3766 硬脆材料內(nèi)圓切片機的設計

3766 硬脆材料內(nèi)圓切片機的設計,材料,切片機,設計 11 前言玉竹又名尾參，玉參、萎蕤、鈴鐺菜,為百合科玉竹,以根狀莖入藥。根莖味甘、微苦，具有養(yǎng)陰潤燥、生津止渴的功效，適用于肺胃陰傷、燥熱咳嗽、咽干口渴、內(nèi)熱消渴等病的治療，并可作高級滋補食品、佳肴和飲料。 另栽培玉竹經(jīng)濟效益十分可觀，是農(nóng)民生產(chǎn)致富的一條好門路。玉竹產(chǎn)量很高，2 年生玉竹一公頃最高可產(chǎn) 75000 千克，一般可產(chǎn) 45000 千克；3 年生玉竹一公頃最高可產(chǎn) 12000 千克，一般可產(chǎn) 75000 千克。切片加工要求尾參已經(jīng)成為半干品，并已拔須。由于它的內(nèi)部結構，決定它只允許豎著切片，而不能在其他任何方向切。同時，切片厚度要比較小和均勻。目前，尾參的加工，主要停留在落后的手工加工階段，無以應對大規(guī)模生產(chǎn)和大批量的加工需求，特別是用手按著藥物，刀片在底下切割的形式，限制了人的自由和提高了勞動強度，降低了工作效率,所創(chuàng)造的效益也極其的少，難以達到現(xiàn)在市場的需求，目前國內(nèi)也有一些切片機，但它們的效率也不是很高，如由邵陽神風動力制造有限責任公司研究的一種玉竹切片機每小時可加工玉竹片２０－３０公斤，玉竹片最長可達２０－３０ｃｍ長。 因此本人對以前的切片機進行參考，進行改進，將其刀片改為旋切式的，提高機構的切片效率設計出此作品。22 設計思路及整體方案2.1 整體設計思路本人設計的旋切式湘玉竹切片機，主要是由電動機經(jīng) V 帶降速并傳遞給平帶動力，從而使平帶進行旋轉運動，使刀片對湘玉竹進行旋切。由齒條和彈簧的的配合使得刀片在切完一箱湘玉竹后，立即更換物料箱，并且壓緊物料進行切割。見圖 1。2.2 設計方案通過平帶的傳動與切割，完成切片過程；同時使用齒條和彈簧使得壓緊元件能夠很好的壓緊，在即將切完時迅速的退出并且更換物料箱；至于刀片，將其用鉚釘釘入平帶中，物料箱固定在機架上的導軌上，隨著平帶的旋轉運動，刀片也跟著運動，同時，在平帶上安裝了 8 把刀片，使得其效率非常的高。2.3 機構示意圖小平帶輪1——通過它的軸與V帶軸連接，為主動輪；機架2——通過它支撐與連接機架平臺，起到固定的作用； 機架平臺3——用來支撐物料箱上的導軌；平帶4——在上面安裝刀片，切片的同時也支撐物料；定位元件5——用電機控制它的運動情況，在切片的時候固定物料箱；壓緊輪6——用來壓緊平帶，保證平帶的強度；刀片7——用鉚釘鉚在平帶上，切片的元件；壓緊機構8——它與電機配合，用來壓緊物料；物料箱9——用來盛放物料的裝置；導軌10——設計在物料箱的兩側，正好架在機架平臺上；支撐板11——支撐平帶；大帶輪12——機構的從動部件。34567891012231圖2.1 切片機示意圖1-小平帶輪 2-機架 3-機架平臺 4-平帶 5-定位元件 6-壓緊輪7-刀片 8-壓緊機構 9-物料箱 10-導軌 11-支撐板 12-大平帶輪43 電動機的選擇作為動力源頭，它的選擇是否恰當，關系到整個機構的性能。它的選擇包括選擇類型、結構形式、容量（功率）和轉速，并確定型號。電動機類型和結構形式要根據(jù)電源（交流或直流） ，工作條件（溫度、環(huán)境、空間尺寸等）和載荷特點（性質(zhì)、大小、啟動性能和過載情況）來選擇。電動機結構有開啟式、防護式、封閉式和防爆式等，可根據(jù)防護要求來選擇。同一類型的電動機又具有幾種安裝形式，應根據(jù)安裝條件來確定。作為本次設計需要，重點在電動機的選擇上，而功率又是選擇的根本，針對此機構工作特點，將其歸入平穩(wěn)負載連續(xù)工作制電動機功率的選擇。額定功率的計算：95mznepe??:（3.1）式中 pe----電動機額定功率（kw） ；Pz----負載功率（kw） ；----折算到電動機軸上的靜負載轉矩（n.m） ；mzne----電動機額定轉速（r/min） 。另根據(jù)實驗（見表1）可得切一根玉竹的力大約在20N左右，而本人設計的物料箱的寬度為300mm，所需切片的湘玉竹先經(jīng)過初選，其直徑為平均為15mm，即物料箱中可以擺放下20根玉竹，其整體切一次需力約400N。表 3.1 通用剪切報告執(zhí)行標準 試樣寬度（mm） 最大載荷（N）通用剪切試驗標準 1.57.51522.55.7737.6237.0241帶輪軸所需功率為 ??5kWkFvPw0.21540???（3.2）考慮到傳動裝置的功率消耗，電動機的輸出功率為 ??55?wdP?（3.3）式中， 為從電動機到小帶輪軸之間的總效率， = =0.903 , ?1234:=0.99 為彈性聯(lián)軸器的傳動效率， =0.98 為一對滾動軸承效率， =0.98 為1?2 ?一對滾動軸承傳動效率， =0.95 為彈性聯(lián)軸器與 v 帶的傳動效率 。