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面包切片机设计 面包切片机设计 1 绪论1 绪论 1.1 糕点切片机历史 机械工业肩负着为国民经济各个部门提供技术装备的重要任务。 机械工业的生产水平是国家现 代化建设水平的主要标志之一。国家的工业，农业，国防和科学技术的现代化程度都与机械工业的 发展程度相关。人们所以要广泛使用机器是由于机器即能承担人力所不能或不便进行的工作，又能 较人工生产改进产品的质量，能够大大提高劳动生产率和改善劳动条件。同时，不论是集中进行的 大量生产还是多品种，小批量生产，都只有使用机器才便于实现产品的标准化，系列化和通用化， 实现产品生产的高度机械化，电气化和自动化。 糕点切机它于人工相比，不仅能得到长度均匀而且厚度也可保证。节省劳力，减轻劳动强度，改 善劳动强度，改善劳动条件，并具有连续运转，操作安全和占地面积小等优点。自 1828 年第一台 糕点切片机在德国问世，迄今有一百多年以来已获得很大发展，且组合机构增多，专用机种越来越 多。糕点切片机已广泛用于工厂，商店，等领域。 1.2 糕点切片机的发展趋势 随着计算机、机械、电气、信息等技术的快速发展，糕点切片机将朝着以下方向发展： 重复高精度：精度是指到达指定点的精确程度, 它与驱动器的分辨率以及反馈装置有关。重复 精度是指如果动作重复多次,随着微电子技术和现代控制技术的发展。糕点切片机的重复精度将越 来越高, 它的应用领域也将更广阔, 如核工业和军事工业等。 模块化：模块化拼装的糕点切片机。可完成各种食品切割。优良的定位精度也是新一代糕点切 片机的一个重要特点。 模块化糕点切片机使同一糕点切片机可能由于应用不同的模块而具有不同的 功能, 扩大了糕点切片机的应用范围, 是糕点切片机的一个重要的发展方向。无给油化 为了适应 食品、医药、生物工程、电子、纺织、精密仪器等行业的无污染要求, 不加润滑脂的不供油润滑元 件已经问世。随着材料技术的进步, 新型材料(如烧结金属石墨材料) 的出现, 构造特殊、用自润 滑材料制造的无润滑元件, 不仅节省润滑油、 不污染环境, 而且系统简单、 摩擦性能稳定、 成本低、 寿命长。 机电气一体化 由“可编程序控制器- 传感器- 驱动元件”组成的典型的控制系统仍然是自动 化技术的重要方面;发展与电子技术相结合的自适应控制气动元件, 使驱动技术从“开关控制”进 入到高精度的“反馈控制”; 省配线的复合集成系统, 不仅减少配线、 配管和元件, 而且拆装简单, 大大提高了系统的可靠性。而今, 电磁阀的线圈功率越来越小, 而PLC的输出功率在增大, 由PLC 直接控制线圈变得越来越可能。糕点切片机、驱动控制越来越离不开PLC。 2 运动分析2 运动分析 2.1 糕点切片机的功能、工艺动作分析 根据任务中糕点切片机要求实现两个执行动作；糕点的直线间歇移动和切刀的往复运动的要 求，作出糕点切片机的功能、工艺动作图如下： 图 1 糕点切片机的功能、工艺动作图 根据任务中 的要求，糕点的直线间歇移动和切刀的往复运动。通过两者的动作配合进行切片， 拟定运动循环图如下。 送料机构 开始送料 返回 切片机构 静止 切片 切刀返回 表 1 执行机构特点的比较表 1 执行机构特点的比较 机构形 式 优点 缺点 凸轮机 构 设计适当的凸轮轮廓曲线便可 以获得任意预定的运动规律而且结 构简单、紧凑。 凸轮和从动件之间为高副接 触，压强较大，易于磨损，一般只 用于传递动力不大的场合。 槽轮机 构 外型尺寸小，工作可靠，能准 确的控制转角，机械效率高 在槽轮机构的启动和停止时， 加速度变化大，具有柔性冲击，且 随着转速的增加或槽轮槽数的减少 而加剧， 因而不适用于高速的场合。 棘轮机 构 结构简单，制造方便，运动角 可在工作过程中、并可在较大范围 内调整等特点而应用广泛。 运动角的调节是有级的、传动 精度较差且棘爪在齿面上滑行时引 起噪音、冲击、齿间易磨损而不宜 用于高速。 连杆机 构 运动副均为低副，可承受较大 的载荷，利于润滑，磨损较小，形 状简单，便于制造。但原动件的运 动规律不变可用改变构件的相对长 度得到不同的运动规律。 由于连杆结构的运动必须经过 中间关键进行传递，因而传递路线 较长，易产生较大的误差积累，机 械效率降低。在运动过程中，连杆 及滑块的质心都在做变速运动，所 产生的惯性力难以消除，不宜用于 高速运动。 2.3 送料机构的拟定与比较 根据糕点切片机的功能原理和特点可采用摩擦轮机构和棘轮结构， 下面就这两种机构作简要说 明。 图 21 摩擦轮机构 图 22 棘轮结构 比较以上两种结构，虽然两种机构都可基本实现糕点切片机的功能要求，但摩擦轮机构很难实 现输送距离的调节，而棘轮却可以满足系统的功能要求。 2.4 执行机构的拟定与比较 根据糕点切片机的功能原理和特点可采用凸轮结构和曲柄滑块机构， 下面就这两种机构作简要 说明。 图 23 凸轮机构 图 24 曲柄滑块结构 比较以上两种机构可知，虽然基本上都能满足往复运动的功能要求，但凸轮机构却很难实现移 动距离的调节，而曲柄滑块机构调节曲柄的长度就可以改变往复移动的距离。