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机械毕业设计论文
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机械毕业设计1456湘玉竹切片机的设计,机械毕业设计论文
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1 内容提 要 本设计用于湘玉竹的切片，其主要特点为旋切式切片， 通过计算平带的长度和刀具的宽度 ,设计 在平带上装了八把刀片， 每次切得 1mm,使得其效率比同类产品要高，从而提高生产效益。 基本的工作原理 :机构由电动机传递动力给 V带 ,通过 V带的减速 ,再由 V带将动力传递给 平带轮从而带动刀片完成切片。 在切片的同时 通过 变频 电 动 机与 齿轮 齿条的配合，使得压紧机构对物料进行压紧，然后进行切片。 这里 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。 nts 2 Summary The design is used to slice polygonatum. Its main characteristic is spin slice. By calculating the length of flat belt and the width of cutting tool and designing to install 8 blades on flat belt, it can make every cut 1mm, which makes its efficiency higher than other kindred products. Therefore, the production efficiency is improved. Basic working theory: through electromotor, machine transfers power to V belt; through speed-down of V belt and to transfer the power to flat belt wheel by V belt, it makes the blades to slice. When slicing, the match between frequency conversion electromotor and gear and rack makes press institute to press the material to slice. Although the spin slice polygonatum slice machine is designed for polygonatum, it can also be used in other relational field. It s main characteristic is high efficiency. nts 3 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。 nts 4 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 。 4567891012112311-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 图 2.1 切片机 示意图 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。 nts 5 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： 9555m z nepe pz g（ 3.1） 式中 pe-电动机额定功率（ kw）； Pz-负载功率（ kw）； mz -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 1.5 7.5 15 22.5 5.77 37.62 37.02 41 带轮轴 所需功率为 5 kWkWFvPw 0.21 00 0 54 001 00 0 （ 3.2） 考虑到传动装置的功率消耗，电动机的输出功率为 5 wdPP （ 3.3） 式中， 为从电动机到小带轮轴之间的总效率， =1 2 3 4 g g g=0.903 , 1 =0.99为弹性联轴器的传动效率， 2 =0.98为一对 滚 动轴承效率，3=0.98 为一对滚动轴承传动效率， 4 =0.95 为弹性联轴器与 v 带 的传动效率 1 。 电动机的输出功率为dP=2.2 kW，因此本人的设计中电动机的型号为 Y132S-65 ，额定功率为 3kW，转速为 960r/min。 nts 6 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 1 ： 3 8 6 0 4 3 2 3 8 43 8 8 2JA GBY 联轴器的计算转矩 :CT KT选择工作情况系数 K,查表取 K=1.5,计算转矩 : CT KT=1.5 29.8=44.7N mm. 其许用最大扭矩 250T N m m,许用最高转速 3 8 0 0 / m innr 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 TL51 : 2 5 6 2 4 3 2 3 8 42 5 6 2YC GBZC 联轴器的计算转矩 :CT KT选择工作情况系数 K,查表 K=1.5,计算转矩 : CT KT=1.5 86.3=129.45N mm. 其许用最大扭矩 250T N m m,许用最高转速 3 8 0 0 / m innr 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 TL51 : 2 8 4 4 4 3 2 3 8 42 8 6 2YC GBZC 。 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 。 nts 7 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 d1 =1600010 n (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 n1 =303.3r/min （ 3）大带轮的直径 d2 = 1121 dnn （ 取 0.01 0.02: ） (5.2) 所以大 带轮轴的转速为 n2 =234.1r/min （ 4）带长 dL=2a+2（ d1 + d2 ） + ad4d 212 (5.3) 将数字代入dL=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：1 2 0 1 21 . 5 ( ) 5 ( )d d a d d (5.4) nts 8 01 0 7 2 . 5 3 5 7 5a，取 a=1430mm 计算实际中心距 ： 0 1 4 3 0 9 . 