毕业设计（论文）-面包切片机设计

1面包切片机设计系（部）专业学号学生姓名指导教师提交日期前言1.1研究的目的和意义面包是一种经过发酵的烘焙食品。它的基本原料是以酵母粉、小麦粉、淀粉等，添加适量的脂类、糖、鸡蛋、食用添加剂、新鲜果汁，经搅拌工序、酵母进行发酵、整形、成形、醒发、烘烤等工序，最终完成的具有松软组织的烘焙食品。虽然各个国家都普遍食用面包，但是，从不同的历史发展和饮食习惯中来看，把面包作为日常主要的食物的国家大多数还是集中在北美洲、欧洲、澳大利亚、南美洲、中东部分国家以及曾经经历过欧洲殖民主义统治的非洲、亚洲的一些国家等。随着不断和不同地区的国家的习俗、文化等交流的增加，中国也逐渐增加了一些西式面包，它们造型新颖，口味独特，让我们对面包进行了重新的认识。它在制作工艺、口感、口味等方面的不同，都给我们以偶中独特的感觉。而且现在中西文化的发展也逐渐融入到面包的制作过程中，逐渐成为一种新型的流行美食，不仅博得广大人们的喜欢，而且在市场的占有率也很大。切片机是简单工作原理的设备，是利用锋利的切片，按照宽度的比的物体和材料切成一小片。应用到生产制造或其它用途。面包切片机发展迅速，市场也有对于家用型和商用型的面包切片的供应。在发展上已经达到了新的高度。最近国际经济的快速发展，人们的生活水平大幅度提高，对小型设备的要求也逐渐提高。小批量的生产趋势在家庭中逐渐产生，加上以后面包供不应求的需求量，价格适宜且功能强大的面包切片机将有很大的发展空间。也是以后必不可少的价格低廉的自动化设备。1.2国内外研究现状切片技术在国外七十年代末已经成熟，八十年代中期，大多数切片机都可加工的大直径单晶达到125毫米（5英寸）以上，像瑞士这样的迈尔-布格耶的水平圆切片机内切刺棒直径可达Ф304.8mm（12英寸）。在一年或两年后，80年代中期，切片技术到鼎盛时期，非常的多功能全自动切片机已经商品化。对不同切片机形式结构来说，主要分为立式和卧式两种，其支撑方式主要有滚动轴承或者空气轴承。有外圆切片，也有内圆切片，切片的数量也有很大的不同，但是以单刀切片的种类较多。在八十年代中期，一种切割机—线锯,悄悄切割设备市场。它具有独特的设计，完全和传统的切割技术不同。它是利用一根钢丝，在四个导轮上来回缠绕，来形成一排锯带，通过锯带高速运转，将碳化硅磨料传送到设备中，进而产生线切割。它的优点是成本比较低，尺寸偏差较小，具有很好的表面平整度，效率很高。线锯的上市应用，打开了本世纪切割技术新征程。我国于20世纪70年代开始切片机的技术。起初，我国的切片机广泛应用于中药、蔬菜、肉类等领域，其中马铃薯的应用尤为突出。切片机在我国研究和发展方面历史也有30多年，也有一定的发展，但与西方国家也有差距，切片技术没有得到广泛应用。但在我国现有的切片机厂家如山东省洋牌马铃薯切片机诸城市大洋食品机械厂，400型，600型等，但是我国的切片机的发展及使用仍然没有从根本上突破。中国缺少核心技术，在制造业中面临很大的难题，代工生产仍然是“中国制造”的普遍存在的生存模式。在中国生产的产品，表面上列出了很多高端技术，事实上，其核心技术都来自国外。面包的制作已不再是困难。生产工具、原料和成分是现成的。可以根据适合自己的口味，根据自己的想法来设计，制作出属于自己的面包。现在的许多大学生创业和就业，面包市场是一个很好的机会。因此，一个合理的价格、简单的易上手、面包切片功能操作简单，对他们在做面包的过程带来巨大便利。但面包切片机在这个阶段主要是在国内小作坊的大规模生产。小批量生产的面包切片机主要运用在面包商店，在家里，家用设备越来越智能化，纯体力劳动已不再应用。面包的口感不一样，人工部分工作效率不高，同时也有很多的不便，机器切出的面包比人工要好很多，所以小作坊型的面包切片机的市场需求量日益增大。但随着计算机、机械、电气、信息等技术的快速发展，面包切片机将朝着以下方向发展：重复精度高:精度达到指定点的准确程度,它和驱动解决和反馈设备有关。重复性是指如果多次重复操作。随着微现代控制技术和电子技术的发展，切片机的重复精度将会变得越来越高，它将有更加的广泛的应用领域，比如会用运作军事工业或航天工业范围内。模块化：模块化拼装的面包切片机。可完成各种食品切割。优良的足位精度也是新一代面包切片机的一个重要特点。模块化面包切片机使同一面包切片机可能由于应用不同的模块而具有不同的功能，扩大了面包机的应用范围，是面包切片机的一个重要的发展方向。1.3研究的主要内容，面包的间歇输送可以利用棘轮来实现，面包的切片与分离动作可采用曲柄滑块机构实现，以最大程度的缩小动力消耗和结构尺寸。