【某肉类切片机的刀具及轴的设计计算3400字】

目录TOC\o"1-3"\h\u17441某肉类切片机的刀具及轴的设计计算 133521.1刀具的设计 171991.2刀具参数设计 2206221.3刀具轴的设计 342641.1.1主轴的直径的选择 377031.1.2轴承的选型及校核 458271.1.3主轴前端悬伸量 5274591.1.4求主轴的支承的跨距 635601.1.5主轴结构图 6293021.1.6轴的组件的验算 662801.4键的选择与校核 13162761.4.1小带轮上键的选择与校核 133491.4.2大带轮上键的选择与校核 151.1刀具的设计刀具的选择和设计关系着对肉类切制的好坏程度，设计合理的刀具可以很大程度上提高切片的效率和速度。根据调查，市场上多用于一字刀头、十字刀头和螺旋刀头进行食物加工，其中一字刀头适合对水果类较软材质食物的切割，十字刀头多适用于对较硬材质的粉碎，如破壁机和豆浆机中常用此类刀头，月字刀头也称为螺旋刀头，常用于对肉类这种韧性和黏性较硬材质的切片，因此本次设计所选用的刀头为月字螺旋刀头，采用食用级304，调和制成，具有耐磨、耐腐蚀性好的特征。刀具设计示意图如3-1所示：图3-1螺旋刀示意图1.2刀具参数设计刀具的几何参数对粉碎食品的颗粒度以及粗细程度有着很大的影响，为了保证超细粉碎，现对粉碎刀片进行如下参数设计：查相关刀具的公式如下3-1:3-1其中：——刀片刃部任一点的线速度m／s；n——刀片的旋转速度rpm；－刀片刃部任一点至旋转中心的距离mm；r－刀刃起始点半径mm；R—刀刃终止点半径mm；（1）刀刃的起讫位置根据市场上的调查发现切片机的刀具旋转线速度一般在10—45m/min之间最为理想，因此由这些数据可估算出刀刃的起讫位置，即刃的起点半径和终点半径R。根据式得：当时，当时，，圆整后可得：（2）刀刃的前角对于刀刃的前角也需要进行设计，在确定刀片旋转速度之后，如果前角大，那切割食品所需要的的力和产生的热与消耗的能量则少；反之，如果前角过小的话，则在切割食品时就会消耗更多的能量，并且费时费力。但前角很大时，因为刀具的散热体积会过小，而导致了刀具在切割食品时不能对刀具进行及时的冷却。所以综上所示，刀具的前角需要设计在一定的合理范围之内。一般情况下前角(如果刀具质软取大值，反之刀具质硬取小值)（3）刀刃的后角一般后角度的范围取：(刀具质软取大值，反之刀具质硬取小值)。（4）刀刃的初始刃倾角初始刃倾角按下式3-2计算：3-2式中：r－刀刃起始点半径(mm)；R－刀刃终止点半径(mm)；b－叶刀片外端宽度（mm）;－初始刃倾角；（5）最后取得：前角，后角，刃倾角；设计刀具长度200mm，高度约50mm的切割宽度，是设计参数螺旋刀片如下，使用半径为100mm时，螺旋桨叶片厚度为5mm，宽度20毫米螺旋刀片。1.3刀具轴的设计作为承载刀具的轴，其不仅只是用于带动刀具进行旋转，还要有一定的强度和抗弯能力，电动机传递的动力经过带传动和减速器后达到轴上，在轴的带动下实现对肉类的切片，轴上不仅有刀片，还设置有防止阻碍刀具运动的可旋转环，因此需要对轴的材料和强度进行选择和校核，并且满足旋转精度、刚度、抗振性、防止热变形、耐磨性的要求。1.1.1主轴的直径的选择根据表3-1初选。表3-1主轴前轴颈直径D1的选择机床机床功率（千瓦）1.47～2.52.6～1.61.7～5.55.6～7.37.4～1111～14.7车床60～8070～9070～10595～130110～145140～165铣床50～9060～9060～9575～10090～105100～115外圆磨床—50～9055～7070～8075～9075～100按选择原则，初选主轴前支承新型号是7206C，接触角是15°的角接触球轴承。1.1.2轴承的选型及校核额定动载荷公式如3-3：3-3式中：P—当量动载荷，N；fh—寿命因数；1fn—速度因数；0.822fm—力矩载荷因数，该值若小就选1.5，右大就选2；fd—冲击载荷因数；1.5fT—温度因数；1CT—轴承尺寸及性能表中所列径向基本额定动载荷，N；假设轴承仅承径向载荷，当量动载荷的计算公式如下3-4：3-4取，，；所以，。代入公式：校对轴承的额定静载荷。额定静载荷的公式3-5：式中：—当量静载荷，N；—安全因数—轴承尺寸及性能表中所列径向基本额定静载荷，N。其中深沟球轴承，它的当量静载荷和径向载荷是一样值。安全系数设则轴承的基本额定静载荷为：能够达到条件。1.1.3主轴前端悬伸量为了提高主轴组件的刚度，选择时可以的减少悬伸量a。