毕业设计-手动红薯切片机设计模板

第一章绪论1.1食品机械与设备主要包括的内容食品机械与设备的主要内容包括：输送机械与设备、清洗和原料预处理机械与设备、搅拌及均质机械与设备、原料及半成品的热处理机械与设备、真空浓缩设备、干燥机械与设备、排气及杀菌机械与设备等。1.2市场上已经出现的切片机1.2.1制浆造纸行业：一般形式有刀盘式切片机，鼓式切片机，螺旋切片机等。刀盘式切片机由刀盘、机壳、喂料槽以及传动装置等部分组成。沉重的刀盘还起到飞轮的作用，稳定切片过程。刀片由盘面辐射状安装，并突出20mm左右，原木通过溜槽喂入转盘的一侧，刀片与原木轴线成一定角度进行切片，处理量为290mSUB/h,通常情况下木片长度24mm，刀盘直径3360mm,刀盘转速249rpm,刀盘上安装有16只刀片，由4台马达带动，总功率为4315kw，马达速度为25r/s.1.2.2制作细胞或组织切片行业：用于光学显微镜的有旋转式和滑走式切片机。用于电子显微镜的有超薄切片机，使用玻璃刀或钻石刀制作超薄切片。材料的装置有机械推进式和热膨胀式。用于冷冻切片法的有冷冻切片机、低温恒温器、冷冻超薄切片机。用于徒手切片的有圆筒切片机。1.2.3肉片加工行业：羊肉、牛肉切片机：该类切片机的刀片采用了进口合金钢材料，可适应高速度、大批次肉片的加工：肉片厚薄自动可调，并与进料机构精巧配合，使之可根据所需肉片厚度自动控制推进速度;工作平台完全由尼龙板制作，可防止肉卷融化，既高档有保证了卫生要求。尤其值得一提的是，从该切片机出来的成品肉片可自然成细卷，而且无需解冻立即包装，非常方便。1.2.4蔬果加工行业：多功能切丝切片机，由重力棒、进料筒、转盘、切刀、切丝刀、机架、底座、轴、支撑轮、动力装置等组成，切刀和切丝刀安装在转盘上，转盘在动力装置的作用下做旋转运动，转盘上的切刀和切丝刀将原料切割成片或丝，主要用于土豆、萝卜、荠菜、瓜果、酸菜、白菜，肉类的片、丝的加工，具有结构简单、使用安全、操作方便、加工效率高等优点，适合于个人经商使用。本次毕业设计我要设计的红薯切片机就是属于最后一类。它主要用于家庭日常生活的红薯加工切片，适合成年人、老人使用，因此就要求该机器具有结构简单，省时省力，加工量小，操作方便等特点。因此，本机器的设计理念就是简洁明了，安全省力，绿色节能，轻质便携。1.3切片机的使用要求（1） 切片机只能适用于本切片机切片范围的！（2） 使用前应清理刀片和出物口、进物口，防止堵塞。（3） 推送原料时不宜用力过猛。（4） 经常清理刀片和箱体，保持箱体和工作部位清洁。1.4本设计论文研究内容1.4.1目标根据要求，设计一个能够实现手动驱动，安全可靠，具备一定工作效率并能调节切片厚度，适合家庭用的红薯切片机的合理方案，画出二维图，三维图。1.4.2手动红薯切片机的设计要求1、 要确保急切的切实可行性；2、 要贴近生活，做到生活中切切实实用得到，有必要用；3、 要贴近时代主题，尽量做到绿色环保，无能耗；4、 要能够保证一定的工作效率；5、 要确保机械的安全性、不发生切到手的情况；6、 能够调节切片的厚度，一定条件下可以使切片的厚度均匀；7、 除了红薯外，还适合切多种瓜果蔬菜。1.4.3手动红薯切片机应满足的要求有以下几个方面：1、 具有预定功能的要求所设计制造的红薯切片机必须事先预定的解决生产或生活问题的功能，这是机器设计的最基本出发点。为使所设计的机器具有预定功能，合理选择机器的工作原理是最重要的。显然，预订实现的功能不同，设计的要求也不同。2、 经济性要求机器的经济性是一个综合指标，在红薯切片机的设计、制造、使用、维修等各个环节均有所体现。总之，经济性就是要求在满足功能要求的前提下，将机器的制造成本降到最低。3、 安全性要求在手动红薯切片机的设计阶段就必须对机器的使用安全给予足够的重视，尤其是对这一款旨在服务家庭生活的红薯切片机来说。因此要在设计过程中特别注意使用者的安全，特别是使用者手的安全。要采用各种防护措施，试运行中的刀具不会与人体直接接触。