小型多功能切菜机设计（含三维图SW及13张CAD图纸）
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摘要本设计主要是将日本生产的 ES-2 型切菜机进行消化、吸收，并使之国产化；然后，本文对多功能切菜机的主要机械部分的设计计算进行说明，例如无级变速器传动、斜齿轮传动、蜗杆传动、链传动，轴的设计计算及轴承选用和计算及寿命校核等。另外，本文还提供一些重要零件的结构图和一些原理图，使读者更易理解本设计的工作原理。 关键词:切菜机,变速器，轴，结构图目录第第 1 章章 绪论绪论.11.1 课题背景.11.2 目的和意义.21.3 本文主要内容.21.4 预期结果.3第第 2 章章 方案设计论证方案设计论证.42.1 切菜机的原理和应用分析 .42.1.1 切片运动形式的选择.42.1.2 切菜机技术条件.52.2 多功能切菜机方案确定 .52.2.1 传动方案设计.52.2.2 传动方案选择.52.2.3 总体布局.72.3 多功能切菜机技术要求 .92.4 本章小结 .9第第 3 章章 主传动部件设计主传动部件设计.103.1 电动机的选择 .103.2 无级变速器的设计计算 .103.3 齿轮的设计计算 .123.4 轴的设计计算 .163.4.1 轴的材料选择.163.4.2 轴的结构设计计算.163.5 蜗杆传动设计计算 .233.6 本章小结 .26第第 4 章章 链传动部件设计链传动部件设计.274.1 传动链的设计计算 .274.1.1 链传动主要参数的选择.274.1.2 链作用在轴上的力.294.2 链轮的设计计算 .294.3 本章小结 .30第第 5 章章 刀盘部件设计刀盘部件设计.315.1 新月型刀具 .315.2 圆盘刀具 .315.3 本章小结 .32结论结论.33参考文献参考文献.34致谢致谢.361第 1 章 绪论1.1 课题背景20 世纪以来，我国食品工业较改革开放初期有了很大的发展，人民生活有了很大的改善，日益对食品加工和食品包装提出了更高的要求。发展食品工业的基础便是食品机械。不断地研制各种类型的食品机械来促进食品工业的发展，以满足不断提高的人民物质和文化生活的需要，使人们从繁重的家务劳动中解放出来，而以更充裕的时间投入到工作中去。因此研制先进的食品机械，使食品加工迅速地实现机械化和自动化是社会发展必然趋势。随着经济的发展,人们物质生活水平的不断提高,人们的饮食习惯逐步向方便,快捷,营养化发展，在蔬菜的加工方面出现了净菜半成品菜，受到广大人民群众的欢迎。随之而来，半成品菜的加工成为难题。虽然中国劳动力低廉，但手工切出的制品不卫生，规格尺寸不均，破损量大，成本相对较高。食品加工机械的动力部分是电动机。它们可以代替人们的手工劳动或作为其补充。它们均服务于各种菜肴食料的准备与制作，或者服务于与此相同的其他辅助性工作。食品加工机械有一个动力部分，一个与其固定在一起或者根据操作的需要可以拆卸的工作部分与若有此必要的附配件所组成。食品加工机械的种类有很多,可分为:搅拌及揉合设备,搅合机具,切削器具,切片器具,榨汁机,咖啡机,搅肉机,制糜机,开罐头机等等。 多功能、高生产率的食品切菜机，它代表了食品机械发展进入一个新的历史时期。因为它可以广泛地应用到食品加工厂、菜市场、果品厂、酱菜厂、厂矿、机关、学校、旅店食堂等等。目前，国内生产切菜机的厂家不多，现在我国的食品机械行业的主要机器型号有JY-Q550 型多功能切菜机 ,PQT-580 型多功能切菜机（整机（无级）：1200700300MM,外形尺寸：送料槽：长宽=1000140MM）；CHD40 型推杆式切菜机 QD-DLC2 智能型蔬菜切割机；QCJ-型多功能切菜机 TW-801A 多功能切菜机,机器尺寸：1160（L）530（W）1000（H）(mm)机器重量：135KG 切割尺寸 1-60mm(叶菜部)产量：300-100kg/HR 电源：220V 单相马力：3/4HP 皮带宽：120mm；DQ180A、DQ180B 多功能切菜机；CHD40 型料斗式多功能切菜机；作为2EMURA 的主力产品,其最新推出的多功能切菜机 ECD-202 型,CHQC-100DI 型多功能切菜机规格 470410620mm 符合 Q/WHS02-2001 技术条件要求；JW-301 型切菜机，技术参数：电压/频率：230-240V/50-60HZ 功率：35W 重量：2kg 线长:1.8m 尺寸：120342210(mm) 大箱尺寸:445420490(mm)等，模拟手工切菜机为多。这些厂家生产的切菜机的主要不足是功能少和生产率低，因此设计多功能的高效率的多用切菜机是十分必要的。本文介绍了一种可以切蔬菜，肉类等多种食品的多功能切菜机，而且生产率很高，尤其适合大型的饮食行业的使用。1.2 目的和意义中国多用切菜机产业发展出现的问题中，许多情况不容乐观，如产业结构不合理、产业集中于劳动力密集型产品；技术密集型产品明显落后于发达工业国家；生产要素决定性作用正在削弱；产业能源消耗大、产出率低、环境污染严重、对自然资源破坏力大；企业总体规模偏小、技术创新能力薄弱、管理水平落后等。 