因此选择曲柄滑块机 构作为水平往复运动的传动机构。 2.5 切片机构的上下往复运动 图 25 凸轮结构 图 27 连杆机构 比较以上机构，根据糕点切片机的上下往复运动功能要求，由于凸轮机构设计适当的凸轮轮廓 曲线便可以获得任意预定的运动规律而且结构简单、紧凑，因此选择凸轮机构作为上下往复运动机 构的执行机构。 3 3 1-2 1-2 号皮带轮设计号皮带轮设计 3.1 带型 N s m v F 7 . 84 / 5 5 . 423 77 . 0 1000 55 . 0 1000 55 . 0 77 . 0 97 . 0 98 . 0 95 . 0 95 . 0 95 . 0 95 . 0 = 齿 凸 带 带 带 带 点 曲柄摇杆曲柄 min / 127 942 120000 300 14 . 3 / 2 60000 1000 60 r s m D v n = = mm 870 5 切处长度 Q min / 1019 2 . 94 960 30 900 30 / 5 1000 60 r s m = = = s t t v t r 7 . 15 016 . 0 4 . 0 14 . 3 2 2 08 . 0 2 016 . 0 2 = = = = v 带 主要失效形式是打滑和疲劳破坏 1000 ) 1 1 )( ( max 1 1 1 1 1 AV e Po fva c b c b c b = + + kw Po A qv c 2 = 1 1 a b d h E 2 2 a b d h E Mpa E = A 为面积 Mpa 2 1 和 3.2 确定皮带轮大小 由转速度得 1390r/min 由表 8-49 选 A 带型 0.68kw，小带轮直径 75mm 包角 特定带长 0 180 0.55 0 180 1 包角为 传动比为 Q 合格 传动比为 ） （ 0.74kw P 1 ) 09 . 1 ( 06 . 0 68 . 0 r 0 0 0 0 = = = + Ka P P K K P P P L a r D s m r n n n i r n / 5 1000 60 min / 1275 min / 1275 09 . 1 390 . 1 09 . 1 2 2 1 2 = = = = = 大带轮 传动比 Q mm D 75 1= 小带轮 大带轮 mm D 76 = 3.3 中心距 中心距大，增加包角，减少单位循环次数，有利提高寿命，但中心距过大，则会加距带波动， 降低平稳性，一般选用带传动中心距为 302 7 105 76 75 2 76 75 0 7 0 76 75 ) ( 2 ) ( 7 . 0 0 0 2 1 2 1 0 2 1 + + = = + + a . ) ( a ) . ( . mm mm d d d d a d d d d d d d d Q 4 3 4 3 号皮带轮设计号皮带轮设计 4.1 中心距 皮带轮 D80mm s s m mm 016 . 0 5 08 . 0 / 5 80 = = Q 皮带轮 v t r = s m t / 5 04 . 0 14 . 3 = s s m t 025 . 0 / 5 04 . 0 14 . 3 = = mm s 80 025 . 0 ，其间走过 传动带间隙运动时间为 t r s m m s mm 2 / 2 . 3 025 . 0 08 . 0 025 . 0 80 = = mm D mm m r r r s t 26 13 013 . 0 28 . 6 08 . 0 2 . 3 025 . 0 2 14 . 3 025 . 0 2 025 . 0 = = = = = = = Q 中心距 2 a mm a a a d d a d d d d d d 312 2 . 109 156 2 156 7 . 0 ) 80 76 ( 2 ) 80 76 ( 7 . 0 ) ( 2 ) ( 7 . 0 2 2 2 2 1 2 2 1 + + + + 由得 302 106 1 a 传动实际中心近似为 2 0 0 Ld Ld a a + 根据带传动总体设计尺寸的限制条件或要求的中心距结合初定中心距 0 a 07 . 837 00005 . 0 07 . 237 600 2000 1 2 151 600 ) 2000 1 ( ) 76 75 ( 2 300 2 ) 4 ( ) ( 2 2 2 2 0 1 2 2 1 0 0 + + + + + + + + + + a d d d d a a d d d d 根据 0 Ld 查表得 93 . 0 = Ld mm Ld Ld a a 112 2 0 0 = + 由得 mm a a d d a d d d d d d 312 2 . 109 ) 80 76 ( 2 ) 80 76 ( 7 . 0 ) ( 2 ) ( 7 . 0 2 2 2 1 2 2 1 + + + + 2 0 02 2 Ld Ld a a + 同上 mm a d d d d a Ld d d d d 01 . 