糕点切片机毕业设计

1、目录摘要1关键词11 前言11.1 研究的目的和意义 11.2 国内外糕点生产现状 21.3 研究的主要内容21.4 研究的主要目标32 糕点切片机的设计32.1 糕点切片机设计要求 32.2 间歇进料机构的方案选定32.3 往复切片机构的方案选定63 传动装置的设计73.1 糕点切片机的电机选择 83.2 减速系统的设计 94 轴的设计与计算 165 糕点切片机推料装置的设计225.1 输送带的设计236 糕点切片机切片装置的设计236.1 切刀的设计247 机架的设计 258 结论25参考文献 26 致谢27糕点切片机装置的设计摘 要： 本设计介绍了糕点在生活中的地位和作用，简要提到了国内

2、外糕点切片机的发展现 状。设计了一款以电机为原动力，通过带和齿轮传动，曲柄滑块机构为切片装置，槽轮为间歇推 料装置的糕点切片机。该切片机结构简单，成本低廉。主要用于家用，小作坊场合。关键词 ：糕点，切片机，槽轮间歇推料，曲柄滑块机构Design Of Cake Slice MachineAuthor:Yi HaoTutor:Zou Y unmei(Oriental Science Technology College of Hunan Agricultural University, Changsha 410128)Abstract: This design the cake's po

3、sition and role in the life, briefly mentioned the cake slicer development at home and abroad. Design a motor as driving force, through belts and gears, crank-slider mechanism for slicing equipment, cake slice of Geneva for intermittent feeding device. The slicing machine is simple in structure, and

4、 low cost. Mainly used for household and small occasions.Key words ： cake,slice machine, geneva, crank-slider mechanism1 前言1.1 研究目的和意义 糕点是我国古老的传统食品，源远流长，历史悠久。相传有三四年的历史。糕点 制品无论是民间喜婚相贺，逢年过节，旅游观光，古代宫廷皇室中享受的精品 1 。作 为生活中非常受欢迎的食品。其种类繁多，制作的方式也是五花八门 11 。而且根据地 域，口味更是千差万别 23 。随着和外国的交流增加，西式糕点也流入中国，其造型新颖，风格独特，口

5、味清 新，更是颠覆了传统糕点在我国人民眼中的印象。不仅仅在选材，制作方式，口感方 面都给我们一种耳目一新的感觉。而今的糕点的发展更是融合了中西两种风格，成为 新一代的流行美食。深受大众的喜欢。市场占有率极高 8 。糕点作为一种常见的食品，在日常生活中扮演着重要的角色。它可以作为早餐、 中餐、晚餐，也可以作为主食 7 。而今，新世纪的糕点中添加了一些保健性的药物， 在不影响其自身美味的同时还大大提高了它的营养价值和药用效果 9 。糕点切片机发展史已经很多年了，对于家居型的糕点切片机也是有市场供应。早 就已经发展到了一定阶段。近几年来，随着经济的飞速发展，人民生活水平的不断提 高12 。糕点的制作

6、慢慢有家庭小批量生产的趋势，加上糕点庞大的需求量。价格适宜 且功能强大的小作坊型糕点切片机变得非常必需。1.2 国内外研究现状随着人民生活水平的提高，人们开始追求生活，不仅仅满足于在市场，商店里买 到的糕点。而且现在自家制作糕点也不再是难事。制作工具，原料和配料都容易买 到。甚至可以根据自己喜爱的口味，做出软硬适中的糕点。而且还可以根据自己的想 象去设计。面对如今众多的大学生创业，下岗工人的再就业创业。如此庞大的糕点市 场是个很好的机会 10 。所以，一台价格适宜，容易上手，操作简单的糕点切片机能给 他们在糕点制作的过程带来很大的便捷。不过现阶段的糕点切片机在国内主要存在于 中大批量生产中。小

7、作坊型的糕点切片机在小批量生产的商店，家用有广大的市场。 随着家电机械化程度越来越高，人们不再停止纯手工劳动 14 。而且针对糕点种类如此 之多，质地有硬有软，人工切片有诸多的不便。而且工作效率比较低，手工切出来的 糕点美观程度也不如机器切的。所以小作坊型糕点切片机变得被人们和市场所需要 18。小型家庭作坊型糕点切片机变得被人们和市场所需要。如：兴化市中远食品机械 厂生产的 ZY-Q400 切片机，该机功率： 0.75KW， 产量： 600-100KG，切片厚度 17mm ，能适用于中等工作量的切片。还有纳赛食品设备有限公司生产的YS-6000W型切片机，该机器尺寸为高 1390X宽 815X