由于面包有不同的材质和形状，进行优化工作部件和传动部件，使其运动参数和结构参数达到最优。2设计方案的确定2.1面包切片的设计要求原始数据：1）面包切片厚度：10mm；2）面包的切片长度（即切片高度）范围：100～150mm；3）切刀切片时最大距离（即切片宽度）：200mm；4）；5）6）电机功率：、1390r/min2.2技术原理面包成型后，经过烘焙后进行切片。电机带先利用带轮进行减速，在经过减速机构进行减速，然后利用棘轮带动滚筒，带轮带动刀具实现面包的切片。，要使每一片面包的大小都一样，必须每一次切的过程都一样。而通过改变间歇的输送距离或者间歇运动的速度，可调整最后面包切片的厚度。.此装置操作方便，安全可靠，节约能源，结构简单。2.3装置操作将烘焙好的待切的面包放在传送带相应的位置，切割前可以根据自己需要将切片机调整到相应的档位，进行不同面包厚度的切割，接通电源，启动电机后，切片机便开始运作起来，待切割的面包快切完之前，继续安放下一个待切面包，从而实现进行批量切割。2.4核心部件的设计切刀的往复直线移动可采用偏置凸轮机构、曲柄滑块机构、组合机构、齿轮齿条等；。2.4.1面包的间歇直线运动方案一：槽轮机构槽轮：是用来实现直线间歇运动的装置。通过拨盘上的圆销进入槽轮的槽，从而带动槽轮，使其转动，然后带动传送带进行直线运动，在此情况下切刀是悬置状态；当圆柱销在槽轮的槽外时，没有带动槽轮运动，槽轮是静止状态，此时切刀开始进行切割。通过改变槽轮的槽数及飞轮的尺寸，改变传送带运动速度，进而改变蛋糕的运动距离，进行面包切片厚度的调节。如图2-1所示图2-1槽轮机构方案二：不完全齿轮机构 当不完全齿轮与从动轮上轮齿上轮齿处于啮合状态下时，从动轮开始转动，进而带动传送带进行直线运动，在这个情况下切刀处于悬置状态；当两个轮上齿轮不处于啮合状态是，从动轮处于静止状态，此时切片进行切割。图2-2不完全齿轮机构方案三：棘轮机构面包的进给运动靠棘轮机构执行，所切面包的长度就是每一次的运动距离。设计棘轮每转动一定角度，就会改变和控制长度，面包就运动一定距离。图2-3棘轮机构2.4.2切刀的直线往复运动方案一：凸轮机构从动杆导向杆的往复运动可以由一个封闭的或闭凸轮的旋转来驱动，以满足刀片切割点的要求。当推杆的行程增大时，切削刀具进行切割，当推杆达到最大时，刀具到达最低点。当推杆达到最小值时，刀具达到最高点。图2-4凸轮机构方案二：曲柄滑块机构切割面包是由直线往复运动带动的，这是用于曲柄和固定在导轨上的曲柄的整个转动的。曲柄以恒定的速度运动，滑动块为往复直线的运动，往复运动可以均匀，也可以不均匀。曲柄滑块具有急回的特性，能大大提高工作效率。如图2-5所示。2-5曲柄滑块2.4.3减速系统蜗轮蜗杆：很大的传动比是通过此机构来得到的，交错轴齿轮机构没有涡轮蜗杆结构紧凑；线接触是两齿轮啮合齿面间的接触方式，斜齿轮机构的承载能力大大低于蜗轮蜗杆承载能力；蜗杆的传动方式是螺旋传动，传动方式是多齿啮合，具有自锁性，噪音小、传动平稳等特性。其传动效率不仅低，磨损现象也会因此出现。如果用蜗轮蜗杆的啮合来实现传动方式，轮齿间的啮合有较大的滑动速度。滑动速度和齿面发热程度成正比，会导致磨损消耗严重。通常采用抗磨性与减摩性好的材料来解决散热和磨损的问题，但是这种材料价格昂贵，成本较高；蜗杆具有较大的轴向力。齿轮机构：这种传动机构在现代机械中应用最为广泛。具有使用寿命长、工作可靠、传动效率高、空间结构紧凑和适用范围广等优点。但同时也有成本较高、精度较低、噪音和振动较大等缺点。生产齿轮需要专用的设备和机床，提高了工作的复杂性。但是轴间距离较大的传动不适合用齿轮进行传动皮带机构：是用皮带带动两个带轮运动的传动方式。原理是借助皮带和带轮之间的摩擦来进行动力或运动的传递。优点：载荷冲击平缓；运行平稳；噪音小；制造和安装精度低；可防止零件的损坏；工作范围适用广。缺点：会打滑和弹性滑动的现象，传动比不准确；带的使用寿命不长。2.5设计方案的确定2.5.1面包的直线间歇移动机构的确定槽轮机构操作和结构都很简单，在其工作状态下，传动比其他方式的传动稳定。传动角能被准确的控制。由于槽轮在启动和停止加速过程中速度有较大的变化，会产生一个冲击。并且减少槽的数量，旋转速度会急剧增加，因此在高速运动的场合中不适用槽轮机构。除此之外，每次转过的角度靠槽轮的槽数影响，需要改变槽轮的槽数才能改变旋转的角度，这样的话槽轮机构必须重新进行设计。