果蔬三维切丁机的传动系统分析与设计含9张CAD图
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果蔬三维切丁机的传动系统分析与设计含9张CAD图,三维,切丁机,传动,系统分析,设计,CAD
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果蔬三维切丁机的传动系统分析与设计摘要 果蔬加工作为一种新兴食品工业产品正在国内兴起，由于其具有自然、新鲜、卫生和方便等特点，正日益受到消费者喜爱。但我国，果蔬加工机械却远远滞后于发展需求，并且价格昂贵。由此我们研制了多功能果蔬加工机，一机多用，取代了部分功能单一、效率低下、价格昂贵的进口机械。传动系统作为机器的重要部分，其好坏关系到果蔬切片、切丁的成品质量和工作效率等问题。进行传动系统的设计，确定推进器、圆盘刀轴、条刀轴之间的运动参数，为适应不同物料切削，提供不同的速度及动力，使之能够达到对块根状及叶菜状果蔬进行切片、丝、丁等规格形状的加工。同时应用新科技，采用先进的数字调速电机，省去复杂的变速机构与调节机构。试验表明，该设备出成率、效率达到进口机械水平，价格较进口设备降低50%以上，可填补此类机械的国内空白，取得良好的经济效益和社会效益。关键词： 多功能, 果蔬, 加工机械, 传动系统Abstract As one new kind of food industry product in the homeland, fruit vegetables have being fond of gradually by the consumer because they are natural, fresh, convenient. But in our country, fruit vegetables process machinery stagnates over later than need of development, and the price is expensive. So, we have been developing the multifunctional fruit vegetables processing machine to replace the part function single , poor efficiency , expensive price entrance machinery. Drive system is one kind of important parts of machine, its function is good or not will relate to the product mass.At the same time, it applies the new science, it adopts the advanced electrical machinery in cutting, and it omits the organization of the complicated transformation speed and adjustment. Experiment and Proved, price of equipment can reduce 50%, Compared with imported equipment, the rate of finished product and efficient can reach level of imported machine. It can stuff national blank of this kind of machine. It has obtained the good economic results and science utility.Key words: more function, vegetable, working-machine, drive system目 录第一章 绪论 31.1 课题研究的目的和意义 31.2 国内外研究现状 31.3 本课题主要研究内容 3第二章 传动方案的选择和运动、动力参数计算 52.1 总体方案的确定52.2 传动带的选择62.3 电动机的选择62.4 传动比的分配72.5 运动和动力参数计算 8第三章 传动系统的设计计算103.1 带传动的设计计算 10 3.2 齿轮传动的设计计算 15 3.3 轴系结构设计 20第四章 传动系统结构设计 294.1 UG软件简介 294.2 切丁机传动系统零部件的建模及装配图 29第五章 设计总结 365.1 主要结论 365.2 存在的问题 365.3 进一步研究建议 36致谢 37参考文献 38 第一章 绪 论 1.1 课题研究的目的和意义切割果蔬作为一种新兴食品工业产品正在国内兴起，由于其具有自然、新鲜、卫生和方便等特点，正日益受到消费者喜爱。