62 dLLaa =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 0150 ，如果设计时包角太小，应增大中心距或张紧轮。 a 0211 d1 8 0 6 0da 1a=176.590 0150 (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 1.25 Z =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=0dapk k p查表得 Ak=1.1，ak=0.97， k=1.0，0p=1.2 得 A=2.37 (5.7) dAp k pAk-工作情况系数 ak-小带轮的包角系数 k -传动布置系数 0p-平带单位截面积所能传递的额定功率 带的正常张紧应力0，短距离普通传动取0=1.6，作用在轴上的压轴力：102 s i n 2r aFA =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 ： nts 9 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 960 3 0.97 29.8 960 2.91 0.94 28.9 303.3 2.74 0.97 86.3 303.3 2.65 0.94 83.4 234.1 2.49 101.6 （ r/min） （ KW） （ N M） 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， mmdmmL 4,10 1 。 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。 nts 10 423151-刀片 2-沟槽 3-平带 4-铆钉 5-铁片 图 5.2 刀片示意图 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 11 ，查 表 轴的常用材料及其主要力学性能和应用 2 得强度极限 B =600MPa，其许用弯曲 b1=55MPa。 确定轴的直径：按扭转强度估算，取 C=1106 ，则 d=C3 nP=1103 3.30365.2=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。 nts 11 轴的简图 和 受力分析图 如下 6 ： 轴受力简图水平面受力水平面弯矩图垂直面受力垂直面弯矩图合成弯矩图转 矩 T 图当量弯矩图图 5.3 轴的分析 图 nts 12 轴的基本数据如下 d1 =25mm L1=80mm 此段轴上装有键槽，其尺寸为 b h=8 7 , L=40mm d4=30 mm L4=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。 d3= 50mm L3= 400mm 此段轴主要考虑轴上的键槽，取其数值为 b h=14 9 d2 = 30 mm L2 = 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=83400Nm TF=32Td =3336N 支点反力 16682TA H B H FFF N C点弯矩： 2 1 5 1 6 6 8 2 1 5 3 5 8 6 2 0C H A HM F N m m D 点弯矩： 1 5 1 6 6 8 1 5 2 5 0 2 0D H A HM F N m m 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 3 . 9 62 rA V B V FF F N C点弯矩： 2 1 5 8 5 2 . 4C V A VM F N m m D点弯矩： 1 5 5 9 . 4D V A VM F N m m 求合成弯矩，画出合成弯矩图如图 4所示。 C点合成弯矩： 22 358621C C H C VM M M N m m D点合成弯矩： 22 25020D D H D VM M M N m m 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： 22( ) 3 6 2 0 9 5CCM M T N m m D点当量弯矩： 22( ) 5 5 9 4 6DDM M T N m m 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。 Cnts 13 截面当量弯曲应力 1333362095 3 3 . 7 80 . 1 0 . 1 ( 5 0 0 . 9 5 )CCCbMM MPWd （因 C截面有键槽，考 虑对轴强度的削弱影响，故3d乘以 0.95）。 133255946 2 0 . 70 . 1 0 . 1 3 0CCDbMMWd 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B =600MPa，查得其许用弯曲 b1 =55MPa。 确定轴的直径：按扭转强度估算，取 C=110，则 d=C3 nP=1103 1.23449.2=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 d1= d3=30mm L1 = L3=30mm nts 14 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。 d2= 50mm L2= 400mm 此段轴主要考虑轴上的键槽，查表取其数值为 b h=14 9 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=101600Nm TF=32Td =4064N 水平支点反力 和 C、 D两处 弯矩的计算： 支点反力 20322TA H B H FFF N C点弯矩： 2 1 5 1 6 6 8 2 1 5 4 3 6 8 8 0C H A HM F N m m D 点弯矩： 1 5 1 6 6 8 1 5 3 0 4 8 0D H A HM F N m m 垂直支点反力和 C、 D两处 弯矩的计算 6 ： 支点反力 3 . 9 62 rA V B V FF F N C点弯矩： 2 1 5 8 5 2 . 4C V A VM F N m m D点弯矩： 1 5 5 9 . 4D V A VM F N m m 求合成弯矩 6 ： C点合成弯矩： 22 436880C C H C VM M M N m m D点合成弯矩： 22 30480D D H D VM M M N m m 计算 C、 D点的当量弯矩 6 ： C点当量弯矩： 22( ) 4 4 1 1 1 3 . 3 4CCM M T N m m D点当量弯矩： 22( ) 6 8 1 5 5 . 3DDM M T N m m 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 13324 4 1 1 1 3 . 3 4 4 1 . 1 60 . 1 0 . 1 ( 5 0 0 . 