就目前形式来看，我国的食品机械发展前景十分广阔，究其主要原因是我国人民消费的食品大多是来自农业的未加工食品，每年因缺乏必要的食品加工机械使食品资源不能直接加工、贮藏、保鲜而造成的损失高达几十亿元，未能深加工综合利用而造成的资源浪费损失更高，因此我国食品机械具有广阔的市场前景。我国食品机械制造业的产品，能跟上国际先进水平的不少，但真正具有自主知识产权、具有技术创新的产品却是甚少。这里所说的“跟字，是“跟进甚至是仿制，而创新极少。所以，我国食品机械制造企业要从创新的角度，从自主知识产权的高度来开发新产品，开发出具有国际一流水平的先进设备，这样，才能真正实现国产食品机械制造业的提档升级。1.3 本文主要内容本设计主要是将日本生产的 ES-2 型切菜机进行消化、吸收，并使之国产化；然后，本文对多功能切菜机的主要机械部分的设计计算进行说明，例如无级变速器传动、斜齿轮传动、蜗杆传动、链传动，轴的设计计算及轴承选用和计算及寿命校核等。另外，本文还提供一些重要零件的结构图和一些原理图，使读者更易理解本设计的工作原理。 31.4 预期结果通过设计出一定刀刃曲线在物料直线进给的条件下，刀具不仅对物料有切的作用而且还同时具有割的作用，因此，是具有模拟人手切片的作用。此外，尚设计出不同机构圆盘刀具，可以一次切出所需的不同形状的物料（条、丝、丁等） 。并可以通过单刀双刀的转换改变加工尺寸范围，通过改变不同形状的刀具，可以切削软硬程度不同的物料。使用方便、快捷。4第 2 章 方案设计论证2.1 切菜机的原理和应用分析2.1.1 切片运动形式的选择切片运动形式的选择食品机械的特点之一就是工作的执行机构模拟人手的动作实现其功能，以保证制出的食品具有良好的形状，保持原来的食品味道和颜色及质量。性能良好的多功能切菜机的切片运动形式当然也应该是模拟人手动作的。目前，国内外的切菜机的切片运动形式主要有两种：（）刀具回转和物料直线进给式；（）刀具作直线往复运动和物料作直线进给式。1.切片功能比较对于刀具回转的刀片：通过设计出一定刀刃曲线在物料直线进给的条件下，刀具不仅对物料具有切的作用而且同时还具有割的作用，因此，是具有模拟人手工切片的动作。从而使刀具对物料的挤压力小，对物料损伤小，可以保持其水分，且切片形状规则，因而切片质量好。此外，尚可以设计不同机构的圆盘刀具，可以一次切出所需的不同形状的物料（条、丝、块、丁等） 。对于刀具作直线往复运动，其刀片刃口为一直线，刀具简单。但刀具对物料挤压力大，对物料损伤大，水分损失多，切片质量差。2.实现刀具运动的机构比较实现刀具回转运动的机构比较简单，传动平稳，传动元件不易磨损，机器寿命长。实现刀具直线往复运动必须采用曲柄连杆滑块机构或凸轮。相对而言机构较复杂、有冲击、振动大、传动元件易磨损，机器寿命低。3.生产率比较刀具回转和物料直线进给式，由于无冲击、振动小，可以高速切片，因而生产率高。刀具直线往复运动和物料直线进给式，由于运动中有冲击、振动大，切片速度提高受到限制，所以生产率低。5由于上面分析比较可以得出如下结论：刀具作回转运动切片时，切片质量好，生产率高，切形多样化（可通过不同种类的圆盘刀具来实现）代表了切菜机的发展方向，所以本设计仍然采用刀具回转的切片运动形式。2.1.2 切菜机技术条件切菜机技术条件多功能切菜机属于食品机械，其设计应符合中华人民共和国商业部部标准切菜机技术条件 。其中1.设计、制造技术要求 ()切菜机应把传动部件与切制菜料的工作部分严格隔开。 ()应有安全装置和措施。 ()手动进料应有限位措施，并与机动进料间应有互锁装置。 ()旋转刀具及旋转拨盘与设有铰链构件的防护罩间必须有互锁装置。2.性能要求： ()成型菜料应形状规整，均匀，稳定。 ()切制成型菜料应表面平整，棱角清晰，被切割表面不得有明显的撕裂纤维痕迹。()在进料，切割，出料的过程中，菜料应顺利通畅，不得有诸塞现象。 ()整机应运动平稳，不允许有异常音响，发热，冲击，卡死，漏油等现象。2.2 多功能切菜机方案确定2.2.1 传动方案设计传动方案设计经过分析研究，把分离传动机构改进为整体传动的机构形式（把变速变换齿轮也布置在传动箱内） ，使其机器的宽度方向尺寸减少到 700mm，且刀具中心基本上位于宽度尺寸的中心，增加了机器的美观。2.2.2 传动方案选择传动方案选择本机拟采用同步带传动、齿轮传动、蜗杆传动、链传动等传动方式。其特点如下：1.带传动是挠性传动的一种。带传动的主要特点：传动带具有弹性和挠性，可吸收振动和缓和冲击，使传动平稳、噪音小；当过载时，传动带与带轮间可发生相对滑动而不损伤其它零件，起保护作用；适合于主、从动轴间中心距较大的传动；结构简6单，制造、安装和维护都较方便；由于有弹性滑动存在，故不能保证准确的传动比；结构尺寸较大，效率较低，寿命较短；由于需要施加张紧力，所以会产生较大的压轴力，使轴和轴承受力较大。同步带传动是通过带齿与轮齿的啮合传递运动和动力。与摩擦型带轮相比，同步带传动兼有带传动、链传动和齿轮传动的一些特点。具有传动比准确、效率高、传动平稳、噪音低、使用寿命长、中心距允许范围大、轴上压力小、能承受一定冲击、不需润滑、较其它带传动结构紧凑等优点。应用较广的同步带齿形有梯形齿和圆弧齿两大类。2.齿轮传动是机械传动中应用最广泛的一种形式。