4???1電動機的輸出功率為 =2.2 kW，因此本人的設計中電動機的型號為dPY132S-6 ，額定功率為 3kW，轉速為 960r/min。??564 聯(lián)軸器的選擇普通的聯(lián)軸器有剛性聯(lián)軸器和撓性聯(lián)軸器之分，剛性聯(lián)軸器由剛性零件組成，無緩沖減振能力，適用于無沖擊，被聯(lián)接的兩軸中心線嚴格對中，而且機器運轉過程中不發(fā)生相對位移的地方。撓性聯(lián)軸器容許兩軸有一定的安裝誤差，兩軸間的偏移靠元件的相對位移或者靠彈性元件的彈性變形補償位移。4.1 小 V 帶軸和電動機軸之間聯(lián)軸器的選擇因切片機的載荷變化大，選用緩沖較好的，同時具有可移性的彈性套柱銷聯(lián)軸器。Y132S-6 電動機軸的直徑為 38mm，查機械設計手冊，根據(jù)軸徑和計算轉矩選用 TL6 聯(lián)軸器 ： ??138604238JAGBY??聯(lián)軸器的計算轉矩: CTK?選擇工作情況系數(shù) K,查表取 K=1.5,計算轉矩: =1.5 29.8=44.7N mm.CTK???其許用最大扭矩 ,許用最高轉速 此聯(lián)軸器??250Nm??380/minnr?合用4.2 大 V 帶軸和小平帶軸之間聯(lián)軸器的選擇根據(jù)兩軸的直徑大小,選擇彈性套柱銷聯(lián)軸器 TL5 :??12564328YCGBZ??聯(lián)軸器的計算轉矩: CTK?選擇工作情況系數(shù) K,查表 K=1.5,計算轉矩: =1.5 86.3=129.45N mm.CTK???其許用最大扭矩 ,許用最高轉速 此聯(lián)軸器??250Nm??380/minnr?合用。4.3 壓緊裝置電動機和傳動軸之間聯(lián)軸器的選擇壓緊裝置選用的變頻電動機型號為 YZTPWT112M-2。電動機軸的直徑為 28mm,選用彈性套柱銷聯(lián)軸器 TL5 : 。??12843284YCGBZ??75 平帶的設計5.1 平帶及帶輪材料的選擇 首先平帶的材料選取為膠帆布平帶，這是由于帶輪的工作環(huán)境比較干燥，工作量比較小。至于帶輪，選取為普通的滾筒，由于其所要承受的載荷不是很大，因此滾筒的結構形式為輪輻式。5.2 平帶及帶輪的機構示意圖圖 5.1 平帶及帶輪的示意圖5.3 平帶及帶輪的一些基本尺寸及計算（1）帶速 v=5m/s （2）小帶輪的直徑 d = (5.1) 1160n???由初選速度 5m/s，查表選得平帶小帶輪的直徑取 315mm，大帶輪的直徑取400mm，所以小帶輪軸的轉速為 n =303.3r/min18（3）大帶輪的直徑 d = （ 取 ） (5.2)2????1dn0.1.2:所以大帶輪軸的轉速為 n =234.1r/min2（4）帶長 =2a+ （d + d ）+ (5.3)dL?1??a421將數(shù)字代入 =3983.8mm 考慮到膠帆布平帶用硫化接頭聯(lián)接，由表得，選取帶的基準長度 L 為 4000mm。（5）如果帶傳動的中心距過小，則帶長較小，在速度一定時，帶的循環(huán)次數(shù)多，對帶的壽命不利，同時包角也減小，因此帶傳動的中心距不宜過小，也不宜過大，否則引起帶的跳動。 初定中心距： (5.4)12012.5()5()dad???，取 a=1430mm0172.37a?計算實際中心距： =1439.6 (5.5)0439.6dL???（6）在帶的最大有效拉力的分析中可知，小帶輪包角取得過小，將影響帶傳動能力，一般小平帶輪的包角應不小于 ，如果設計時包角太小，應增大015中心距或張緊輪。a =176.59 (5.6)0211d860a???10?（7）帶層：初選速度為 5m/s，小帶輪直徑為 315mm，查表得 Z=6 （8）帶厚 =7.5mm 這里取帶厚為 9.6mm .5Z???（9）帶寬 b=355mm（10）輪緣寬度取 400mm（11）計算帶的張緊力和壓軸力帶的截面積 A= 查表得 =1.1， =0.97， =1.0， =1.20dapk?Akak?0p得 A=2.37 (5.7)dApk??----工作情況系數(shù)----小帶輪的包角系數(shù)a----傳動布置系數(shù)k?9----平帶單位截面積所能傳遞的額定功率0p帶的正常張緊應力 ，短距離普通傳動取 =1.6，作用在軸上的壓軸力：0?0?=7.93N (5.8)102sinraFA??由小帶輪軸的轉速和電動機的轉速可以將 v 帶的傳動比算出來，i=960/303.3=3.17，同時計算出從電動機的輸出軸到平帶輪輸出軸的功率、扭矩，計算過程中將效率算進去。可得下表：表 5.1 軸的轉速、扭矩、功率、效率電動機軸 小 v 帶軸 大 v 帶軸 小平帶軸 大平帶軸轉速功率效率轉矩96030.97 29.89602.910.9428.9303.32.740.9786.3 303.32.650.9483.4 234.12.49101.6（r/min）（KW）（N·M）式中 0.94 為平帶傳動的傳動效率5.4 平帶上的刀片的設計因為根據(jù)設計要求，刀片既要一邊支撐物料，又要一邊切削。所以我將它與平帶設計在一起，隨著平帶的運動而運動。同時考慮到箱子不能跟平帶一起運動，必須另外有裝置固定它，所以，我設計支架通過它支撐箱子，又為了避免妨礙刀片運動，就將刀片寬度設定為箱子寬度?？