以往的果蔬鲜切加工采用模仿人工切割动作的二维切削方式，即利用机械刀片来实现果蔬制品的横向和纵向切割。国外一些先进的果蔬鲜切机械普遍采用了离心切片、盘形刀或栅形刀切丝、然后条刀切丁的三维切割加工工艺。本课题设计果蔬三维切丁机采用三维切割加工工艺，通过拆卸某些工作部件，使机具既能单独进行切片、切丝，又能切丁，做到一机多用、一机多能。随着人们生活水平的不断提高，生活节奏加快，对食用方便、营养丰富、经过加工的精细蔬菜的需求越来越大，对产品的品质要求越来越高。蔬果食品机械加工在我国起步虽晚，但由于中国蔬果富含营养、品种齐全、质优价廉，深受国内外消费者的青睐，因而近几年蔬果食品发展十分迅速，己成为创汇农业的支柱产业。1.2 国内外研究现状随着我国改革开放，蔬果食品加工的崛起，各种不同类型加工机械有了很大发展，开发研制的厂家也比较多。国内单一功能的蔬果加工机械品种较多，功能可靠但开发多功能加工机械的厂家几乎没有，即使所谓的多功能蔬果加工机械其实也是生产同类型的产品，只不过是针对不同的原料而讲是多功能。生产上除了靠昂贵的进口机械外，主要靠手工加工和酱菜机械或饮事机械来代替，加工成型不规则，成品率低，浪费大，不能满足日益迅速发展的蔬果加工食品的需求。国内蔬果深加工的研究尚属起步阶段，对蔬果的品质和综合利用的研究与应用无成熟经验。对蔬果成型机械的研究尚属空白，不能满足日益迅速发展的蔬果加工品种的需要。国外情况: 国外蔬果生产机械化具有6个突出特点:1.蔬果机械大型化;2.机械自动化:3.使用高技术;4.广泛应用多功能机械;5.质量稳定可靠，使用寿命长;6售后服务好1.3 本课题研究的主要内容果蔬切丁机传动部分的分析与研究。传动系统是将动力机的运动和动力传递给执行机构或执行构件的中间装置，是主机设备中最关键的部分之一，其方案和布置的合理与否，将直接影响到整套装备的运行，加工产品的质量和生产效率。此果蔬食品切丁机传动系统的设计即是把变频电机的输出动力和运动，通过齿轮传动和同步带传动，将动力和运动传递给切丁机的推进器装置、圆盘刀轴和条刀轴，已达到特定要求的任务和目的。传动系统作为机器的重要部分，其好坏关系到果蔬切片、切丁的成品质量和工作效率等问题。进行传动系统的设计，确定推进器、圆盘刀轴、条刀轴之间的运动参数，为适应不同物料切削，需要提供不同的速度及动力。此次设计是切丁机主传动系统的设计，其中包括齿轮轴的设计，带轮轴的设计，齿轮模数计算及校核，带轮的确定等。传动系统是主机设备中最关键的部分之一，但是，由于设计、制造、安装、使用和维护等方面的因素，影响了系统的正常运行。因此，了解系统工作原理，懂得一些设计、制造、安装、使用和维护等方面的知识，是保证系统能正常运行并极大发挥其作用和性能的先决条件。本文主要研究的是果蔬切丁机的传动系统，传动系统的设计需要与整套机器设备的总体设计同时进行。设计时，必须从实际情况出发，有机地结合各种传动形式，力求设计出结构简单、工作可靠、低噪音、经久耐用、成本低、效率高、操作简单、维修方便的传动系统。第二章 传动方案的选择和运动、动力参数计算2.1 总体传动方案的确定传动装置主要由传动、支撑等零部件组成。选择方案时，要保证工作可靠，结构简单紧凑，易加工，以维护，成本低，效率高。圆盘刀轴、条刀轴要求功率不大，但其转速较高，要求传动效率也较高，电机轴转速也相对较高，因此，电机轴与轴2（小齿轮轴）之间、小齿轮轴与圆盘刀轴、条刀轴之间的传动宜选带传动，因为带传动宜布置在传动链的高速端。由于在传动同样大小功率时，转速高则转矩小，传动带所受的拉力减小，外廓尺寸也随之减小，对减小带传动的弹性滑动和速度损失及提高传动带的寿命均有利，此外还可以减小传动系统的振动，有利于结构紧凑，均匀，平稳。推进器构件需求大转矩，功率高，转速低，传动比要求严格尺寸要求紧凑，充分考虑其传动效率，选择直齿圆柱齿轮传动。