4、 可靠性要求简单的说，可靠性就是手动红薯切片机在使用性能中的稳定性，它是该切片机的一个重要质量指标。可靠性水平越高，说明机器在使用过程发生故障的概率越小，能正常工作的时间就越长。5、 操作使用方便要求手动红薯切片机是一种给生活带来方便的机械产品。在设计中必须注意操作时要轻便省力；操作机构要适应人的生理条件；红薯切片机的使用噪声要小；防止污染等。此外，还要方便搬运与拆卸维修。设计手动红薯切片机是，在满足基本要求的前提下满足这些特殊要求，以提高机器的使用性能和保证机器的工作质量。第二章红薯切片机的尺寸设计及力学分析2.1手动红薯切片机的总体构造及工作原理设计2.1.1设计方案的构思根据手动红薯切片机的设计目的及要求，首先要考虑刀片的运动方式，以及采用何种机构带动刀片运动。采用何种传动装置使红薯传递到刀具下完成切片工作，最主要的是如何通过一个力带动两个机构同时运动。以及如何控制切片的厚度，如何让切片顺利排出机器，如何限制被切勿的大范围移动所导致的无法正确切片。综合考虑，经过研究，设计的机器通过手摇手柄带动两个机构的协调运动，最终完成红薯的切片动作。同时在通过另一个装置来调整切片的厚度。整个机构如图2-1所示:图2-1手动红薯切片机工作机制示意图2.1.2方案的设计（1）驱动装置因为要做到省力，还要合理的利用人力驱动，所以采用何种机构是一个必须解决的问题。考察和了解了各种手动驱动方式后，我最终决定用手柄式手摇驱动。如图2-2是切片机的手摇驱动装置，使用者通过摇动手柄带动机器运转。操作简单，几乎人人都能操作，适合于家庭日常生活使用。（2）传动装置在这里主要有带转动、链传动、齿轮传动、蜗杆传动四种传动方式可供选择；带传动带传动是一种应用很广泛的机械传动。带传动有主动轮、从动轮和适度张紧在两轮上的封闭环形传动带组成。它是利用传动带作为中间的挠性件，依靠传动带与带轮之间的摩擦力来传递运动的，主动轴的动力通过挠性传动带挠性传递给从动轴。优点是：【1】能缓和载荷冲击；【2】运行平稳无噪声；【3】制造安装精度不想啮合传动那样严格；【4】过载时将引起带在带轮上打滑，因而可以防止其他零件的损坏;【5】可以增加带长以适应中心距较大的工作条件；缺点是：【1】有弹性滑动，是传动效率降低而且不能保持准确的传动比；【2】传递同样大的圆周力时，轮廓尺寸和轴上的压力都比啮合传动要大；【3】带的寿命较短。链传动链传动是由闭合的挠性环形链条和主、从动链轮所组成的，链轮是有特殊齿形的齿，依靠链轮轮齿与链接的啮合来传递运动和动力。链传动是属于带有中间挠性件的啮合传动。优点是：与带传动相比，链传动无弹性滑动和打滑现象，能保持准确的平均传动比，作用于轴上的径向压力小；在同样使用条件下，链传动的结构比较紧凑。链传动能在高温及油污恶劣环境中工作。与齿轮传动相比，链传动较易安装，成本较低；在远距离传动时，其结构要比齿轮传动轻便的多。缺点是：在两平行轴之间只能用于同向回转的传动；运转时不能保持恒定的瞬时传动比；不宜在载荷变化很大和急速反向的传动中应用。齿轮传动齿轮传动是现代机械中广泛应用的一种传动形式，主要用来传递空间任意两轴之间的运动和动力，并可以改变转动速度和传动方向。其优点是：齿轮传动和其他形式的机械传动相比较，传递的功率和圆周速度范围较大，传动效率高，能保证恒定的传动比，工作平稳、安全可靠且使用寿命长，结构紧凑。缺点是：制造和安装精度要求较高，因而成本也较高，并且不宜用于轴间距离较大的传动。蜗杆传动蜗杆传动用来传递空间两交错轴之间的运动和动力。它由蜗杆和蜗轮组成，一般蜗杆主动。涡轮从动，做加速运动。在少数机械中，涡轮主动蜗杆从动，作减速运动。其优点是：传动比较大，结构紧凑；传动平稳噪声低；具有自锁性。其缺点是：因为涡轮蜗杆在啮合处有较大的相对滑动，因而磨损大，发热量大，效率低。为减少螺杆传动啮合处的摩擦和磨损，控制发热和防止胶合，涡轮常采用青铜材料，因而成本增高。通过对带传动、链传动、齿轮传动和蜗杆传动工作方式和优缺点的比较以及本课题的设计要求，选取带传动和齿轮传动。