瞬时传动比恒定、传动效率可高达 9899、工作可靠、使用寿命长、结构紧凑、适用范围大，可从小于 1kW 到数万 kW，但不宜用于轴间距过大的传动。3.链传动由装在平行轴上的主、从动链轮和绕在链轮上的链所组成，用链作中间挠性件，通过链和链轮的啮合来传递运动和动力。链传动应用广泛，按用途分可分为传动链、输送链和曳引链三种。链传动是啮合传动，链轮轮齿有特定的齿形（是非共轭齿廓） ，可以保证链节和链轮正常的啮合，即可保证平均传动比为定值，又可象带传动那样有中间元件（链）实现中心距较大的传动，压轴力还不大；而且它工作时为多齿同时啮合，载荷渐依次分布于这些齿上，所以可传递较大的功率，最大可达数千kW；它传动效率较高，一般可达 9697，经济可靠。它的主要缺点是瞬时链速度和瞬时传动比不是常数，传动中有一定的动载荷和冲击，噪声较大，不能用于高速。因此，链传动常用于两轴中心距较大、要求平均传动比不变但对瞬时传动比要求不严格的两轴或多轴传动，它还能在低速、重载、工作环境恶劣和较高温度的情况下较好地工作，目前常用于在 100kW 以内、链速在 1215m/s 以内、传动比在 8 以内的农业机械、轻化工机械、起重运输机械、各种车辆各采矿机械的传动中。4.蜗杆传动的单级传动比大，结构紧凑。传动比范围在 880 之间。传动平稳，无噪音。可以实现自锁，但传动效率较低，蜗轮制造成本较高。综上所述，本设计刀具的传动要求平稳，采用斜齿轮传动。输送带的传动因速度较低，经同步带无级变速后，由蜗轮蜗杆，齿轮传动，链轮传动达到要求的速度。本设计的多功能切菜机的传动原理图如图 2.1。 （见下页）7电机电机图 2.1 传动原理图 2.2.3 总体布局总体布局本机主要分为：电机箱部件，传动箱部件，料槽部件，输送带部件，出料口部件，刀盘部件。现将本切菜机的主要部件说明如下：1.传动箱部件 传动箱部件主要起传动动力和减速作用。它分为二条传动路线。 其一是从电机通过无级变速机构经过斜齿轮副把回转运动传给刀具。 其二是从电机通过无级变速机构、蜗轮副、交换齿轮副、把运动传给输送带部件，使其作直线进给运动。（）无级变速器8采用无级变速器可大大地简化机器的机构。由于需要同时改变刀具和传送带的速度。所以必须采用双无级变速机构。本机采用了带式无级变速器，是因为其机构简单，工作平稳，能吸受振动，具有过载保护作用，制造容易和不需要专门的润滑系统，特别适合小功率的传动系统中。单带双轮机构在工作时，双轮和电机皮带轮三个轮不在一个平面内，因而皮带工作表面磨损不均，皮带弯曲频率大，寿命低。但最大优点是机构简单，制造容易，调整方便。综合考虑，本机功率小，故采用单带双轮无级变速机构。 （）箱体机构箱体机构形式的选择与机器的传动原理设计有关。经分析采用分离传动的分箱结构，即刀具主轴传动系统和输送带传动系统分别安置在二个传动箱体中，和分析整体箱体结构的优缺点，确定选择整体箱体结构。采用整体箱体结构有如下优点：箱体的空间大，贮存的润滑油多，有利于散热，机器工作温升小，提高蜗轮副和齿轮副的寿命。 机器制造装配方便，传动箱可作为一个独立的部件。 刀具主轴与物料输送方向（输送带）有一定的垂直度要求，可直接由箱体的孔系加工来保证。 结构合理，机器的宽度方向尺寸减小，变速交换轮由开式传动改为闭式传动，左右两边基本上对称于刀具的中心，外观也比较美观。 箱体毛坯的数量减小到一个，外形较规则，结构并不复杂，易于铸造。 具有一般的工艺装备水平的工厂即可满足加工要求，采用通用机床、设备即可完成加工。 整体箱体结构比分离传动的箱体显然要复杂多了，但加工量并没有增加，特别是孔系加工的方法和工作量没有什么差别。因而全面分析的结果，本多功能切菜机采用整体传动箱体的结构。 (3)传动元件的润滑方式对于蜗轮副和齿轮副均采用结构简单的油池润滑。对于主传动箱体内的油浸不到的滚动轴承均采用向心球轴承和角接触球轴承，轴承可采用润滑脂润滑。92.输送带部件对于输送带上传动机构的滑动轴承，可以采用定期注润滑油的方式进行，润滑油应采用无色、无味、无毒的食品油或医用凡士林。本切菜机考虑到传送动力小，转速又低，均采用尼龙轴承代替需润滑的金属轴承，即方便了用户,又保证了机器和食品的卫生。输送带的材料，本机采用尼龙线骨挂上一层无毒橡胶作为材料。2.3 多功能切菜机技术要求 本设计的各种技术参数如下： 1.电机额定功率：小于 1kW。 2.外形尺寸：小于 13007001100mm3。 3.切片厚度调整范围：1-30mm 可调。 4.生产率：30-500kg/h（片） 。 5.可切物料的种类：根、茎、叶类蔬菜、水果、腌制食品、熟制食品、鱼类、海带类、中草药等。 6.物料的形状：片、条、丝、块、段、丁等。2.4 本章小结本章主要叙述了切片运动形式的选择，如：切片功能比较，生产率比较，实现刀具运动的机构比较；切菜机的技术要求，如：设计、制造技术要求，性能要求；总体布局；传动方案的选择；传动方案的设计等。10第 3 章 主传动部件设计3.1 电动机的选择电动机分交流电动机和直流电动机两种。由于生产单位一般都采用三相交流电源，因此，无特殊要求时均选用三相交流电动机，其中以三相异步交流电动机应用最广泛。