因此在不经常调整旋转角度的运动中多使用槽轮机构。槽轮机构制造工艺复杂，不能很好的改变传动角。故舍弃。不完全齿轮做间歇转动的冲击很小。不易改变旋转的角度，加工和制造比较复杂，适用的范围比较小。故舍弃。棘轮具有很简单的结构，有较小的外形尺寸，机械传动效率也很高，传动平稳，可以很方便的调节传动角度，面包厚度可以通过此机构进行调节。因此，棘轮机构使用此面包切片机的使用。故采用。2.5.2切刀往复运动机构的确定凸轮机构在传动机构中应用广泛，它有自己独特的优点：1) 设计简单，很强的适应性，能实现从动件的复杂运动。2) 具有紧凑的结构，能准确有效的进行控制，同时也有很好的运动特性，使用方便。缺点：有较差的可调性。而且，由于凸轮有较复杂的轮廓曲线，在加工方便比较困难。故舍弃。曲柄滑块机构有如下结构特点：1) 结构和制造简单，成本比较低2) 构件通过低副来实现传递的，面接触为低副接触，面积承载力较小，机构有很大的承载能力。3) 可实现远距离的动力和运动的传递。故采用。2.5.3减速机构的确定只能在一定的距离范围内涡轮蜗杆机构才能产生较大的传动比，所以不适合连续旋转的运动，而且机构成本高效率低，性价比低。皮带能缓冲负荷冲击，运行噪音低，并能平稳运动，有较低的制造精度和安装精度，过载保护也很强。所以利用皮带进行高速传动，低利用齿轮进行低速传动。综上所述，切片的长度可以通过棘轮机构进行调节，且棘轮机构具有简单的加工和设计方式，很方便的进行改变切片的厚度。刀的往复运动通过曲柄滑块机构进行实现，传动的力较大，并且生产成本低、制造简单，适合面包切片机上的应用。3带及带轮的设计3.1V带设计1.确定计算功率Pca由[2]中查得工作系数KA=1.1，故Pca=1.1×0.55KW=0.605KW2.选择V带带型据Pca和n由[2]中图8-11选用Z型带。3.：（1），由[2]中表8-7和8-9，取小带轮直径dd1=75mm。（2）验算带速v，有：因为在之间，故带速合适。(3）取dd2=280mm新的传动比i==3.4754(1)据[2]式8-20初定中心距(2)计算带所需的基准长度由[2]表8-2选带的基准长度L=1330mm（3）计算实际中心距中心局变动范围：5.验算小带轮上的包角6.计算带的根数z（1）计算单根V带的额定功率P由dd1=75mm和n1=1390r/min查[2]表8-4a,得P=0.3KW根据n1=1390r/min，i=3.475和Z型带，查[2]8-5得P=0.03KW查[2]表8-6得Kα=0.91，KL=1.13，于是：Pr=(P0+P0)KLKα=（0.3+0.03）1.130.91=0.34KW（2）计算V带根数z取2根。7.由[2]中表8-3得Z型带的单位长质量。所以应使实际拉力8.计算压轴力Fp压轴力的最小值为：Fp=2F0sin=2250.190.96=193.23N3.2V带轮设计3.2.1传动装置的运动和动力参数计算电动机轴：转速：n=1390输入功率：P=P=0.55KW输出转矩：T=9.55=9.55=3779NmmⅠ轴（高速轴）转速：n=400r/min输入功率：P1=P=0.523KW输入转矩：T1=9.55II轴（中间轴）转速：n2=125r/min输入功率：P=P=0.502KW输入转矩：T=9.55Ⅲ轴（低速轴）转速：n3=40r/min输入功率：PP=0.482KW输入转矩：TNⅣ轴（输出轴）：转速：输入功率：P4=P3=0.482×0.99=0.477KW输入转矩：N各轴运动和动力参数表3.1轴号功率（KW）转矩（）转速（r/min）电机轴0.55377913901轴0.52312486.64002轴0.50238352.81253轴0.482115077.5404轴0.47711388340表3.1各轴运动和动力参数表3.2.2V带轮结构的设计a.带轮材料：选用铸铁HT150b.小带轮结构尺寸：结构型式采用实心轮。c.大带轮结构尺寸：初步计算大带轮孔径：d≥A03初步选择减速器输入轴的材料为45钢，调质处理。取A0=110，则：减速器输入端的最小直径：dmin≥110×3P1n取dI-II=16mm，即大带轮孔径d大带轮孔径=d=16mm。