机械毕业设计1456湘玉竹切片机的设计

1、内容提要本设计用于湘玉竹的切片， 其主要特点为旋切式切片， 通过计算平带的长度和刀 具的宽度,设计在平带上装了八把刀片，每次切得 1mm使得其效率比同类产品要高， 从而提高生产效益。基本的工作原理：机构由电动机传递动力给V带,通过V带的减速, 再由V带将动力传递给平带轮从而带动刀片完成切片。 在切片的同时通过变频电动机 与齿轮齿条的配合， 使得压紧机构对物料进行压紧， 然后进行切片。 这里设计的旋切 式湘玉竹切片机，虽然是针对湘玉竹而进行的设计，但也可以用到其它的相关领域， 其主要特点是效率较高。36SummaryThe design is used to slice polygonatum.

2、 It msain characteristic is spin slice. By calculating the length of flat belt and the width of cutting tool and designing to install 8 blades on flat belt, it can make every cut 1mm, which makes it esfficiency higher than other kindred products . Therefore, the production efficiency is improved. Ba

3、sic workingtheory: through electromotor, machine transfers power to V belt; through speed-down of V belt and to transfer the power to flat belt wheel by V belt, it makes the blades to slice. When slicing, the match between frequency conversion electromotor and gear and rack makes pressinstitute to p

4、ress the material to slice. Although the spin slice polygonatum slice machine is designed for polygonatum, it can also be used in other relational field. It main characteristic is high efficiency.1 前言玉竹又名尾参，玉参、萎蕤、铃铛菜 ,为百合科玉竹 ,以根状茎入药。根茎味甘、 微苦，具有养阴润燥、生津止渴的功效，适用于肺胃阴伤、燥热咳嗽、咽干口渴、内 热消渴等病的治疗，并可作高级滋补食品、佳肴和饮

5、料。另栽培玉竹经济效益十分可观，是农民生产致富的一条好门路。玉竹产量很高， 2 年生玉竹一公顷最高可产 75000千克，一般可产 45000千克； 3 年生玉竹一公顷最 高可产 12000千克，一般可产 75000 千克。切片加工要求尾参已经成为半干品， 并已 拔须。由于它的内部结构， 决定它只允许竖着切片， 而不能在其他任何方向切。 同时， 切片厚度要比较小和均匀。目前，尾参的加工， 主要停留在落后的手工加工阶段， 无以应对大规模生产和大 批量的加工需求， 特别是用手按着药物， 刀片在底下切割的形式， 限制了人的自由和 提高了劳动强度，降低了工作效率 , 所创造的效益也极其的少，难以达到现在

6、市场的 需求，目前国内也有一些切片机， 但它们的效率也不是很高， 如由邵阳神风动力制造 有限责任公司研究的一种玉竹切片机每小时可加工玉竹片2 0 - 3 0公斤，玉竹片最长可达20-30cm长。因此本人对以前的切片机进行参考， 进行改进， 将其刀片改为旋切式的， 提高机 构的切片效率设计出此作品。2 设计思路及整体方案2.1 整体设计思路本人设计的旋切式湘玉竹切片机，主要是由电动机经 V 带降速并传递给平带动 力，从而使平带进行旋转运动， 使刀片对湘玉竹进行旋切。 由齿条和弹簧的的配合使 得刀片在切完一箱湘玉竹后，立即更换物料箱，并且压紧物料进行切割。见图 1。2.2 设计方案通过平带的传动与

7、切割， 完成切片过程； 同时使用齿条和弹簧使得压紧元件能够 很好的压紧， 在即将切完时迅速的退出并且更换物料箱； 至于刀片， 将其用铆钉钉入 平带中，物料箱固定在机架上的导轨上，随着平带的旋转运动，刀片也跟着运动，同 时，在平带上安装了 8 把刀片，使得其效率非常的高。2.3机构示意图小平带轮1 通过它的轴与V带轴连接，为主动轮；机架2 通过它支撑与连 接机架平台，起到固定的作用；机架平台3 用来支撑物料箱上的导轨；平带 4在上面安装刀片，切片的同时也支撑物料；定位元件 5用电机控制它的运动情 况，在切片的时候固定物料箱；压紧轮6用来压紧平带，保证平带的强度；刀片7 用铆钉铆在平带上，切片的元