9 5 )CCCbMM MPWd （因 C截面有键槽，考虑对轴强度的削弱影响，故3d乘以 0.95）。 13316 8 1 5 5 . 3 2 5 . 2 40 . 1 0 . 1 3 0CCDbMMWd C、 D 两截面均安全。 nts 15 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 10: 16 小时内，查表工作情况系数 KA 2查得 KA =1.1，所以计算功率 6 3.331.1 PKPAcKW （ 6.1） P-传递的名义功率 AK-工作情况系数 根据cP和 1n 由图 普通 V带选型图 2 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 2 取主动轮基准直径为d1=100mm 计算从动带轮 的基准直径2d：21(1 )d id(6.2) 取 =0.02，以知 i=3.17 得2d=310.66 按 GB/T135751-1992 规定， V带轮的基准直径标准系列取2d=315mm 实际的传动比21315 3 . 2 1(1 ) 0 . 9 8 1 0 0di d (6.3) 传动比误差相对值 1 .3 %iiii 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= 0 2 4.51 0 0 0609 6 01 0 014.3 d 6 0 0 01011 n（ m/s） （ 6.4） 带速在 5: 25m/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（ d2 + d1 ）0 a 2（ d2 + d1 ），初定中心距0a=420 ，根据下式计nts 16 算带的基准长度 6 L=20a+2（ d1 + d2） + ad4d 212 （ 6.5） =4204 )100315()315100(214.342022=1511.8 mm 根据表 V带的基准长度 L0 2 选取带长为 1600 mm。 1.4 6 120 LLaa dmm （ 6.6） 6.5 验算主动轮上的包角 a 3.57d1 8 0 1201 a d=153.780 1200 （ 6.7） 主动轮上包角合适。 6.6 确定带的根数 32.3)(00lac KKPP Pz（ 6.8） 取 4 根，上式0P=0.97 kW，0P=0.11 kW，aK=0.93，lK=0.99， 系数的选取 2 。 6.7 计算带的张紧力和压轴力 单根带的张紧力为：20 2 . 55 0 0 ( 1 )CaPF q vv z K =140.9N (6.9) q-单位长度质量， A带取 0.1 带轮轴的压轴力为： 0102 s i n 2 4 1 4 0 . 9 s i n 7 6 . 8 1 0 9 32F z F N (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 10 ，查 表轴的常用材料及其主要力学性能和应用 2 得强度极限 B =600MPa，其许用弯曲 b1=55MPa。 确定轴的直径：按扭转强度估算，取 C=110，则 nts 17 d=C3 nP=1103 96091.2=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。 nts 18 轴的简图 与分析图 如下 水平面弯矩图水平面受力垂直面受力垂直面弯矩图当量弯矩图合成弯矩图转 矩 T 图轴受力简图DCAAHFF AV tFF rBVFFBHBAHFFtBHFDHMMCHFAV F rBVFMCVMDVMCDMM CM D图 7.1 轴的示意图 轴的基本数据如下 d1 =38mm L1 = 80mm 此 段轴主要考虑轴上的键槽，查表取其数值为 b h=10 8 L=60mm nts 19 d2=d4=40mm L2=30mm 4 23L mm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 40mm，外径为 90mm，宽度为 23mm。 d3=45mm L3=70mm 此段轴主要考虑轴上的 键槽，查表取其数值为 b h=14 9 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=28900Nm TF=32Td =1284N 支点反力 6422TA H B H FFF N C点弯矩： 5 0 6 4 2 5 0 3 2 1 1 1C H A HM F N m m D 点弯矩： 1 5 6 4 2 1 5 9 6 3 0D H A HM F N m m 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 5 4 6 . 52 rA V B V FF F N C点弯矩： 5 0 2 7 3 2 5C V A VM F N m m D点弯矩： 1 5 8 1 9 7 . 5D V A VM F N m m 求合成弯矩，画出合成弯矩图如图 6所示。 C点合成弯矩： 22 4 2 1 6 3 . 6C C H C VM M M N m m D点合成弯矩： 22 1 2 6 4 6 . 6D D H D VM M M N m m 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： 22( ) 4 5 5 8 9 . 9CCM M T N m m D点当量弯矩： 22( ) 2 1 4 6 1 . 9DDM M T N m m 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 13334 5 5 8 9 . 9 50 . 1 0 . 1 ( 4 5 0 . 9 5 )CCCbMM MPWd （因 C截面有键槽，考虑对轴强度的削弱影响，故3d乘 以 0.95）。 nts 20 13322 1 4 6 1 . 9 3 . 3 50 . 1 0 . 1 4 0CCDbMMWd (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 10 ，查 表轴的常用材料及其主要 力学性能和应用 2 得强度极限 B =600MPa，其许用弯曲 b1=55MPa。 确定轴的直径：按扭转强度估算，取 C=110，则 d=C3 nP=1103 3.30374.2=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。 nts 21 轴的简图 与分析图 如下 ： CDA BF tCHBHCVDVA V FFFFAH BVFtFAHMMMMDHA V FrFFBVMMCDM CM D轴受力简图水平面受力垂直面受力垂直面弯矩图合成弯矩图转 矩 T 图当量弯矩图水平面弯矩图BHFF r图 7.2 轴的示意图 轴的基本数据如下 d1 =25mm L1 = 80mm 此段轴主要考虑轴上的键槽，查表取其数值为 b h=8 7 L=52mm 2430d d m m2430L L m mnts 22 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 6 ，型号为 6305，内径为 25mm，外径为 62mm，宽度为 17mm。 