运动，然后又一轮的压紧行程开始。压紧机构的机构示意图如下所示 图9.1 压紧机构示意图 1-压料元件 2-螺栓 3-挡板 4-弹簧 5-保护杆 6-压紧连杆 7-齿条 压料元件1用弹性较大的材料制成，其底部粘贴一层橡皮，使得它在压紧的过程中始终能紧密的贴着物料；螺栓2将压料元件1和杆6连接起来；挡板3用螺栓将它固定在基架上；弹簧4连接压紧连杆6和挡板3，在压紧连杆6向下运动，当碰到挡板3的时候，它开始储能，最后利用弹簧的弹力使压紧机构退出物料箱；保护杆5它卡在机架中的槽中，使得压紧机构不能做水平方向上的运动，只能上下运动；压紧连杆6用于连接和传递动力；齿条7在连杆上加工出来的齿条，通过它与电机的配合运动来传递动力。9.2 齿轮齿条的设计选择齿轮材料为40，调质处理，硬度为241286HBS，已知压紧机构每秒1cm的速度向下运动，由公式： (9.1) n-齿轮转速 D-齿轮分度圆直径 V-齿轮线速度 初选D=47.8mm，得n=4 取Z=21 mZ=D=47.8 得=2.27 查表取=2.5Z-齿轮齿数m-齿轮模数由表得，软齿面齿轮，不对称安装，取齿宽系数，b=按齿根弯曲疲劳强度校核计算公式按式 = (9.2) -齿形系数 -应力修正系数 -重合度系数查表得，小齿轮齿形系数=2.18，齿条的齿形系数=2.1，小齿轮应力修正系数=1.8，齿条应力修正系数=1.89。由表得重合度系数=0.75。查表得使用系数，试取动载系数，按齿轮轴承中间不对称布置，取，按齿面未硬化，直齿轮，取 (9.3)按式6-14得弯曲疲劳许用应力 = (9.4)按表得，查取齿轮材料弯曲疲劳极限应力=300Mpa，=240Mpa。由表计算弯曲强度计算的寿命系数 =0.9，=1.08由表查取尺寸系数，=1，由式6-14取=2弯曲疲劳强度安全系数由表得=1.25 (9.5)同理的 =414.72Mpa 比较，和的大小的到,所以应该按齿轮校核齿轮弯曲疲劳强度=97.69Mpa=414.72 Mpa,弯曲疲劳强度足够。(9.6)根据压紧机构的工作行程，选定齿条的工作长为200mm，齿条宽度为55mm,分度圆齿厚s=3.14mm，分度圆齿间宽e=3.14mm，齿距为6.28，故齿条上共有32个齿。9.3 电动机的选择由于所需转速为，选择变频电动机进行无极调速，型号为YZTPWT112M-2，额定功率为0.75KW。10 机构中弹簧的计算10.1 弹簧材料的选定弹簧在工作中承受变载荷或冲击载荷，其主要失效形式是疲劳破坏。因此，要求弹簧材料必须具有高的弹性极限和疲劳极限，良好的韧性及热处理性能。同时，价格要便宜，易于购买。在日常生活中，常用的弹簧材料有：碳素弹簧钢丝、合金弹簧钢丝、弹簧用不锈钢丝及铜合金等。近年来，非金属弹簧材料也有了很大的发展，如塑料、橡胶等。选择材料时，主要考虑弹簧的功能，载荷的性质，工作持续时间，介质情况等工作条件及其在机械中的重要性等因素。综合以上考虑，本机构中的弹簧材料选用碳素弹簧钢丝。碳素弹簧钢丝按用途又分为3级：B级用于低应力弹簧；C级用于中等应力弹簧；D级用于高应力弹簧。由于本机构中的弹簧主要用做储能缓冲等用途，故本机构选用B级弹簧。10.2 弹簧尺寸的计算表10.1 弹簧的尺寸 名称与代号 压缩螺旋弹簧 弹簧丝直径d 弹簧中径D 弹簧外径D 弹簧内径D 弹簧指数C 工作圈数z 总圈数 自由高度H 节距p 高径比 弹簧丝展开长L 1081010.3 压缩弹簧的稳定性圆柱螺旋弹簧承压时，如果弹簧自由高度H和中径D比例不当，会丧失稳定而无法工作，为了保证压缩弹簧的稳定性，弹簧的高径比不能太大，设计时应考虑控制高径比b值。当弹簧两端固定时，则应取.b5.3；当弹簧一端固定时，另异端自由转动时，就取b3.7；当两端均可自由转动时，应取b2.6。而本机构中的b=3.435.3，满足稳定性的要求，故弹簧选取合理。11 结束语在这段时间内，系统的运用了以前所学的知识，在周善炳老师的细致的指导下，我完成了本次毕业设计。通过这次设计，使我对以前所学的知识有了一个更深的感悟，同时也对自己的不足有了新的认识。我设计的旋切式湘玉竹切片机，虽然是针对湘玉竹而进行的设计，但也可以用到其它的相关领域，其主要特点是效率较高。在设计的过程中，由于本人的知识和实际经验的缺乏，对实际工作过程的控制不够，未能达到预期效果。各个部件都有一定的上升空间，加上其它方面的原因，使得本次设计还有很大的改善空间。另外，本设计机构的市场价值还没有通过实际的考验，由于种种原因，使得本设计只是停留在设计阶段而不能立即投放市场。