紤]到平帶是圓周運動，因此我設計在每隔一定的距離安裝一把刀片，有效的利用圓周運動，大大的提高工作效率。由平帶的轉速、帶長和物料箱的長度決定每隔 50 cm 安裝一把刀片，這樣在整個平帶上就有 8 把刀片，即在平帶運動一周的時間內(nèi)，刀片切削 8 次。刀片的尺寸為寬 30cm，長 1cm，高0.1cm。 ，用鉚釘將刀片鉚上去。鉚釘?shù)拇笮∵x?。翰捎贸令^的型式，。同時，為防止平帶的強度由于有溝槽而降低，在平帶mdL4,10???1上裝有刀片的地方也鉚上薄鐵皮，能有效的減少因開有溝槽而造成的強度降低。1042315圖 5.2 刀片示意圖1-刀片 2-溝槽 3-平帶 4-鉚釘 5-鐵片5.5 帶輪軸的設計與校核5.5.1 小帶輪軸的設計與校核選擇軸的材料并確定許用應力：選用 45 號鋼正火處理 ，查表《軸的常??1用材料及其主要力學性能和應用》 得強度極限 =600MPa，其許用彎曲[ ]??2B?b1??=55MPa。確定軸的直徑：按扭轉強度估算，取 C=110 ，則??6d=C =110 =22.66mm （5.9） 3nP3.0652考慮到軸上有鍵槽，將軸的直徑增大 5%，則d=22.66×（1+5%）=23.79 mm 此段軸的直徑和長度應與聯(lián)軸器相符，聯(lián)軸器 TL5 型彈性圈柱銷聯(lián)軸器，起軸孔直徑為 25mm，與軸配合部分長度為 62mm，故此段軸的直徑為 25mm。11軸的簡圖和受力分析圖如下 ：??6軸 受 力 簡 圖水 平 面 受 力水 平 面 彎 矩 圖垂 直 面 受 力垂 直 面 彎 矩 圖合 成 彎 矩 圖轉 矩 T圖當 量 彎 矩 圖圖 5.3 軸的分析圖12軸的基本數(shù)據(jù)如下d =25mm L =80mm11此段軸上裝有鍵槽，其尺寸為 b×h=8×7 , L=40mmd =30 mm L =19mm44此段軸主要是用于安裝軸承，主要按軸承內(nèi)徑尺寸系列確定，初選軸承類型為深溝球軸承，型號為 6306，內(nèi)徑為 30mm，外徑為 72mm，寬度為 19mm。d = 50mm L = 400mm33此段軸主要考慮軸上的鍵槽，取其數(shù)值為 b×h=14×9d = 30 mm L = 30mm22此段只要也是安裝軸承，選取軸承類型為深溝球軸承，型號為 6306。畫水平受力圖，計算支點反力，畫水平彎矩圖，見圖 4，考慮到 C、D 處為可能的危險截面，計算出 C、D 處的彎矩。 由于軸主要是承受轉矩，T=83400 = =3336NNm?TF32d支點反力 N1682TAHBF?C 點彎矩： 525860CM???D 點彎矩： DA畫出垂直面受力圖，計算支點反力和 C、D 兩處的彎矩，畫出垂直面彎矩圖如圖 4 所示。支點反力 3.962rAVBFN?C 點彎矩： 1584CMm???D 點彎矩： .DVA求合成彎矩，畫出合成彎矩圖如圖 4 所示。C 點合成彎矩： 2358621CHCVN??D 點合成彎矩： 0DD??畫出轉矩 T 圖，如圖所示。計算 C、D 點的當量彎矩，畫出當量彎矩圖，如圖 4 所示。C 點當量彎矩： 22()36095CMTNm????D 點當量彎矩： D??校核軸的強度 根據(jù)彎矩的大小及軸的直徑選定 C、D 兩截面進行強度校核。13C 截面當量彎曲應力??13362095.780.1.(.)C bMMPWd? ??????????（因 C 截面有鍵槽，考慮對軸強度的削弱影響，故 乘以 0.95） 。3d??1332594620.70.1.CD bd???C、D 兩截面均安全。5.5.2 大帶輪軸的設計與校核選擇軸的材料并確定許用應力：選用 45 號鋼正火處理，查得強度極限=600MPa，查得其許用彎曲[ ]=55MPa。B?b1??確定軸的直徑：按扭轉強度估算，取 C=110，則d=C =110 =24.9 mm 3nP3.249（5.10）考慮到軸上有鍵槽，將軸的直徑增大 5%，則d=24.9×（1+5%）=25.4 mm 這里 d 取 30mm。軸的示意圖如下圖 5.4 軸的示意圖軸的基本數(shù)據(jù)如下d = d =30mm L = L =30mm 131314此兩段軸主要是用于安裝軸承，主要按軸承內(nèi)徑尺寸系列確定，初選軸承類型為深溝球軸承，型號為 6306，內(nèi)徑為 30mm，外徑為 72mm，寬度為 19mm。d = 50mm L = 400mm 22此段軸主要考慮軸上的鍵槽，查表取其數(shù)值為 b×h=14×9 L=180mm由于軸主要是承受轉矩，受力情況與小輪軸相同，可參照圖 4 所示。T=101600 = =4064NNm?TF3d水平支點反力和 C、D 兩處彎矩的計算：支點反力 N20TAHB?C 點彎矩： 156843680CMFNm???D 點彎矩： DA垂直支點反力和 C、D 兩處彎矩的計算 ：??6支點反力 3.92rAVBN?C 點彎矩： 1584CFm???D 點彎矩： .DVAM求合成彎矩 ：??6C 點合成彎矩： 243680CHCVN??D 點合成彎矩： DD??計算 C、D 點的當量彎矩 ：??6C 點當量彎矩： 22()413.CMTm?? ?D 點當量彎矩： 85DN?