对于载荷比较稳定、长期连续运行的机械,只要所选电动机的额定功率等于或稍大于所需的电动机工作功率，电动机就能安全工作，不会过热，因此通常不必校验电动机的发热和启动转矩。因为切菜机属于一般机械，无特殊要求，故可以选择的电动机的额定功率小于 1kW。容量相同的三相异步电动机，一般有 3000、1500、1000 及 750r/min 四种同步转速。电动机同步转速愈高，磁极对数愈少，外部尺寸愈小，价格愈低。但是电动机转速愈高，传动装置总传动比愈大，会使传动装置外部尺寸增加，提高制造成本。而电动机同步转速愈低，其优缺点则相反。本设计选择电动机型号为 Y802-4；额定功率：0.75 kW 额定转速：1390 r/min最大转矩：2.3 Nm3.2 无级变速器的设计计算该无级变速机构由两个可调带轮和一个电机轴带轮构成，下面的设计主要是对带传动进行了计算。1.确定计算功率 PackW1.1 0.750.825acAPK P载荷变动由1带传动工作情况系数表查得1 . 1AK2.选择带型根据计算功率kW，小带轮转速r/min0.825acP 11390n 因此选择 SPZ 型窄 V 带。3.确定带轮基准直径。321ddd、11 ）依据1初选小带轮的基准直径mm163d ) 验算带的速度 v1 167 13905.2260 100060 1000pvd nV在 525m/s 标准范围之间 ) 计算从动轮的直径32dd 、本传动为无级可调变速，由于调节范围的限制，本从动轮直径试选择mm。6380传动比范围为。3 . 1:11:14.确定中心距 a 和带的基准长度。 两可调变速轮之间的中心距为 160mm。电机轴于变速轮之间的中心距选择360mm。 依据带传动带几何关系，计算所需带的基准长度dLmm160360 263 1/380 2/31110dL 依据1基准长度系列，选择带长为 1120mm。5.验算主动轮上的包角。1205 .1525 .5737163801601806.确定带的根数。 (3.1)LacKKpppZ00 式中包角系数依据1查得92. 0K 长度系数依据1查得LK93. 0LK 单根 V 带的基本额定功率查2得kW0P00.93P 查2得kW0p00.22P184. 093. 092. 022. 093. 0825. 0Z故取 1 根 SPZ 型窄 V 带。7.确定带得预紧力。0F12N2202.50.8252.5500150011.1 0.07 4.881664.880.92cavpFqvZK8.计算带传动作用在轴上的力。N0152.52sin2 1 166 sin32322pFZF 结论：选择 SPZ 型窄 V 带，电机轴带轮基准直径mm，两个可调带轮的基准63直径为mm，两可调带轮之间的中心距为 160mm，电机轮于可调带轮之间的6380中心距为 360mm，带长 1120mm。由于本传动中有两个可调带轮，故应在此传动中安置一个压力为 166N 的张紧轮，以保证在变速过程中 V 带有合适的预紧力。3.3 齿轮的设计计算1.选择齿轮材料、热处理方式和精度等级 考虑到本设计切菜机传送件的功率，为一般机械，要求传动平稳，噪声小，故选用斜齿轮传动。大齿轮选用 45 号钢，小齿轮和轴做成一体，选用 40Cr，调质并表面淬火，HRC4045，选用 7 级精度。2.初步计算传动尺寸 因为本设计中，齿轮采用闭式传动，表面淬火，因大小齿轮均用硬齿面，齿面抗点蚀能力较强。因此初步按齿根弯曲疲劳强度计算齿轮传动主要参数和尺寸。齿轮模数计算公式： （3.2） 31122cos2FSaFadtYYYZTKm 式中:小齿轮传递的转矩（Nm） ；1T 齿形系数；FaY 应力修正系数； SaY 重合度系数；Y 许用弯曲应力（MPa） 。limF ()小齿轮传递的转矩：13 Nm153. 5139075. 01055. 91055. 961161nPT ()初选，则。121z30125 . 212 izz()查2由材料硬度选择齿宽系数=0.6。d ()初取螺旋角 =12斜齿轮端面重合度系数：47. 112cos3011212 . 388. 1cos112 . 388. 121zza ()查2得重合度系数76. 0 ()由2得22. 112tan306 . 0318. 012tan30318. 02d查2 得螺旋角系数：=0.93Y ()初取 Kt=1.3 ()齿形系数和应力修正系数FYSY当量齿数 82.1212cos12cos3311v06.3212cos30cos3322v查2得：=3.4 =2.48 1FY2FY查2得：=1.48 =1.631SY2SY ()许用弯曲应力公式： MPa （3.3） FNFFSYlim 式中:计入了齿根应力修正系数之后，试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限limF应力（MPa） ； 弯曲强度计算的寿命系数；NY 齿根弯曲强度计算的安全系数。FS （3.4）mNNNY0式中:、由实验获得，随材料而异。0Nm循环次数公式：14 （h） （3.5）hnalN60 式中:齿轮转速（r/min） ；n 齿轮转一周，同一侧齿面啮合的次数；a 齿轮的工作寿命（h） 。hl由公式（3.5）得：h9110336. 