从下图可以看到通过手柄带动两个同心轴的带轮运作，又通过此带轮带动运输带运动，被运输到刀下完成切片工作通过另一带轮带动齿轮运转，从而带动刀盘运转，是刀具绕刀盘旋转完成切割动作。如下图2-3所示：摇柄通过带轮同时带动另外两根轴运转，同步带动完成进料和切削的过程，但刚开始时红薯没能到达切削部位，因此切刀在这段时间要进行空载运转。具体传动图如下：图2-3运输带运动示意图切片原理通过带传动带动齿轮运转，从而带动刀盘旋转，使刀具绕刀盘旋转完成切割，而悬殊带周围的挡板起到了很好的定位作用，是切割过程顺利完成。如下图2-4、图2-5所示：图2-4图2-5（4）切片厚度的控制因为不同情况下说要求的切片厚度都不相同，所以厚薄度的可控性是非常必要的。为了解决这个问题，设计了一个简易的装置，在刀具的正前方设置一个可移动的挡板来挡住被切物。通过控制挡板和刀具的间隙来控制被切物的厚度。如图2-6所示图2-6 控制挡板2.2红薯切片机的力学设计根据机械设计手册第六卷查得人的肢体用力限度，可以做出如下设计：原定该机器为成年人使用，考虑到还有老人使用，成年人身高定为h=1.7m。成年人使用姿势为站姿，而且在使用过程中，手摇摇柄的过程主要使用推力和拉力。使用时手离开膝关节的水平距离定为500mm，手高于膝关节的距离为570mm。肘高0.6h，膝高0.2667h。所以查表得人在此姿势下的用力限度为227N。在这里我们要设计的是家用小型机械，取工作用力为100N，作为宽松环境用力。在这里也设计出该红薯切片机的工作年限及工作强度：预计工作年限为10年，1班制，工作时间为8小时。运动简图注：为了将机械中的运动情况尽可能的表现出来，该图个州的位置关系不完全合理，具体位置关系，以后面的尺寸关系设计图为准。图中：轴1、2、3、4、5皮带轮6、7、8、9V带10、11、12锥齿轮13、14刀盘15切刀16根据查表和实际情况，在这里设定红薯切片机动力源运动情况为：s=60r/minF=100N r=200mm艮即s=1r/s F=100n r=0.2m则初始功率P=Fv=Fw2kr=100xlx2x0.2xk=125.6w2.3带和带轮的尺寸设计2.3.1.带轮7和带轮8的设计计算设定轴2d=30mm,则轴2上的带轮7和带轮8设计如下：带轮7采用实心式，采用HT150,带轮7,的具体参数设计如下：n7=60r/mind=30mmd=2d=60mmd广2.5d=75mmV带选择Z型带da=77mmb=8.5mmh^=7.0mm中=34F.=7mme=12mm根据设定带轮8也采用实心式,HT150,带轮8的转速设定为n8=90r/min.则带轮8为相对带轮7的小带轮。由V7=V8可得dd7=1.5dd8。则dd8=50mm,d1=2d=40mm,d=20mmV带选择Z型da=52mmb=8.5mmhf二7.0mm中=340h=7mme=12mm带轮7和带轮8根据p广KAxP,由表8-7【机械设计课本P156】可以查得KA=1.0由0.7(d+d)<a0<2(d+d)可得带轮7和带轮8之间的中心距为d1 d2 d1 d2a0=2(d+d)=250mm。—+一兀 (d-d)2则带长l=2a0+—(dd+dd8)+—^7^—心—=697mm根据表8-2【机械设计课本P156】选取Ld=710mm,Kl=0.99实际中心距aaa、,Ld-Ldo代250+6.5代256.50+ 2又由于amin=a-0-15Ldamax=a+0.03Ld最终取a=260mm包角:a1a180-(dd7—dd8)>包角:gpaa180-2557^=174.5>901 。 260验证成立确定带的根数：根据实际情况，由于带轮7和带轮8之间受力较小，一根带足以传动力矩，所以这里设计带轮7和带轮8之间的V型带的根数为1根。带的材料选型参考机械工程手册和机械设计课本，最后总确定该处V型带的类型为绳芯V带，带型为Z型2.3.2.