莲藕切片机的设计【9张图纸】【优秀】

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关键词：: 莲藕切片机设计图纸优秀优良

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莲藕切片机的设计

33页 11000字数+说明书+9张CAD图纸【详情如下】

莲藕切片机的设计说明书.doc

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摘要……………………………………………………………………………………1

关键词…………………………………………………………………………………1

1 绪论………………………………………………………………………………2

　　　1.1 研究的目的和意义………………………………………………………2

　　　1.2 国内外研究现状…………………………………………………………3

　　　1.3 研究的目标与内容………………………………………………………4

2 莲藕切片机的设计原理…………………………………………………………4

　　　2.1 设计内容…………………………………………………………………4

　　　2.2 总体设计简介……………………………………………………………4

3 主要参数确定与关键部件设计…………………………………………………5

　　　3.1 电动机的选择计算………………………………………………………5

　　　3.2 确定传动装置的总传动比………………………………………………7

　　　3.3 减速箱的设计……………………………………………………………7

　　　3.4 V带的设计选择…………………………………………………………9

　　　3.5 链轮的设计计算…………………………………………………………13

　　　3.6 轴与齿轮的设计计算及校核……………………………………………14

　　　3.7 往复切片机构和推料装置的设计………………………………………24

　　　3.8 进藕导向筒的设计………………………………………………………28

　　　3.9 机架设计…………………………………………………………………28

4 结论………………………………………………………………………………29

参考文献……………………………………………………………………………29

致谢…………………………………………………………………………………30

　　　摘要：莲藕是优良的水生蔬菜和副食佳品，我国大多数藕食品加工出口企业生产的藕片主要以人工切片为主。人工切片劳动强度大、效率低、不安全又不卫生。通过设计莲藕切片机，以实现小规模生产的机械化生产要求。本文通过对莲藕切片机的总体结构、工作原理、关键部件结构以及工作参数设计计算，设计出小型莲藕切片机。

　　关键词：莲藕、切片、往复切片

　　Abstract: Lotus root is an excellent vegetables and non-staple food. China's most lotus root food processing export enterprise production OuPian mainly by artificial slice primarily. Artificial slice labor intensity and low efficiency, safety and health. Through the design lotus root slicing machine, The majority exported manufactory of lotus food processing produce man-made lotus root slice which has disadvantage of intensive labor,inefficient ,unsafe and unsanitative . This article through to lotus root slicing machine the general structure. Artificial slice labor intensity and low efficiency, safety and health.Now the design of lotus root slicer will achieve machanization production in small scale.The assay will caculate the overall structure,working principle,key components and operating parameter's design and finish the drawings of the main parts and installations.