8、件；压紧机构8它与电机配合，用来压紧物料； 物料箱9用来盛放物料的装置；导轨10设计在物料箱的两侧，正好架在机架 平台上；支撑板11支撑平带；大带轮12机构的从动部件。121-小平带轮2-机架3-机架平台4-平带5-定位元件6-压紧轮7-刀片8-压紧机构9-物料箱10-导轨11-支撑板12-大平带轮图2.1切片机示意图3电动机的选择作为动力源头，它的选择是否恰当，关系到整个机构的性能。它的选择包括选择 类型、结构形式、容量（功率）和转速，并确定型号 。电动机类型和结构形式要根据电源（交流或直流），工作条件（温度、环境、空 间尺寸等）和载荷特点（性质、大小、启动性能和过载情况）来选择。电动机结构

9、有开启式、防护式、封闭式和防爆式等，可根据防护要求来选择。同一类型的电动机又具有几种安装形式，应根据安装条件来确定。作为本次设计需要，重点在电动机的选择上，而功率又是选择的根本，针对此机 构工作特点，将其归入平稳负载连续工作制电动机功率的选择。额定功率的计算：(3.1)mZ_nepe _ pz =9555式中 pe电动机额定功率（kw）；Pz-负载功率（kw）；mz-折算到电动机轴上的静负载转矩（n.m）；ne-电动机额定转速（r/min ）另根据实验（见表1）可得切一根玉竹的力大约在20N左右，而本人设计的物料箱 的宽度为300mm所需切片的湘玉竹先经过初选，其直径为平均为 15mm即物料箱

10、中 可以摆放下20根玉竹，其整体切一次需力约400NFv1000kW400 51000= 2.0kW(3.2)考虑到传动装置的功率消耗，电动机的输出功率为51表3.1通用剪切报告执行标准试样宽度（mm）取大载何（N）通用剪切试验标准1.55.777.537.621537.0222.541带轮轴所需功率为51Pd(3.3)式中， 为从电动机到小带轮轴之间的总效率，=丄2_ 3- 4 =0.903 , 1=0.99为弹性联轴器的传动效率，2=0.98为一对滚动轴承效率，3=0.98为一对滚动轴承 传动效率，4=0.95为弹性联轴器与v带的传动效率11电动机的输出功率为Pd =2.2 kV，因此本人

11、的设计中电动机的型号为 Y132S-65 ， 额定功率为3kW 转速为960r/min 。4联轴器的选择普通的联轴器有刚性联轴器和挠性联轴器之分，冈性联轴器由刚性零件组成，无缓冲减振能力，适用于无冲击，被联接的两轴中心线严格对中，而且机器运转过程中 不发生相对位移的地方。挠性联轴器容许两轴有一定的安装误差，两轴间的偏移靠元件的相对位移或者靠弹性元件的弹性变形补偿位移。4.1小V带轴和电动机轴之间联轴器的选择因切片机的载荷变化大，选用缓冲较好的，同时具有可移性的弹性套柱销联轴器。 丫132S-6电动机轴的直径为38mm查机械设计手册，根据轴径和计算转矩选用TL6联轴器 1丄 JA38 60GB4

12、323-84Y38 汉 82联轴器的计算转矩：Tc二KT选择工作情况系数K,查表取K=1.5,计算转矩：Tc =KT =1.5 29.8=44.7N mm.其许用最大扭矩 T250Nmm,许用最高转速nl-3800r/min此联轴器合用4.2大V带轴和小平带轴之间联轴器的选择根据两轴的直径大小，选择弹性套柱销联轴器TL51】 YC25 62 GB4323-84ZC25X62联轴器的计算转矩：Tc二KT选择工作情况系数 K,查表K=1.5,计算转矩：T KT =1.5 86.3=129.45N mm.其许用最大扭矩 T ：-250N mm,许用最高转速l.n.1 -3800r/min此联轴器合用

13、。4.3压紧装置电动机和传动轴之间联轴器的选择压紧装置选用的变频电动机型号为 YZTPWT112M-电动机轴的直径为28mm选用 弹性套柱销联轴器TL5 U YC28 44GB4323-84。ZC28乂625平带的设计5.1平带及带轮材料的选择首先平带的材料选取为胶帆布平带，这是由于带轮的工作环境比较干燥，工作量比较小。至于带轮，选取为普通的滚筒，由于其所要承受的载荷不是很大，因此滚筒 的结构形式为轮辐式。5.2平带及带轮的机构示意图111 I图5.1平带及带轮的示意图5.3平带及带轮的一些基本尺寸及计算(1) 带速 v=5m/s(2) 小带轮的直径di=10 6000 (5.1)兀汉ni由初