带轮7和带轮9的设计计算根据设计要求，设定带轮7和带轮9之间的传动比为1，所以d=d=75mmd=30mm则带轮9的具体参数和带轮7的相同d=2.5d=75mmda=77mmb=8.5mmdh=7.0mmf甲=34f.=7mme=12mm带轮7和带轮9根据P=KAxP,由表8-7［机械设计课本P156】可以查得KA=1.0,由0.7(d+d)<a0<2(d+d)可得带轮7和带轮8之间的中心距为d1 d2 0< d1 d2带轮7和带轮8根据p广KAxP,由表8-7［机械设计课本P156】可以查得KA=1.0由0.7(d+d)<a0<2(d+d)可得带轮7和带轮8之间的中心距为d1d2 d1 d2a0=2(d+d)=300mm则带长I=2a0+2(dd7+dd9)+"d74add'兀=600+x150+02=836mm根据表8-2【机械设计课本P156】可得Ld=900mm,k「1・03实际中心距a.a0+虬地.300+900-836.332mm0+ 2 2又由于amin=a-0-15Ldamax=a+0.03Ld最终取a=350mm包角180a1就180-(dd7—dd9)57^>90° a°验证成立即a1代180-0x57^=180>90° 260确定带的根数：根据实际情况，由于带轮7和带轮9之间受力较小，一根带足以传动力矩，所以这里设计带轮7和带轮9之间的V型带的根数为1根。带的材料选型参考机械工程手册和机械设计课本，最后总确定该处V型带的类型为绳芯V带，带型为Z型总结可得：轴2和轴4之间的中心距a=350mm，带轮7和带轮9包角180，带的O根数1根。带长900mm,带轮采用实心式HT150。〃7=6。,/minn9=60r/mind=75mmd=75mmd2=d4=30mm2.3.3.带轮9和带轮6的设计和计算根据设计要求，带轮6和带轮9的传动比为1，则可以很容易得到:dd9=dd6=75mm,d=30mm带轮9和带轮6的中心距为：Pa二KAxP,由表8-7【机械设计课本P156】可以查得KA=1.0，由0.3+d)<a(2d+d可得带轮6和带轮9之间的中心距为d1 d2 0— d1 d22 1+dd2)=300mm则带长I=瓦+|句6+dd9)+%^兀=600+x150+02=836mm根据表8-2【机械设计课本P156】可得L广900mm,匕=1.03实际中心距a机a°,虬丝机300+*机332mm0+ 2 2又由于amin=a—0.15Ldamax=a+0.03Ld最终取a=350mm包角180oa580-(dd—dd)57A90i° a。验证成立57.3即a】a180-0^^=18丞 90确定带的根数根据实际情况，带轮6和带轮9以及与他们配合的V带要承担传送带的作用将红薯运送到另一端的切刀附近，所以这条带要承受更多的力，因此在此选择用两条V带。V带选择Z型。总结得：轴1和轴4之间间距为L=350mm;带轮6和带轮9包角180，V带Z型20根；n=n=60,/min,d=d=75mm,d=d=30mm6 9 d6 d9 1 42.4.齿轮的设计2.4.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1） 选用标注锥齿轮（2） 锥齿轮的传动速度不高，因此选用8级精度，为一般齿轮（3） 材料选择选择齿轮13、14材均为40cr（调质），硬度280HBS（4） 选择齿轮13齿数z=24,a=20，齿轮13与齿轮14的齿数比为102.4.2按齿面接触疲劳强度计算先计算该齿轮所传递的转矩轴2的转矩T=Fxr=100x0.2=20N•mT则传递到轴3的转矩T=—=10N•m3 2所以齿轮13的转矩T13=10N•m=T14按齿面接触疲劳强度计算7 ；2kTu±1（ZZY、-3mr，们Jda确定公式内的各个计算数值：由表10-7【机械设计课本】选取齿宽系数Od=1，由图10-21e【机械设计课本】查得^g13=550物〃=。血14试选载荷系数kt=1.3