　　　Keywords: Lotus root; section;To and fro slicing device

莲藕切片机的设计.gif

内容简介：: 湖南农业大学东方科技学院全日制普通本科生毕业设计莲藕切片机的设计DESIGN OF LOTUS ROOT SLICING MACHINE 学生姓名：佘国斌学号：200841814728年级专业及班级：2008级机械设计制造及其自动化（7）班指导老师及职称：邹运梅讲师学部：理工学部湖南长沙提交日期：2012年5月32湖南农业大学东方科技学院全日制普通本科生毕业设计诚信声明本人郑重声明：所呈交的本科毕业设计是本人在指导老师的指导下，进行研究工作所取得的成果，成果不存在知识产权争议。除文中已经注明引用的内容外，本论文不含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的作品成果。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体在文中均作了明确的说明并表示了谢意。本人完全意识到本声明的法律结果由本人承担。毕业设计作者签名：年月日目录摘要1关键词11 绪论21.1 研究的目的和意义2 1.2 国内外研究现状31.3 研究的目标与内容42 莲藕切片机的设计原理42.1 设计内容42.2 总体设计简介43 主要参数确定与关键部件设计53.1 电动机的选择计算53.2 确定传动装置的总传动比73.3 减速箱的设计73.4 V带的设计选择93.5 链轮的设计计算133.6 轴与齿轮的设计计算及校核143.7 往复切片机构和推料装置的设计243.8 进藕导向筒的设计283.9 机架设计284 结论29参考文献29致谢30莲藕切片机的设计学生：佘国斌指导老师：邹运梅（湖南农业大学东方科技学院，长沙 410128）摘要：莲藕是优良的水生蔬菜和副食佳品，我国大多数藕食品加工出口企业生产的藕片主要以人工切片为主。人工切片劳动强度大、效率低、不安全又不卫生。通过设计莲藕切片机，以实现小规模生产的机械化生产要求。本文通过对莲藕切片机的总体结构、工作原理、关键部件结构以及工作参数设计计算，设计出小型莲藕切片机。关键词：莲藕、切片、往复切片Design Of Lotus Root Slicing Machine Student:She Guo-BinTuto: Zou Yun-Mei(Oriental Science Technology College of Hunan Agricultural University, Changsha 410128)Abstract: Lotus root is an excellent vegetables and non-staple food. Chinas most lotus root food processing export enterprise production OuPian mainly by artificial slice primarily. Artificial slice labor intensity and low efficiency, safety and health. Through the design lotus root slicing machine, The majority exported manufactory of lotus food processing produce man-made lotus root slice which has disadvantage of intensive labor,inefficient ,unsafe and unsanitative . This article through to lotus root slicing machine the general structure. Artificial slice labor intensity and low efficiency, safety and health.Now the design of lotus root slicer will achieve machanization production in small scale.The assay will caculate the overall structure,working principle,key components and operating parameters design and finish the drawings of the main parts and installations. Keywords: Lotus root; section;To and fro slicing device 1 绪论1.1 研究的目的和意义莲藕起源与我国，种植历史已经有3000多年，无论在食用和药用都用的很多，莲花还是中国十大名花之一，深受广大人民群众的喜爱。