14、选速度5m/s,查表选得平带小带轮的直径取 315mm大带轮的直径取400mm 所以小带轮轴的转速为n1 =303.3r/mi n(3) 大带轮的直径 d2 = “71-；(；取 0.01 L 0.02)(5.2)n2所以大带轮轴的转速为n 2 =234.1r/mi nd? dr(4) 带长 Ld=2a+( d1 + d 2)+一2(5.3)24a将数字代入Ld=3983.8mm考虑到胶帆布平带用硫化接头联接，由表得，选取带 的基准长度L为4000mm(5) 如果带传动的中心距过小，则带长较小，在速度一定时，带的循环次数多， 对带的寿命不利，同时包角也减小，因此带传动的中心距不宜过小，也不宜过

15、大， 否则引起带的跳动。初定中心距：1.5(d1 d2) a0 确定轴的直径：按扭转强度估算，取C=11Q则fP1 2 49d=C 3；_ =110中： 一=24.9 mm（5.10） n 234.1考虑到轴上有键槽，将轴的直径增大 5%贝Ud=24.9x（ 1+5% =25.4 mm这里d取30mm轴的示意图如下图5.4 轴的示意图轴的基本数据如下d1 = d 3=30mm L 1 = L 3 =30mm此两段轴主要是用于安装轴承，主要按轴承内径尺寸系列确定，初选轴承类型为 深沟球轴承，型号为6306,内径为30mm外径为72mm宽度为19mmd 2 = 50mm L 2 = 400mm此段

16、轴主要考虑轴上的键槽，查表取其数值为b x h=14X 9 L=180mm由于轴主要是承受转矩，受力情况与小轮轴相同，可参照图4所示。2TT=101600N m FT =2T=4064Nd3水平支点反力和C、D两处弯矩的计算：支点反力 FAh - FBh = = 2032 N2C点弯矩：Mch =Fah 215=1668 215=436880N mmD 点弯矩：Mdh =Fah 15=1668 15=30480N mm垂直支点反力和C、D两处弯矩的计算6 L支点反力 FAv = FBv = F = 3.96 N2C 点弯矩：Mcv 二 Fav 215 = 852.4N mmD 点弯矩：Mdv

17、二 Fav 15 = 59.4N mm求合成弯矩6:C 点合成弯矩： Mc = . mCh mCv = 436880 N mmD 点合成弯矩：Md 二 M DH M DV = 30480 N mm计算C、D点的当量弯矩61C点当量弯矩： Mc = ；mC C T）2 =441113.34N mmD点当量弯矩：M D =mD （： T）2 =68155.3N mm校核轴的强度根据弯矩的大小及轴的直径选定 C D两截面进行强度校核。C截面当量弯曲应力McWMc0.1 d；441113.340.1 (50 0.95)3= 41.16MP ：卜 _1bl（因 C截面有键槽，考虑对轴强度的削弱影响，故d

18、3乘以0.95）McMc _ 68155.30.1 d；0.1 303= 25.24JC、D两截面均安全。6 V带的设计V带有普通V带、窄V带、联组V带、齿形V带等类型。其中普通 V带和窄V带 已标准化，带的尺寸按 GB/T11544-1989规定，因为普通V带的摩擦力大，允许包角 小，传动比大，所以在这里我使用普通 V带。6.1选择V带的型号首先确定V带每天的工作时间，为10 16小时内，查表工作情况系数 Ka2】 查得 心=1.1，所以计算功率61巳二 KAP =1.1 3 = 3.3KW(6.1)P-传递的名义功率Ka-工作情况系数根据R和n1由图普通V带选型图2】确定选用A带。6.2确

19、定带轮基准直径带的弯曲应力是引起带的疲劳破坏的重要原因，带轮越小，带的弯曲应力越大，因此小带轮的直径不能太小，由表V带轮的最小直径2】取主动轮基准直径为d1 =100mm计算从动带轮的基准直径d2: d2 = (1 - )id1(6.2)取；=0.02，以知 i=3.17 得 d2 =310.66按GB/T135751-1992规定，V带轮的基准直径标准系列取d2=315mm实际的传动比i253.21(6.3)(10.98 勺00f 传动比误差相对值 心=口=1.3% 般允许误差5%所选大带轮直径可用i6.3验算带的速度V=10 6000 d13.14 100 96060 1000(m/s)(