校核軸的強度 根據(jù)彎矩的大小及軸的直徑選定 C、D 兩截面進行強度校核。C 截面當量彎曲應力??133241.41.60.1.(509)C bMPWd? ??????????（因 C 截面有鍵槽，考慮對軸強度的削弱影響，故 乘以 0.95） 。3d??133168.2.40.0CD bMd???C、D 兩截面均安全。156 V 帶的設計V 帶有普通 V 帶、窄 V 帶、聯(lián)組 V 帶、齒形 V 帶等類型。其中普通 V 帶和窄 V 帶已標準化，帶的尺寸按 GB/T11544-1989 規(guī)定，因為普通 V 帶的摩擦力大，允許包角小，傳動比大，所以在這里我使用普通 V 帶。6.1 選擇 V 帶的型號首先確定 V 帶每天的工作時間，為 10 16 小時內(nèi)，查表《工作情況系數(shù) K:》 查得 K =1.1，所以計算功率A??2A??63.1.???PKAc KW （6.1）P----傳遞的名義功率----工作情況系數(shù)根據(jù) 和 由圖《普通 V 帶選型圖》 確定選用 A 帶。cP1n??26.2 確定帶輪基準直徑帶的彎曲應力是引起帶的疲勞破壞的重要原因，帶輪越小，帶的彎曲應力越大，因此小帶輪的直徑不能太小，由表《V 帶輪的最小直徑》 取主動輪基??2準直徑為 d =100mm 1計算從動帶輪的基準直徑 ： (6.2)2d1()id???取 =0.02，以知 i=3.17 得 =310.66?按 GB/T135751-1992 規(guī)定，V 帶輪的基準直徑標準系列取 =315mm2d實際的傳動比 (6.3)2135.21()0.98di??????傳動比誤差相對值 一般允許誤差 5%，所選大帶輪直徑可%i??用6.3 驗算帶的速度V= （m/s） （6.4）024.516094.3 d6011 ????n?帶速在 5 25m/s 范圍內(nèi)，帶速是合適的。:6.4 確定 V 帶長及中心距根據(jù) 0.55（d + d ） 〈 〈2（d + d ） ，初定中心距 =420 ，根據(jù)210a210a16下式計算帶的基準長度 ??6L=2 + （d + d ）+ （6.5）0a2?12??ad421?= 20)35()0(4.3????=1511.8 mm根據(jù)表《V 帶的基準長度 L 》 選取帶長為 1600 mm。0??21.460???ad mm （6.6）6.5 驗算主動輪上的包角a =153.78 120 （6.7） 3.57d18012???a0?0主動輪上包角合適。6.6 確定帶的根數(shù) 32.)(0????lacKPz（6.8）取 4 根，上式 =0.97 kW， =0.11 kW， =0.93， =0.99，系數(shù)的選00aKl取 。??26.7 計算帶的張緊力和壓軸力單根帶的張緊力為： =140.9N (6.9)20.5(1)CaPFqvvzK???q----單位長度質(zhì)量，A 帶取 0.1帶輪軸的壓軸力為： (6.10)0102sin24.9sin76.8193z N???177 V 帶輪的設計7.1 小 V 帶輪軸的設計選擇軸的材料并確定許用應力：選用 45 號鋼正火處理 ，查表《軸的常??10用材料及其主要力學性能和應用》 得強度極限 =600MPa，其許用彎曲[ ]??2B?b1??=55MPa。確定軸的直徑：按扭轉強度估算，取 C=110，則d=C =110 =15.92 mm 3nP39601.2（7.1）考慮到軸上有鍵槽，將軸的直徑增大 5%，則d=15.92×（1+5%）=16.72 此段軸的直徑和長度應與聯(lián)軸器相符，聯(lián)軸器 TL6 型彈性圈柱銷聯(lián)軸器，起軸孔直徑為 38mm，與軸配合部分長度為 60mm，故此段軸的直徑為 38mm。軸的簡圖與分析圖如下18水 平 面 彎 矩 圖水 平 面 受 力垂 直 面 受 力垂 直 面 彎 矩 圖當 量 彎 矩 圖合 成 彎 矩 圖轉 矩 T圖軸 受 力 簡 圖 DCAHFV tFrBVHAHtBHDMCHFAV FrBVMCVDMCDMCD圖 7.1 軸的示意圖軸的基本數(shù)據(jù)如下d =38mm L = 80mm 11此段軸主要考慮軸上的鍵槽，查表取其數(shù)值為 b×h=10×8 L=60mmd =d =40mm L =30 242m423L?此段軸主要是用于安裝軸承，主要按軸承內(nèi)徑尺寸系列確定，初選軸承類19型為深溝球軸承，型號為 6308，內(nèi)徑為 40mm，外徑為 90mm，寬度為 23mm。d =45mm L =70mm 33此段軸主要考慮軸上的鍵槽，查表取其數(shù)值為 b×h=14×9 L=40mm畫水平受力圖，計算支點反力，畫水平彎矩圖，見圖 6，考慮到 C、D 處為可能的危險截面，計算出 C、D 處的彎矩。 由于軸主要是承受轉矩，T=28900 = =1284NNm?TF32d支點反力 N642TAHBF?C 點彎矩： 501CM???D 點彎矩： 19630DA畫出垂直面受力圖，計算支點反力和 C、D 兩處的彎矩，畫出垂直面彎矩圖如圖 6 所示。