莲藕，简称莲，别名莲菜、荷藕等。莲藕可以分为子莲、藕莲和花莲三大类型。莲藕以藕和莲子为主产品，可供生食、熟食、加工制罐、速冻保鲜、制作蜜饯和藕粉等，藕节、莲心、花、莲须、莲梗等可以入药。莲藕含有多种营养及天东碱、氨基酸、葫芦巴碱、酚类化合物、葡萄糖等。莲藕是优良的水生蔬菜和副食佳品，可供生食、熟食、加工罐藏、制作蜜饯和藕粉等。产品比较耐贮藏和运输，在国内外市场上销路很广，是出口创汇的重要商品。莲藕在我国分布十分广阔，资源丰富，从东北大地到海南岛，从东海之滨到西藏高原都有它的踪迹，栽培主产区在长江流域和黄淮流域，以湖北、江苏、安徽等省的种植面积最大，目前估计全国栽培面积在5070万hm2，湖北省栽培面积在9万hm2左右. 中国各地著名的藕品有苏州的荷藕，品质优良，在唐代时就列为贡品。其藕有“雪藕”之称，色白如雪，嫩脆甜爽，生吃堪与鸭梨媲美，诗人韩愈曾有“冷比霜雪甘比蜜，一片入口沉疴痊”之赞。湖南省汉寿县西竺乡的白臂藕白如玉，壮如臂、汁如蜜，吃起来嫩脆脆、水汪汪，落口消融，食而无渣。广西贵县大红莲藕，身茎粗大，生吃尤甜，熟食特别绵。据说，清朝乾隆皇帝游江南时，就指名要尝贵县大红莲藕。现在，当地人还喜欢设“全藕席”招待客人。湖北省洪湖藕富含淀粉、蛋白质、维生素等成分，鲜美爽口，早已驰名中外，被誉为“水中之宝”。杭州人则推崇西湖的藕，由于它白嫩如少女之臂，美其名曰“西施臂”。此外著名的莲藕还有安徽省雪湖贡藕，江苏省宝应的美人红，南京的大白花等。今后，随着广大水乡湖滩资源的开发利用，农村产业结构的调整和进一步对外开放，中国的莲藕生产和销售必将得到新的发展和提高。莲藕切片机的研究与使用能提高劳动生产率、降低农产品成本，以及对于减轻农民劳动强度和缩小工农差别，都有着重大的作用。在我们日常生活经常食用莲藕，人工切片不能满足我们生活需求。因此，建立一些小型的莲藕加工作坊有很大的必要，也有很大的潜力。我国莲藕切片技术没有完善，莲藕切片机没能得到推广，研究莲藕切片机有很大意义。1.2 国内外生产现状我国是农业大国一直以来国大多数藕食品加工出口企业生产的藕片主要以人工切片为主。人工切片劳动强度大、功效低，工人切片时一手直接抓取荷藕，一手使用木质推板推动荷藕至切割刀片，既不安全又不卫生。近年来，我国对荷藕切片技术也开展了一些研究，但进展不大，所研制的荷藕切片机始终没能得到推广。究其原因，是对荷藕的切削加工性能还缺乏了解。荷藕是一种中空、肉质脆嫩类蔬菜，具有淀粉含量高、水分含量大、形状不规则等特点. 因此，主要有三个问题需要解决1：如何降低碎片率。圆盘形刀片固然有切削速度快、工作效率高的特点，但藕片易破碎。解决粘刀问题。荷藕淀粉含量高，特别容易粘刀，如切削下来的藕薄片不能及时清理，将会影响后续加工质量。解决藕段的装夹问题。要实现荷藕的机械化切削，必须实现藕的连续装夹与进给，而鲜藕普遍具有脆嫩的特点，若装夹方式不当，将破坏藕表面及藕片的平整度。现有的荷藕切片机械主要在以上3个方面存在缺陷，因此有必要从机型设计、料筒及装夹设计及刀片设计着手，以提高荷藕机械化切片质量。国内现有的莲藕切片技术主要有两种：盘式砍切型如湖北农学院陈义厚和邹必昌研制了一种盘式砍切型荷藕切片机，其工作原理为：荷藕放在竖直的导向管内，底部由挡板顶住；在导向筒底部和挡板之间装有旋转刀盘，刀盘旋转带动刀片横向切割荷藕，切出的藕片被刀片底面后部的藕片刷推到落料槽内。这种莲藕切片机切割莲藕碎片率高。滑切型机械工业食品装备设计研究所李树君研制了一种滑切型荷藕切片机，其工作原理为：藕在定向进给机构中沿与刀片成40。角的方向进给，圆盘刀既做上下垂直运动，又做水平面内的旋转运动，由于刀片沿一定斜角逐渐切削荷藕，因此有效地降低了碎片率。但此种切削方式加出的藕片是斜薄片，有一定的局限性。国内现有的莲藕切片主要设备如ZY-Q480切藕机，该机型切片规格为112 mm，外形尺寸为7205501200MM，主要用于土豆(马铃薯)、莲藕、苹果、梨、大萝卜、黄瓜、洋葱、芋艿的切片等茎杆类、根茎类水果蔬菜切片，切削的产品片形整齐，厚薄均匀，成品率达99%，满足出口产品加工需求。还有CHD-40型多功能切菜机，能实现土豆、莲藕、萝卜、黄瓜等水果蔬菜切片。该机采用旋转的刀盘切削，将各种蔬菜加工成片或丝状，具有切面质量好，制品厚薄及大小均匀、切面组织新鲜、不破坏纤维组织。该机型生产能力为400kg/h，切刀转速600r/min ，电机功率Y80-40.75KW，外形尺寸为5906601115mm。又如湖南中诚公司堆出的莲藕切片机是一款小型的切片机，它功能齐全，可切大，小圆形片，弧形片，斜片四种不同形状的饮片，其切片效果极佳，饮片表面美观整齐，无毛刺，无碎片残渣的现象产生，且切片厚度均匀，稳定性能好，切片性质可连续，效率高，体积小，占用空间少，噪音小，操作方便，省电又安全，造型美观。该机切片厚度可根据自己的需求自动调节，适用性更广。