查[2]中表19-5得：采用四孔板轮式，腹板厚度为s=10mm，确定尺寸如下：轮缘槽尺寸(V带型号SPZ)：bd=8.5mm，hamin=2.0，hfmin=7.0，e=12，f=7，δmin=5.5mm，取δ=6mm轮缘宽度B=Z-1外径d2轮槽角φ=38°d1=1.8~2L=1.5~2.0d=24~32，取s1≥1.5s=1.5×10=15mm，D1d0=V带轮的结构如图3-1所示，图3-1v带轮结构图3.2.3刀具带轮设计由于切片的频率为40r/min，棘轮和刀具的运动频率相同，故两个带轮大小相等，根据3.3.2进行计算，算得带数为1，带轮直径为40.5mm。4齿轮传动设计4.1高速级齿轮设计4.1.1.选定齿轮类型，精度等级，材料及模数1）2）因为面包切片机转速不高，故用8级精度，3）材料的选择。由[2]表10-1选择小齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS，大齿轮的材料为45钢（正火）硬度为200HBS，两者硬度差为40HBS[2]；4）选小齿轮齿数为Z1=20，大齿轮齿数则Z2=iZ1=3.2×20=64。4.1.2按齿面接触疲劳强度设计（1）确定公式中各数值[2]1）试选。2）由[2]表10-7选取齿宽系数[2]。3）计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知：T14）由[2]表10-5查的材料的弹性影响系数5）由[2]图10-25d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。6）。=[24×Zε7）计算接触疲劳许用应力。计算应力循环次数：取接触疲劳寿命系数KNH1=0.90；KNH1=0.93。取失效概率为1％，安全系数S=1，有[σH]1=K[σH]2=K(2)计算确定小齿轮分度圆直径，代入[σH]中较小的值1）计算小齿轮的分度圆直径，由计算公式可得：2)3）4）。已知使用系数，据，8级精度。由[2]图10-8得Kv=1，KFα=1.由[2]图10-13查得KFβ=1.309，由[2]图10-3查得KHα=KHβ=1故载荷系数：5）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径：6）计算模数mm=d/z=32.75/20=1.64mm4.1.3按齿根弯曲疲劳强度设计由[2]中式（10-7）试算模数：（1）确定计算参数1）计算载荷系数。=1.52）由[2]图10-17查得3）查取应力修正系数由[2]图10-18查得，4）由[2]图10-24c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极，大齿轮的弯曲疲劳强度极限[2]5）由[2]图10-22取弯曲疲劳寿命系数，。6）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1，则有：7）计算大、小齿轮的，并加以比较=经比较大齿轮的数值大，所以取==0.01888）（2）调整齿轮模数1）计算实际载荷系数前的数据准备。①圆周速度v。v=②齿宽b。③宽高比b/hh=b/h=20.4/2.29=8.92)计算实际载荷系数KF①根据，8级精度，由[2]中图10-8查得动载系数②由Ft1=2T1/d1=2×12486.6/20.4=1224.2N③由[2]中表10-4用插值法查得KHβ=1.402，结合b/h=8.9，查[2]中图10-13，得KFβ=1.25。则载荷系数为3)由[2]中式（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数对比计算结果，可由弯曲疲劳强度算得模数，取标准值m=1。计算小齿轮分度圆直径d1=32.75，算出小齿轮齿数z1取z1=33，则大齿轮齿数z2=uz1=3.2×33=105.6这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4.1.4几何尺寸计算（1）（2）计算中心距=69.5mm（3）计算齿轮宽度考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略加宽，即b取b1=40mm，，即。4.1.5齿轮强度校核（1）齿面接触疲劳强度校核如上方法计算，先计算[2]中式（10-10）中各参数计算结果：=齿面接触疲劳强度满足设计要求。（2）齿根弯曲疲劳强度校核按前述类似做法，先计算[2]中式（10-6）各参数结果为：齿面弯曲疲劳强度满足设计要求。4.1.6主要设计结论齿数z1=33、z2=106，模数m=1mm，压力角α=20°，中心距a4.2低速级齿轮设计4.2.1.