切丁机传动系统简图如图2-1所示，源动力由电动机提供，通过同步带、带轮动力和运动传递到轴2，其中一部分动力通过齿轮减速传动，将动力传递给执行部分推进器，以实现物料的输送，另一部分运动通过共用一根同步带，将动力和运动传递给执行部分圆盘刀轴和条刀轴，以实现预期目的和要求。 图2-1 切丁机传动系统示意图 1电动机 2电动机带轮 3、6同步带 4轴输入带轮 5轴输出带轮 7圆盘刀轴带轮 8条刀轴带轮 9小齿轮 10大齿轮 2.2 传动带的选择在切丁机设备中，其执行部件是推进器、圆盘刀、条刀。该设备属于农用食品机械设备，要求转动平稳，效率高，无振动等。同步带传动把摩擦传动改善为啮合传动，避免了打滑，传动精度准确，效率高，传动比大，功率高。现在已初步系列化，标准化，带轮和同步带可以直接购买。所以宜选圆弧齿形同步带及与其配套同步带轮。2.3 电动机的选择2.3.1 选择电动机的类型按工作要求，每天8小时工作制，一年300天。要求电动机能现实大范围调速且平滑调速，应用变速交流异步电动机，选YVP系列变频调速三相异步电动机。 YVP系列变频调速三相异步电动机与SPWM变频装置构成的调速系统具有节能效果明显、调速性能好、调速比宽、性能价格比高等优点。防护等级和绝缘等级高，噪声低，安装尺寸及功率符合IEC标准，互换通用性强。本系列电动机采用独立的冷却结构，采用轴流风机强迫通风冷却，确保电机在低速恒转矩下长期运行时升温不超过允许值。2.3.2 选择电动机容量电动机所需工作功率为按要求，工作机所需功率为为3.5 Kw传动装置总效率为根据机械设计手册表2-5传动效率取值范围确定各部分效率为：带传动效率，轴承效率，齿轮传动效率，代入得0.980.99=0.9225所需电动机功率为因为载荷平稳，电动机额定功率略大于P即可。由YVP系列电动机技术数据，选电动机的额定功率为4kW。2.3.3 确定电动机转速 大齿轮轴工作转速n=115r/min，通常，带传动的传动比常用范围为,二级圆柱齿轮传动的传动比为，总传动比范围为，故电动机转速可选范围为（632）115/min=3603686r/min考虑电动机的尺寸、重量和价格，选择同步转速为1500r/min电机，满载转速r/min，型号为YVP系列变频调速三相异步电动机。2.4 传动比的分配2.4.1 总传动比2.4.2 传动装置各级传动比的分配 此传动部分共有5根传动轴，分别为电机输出轴1，小齿轮轴2，大齿轮轴3，圆盘刀轴4条刀轴5 。取两圆柱齿轮减速器传动比，取圆盘刀轴与大齿轮轴的传动比5.4，取条刀轴与大齿轮轴的传动比，求得：电机输出轴1与小齿轮轴2传动比；小齿轮轴2与圆盘刀轴4传动比（增速）；小齿轮轴与条刀轴5传动比（增速）。以上传动比的分配是在初步确定的，传动装置的实际传动有可能在各级略有变化。2.5 运动和动力参数计算1轴（电动机轴）：P =P=3.794kWr/minT9550=9550=25.162轴（小齿轮轴）：P= P= P=3.794 kW 0.98=3.87 kWr/min=460.8r/minT=80.2 3轴（大齿轮轴）： P= P= P=3.87kW0.990.98=3.75kW 115.2r/min 310.8 4轴（圆盘刀轴）： =3.83 kW r/min=622.7r/min=80.25轴（条刀轴）：=3.83 kWr/min=606.3r/min=60.96运动和动力参数的计算结果加以总汇，列出表格如下，以供以后的设计计算使用。轴名功率P/kW转矩T/转速n/(r/min)传动比i效率输入输出输入输出电动机轴13.79425.1614403.12540.740.760.980.970.960.96小齿轮轴23.873.7580.279.4460.8大齿轮轴33.753.69310.8298.6115.2圆盘刀轴43.833.6780.277622.7条刀轴53.833.6760.9659.7606.3第三章 传动系统的设计计算3.1 带传动的设计计算3.1.1 电机轴1到小齿轮轴2圆弧齿形同步带1的设计（1）确定设计功率，（其中系数由机械设计手册-带传动和链传动表14.1-86查的）。（2）选定带型节距根据=6kW，n=1500r/min，查机械设计手册-带传动和链传动图14.1-16，选8M型圆弧带。（3）确定电动机轴上小带轮1的齿数由机械设计手册-带传动和链传动表14.1-72，根据8M型圆弧带，n=1500r/min,查得最少齿数为32，故选=32。（4）确定电机轴上小带轮节圆直径（其中为8M型圆弧带节距），由机械设计手册-带传动和链传动表14.1-71查得其外径为80.115mm。