由N=njl=60x90xlxlx8x300x10=1.29x108n13=n14由图10-19【机械设计课本P207】可得K=K=0.96NH13NH14则［°HPSI”=Knh13SHlim13=0.96x550Mpa=528Mpa取失效概率为1%，安全系数S=1由表10-6查得Z=189.8Mpi2E由表10-30查得区域系数Zh=2-433由图10-30查得e13=£14=0.78则e=2e13=1.56计算d13t>2kTu±1(ZZ，22计算d13t>2kTu±1(ZZ，223京r、EJ23.36mmd取30mm2.4.3计算圆周速度V=兀dtn、—60x1000兀x30x90, m/s=60x10000.1413m/s2.4.4计算齿宽和模数b=①d=30mmm=K=30x1.8mm=2.25ntZ1 24h=2.25m=2.25x1.21=2.7225b/h=30=11.0192.72252.4.5计算载荷系数根据齿轮参数V=0.1413m/s,8级精度可由图10-8查得：K^=1.00;由表10-3查得*广K^=1.4;由表10-2查得：使用系数七=1故载荷系数K=七x、x匕xK^=1x1x1.4x1.4=1.962.4.6按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径'k ■1.3d1=d1Ik=30^^96=47.312mmVt2.4.7计算模数26.16324=26.16324=1.9732.4.8根据齿根弯曲疲劳强度计算设计mnj；'2帝『巳3中L。f（1）计算载荷系数由图10-13【机械设计课本】查得Kfb=1.35则K=七x%xK/Kb=1x1x1.4x1.35=1.89（2）由图10-20d查得齿轮的弯曲疲劳强度极限。=^fe2=500Mpa（3） 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数%=Kn2=0.91（4） 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳许用应力安全系数S=1.4，由式（10-12）得［。］=*fn1X。FE1=0.91x500MPa=325MPa=［。］F1 S 1.4 F2（5） 查取齿形系数由表10-5查得*]=*2=2.65,查得应力校正系数为Y1=Y2=1.58（6） 计算YY2.65x1.58—Fasa= • =0.01288，两者一样大。 325LF」（7） 设计计算mZF 2x技9x5 =1.9531x242x0.01298对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算得模数m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疲劳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，仅于齿轮直径有关，可由弯曲疲劳强度算得的模数2.25就近圆整为标准值m=2按接疲劳强度算得得分度圆直径d=36.667算出齿轮齿数z=4731注241 2这样设计的齿数传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，做到了结构紧凑，避免浪费。2.4.9锥齿轮的几何尺寸计算（1） 锥齿距Ru2+1c—v'1.52+1R=d =27x =24.3mm1 2 2（2） 齿宽bb=①rR=8.1mm圆整B=8mm（3） 计算6=arctan上=451 u°（4） 大小齿轮分度圆直径d1=d2=47.667mm第三章切片机具体零件的选择与设计3.1轴承的选择在设计中采用的轴承是滚动轴承，它是依靠元件间的滚动接触来支撑转动零件的。与滑动轴承相比，滚动轴承具有启动灵活，摩擦阻力小，效率高，润滑简便及易于互换等优点。按滚动体的形状我们又分为球轴承和滚子轴承。我们采用的是深沟球轴承，如下图3-1所示。