选定齿轮类型，精度等级，材料及模数1）按要求的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动；2）因为面包切片机转速不高，精度等级为8级；3）选择材料。由[2]中表10-1选择大齿轮材料为45钢（正火）硬度为200HBS，小齿轮的材料为45钢（调质）硬度为240HBS，两者硬度差为40HBS；4）初步选择齿数为Z1=20的小齿轮，大齿轮齿数Z2，初定传动比i=3.125，则Z2=iZ1=3.125×20=62.5，取。4.2.2按齿面接触疲劳强度设计按[2]中公式：（1）确定公式中各数值1）试选。2）由[2]中表10-7可查得选取齿宽系数。3）小齿轮传递转矩的计算，由前面计算可知：，n=40r/min。4）由[2]表10-5查的材料的弹性影响系数。5）由[2]图10-25d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。6）由[2]式中（10-19）计算解除疲劳强度用重合度系数Zεε=[24×tan31.79°-tan20°Zε7）计算接触疲劳许用应力。计算应力循环次数：NN取接触疲劳寿命系数。取失效概率为，安全系数，有[σH]1==522MP[σH]2==502MP(2)计算确定小齿轮分度圆直径，代入[σH]中较小的值1）计算小齿轮的分度圆直径，由计算公式可得：2)计算圆周速度。3）计算齿宽bb=∅dd1t4）计算载荷系数K。已知使用系数，8级精度。由[2]图10-8得Kv=1，KFα=1.由[2]图10-13查得KFβ=1.309，由[2]图10-3查得KHα=KHβ=1。故载荷系数：5）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径：6）计算模数mm=d/z=47.73/20=2.39mm4.2.3按齿根弯曲疲劳强度设计由[2]中式（10-7）试算模数：（1）确定计算参数1）计算载荷系数。2）查取齿形系数由[2]图10-17查得，。3）查取应力修正系数由[2]图10-18查得Y=1.58，Y=1.764）由[2]图10-24c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极，大齿轮的弯曲疲劳强度极限5）由[2]图10-22取弯曲疲劳寿命系数，。6）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1，则有：[]=197.8Mp[]=186.9MP7）计算大、小齿轮的，并加以比较=经比较大齿轮的数值大，所以取==0.01888）试算模数（2）调整齿轮模数1）计算实际载荷系数前的数据准备。①圆周速度v。dv=②齿宽b。b=③宽高比b/hh=b/h=29.6/3.33=8.892)计算实际载荷系数KF①根据，8级精度，由[2]中图10-8查得动载系数②由Ft1=2T1/d1=2×③由[2]中表10-4用插值法查得KHβ=1.402，结合b/h=8.9，查[2]中图10-13，得KFβ=1.25。则载荷系数为3)由[2]中式（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数m=对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲计算的模数，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，可取由弯曲疲劳强度算得的模数，取标准值。计算小齿轮分度圆直径d1=47.73，算出小齿轮齿数z1=取z1=24，则大齿轮齿数z2=uz1=3.这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4.2.4几何尺寸计算计算公式由[1]中查得（1）计算分度圆直径（2）计算中心距=101mm（3）计算齿轮宽度b=考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略加宽（5～10）mm，即b取b1=54mm，而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即b24.2.5齿轮强度校核（1）齿面接触疲劳强度校核按前类似做法，[2]中先计算式（10-10）中各参数计算结果：代入（10-10）得=齿面接触疲劳强度满足设计要求。