【某肉类切片机总体参数设计计算6000字】

目录 11.1基本结构 21.2设计原则 41.3功率消耗 41.3.1螺旋刀片的功率计算 51.1.2螺旋刀盘空转功率 61.4带传动的计算 71.4.1带传动设计 71.4.2选择带型 71.4.3确定带轮的基准直径并验证带速 81.4.4确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角 81.4.5确定带的根数z 9 91.4.6确定带的张紧力F0 91.4.7带轮的材料的选择 101.4.8带轮结构的确定 101.5减速器的设计 121.5.1传动装置的运动和动力参数计算 121.5.2第一级齿轮传动的设 131.5.3按齿面接触强度设计 14 161.5.4按齿根弯曲强度设计 161.5.5几何尺寸计算 171.5.6第二级齿轮传动的设计 18 201.5.7按齿根弯曲强度设计 201.5.8几何尺寸计算 211.5.9箱体尺寸计算与说明 221.5.10轴的设计计算及校核 231.低速轴的设计计算及校核 261.5.11滚动轴承的选择和计算 291.中间轴轴承的计算 313.低速轴轴承的计算 321.5.12键连接的选择和计算 331.高速轴与联轴器键联接的选择和计算 331.中间轴与小齿轮键联接的选择和计算 333.中间轴与大齿轮键联接的选择和计算 334.低速轴与齿轮键联接的选择和计算 345.低速轴与联轴器键联接的选择和计算 341.1基本结构肉类切片机根据切片厚度和切片速度的需求，设计结构主要由电动机、带传动（皮带、大小带轮）、减速器、组合切片刀具（螺旋刀片组合）、刀轴、防止螺旋刀片运动妨碍螺旋刀片的可旋转环联轴器、轴承、切片容器、和机架组成。如图2-1和2-2所示：图2-1肉类切片机示意图切片容器1.连接片3.电动机4.连接螺母5.底板6.机架7.减速器图2-2肉类切片机剖面的简图8.轴承9.容器外壳10.螺旋到轴11.连接螺母11.刀具固定套13.容器内14.刀轴固定15.螺旋刀具16.可旋转环17.物料出口1.2设计原则将需被加工的肉放入进料口后，打开电动机，电动机在带传动和减速器的传动下带动刀轴旋转，旋转的刀轴带动螺旋刀片进行工作，由垂直放置的螺旋刀片进行肉片加工工作，垂直放置的螺旋刀片之间可以调节间距，以对不同需求的肉片进行切割，为防止相邻之间的刀片具有接触碰撞的可能，在刀片同一侧放置了防止刀片运动妨碍刀片工作的可旋转刀片保护换，可以阻挡相邻刀片之间的碰撞，这样被加工的肉片在可旋转环的推动下进入到出料口进行收集使用。本次设计的切片机设置为垂直式，进料口呈放射状大口，不仅可以一次性加工大量的肉片，还可以方便对刀片的换用和改变间距以供不同需要，并且该设计结构简单，操作方便，便于维修和装填。，采用螺旋刀片组合，可以加快切片效率，保障刀片的耐用程度。拟定产量不小于每小时30kg,可以切出0～10mm厚的片状肉类以及其他食品，工作周期为8h，寿命为20年。1.3功率消耗根据公式2-1:2-1式中：V——总体积，M——切割总质量，kg——肉类切片机密度，kg/。由M=30kg,=kg/，带入到以上公式，算出总体积V=7.5，设7厘米是喂入切割截面的半径所示截面面积：。从而解得总长度为。由于要求一天工作周期8小时，所以得切割速度：。而设切割平均长度是3.5mm，螺旋刀片的频率算得。1.3.1螺旋刀片的功率计算由功率公式2-2所示：（2-2）式中：F——螺旋刀片的，设值800NV——转速，由速度公式2-3：,（2-3）式中：——螺旋刀片的转角速度，rad/sr——螺旋刀片的的半径,m从角速度公式2-4：（2-4）式中：f——螺旋刀片的割频率功率公式由2-5计算可得：2-51.1.2螺旋刀盘空转功率螺旋刀示意图如图2-3所示：图2-3螺旋刀片示意图由力学公式2-6：（2-6）式中：J——螺旋刀的转动惯量，kg.m——螺旋刀片的转速，rad/s;由转动惯量公式2-7：（2-7）式中：M——螺旋刀片的质量，kgr——螺旋刀片的半径，单位m动螺旋刀片根据切肉片的需求和肉片材质的设定，本次刀片选组可以快速锋利切割的采取直刃型，按照市场要求，选取的刀片半径100毫米,螺旋桨叶厚1.5毫米，螺旋刀片的叶宽20毫米,材质用食用级304钢,调质处理，刃口淬火，硬度是HRC62-65。根据设定，该种类的刀片质量为：故而则电机所需功率为：根据故选择电动机为YVP132M—4（变频调速三相异步电动机）。它具有体积小、重量轻、电气性能良好、经济指标先进等优点，而且结构牢固、使用方便，易于维修。它的主要参数如下表2-1。表2-1YVP132M—4型电动机的主要参数表电机型号标称功率额定电流额定转矩堵转转矩/额定转矩转速YVP132M—47.5KW15.5A49N.M1.252840r/min表2-2电动机的安装技术参数中心高/mm外型尺寸/mmL×（AC/2+AD）×HD底脚安装尺寸A×B地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸D×E装键部位尺寸F×GD132515×345×315216×1781238×8010×431.4带传动的计算1.4.1带传动设计根据上文可知该V带需要传递的功率为P=7.5kW,由电动机的转动速度和减速器的初始速度设定转速n1=2840r/min,n2=986r/min带传动功率公式由2-8：2-8根据《机械设计》中选得。