本论文所设计的莲藕切片机主要对进藕导向筒、往复切片机构、推料装置和传动机构进行设计，以达到降低碎片率、解决藕片粘刀和解决莲藕的装夹问题的目的。1.3 研究的目标与内容研究目标：本论文以配用中小动力的莲藕切片机装置为研究对象，针对人民对莲藕的需求量，在充分了解莲藕的生长状态及特点的基础上，探索新的工作方式和新的结构设计。分析工作部件的运动特点、所受阻力及对莲藕作用力等，研究出合适的莲藕切片机以达到简化结构，降低功耗，减少成本，提高作业质量为目的。研究往复切片机构及推料装置的运动机理及最佳工作参数。研究内容：（1）设计莲藕切片机的切片工作原理及结构形式。利用曲柄滑块机构实现莲藕的切片往复运动，以最大程度地减少动力功耗和收获装置的总体结构尺寸。（2）针对不同莲藕品种、莲藕的大小（直径约为3-10cm），优化传动与工作部件的结构，使其结构参数和运动参数达到最优。（3）设计莲藕切片机的推料装置。采用曲柄滑块机构的形式使得切片后的莲藕片脱离刀片。2 莲藕切片机的设计原理2.1 设计内容本设计所设计小型生产的莲藕切片机，莲藕切片厚度约为310mm，切片生产能力：110130 kgh。2.2 总体设计简介该机主要由电动机、减速器、V带、切片机构、推料装置及机架等组成。小型莲藕切片机结构如图1所示1-弹簧 2-进藕导向筒 3-机架 4-切片装置 5-推料装置 6-升降工作台 7-出料口 8-电动机 9-减速器 10-链轮 11-V带轮图1 莲藕切片机结构简图Fig 1 Lotus root slicing machine structure diagram工作原理：首先把莲藕放在进藕导向筒内，由于自重，莲藕会掉在工作台上，动力通过传动装置和减速装置由电动机传递到切片机构，从而使刀片切断藕片，同时通过推料装置使藕片脱离刀片。3 主要参数确定与关键部件设计3.1 电动机的选型传动总效率：总链带减（1）查 2表1-7得链=0.99 减=0.96 带=0.96总=0.960.990.96=0.903 切片生产能力：110130 kgh，取平均值2kg/min，莲藕切片厚度约为310mm，莲藕粗3-8cm，执行机构的转速n为100min。经查2表按推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器的传动比i=8-40。则总体传动比合理范围为i总=8-40，故电动机转速的可选范围为：nd=i总n= (8-40)100=800-4000r/min综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格、功率和带传动、减速器的传动比，选定型号为三相异步电动机中的Y90S-6，额定功率为0.75kw，质量23kg，转速n=910r/min。图2 电动机的安装及外形尺寸Fig 2 the mounting and overall for size表1 电动机性能表Table 1 motor performance table电机型号额定功率kw电机转速r/min电机重量N总传动比带传动比减速器传动比Y90S-60.75910230 18.2 2 9.1表2 电动机外形尺寸Table 2 motor shape dimension机座号级数脚底安装尺寸AB脚底螺栓孔直径K轴伸尺寸DE装键部位尺寸FGD外型尺寸L(AC/2+AD)HD90S 2 1401001024508443102431903.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比总传动比有选定的电动机转速nm和主动轴的转速nw，可得传动装置总传动比 ia=nm /nw=910/100=9.1 （2）分配传动装置传动比 ia=i1i2 （3）式中i1，i2分别为带传动和减速器的传动比。初步选定i2=1，i1=9.1 传动装置运动参数计算1) 各轴转速电动机转速n0=910r/min减速箱输出转速n1=910/9.1=100r/min链传动输出转速n2=100/1=100r/min2) 各轴的输出功率Pd=0.75kw P1=Pd链减速箱=0.750.990.96=0.713KW （4）P2=P带=0.7130.96=0.685 KW3) 各轴转矩：Td=9.55Pd/nd=95500.75/910=7.87 Nm （5）T1= Td i1链减速箱=7.879.10.960.99=68.06 NmT2=Ti2带=68.0610.96=65.34 NmT3=T2i3齿=65.3410.99=64.68 Nm3.3 减速箱的设计计算3.3.1 减速箱总传动比及分配各级传动比减速箱总传动比：i1=9.1 各级传动比分配：按i1i2 ，i大=1.11.5i小原则取i大=1.5i小即 i1=1.5i2I总=i1i2则i1=3.73 i2=2.493.3.2 减速箱齿轮设计表3 齿轮传动参数Table 3 gear transmission