（2）齿根弯曲疲劳强度校核按前述类似做法，先计算[2]中式（10-6）各参数结果为：齿面弯曲疲劳强度满足设计要求。4.2.6主要设计结论齿数z1=24、z2=77，模数m=2mm，压力角α=205.轴的设计5.1输入轴的设计（1）选择轴的材料选取45钢调质，硬度230HBS，强度极限σB=640MPa，屈服极限σs=355MPa，弯曲疲劳极限（2）初步估算轴的最小直径取A0=110，则：减速器输入端的最小直径：dmin≥110×3P1n考据到在轴段I-II处键槽对轴的强度影响，需要将轴的直径增加7％，取dI-II=16mm，即大带轮孔径d大带轮孔径=d=16mm。（3）轴的结构设计图5-1输入轴装配草图输入轴的结构域设计如图5-1所示。该轴的各段的长度确定如下：a.轴的各段直径确定：自右向左第一段轴：d1=16mm；第二段轴：d2=23mm，（取定位轴间高度h=3.5）；第三段轴：d3=25b.轴的各段长度确定;自右向左第一段轴：l1=24（带轮轮毂宽B=26mm）；第三段轴：l3=2+∆4+B=2+10+15=27mm，式中∆4—轴承内侧端面与箱体内壁的距离，一般取10～15mm，B—轴承宽度；第二段轴：l2=2+δ+c1+c2c．轴上零件的轴向定位：。按，查[3]中表15-20得：选用普通平键C5×16（GB1095-79），键的截面尺寸为b×h=5×5，键槽用键槽铣刀加工，长为16mm（标准键长见GB1096-79），同时为了保证v带轮毂与轴具有良好的对中性，采用H7/k6的配合方式。通过过渡配合保证轴承与轴的轴向定位，轴的直径尺寸公差为m6。d．轴间处的过渡圆角：由[3]中表13-15查得，轴间II处的过渡圆角半径r=0.4mm，其余轴间处的圆角半径r=0.5mm，轴1端的倒角为1.2×45°，轴7端的倒角为1.6输入轴的最终尺寸如图5-2所示图5-2输入轴5.2输入轴的强度校核1.按弯扭合成应力校核轴的强度（图5-3）图5-32.计算作用在小齿轮1上的力：FFF3.计算支反力垂直面（v面）：ΣFF=ΣFF=水平面（H面）ΣFFΣFF垂直面弯矩：MM水平面弯矩：M合成弯矩：MM转矩T=12486.6Nmm4.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核危险截面的强度，从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面A是轴的危险截面。则根据[2]式15-5及上面的数据，取=0.6轴的计算应力:=6.47MP选用轴的材料为45钢，进行调制处理，可查得[]=60Mp，，故安全。5.3中间轴的设计计算（1）选择轴的材料选取45钢调质，硬度230HBS，强度极限σB=640MPa，屈服极限σs=355MPa，弯曲疲劳极限（2）初步估算轴的最小直径取A0=110，则：减速器输入端的最小直径：dmin≥110×3P2n2=110×考据到在轴段I-II处键槽对轴的强度影响，需要将轴的直径增加7％，取dI-II=20mm，即大带轮孔径d大带轮孔径=d=20mm。（3）轴的结构设计中间轴的结构设计如图5-4所示。该轴的各段直径和长度的确定如下：图5-4中间轴装配草图（4）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）段齿轮为高速级，由前面计算的齿轮的D为31mm，为了使套筒端面与大齿轮可靠地压紧此轴段应略短于齿轮轮毂宽度。故取l=31mm，=20mm。2）III-IVl=8mm，d=24mm。3）IV-V段为低速级小齿轮的轴向定位，，=20mm。4），齿轮定位用套筒来解决，安装在其左端，取l=37mm，。（5）轴上零件的周向定位通常采用平键连接作为轴与齿轮间的连接。按由[5]P表4-1查得平b,按d得平键截面b=6其与轴的配合均为。用过渡配合进行解决其轴向定位，在此选用轴的直径尺寸公差为m6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸由[3]中表13-15查得，轴间II处的过渡圆角半径r=0.4mm，其余轴间处的圆角半径r=0.5mm，轴两端的倒角为1.2×45°。中间轴的最终设计如图5-5所示5-5中间轴5.4中间轴的强度校核1.计算作用在大齿轮1上的力：FFF2.作用在小齿轮2上的受力FFF3.