8、长 1405（mm） ，切断能力 150-800kg/ 时，切 断尺寸在 0-50mm可调节方式，入料口尺寸为宽 130X高 100（mm，） 电动机采用 3 相 /380v/800w 。适用于各种切片和切段。 FOODTOOL生S产的 ACCUSONIC-100F蛋S 糕切片 机功率为 208V-240V, 60A （kw），该机型非常适合用于流水线切割片状和圆形食品， 它带有伺服驱动的传送带，多轴驱动切割头和自动装卸载装置，性能强劲，可以把圆 形蛋糕切割成 4-24 等份或者把整盘的片状产品切割成方形、三角形、菱形、平行四 边形等其它指定的多边形，该机型传送带精确定位，产品并列排放，同时切

9、割，可使 效率加倍；使用超声波技术，钛合金刀片防止了食品粘在刀片上；友好的触摸屏界 面，可储存 170 多种甚至更多的切割方案，切割方案自主选择，并且可装多个刀片提 高生产效率；切面干净、整洁且美观，分块大小精确一致。1.3 研究的主要内容 研究糕点输送与切片分离的新的工作原理及结构形式，利用槽轮机构实现成型后 糕点的间歇输送，采用曲柄滑块机构实现糕点的切片与分离动作，以最大程度地减少 动力功耗和总体结构尺寸；针对不同糕点品种，优化传动与工作部件的结构，使其结构参数和运动参数达到 最优。1.4 研究的主要目标 本设计以配用小型作坊式的糕点切片机装置为研究对象，适应小批量生产的需 求，通过分析糕

10、点切片装置的输送及切片分离原理、刀片装置往复运动的特点和所受 阻力及对糕点的施力方式等，研究糕点切片装置及其输送部件的运动机理及最佳工作 参数，对间歇进料机构和往复切片机构进行结构优化设计，达到简化结构，降低功 耗，减少成本，提高作业质量为目标。2 糕点切片机的设计2.1 糕点切片机设计的要求 通过对糕点生产现状、切片方式的调查，研究糕点切片机的间歇进料机构、切刀 往复切片机构、机架、传动装置、动力装置等结构，研制适用小型生产的糕点切片 机，糕点切片厚度约为 1020mm切, 片长度约为 580mm，切刀工作节拍为 30 次 min。具体内容有：2.1.1 该糕点切片机设计包括：（1）间歇进料

11、机构：采用棘轮或槽轮机构实现成型后的糕点进行间歇进料。（2）往复切片机构：采用曲柄滑块机构的形式使切刀做竖直平面上的往复运动。（3）机架：合理安置各个部分。（4）传动机构：根据生产需求选用动力，设计减速系统，对相关部件的结构参数 计算和校核。2.2 糕点间歇进料机构的确定和设计实现糕点直线间歇移动机构的方案比较如图 1 所示，为牛头刨床，是可以实现直线间歇移动的机构图 1. 牛头刨床运动示意图Fag1 .Shaper diagram此摆动导杆机构的优点： 此机构具有急回运动特性，可以根据所需的行程比系数 K 来设计，先利用式求出 极位夹角，然后再设计各杆的尺寸 28 。此摆动导杆机构的缺点：

12、此机构没有间歇特性，只有急回特性，不能够很好的完成直线间歇移动。 故舍弃。如图 2 所示，为一连杆步进输送机构，也可以实现直线间歇移动机构图 2 步进输送机示意图Fag2.Stepping conveyor此连杆机构的传输优点：就其理想的运动特性来讲，此机构能完全实现直线间歇移动。如果连杆设计得 当，此机构具有传递平稳，运动精确等优点。此机构的缺点：其中连杆 CDC的运动轨迹是一个完全不规则的曲线，在设计连杆机构时，要想使 连杆和挂钩接触的部分的运动曲线近似为一直线，机构中的每个连杆的长度和定位都 很难。确定连杆的运动的方法包括图解法，解析法和实验法。其中解析法超出了我们 没有学习，超出了我们