支點反力 546.2rAVBFN?C 點彎矩： 073CMm??D 點彎矩： 189.DVA求合成彎矩，畫出合成彎矩圖如圖 6 所示。C 點合成彎矩： 2413.CHCVN????D 點合成彎矩： DD畫出轉矩 T 圖，如圖所示。計算 C、D 點的當量彎矩，畫出當量彎矩圖，如圖 6 所示。C 點當量彎矩： 22()4589.CMTNm??????D 點當量彎矩： 1D校核軸的強度 根據(jù)彎矩的大小及軸的直徑選定 C、D 兩截面進行強度校核。C 截面當量彎曲應力??1334589.50.1.(0)C bMPWd? ??????????（因 C 截面有鍵槽，考慮對軸強度的削弱影響，故 乘以 0.95） 。3d(7.2)??1332461.950.10CD bMd???C、D 兩截面均安全，所以，所選軸合格。207.2 大 V 帶輪軸的設計選擇軸的材料并確定許用應力：選用 45 號鋼正火處理 ，查表《軸的常??10用材料及其主要力學性能和應用》 得強度極限 =600MPa，其許用彎曲[ ]??2B?b1??=55MPa。確定軸的直徑：按扭轉強度估算，取 C=110，則d=C =110 =22.9 mm （7.3）3nP3.0742考慮到軸上有鍵槽，將軸的直徑增大 5%，則d=22.9×（1+5%）=24.045 mm 此段軸的直徑和長度應與聯(lián)軸器相符，聯(lián)軸器 TL5 型彈性圈柱銷聯(lián)軸器，起軸孔直徑為 25mm，與軸配合部分長度為 62mm，故此段軸的直徑為 25mm。軸的簡圖與分析圖如下：21CDABFtCHHCVDVV FH VtFAHMMDA FrFBVMCDMCD軸 受 力 簡 圖水 平 面 受 力垂 直 面 受 力垂 直 面 彎 矩 圖合 成 彎 矩 圖轉 矩 T圖當 量 彎 矩 圖水 平 面 彎 矩 圖 BHr圖 7.2 軸的示意圖軸的基本數(shù)據(jù)如下d =25mm L = 80mm 11此段軸主要考慮軸上的鍵槽，查表取其數(shù)值為 b×h=8×7 L=52mm2430m?2430m?22此段軸主要是用于安裝軸承，主要按軸承內(nèi)徑尺寸系列確定，初選軸承類型為深溝球軸承 ，型號為 6305，內(nèi)徑為 25mm，外徑為 62mm，寬度為 17mm。??6d =35mm L = 70mm 33此段軸主要考慮軸上的鍵槽，查表取其數(shù)值為 b×h=10×8 L=40mm畫水平受力圖，計算支點反力，畫水平彎矩圖，見圖 7，考慮到 C、D 處為可能的危險截面，計算出 C、D 處的彎矩。由于軸主要是承受轉矩T=86300 = =4931NNm?TF32d水平支點反力和 C、D 兩處彎矩的計算：支點反力 N2465TAHB?C 點彎矩： 10957CMFm???D 點彎矩： 137DA?畫垂直面受力圖，計算支點反力和 C、D 兩處的彎矩，畫出垂直面彎矩圖如圖 7 所示。垂直支點反力和 C、D 兩處彎矩的計算：支點反力 546.2rAVBFN?C 點彎矩： 9CMm??D 點彎矩： 187.DVA求合成彎矩，畫出合成彎矩圖如圖 7 所示。C 點合成彎矩： 213649.CHCVN????D 點合成彎矩： 82DD畫出轉矩 T 圖，如圖 7 所示。計算 C、D 點的當量彎矩，畫出當量彎矩圖如圖 7 所示。C 點當量彎矩： 22()1489.5CMTNm??????D 點當量彎矩： 6D校核軸的強度 根據(jù)彎矩的大小及軸的直徑選定 C、D 兩截面進行強度校核。C 截面當量彎曲應力(7.4)??13312489.50.60..()C bMPWd? ??????????23（因 C 截面有鍵槽，考慮對軸強度的削弱影響，故 乘以 0.95） 。 3d??13326415.987.0.0CD bMWd?????????C、D 兩截面均安全。7.3 小 V 帶輪的設計輪類零件（齒輪、帶輪、鏈輪及蝸輪等）的功能是在軸與軸之間傳遞動力和運動。V 帶輪的材料的選擇主要用鑄鐵 HT150 或 HT200 ，本機構選用 HT200，小??10V 帶輪的直徑較小，在這里采用實心式，其結構示意圖如下圖 7.3 V 帶小輪帶寬： 查表 得 A 帶： f=9 (7.5) (1)25Bze?????115e?B=63mm輪槽的契角 34??節(jié)寬 1pbm槽間距 50.e??基準線上槽深 in27ah最小槽緣厚度 mi6?外徑 =105.5wda?247.4 大 V 帶輪的設計V 帶輪的材料的選擇主要用鑄鐵 HT150 或 HT200 ，本機構選用 HT200，大??10V 帶輪的直徑大于 300mm 時，其帶輪結構采用輪輻式，其結構示意圖如下圖 7.4 V 帶大輪示意圖帶寬： 查表 得 A 帶： f=9 (7.6)(1)25Bze?????115e?B=63mm輪槽的契角 38??節(jié)寬 1pbm槽間距 50.e??基準線上槽深 in27ah最小槽緣厚度 mi6?外徑 =320.5 (7.7)wda?7.5 V 帶的張緊由于各種材質(zhì)的 V 帶都不是完全的彈性體，因而 V 帶在張緊里的作用下，經(jīng)過一定的時間運轉后，就會由于塑性變形而松弛，是張緊力減小，傳遞動力的能力降低。