845 01 . 0 245 600 1200 16 245 600 300 4 4 2 ) 80 76 ( 300 2 ) 4 ( ) ( 2 2 2 2 0 2 3 3 2 0 0 + + + + + + + + + + mm d mm d d d 80 76 3 2 = = Q 122 2 0 0 = + Ld Ld a a 4.2 V 带的选择 查表得需 A 型带 = + = = l a AP r ca K )K P (P K p P Z 0 0 1 确定带的根数 1 KA 工作情况系数查表 1 . 1 16 10 小时，故 作 载荷变动微小，每天工 A K Q P电动机额定功率 0.55kw L a r A ca K K P P P P K P ) ( 605 . 0 55 . 0 1 . 1 0 0 + = = = = ，特定带长 验包角 标为基本额定功率，试 0 0 180 P 平稳工作条件，具体查表得 0.68。 传动比 带型） 带额定功率增量在（ 09 . 1 0 A V P 在 1450(r/min)内为 0.06 89 . 0 140 0 时，小带轮包角 ：包角修正系数 a a K K kw 68 . 0 89 . 0 06 . 0 68 . 0 Pr ） （ + 1 74 . 0 6 . 0 ) ( 0 0 = = + = kw kw K K P P P K Z L a A 同上确定带的根数 Z2 = + = = L a A r ca K K P P P K P P Z ) ( 0 0 2 1 KA1.1 P0.55kw kw P K P A ca 605 . 0 55 . 0 1 . 1 = = = 508 . 0 ) ( 0 0 = + = L a r K K P P P 单根普通 v带所能传递最大功率 0 P 为基本额定功率，包角 0 180 = ，特定带长，平稳的工作 条件，查表得 68 . 0 0 = P （v 带型） 求 0 P s m v / 5 = Q 132 038 . 0 5 2 2 2 = = = r v W 125 04 . 0 5 3 2 2 = = = r v W 07 . 1 125 132 2 1 3 2 = = = = n n W W i ) (r/ n min 1275 1 = 04 . 0 0 查表得 P 93 . 0 155 0 时，小带轮包角 包角修正系数 a a K K kw P r 71 . 0 93 . 0 ) 04 . 0 68 . 0 ( = + = 1 7 . 0 605 . 0 ) ( 0 = + = L a A K K P P P K Z 4.3 验算小带轮的包角 0 1 2 0 2 0 1 2 0 1 5 . 57 ) ( 180 5 . 57 ) ( 180 d d d d d d d d + 最小初拉力直接决定临界摩擦力的大小。 增加摩擦系数和带轮的包角， 有利于增大临界摩擦力， 从而降低初拉力（F0）min 的值。 0 2 0 0 2 0 1 0 0 1 155 5 . 57 ) 76 80 ( 180 140 5 . 57 ) 75 76 ( 180 + 为了使各根 v 带受力均匀，带的根数不宜过多，一般应少于 10 根。否则，应选择横截面积较 大的带型，以减少带的根数。 确定初拉力（F0） 离心力和包角，可得单根 v 带所需最小初拉力为 25 1 . 0 / 5 89 . 0 605 . 0 ) 89 . 0 5 . 2 ( 500 ) 5 . 2 ( 500 min ) ( 2 0 + = = = s m qv ZV K P Ka F a ca q 传动带单位长度的质量 kg/m 带型 m/s v (kg/m) . A：q 5 10 0 = 2 . 112 5 . 2 7 . 109 5 . 2 44 . 4 97 . 0 500 min ) ( 0 = + = + = F 确定初拉力（F0） 离心力和包角，可得单根 v 带所需最小初拉力为 5 . 102 5 . 2 100 5 . 2 2 . 0 500 5 . 2 65 . 4 95 . 0 500 5 . 2 1 . 0 / 5 93 . 0 605 . 0 ) 93 . 0 5 . 2 ( 500 ) 5 . 2 ( 500 min ) ( 2 0 = + = + = + = + = + = s m qv KaZV P Ka F ca 4.4 安装 对新安装的v 带，初拉力应为 1.5 (F0)min，对于运转后的 v 带，初拉力应为 1.3(F0)min 应保证初拉力 F0 大于上述数值，G 查表得 5m/s，A 型为 9.5N 计算带传动压轴力 p F p F 是为设计带轮轴轴承，需要计算带传动作用在轴上的压轴力 187 70 sin 224 70 sin 2 . 112 2 2 140 sin 2 . 112 2 2 sin 2 0 0 0 1 0 = = = = ZF F p 198 77 sin 205 2 155 sin 5 . 