13、的能力范围。实验法不够精确，不能是其间歇直线运动和切刀 的往复运动很好配合起来，所学过的图解法的知识也不能最终确定尺寸和方位28 。故舍弃。方案三如图 3 所示，为一槽轮机构，可实现直线间歇移动。图 3 槽轮机构Fag3.Geneva mechanism 糕点的间歇移动我们采取槽轮实现： 当槽轮静止时推杆向上运动，当槽轮运动时推杆向下运动，利用这个规律可以 根据反转法计算确定不完全圆盘的形状。当滑块向上运动时，槽轮运动带动糕点的移动，当滑块向下运动即刀向下运动 时，槽轮静止即糕点静止，进行切割。该槽轮机构的优点： 槽轮机构的机构简单，工作可靠、外形尺寸小，其机械效率高，并能较平稳地、 间歇地进

14、行转位。此槽轮机构的缺点：因圆柱销开始进入与脱离径向槽，存在刚性冲击，故常用于速度不太高的场合， 本论文所要设计的糕点切片机中所要求的转速为 30r/min 。转速不高，此缺点可以忽 略。比较合理，故选用该机构 28 。2.3 切片机往复切片装置方案的确定本设计切片装置的三个方案比较及选择。2.3.1 凸轮机构 作为直动从动件盘形凸轮机构的等速转动转化为从动件的往复直线运动，其移动 的位移, 速度，加速度与凸轮的轮廓曲线有关。凸轮机构广泛应用于传动机构，他有 其他机构无可比拟的优点：（1）设计简单，适应性强，可实现从动件的复杂运动规律要求。（2）结构简单紧凑，控制准确有效，运动特性好，使用方便

15、。（3）性能稳定，故障少，维护保养方便。缺点：凸轮与从动件为高副接触，易于磨损，可调性差。而且，由于凸轮的轮廓 曲线通常比较复杂，因而加工比较困难 27 。2.3.2 齿轮齿条机构 其结构紧凑，冲击小，传动精确，结构比较复杂，比较难于制造，还有其形往复 的直线运动，主动件要往复转动。2.3.3 曲柄滑块机构 一般情况下，运用在曲柄作等速转动，滑块作往复直线运动，其往复运动可以是匀速，也可以不匀速。它还具有急回特性，效率高。其结构特点：（1）其结构由简单的构件和低副组成，具有结构简单，易于制造，成本低廉的特点。（2）构件只建力的传递是通过低副实现的，面接触的低副具有较小的单位面积 承载力，故其机

16、构的承载能力大。（3）通过适当的设计各杆的尺寸，连杆机构可实现运动规律的多样化。（4）当连杆和机架较长时，可实现远距离的运动和动力的传递。 缺点是该连杆机构的机械效率较低，是连杆机构不能避免的，但该考虑到成本及 使用的场合，还是采用该机构。经上述比较，考虑到在以后的生活和生产中 , 自动化是必然的趋势，因此设计的 机构要尽量满足自动化的要求。此机构的运作是切糕点与送糕点 , 切的时候糕点不能 动,没有切的时候 , 糕点要运动并前进一定的距离到达指定位置。为了实现切片的动作 开始采用凸轮机构 , 来实现刀的往复运动 , 用凸轮可以很好的控制刀的运动 , 实现最优 的运动轨迹 ,可是凸轮的设计和制

17、造比较复杂，且不能传递较大的力 , 而且切糕点也不 需要那么高的精度。于是我们考虑用曲柄滑块机构 , 曲柄滑块机构一样可以实现刀的 往复运动 ,可传递较大的力 ,能足设计的需要 , 而且其机构简单，加工制造方便，能减 少生产成本，符合设计的切片机面向的小投资作坊这一类使用者，于是本设计确定用 曲柄滑块机构 26 。图 4 偏置曲柄滑块机构Fag4 Slider crank mechanism3 传动机构的确定和设计图 5. 传动系统示意图Fag5.Transmission system3.1 电机的选型根据要求，切片的频率为 30 次/min 。选择型号为 Y801-4 的 Y 系列异步电动机