因此，帶傳動必須設計張緊裝置，最常見的有定期張緊和自動張緊兩類。由于本人設計與選用的 V 帶的中心距不可調(diào)，因此選用張緊輪裝置，張緊輪放在松邊的25內(nèi)側，是帶只手單向彎曲。同時，放置張緊輪時，使其盡量的靠近大帶輪，以免影響帶在小輪上的包角。張緊輪的輪槽與帶輪相同，且直徑小于小帶輪。張緊輪定期張緊裝置的示意圖如下 12345圖 7.5 V 帶張緊裝置的示意圖1-小 V 帶輪 2-大 V 帶輪 3-V 帶 4-張緊輪 5-張緊輪機架8 物料箱的選擇根據(jù)設計的要求，物料箱兩旁裝有導軌，使得它能夠在有外力作用的時候能夠沿著導軌運動。根據(jù)物料湘玉竹的型狀大小，設計得出它的長為 300mm，比湘玉竹稍稍的長一些；它的寬度為 300mm，主要是因為設計與選用的平帶的帶寬為 355mm；由于湘玉竹的平均直徑為 15mm，物料箱中一般在豎直方向上放26有 10 根湘玉竹，故物料箱的高度為 165mm。物料箱的結構示意圖如下所示圖 8.1 物料箱示意圖9 壓緊機構的設計9.1 壓緊機構的結構設計為了使壓緊機構與刀片的密切配合，在切片的行程里緩慢的壓緊湘玉竹，并隨時調(diào)整距離，在即將切完時，能夠迅速的松開，以配合供給機構的送料，27當更換完物料箱之后，又進入壓緊過程，使切片順利。為此，我選擇用電機和齒條的配合來壓緊， 由平帶的速度 5m/s 和平帶上的刀片數(shù) 8 把，得出壓緊機構以每秒 1cm 的速度向下運動，當壓緊機構向下運動了 15cm 時，此時，電機立即松開，這時機構依靠彈簧中的儲能向上彈，當機構到達最高點是觸發(fā)開關，電機又壓緊齒條，但此時電機并不運動，等下一物料箱碰到定位桿時，電機開始運動，然后又一輪的壓緊行程開始。壓緊機構的機構示意圖如下所示 234657圖 9.1 壓緊機構示意圖1-壓料元件 2-螺栓 3-擋板 4-彈簧 5-保護桿 6-壓緊連桿 7-齒條壓料元件 1——用彈性較大的材料制成，其底部粘貼一層橡皮，使得它在壓緊的過程中始終能緊密的貼著物料；螺栓 2——將壓料元件 1 和桿 6 連接起來；擋板 3——用螺栓將它固定在基架上；彈簧 4——連接壓緊連桿 6 和擋板3，在壓緊連桿 6 向下運動，當碰到擋板 3 的時候，它開始儲能，最后利用彈簧的彈力使壓緊機構退出物料箱；保護桿 5——它卡在機架中的槽中，使得壓緊機構不能做水平方向上的運動，只能上下運動；壓緊連桿 6——用于連接和傳遞動力；齒條 7——在連桿上加工出來的齒條，通過它與電機的配合運動來傳遞動力。9.2 齒輪齒條的設計選擇齒輪材料 為 40 ，調(diào)質(zhì)處理，硬度為??10rC28241 286HBS， ，:68BMP??490S?已知壓緊機構每秒 1cm 的速度向下運動，由公式： (9.1)60VnD???n----齒輪轉速D----齒輪分度圓直徑V----齒輪線速度 初選 D=47.8mm，得 n=4 /minrad取 Z=21 mZ=D=47.8 得 =2.27 查表取 =2.5Z----齒輪齒數(shù)m----齒輪模數(shù)由表得，軟齒面齒輪，不對稱安裝，取齒寬系數(shù) ，b=1.d??52.6dm??:按齒根彎曲疲勞強度校核計算公式按式= (9.2)F?12[]FaSFkTYbD???----齒形系數(shù)a----應力修正系數(shù)S----重合度系數(shù)Y?查表得，小齒輪齒形系數(shù) =2.18，齒條的齒形系數(shù) =2.1，小齒輪應1Fa 2FaY力修正系數(shù) =1.8，齒條應力修正系數(shù) =1.89。由表得重合度系數(shù)1Sa 2SaY=0.75。查表得使用系數(shù) ，試取動載系數(shù) ，按齒輪軸承中Y? .75AK?1.5VK?間不對稱布置，取 ，按齒面未硬化，直齒輪，取.0? .?23AVK??:(9.3)按式 6-14 得彎曲疲勞許用應力 []F?= (9.4)[]F?limNSTY按表得，查取齒輪材料彎曲疲勞極限應力=300Mpa， =240Mpa。lim1F?lim2F由表計算彎曲強度計算的壽命系數(shù) NY=0.9， =1.081NY2N由表查取尺寸系數(shù)， =1，由式 6-14 取 =2x ST29彎曲疲勞強度安全系數(shù)由表得 =1.25Fslim130.912[] 405FNXYMpapaS????(9.5)同理的 =414.72Mpa2[]F?比較 ，和 的大小的到 > ,所以應該按齒輪校核1[]FaY?2FaY1[]FaY2[]aF?齒輪彎曲疲勞強度= =97.69Mpa< =414.72 Mpa,彎曲疲勞強度足夠。2[]F1FaKTbDm?2[]F(9.6)根據(jù)壓緊機構的工作行程，選定齒條的工作長為 200mm，齒條寬度為 55mm,分度圓齒厚 s=3.14mm，分度圓齒間寬 e=3.14mm，齒距為 6.28，故齒條上共有32 個齒。9.3 電動機的選擇由于所需轉速為 ，選擇變頻電動機 進行無極調(diào)速，型號為4/minrad??5YZTPWT112M-2，額定功率為 0.75KW。