102 2 2 sin 2 0 0 2 02 = = = ZF F p 5 V 5 V 带轮设计带轮设计 5.1 材料 根据带轮的基本直径和带轮转速等已知， 确定带轮材料、 结构、 轮槽、 轮辐和轮毂的几何尺寸、 公差和表面粗糙度以及相关技术要求 HT150 材料 HT200 转速较高时采用铸钢或用钢板冲压焊接而成，小功率用铸铝 图 5-1 1 号皮带轮尺寸 5.2 尺寸 d . dd )d . ( d 5 2 2 8 1 1 = v 带轮的轮槽 v 带型号为 A 查表 7 . 8 min 75 . 2 min 11 = = = hf ha b d 9 min 3 . 0 15 = = f e 与 p d d 相对应的 v 带在带轮上发生弯曲变形，使 v 带工作面的夹角发生变化，将v 带轮轮槽的工作面的夹角做 成小于 40 0 。 118 34 0 = d d p 3 . 0 15 6 7 . 8 75 . 2 = = = = e f mm hf mm ha v 带安装到轮槽中以后，一般不应超出带轮外圆，也不应与轮槽底接触。为此规定了轮槽基准 直径到带轮外圆和底部最小高度 min min hf ha 和 6 轴的设计6 轴的设计 6.1 轴的设计 轴是传递运动及动力，因此轴主要功用支承回转零件及传递运动和动力。转轴心轴和传动轴， 工作中既承受弯矩又承受扭矩的轴为转轴，只承受弯矩不承受扭矩的轴为心轴。只承受扭矩而不承 受弯矩的轴为传动轴。光轴与阶梯轴的设计包括结构设计和工作能力两方内容。根据零件的安装、 定位，以及轴的制造工艺方面的要求，合理结构形式和尺寸。轴的工作能力指轴的强度、刚度和振 动稳定性方面计算。多数情况轴的工作能力主要取决于轴的强度。这时只需进行强度计算，防止断 裂和塑性变形。 6.1.1 轴的材料 材料主要碳钢和合金钢。因为碳钢比合金钢价廉，对应力集中，敏感性较低，同时用热处理办 法提高其耐磨性和抗疲劳强度，故用 45 号钢。 表 表 6-1 6-1 轴的材料及热处理轴的材料及热处理 轴上零件的定位 为了防止轴上零件受力时发生轴向或周向相对运动。 轴向定位以轴肩、套筒、轴端挡圈、轴承端盖和圆螺母 定位轴肩 h(0.070.1) d mm d 与零件相配处的轴直径 : 非定位轴肩一般取 12mm 表 表 6-2 6-2 零件倒角 零件倒角 C C 与圆角半径 与圆角半径 R R 直径d 1018 1830 610 C 或 R 0.8 1.0 0.5 0.6 各轴段直径或长度的确定 按轴所受的扭矩初步估算轴所需的直径，将初步求出的直径作为承受扭矩的轴段的最小直径 材料牌号 热处理 抗拉强度 屈服强度 备注 45 调质 640 355 应用广泛 min min d d ，从 处起逐一确定各段直径在实际设计中，轴的直径亦可凭设计者的经验取定。 有配合要求的轴段，应尽量采用标准直径。安装标准件（如滚动轴承，密封圈）部位的轴径， 应取为相应的标准值及所选配合的公差。 皮带轮与轴配合（过渡配合） 提高的强度常用措施 轴和轴上零件的结构、工艺以及轴上零件的安装布置等对轴的强度有很大的影响，所以应在这 些方面进行充分考虑，以利提高轴的承载能力，减小轴的尺寸和机器的质量。 1、合理布置轴上零件以减小轴载荷。 为了减小轴所承受的弯矩，传动件应尽量靠近轴承。 2、改进轴的结构以减小应力集中的影响 轴通常是在变应力条件下工作的，轴的截面尺寸发生突变处产生应力集中，轴的疲劳破坏往往 在此处发生。为了提高轴疲劳强度，应尽量减少应力集中源和降低应力集中的程度。为此，轴肩处 采用较大的过渡圆角半径 r 降低应力集中。 轴的计算 轴的初步完的结构设计后进行校核计算，计算准则是满足轴的强度或刚度。 轴的强度校核计算 本设计中用到转轴。转轴是承受弯矩又承受扭矩，应按弯扭合成强度条件进行计算，需要时还 应按疲劳强度条件进行精确校核。 按弯扭合成强度条件计算 通过轴的结构设计，轴的主要结构尺寸，轴上零件的位置，以及外载荷和支反力的作用位置均 已确定，轴上载荷(弯矩和扭矩)已可以求得。 6.1.2 做轴计算简图 计算时，常将轴上的分布载荷简化为集中力，作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭 矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。 图 61 支反力作用点与轴承类型 若为空间力系，应把空间力分解为圆周力，径向力和轴向力，然后把它们全部转化到轴上，并将其 分解为水平分力和垂直分力，求各支承处水平反力 FNH 和垂直反力 FNV 图 6-2 水平面弯矩图 Fr Fnh1 Fnv2 Mv Ma=FaD/2 Fnv1=Fa Fa 图 6-3 垂直面弯矩图 图 6-4 总弯矩图 6.2 6.2 校核轴的强度校核轴的强度 已知轴的弯矩和扭矩后，做弯扭合成强度校核计算。 2 2 4Z ca + = : 对称循环变应力，扭矩所产生的扭转切应为Z 2 2 4 ） （ Z ca + = 弯曲应力对称循环变应力。