310250821139060Nh99121033. 15 . 2/10336. 3/iNN查2得：=1.25FS查2得：=1.0NY查2得：=360MPalimF所以许用弯曲应力为： MPa 28825. 10 . 1360F= 111FSF01747. 028848. 14 . 3= 222FSF01404. 028863. 148. 2所以 =0.01747 FSF 111FSF取=1.3，则：tK 31122cos2FSFdtYYYZTKm103. 201747. 0306 . 012cos93. 076. 051533 . 123223.计算传动尺寸 （）载荷系数公式： （3.6）avAKKKKK 式中:使用系数；AK 动载系数；vK15 、齿向载荷分布系数；vKK 齿间载荷分配系数。aK查文献2得使用系数=1.0；AK齿轮的圆周速度：m/s69. 412cos1000601390301 . 214. 310006011ndvt查2得齿向载荷分布系数=1.08；K查2得齿间载荷分配系数=1.2；aK查2动载荷系数=1.12。vK则由2得：=1.452 . 108. 112. 10 . 1K ()修正为：mmm18. 23 . 145. 1103. 23ttKKmm为了结构的需要取=2.5mm。m ()计算传动尺寸： 传动中心距公式：mm67.5312cos230125 . 212cos221zzma圆整后取中心距=54mm。a修整螺旋角2313542)3012(5 . 2cos2)(cos1211aZZm分度圆为：mm86.301213cos125 . 2cos11mZdmm14.771213cos305 . 2cos22mZd齿宽为：mm5 .1886.306 . 01dbd取为 20mm，则mm，mm。201b152b变位系数的计算294. 0171217minminminZZZhXa16取3 . 0X变位量75. 03 . 05 . 2Xm计算结果汇总：模数mm；中心距 a=54mm；齿宽5 . 2mmm，mm；201b152b分度圆mm, mm。法向变位系数 小齿轮 ，86.301d14.772d3 . 01nX大齿轮3 . 02nX3.4 轴的设计计算3.4.1 轴的材料选择轴的材料选择 因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，但由于斜齿轮与该轴做成一体，故选用 40Cr,为材料，并经调质，表面淬火处理。3.4.2 轴的结构设计计算轴的结构设计计算1.轴径的初步估算 估算轴的最小直径常用的方法有三种：（1）按扭转强度计算；（2）按经验公式计算；（3）类比法。本设计中没有同类型已有机器的轴的结构和尺寸，可分析对比；经验公式一般用于减速器设计时轴径的估算；故本设计采用第一种方法，按扭转强度计算。对于转轴，由于跨距未知，无法计算弯矩，在计算中只考虑转矩，而用降低许用应力的方法来考虑弯矩的影响。由材料力学可知，轴受转矩的作用时，其强度条件为： mm （3.7） 3362 . 01055. 9nPCnPd 式中:轴剖面中最大扭转剪应力（MPa） ； P轴传递的功率（kW） ； n轴的转速（r/min） ；许用扭转剪应力（MPa） ； C由许用扭转剪 应力确定的系数； d轴的直径（mm） 。17查2得 C 的值为 106。由公式（3.7）得： mm10.9 mm9 .105 . 72321139075. 01063d考虑到实际的工作状况，取轴径为 16mm。2.轴的结构设计在轴的基本直径定下以后，要进行轴的结构设计，定出轴的各部分的形状和尺寸。根据多功能切菜机的设计要求和前面的总体分析，轴的结构如图 3.2 所示。图 3.2 轴结构图3.轴的受力分析（见图 3.3）（）由斜齿轮的计算可知：切向力N33486.3051532211dTFt径向力3 .12412cos20tan334costanntrFF轴向力N71tantaFF轴承 1 总的支承反力为：N8 .9258 .8934 .2412221112yxNNN轴承 2 总的支承反力为：N7 .6988 .6881 .1172222222yxNNN18图 3.3 轴受力分析图（）弯矩： 在水平面上，a-a 剖面：Nm25.12aHM b-b 剖面: Nm9018bHM在垂直面上，a-a 剖面: Nm0avMb-b 剖面: Nm3356bvM 合成弯矩，a-a 剖面，Nm1225022aVaHaMMMb-b 剖面，Nm962022bVbHbMMM （）转矩： 由上面的计算得 T=9.62Nm194.轴的强度校核 从弯矩图中可知，斜齿轮轴中间的 a-a 剖面弯矩载荷最大，是危险截面。轴的安全系数公式为： （3.8） nnnnnn22 式中：只考虑弯矩作用时的安全系数；n 只考虑转矩作用的安全系数；n 许用安全系数。 n （3.9）maKn 1 （3.10）mraKn 1 式中：对称循环下材料试件的弯曲疲劳极限(N/mm2)；1 对称循环下材料试件的扭剪疲劳极限(N/ mm2)；1 、弯曲、扭剪的有效应力集中系数；KK 表面品质系数； 、弯曲、扭剪的绝对尺寸影响系数；r 、弯曲、扭剪应力的应力幅 N/ mm2，一般传递动力的轴，弯曲应力为对称aa循环，单向回转的轴，考虑载荷的不均匀性，扭剪应力应视为脉动循环； 、材料拉伸、扭剪的平均应力折算系数。