表3-2主轴的悬伸量与直径之比类型机床和主轴的类型a/D1Ⅰ通用和精密车床，自动车床和短主轴端铣床，用滚动轴承支承，适用于高精度和普通精度要求0.6～1.5Ⅱ中等长度和较长主轴端的车床和铣床，悬伸量不太长（不是细长）的精密镗床和内圆磨，用滚动和滑动轴承支承，适用于绝大部分普通生产的要求1.25～2.5Ⅲ孔加工装置，专用加工细长深孔的装置，由加工技术决定需要有长的悬伸螺旋桨叶杆或主轴可移动，由于切削较重而不适用于有高精度要求的装置>2.5根据上表，设计是Ⅱ型，因此设值a/D1为1.25～2.5，得到：初选。1.1.4求主轴的支承的跨距设为宜。合理跨距计算公式3-5：初取。1.1.5主轴结构图根据上述数据设计主轴结构可初做如图3-2所示：图3-2主轴结构图1.1.6轴的组件的验算主轴组件简化为简支梁如图3-3所示：图3-3主轴组件简化为简支梁主轴组件简化为固定端梁如图3-4所示：图3-4主轴组件简化为固定端梁轴上挠度公式3-6：3-6其轴上挠度变形图如3-5所示：图3-5固定端梁在载荷作用下的变形得到主轴端部的最大挠度结果如下：最大倾角公式如3-7所示：3-7主轴倾角计算出来是：挠度、倾角当量时，主轴的刚度可以达到要求。把已知数据和放到公式，算出以下结果：开始设计的主轴满足刚度要求。（1）求在带轮上的作用的力而圆周力F，径向力F及轴向力F的方向请参见图3-6所示。图3-6轴的载荷分布图（2）初步确定轴的最小直径（1）初步估算得到轴的最小直径。设定轴的材料为45钢,调质处理。按照表中计算令，得到（3）轴的结构设计（1）定义按照第直径和长度的要求的轴的轴向定位预选的滚动轴承为单列圆锥滚子轴承的精度标准（GB/T297-1994）30217型，设计低速轴结构示意图如3-7所示：ⅠⅡⅢⅣⅤⅥⅦ图3-7低速轴的结构设计示意图轴段各个详细数据如表3-3所示：表3-3低速轴结构设计参数段名参数Ⅰ-ⅡⅡ-ⅢⅢ-ⅣⅣ-ⅤⅤ-ⅥⅥ-Ⅶ直径/mm65H7/k68085m690H7/n610485m6长度/mm10567.546861244.5键b×h×L/mm20×12×9025×14×70C或R/mmⅠ处2×45oⅡ处R2Ⅲ处R2.5Ⅳ处R2.5Ⅴ处R2.5Ⅵ处R2.5Ⅶ处2.5×45o对轴段各个轴径进行校核计算的公式如下：.表3-4低速轴设计受力参数载荷水平面H垂直面V支反力＝4966.34N，＝3960.59N＝2676.96N，＝679.68N弯矩M＝283578.014＝152854.416＝48665.09总弯矩＝322150.53,＝287721.45扭矩T1410990（5）按弯曲应力检查抗拉强度合成鞋面设0.6计算的应力轴式子同下：验证此轴安全。轴6准确疲劳检查对轴段截面进行校核如下：（1）Ⅳ截面的左边故而抗弯截面系数为：故而抗扭截面系数为：Ⅶ截面的右边的弯矩M如下Ⅳ截面上的扭矩为：截面上的弯曲的应力为：截面上的扭转的切应力为：轴的材料为45钢，调质处理。从相关书本找出截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及，因经插值后查得得出结论是轴的材料的敏性系数为故有效应力集中系数按式为尺寸系数；扭转尺寸系数。轴按磨削加工，得表面质量系数为轴为经表面强化处理，即，得综合系数为得碳钢的特性系数，取，取于是，计算安全系数值故可知其安全。（2）Ⅳ截面的右边抗弯截面系数抗扭截面系数Ⅶ截面的右边的弯矩M为Ⅳ截面上的扭矩为故而截面上的弯曲的应力如下故而截面上的扭转的切应力如下过盈配合处的，用插值法求出，设，于是得轴按磨削加工，得表面质量系数为轴为经表面强化处理，即，得综合系数为查找有关的知识得到及3-2碳钢的特性系数，故而，故而故而，计算安全系数值，678/0算出，所以这个轴的截面Ⅳ右边的强度是满足要求的。1.4键的选择与校核1.4.1小带轮上键的选择与校核本设计中采用的所有键都为A型圆头普通平键，材质45钢，键的尺寸在带轮上的数据同表3-7所示：表3-7小带轮上键的尺寸轴键键槽半径r公称直径d公称尺寸bh宽度b深度公称尺寸b极限偏差轴t毂一般键联结轴N9毂9公称尺寸极限偏差公称尺寸极限偏差最小最大88780-0.0360.0184.0+0.250.4（1）键的剪切强度校核键中的动力传递过程中，受破坏的剪切强度，如下3-8所示：图3-8键剪切受力图式中：。许键剪切应力，得出结论，估计前轴为的扭矩，剪切强度如公式：式中：D为带轮轮毂直径机构合理。（2）键的挤压强度校核平键受力的上和下侧下面所示的条件：图3-9键挤压受力图从得出结构合理1.4.2大带轮上键的选择与校核大带轮上选A型圆头普通平键，材质45钢，键的尺寸在带轮2上时的数据3-8所