d3=35mm L3= 70mm 此段轴主要考虑轴上的键槽，查表取其数值为 b h=10 8 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=86300Nm TF=32Td =4931N 水平支点反力和 C、 D两处弯矩的计算： 支点反力 24652TA H B H FFF N C点弯矩： 4 5 2 4 6 5 4 5 1 1 0 9 5 7C H A HM F N m m D 点弯矩： 1 5 3 6 9 7 5D H A HM F N m m 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 5 4 6 . 52 rA V B V FF F N C点弯矩： 4 5 2 4 5 9 2 . 5C V A VM F N m m D点弯矩： 1 5 8 1 9 7 . 5D V A VM F N m m 求合成弯矩，画出合成弯矩图如图 7所示。 C点合成弯矩： 22 1 1 3 6 4 9 . 6C C H C VM M M N m m D点合成弯矩： 22 3 7 8 7 2 . 8D D H D VM M M N m m 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： 22( ) 1 2 4 8 8 9 . 5 5CCM M T N m m D点当量弯矩： 22( ) 6 4 1 5 2 . 2 9 8DDM M T N m m 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 13331 2 4 8 8 9 . 5 5 3 0 . 6 60 . 1 0 . 1 ( 3 5 0 . 9 5 )CCCbMM MPWd (7.4) nts 23 （因 C截面有键槽，考虑对轴强度的削弱影响，故3d乘以 0.95）。 13326 4 1 5 2 . 2 9 8 4 7 . 8 70 . 1 0 . 1 3 0CCDbMMWd 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 HT20010 ，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： ( 1) 2 5B z e 查表 1 得 A带： 15e f=9 (7.5) B=63mm 轮槽的契角 34 o 节宽 11pb mm槽间距 15 0.3e mm 基准线上槽深 min 2.75ah mm最小槽缘厚度 min 6 mm外径 2w d ad d h=105.5mm nts 24 7.4 大 V 带轮的设计 V带轮的材料的选择主要用铸铁 HT150 或 HT20010 ，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： ( 1) 2 5B z e 查表 1 得 A带： 15e f=9 (7.6) B=63mm 轮槽的契角 38 o 节宽 11pb mm槽间距 15 0.3e mm 基准线上槽深 min 2.75ah mm最小槽缘厚度 min 6 mm外径 2w d ad d h=320.5mm (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nts 25 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 123451-小 V 带轮 2-大 V 带轮 3-V 带 4-张紧轮 5-张紧轮机架 图 7.5 V 带张紧装置 的示意图 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。 nts 26 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 1m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。 nts 27 压紧机构的机构示意图如下所示 2346571-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 图 9.1 压紧机构示意图 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 10 为 40rC，调质处理，硬度为 241: 286HBS， 686B MP ，490S MP 已知压紧机构每秒 1cm 的速度向下运动，由公式： 60VnD(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 / minrad 取 Z=21 mZ=D=47.8 得 m =2.27 查表取 m =2.5 Z-齿轮齿数 nts 28 m-齿轮模数 由表得，软齿面齿轮，不对称安装，取齿宽系数 1.1d ， b= 5 2 .6d d m m g按齿根弯曲疲劳强度校核 计算公式按式 F=12 F a S a FkT Y Y Yb D m (9.2) FaY-齿形系数 SaY-应力修正系数 Y-重合度系数 查表 得，小齿轮齿形系数1FaY=2.18，齿条的 齿形系数2FaY=2.1，小齿轮应力修正系数1SaY=1.8，齿条 应力修正系数2SaY=1.89。由表 得重合度系数 Y=0.75。 查表得使用系数 1.75AK ，试取动载系数 1.15VK ，按齿轮轴承中间不对称布置，取1.07K ，按齿面未硬化，直齿轮，取 1.1K 2 . 3 7AVK K K K Kg g g (9.3) 按式 6-14 得弯曲疲劳许用应力FF=limF N S STFY Y YS (9.4) 按表得 ，查取齿轮材料弯曲疲劳极限应力lim1F=300Mpa，lim2F=240Mpa。 由表计算弯曲强度计算的寿命系数NY1NY=0.9，2NY=1.08 由表 查取尺寸系数，xY=1，由式 6-14 取STY=2 弯曲疲劳强度安全系数由表得 Fs =1.25 l i m 1 11 3 0 0 0 . 9 1 2 4 1 01 . 2 5FF N XFYY M p a M p aS (9.5) 同理的 2F=414.72Mpa 比较111Fa FaFYY ，和 222Fa FaFYY 的大小的到 111Fa FaFYY 222Fa FaFYY ,所以应该按 齿轮校核齿轮弯曲疲劳强度 2F= 1112 Fa FaKT YYYbDm =97.69Mpa2F=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。 nts 29 9.3 电动机的选择 由于所需转速为 4 / minrad ，选择变频电动机 5 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
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