深沟球轴承主要用于承受径向载荷，也可承受一定的轴向载荷。当轴承的径向游隙加大时，具有角接触球轴承的性能，可承受较大的轴向载荷。轴承组合的固定是通过内圈和轴之间的锁紧，外圈和轴承座孔之间的固定来实现的。在该设计中，红薯切片机的轴承主要承受径向载荷，几乎没有承受轴向载荷，而且转速较低。同时处于经济性原则考虑，我们选择了深沟球轴承，它的特点是主要承受径向载荷，也可同时承受小的轴向载荷，可大量生产，价格最低同时，根据设计需求，我在设计中需要的轴承的内径有15mm，20mm，30mm3中，根据GB/T276-1994，我最终选择6202（15mm）、6204（20mm）、6206（30mm）三种轴承。3.2传动带的选择在前面的设计中，我选择了皮带传动的传动方式。与其他传动方式相比，带传动的优点是：能缓和载荷冲击；运行平稳无噪声；制造安装精度不想啮合传动那样严格；过载时将引起带在带轮上打滑，因而可以防止其他零件的损坏；可以增加带长以适应中心距较大的工作条件；根据工作原理的不同，带传动可以分为摩擦型传动和啮合型传动。在摩擦型传动中，根据传动带的横截面积形状的不同，又可分为平带传动、圆带传动、V带传动和多楔带传动。由于V带允许的传动比大，结构紧凑，而且大多数的V带已经标准化。在这里比较符合我们的要求，因此，我们选择V型带。V带分为帘布芯V带和绳芯V带，绳芯V带柔韧性能好，主要用于载荷不大和带轮直径较小的场合。在这里我选择绳芯V带。同时，根据表8-1【机械设计课本P145】，我们选择Z型V带。考虑到我们要用其中两根V带作为传送红薯的传送带，单V带上表面较窄，在这里我要设计一种结构，既可以加大传动带的表面积，有可以增加传动带的摩擦力和红薯在传送带上的稳定性。向指导老师请教和查询资料后，我决定设计U形铁，设计如下图：具体尺寸设计如下图:具体尺寸：D=1,R=3（此处的两个孔为两个M3的孔，安上螺钉，以固定）L1=60,L2=12,L3=40U形铁的高度H=10mm在需要作为传动带的两根皮带上均匀的装上这种U形铁这样，既增加了传动带的传动面积，又防止了红薯在传动过程中的侧向移动，增加了传动带的摩擦，同时保证了两根带同步传动，避免了两个传动带中有一根皮带打滑造成的传动不平稳现象。3.3齿轮的选择在设计中选用直尺圆锥齿轮传动，用来传递两相交轴之间的运动和动力。圆锥齿轮的轮齿分布在圆锥体上，因此，他的轮齿一端大而另一端小，齿厚由大端到小端逐渐变小。圆锥齿轮的轮齿有直齿、斜齿曲齿三种类型。直齿圆锥齿轮易于制造，适用于低速轻载传动场合，而曲齿圆锥齿轮传动平稳，承载能理清，常用于高速重载传动的场合，但设计和制造较为复杂。斜齿圆锥齿轮传动则应用较少，说宜选用了直齿圆锥齿轮。3.4箱体的材料选择本次设计我要设计的是家庭用的小型机械，所以应尽量减少成本，减轻重量，所以想用金属材料作为箱体材料就有些不太合适了。所以这里我们要寻早一种更轻更便宜的材料作为箱体材料。最初我想到的是木质箱体，但用木质箱体的话又会有很多缺点：装配精度无法保证，易腐蚀朽坏，不能保证其工作年限。这些缺点决定了它不适合作为该机写的箱体材料。经过查阅资料和请教指导老师，我决定选用铝合金。铝抗大气腐蚀性好，易于加工成型具有良好的塑性和低的强度。单纯铝的强度硬度都较低，不适合制作手里的机械零件，向铝中加入适量的合金元素制成铝合金。这些铝合金既具有高强度又保持了纯铝的优良特性，以此我们选择铝合金作为箱体材料。但在这里我设计的机械需要的箱体壁较薄，加工不方便，所以我们采用焊接方法成型。具体图如下：经过查资料，我们选定Al-Si系铸造铝合金ZL102，然后进行焊接成形。铝合金焊接的特点是：（1）铝与氧的亲和力很大，极易氧化生成氧化铝。氧化铝组织致密，熔点高达2050摄氏度，覆盖在金属表面，能阻碍金属融合。氧化铝密度较大，易使焊缝形成夹渣缺陷。（2） 铝的导热系数较大，焊接中要使用大功率或能量集中的热源。工件较为厚大时应考虑预热。铝的膨胀系数也较大，易产生焊接应力与变形，并可能导致裂纹的产生。