查表14.1-75得带轮1宽度mm。（5） 确定小齿轮轴上与电动机传动带相配的大带轮2齿数因为传动比，所以，100。小齿轮轴2转速。确定带轮2节圆直径： ，外径 （其中查表14.1-71得=1.372）查机械设计手册-带传动和链传动表14.1-75得，大带轮2宽度mm。（6）确定同步带1的带速V 。（7）初定轴距（轴1到轴2中心距） 0.7（）2（），即 244.207mm697.752mm，取=350400mm（8）确定同步带1带长 =2 =mm 查机械设计手册-带传动和链传动表14.1-66选取=1248mm，即。（9）确定同步带1带齿数ZZ=（10）确定实际中心距=，（其中），代入数据求得=349.3mm。（11）安装量 （12）调整量 （其中，查机械设计手册-带传动和链传动表得I=1.78，S=1.02）（13）确定啮合齿数 。（14）确定基本额定功率查机械设计手册-带传动和链传动表14.1-69得基本额定功率=3.5kW。（15）确定要求带宽， （其中，查机械设计手册-带传动和链传动表14.1-73得，）2029.5mm 查机械设计手册-带传动和链传动表14.1-65得，选带宽为30mm 。（16）确定紧边、松边张力、 紧边张力：= 松边张力：=3.1.2 小齿轮轴2到圆盘刀轴4、条刀轴5圆弧齿形同步带2的设计 查机械设计手册-带传动和链传动表14.1-3，得同步带的传动效率为93%98%，取96%，由此算得，小齿轮轴2的功率96%4=3.84kW。（1）确定设计功率 因为叶轮需要功率为1.9kW，所以该带要求传递的功率至少为1.9kW，设计功率为：。（2）选定带型节距小齿轮轴2转速480r/min，根据机械设计手册-带传动和链传动图14.1-16，选8M圆弧齿形同步带。（3）圆盘刀轴4上带轮3的设计 由小齿轮轴2到圆盘刀轴4的传动比，得，查机械设计手册-带传动和链传动表14.1-72得，同步带论最少齿数为22，取，其节圆直径，外径，（其中机械设计手册-带传动和链传动查表14.1-71得2），查表14.1-75得带轮3宽度mm。（4）条刀轴上小带轮4的设计 根据小齿轮轴2到条刀轴5的传动比，有 ，查机械设计手册-带传动和链传动表14.1-72得，带轮最少齿数为22，取，节圆直径，外径mm，查表14.1-75得带轮4轮宽38mm。（5）小齿轮轴上与同步带2配对的带轮5的设计齿数 ，取=64，节圆直径 mm，外径 mm，查机械设计手册-带传动和链传动表14.1-75得带轮5轮宽38mm。（6）确定同步带2的带速v V=m/s 。（7）确定同步带带长 初定小齿轮轴2到条刀轴5轴间距0.7（2（代入数据得 201.53575.8取=450mm。 初定圆盘刀轴4到条刀轴5的轴间距0.7（）2（）代入数据解得 197.92565.488取 =430mm。 初算同步带2带长 由作图法得 =1539，参照机械设计手册-带传动和链传动表14.1-66，选带长=1600mm。 确定同步带2带宽带轮5啮合齿数为 ，带轮4啮合齿数为 ，带轮3啮合齿数为 ，因为 37、17、11都大于6，故,基本额定功率(其中为带轮4额定功率，为带轮3额定功率)，带宽=20，故选带宽=30mm 综上述，选同步带1带长1440mm，带宽30mm，规格为RPP8M-1440；选同步带2带长1600mm，带宽30mm，规格为RPP8M-1600mm。为方便设计和查找，现将格带轮有关数据列成表格形式：带轮齿数节圆直径d/mm外径/mm轮宽/mm带轮13281.48780.11531.7带轮2100254.778253.40638带轮347119.684118.31238带轮449124.84123.1138带轮564163.06161.68383.2 齿轮的设计计算轴2到轴3传动的设计（采用齿轮传动）。已知小齿轮轴转速为=480r/min，传动比4，功率P=1.9kW，工作寿命为15年，每年工作300天，每天8小时工作制。3.2.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1） 按图示传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动（2） 果蔬食品切丁机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度（GB10095-88）。（3） 材料选择。