parameters名称符号单位高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮中心距amm105118.75传动比i3.732.49模数mmm22.5压力角2020齿数Z22832768分度圆直径dmm4416667.5170齿顶圆直径damm4817072.5175齿根圆直径dfmm3916161.25163.75齿宽bmm50457065旋向左旋右旋右旋左旋材料40Cr4540Cr45热处理状态调质调质调质调质齿面硬度HBS2802402802403.3.3齿轮箱的附件的选择表3 箱体设计Table 3 Cabinet design名称符号参数设计原则箱体壁厚100.025R+3 =8箱盖壁厚180.02R+3 =8凸缘厚度箱座b151.5箱盖b1121.51底座b2252.5箱座肋厚m80.85地脚螺钉型号dfM160.036R+12注：R=121.3mm续表3 名称符号参数设计原则数目n4轴承旁联接螺栓直径d1M120.75 df箱座、箱盖联接螺栓直径尺寸d2M12（0.5-0.6）df连接螺栓的间距l160150200轴承盖螺钉直径d38（0.4-0.5）df观察孔盖螺钉d46（0.3-0.4）df定位销直径d9.6（0.7-0.8）d2d1,d2至外箱壁距离C122C1=C1mind2至凸缘边缘距离C216C2=C2mindf至外箱壁距离C326df至凸缘边缘距离C424箱体外壁至轴承盖座端面的距离l153C1+ C2+(510)轴承端盖外径D2101 101 106轴承旁连接螺栓距离S115 140 139注：R=121.3mm3.4 V带的设计选择3.4.1 带传动的设计计算已知条件和设计内容已知带传动传递功率为0.75kW，带轮转速n1为910r/min,传动比为1。设计步骤1) 确定计算功率 Pca=KAP （6）式中：Pca-计算功率，kW； KA-工作情况系数，查机械设计表8-7，根据实际情况取KA=1.2；P-所需传递的额定功率。Pca=1.20.75=0.9kW2）选择V带的带型根据计算功率Pca为0.9kW和小带轮的转速n1，查2图8-11选取A型V带3）确定带轮的基准直径dd并验算带速v 初选带轮的基准直径dd1根据A型V带，参考2表8-6和表8-8确定带轮的基准直径dd1，(dd）min基知A型带ddmin=75mm，选取带轮基准直径：dd1=75-180mm，取90mm其传动比误差为0，故可用。验算带速v根据机械设计式（8-13）： v=dd1n1601000=91090601000=4.27m/s （7）式中：n1为带轮的转速； dd1，为带轮的基准直径。即vvmax，符合要求。4）确定中心距a，并选择V带的基准长度Ld根据带传动总体尺寸的限制条件或要求的中心距，结合式2（8-20）0.7（dd1+dd2）a02（dd1+dd2）初步确定中心距 0.7（90+90）=126mm a02（90+90）=360mm （8）要求工作平稳，选取中心距a0=210mm。初算带的基准长度Ld：Ld2a0+2(dd2+dd1)+(dd2-dd1)24a0=2200+2(90+90)+90-9024230 =682.6mm （9）式中：Ld为带的标准基准长度； Ld为带的初算基准长度； a0为初选中心距。查2表8-2普通带基准长度Ld及长度系数KL ，确定带的基准长度Ld=710mm。计算实际中心距a，由 aa0+Ld-Ld2=(200+710-682.62)mm=213.7mm （10）确定V带根数Z根据 z=Pd(P0+P0)KKL （11）确定带的根数。式中: K为包角修正系数，考虑包角对传动能力的影响，由2表8.5查得K=1； KL为带长修正系数，考虑带长不为特定带长时对使用寿命的影响，由2表8-2查得KL=0.99； Pd为V带基本额定功率。由2表8-4a查取单根V带所能传递的功率为P0=0.70kW；由2表8-4b查取单根V带额定功率的增量P0=0.00kWz=Pd(P0+P0)KKL=0.90.75+0.0010.99=1.21所以，选取V带根数z=2。确定初拉力单根普通V带初拉力计算公式： F0=500Pdvz2.5-KK+mv2 （12）式中: Pd 为设计功率； v为V带速度； z为带的根数； K为包角修正系数； m为普通V带每米长度质量，由2表8-3查得m=0.1kg/m。所以F0=500Pdvz2.5-KK+mv2=5000.924.272.5-11+0.14.27=118.3N 计算作用在轴上的压力FQ压力FQ等于松边和紧边拉力的向量和，如果不考虑带两边的拉力差，可以近似为按带两边所受初拉力的合力来计算： FQ=2zFcos2=2zF0sin12 （13）式中：为初拉力； z为带的根数；为小轮包角。所以FQ=2zF0sin12=22118.3sin1802=473.2N图3 压轴力计算示意图Fig3 axis force calculation schemes3.4.2 V带轮结构设计（1）带轮材料选择本设计中带轮基准直径分别为90mm和带轮转速910 r/min，故材料选用铸铁，牌号为HT150。