即。1.4.2选择带型普通V带的带型的选择的依据是按它的设计功率以和小带轮的转速来设定的，根据《机械设计》带型表综合各因素带设定，A型。1.4.3确定带轮的基准直径并验证带速现根据《机械设计》带轮最小基准直径表取带轮基准直径为：所以，设误差验算带轮的传动比：误差满足条件。②带轮的带速验证带速合适。1.4.4确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角由中心距离公式2-9：2-9代入数据得：解得：，设定基准公式2-10：2-10通过《机械设计》查得Ld为1250mm实际中心距满足条件。1.4.5确定带的根数z根据V带根数公式2-11：2-11式中：N1—每根V带传动的功率；N0——为单根V带在的功率，现取；C1——为包角系数，现取将上述各数据代入到公式2-11中得：1.4.6确定带的张紧力F0根据公式2-122-12式中——V带速度（m/s)；——V带每米长的质量（m/s)。由V带单位长度的质量表查得，可知A型普通V带的单位长度质量q=0.1kg/m,故QUOTEF0=500PczυQUOTE=133.46(N)计算带传动作用在轴上的载荷1.4.7带轮的材料的选择带轮的材料在实际生产中主要采用铸铁，常用的材料为HT150和HT200，对于转速要求比较高带轮的宜采用铸钢材料，而对于小功率的可采用铸铝或塑料材料。对于上文介绍的选择为选用V带轮的材料为铸铁，材料牌号为HT150。1.4.8带轮结构的确定铸铁V带轮的典型结构有以下几种形式：实心式，腹板式，孔板式，椭圆轮辐式。带轮轮辐的结构设计是根据带轮的基准直径进行选择的，其选择如下：

（1）实心带轮：带轮大小区于(dd≤(1.5～3)d时)适用，请参见图2-4a。

（2）腹板带轮：带轮大小区于(dd≤300mm时)适用，请参见图2-4b。

（3）孔板带轮：带轮大小区于((dd－d)＞100mm时)适用，请参见图2-4c。（4）椭圆轮辐带轮：带轮大小区于(dd＞500mm时)适用，请参见图2-4d。（a）（b）（c）（d）图2-4带轮结构类型带轮一般放在轴的端部，可以先求出轴的最小直径，初步确定大带轮轴的最小直径根据公式2-13得2-13代入上述计算数据，因为轴的最小直径处为安装带轮处，所以轴的此处轴头处需要安装键槽，为了不降低轴的强度和寿命，则此处的轴颈要增大5%～7%，即，在设计中，考虑轴头处的弯曲疲劳强度，所以轴的最小处直径应比理论计算的要大一些，而且要符合一般的经验数值，故取。带轮的其他结构尺寸，可根据经验公式计算根据以上对大小带轮的计算，综合数据绘制带轮如下：图2-5小带轮结构图图2-6大带轮结构图1.5减速器的设计传动装置的总传动比要求为：又由于取解得： 1.5.1传动装置的运动和动力参数计算（1）各轴转速（2）各轴功率工作机效率传动装置各部分的效率，查表得8级精度齿轮传动效率弹性联轴器传动效率齿式联轴器传动效率球轴承传动效率（一对）球轴承传动效率（一对）球轴承传动效（一对）（3）各轴转矩1.5.2第一级齿轮传动的设选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）由于斜齿轮啮合性能好，传动平稳，噪声小，重合度大，承载能力强，故第一级选用斜齿圆柱齿轮传动2）运输机为一般工作机器，速度不高，由表10-4可选用8级精度3）由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS4）初选小齿轮齿数为20，则大齿轮齿数，圆整取=925）初选螺旋角1.5.3按齿面接触强度设计按教材公式试算，即（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数2）选取区域系数3）查得，故4）由表选取齿宽系数5）由表查得材料的弹性影响系数6）由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限7）由式计算应力循环次数8）由图查得接触疲劳寿命系数9）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由式得计算1）试计算小齿轮分度圆直径直径，由公式计算得2）计算圆周速度3）计算齿宽及模数4）计算齿宽与齿高之比齿高5）计算纵向重合度6）计算载荷系数已知使用系数由,8级精度，由图查得动载荷系数由表查得由表用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，由图查得故载荷系数7）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得8）计算模数1.5.4按齿根弯曲强度设计由式（1）确定公式内的各计算数值1）由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲强度极限2）由图查得弯曲疲劳寿命系数3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，由式得4）计算载荷系数5）根据纵向重合度，由图查