由机械设计第八版表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质处理）硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质处理），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。（4）该齿轮传动为闭式传动，小齿轮齿数适宜取值范围为=2040，取=27，则有大齿轮齿数=27，取=108。3.2.2 按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即（1）确定公式内的各计算数值 试选载荷系数1.3。 计算小齿轮的传递转矩。 Nmm 由机械设计第八版表10-7选取齿宽系数。 由机械设计第八版表10-6得材料弹性影响系数。 由机械设计第八版图10-21d按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限600MPa，大齿轮接触疲劳强度极限550MPa。 计算应力循环次数。 由机械设计第八版图10-19取接触疲劳寿命系数，。 计算接触疲劳许应力。 取失效概率为1%，安全系数为S=1，由公式10-12得 （2）计算 计算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。 2.32=50.725mm取=68mm。 计算圆周速度。m/s 计算齿宽b。b=mm 计算齿宽与齿高之比。模数 =25.3mm齿高 mm 计算载荷系数。根据=1.708m/s，8级精度，由机械设计第八版图10-8查得动载荷系数1.04；直齿轮有，齿间载荷分配系数；查机械设计第八版表10-2得使用系数1；由机械设计第八版表10-4用指数法查得8级精度悬臂布置时，齿向载荷分布系数。由=7.25，查机械设计第八版图10-13得；故载荷系数 K= 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 mm 计算模数m。mm3.2.3 按齿根弯曲强度设计 弯曲强度的设计公式为（1）确定公式内的各计算数值 由机械设计第八版图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限； 由机械设计第八版图10-18取弯曲疲劳寿命系数，； 计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，有 计算载荷系数K。 查取齿形系数。由机械设计第八版表10-5查得 ；。 查取应力校正系数。由机械设计第八版表10-5查得 ，。 计算大、小齿轮的并加以比较。 大齿轮的数值大。（2）计算 对比结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数2.6并就近圆整为标准值m=3mm，按接触强度算得的分度圆直径=70.33mm，算出小齿轮齿数 ，取大齿轮齿数 这样设计的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度的要求，并做到结构紧凑，避免浪费。3.2.4 几何尺寸的计算（1）计算分度圆直径（2）计算中心距 （3）计算齿轮宽度 取，。3.3轴系结构的设计计算3.3.1 小齿轮轴2的设计 已知：轴上的功率=3.87kW，转速=460.8r/min。轴的在和分析如下图所示。 3.31图 轴的载荷分析简图（1）确定转矩 =9550（2）求作用在齿轮上的力已知小齿轮分度圆直径 圆周力 2227.9N径向力 （3）初步确定轴的最小直径 先按下式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调制处理。根据机械设计第八版表15-3，取=112，于是得 输出轴的最小直径显然是安装小齿轮处轴的直径，考虑齿轮内孔的设计和性能要求，选=35mm。3.3.2 轴的结构设计轴的设计图如下图所示： 齿轮轴的设计图（1）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度 为了满足两带轮的轴向定位要求，轴段右端需制出一轴肩，故取段的直径=40mm，左端用螺钉挡板定位，两带轮宽都为38mm，轴套台肩厚度为18mm，故轴段的长度略比三者总长短一些，现取=90mm。 