（2）带轮结构形式V带轮的结构形式与基准直径有关。带轮由轮缘、轮毂和轮辐组成。根据轮辐结构的不同，可将带轮分为以下四种型式：型实心带轮：dd2.5d轴选用；型辐板带轮：dd300mm选用；型孔板带轮：轮毂和轮缘之间的距离超过100mm选用；型椭圆轮辐带轮：dd300mm选用。由电机输出轴的直径为24mm，dd300mm，故V带轮采用腹板式。图4 V带轮的结构Fig4 V belt round of structure （3）V带轮的轮槽V带轮的轮槽与所选用的V带型号相对应，查2表8-10表4 轮槽截面尺寸Table 4 wheel slot section size槽型bdhaminhfminefminddA11.02.758.7159383.5 链传动的设计计算选择链轮齿数选链轮齿数z1=40。确定计算功率由2表9-7查得KA=1.0，由2图9-13查得Kz=1.52，单排链，则计算功率为 Pc=KAKZP=1.01.520.713kW=1.09Kw （14）选择链条型号和节距根据pca=1.09及n1=100r/min查2图9-11，可选10A-1。查2表9-1，链条节距为p=15.875mm。初定中心距a0，取定链节数Lp 初定中心距a0=(3050)p =(3050)15.875mm=476.25793.75mm。取a0=600mm。相应的链长节数为 =260015.875+40+40294.59 （15）取链长节数Lp =96节(取偶数)。链长L=Lp p/1000=9615.875/1000=1.524m查2表9-8得到中心距计算公系数f1=0.198，则链传动的最大中心距为a=f1Lp 2Lp-z1+z2 =0.19815.875296-40+40mm484mm计算链速v，确定润滑方式 v=n1z1p/601000=1001715.875601000=0.5m/s （16）由v=0.5m/s和链号10A，查2图9-14可知采用滴油润滑。计算压轴力FP 有效圆周力为：Fe=1000Pv=10001.090.52180N （17）链轮水平布置时的压轴力系数KFP=1.15，则压轴力为FP=KFPFe1.1521802431N （18）3.6 轴与齿轮的设计计算及校核3.6.1 齿轮传动的设计计算齿轮的设计选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1)按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，软齿轮面闭式传动。2)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度(GB10095-88)。3)材料选择。由2，选择齿轮材料为40Gr（调质），硬度为280HBS， 4)选齿轮1齿数Z1=80 齿轮强度设计和校核按齿面接触疲劳强度设计2（10-9a），即（19）1)确定公式内的各计算数值试选载荷系数Kt=1.3。计算齿轮传递的转矩按软齿面齿轮非对称安装，由2选取齿宽系数。由2表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa。由2图10-21d按齿面硬度查得齿轮的接触疲劳强度极限lim1=600MPa。计算应力循环次数N1=60nIjLn=609102830010=2.621109 N2=N1/i1=2.621108 （20）由2图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90。计算接触疲劳许用应力取安全系数S=1 （21）计算载荷系数K查2表10-2得使用系数KA=1.0;根据v=1.49m/s由2图10-8得动载系数KV=1.10直齿轮KHa=KFa=1；由2表10-2查的使用系数KA=1查2表10-4用插值法得8级精度查2，小齿轮相对支承非对称布置KH=1.450由b/h=9.335 KH=1.450由2图10-13得KF=1.32故载荷系数 K=KAKVKHKH=11.01.101.450=1.595 （22）1) 确定公式内的各参数值由2图10-20c查得齿轮的弯曲疲劳强度极限Flim2=380MPa；由2图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.88。计算弯曲疲劳许用应力；取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，应力修正系数,得（23）计算载荷系数KK=KAKVKFKF=11.1011.32=1.452 查取齿形系数Yfa1和应力修正系数Ysa1由2表10-5查得；Ysa1=2.76、 Ysa2 =2.22 计算齿轮的F （24）（4）齿轮的结构设计齿轮的直径da500mm时选取腹板式结构。