致 谢 本次毕业设计能顺利完成，首先要感谢周善炳老师的耐心指导，他多次询问研究进程，并为我指点迷津，帮助我开拓研究思路，精心点拨、热忱鼓励。 通过这次毕业设计，我更加清楚的了解了自己在学习上那些方面不足，使我对产品设计有了进一步了解。这次的毕业设计，是本人独立思考、研究及动手能力的一次非常好的锻炼机会。通过这次设计，我觉得自己在各个方面的能力都有了很大的提高，在以后的学习和生活中，我将会抓住每一个机会，努力提高自己。最后，再次对关心、帮助我的老师和同学表示衷心的感谢，他们严谨细致、一丝不苟的作风一直是我学习的榜样；他们循循善诱的教导和不拘一格的思路给予我无尽的启迪。在论文即将完成之际，我的心情无法平静，从开始进入课题到论文的顺利完成，有多少可敬的师长、同学、朋友给了我无言的帮助，在这里请接受我诚挚的谢意! 黄益参考文献1 徐灏.机械设计手册第3卷.北京:机械工业出版社,1992年 21-2352 张祖立 程玉来 陶栋材机械设计基础第一版M.中国农业大学出版社，2004年 258 190-1933 孙桓,陈作模机械原理第六版M .高等教育出版社 ，2000年 150-152 4 王昆,何小柏,汪信远.机械设计课程设计M.高等教育出版社，1996年 121-123 5 方大千.电动机速查速算手册M .中国水利水电出版社 ，2004年 99-101 6 陈立周等机械设计(原书第二版) M .北京：机械工业出版社，2002年 68-70 7 刘鸿文材料力学上下册第三版M .高等教育出版社，1992年 26-29 8 黄平常用机械零件及机构图册M .上海科学技术出版社，1979 年 20-21 9 孔凌嘉，张春林机械基础综合课程设计M .北京理工大学出版社，2004年 87-89 10 王先逵机械制造工艺学M . 机械工业出版社，2006年 26-28 11金属机械加工工艺人员手册修订组.金属机械加工工艺人员手册M 39-41 12 陈家瑞.汽车构造上下册第四版M .北京：人民交通出版社，2002年 25-29 13 余志生.汽车理论（第三版）M.机械工业出版社， 2000 年 41-43 14 王望予.汽车设计（第四版） M.机械工业出版社， 2003 年 56-58 15 高延龄，许洪国.汽车运用工程（第三版M）. 人民交通出版社， 2005 年 61-63 16 哈尔滨工业大学理论力学教研组. 理论力学（第五版）M. 高等教育出版社 ，2001年 67-69 17 史美堂.金属材料M.上海科学技术出版社， 2003 年 75-78 18 刘玉堂.工程力学M.农业出版社，1993 年 78-80 19 同济大学数学教研室.高等数学M.高等教育出版社，2001年 105-10720 龚微寒. 汽车现代设计制造M.人民交通出版社，1995 年 111-11221 许菊若 .机械设计M.化学工业出版社，2001年 134-13622 刘瑞新，赵淑萍，朱世同.AutocAD 2000M .机械工业出版社，2000 年 138-14023 蒋秀珍.“机械学基础”综合训练图册M.科学出版社，2002年 197-199附录关于传动花键和平键的外形设计Daniel Z.Li摘要：花键和平键是安装在轴和键槽间的传输动力的机械零件。花键(或键)通常安装在动力传动副中的轴上，在轴上开有相应的键槽。本文分析了槽轴外形对动力传输的影响。本文陈述了三种不同设计类型的花键的外形设计。用微分的方法来计多算外形函数的最大值，可以成功地得到所要的数据。计算表明花键以及断开线外形引起键槽的变形。此外，他们能承载最大的传动载荷。另外，辐形平直的外形能提高传动的效率。我们认为该发现值得报道，该种方法同时也可用于其他花键的设计。1 介绍键是安装在轴和键槽等动力传动装置如齿轮和扣练齿轮之间的零件。花键发挥着和键一样的作用，将力矩从轴传到配合零件上。花键和平键的主要区别是花键和平键连为一体的，而键是安装在键槽上的。与一个或两个用来传动动力的键相比，在轴上一般有四个或更多的花键。因此，传输的力矩更恒定，每个花键上的所受的载荷较低。在传输力矩中，花键发挥着重要的作用，花键的外形对动力传输的影响很大。与共轭外形不同，带有花键和键槽的轴有同样的转动轴，他们之间没有相对运动，是紧密配合的。他们联结在一起，有着相同的角速度。因此,它表明除轴外形之外的任何外形都可以用做花键的设计。然而，实际上花键和键槽间的载荷并不是分布在整个接触表面的。载荷通常集中在接触表面的某小一部分和可变形的键表面。当循环工作较久时，这就会引起轴和键槽之间不希望得到的空隙，并引起键槽表面的损坏。为了解决这些问题，需要更进一步分析花键的外形是怎样影响力矩传输的，以便做出合适的花键外形设计。