18、26 。电动机功率 0.55KW、转速为 1390r/min 。3.2 减速系统的设计本机构为一高速电机 , 其转速为 1390 r/min, 但传动所需要的转速是 30r/min, 所 以要减速。对于减速装置采用带传动加齿轮的方法 35 。第一级降速是用皮带减速 , 减 为 240r/min 。第二级是用齿轮减为 30r/min 。下图为切片的传动系统示意图 皮带传动的设计：皮带传动的优点为缓冲减振，传动比精确，传动轻巧。同步带传动具有带传动、 链传动和齿轮传动的优点。同步带传动由于带与带轮是靠啮合传递运动和动力，故带 与带轮间无相对滑动，能保证准确的传动比。传动时的线速度可达50m/s，传

19、动比可达 10 ，效率可达 98。传动噪音比带传动、链传动和齿轮传动小，耐磨性好，不需 油润滑，寿命比摩擦带长。其主要缺点是制造和安装精度要求较高，中心距要求较严 格。所以同步带广泛应用于要求传动比准确的中、小功率传动中 36 。(1) 皮带传动设计主要是采用两个半径不相同的皮带轮实现。由于皮带上线速度 相等，由r 1×v1=r 2× v2，(1)1390×r 1=240×r 2；r1 /r 2=24/139.由 此 可 见 算 出 电 机 上 皮 带 轮 直 径 大 小 r1=36mm； 另 一 端 皮 带 轮 半 径 大 小 r2=220mm。传动比

20、 i=139/24.(2) 工 况 系 数 KA=1.5 28 。 传 动 功 率 P=0.55KW， 得 同 步 带 的 设 计 功 率 Pd=KaxPd36 。小带轮转速 n1=1390r/min 。初选同步带为模数制， 因带轮转速较高，故同步带模数应选较小值，初定模数 m=1.5。(3) 带速 v=60xd110n010 vmax，v=2.62m/s，由 vmax=4050m/s，得 v满足条件。(4) 初定中心距 a0， 为 a0=300mm。(5) 初定带的节线长度0.7 (d1+d2) <a0<2(d1+d2), 即L0p 及其齿数 zb，由179.2<a0<

21、;512, 选定中心距Lop2a0+/2d1+d2)+(d2 d1)24a0=1029mm(6) 选取较接近的值则节线长度 Lp=980.18mm，则齿数 zb=208.(7) 实际中心距 a，中心距可调整Lp Lop aa0+2=275.5mm。(8) 带宽bsPdKz(Fa Fc)v=25.82mm，Fc=mbv 2 ， 其中小带轮啮合齿 数系数Kz=1.0查得代为带 宽的 许用拉 力 Fa=5N/mm， 带的单 位宽度、单位 长度的 质量 mb=1.8g. mm 1 . m 1 28 。(9) 作用在轴上的力 Fr=Pd/v=378.44N 。根据上表数据可以查得应该选用 m×

22、 zb× bs( 模数×齿数×带宽 )=1.5 ×208×30 (mm)，其节线长 Lp=980.18mm的同步带 30 。两级齿轮设计 :经皮带减速后的转速为 240r/min, 而我们所要的转速 30r/min 。因此还需要的传 动比为 8/1, 选用的齿轮为标准齿轮。切片机为一般工作机器，速度不高，选用 7级精度( GB10095-88)。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 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS30 。表 1 齿轮传动参数Table1 gear tran

23、smission parametersz1z2z3z4齿数255025100模数2mm2mm2mm2mm分度圆50mm100mm50mm200mm传动比 i=8/1 。 对渐开线标准直齿圆柱齿轮的设计 用标准齿轮传动设计简单，使用方便，互换性好。 标准渐开线直齿轮主要参数设计(1) 初选中心距：取初始标准安装中心距 a=65mm(2) 模数、传动比及中心距确定 25 ：在一般动力传动中，模数 m 不应小于 2mm。 齿轮选用 45号钢制作 32。取第一系列模数 m=2mm25齿轮的传动比 i 34=u1=z4/z=4则由中心距公式 a1=(z 1+z2)m/2 a 2=(z 4+z3)m/2