当扭转切应力为静应力，取 3 . 0 。当扭转切应力为脉动循环变 应力时 6 . 0 ，若扭转切应力亦为对称循环变应力 1 = 。 直径 D 的圆轴，弯曲 W M = 扭转切应力 W T W T Z T 2 = = 初步估算轴径 2 . 0 9550000 3 T T T Z d n P W T Z = MPa Z T 扭转切应为 : 轴常用的几种材料 值 及 0 A Z T 45 号钢 45 25 / 是 MPa Z T 103 126 0 是 A 3 mm W T ：抗扭截面系数 mm N T ：轴所受的扭矩 应为 降低了许多，用扭转切 值是考虑了弯矩影响而 T Z 3 0 3 3 3 2 . 0 9550000 2 . 0 9550000 n p A n p Z n Z n p d T T = = 127 1061111 45 2 . 0 9550000 2 . 0 9550000 3 3 3 0 = = = T Z A 当轴截面上升有键槽时，应增大轴径以考虑键槽对轴的强度的削弱。当d100mm，有一个键槽 时，轴径增大 3%。 对于 d 直径弯曲应为 W M ，扭转切应力 W T W T Z T 2 = 圆轴 3 1 . 0 d W mm V W T M w T W M ca 33 18 15 ) ( 2 4 1 2 2 2 2 带轮 + + = + = 20 1390 55 . 0 127 3 = = d 40 20 2 = = L 第一根轴长 35mm m N M m N M v H / 30 20 15 . 0 / 60 40 15 . 0 = = = = 67 900 3600 2 2 = + = + = v H M M M m N n p T / 4 1390 55 . 0 9550 9550 = = = 弯扭合成强度条件为 60 4 800 ) 4 3 . 0 ( 67 ) ( 2 4 2 2 1 2 2 2 2 = + = + = + = W T M w T W M ca 3 . 0 800 20 1 . 0 3 W 选联轴器：选用型号为 GY1 公称转矩为 25Nm，许用转速 12000r/min，轴孔直径 d14mm， 轴孔长度 J1=27 7 轴承设计7 轴承设计 7.1 轴承选用 轴承选用 6003 d=17mm D=35mm B=10mm -段长度为 30mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度 J127mm。为了保证轴端挡圈只压在半联 轴器上而不压在轴的端面上，故-段比 J1 略短一些，现取-26mm。 初步选定滚动轴承 流动轴承是支承转动零件的。滚动轴承绝大数已经标准化，滚动轴承具有摩擦阻力小、功率 消耗少，起动容易等优点。 滚动轴承由内圈、外圈、滚动体和保持架，内圈与轴颈装配，外圈用来和轴承座孔装配。内圈 随轴颈回转、外圈固定。 保持架的主要作用是均匀地隔开滚动体。没有保持架，相邻滚动体转动时将会由于接触处产生 较大的相对滑动速度引起磨损。 常用铜合金、铝合金等塑料等材料。 轴承内、 外圈和滚动时， 一般是用高碳轴承钢或渗碳轴承钢制造的， 热处理后硬度不低于60HRC。 7.1.1 向心轴承 基本额定动载荷比是 1,极限转速比高，轴承载能力少量，性能特点主要承受径向载荷，也可 同时承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最小，在高速时，可用来承受轴向载荷。 轴承的载荷 轴承所受载荷的大小、方向和性质是选择轴承的主要依据。 轴承的转速 在一般转速下，转速的高低对类型的选择不发生什么影响，只有转速较高时，才会有比较显著 的影 响。各种 尺寸轴承 的极限转 速 nlim 值。这个 转速是指 载荷不太 大（当量 动载 荷 为基本额定动载荷 c c P . 1 . 0 ） 。 轴承工作时载荷分布 径向载荷 r F 通过轴颈作用于内圈，位于上半圈的滚动体不受此载荷作用，而由下半圆的滚动 体将此载荷传到外圈上。 假设内、 外圈除了与滚动体接触处共同产生的局部接触变形外， 在载荷 r F 的作用下，内圈的下沉量 。就是在 r F 作用线上的接触变形量。不在载荷 r F 作用线上的其他各点 的径向变形量 = , 2 , 1 ) cos( 0 1 i iy 接触载荷处于 r F 作用线上的接触点处最大，向两边逐渐 减小。各滚动体从开始来采载到受载终止所对应区域叫承载区。 根据力的平衡原理，所有滚动体内圈反力 Ni F 的向量和必定等于径向载荷 r F 。就滚动体上某一 点而言，它的载荷及应力是周期性地不稳定变化的。 7.1.2 滚动轴承的失效形式及基本额定寿命 滚动轴承的失效形式是内外圈滚道或滚动体上的点蚀破坏。一套圈相对另一套圈的转数称 为轴承的寿命。 一组在相同条件下运转的近于相同的轴承，将其可靠度为 90%时的寿命作为标准寿命，即按一 组轴承中 10的轴承发生点蚀破坏，而 90%的轴承不发生点蚀破坏前或工作小时数作为轴承的寿 命，并把这寿命叫基本额定寿命。 