（3） 液态铝能吸收大量氢气，而固态铝却几乎不能溶解氢。因此在熔池凝固中易产生气孔（4） 铝在高温时的强度和塑性很低，焊接中常由于不能支持熔池金属而形成焊缝崩塌。因此需采用垫板进行焊接。目前焊接铝及铝合金的常用方法有氩孤焊、气焊、电焊、缝焊和钎焊。气焊常用于要求不高的铝及铝合金工件的焊接。因此决定用气焊焊接箱体。由于箱体中的轴系和皮带较多而且空间关系较复杂，这里不适合将箱体分为上下两个箱盖，因此，我决定将其分为前后两个箱盖，用螺栓螺母紧固，以便能顺利装配，图如下：装配时先将后盖的轴承装上，再装上轴、皮带轮、皮带、挡板等，最后进行配合，然后将箱体前后箱盖用螺钉螺母紧固，最后在安装外面的摇柄。这样既能保证安装精度，又方便拆卸。其安装先后顺序为后箱体一轴承一轴套一轴一皮带轮一轴承一前箱体一螺栓紧固。同时我们要在手柄处加装端盖，用螺钉紧固，以确保摇柄摇动过程中不会出现轴向移动的现象，确保配合的精度。摇柄的具体设计如下图：摇柄在设计时要考虑到设计最初保证的力矩长度，同时要保证摇柄在摇动过程中的强度，而且要便于拆卸，因此在此我们有必要对摇柄进行具体的尺寸设计，具体设计图如下。如果要在摇柄上安装螺钉，那在每次拆装的时候还要拆卸螺钉，非常不方便，不符合我们的设计理念，因此舍弃该思路。经过考虑之后，决定将摇柄安装处的光孔改为螺纹孔，同时将摇柄一端加工出台阶，并加工出螺纹，这样在选到一定程度后，台阶面将自动靠上另一面，起到定位的作用。具体设计如下图：

□-11 U_13.53.5摇柄的设计D1=13mmD2=30mmL1=200mmL2=30mmL3=100mmR=20mm为了装配时方便，我们特意在D1出加工了一端螺纹，方便安装和拆卸。3.6皮带轮的选择与设计V带轮有轮缘、轮辐和轮毂组成。根据轮辐的不同，V带轮可以分为实心式、腹板式、孔板式、椭圆轮辐式。V带轮的结构形式与基准直径有关。在这里，带轮基准直径小于2.5d，所以我们采用实心式。V带轮的轮槽与所选的V带的型号相对应。V带安装到轮槽中以后，一般不应与轮槽底部相接触。为此规定了轮槽基准直径到带轮外圆和底部的最小高度h.min和hmm。轮槽的工作表面粗糙度为3.2或1.6. flmmfmn铸造、焊接或烧结的带轮在轮缘、腹板、轮辐及轮毂上不允许有砂眼、裂缝、缩孔及气泡；铸造带轮在不提高内部应力的前提下，允许对轮缘、凸台、腹板及轮毂的表面进行修补；带轮转速高于极限转速的带轮要做静平衡，反之要做动平衡。

第四章红薯切片机轴系配合的尺寸设计4.1轴第四章红薯切片机轴系配合的尺寸设计4.1轴1及相关零件的尺寸配合设计d1=20mm,d2=30mmd3=35mm,d4=30mmd5=38mm,d6=20mmd7=24mml1=12mm,l2=100mml3=35mm,l4=139mmL=26mm图中有两个轴承，根据d1=20mm,可以得到轴承内径也为20mm。根据GB/T276-1994可以得到，轴承选择6204其尺寸为：D=47mm，d=20mmB=14mm带轮6：d=77mmd=75mmd=30mmd1=60mmb=8.5mmhf=7.0mme=34°f,=7mme=12mm图中的键选择平键根据GB/T1096-2003选择键为bxh=8x7槽深4mm,长L=22mm根据其配合得到轴承6204的配合为内圈为过渡配合，外圈为过盈配合。d1的极限偏差为？20+0.05，d6的极限偏一0.05差为？20+0.05，d4的极限偏差为930+0.015，键的配合为间隙配合，所以键宽的极限偏-0.05 -0.015差为80 。同时要保证d3段的圆跳动，d4段的圆跳动和圆柱度，以及键槽的对称度。-0.036具体数值见图。4.2轴2及相关零件的尺寸配合设计d1=20mm,d1=20mm,d8=16mm,d9=14mml1=12mm,l2=100mm,l3=23mm,l4=48mm,l5=5mm,l6=127mm,l7=30mm,l8=28mm,L=50mm,L1=2mm,L2=10mm,L3=26mm图中有两个轴承，根据d1=20mm,可以得到轴承内径也为20mm。