24、，则实际标准安装中心距为 a1=(z 1+z2)m/2=75mm a2=(z 3+z4)m/2=125mm则齿轮 1、 2 的实际传动比 i 12= z 2/z 1=50/25=2 齿轮 3、4 的实际传动比 i 34=(3) 齿轮的强度计算及校核 关于第一对齿轮 Z1和 Z2 和强度计算 按齿面接触强度设计由设计计算公式( 10-9a )进行计算，即d1t2ZEH3)确定公式内的各计算数值(4) 试选载何系数 K t 1.3(5) 小齿轮传递的名义转矩 T1 10.16N m 1.016 104 N mm(6) 选取齿宽系数 d 1(7) 查得材料的弹性影响系数 ZE 189.8MPa1/2

25、(8) 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 28 Hlim1 600MPa ；大齿轮的接 触疲劳强度极限 H lim 2 550MPa ；(9). 计算应力循环次数N1 60n1 jLh 60 240 1 8 300 15 51840000(4)99N2 1.072 109 /5.2 0.206 109(10). 查得接触疲劳寿命系数 22 KHN1 0.96； KHN2 0.98(11). 计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数 S=1，H1KHN1 H lim1S0.96 600MPa 576MPa5)H2K HN2 H lim 2S0.98 550MPa539MPa计算载荷

26、系数根据 v=2.62m/s,7 级精度，查得动载系数 28 Kv 1.05 ；直齿轮，假设 KAFt /b 100N / mm 。查得动载荷系数 28 KH KF 1.2；查得使用系数 28 K A 1；由 b/h=8.90, KH 1.415 查 KF 1.32 ；故载荷系数K K AKvKH KH1 1.05 1.2 1.4151.783(6)按齿根弯曲强度设计得弯曲强度的设计公式为2KT12z1YF YS7)确定公式内的各计算数值(1)28FE2查得小齿轮的弯曲疲劳极限28FE1500MPa ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限(2)380 MPa ； 由查得弯曲疲劳寿命系数 28K FN10.

27、86 ； K FN20.90(3)取弯曲疲劳安全系数计算弯曲疲劳许用应力28 S=1.4，K FN1 FE1S0.861.4500 MPa307.14MPa(8)K FN 2 FE2S0.90 380 MPa1.4244.29MPa(4) 计算载荷系数KAKvKF1.051.2 1.32 1.6639)(5) 查取齿形系数 查得 28 YF 1 2.802 2.177YF(6) 查取应力校正系数 28 查得 YS 1 1.55 ； YS 2 1.793(7) 计算大、小齿的YF YS并加以比较FYF 1YS 1F12.80 1.55307.140.0141310)YF 2YS 2F22.177

28、 1.7930.01597244.29大齿轮的数值大。（8）设计计算2 1.663 1.016 10 0.01597mm 1.105mm1 202(11)由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算对此计算结果，的模数，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触 疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯 曲强度算得的模数 1.105 并就近圆整为标准值 m=1.5mm，而设计确定的模数为 2mm， 符合强度要求 29 。关于第二对齿轮 z3和 z4的计算按齿面接触强度设计由设计计算公式（ 10-9a ）进行计算，即d

29、1t2.323K tTt u 12ZEdu12)确定公式内的各计算数值1. 试选载何系数 K t 1.32. 小齿轮传递的转矩 T1 50.22N m3. 选取齿宽系数 d 15.022 104 N mm1/ 2189.8MPa1/25. 由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限4. 由表查得材料的弹性影响系数 ZEHlim 1 600MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim 2 550MPa；6. 由式 10-13 计算应力循环次数N1 60n1 jLh 60 95.47 18 300 15 2.062 108 (13)N2 2.062 108 /2.397. 由查得接

30、触疲劳寿命系数 280.863108K HN10.98；K HN 2 0.998.计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1K HN 1 H lim1S0.98600MPa588MPaK HN2 H lim 2 0.99S 0.99550MPa 544.5MPa计算圆周速度28d1tn160 1000120 50m/s 0.314m/ s60 100014)计算载荷系数根据 v=0.314m/s,7 级精度，查得动载系数 28 Kv 1.02 ；直齿轮，假设 KAFt/b 100N / mm。查得动载荷系数 28 KH KF 1.2；查得使用系数 28 K A 1查得 7级精度30