由于基本额定寿命与破坏概率有关，在实际上按基本额定寿命计算而选择出的轴承中，可能有 10% 轴承发生提前破坏。 在做轴承的寿命计算时， 必须先根据机器的类型， 使用条件及对可靠性的要求， 确定一个恰当的预期计算寿命。 除了点蚀以外，轴承还可能发生其他多种形式的失效。例如烧伤，过度磨损，轴承卡死等。 推荐的轴承预期计算寿命 h n L / 为 800012000 7.2 滚动轴承的基本额定动载荷 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，因而在发生点 蚀破坏前所能经受的应力变化次数也就越少， 亦即轴承的寿命越短轴承的基本额定动载荷就是使轴 承基本额定寿命恰好 10 6 r 时，轴承所能承受的载荷，字母 C 代表。对向心轴承，指的是纯径向载 荷，并称为径向基本额定动载荷，具体用 Cr 表示。 对具有基本额定动载荷 Cr 的轴承，当它所受的载荷 P（当量动载荷，为一计算值）恰好为 C 时，其基本额定寿命就是 10 6 r，但是当所受的载荷 PC 轴承的寿命是多少？这就是轴承寿命计算 所要解决的问题。轴承寿命计算所要解决的另一个问题是轴承所受的载荷等于 P，而且要求轴承具 有预期计算寿命为 n L 。 载荷寿命曲线 P C L 10 式中 10 L 的单位为 r 6 10 ， 为指数，对于球轴承 3。实际计算时，用小时数表示比较方便， 上式改写。如令 n 代表轴承的转速(单位为 r/min)则以小时数表示轴承基本额定寿命 Lh 为 P C n L h 60 10 6 则所需轴承应具有基本额定动载荷 C（单位为 N） 6 10 60 h L n P C 滚动轴承的当量动载荷 向心轴承仅承受纯径向载荷 Fr，在进行轴承寿命计算时，必须把实际载荷转换为与确定基本额 定动载荷的载荷条件相一致的当量动载荷（P） 对只能承受径向载荷Fr的轴承 PFr 在许多支承中还会出现一些附加载荷，如冲击力、不平衡力、惯性力以及轴挠曲或轴承座变形 产生的附加力等等，这些因素很难以理论上精确计算。为了设计及这些影响。可对当量动载荷乘上 一个根据经验而定的载荷系数fp r p F f P 所以查表得 2 . 1 = p f 深沟球轴承 N F f P r p 24 20 2 . 1 = = N F f N n L n P C r p 84 24 5 . 3 10 5000 83400 10 5000 1390 60 24 10 60 3 6 3 6 6 = = = = = 因为 3 按照轴承手册选择 C6000N 的 6003 轴承 验算 6003 轴承的寿命 h h p c n L n 516 43 12 24 84 1390 60 10 60 10 3 6 6 = = = 字功能皮带线速度 5m/s A 型 表 表 7-1 7-1 电动机的几种转速类型电动机的几种转速类型 代号 转速(r/min) 直径(mm) T 1 1390 75 2 1275 76 3 1192 80 4 1019 26 字功能进刀的进给与返回 已知糕点切出长度 80mm 用时为 v r t / 2 = s m v m r / 5 04 . 0 = s t 05 . 0 5 04 . 0 14 . 3 2 = = 因为切刀要进行间歇性直线运动，所以应用凸轮机构。 凸轮是面接触所以是低副机构，低副机构只能近似实现给定运动规律，而设计较为复杂。当从 动件的位移、 速度和加速度必须严格照规律变化， 当原动件作连续运动而从动件必须作间歇运动时， 则以采用凸轮机构最为简便。 8 凸轮设计8 凸轮设计 8.1 主动件： 凸轮机构一般由凸轮、从动件、机架三个构件组成。常用有：盘形凸轮（1）这种凸轮是一个 绕固定轴线转动并具有变化矢径的盘形构件。移动凸轮当盘形凸轮的回转中心趋于无穷运时，凸轮 相对机架作往复移动。圆柱凸轮这种凸轮可以认为将移动凸轮卷成圆柱体而演化成的 分析上面凸轮选择盘形凸轮，因为其结构简单紧凑，易于制造，成本低廉。 凸轮因为根据设计要求糕点厚度 1020mm，取 10mm 8.2 从动件 尖底从动件。尖底能与任意复杂的凸轮廓保持接触，但因尖底易于磨损，故只宜用于传力不大 的低速凸轮机构中。 滚子从动件。这种从动件耐磨损，可以承受较大载荷故应用普遍。 平底从动件。这种从动件底面与凸轮之间易形成油膜，故用于高速凸轮机构之中。 本例转速较高故选滚子从动件。 从动件运动规律 凸轮的轮廓形状取决于从动件的运动规律。因此在设计凸轮轮廓曲线之前，应确定从动件的运 动规律。 以凸轮轮廓曲线最小矢径 0 r 半径所作之圆称为基圆。 凸轮回转中心 O 点至从动件导路之间 偏置距离 e，以 O 为圆心，e 为半径所作之圆称为偏距圆。 此过程从动件位移（即为最大位移） ，凸轮转过角度称为推程运动角。从动件在远位置停留， 此过程凸轮转角s O 远休止角。从动件以一定运动规律返回初始位置，此过程凸轮转过的角度 叫回程运动角。从动件离回转中心最近停留不动，这 s 称为近休止角。