a 在本设计中，弯曲应力是按循环变化，故，;WMa0m 剪应力按对称变化，即，。TaWT0m对于 a-a 截面：查2得=1.1；K查2得=1.62；K20查2得=0.92；查2得=0.85，=0.87；r查2得=0.2，=0.1；a由材料力学的弯曲应力公式得：抗弯剖面模量mm36572025 . 3205 . 36201 . 02)(1 . 02323dtdbtdW抗扭剖面模量mm314572025 . 3205 . 36202 . 02)(2 . 02323dtdbtdW弯曲应力MPa6 .1865712250WMabMPa6 . 614579620TTWTMPa3 . 326 . 6ma分别把各数值代入式（3.9）和式（3.10） ，有7 .1402 . 085. 092. 06 .181350n5 .283 . 31 . 087. 092. 03 . 362. 1200n则根据（3.8）得：1 .135 .287 .145 .287 .1422n1.8，轴校核满足要求。 5 . 1 nn5.轴上键的校核平键的两侧面是工作面，工作时两侧面受到挤压，对于按标准选择尺寸及键为常用材料的普通平键联接其主要失效形式是键、轴槽和毂槽三者中强度最弱的工作面被压溃。校核时，按工作面的平均挤压力进行计算，其公式为：p21 MPa （3.11） ppkldT2 式中:T传递的转矩（Nm） ； d轴的直径（mm） ； l键的工作长度（mm） ，58mm； 、b键的公称长度和键宽（mm） ；l k键与毂槽的接触高度（mm） ； 许用应力（MPa） 。 p由式（3.11）得：MPa2 96208.292.5 58 16p查2有冲击载荷时=120150MPa。显然满足强度条件。 p综上计算得设计参数：轴材料选用 40Cr；轴径取 16mm；轴的总支反力 N，N；键的压应力8 .9251N7 .6982NMPa 8.29120 150pp6.轴承的校核对于传动的滚动轴承，其滚动体和滚到发生的疲劳点蚀是主要的失效形式，因而主要是进行寿命计算，必要时再作静强度校核。本次验算为刀片传动中齿轮轴两侧的轴承的校核，其型号为 7204C。1.求两轴承的计算轴向力和。1aF2aF由2得 7204C 派生轴向力，初取 e0.42 估算。tdeFF N1110.420.420.42 925.8388.8drFFNN2220.420.420.42 698.7293.5drFFNN1171 388.8459.8adacFFFN2293.5aF0616. 01046. 78 .459301CFa220393. 01046. 75 .293302CFa 由2插值计算得、435. 01e42. 01e再计算N1110.435 925.8402drFe FN2220.42 698.7293drFe FN171402473aF N2293aF0634. 0746047301CFa0393. 0746029302CFa确定 、 ，N、N435. 01e42. 02e1473aF 2293aF2.求轴承当量动载荷和。1p2p11151. 08 .925473eFFra12242. 07 .698293eFFra由2 分别进行查表或插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数：轴承 1 44. 01X28. 11Y轴承 2 12 X02Y因轴承运转中有中等冲击载荷，按表 13.6 取2 . 10 . 1pf1 . 1pfN111111.10.44 925.8 1.28 4731114prapfX FY FN222221.11 698.70 293769prapfX FY F 3.验算轴承寿命。因为所以按轴承 1 得受力大小验算：21pp 23h 181851114112003139060106160610pchhL已知本机器使用 5 年，一班制，预期寿命为：h14600536518RL故本轴承能够满足设计要求。hhLL3.5 蜗杆传动设计计算1.选择材料及热处理方式 考虑到蜗杆传动传递的功率不大，速度也不快，蜗杆选用 40Cr 制造，表面淬火处理，HRC4550;加上相对滑动速度6m/s,故蜗轮轮缘选用铸锡锌铅青铜svZcuSnPb5Zn5,又因批量生产，采用金属模铸造。依据 GB/T 10085 的推荐，本传动使用渐开线蜗杆（ZI）.2.选择蜗杆头数和蜗轮齿数T34 由2按 i=60,选取=1，则=i=601=60。3433.按齿面接触疲劳强度确定模数 m 和蜗杆分度圆直径3d （3.12） 24232500HKTdm（）确定作用于蜗轮上的转矩2按=1，初取 =0.71，则3Nm4 .25139075. 01055. 971. 0601055. 9631632nPiTiT（）确定载荷系数 K由于机器运转载荷平衡故 K=1.1 （）确定许用接触应力 H查2由材料得 MPa 140H24（）计算中心距mm3 .6424zqma由2查取，选取中心距为 80，模数为 2，分度圆直径mm，5 .351d14212dm直径系数，分度圆导程角，蜗轮齿数为 62，变位系数。