31、、小齿轮相对支承非对称布置时，2 2 3 KH 1.12 0.181 0.6 d2 d 2 0.23 10 3b将数据代入后得K H 1.12220.181 0.612 120.23310 351.99 1.420由 b/h=8.90 ，KH1.420查得 28K AKvKH KH1按齿根弯曲强度设计得弯曲强度的设计公式为2KT1 m 312d z1确定公式内的各计算数值(1). 由查得小齿轮的弯曲疲劳极限KF1.02YF YSFE2 380 MPa ；(2). 查得弯曲疲劳寿命系数 28 K FN1(3). 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式F1F21.33；故载荷系数

32、1.2 1.420FE1500 MPa ；0.90；10-12 )K FN1 FE1SK FN 2 FE2SK FN20.90 5001.41.73815)大齿轮的弯曲疲劳强度极限0.92MPa0.92 5001.4MPa321.14MPa247MPa(4). 计算载荷系数 K1 0.20 1.2 1.33 0.319K K AKvKF KF(5) . 查取齿形系数由查得 28 YF 1 2.80 YF 2 2.177(6) . 查取应力校正系数 28由查得 YS 1 1.55 YS 2 1.692YF YS(7) . 计算大、小齿的 F 并加以比较YF 1YS 12.80 1.550.013

33、51321.14F1YF 2YS 22.332 1.6920.01597F2247大齿轮的数值大。表2 齿轮传动参数Table2 gear transmission parametersz1z2z3z4模数2222啮合角20°齿顶高2222齿根高2.5齿顶圆直径5410454202齿根圆直径459545195基圆直径50.7497.7350.74189.82齿距6.28基圆齿距5.90齿厚3.14齿槽宽3.14分度圆直径5010050200(8) 设计计算3 2 0.319 5.022 104m 3 2 0.01597mm 1.086mm1 202对此计算结果，由齿

34、面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算 的模数，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触 疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关，可取由弯 曲强度算得的模数 1.086 并就近圆整为标准值 m=1.25mm，而设计确定的模数为 2mm，符合强度要求 30 。r1 =mz1 /2=25mmr 2 =mz2 /2=50mmr 3 =mz3 /2=25mmr1 =mz4 /2=100mmr a2=r2 +ha*m=52mmr a3=r3 +ha*m=27mmr a4=r4 +ha*m=102mma1=arc cos(r1cos

35、 /ra1)=arccos(25cos20 °/27)=32.25 °a2=arc cos(r2cos /ra2)=arccos(50cos20 °/52)=25.88 °故 1、2 两齿轮的重合度： =z1(tan a1-tan )+ z2(tan a2-tan )/2 =25(tan32.25 °-tan20 °)+ 50(tan25.88 °-tan20 °)/2 =1.63>1,故所选齿轮满足要求。对于 3、4 两齿轮a3=arc cos(r3cos/ra3)=arccos(25cos20°

36、 /27)=32.25 °a4=arc cos(r4cos/ra4)=arccos(100cos20°/102)=23.89 °表 3 齿轮传动参数Table3 gear transmission parametersZ5Z6模数2mm2mm啮合角20o20o齿根圆直径155mm155mm齿数8080齿顶圆直径164mm164mm分度圆直径160mm160mm基圆直径150.35mm150.35mm故两齿轮的重合度： =z3(tan a3-tan )+ z4(tan a4-tan )/2 =25(tan32.25 °-tan20 °)+ 100

37、(tan23.89 °-tan20 °)/2 =1.67>1,故所选齿轮满足要求。推料轴和切片轴间用传动比为 1：1 的齿轮传动。4 轴的设计与计算4.1 计算传动装置各轴的运动和动力参数本设计重点设计切片轴以及推料轴，高速轴和中间轴用示意图表示。（1）各轴转速 为进行传动件的设计计算，将传动装置中各轴由高速至低速依次定为高速轴， 中间轴，切片轴，推料轴。高速轴nnm241390240r /min（15）i0139中间轴nni12524050120r /minn2530r / min切片轴ni2120100推料轴nn30r /min2）各输入轴功率高速轴PPd01Pd

38、1 0.55 0.960.528kW（16）中间轴PP12 P2 3 0.5280.98 0.970.502kW切片轴PP23P2 3 0.5020.98 0.970.477kW推料轴PP24P2 4 0.4770.98 0.990.463kW各输出功率为：高速轴PP0.980.5280.980.517kW中间轴P，P0.980.5020.980.492kW切片轴P，P0.980.4770.980.467kW推料轴PP0.980.4630.980.454kW（3）各轴输入转矩电动机轴输出转矩Pd0.55Td 9550 d 9550 3.78N mnm1390各输入转矩为：高速轴T Tdi001