齿轮的有关尺寸计算如下：D1 （D0 +D3）/2，取129mm; D2 (0.25-0.35)（D0 -D3），取36mm;D3 1.6D4(钢材)，取84mm;n10.5mnD0 da-（10 14）mn，取174mm;C （0.2 0.3）B，取15mm;常用齿轮的C值不应小于10mm。图5 腹板式结构齿轮Fig5 Webs type structure gear表5 齿轮传动参数Table5 gear transmission parameters名称符号单位齿轮中心距amm240传动比i1模数mmm3压力角20齿数Z80分度圆直径dmm240齿顶圆直径damm246齿根圆直径dfmm234齿宽材料bmm6040Cr热处理状态调质齿面硬度HBS2803.6.2 轴的设计与强度计算轴1（切片装置轴）1) 轴1上的功率、转速和转矩以及轴上齿轮分度圆直径n2=100r/minT2=Ti2带=68.0610.96=65.34 NmP2=P带=0.7130.96=0.685 KWd1=240mm2) 作用在齿轮上的力Ft=2T2/d1=265.34103/240=544.5NFr=Fttan=62.080.364=189.2N3) 初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。先按2（15-2），表15-3，取A0=112dmin=A03Pn=11230.71910mm=15.2mm计算联轴器转矩Tca=KAT，查2表14-1，取KA=1.3Tca=KAT=1.3544.5N.m=707.85N.m4) 轴1的结构如下图6 轴1结构简图Fig 6 Shaft structure diagram 15) 求轴上载荷支承跨距 L=L1+L2=137+60mm=197mm （25）d1=240mmMV= Ftab/L=544.513760/197=22698.88N.mm （26）MH=Frab/L=189.213760/197=7894.54N.mm （27）M=MV2+MH2=22698.88+7894.5=24032.8N.mm （28）取=0.6由前面选定轴的材料为45钢，调制处理，由215-1查得许用弯曲应力-1=60MPaca=M+(T）/W=24032.8+(0.665.3410)/(0.139)=7.75MPa-1=60MPa,故安全，弯矩图如下图7 轴1弯矩图Fig 7 shaft 1 bending moment figure6) 初选轴承初选轴承为60087) 键类型的选择选择45钢，其许用挤压应力p=150MPaV带轮、齿轮、偏心轮与轴的周向定位均采用平键连接。圆头普通平键（A）型，查2表4-1查得平键截面从左至右分别为bhL=12mm8mm25mm、bhL=16mm10mm50mm、bhL=10mm8mm22mm8) 键的校核T2=65.64N.m，p1=2T2dlk=265.6410338254=19.28p=150MPa，合格p2=2T2dlk=265.6410352504=7.04p=150MPa，合格p3=2T2dlk=265.6410336224=23.13p=150MPa，合格强度足够，均在许用范围内。（2）轴2（推料装置轴）1) 轴2上的功率、转速和转矩以及轴上齿轮分度圆直径N3=100/1=100r/minT3=T2i3齿=65.3410.99=64.68 NmP3=P2齿=0.6850.96=0.658 KWd1=240mm2) 作用在齿轮上的力Ft=2T3/d1=264.68103/240=539NFr=Fttan=62.080.364=196.2N3) 初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。先按2（15-2），表15-3，取A0=112dmin=A03Pn=11230.71910mm=15.2mm计算联轴器转矩Tca=KAT，查P351表14-1，取KA=1.3Tca=KAT=1.364.68N.m=84.08N.m4) 轴2的结构如下图8 轴2结构简图Fig 8 Shaft structure diagram 25) 求轴上载荷支承跨距L=L1+L2=90+107mm=197mmd1=240mmMV= FtL1L2/L=53990107/197=26348N.mmMH=FrL1L2/L=196.290107/197=9590.9N.mmM=MV2+MH2=26348+9590.1=16633N.mm取=0.6由前面选定轴的材料为45钢，调制处理，由2表 15-1查得许用弯曲应力-1=60MPaca=M+(T）/W=16633+(0.664.6810)/(0.139) =7.10MPa-1=60MPa,故安全，弯矩图如图9图9 轴2弯矩图Fig 9 shaft 2 bending moment figure6) 键类型的选择选择45钢，其许用挤压应力p=150MPa齿轮、偏心轮与轴的周向定位均采用平键连接。