20、6.4)带速在5 25m/s范围内，带速是合适的6.4确定V带长及中心距根据0.55 ( d 2 + d1) a02(d 2 + d1)，初定中心距a0 =420，根据下式计算带的基准长度6】L=2a+2(di + d 2) +d2 -di4a(6.5)c “c 3.14 “cc 、(315-1)2=2 42(1315)24 x 42=1511.8 mm根据表V带的基准长度L21选取带长为1600 mmLd - La : a-461.1 mm(6.6)26.5验算主动轮上的包角a j =18 _d2 _d157.3=153.78 - 120（6.7）a主动轮上包角合适。6.6确定带的根数Pzc

21、3.32（ 6.8）（PP）KaKi取 4根，上式 P=.97 kW，AP=.11 kW Ka=.93，Ki =.99，系数的选取6.7计算带的张紧力和压轴力单根带的张紧力为:p 2 5F =5-C(1) qv2=14.9Nvz Ka(6.9)q-带轮轴的压轴力为:单位长度质量，A带取.1% (6.1)F =2zFsin-1 4 14.9 sin76.8=193N27 V带轮的设计7.1小V带轮轴的设计选择轴的材料并确定许用应力：选用 45号钢正火处理 1,查表轴的常用材料 及其主要力学性能和应用2得强度极限 B=6MPa其许用弯曲b=55MPa确定轴的直径：按扭转强度估算，取 C=11则d=

22、Cp12 91汁呵繭皿92 mm(7.1 )考虑到轴上有键槽，将轴的直径增大 5%贝Ud=15.92 X( 1+5% =16.72此段轴的直径和长度应与联轴器相符，联轴器TL6型弹性圈柱销联轴器，起轴孔直径为38mm与轴配合部分长度为60mm故此段轴的直径为38mm轴的简图与分析图如下轴受力简图水平面受力水平面弯矩图FrFavMCvFBvMDvr 卩.，彳厂 IT*MD垂直面受力垂直面弯矩图合成弯矩图转矩T图当量弯矩图图7.1轴的示意图轴的基本数据如下di=38mm L 1 = 80mm此段轴主要考虑轴上的键槽，查表取其数值为b x h=10X 8 L=60mmd 2 =d4=40mm L2=

23、30mm J = 23mm此段轴主要是用于安装轴承，主要按轴承内径尺寸系列确定，初选轴承类型为深 沟球轴承，型号为6305，内径为40mm外径为90mm宽度为23mmd 3=45mm L 3 =70mm此段轴主要考虑轴上的键槽，查表取其数值为b x h=14X 9 L=40mm画水平受力图，计算支点反力，画水平弯矩图，见图6,考虑到C、D处为可能的危险截面，计算出C、D处的弯矩。由于轴主要是承受转矩，T=28900N mFt2T= 2T=1284Nd3支点反力 Fah = Fbh =T =642 N2C 点弯矩：M CH - Fah 50 = 642 50 = 32111N mmD 点弯矩：M

24、 dh = Fah 15 =642 15 =9630N mm画出垂直面受力图，计算支点反力和C D两处的弯矩，画出垂直面弯矩图如图 6所示。支点反力FAv = FBv =旦=546.5N2C 点弯矩：MCV = Fav 50 = 27325N mmD 点弯矩：M DV - Fav 15 = 8197.5N mm 求合成弯矩，画出合成弯矩图如图 6所示。C点合成弯矩：Me = Jmch +Mcv =42163.6N mmD 点合成弯矩： M D = M DhM D；-12646.6 N mm画出转矩T图，如图所示。计算C、D点的当量弯矩，画出当量弯矩图，如图 6所示。C点当量弯矩： MC = M

25、C - G T)2 =45589.9N mmD点当量弯矩：M D = JmD +0T)2 =21461.9N mm校核轴的强度根据弯矩的大小及轴的直径选定C D两截面进行强度校核。C截面当量弯曲应力McMc45589.9W 0.1 d；0.1 (45 0.95厂5卩(因 C截面有键槽，考虑对轴强度的削弱影响，故d3乘以0.95)MC MC3W 0.1 d221461.930.1 40=3.35 ：_|b I(7.2)C、D两截面均安全，所以，所选轴合格7.2大V带轮轴的设计选择轴的材料并确定许用应力：选用 45号钢正火处理101,查表轴的常用材料 及其主要力学性能和应用2得强度极限 B=600