10 機構中彈簧的計算3010.1 彈簧材料的選定彈簧在工作中承受變載荷或沖擊載荷，其主要失效形式是疲勞破壞。因此，要求彈簧材料必須具有高的彈性極限和疲勞極限，良好的韌性及熱處理性能。同時，價格要便宜，易于購買。在日常生活中，常用的彈簧材料有：碳素彈簧鋼絲、合金彈簧鋼絲、彈簧用不銹鋼絲及銅合金等。近年來，非金屬彈簧材料也有了很大的發(fā)展，如塑料、橡膠等。選擇材料時，主要考慮彈簧的功能，載荷的性質(zhì)，工作持續(xù)時間，介質(zhì)情況等工作條件及其在機械中的重要性等因素。綜合以上考慮，本機構中的彈簧材料選用碳素彈簧鋼絲。碳素彈簧鋼絲按用途又分為 3 級：B 級用于低應力彈簧；C 級用于中等應力彈簧；D 級用于高應力彈簧。由于本機構中的彈簧主要用做儲能緩沖等用途，故本機構選用 B 級彈簧。10.2 彈簧尺寸的計算表 10.1 彈簧的尺寸名稱與代號 壓縮螺旋彈簧彈簧絲直徑 d彈簧中徑 D2彈簧外徑 D彈簧內(nèi)徑 D1彈簧指數(shù) C工作圈數(shù) z總圈數(shù) 1自由高度 H0節(jié)距 p高徑比彈簧絲展開長 Lmd5.3?CD35.102??8?d.21?10810 mdpzH1205.0??D6.4/~3/2.0bzL3.107cos/12??10.3 壓縮彈簧的穩(wěn)定性圓柱螺旋彈簧承壓時，如果彈簧自由高度 H 和中徑 D 比例不當，會喪失02穩(wěn)定而無法工作，為了保證壓縮彈簧的穩(wěn)定性，彈簧的高徑比 不能20/Hb?太大，設計時應考慮控制高徑比 b 值。當彈簧兩端固定時，則應取.b〈5.3；當彈簧一端固定時，另異端自由轉動時，就取 b〈3.7；當兩端均可自由轉動時，31應取 b〈2.6。而本機構中的 b=3.43〈5.3，滿足穩(wěn)定性的要求，故彈簧選取合理。3211 結束語在這段時間內(nèi)，系統(tǒng)的運用了以前所學的知識，在周善炳老師的細致的指導下，我完成了本次畢業(yè)設計。通過這次設計，使我對以前所學的知識有了一個更深的感悟，同時也對自己的不足有了新的認識。我設計的旋切式湘玉竹切片機，雖然是針對湘玉竹而進行的設計，但也可以用到其它的相關領域，其主要特點是效率較高。在設計的過程中，由于本人的知識和實際經(jīng)驗的缺乏，對實際工作過程的控制不夠，未能達到預期效果。各個部件都有一定的上升空間，加上其它方面的原因，使得本次設計還有很大的改善空間。另外，本設計機構的市場價值還沒有通過實際的考驗，由于種種原因，使得本設計只是停留在設計階段而不能立即投放市場。33致 謝本次畢業(yè)設計能順利完成，首先要感謝周善炳老師的耐心指導，他多次詢問研究進程，并為我指點迷津，幫助我開拓研究思路，精心點撥、熱忱鼓勵。通過這次畢業(yè)設計，我更加清楚的了解了自己在學習上那些方面不足，使我對產(chǎn)品設計有了進一步了解。這次的畢業(yè)設計，是本人獨立思考、研究及動手能力的一次非常好的鍛煉機會。通過這次設計，我覺得自己在各個方面的能力都有了很大的提高，在以后的學習和生活中，我將會抓住每一個機會，努力提高自己。最后，再次對關心、幫助我的老師和同學表示衷心的感謝，他們嚴謹細致、一絲不茍的作風一直是我學習的榜樣；他們循循善誘的教導和不拘一格的思路給予我無盡的啟迪。在論文即將完成之際，我的心情無法平靜，從開始進入課題到論文的順利完成，有多少可敬的師長、同學、朋友給了我無言的幫助，在這里請接受我誠摯的謝意!黃益34參考文獻[1] 徐灝.機械設計手冊第 3 卷.北京:機械工業(yè)出版社,1992 年 21-235[2] 張祖立 程玉來 陶棟材﹒機械設計基礎第一版[M].中國農(nóng)業(yè)大學出版社，2004 年258 190-193[3] 孫桓,陳作模﹒機械原理第六版[M] .高等教育出版社 ，2000 年 150-152 [4] 王昆,何小柏,汪信遠.機械設計課程設計[M].高等教育出版社，1996 年 121-123 [5] 方大千.電動機速查速算手冊[M] 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Z.Li摘要：花鍵和平鍵是安裝在軸和鍵槽間的傳輸動力的機械零件?；ㄦI(或鍵)通常安裝在動力傳動副中的軸上，在軸上開有相應的鍵槽。本文分析了槽軸外形對動力傳輸?shù)挠绊?。本文陳述了三種不同設計類型的花鍵的外形設計。用微分的方法來計多算外形函數(shù)的最大值，可以成功地得到所要的數(shù)據(jù)。計算表明花鍵以及斷開線外形引起鍵槽的變形。此外，他們能承載最大的傳動載荷。另外，輻形平直的外形能提高傳動的效率。我們認為該發(fā)現(xiàn)值得報道，該種方法同時也可用于其他花鍵的設計。1 介紹鍵是安裝在軸和鍵槽等動力傳動裝置如齒輪和扣練齒輪之間的零件?；ㄦI發(fā)揮著和鍵一樣的作用，將力矩從軸傳到配合零件上?；ㄦI和平鍵的主要區(qū)別是花鍵和平鍵連為一體的，而鍵是安裝在鍵槽上的。與一個或兩個用來傳動動力的鍵相比，在軸上一般有四個或更多的花鍵。因此，傳輸?shù)牧馗愣ǎ總€花鍵上的所受的載荷較低。