根据GB/T276-1994可以得到，轴承选择6204，其尺寸为:D=47mm，d=20mm,B=14mm带轮7：d=77mm,d=75mm,d=30mm,d1=60mm,b=8.5mm,h=7.0mm,甲=34°,f=7mma d d f mine=12mm图中的键选择平键根据GB/T1096-2003选择键为b*h=8*7槽深4mm，长L=44mm根据其配合得到轴承6204的配合为内圈为过渡配合，外圈为过盈配合。d1的极限偏差为中20+0.05，d6的极限偏差为中20+0.05，d4的极限偏差为中30+0.015，键的配合为-0.05 -0.05 一0.015间隙配合，所以键宽的极限偏差为80顷6。同时要保证d8段的圆跳动，d4段的圆跳动和圆柱度，以及键槽的对称度。具体数值见图。4.3轴3及相关零件的尺寸配合设计d1=15mm,d2=20mm,d3=24mm,d4=24mm,d5=30mm,d6=20mm,d7=30mmd8=15mm,d9=20mml1=7mm,l2=129mm,l3=25mm,l4=5mm,l5=14mm,l6=10mm,l7=127mml8=134mm在这里我选择锥齿轮，根据前面的计算，我们可以得到，锥齿轮的分度圆直径d=47mm，B=8mm，z=24，m=2。图中有两个轴承，根据d1=15mm,可以得到轴承内径也为15mm。根据GB/T276-1994可以得到，轴承选择6202，其尺寸为:D=32mm，d=15mm,B=9mm图中有两处键槽，我们选择平键，尺寸分别为上面的键为键1，下面的键为键2。根据GB/T1096-2003选择键1为bxh=6x6槽深3.5mm，长L=20mm.键2为bxh=6x6槽深3.5mm，长L=10mm。带轮8：d=52mm,d=50mm,d=20mm,d1=40mm,b=8.5mm,h=7.0mm,^=34°,f=7mma d d f mine=12mm根据其配合得到轴承6202的配合为内圈为过渡配合，外圈为过盈配合。d1的极限偏差为中15+0.015，d2的极限偏差为中200 ，d6的极限偏差为中20-0.015，d9的极限偏-0.015 -0.03 -0.025差为中150键的配合为间隙配合，所以键宽的极限偏差为60 。同时要保证d8段的-0.03 -0.036

圆跳动和圆柱度，d2段的圆跳动和圆柱度，以及键槽的对称度。具体数值见图。4.4轴4及相关零件的尺寸配合设计d1=20mm，d2=30mm，d3=35mm，d4=30mm, d5=40mm,d6=24mm,d7=20mml1=12mm,l2=100mm,l3=23mm,l4=10mm,l5=139mm,l6=151mm带轮9：d=52mm,d=50mm,d=20mm,d1=40mm,b=8.5mm,h=7.0mm,(p=34°,f=7mma d d f mine=12mm图中有一个键槽，我们选择平键。

根据GB/T1096-2003选择键1为bxh=8x7,槽深4mm,长L=32mm。图中有两个轴承，根据d1=20mm,可以得到轴承内径也为20mm。根据GB/T276-1994可以得到，轴承选择6204，其尺寸为:D=47mm，d=20mm,B=14mm根据其配合得到轴承6204的配合为内圈为过渡配合，外圈为过盈配合。d1的极

限偏差为？15+0.015，d4的极限偏差为？20-0.01，d7的极限偏差为？20-0.01，键的配合

-0.015 -0.05 -0.05为间隙配合，所以键宽的极限偏差为80 。同时要保证d2段的圆跳动和圆柱度，d4-0.036段的圆跳动和圆柱度，以及键槽的对称度。具体数值见图。4.5轴5及相关零件的尺寸配合设计d1=20mm，d2=35mm，d3=30mm，d4=35mm，d5=65mm；l1=24mm,l2=191mm,l3=61.5mm,l4=16mm,l5=20mm,l6=16mmD