从动件又重复进行开停 降停的运动循环。 作图法：当从动件的运动规律已经选定并作出位移线图之后，各种平面凸轮的轮廓曲线都可以 作用图法求出。 滚子动件盘形机构 设凸轮以等角速w顺时针回转其基圆半径 0 r 及从动件导路的偏距e求出轮廓曲线。 凸轮机构工作时，凸轮与从动件都连运动。为了在图纸上画出凸轮轮廓，应当使凸轮与图纸平 面相对静止，为此采用反转法；整个机构以角速度 ) ( w 绕 O 转动，结果是从动件与凸轮的相对运 动并不改变凸轮固定不动，机架和从动件以角速度 ) ( w 线 O 转动同时从动件又以原有运动规律相 对机架往复运动。 1、以 0 r 为半径作基圆，以e为半径作偏距圆，点 K 为从动，为从动件导路线与偏距圆的切点， 导路线与基圆的交点便是从动件初始位置。 2、将位移线图 p s 的推程运动角和回程运动角分别作若干等分（作四等分） 3、 沿 w 的相反方向取推程运动角(180 0 )， 远休止角 （30 0 ） ， 回程运动角 （90 0 ） ， 近休止角 （60 0 ） ， 在其圆上得 C4、C5、C9 诸点将推程运动角和回程运动角分成 C1C2C3和 C6C7C8 点。 4、过 O 点作 C1C2C3径向射线，它们便是反转后从动件导路的一系列位置。 采用滚子从动件，首先取滚子中心为参考点，把该点当作尖底从动件的尖底，按照上述方法求 出一条轮廓曲线 y 。以 y 上各点为中心画一系列滚子称为工作轮廓曲线。传动凸轮用带传动，带传 动是挠性传动。 由主动轮和从动带轮和传动带。主动轮 1 转动时利用带轮和传动带间的摩擦或啮合作用，将运 动和动力通过传动带 2 传递给从动带轮 3。带传动具有结构简单传动平衡，价格低廉和缓冲吸振等 特点。 9 5 9 5 号带轮设计号带轮设计 9.1 带轮概述 v 带传动：v 带的横截面呈等腰梯形，带轮上做出相应轮槽。传动时，v 带的两个侧面和轮槽 接触槽面摩擦可以提供更大的摩擦力。另外 v 带传动允许的传动比大，结构紧凑，大多数 v带已标 准化。 v 带的上述特点使它获得广泛应用。 v 带类型与结构，标准普通v 带是多种材料制成的无接头环形带。这些材料包括顶胶、抗拉体 底胶和包布有 Y、Z、A、B、C、D、E 带型。 截面尺寸有节宽(bp) 顶宽(b) 高度(h) 横截面积(A) 楔角 0 40 ) ( p 带传动的受力分析 带传动工作前有一定 0 F (初拉力)张紧在带轮上。在工作时，因带和带轮间静摩擦力作用使带 一边拉紧，一边放松。紧边拉力为 1 F ，松边拉力为 0 F 0 2 1 2 0 0 1 2F F F F F F F = + = 传动带工作面上的总摩擦力大小( f F ) 2 1 F F F f = 有效拉力 e F 等于传动带工作表面上总摩擦力 f F 2 1 F F F F f e = = 传递功率 p 关系为 v V F P e 100 = P 单位 kw N F e 单位为 s m V / 单位为 传动带速度 2 2 0 2 0 1 e e F F F F F F = + = 在带速一定条件下，带传动所传递功率 P 决定了带传动应有的有效拉力 e F 也就相应决定传动 带和带轮间应该至少具有总摩擦力 f F 。 带轮初拉力 0 F 必须大于带传动正常工作所要求的最小的初拉力 min ) ( 0 F ，否则主动带轮不动 从动带轮。由此可见，为了保证带传动正常工作，首先确定满足传递功率要求的至少具有总摩擦力 和与之对应最小初拉力。 9.1.1 带传动的最小初拉力和临界摩擦力 初拉力和带与带轮之间的摩擦力之间关系。在最小初拉力 min ) ( 0 F 的作用下，带和带轮产生 的最大总摩擦力称临界摩擦力 fc F 或临界有效拉力 ec F fa fa fc ec e e F F F 1 1 1 1 min 2 0 + = = ） （ rad f : : 带在带轮上的包角 摩擦系数 a d d d d 0 1 2 0 1 5 . 57 ) ( 180 a d d d d 0 1 2 0 2 5 . 57 ) ( 180 包角应取 2 1 和 中较小的 ) , min( 2 1 2 1 d d d d 和 分别是小带轮和大带轮基准直径。 增加摩擦系数和带轮包角，有利于增大临界摩擦力从而降低最小初拉力 min ) ( 0 F 9.1.2 带应力 1、拉应力 1 和松边拉应力 2 A F A F 2 2 1 1 = = 1 和 2 单位为Mpa； 2 2 1 mm A N F F 为 ； 单位为 和 2、变曲应力 2 2 1 1 d b d b d h E d h E Mpa E h ：传动带弹性模量 ：传动带高度 3、离心拉应力 圆周运动，时产生离心拉力。 A qv c 2 = m kg q / :传动带单位长度的质量 s m v / :带的线速度 ) / ( m kg v带单位长度的质量 带型 Y0.02kg/m Z0.06kg/m A0.10kg/m B0.18kg/m C0.3kg/m D0.61kg/m E0.92kg/m 所以最大应力 c b + + 1 1 max 弹性滑动 小带轮 1 v ，大带轮 2 v 。