26、MPa其许用弯曲jb=55MPa确定轴的直径：按扭转强度估算，取 C=11Q则PP； 2 74d=C 3； =110*=22.9 mm（7.3） n 303.3考虑到轴上有键槽，将轴的直径增大 5%贝Ud=22.9 x（ 1+5% =24.045 mm此段轴的直径和长度应与联轴器相符，联轴器TL5型弹性圈柱销联轴器，起轴孔直径为25mm与轴配合部分长度为62mm故此段轴的直径为25mm轴的简图与分析图如下:轴受力简图-水平面受力水平面弯矩图垂直面受力垂直面弯矩图MCMD1合成弯矩图转矩T图当量弯矩图MD图7.2轴的示意图轴的基本数据如下di =25mmL 讦 80mm此段轴主要考虑轴上的键槽，

27、查表取其数值为b x h=8X 7 L=52mmd2 = dq = 30mm R = L4 = 30mm此段轴主要是用于安装轴承，主要按轴承内径尺寸系列确定，初选轴承类型为深沟球轴承6】，型号为6305，内径为25mm外径为62mm宽度为17mmd3=35mmL 3 = 70mm此段轴主要考虑轴上的键槽，查表取其数值为b x h=10X 8 L=40mm画水平受力图，计算支点反力，画水平弯矩图，见图7,考虑到C、D处为可能的危险截面，计算出C、D处的弯矩。由于轴主要是承受转矩T=86300N mFt2T= 2T=4931Nd3水平支点反力和C、D两处弯矩的计算:支点反力 Fah - FBH =

28、 T = 2465 N2C点弯矩：Mch 二 Fah 45 = 2465 45 =110957N mmD 点弯矩：Mdh 二 Fah 15 =36975N mm画垂直面受力图，计算支点反力和C D两处的弯矩，画出垂直面弯矩图如图7所示。垂直支点反力和C、D两处弯矩的计算：支点反力FAv = FBv =丘=546.5N2C 点弯矩：Mcv = Fav 45 = 24592.5N mmD 点弯矩：Mdv = Fav 15 = 8197.5N mm求合成弯矩，画出合成弯矩图如图 7所示。C点合成弯矩： M C = JmCh +mCv = 113649.6 N mmD 点合成弯矩：M d =JmDh

29、+mDv =37872.8 N mm画出转矩T图，如图7所示。计算C、D点的当量弯矩，画出当量弯矩图如图 7所示。C点当量弯矩：MC = JmC +（訂）2 =124889.55N mm D点当量弯矩： Md = ,mD CT）2 =64152.298N mm校核轴的强度根据弯矩的大小及轴的直径选定C D两截面进行强度校核。C截面当量弯曲应力McMc0.1 d；124889.550.1 (35 0.95)3= 30.66MP J(7.4)(因 C截面有键槽，考虑对轴强度的削弱影响，故d3乘以0.95)MeMe0.1 d；64152.29830.1 30=47.87 ： jb Jc、d两截面均安

30、全。7.3小V带轮的设计轮类零件(齿轮、带轮、链轮及蜗轮等)的功能是在轴与轴之间传递动力和运动。V带轮的材料的选择主要用铸铁 HT150或HT2OO10】，本机构选用HT20Q小V带轮的直径较小，在这里采用实心式，其结构示意图如下/ / / / / ./ / / /zzz/zz / / / /y / /i / /A !/ / / / / / ZzZz/ / / / /Z / zX,# 71j图7.3 V带小轮带宽：B=(z-1)e，25 查表 1 得 A带：e = 15 f=9(7.5)B=63mm轮槽的契角 =34；节宽 bp =11 mm槽间距 e =15士0.3 mm基准线上槽深hami

31、n =2.75 mm最小槽缘厚度匚min =6 mm外径 dw = dd 2ha =105.5 mm7.4大V带轮的设计V带轮的材料的选择主要用铸铁 HT150或HT2OO10】，本机构选用HT20Q大V带轮的直径大于300mm寸，其带轮结构采用轮辐式，其结构示意图如下图7.4 V带大轮示意图带宽：B=(z-1)e25 查表 1 得 A带：e = 15 f=9(7.6)B=63mm轮槽的契角 =38节宽 bp =11 mm槽间距 e =15士0.3 mm基准线上槽深hamin =2.75 mm最小槽缘厚度二min 二 6 mm外径 dw 二 dd 20 =320.5 mm(7.7)7.5 V带