初步选择滚动轴承因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据 =40mm，考虑外固定套筒的定位问题，选择两组轴承内径不同的轴承，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度等级的单列圆锥滚子轴承， 30308基本尺寸为； 30309基本尺寸为，故=45mm，=28mm，使小齿轮轴悬臂、固定两轴的固定套筒长为110mm,为使固定套筒与旋转部分留一定间隙，取=120mm。 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，取=99mm，=130mm，=16mm。 小齿轮总宽65mm，所以去取与小齿轮配合处轴段长为65mm。（2）轴上零件的周向定位小齿轮、法兰盘与轴的周向定位均采用普通平键连接。按d=35mm,由表6-1查得普通平键截面键宽b 键高h=,键槽用铣刀加工，与小齿轮连接处长为=50mm，与法兰盘连接处长为=56mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；法兰盘与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径公差为k6。（3）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径R1。3.3.3 求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。确定轴承的支点位置，从手册中查取a值。对圆锥滚子轴承，mm。由，求得=1400N，=-581N；由，求得=3810N，-1582N。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面B是轴的危险截面。弯矩169274N.mm，=106400N.mm，总弯矩M=3.3.4 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，只需校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面B的强度。根据上述数据及轴单向旋转，扭矩切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力： 由轴的材料为45钢，调质处理，查表机械设计第八版15-1得，因此，故安全。3.3.5 精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面截面虽然键槽、轴肩及过度配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭矩转矩强度较为宽裕确定的，所以截面无需校核。截面,相对较大，所以均无需校核。截面左右两侧应力集中严重，受力较大，现在对其左右两侧进行校核。（2）截面右侧抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面右侧的弯矩M为 M=截面上扭矩为 =截面上的弯曲应力为 截面上的扭矩切应力为轴的材料为45钢，调制处理。由机械设计第八版表15-1查得，抗拉强度极限，弯曲疲劳极限，剪切疲劳极限。截面由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按机械设计第八版附3-2查取，因，经插值后可查得 =2.04，=1.60由机械设计第八版附图3-1可得轴的材料的敏性系数为 ，故有效应力集中系数为 由机械设计第八版附图3-2，轴直径为35mm得，尺寸系数，由机械设计第八版附图3-3得，扭转尺寸系数。 按精车，由机械设计第八版附图3-4得必爱面质量系数轴未经表面强化处理，即，由此计算综合系数 取碳钢的特性系数 ，计算安全系数的值 S=1.31.5故可知其安全。（3）截面左侧抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面左侧的弯矩M及弯曲应力为 M= 截面上扭矩及扭转切应力为 = 过盈配合处的，由机械设计第八版附表3-8用插值法求出并取得 =2.06， 按磨削加工，由机械设计第八版附图3-4查得表面质量系数为 故得综合系数为 所以轴在截面左侧的安全系数为 S=1.31.5 故该轴在截面左侧的强度也是足够的。