39、Td i0 13.78 2.8 0.96 21.01N m（18）中间轴TT i1 12T i123 21.01 2 0.98 0.97 39.14Nm输出轴TTi2 23T i22 3 39.14 4 0.980.97 148.83N m各轴输出转矩为：高速轴T，T0.9820.010.98 20.56N m中间轴T，T0.9839.140.98 38.36N m输出轴T，T0.98 148.83 0.98 145.85N m各轴的输出功率高速轴PPd01Pd10.55 0.96 0.528kW(18)中间轴PP12P 23 0.528 0.98 0.970.502kW切片轴PP23P23

40、0.502 0.98 0.970.477kW推料轴PP24P24 0.477 0.98 0.990.463kW本设计重点设计其切片轴和推料轴4.2 切片轴的设计0.477kW30r / min速 n已 知 ： 输 出 轴 上 的 功 率 PT 145.85N m ，该轴上的齿轮分度圆直径 d=200mm和 d=160mm。，转，转矩则作用在轴上的力为：P2Td2 145.85 1000N 1458.5N200(19)初步确定轴的最小直径初步估算轴的最小直径。取 A0 112 ，于是得选取轴的材料为 45 钢，调质处理 26。(21)(20)dmin A0 3 P 112 3 0.477 mm

41、28.16mmmin 0 n 30输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了使所选的轴直径与联轴器 的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩 Tca KAT ，查表26，考虑到转矩变化很小，故取 K A 1.3， 则：Tca K AT 1.3 145.85 1000N mm 189605N mm按照计算转矩 Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查手册 26，选用 HL1 型弹性柱 销联轴器，其公称转矩为 160000N·mm。半联轴器的孔径 d1 20mm，故取 d 20 mm；半联轴器长 L=52mm半 联轴器与轴配合的毂孔长度 L1=38mm。 轴的结构设计根据

42、轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，左端需制出一轴肩右端用轴端挡圈定 位，按轴端直径取挡圈直径 D=30m。m 半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1=38mm，为了保 证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故取的长度应比L1 略短一些。（2）初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力，故选用常用滚动轴承。参考轴的 最小直径和齿轮分度圆，选用常用滚动轴承6005，其尺寸为 d×D×B=25mm×47mm×12mm。左端轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册 28上查得 6005型轴承的定位轴肩高度 h=2.5mm，因此，取（3）

43、取安装齿轮处的轴的直径为 46mm；齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位28。已知齿轮轮毂的宽度为 38mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取其长度 33mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d ，取h=6mm，则轴环处的直径 60mm。轴环宽度 b1.4h ，取长度为 12mm。（ 4）轴承端盖的总宽度为 20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑 脂，取端盖的外端面与半联轴器左端面间的距离 l=30mm。（ 5 ）轴的右端为连接切片装置，根据切片切刀位置，确定轴右端的长度为 92mm。并在轴端设计两个直径为 4 的孔。与偏心轮连接。至此，已初

44、步确定了轴的各段直径和长度。Fag6 Section axis4.3 推料轴的设计已 知 ： 推 料 轴 上 的 功 率 为 0.463kw ， 转 速 n 30r /min ， 转 矩T 145.85N m ，该轴上的齿轮分度圆直径 d=160mm。则作用在轴上的力为：错误! 未找到引用源。(21)初步确定轴的最小直径先按式 15-2 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢，调质处理。根据表 28 15-3 ，取 A0 112 ，于是得错误! 未找到引用源。 (22)推料轴最小直径为安装轴承处，取最小直径为 30mm。轴上安装一个分度圆直径为 160mm的齿轮，取安装齿轮处的轴的直径

45、为 40mm；齿轮的右端与右轴承之间采用套筒 定位。已知齿轮轮毂的宽度为 38mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短 于轮毂宽度，故取其长度 33mm。齿轮的左端采用轴肩定位 29，轴肩高度 h>0.07d ，取 h=6mm，则轴环处的直径 60mm。轴环宽度 b1.4h ，取长度为 12mm。推料轴右端与槽轮机构连接，在轴右端面设计一个直径为 5mm的孔。 推料轴的成型图如下图所示因小齿轮分度圆较小，固此将齿轮和轴做成一体， 则轴的材料和齿轮一样，也 为 40Cr 钢，调质处理。经过计算，高速轴和中间轴的各段长度和直径，画出两轴的 示意图分别如下：Fag7.Pusher sh