32、的张紧由于各种材质的V带都不是完全的弹性体，因而V带在张紧里的作用下，经过一 定的时间运转后，就会由于塑性变形而松弛，是张紧力减小，传递动力的能力降低。 因此，带传动必须设计张紧装置，最常见的有定期张紧和自动张紧两类。由于本人设计与选用的V带的中心距不可调，因此选用张紧轮装置，张紧轮放在松边的内侧，是带只手单向弯曲。同时，放置张紧轮时，使其尽量的靠近大带轮，以免影响带在小轮 上的包角。张紧轮的轮槽与带轮相同，且直径小于小带轮。张紧轮定期张紧装置的示意图如下1-小V带轮2-大V带轮3-V带4-张紧轮5-张紧轮机架图7.5 V带张紧装置的示意图8物料箱的选择根据设计的要求，物料箱两旁装有导轨，使得

33、它能够在有外力作用的时候能够沿 着导轨运动。根据物料湘玉竹的型状大小，设计得出它的长为300mm比湘玉竹稍稍的长一些；它的宽度为300mm主要是因为设计与选用的平带的带宽为 355mm由于 湘玉竹的平均直径为15mm物料箱中一般在竖直方向上放有10根湘玉竹，故物料箱 的高度为165mm物料箱的结构示意图如下所示图8.1物料箱示意图9压紧机构的设计9.1压紧机构的结构设计为了使压紧机构与刀片的密切配合，在切片的行程里缓慢的压紧湘玉竹，并随时 调整距离，在即将切完时，能够迅速的松开，以配合供给机构的送料，当更换完物料 箱之后，又进入压紧过程，使切片顺利。为此，我选择用电机和齿条的配合来压紧， 由平

34、带的速度5m/s和平带上的刀片数8把，得出压紧机构以每秒1m的速度向下运动， 当压紧机构向下运动了 15c m时，此时，电机立即松开，这时机构依靠弹簧中的储能 向上弹，当机构到达最高点是触发开关，电机又压紧齿条，但此时电机并不运动，等 下一物料箱碰到定位杆时，电机开始运动，然后又一轮的压紧行程开始。压紧机构的机构示意图如下所示31-压料元件2-螺栓3-挡板4-弹簧5-保护杆6-压紧连杆7-齿条图9.1压紧机构示意图压料元件1用弹性较大的材料制成，其底部粘贴一层橡皮，使得它在压紧的 过程中始终能紧密的贴着物料；螺栓 2将压料元件1和杆6连接起来；挡板3 用螺栓将它固定在基架上；弹簧 4连接压紧连

35、杆6和挡板3,在压紧连杆6向 下运动，当碰到挡板3的时候，它开始储能，最后利用弹簧的弹力使压紧机构退出物 料箱；保护杆5它卡在机架中的槽中，使得压紧机构不能做水平方向上的运动， 只能上下运动；压紧连杆6用于连接和传递动力；齿条 7在连杆上加工出来 的齿条，通过它与电机的配合运动来传递动力。9.2齿轮齿条的设计选择齿轮材料10】为40Cr，调质处理，硬度为 241LI 286HBS B =686MP，；s =490MP已知压紧机构每秒1cm的速度向下运动，由公式：n=V 60(9.1)兀Dn-齿轮转速D-齿轮分度圆直径V-齿轮线速度初选 D=47.8mm 得 n=4rad / min取 Z=21

36、 mZ=D=47.8 得 m=2.27 查表取 m=2.5Z-齿轮齿数m-齿轮模数由表得，软齿面齿轮，不对称安装，取齿宽系数-d =1.1, b=,Ld =52.6mm按齿根弯曲疲劳强度校核计算公式按式二 FYFaYsaY . - 二F(9.2)bDmYFa 齿形系数Ysa-应力修正系数 丫-重合度系数查表得，小齿轮齿形系数YFai =2.18，齿条的齿形系数YFa2 =2.1，小齿轮应力修正 系数Ysa1=1.8，齿条应力修正系数YSa2=1.89。由表得重合度系数丫；=0.75。查表得使 用系数Ka =1.75，试取动载系数Kv =1.15，按齿轮轴承中间不对称布置，取K，1.07,按齿面