计算支反力垂直面（v面）：ΣFF=ΣFF=水平面（H面）：ΣFFΣFF垂直面弯矩：MMM=M水平面弯矩：MM合成弯矩：MM转矩T2=38352.8Nmm轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图如图5-6所示图5-6弯矩和扭矩图4.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，危险截面的强度是我们常用的校核，从轴的弯矩图以及结构图和扭矩图中，对于截面B则根据[2]式15-5及上面的数据，取，轴的计算应力45钢是我们选取的材料，处理方式是调质，由[2]中表15-1查得[，。对于IV的右侧由[2]表15-1查得由[2]表3-8查得，由[2]附图3-4查得由[2]中和得碳钢的特性系数，取，故综合系数为故IV右侧的安全系数为>S=1.5故该轴在截面IV的右侧的强度也是足够的。综上计算所得该轴安全。5.5低速轴的设计1.求轴上的功率，转速和转矩：，n=40r/min，T=115077.5Nmm2.求作用在齿轮上的力：已知低速级大齿轮的分度圆直径为d=154mm而F=F=F1494.5544N3.初步确定轴的最小直径：初步计算最小直径的轴，45钢是我们选取的材料，处理方式是调质，因此根据[2]中表15-3，取A=110，于是得：d=A22mm同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩T=K查[2]表14-1取K=1.5.则：T可选用HL2型弹性柱销联轴器。其公称转矩为315Nm。半联轴器孔径，故取，半联轴器长度,。4.轴的结构设计图5-7低速轴装配草图（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1)段的直径d；左端应用轴端挡圈进行定位，取轴端挡圈直径。半，为保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴上，故I-II段长度应比L略短一些，现取L=44mm。2）。据d=30mm和方便拆装的情况，应取L=30mm。3）=35mm，从轴承标准件应选用6207型号轴承，其尺寸为d=35mm72mm17mm，L=26mm由于右边是用轴肩进行定位，dIVV=40mm，LIVV=45.5mm，dVVI=50mm，LVVI=10mm。4）取安装齿轮段轴径为，通过计算算出，取l=104mm。齿轮右边段为轴套定位，，则此处。取。（3）平键连接作为半联轴器与轴的连接。按d由[5]表15-50查得平键截面b，键槽用键槽铣刀进行加工长，其长度为28mm。选择半联轴器与轴之间的配合为，同样齿轮与轴的连接用平键进行连接,查表可知键的长度为b×h×L=12×8×28mm，，用过渡配合来实现轴承与轴的周向定位，。由[3]中表13-15查得，轴间II处的过渡圆角半径r=0.5mm，其余轴间处的圆角半径r=0.8mm，最左侧轴端倒角为1.6×45°，最右侧轴端倒角为2×45°低速轴的最终尺寸如图5-8所示图5-8低速轴最终尺寸5.6低速轴的强度校核1.按弯扭合成应力校核轴的强度（图5-9）图5-9轴的强度校核2.计算作用在大齿轮4上的力：FFF3.计算支反力垂直面（v面）：ΣFF=ΣFF=水平面（H面）ΣFFΣFF垂直面弯矩：M水平面弯矩：M合成弯矩：M=转矩T3=115077.5Nmm4.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，危险截面的强度是我们长校核的，从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面A是轴的危险截面。则根据[2]式15-5及上面的数据，取轴的计算应力:选用轴的材料为45钢，进行调制处理，可查得[]=60Mp，，故安全。6轴承寿命的计算6.1输入轴上的轴承寿命计算预期寿命：轴承型号6205已知N，9.8×107h>72000h故输入轴上的轴承6205在有效期限内安全。6.2中间轴上轴承寿命计算预期寿命：轴承型号6202已知，3885256h>36000h故中间轴上的轴承6202在有效期限内安全。6.3输出轴上轴承寿命计算预期寿命：轴承型号为6207已知10×107h>72000h故输出轴上的轴承6207满足要求。7键的强度校核7.1输入轴上键的校核查[2]中表6-2得许用挤压应力为I-II段键与键槽接触疲劳强度l=L-0.5d=16-0.5×5=13.5mm故此键能安全工作。