75.17q82313 125. 02x这时 查2得接触系数444. 080/5 .35/1ad7 . 2Z因 因此以上计算结果可用。ZZ4.蜗杆与蜗轮的主要参数于几何尺寸。）蜗杆轴向齿距 mm283. 614. 32 mpa直径系数 75.17q齿顶圆直径 mm5 .3921255. 3211mhddaa齿根圆直径 mm3125. 021255. 3211cmhddaf分度圆导程角 82313 蜗杆轴向齿厚 mm14. 321msa）蜗轮蜗轮齿数 622Z变位系数 125. 02x验算传动比：6216212ZZi传动比误差 误差在允许的范围内。%3 . 3033. 0606062蜗轮分度圆直径 mm12462222 mZd蜗轮喉圆直径 mm128221242222aahdd25蜗轮齿根圆直径 mm199225. 121242222hfddf蜗轮咽喉母圆半径 mm1612821802122agdar5.校核齿根弯曲疲劳强度 FFaFYYmddKT221253. 1当量齿数，30.6282313cos62cos2222 ZZV根据，从2中查得齿形系数125. 02X30.622VZ7 . 22FaY螺旋角系数3.224110.977140140Y 许用弯曲应力 FNFFK由2表 11.8 中查得蜗轮的基本许用弯曲应力55ZnZCuSnPb 32f寿命系数 746. 01039. 110976FNKMPa886.23746. 032FMPa644.11977. 07 . 221245 .351054. 2153. 14F FF由此可见弯曲强度是满足的。6.验算蜗轮圆周速度 、相对滑动速度及传动总效率2vsvm/s12. 010006060/1139080100060444ndv显然，3m/s，与原假设值相符。4v由,得33tan/2/35.50.07mzd22. 3所以 m/s57. 322. 3cos10006013905 .35cos10006033osndv显然，6m/s,与原假设值相符，选用铸锡锌铅青铜 ZcuSnPb5Zn5 为蜗轮轮缘材sv料合适。由=3.57m/s，查2得当量摩擦角,sv22126所以tantan3.22(0.95 0.96)(0.95 0.96)0.71 0.72tan()tan(3.221.33 )与原假设值 0.71 相符7.热平衡计算所需散热面积 S= （3.13）0111000ttKPs ）（取油温= ,周围空气温度，通风良好，取散热系数 0tC70Cta2015dw/m2.oC，传动总效率=0.71，则0.29m220701571. 0175. 010001100001aattPS故散热面积足够。8.选择精度等级及侧隙种类 因为这是一般动力传动，而且线速度3m/s,故选用 8 级精度，侧隙种类代4v号为 C,标注为 8f GB10089-88。3.6 本章小结本章主要叙述了电动机的选择；无级变速器的设计计算；齿轮的设计计算；轴的设计计算，如：轴的材料选择，轴的结构设计计算，轴径的初步估算，轴的结构设计，轴的受力分析，轴的强度校核，轴上键的校核，轴承的校核；蜗杆传动设计等内容。27第 4 章 链传动部件设计4.1 传动链的设计计算4.1.1 链传动主要参数的选择链传动主要参数的选择由总体设计分析选用链作为输送带传动的主要形式。链传动设计主要是确定链节距、排数及链轮齿数、传动比、中心距、链节数等。本节设计和之间的链传动。9101.链轮齿数、和传动比1z2zi 小链轮齿数对传动的平稳性和工作寿命影响很大。在相同节距下，齿数少可减少外廓尺寸，但齿数过少，增加传动的不均匀性和动载荷；增大链条绕入和退出链轮时链节间的相对转角，加速铰链的磨损；增大链的工作拉力，加速链和链轮的损坏，增加轴承的载荷。由此可见，增加小链轮齿数对传动是有利的。但若链轮齿数1z太多，除传动尺寸和机件重量增大外，还易因磨损节距增长而发生跳齿和掉链现象，缩短链的使用寿命。因此小链轮既不宜过少，大链轮齿数也不宜太多，一般最大齿数不超过 120，最小齿数不小于 9。选取链轮齿数，还应考虑到轮齿和链的均匀磨损问题。 由设计要求希望结构紧凑，确定小链轮齿数 Z10=14，Z9=18，120 合适。2Z2.链节距和排数 链节距的大小反映了链节和链轮轮齿各部分尺寸的大小。在一定条件下，链的节距越大，承载能力越高；但多边形效应增加，传动不平稳性、动载荷和噪声越严重，传动尺寸也大。因此，在设计时，在承载能力足够的条件下，尽量选取较小节距的单排链；高速重载时可采取小节距的多排链。一般载荷大、中心距小、传动比大时，选小节距多排链，以使小轮有一定的啮合齿数；当中心距大、传动比小而速度不太高时，从经济性考虑可选大节距单排链。链的型号和节距可根据传递的功率及小链轮P转速和公式确定额定功率。1n kW （4.1）pzAKPKKP 028 式中：工作情况系数；AK小链轮齿数系数；zK多排链系数；pK链传递的功率（kW） 。P查2得=1.0；AK查2得=1.0；zK考虑传递的功率不是很大，选单排链，由2查得=1。pK将以上数据代入式（4.1）得： kW2 . 