得螺旋角影响系数6）计算当量齿数7）查取齿形系数由表查得；8）查取应力校正系数由表用插值法得；9）计算大、小齿轮的并加以比较大齿轮的数值较大（2）设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数，圆整取；，圆整取1.5.5几何尺寸计算（1）计算中心距，圆整取（2）按圆整后的中心距修正螺旋角（3）计算大、小齿轮的分度圆直径（4）计算齿轮宽度圆整后取1.5.6第二级齿轮传动的设计1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）该级为低速级齿轮传动，选用直齿圆柱齿轮传动2）运输机为一般工作机器，速度不高，由表10-4可选用8级精度3）由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为4）初选小齿轮齿数为，则大齿轮齿数1.按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数2）由表选取齿宽系数3）由表查得材料的弹性影响系数4）由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限5）由式计算应力循环次数6）由图查得接触疲劳寿命系数7）计算接触疲劳许用应力取失效概率为，安全系数，由式得（2）计算1）试计算小齿轮分度圆直径直径，代入中较小的值2）计算圆周速度3）计算齿宽4）计算齿宽与齿高之比模数齿高5）计算载荷系数根据，8级精度，由图查得动载荷系数直齿轮，由表查得使用系数由表用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，查图得故载荷系数6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得7）计算模数1.5.7按齿根弯曲强度设计由式得弯曲强度的设计公式为（1）确定公式内的各计算值1）由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲强度极限2）由图查得弯曲疲劳寿命系数3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，由式得4）计算载荷系数5）查取齿形系数由表查得6）查取应力校正系数由表用插值法得7）计算大、小齿轮的并加以比较大齿轮的数值大（2）设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，取=4已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径=103.64来计算应有的齿数，圆整取，圆整取1.5.8几何尺寸计算（1）计算分度圆直径（2）计算中心距（3）计算齿轮宽度取1.5.9箱体尺寸计算与说明名称符号具体数值箱座壁厚8mm箱盖壁厚8mm箱盖凸缘厚度12mm箱座凸缘厚度12mm箱座底凸缘厚度20mm地脚螺钉直径20mm地脚螺钉数目4轴承旁连接螺栓直径16mm盖与座连接螺栓直径12mm轴承端盖螺钉直径10mm视孔盖螺钉直径6mm定位销直径10mm、、至外箱壁距离26mm、22mm、18mm、、至凸缘边缘直径24mm、20mm、16mm轴承旁凸台半径20mm铸造过渡尺寸、4mm、20mm大齿轮顶圆与内箱壁距离10mm齿轮端面与内箱壁距离9mm箱盖、箱座肋厚、8mm、8mm箱体其他尺寸由后续计算与画图确定1.5.10轴的设计计算及校核1.中间轴的设计计算及校核中间轴的受力情况如图图2-7中间轴受力图(1)计算齿轮受力第一级大斜齿轮受力分析（）周向力径向力轴向力第二级小直齿轮受力分析（）周向力径向力(2)做出弯扭矩图以轴左端为原点，经简化后各段长度分别为水平方向：解得垂直方向：解得弯矩图如下：扭矩，扭矩图如下:（3）校核轴的强度载荷水平面H竖直面V支反力,弯矩总弯矩扭矩T=389910根据上表中数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力（公式中）由表1查得45钢的许用弯曲应力符合要求。1.低速轴的设计计算及校核低速轴的受力情况如图（1）计算齿轮受力由作用力与反作用力可得(2)做出弯扭矩图以轴左端为原点，经简化后各段长度分别为水平方向：解得解得弯矩图如下：扭矩，扭矩图如下:（3）校核轴的强度载荷水平面H竖直面V支反力,弯矩,总弯矩扭矩T=1223590根据上表中数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力（公式中）由表查得45钢的许用弯曲应力符合要求。1.5.11滚动轴承的选择和计算1.高速轴轴承的计算查手册可知角接触球轴轴承7208AC的基本额定动载荷C=35.2KN。（1）求两轴承受到的径向载荷和由力与力矩平衡方程，求得两轴承受力为又左端承受到径向载荷右端承受到径向载荷（2）求两端轴承的计算轴向力和对于70000AC型轴承，查得派生轴向力因为，，由教材式13-12又由表有：而对于右端轴承所以，x又由表取，则当量动载荷为：因为所以按轴承1来计算寿命（3）计算轴承寿命（式中）符合要求。1.中间轴轴承的计算查表可知角接触球轴轴承7309AC