3.3.6 键的选择及校核已知小齿轮与轴的连接时通过键连接，齿轮等级精度为8级，装齿轮处的轴径d=35mm，已知齿轮宽度为60mm，需传递扭矩T=80205，设计此键连接。（1）选择键连接的类型和尺寸一般8级以上精度的齿轮有定心要求，此时应选用圆头普通平键（A型）。根据d=35mm，从机械设计第八版表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度b=10mm，高度h=8mm。根据键的长度系列和齿轮宽度，选键长L=50mm。（2）校核键连接的强度键、轴、轮毂的材料都是钢，由机械设计第八版表6-2查得许用挤压应力，取其平均值，。键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=4mm。可得 故连接键的挤压强度足够。3.3.7 轴承的设计计算根据工作条件，轴承所受的径向力和轴向力分别为，=620N，小齿轮转速n=460.8r/min，运转中有中等冲击载荷，轴承预期寿命为15年，每年300天，每天8小时工作制。初选轴承型号为30308，校核轴承能否到达预期寿命要求。（1）查标准轴承表得，轴承30308的基本额定载荷C=90800N，e=0.35（2）球轴承当量动载荷P因为 由机械设计第八版表13-5分别进行查表和插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为 0.4， 因为轴承运转中有中等冲击载荷，按机械设计第八版表13-6，取。则有 （3）验算轴承的寿命 因为，故所选轴承满足寿命要求。第四章 传动系统结构的设计由于三维立体图直观、形象，通过对传动系统结构模型来分析系统的运动和性能比较方便。因此，把握好零件的模型建立，对整个设计过程乃至今后的工作都至关重要。而UG是比较常用的结构建模软件之一。4.1 UG软件简介Unigraphics（简称UG）是EDC公司推出的集CAD/CAM/CAE于一体的三维参数化软件，是当今世界最先进的计算机辅助设计、分析和制造软件之一。它为为用户的产品设计以及加工过程提供了数字化造型和验证手段。自从1990年进入中国市场，并很快以其先进的理论基础、强大的工程背景、完善的功能和专业化的技术服务赢得了广大CAM/CAD用户的好评，并已广泛应用于航空、航天、汽车、钣金、模具等领域。4.2 切丁机传动系统零部件的建模及装配图4.2.1 传动系统零部件三维实体图 4.2.1图1大齿轮轴 4.2.1图2固定套筒 4.2.1图3连轴套筒 4.2.1图4小齿轮轴 4.2.1图5小齿轮4.2.1图6切丁机传动部分大致装配图（其中带均未画出）4.2.1图7传动装置装配图 4.2.1图8小齿轮 4.2.1图9连轴套筒 4.2.1图10小齿轮轴第五章 设计总结本文主要围绕着果蔬切丁机的传动部分来进行研究与分析，设计一种能把一个动力源的输入功率同时输出到不同执行机构的传动系统。此次设计主要是在前人研究的基础上设计制造出一种可以在生产上实用、安全可靠、高效、平稳的传递运动和动力的传动装置，取得了一些有参考价值的成果。5.1 主要结论 动力机构采用变频调速电机，速度可调范围大，通过调节输送带速度，以满足果蔬切削规格、推进器转动速度要求，该电机安全、可靠、耐用可以直接应用到实际生产中。 电机与主轴之间，主轴与执行部分之间都均有采用同步带传动，能均匀，平稳，高效地传递运动和动力。实践证明，采用同步带传使整套设备振动小，工作可靠，相比其他传动装置的设备，使用此套装置的机械加工的产品质量高。5.2 存在的问题 由于小齿轮及电动机均悬臂布置，在机器工作过程中，超负荷运作时，可能会产生一定振动之类的不良影响。 该机械属于食品机械，要求无污染，无毒害，一般采用脂润滑，但该设备密封性不高，这将引起润滑方面的问题，从而影响轴承或其他部件的使用寿命。5.3 进一步研究建议 设计更合理的布置，以提高其工作平稳性和生产效率，减小其总体尺寸，最大程度地降低制造成本。进一步研究设备的密封性和润滑条件，找出一套方便、合理、经济的润滑方案，以降低装置的振动和摩擦作用，提高设备的使用寿命和同时满足不同载荷作用下的需求。致 谢衷心地感谢朱长顺老师、杨德勇老师和孙建荣老师，本设计自始至终是在三位老师的熟心指导下完成的，从论文的选题、研究到论文
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