目前使用中主要有两种花键，分别为直线边花键和渐进线花键。渐进线花键具有自动调心的配合零件，可以用标准平头钉切削器切除齿轮的齿。目前，相关的研究都着重于共轭外形齿轮的设计以及弯曲外形的设计，以来减少配合表面的磨损。然而，由于不同的工作状况，它们都不能直接应用于花键的外形。在本论文中，建立了花键外形的基本公式，在不同设计对象中用来分析所要求的外形。三个设计对象，恒定变形，传输最大力矩和最佳传动效率，这三项被用来计算花键外形。成功地得到了分析方法。2 陈述问题并提出基本假设如图1所示，轴传动轮毂同时花键固定在轴上。设计要求决定了轴半径、花键高度、花键齿数，因此不能改动。只能通过改变花键的轮廓来提高传动性能。为简化设计问题以便于分析，做出以下几点假设：（1） 花键是刚体 相对轮毂，花键由刚性材料制成并假设它在承受负载后无变形。（2） 轮毂属弹性变形轮毂表面变形在弹性变形范围内时，表面压力与变形量成正比。（3） 花键无轴向变形通常花键的齿高相对于齿宽尺寸小很多。因此，我们假设键端无积累变形，只有轮毂面有变形。（4） 花键与轮毂接触处无间隙（面接触）花键形状与轮毂形状不考虑制造误差完全一致。它们属于面接触没有间隙。图1 花键3 花键变形跟轮毂变形一致设计的第一目标是使轮毂表面变形一致，那就要求轮毂上的压力均布。这样能保证表面承受的压力均匀分布，以避免一些危险点损坏材料。如图2，表示轴半径，表示花键的小旋转角。因为我们假定花键为刚体，所以花键任两点之间的变化就是轮毂的变形。花键联接按照键的横截面开头分为矩形花键联接和渐开线花键联接。图2 花键小旋转角4 危险截面确定简单传统设计方法考虑的前提是把影响零件工作状态的设计变量，如应力、强度、安全系数、载荷、环境因素、材料性能、零件尺寸和结构因素等，都处理成确定的单值变量。描述零件状态的数学模型，即变量与变量的关系，是通过确定性的函数进行单值变换获得危险截面。常用的危险截面的确定方法有以下几种：41 花键的最小直径法花键危险截面的可靠度非常高(几乎为 100)，这是由于花键的直径是按传统的设计经验确定的。若要求适当的可靠度值，则花键的直径可选用较小的值。42 可靠性安全系数法采用可靠性安全系数法设计时，必须知道应力和强度的分布类型与分布参数估计值。而可靠性数据的积累又是一项长期的工作，因而我们必须利用现有的数据资料，运用有关定理与法则(如中心极限定理和“3 法则”等 )，来确定设计过程中所涉及的许多随机变量的分布类型与分布参数。在可靠性安全系数计算 中，是把所涉及的设计参数都处理成随机变量，将安全系数的概念与可靠性的概念联系起来，从而建立相应的概率模型。由于考虑到工程实际中发生的现象及表征参数的不确定性(随机性)，因而更能揭示事物的本来面貌。理论分析与实践表明，可靠性设计比传统机械设计，能更有效地处理设计中一些问题，提高产品质量，减少零件尺寸，从而节约原材料，降低成本。5 结束语机械可靠性设计是近几十年来发展起来的一种现代设计理论和方法，它以提高产品质量为核心 ，以概率论 、数理统计为基础 ，综合运用工程力学 、系统工程学 、运筹学等多学科知识来研究机械工程最优设计问题。目前 ，可靠性设计的理论已趋于完善，但真正用于机械零件设计工程实际的却很少。采用可靠性安全系数法设计时，必须知道应力和强度的分布类型与分布参数估计值。而可靠性数据的积累又是一项长期的工作，因而我们必须利用现有的数据资料，运用有关定理与法则，来确定设计过程中所涉及的许多随机变量的分布类型与分布参数。本文讲述了三种花键（或平键）形状最佳设计标准。用变量积分法来确定轮廓公式以及最大值，由此获得分析结果。从结果可以看出，渐开线花键导致轮毂变形一致，此外，能传递的载荷最大。另外，矩形花键传动最高效。相信如果要增加新的性能标准，别的形状的花键很少会被用到。参考文献1 Robert L. Mott, Machine Elements in Mechanical Design, third ed., Prentice-Hall Inc., 1999.2 M.F. Spotts, Design of Machine Elements, third ed., Prentice-Hall Inc., 1961.3 Joseph E. Shigley, Larry D. Mitchell, Mechanical Engineering Design, fourth ed., McGraw-Hill Inc., 1983.4 D
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