7.2中间轴上键的校核查[2]中许表6-2得许用挤压应力为段键与键槽接触疲劳强度故此键能安全工作。段与键槽接触疲劳强度l=L-b=25-6=19故此键能安全工作。7.3输出轴上键的校核查[2]中许表6-2得许用挤压应力为段键与键槽接触疲劳强度l=L-b=28-8=20mm故此键能安全工作。IV-V段与键槽接触疲劳强度l=L-b=28-12=16mm故此键能安全工作。8机构零件尺寸的设计8.1曲柄摇杆机构设计经过市场调查，面包的厚度基本在10mm左右，所以，本面包切片机设计10mm进行切割计算，即棘轮转动的角度为30。对于棘轮机构的传动，设计一个曲柄摇杆机构，在摇杆上安装一个棘爪，从而进行推动棘轮，实现棘轮的转动，棘轮上在固定上一个皮带轮，可以通过此机构带动皮带轮。如图8-1曲柄摇杆简图所示。8-1曲柄摇杆简图令该曲柄摇杆的行程速比系数K=1，可以计算出该机构的极位夹角θ=180°则A、B、C三点在同一直线上，如图8-2所示图8-2θ=0时曲柄摇杆结构简图令CD=140mm，AD=180mm，BC=160mm，AB=r，∠C1DC2=φ则AC1=460-r，AC2=160+r得C1C2=2r所以r=140sinφ2当φ=30验证曲柄不定点性存在：因为r+180〈160+140，且最短杆为连架杆，所以存在曲柄AB。r的调节：在实际生产零件中，杆件AB是连接在轴上的连杆，B是用松螺栓进行连接，调节B的位置从而改变r的大小。8.2棘轮机构设计棘轮机构主要是执行面包的进给运动，棘轮每运动一次，就是面包所切得长度。为了能更好的控制和改变长度，应设棘轮转动一个角度，面包运动5mm，设计棘轮总共有24个齿，每个齿15度。因为设计面包切片的厚度为10mm，棘轮转动的角度为30度。曲柄摇杆的设计见8.1。棘轮见图8-3。图8-3棘轮棘爪与棘轮啮合时的受力分析如图8-4所示图8-4棘爪的受力分析Pn—正压力，F—摩擦力；在工作时，棘爪在Pn和F作用下，能自动滑入棘轮的齿槽内。要满足两者对O2的力矩的条件：Mpn〉MF将力分解为径向和切向分量，Pn因为F=Pnf，带入得：tanα>f=tanφ所以α>φ当f=0.2时，φ=11.5°，取α=20°。图8-5棘轮几何尺寸棘轮的其它相关尺寸：齿数：z=24，顶圆直径：da=120mm，模数：m=da/z=5，齿间距：p=πm=15.7mm，齿高：h=0.75m=3.75mm，齿顶弦长：a=m=5，棘爪长度：L=2p=31.4mm8.3传送带带轮尺寸设计摇杆转动α=15°，面包即皮带向前移动l=5mm，由此可得α解得：r即皮带轮的半径ra9曲柄滑块机构设计当刀具切削速度较大时，切片刀口会比较平滑整齐。因此，切刀机构应该简单实用，运动灵活，运动空间尺寸紧凑，故应曲柄滑块机构来实现。如图9-1所示图9-1曲柄滑块机构设短杆为L1，长杆为L2(d解得l1=160mm，l2=200mm。10刀具的设计此滑块机构主要是执行切刀的上下往复运动。由于所切面包的厚度最大为150mm。所以，切刀在面包上上下运动才能切割面包。根据市场面包的尺寸进行调查，最大的面包长×宽=150mm×150mm，所以设计的刀片为160mm×150mm，并在机架上安装刀片的机架壁上设置两个平衡槽，使刀片平稳运动。刀具采用45号钢进行制作，由于设计的刀片只是进行切割面包，而面包的质地很软，所以对刀具进行调制处理，然后对刀口进行淬火处理，使其硬度达到55HBS。刀具的顶端与曲柄摇杆进行焊接连接。11箱体结构尺寸的确定在电动装置中箱体有很多作用，它可以保障内部轴系运转良好，保护内部系统不被外界干扰和破坏，保护操作人员不被内部零件伤到等等。所以在电装箱体设计中不能马虎，要保证设计的箱体有足够的刚度、密封性足够好、尺寸合理等，这些都是设计箱体要考虑到的基本问题。根据设计得到设计箱体基本尺寸：箱体材料选HT200，有力的工作面箱体厚度为10mm，其他部分箱体厚度为5mm，根据齿轮的大小来设计箱体的尺寸。用M8的螺栓进行箱体间的连接。上面是设计的主要尺寸，其他的结构和尺寸可以适度的类比同类的零件，用经验设计。箱体结构可以说不仅仅是外观的视觉感受，它还影响了整个机器结构运行的整体效果，所以说箱体的结构尺寸也是一个大问题，包括它螺钉的安装位置，螺栓凸台的位置，以及安装的配合都是应该考虑在内的。结论本设计主要设计一款自动化程度高的面包切片机，经过设计和校核，得出以下结论：1.电动机型号：Y801-42.V带型号：Z1080GB/T13575.1-