00 . 12 . 00 . 10 . 10P由此功率得大链轮转速=37r/min，查文献2选满足要求的 08A 链，节距max9nP=12.70mm。3.链节数和链轮中心距pLa在传动比、链轮中心距又过小时，链在小链轮上的包角小，与小链轮同时啮1i合的链节数亦少。同时，因总的链节数减少，当链速一定时，在单位时间内同一链节受到的应力变化次数和屈伸次数增加，使链的寿命降低。但中心距过大时，除结构不紧凑外，还会使链的松边上下颤动，使运行不平稳。链节数计算公式如下： 节 （4.2）222210901090zzapzzpaLp 式中：初定中心距；0a链节距（mm） ；p、大小齿轮齿数。9Z10Z初定中心距=15则链节数：0ap节02.4614. 32141815214181522ppppLp取=46 节。pL链长m58. 01000/7 .12461000/PLLp由中心距公式：29mm（4.3）2228224910109109zzzzLzzLpapp则： mm8 .18814. 32141882141846214184647 .1222a取中心距mm。190a 4.1.2 链作用在轴上的力链作用在轴上的力 链速公式：m/s （4.4）10006099pznv 式中：链节距（mm）;p主动轮的齿数；9z主动轮的转速（r/mm） ；9n则：m/s14. 01000607 .121837v工作拉力：N142814. 02 . 010001000vPFc作用在轴上的压力：N171314282 . 12 . 1FFQ计算结果：链条规格 08A，单排链，46 节，长 0.58m； 大小链轮齿数，;中心距 a=190mm；189z1410z 压轴力N；工作拉力N。6 .1713QF1428F4.2 链轮的设计计算1.链轮材料的选择链轮的材料应有足够的强度和耐磨性，可根据其尺寸大小及工作条件选择,由于传递的功率小于 6kW，要求传动平稳，运用在噪声小的场合，可以选择夹布胶木作为链轮材料可以满足要求，且价格便宜。有利于降低机器的加工成本和食品的卫生要求。302.链轮结构参数的计算本节设计计算齿数的链轮。在本设计中链选用是 08A 型，考虑链轮的加工181z性，采用 3R 齿形。则链轮的分度圆直径：mm10.7318180sin7 .12180sin/zpd齿顶圆直径（滚子直径）:1dmm02.8195. 77 .1225. 110.7325. 11maxdpddamm72.7695. 77 .12186 . 1110.736 . 111mindpzdda取最大值时，采用展成法加工时有发生顶切的可能性。所以齿顶圆取为 80 maxadmm。齿根圆直径：mm15.6595. 71 .731dddf齿侧凸缘直径（为内链板高板）：2h76. 004. 1180cot2hzpdgmm723.5876. 007.1204. 118180cot7 .12取 mm。58gd输送带速度 min/mm4211827带v刀旋转速度 r/min556428刀v4.3 本章小结本章主要叙述了传动链的设计计算，如：链传动主要参数的选择，链轮齿数、1z和传动比 ，链节距和排数，链节数和链轮中心距，链作用在轴上的力；链轮2zipLa的设计计算，如：链轮材料的选择，链轮结构参数的计算等内容。31第 5 章 刀盘部件设计刀盘部件设计主要为刀具的设计，刀具的形状决定了切片的形状。可以通过换用不同的刀具切不同的物料，切出各式的形状。此多功能切菜机主要采用的刀具有两种：新月型刀具和圆盘刀具。现分别介绍如下：5.1 新月型刀具主要用于切削软的物料，如食品，叶类蔬菜等。新月形刀具又分为单刀和双刀两种。如图(5.1)在物料输送速度一定的条件下，用双刀具时的物料切片厚度为采用单刀时的切片厚度的一半。在本机上，当要求切片厚度变为 1mm 时，只能采用双刀进行切削。单刀用于加工茎类，叶类，长细状的物料。加工尺寸范围较大，加工长度为230mm。可以切片，也可以切丝。双刀也用于加工茎类，叶类，长细状的物料。加工长度为 116mm。也可以切片，切丝。 (a) 单 刀 (b) 双 刀图 5.1 新月型刀具5.2 圆盘刀具主要应用于切削物料形状不规则，短而硬的物料，如土豆，洋葱等。因为刀片时按在圆盘上，所以一方面增加了刀具的刚性，另一方面刀盘可以挡住刀具不切削时的物料送进而不致使物料掉下来（当物料短时） ，以便保证物料的切削厚度的均匀性和可靠性。32圆盘刀具同样又分为单刀圆盘刀和双刀圆盘刀。如图(5.2)它们之间的切削厚度的关系与新月形刀具的单刀和双刀的切削厚度关系相同。采用圆盘刀具的一个重要的特点是它能够调整切片厚度。它可以根据刀片厚度的要求，在圆盘刀架安装刀具的表面和刀具定位面之间加入一个可调厚度的垫片来调整刀具的高度，从而可以改变切削厚度。虽然刀片为不锈钢材质，但是要在刀具使用之后用水洗净，烘干，涂油保管起来，不要与其它硬件放在一起，以免碰坏刀片的刀刃。图 5.2 圆盘刀具5.3 本章小结本章主要对刀盘部件进行设计,如新月型刀具, 主要用于切削软的物料，如食品，叶类蔬菜等；圆盘刀具, 主要
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