由于弹性滑动无法避免， 所以带轮线速度的相对变化量可以用滑动率 1 2 1 2 1 ) 1 ( % 100 v v v v v = = 1000 60 1000 60 2 2 2 1 1 1 = = n d v n d v d d 是基准直径 2 1 , d d d d min / , 2 1 r n n 转速 分别为主动轮与从动轮 1 1 2 2 ) 1 ( n d n d d d = 平均传动比为 1 2 2 1 ) 1 ( d d d d n n i = = 9.2 单根 v 带的基本额定功率 带传动主要失效形式是打滑和疲劳破坏。因此 v带的疲劳强度条件为 c b c b + + 1 1 1 1 max 有效拉力 ec F ) e A( ) e ( F F fva fva ec 1 1 1 1 1 1 = = 单根 v 带处于临界打滑状态时所能传递的功率，即最大功率为 1000 ) 1 1 )( ( 1 0 Av e p fva c b = 单根 v 带的额定功率 r p 单根 v 带基本额定功率在规定的试验条件下得到的。 L a r K K p p p + = ) ( 0 0 0 p ：传动比不等于 1 时，单根 v带定额功率增量 a K ：当包角不等于 180 0 时修正系数 L K ：当带长不等于试验规定的特定带长时修长系数 9.3 中心距 中心距大可以增加带轮的包角，减少单位时间内带的循环次数，有利提高带寿命，但中心距过 大，则会加剧带的波动，降低带传动的平稳性，同时增大带传动的整体尺寸。中心距小，则有相反 的利弊。 ) ( 2 ) ( 7 . 0 2 1 0 2 1 d d d d d d a d d + + 2 1 , d d d d 为小带轮与大带轮直径 式中 0 a 为初选的带传动中心距 传动比 i 传动比大，会减小带轮的包角。带传动就会打滑，从而无法传递规定的功率推荐值 i25 带轮的基准直径 在带传动需要传递的功率给定的条件下，减小带轮的直径，会增大带传动的有效拉力，从而导 致 v 带根数增加。为了避免弯曲应力过大，小带轮的基准直径就不能过小。一般情况下 min ) ( d d d d v 带的最小基准直径 表 表 9-1V 9-1V 带槽型带槽型 槽型 Y Z A B C D E (dd)min/mm 20 50 75 125 200 355 500 当带传动的功率一定时，提高带速，可以降低带传动的有效拉力，相应地减少带的根数或 v带 的横截面积总体上减少带传动尺寸；但是带速增加，增加循环次数不利于提高带传动的疲劳强度和 寿命。 由此可见，一般推荐 s m v / 25 5 最高带速 s m v / 30 max 9.4 选择 v 带的带型 设计 v 带传动时的已知条件包括，额定功率 p；小带轮转速 n1；大带轮转速 n2 或传比 i。 kw p 55 . 0 = min / 1390 1 r n = 5 = i 695 2 1390 1 2 = = = i n n 设计内容包括带型，基准长度，根数，中心距，带轮的材料，基准直径以及尺寸、初拉力和压 轴力、张紧装置。 计算功率 ca p p K p A ca = ca p ：计算功率 A K ：工作情况系数 P：额定功率 表 表 9-2 9-2 工况系数工况系数 工况 A K 载荷变动微小 1.1 kw P ca 605 . 0 55 . 0 1 . 1 = = 带型 根据功率 ca p 和小带轮转速n，查图可知选择 A 型 v 带 1 d d 为 75mm 带速 5m/s 计算大带轮基准直径 由 1 2 d d id d 计算 mm mm d d 150 75 2 2 = = 确定中心距a 450 5 . 157 ) 150 75 ( 2 ) 150 75 ( 7 . 0 ) ( 2 7 . 0 0 0 2 1 0 2 1 + + + + a a d d a d d d d d d ） （ 计算相应带长 0 Ld mm a d d d d a Ld d d d d 958 6875 . 4 25 . 353 600 1200 5625 225 57 . 1 600 300 4 75 ) 150 75 ( 2 14 . 3 300 2 4 ) ( ) ( 2 2 2 0 2 1 2 2 1 0 0 + + + + + + + + + + mm Ld 1000 = 计算中心距a及其变动范围 321 21 300 2 42 300 2 958 1000 0 + + + a a 考虑到带轮的制造误差、带长误差、弹性以及带的松弛产生的补充紧的需要常给出中心距的变 动范围。 Ld a a Ld a a 03 . 0 015 . 0 max min + = = 解： mm a 336 15 321 1000 015 . 0 321 min = + = + = mm a 351 30 321 1000 03 . 0 321 max = + = + =