在傳輸力矩中，花鍵發(fā)揮著重要的作用，花鍵的外形對動力傳輸?shù)挠绊懞艽蟆Ｅc共軛外形不同，帶有花鍵和鍵槽的軸有同樣的轉動軸，他們之間沒有相對運動，是緊密配合的。他們聯(lián)結在一起，有著相同的角速度。因此,它表明除軸外形之外的任何外形都可以用做花鍵的設計。然而，實際上花鍵和鍵槽間的載荷并不是分布在整個接觸表面的。載荷通常集中在接觸表面的某小一部分和可變形的鍵表面。當循環(huán)工作較久時，這就會引起軸和鍵槽之間不希望得到的空隙，并引起鍵槽表面的損壞。為了解決這些問題，需要更進一步分析花鍵的外形是怎樣影響力矩傳輸?shù)?，以便做出合適的花鍵外形設計。目前使用中主要有兩種花鍵，分別為直線邊花鍵和漸進線花鍵。漸進線花鍵具有自動調(diào)心的配合零件，可以用標準平頭釘切削器切除齒輪的齒。目前，相關的研究都著重于共軛外形齒輪的設計以及彎曲外形的設計，以來減少配合表面的磨損。然而，由于不同的工作狀況，它們都不能直接應用于花鍵的外形。在本論文中，建立了花鍵外形的基本公式，在不同設計對象中用來分析所要求36的外形。三個設計對象，恒定變形，傳輸最大力矩和最佳傳動效率，這三項被用來計算花鍵外形。成功地得到了分析方法。2 陳述問題并提出基本假設如圖1所示，軸傳動輪轂同時花鍵固定在軸上。設計要求決定了軸半徑、花鍵高度、花鍵齒數(shù)，因此不能改動。只能通過改變花鍵的輪廓來提高傳動性能。為簡化設計問題以便于分析，做出以下幾點假設：（1） 花鍵是剛體相對輪轂，花鍵由剛性材料制成并假設它在承受負載后無變形。（2） 輪轂屬彈性變形輪轂表面變形在彈性變形范圍內(nèi)時，表面壓力與變形量成正比。（3） 花鍵無軸向變形通?；ㄦI的齒高相對于齒寬尺寸小很多。因此，我們假設鍵端無積累變形，只有輪轂面有變形。（4） 花鍵與輪轂接觸處無間隙（面接觸）花鍵形狀與輪轂形狀不考慮制造誤差完全一致。它們屬于面接觸沒有間隙。37圖1 花鍵3 花鍵變形跟輪轂變形一致設計的第一目標是使輪轂表面變形一致，那就要求輪轂上的壓力均布。這樣能保證表面承受的壓力均勻分布，以避免一些危險點損壞材料。如圖2， 表示軸0r半徑， 表示花鍵的小旋轉角。因為我們假定花鍵為剛體，所以花鍵任兩點之??間的變化就是輪轂的變形。花鍵聯(lián)接按照鍵的橫截面開頭分為矩形花鍵聯(lián)接和漸開線花鍵聯(lián)接。圖2 花鍵小旋轉角4 危險截面確定簡單傳統(tǒng)設計方法考慮的前提是把影響零件工作狀態(tài)的設計變量，如應力、強度、安全系數(shù)、載荷、環(huán)境因素、材料性能、零件尺寸和結構因素等，都處理成確定的單值變量。描述零件狀態(tài)的數(shù)學模型，即變量與變量的關系，是通過確定性的函數(shù)進行單值變換獲得危險截面。常用的危險截面的確定方法有以下幾種：384．1 花鍵的最小直徑法花鍵危險截面的可靠度非常高(幾乎為 100％)，這是由于花鍵的直徑是按傳統(tǒng)的設計經(jīng)驗確定的。若要求適當?shù)目煽慷戎担瑒t花鍵的直徑可選用較小的值。4．2 可靠性安全系數(shù)法采用可靠性安全系數(shù)法設計時，必須知道應力和強度的分布類型與分布參數(shù)估計值。而可靠性數(shù)據(jù)的積累又是一項長期的工作，因而我們必須利用現(xiàn)有的數(shù)據(jù)資料，運用有關定理與法則(如中心極限定理和“3 法則”等 )，來確定設計過程中所涉及的許多隨機變量的分布類型與分布參數(shù)。在可靠性安全系數(shù)計算 中，是把所涉及的設計參數(shù)都處理成隨機變量，將安全系數(shù)的概念與可靠性的概念聯(lián)系起來，從而建立相應的概率模型。由于考慮到工程實際中發(fā)生的現(xiàn)象及表征參數(shù)的不確定性(隨機性)，因而更能揭示事物的本來面貌。理論分析與實踐表明，可靠性設計比傳統(tǒng)機械設計，能更有效地處理設計中一些問題，提高產(chǎn)品質(zhì)量，減少零件尺寸，從而節(jié)約原材料，降低成本。5 結束語機械可靠性設計是近幾十年來發(fā)展起來的一種現(xiàn)代設計理論和方法，它以提高產(chǎn)品質(zhì)量為核心 ，以概率論 、數(shù)理統(tǒng)計為基礎 ，綜合運用工程力學 、系統(tǒng)工程學 、運籌學等多學科知識來研究機械工程最優(yōu)設計問題。目前 ，可靠性設計的理論已趨于完善，但真正用于機械零件設計工程實際的卻很少。采用可靠性安全系數(shù)法設計時，必須知道應力和強度的分布類型與分布參數(shù)估計值。而可靠性數(shù)據(jù)的積累又是一項長期的工作，因而我們必須利用現(xiàn)有的數(shù)據(jù)資料，運用有關定理與法則，來確定設計過程中所涉及的許多隨機變量的分布類型與分布參數(shù)。本文講述了三種花鍵（或平鍵）形狀最佳設計標準。用變量積分法來確定輪廓公式以及最大值，由此獲得分析結果。從結果可以看出，漸開線花鍵導致輪轂變形一致，此外，能傳遞的載荷最大。另外，矩形花鍵傳動最高效。相信如果要增加新的性能標準，別的形狀的花鍵很少會被用到。39參考文獻[1] Robert L. 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