37、未硬化，直齿轮，取 K：. =1.1K 二 Ka*v_K=2.37(9.3)按式6-14得弯曲疲劳许用应力二F；斗=电丫丫迪(9.4)按表得，查取齿轮材料弯曲疲劳极限应力；Flim1=300Mpa,匚Flim2=240Mpa。由表计算弯曲强度计算的寿命系数 Yn1=0.9，Yn2=1.08由表查取尺寸系数，Yx=1，由式6-14取Yst=2弯曲疲劳强度安全系数由表得Sp =1.25刁f1Flim1丫N1丫XSf300Mpa 0.9 1 21.25= 410Mpa(9.5)同理的二F2=414.72Mpa比较丫並，和丫必2的大小的到丫田丫1 遂血，所以应该按齿轮校核齿轮弯%1f2叫1Lf2曲疲劳

38、强度62=姿泉1泉1丫 =97.69Mpa；F2=414.72 Mpa,弯曲疲劳强度足够。(9.6) bDm根据压紧机构的工作行程，选定齿条的工作长为200mm齿条宽度为55mm分度圆齿厚s=3.14mm分度圆齿间宽e=3.14mm齿距为6.28，故齿条上共有32个齿。9.3电动机的选择由于所需转速为4rad/min ,选择变频电动机5】进行无极调速，型号为YZTPWT112M-2额定功率为 0.75KW10机构中弹簧的计算10.1弹簧材料的选定弹簧在工作中承受变载荷或冲击载荷，其主要失效形式是疲劳破坏。因此，要求 弹簧材料必须具有高的弹性极限和疲劳极限，良好的韧性及热处理性能。同时，价格 要

39、便宜，易于购买。在日常生活中，常用的弹簧材料有：碳素弹簧钢丝、合金弹簧钢 丝、弹簧用不锈钢丝及铜合金等。近年来，非金属弹簧材料也有了很大的发展，如塑 料、橡胶等。选择材料时，主要考虑弹簧的功能，载荷的性质，工作持续时间，介质 情况等工作条件及其在机械中的重要性等因素。综合以上考虑，本机构中的弹簧材料选用碳素弹簧钢丝。碳素弹簧钢丝按用途又分为3级：B级用于低应力弹簧；C级用于中等应力弹簧；D级用于高应力弹簧。由于本机构中的弹簧主要用做储能缓冲等用 途，故本机构选用B级弹簧。10.2弹簧尺寸的计算表10.1弹簧的尺寸名称与代号压缩螺旋弹簧弹簧丝直径dd = 3.5mm弹簧中径D2D2 = Cd =

40、 10 3.5 = 35mm弹簧外径DD = D2 d 二 38.5mm弹簧内径QDi = D2 -d = 31.5mm弹簧指数C10工作圈数z8总圈数乙10自由高度H)H 0 = pz 1.5d = 120mm节距pp = D2/3 D2/2 =14.6mm咼径比b =H/D2 =3.43弹簧丝展开长LL = nD2z1 /cos。=1107.3mm10.3压缩弹簧的稳定性圆柱螺旋弹簧承压时，如果弹簧自由高度Ho和中径D2比例不当，会丧失稳定而无法工作，为了保证压缩弹簧的稳定性，弹簧的高径比b二H0/D2不能太大，设计时应考虑控制高径比b值。当弹簧两端固定时，则应取.b 5.3 ;当弹簧一端

41、固定时， 另异端自由转动时，就取b3.7 ;当两端均可自由转动时，应取 b2.6。而本机构中的b=3.435.3，满足稳定性的要求，故弹簧选取合理。11 结束语在这段时间内，系统的运用了以前所学的知识，在姜宏阳老师的细致的指导下， 我完成了本次毕业设计。 通过这次设计，使我对以前所学的知识有了一个更深的感悟， 同时也对自己的不足有了新的认识。我设计的旋切式湘玉竹切片机， 虽然是针对湘玉竹而进行的设计， 但也可以用到 其它的相关领域，其主要特点是效率较高。在设计的过程中， 由于本人的知识和实际经验的缺乏， 对实际工作过程的控制不 够，未能达到预期效果。各个部件都有一定的上升空间，加上其它方面的原因，使得 本次设计还有很大的改善空间。另外，本设计机构的市场价值还没有通过实际的考验， 由于种种原因， 使得本设 计只是停留在设计阶段而不能立