圆头普通平键（A）型，查2表4-1查得平键截面分别为bhL=16mm10mm50mm、bhL=10mm8mm22mm7) 键的校核轴2T3=64.68N.m， p2=2T3dlk=264.6810352504=12.44p=150MPa，合格p3=2T3dlk=264.6810336224=40.8p=150MPa，合格强度足够，均在许用范围内。精确校核轴的疲劳强度1）判断危险截面从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面、处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C上应力最大。截面上的应力集中的影响和截面的相近，但截面不受扭矩力，同时轴径较大，股不必校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），且这里轴的直径最大，故不必校核。由2第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，所以该轴芝需校核截面两侧即可。2）截面左侧抗弯截面系数 W=0.1d3=0.1483mm3=8518.4mm3抗扭截面系数 WT=0.2d3=0.2483mm3=17036.8mm3截面左侧的弯矩M M=119962.6760-3060N.mm=61771.82N.mm （29）截面上的扭矩T3 T3=653400N.mm截面上的弯曲应力 b=M/W=61771.82/8518.4MPa=7.25MPa截面上的扭转切应力T=T3/WT=653400/17036.8MPa=11.95MPa轴的材料为45钢，调质处理。由2表15-1查得B=640MPa 、-1=275MPa 、-1=155MPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按2附表3-2查取。r/d=2.0/44=0.045，D/d=48/44=1.09，经插值后可查得=2.0 =1.32又由2附图3-1可得材料的敏性系数 q=0.82 q=0.85有效应力集中系数，由2附（3-4）为 k=1+ q（-1）=1+0.82（2.0-1）=1.82 （30）k=1+ q（-1）=1+0.85（1.32-1）=1.27由附图3-2尺寸系数 =0.75；由附图3-3扭转尺寸系数 =0.85轴按摩削加工，附图3-4的表面质量系数 =0.91轴未经表面强化处理，即q=1，由（3-12）及（3-14b）得综合系数 K= (k/+1/-1)1/q=1.82/0.75+1/0.91-1=2.53 （31）K= (k/+1/-1)1/q=1.27/0.85+1/0.91-1=1.59由23-13-2得=0.10.2，取=0.1=0.050.1，取=0.05由2（15-6）（15-8）得 S=-1Ka+m=2752.537.25+.010=14.99 （32） S=-1Ka+m=1551.5911.952+.0.0511.952=15.82 Sca=SSS+S=14.9915.8214.99+15.82=10.881.5安全3）截面左侧抗弯截面系数 W=0.1d3=0.1483mm3=11059.2mm3抗扭截面系数 WT=0.2d3=0.2483mm3=22118.4mm3弯矩M及弯曲应力M=119962.6760-3060N.mm=61771.82N.mmb=M/W=61771.82/11059.2MPa=5.59MPa扭矩T3及扭转切应力T3=64680N.mmT=T3/WT=64680/22118.4MPa=9.21MPa过盈配合处的k/,由附表3-8用插值法求出，并取k/=0.8k/，得k/=2.21 k/=0.82.21=0.71轴按摩削加工，附图3-4的表面质量系数 =0.91轴未经表面强化处理，即q=1，由（3-12）及（3-14b）得综合系数为K= (k/+1/-1)1/q=2.21+1/0.91-1=2.31K= (k/+1/-1)1/q=0.71+1/0.91-1=1.87由2（15-6）（15-8）得S=-1Ka+m=2752.315.59+.010=21.30S=-1Ka+m=1551.879.212+.0.059.212=17.53Sca=SSS+S=21.3017.5321.30+17.53=13.541.5安全故该轴截面安全。3.6.3 滚动轴承的选择及寿命校核考虑轴受力较小且主要是径向力，故选用的是单列深沟球轴承轴6009一对，轴6009一对 (GB/T297-1994) 寿命计算：轴1 查2表6-1，得深沟球轴承6009Cr=17.0KN Cor=11.8KN 查2得X=1 Y=0 计算轴承反力及当量动载荷：在

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