46、aft计算轴的弯矩并画出弯矩图水平 面弯矩 错 误!未 找到引用源 。-错误!未找到引 用源 。 +FH2(L2+L3)=0(23)M HB=9482 8321 (70+42)=-356260n·mm错误!未找到引用源。 + FHL3=0MHC=-832147.4=-441013N·mm图 8. 高速轴示意图Fag8.High speed shaft图 9. 中间轴示意图Fag9.Intermediate shaft垂直面弯矩 -MVB-Fr2L2-Fv2(L2+L3)=0MVB=345174.2+2035(74.2+47.4)=4487nmm·MVC-FV2L3

47、=0 M VC=-203547.4=-107855n m·m合成弯矩 错误! 未找到引用源。 =错误 ! 未找到引用源。 =错误! 未找到引用源 =356288N·mm(24)错误 ! 未找到引用源。 =错误 ! 未找到引用源。 =错误 ! 未找到引用源 =454010 N· mmE. 画扭矩图，计算并画当量弯矩图，转矩按静载荷计算，取=0.3T2=0.3474.09103=142227N·mm错误! 未找到引用源。 =错误!未找到引用源。 =错误! 未找到引用源。 =383627N·mm(25)错误! 未找到引用源。 =错误!未找到引用源。

48、=454010 N·mmFag10.Bending moment diagram轴的强度校核按弯扭合成应力校核轴的强度轴的弯扭合成强度条件为ca26)已知 M M D 93554N mm ，T=0由表 2715-4 可知27)d 3 bt d t32 2d式中， d=30mm， b=8mm，t=4mm 将数据代入公式得：错误!未找到引用源由以上数据可得：ca2M2T2935541427.6765.53(28)查表 2515-1 可知1 70则有，ca 1 ，符合强度要求5. 糕点切片机推料装置的设计槽轮槽数 z 和拨盘圆柱销数 k 是槽轮机构的主要参数。根据设计的要求，设计的 槽轮为

49、单圆柱销槽轮。如图 3 所示，为了使槽轮启动和终止转动的瞬时角速度为零， 以避免刚性冲击，在圆柱销开始进入径向槽及自径向槽脱出时，槽的中心线垂直于拨 盘中心与圆柱销中心线的连线。设 z 为均匀分布的径向槽数目，则有图 2.3 可见，当 槽轮转过两槽的夹角 a1时，拨盘 1 的转角 a2为29)a2 = -a1 =-2 /z有公式得： z=4. 所以槽轮的槽数为 4.在一个运动循环内，槽轮 2 的运动时间 t 与拨盘运动时间 t 之比成为运动系数， 用 表示。当拨盘 1 做等速转动时， 也可以用转角之比来表示。对于只有一个圆柱 销的槽轮机构来说， tm 和 t 分别为拨盘 1 转过的角度 a2和

50、 a1 所用的时间，因此这种 槽轮机构的运动系数 为：30)k(z 2)2z由上式可知：因运动系数 必须大于零（ 为零时表示槽轮始终保持不动） ，故径向槽数 z 应大 于或等于 325 .本设计槽轮机构的槽数选 4. 槽轮的零件图如下图 11 槽轮零件示意图Fag11 Geneva mechanism 切片机的送料用输送带传送，输送带轮直径为 100mm。 输送带型号为 1000 300 EP 5 1000N/mm 4+2 L6 糕点切片机切片装置的设计6.1 曲柄滑块机构的设计 切刀的往复运动可以用曲柄滑块机构实现，刀具装在滑块上，当曲柄做圆周运动 可以带动刀的往复运动，另外，考虑到刀具的急

51、回运动特性，采取偏置的曲柄滑块机 构。可以使刀具向上切糕点的速度加快，从而使切口光滑平整。根据要求给定的糕点切片的厚度为 10-20mm，设计出来的曲柄滑块机构如图杆长 分别为 80mm和 30mm。机构的偏心距 e=40mm，有急回的特性。而且该机构为连杆机构，具有连杆机构可以承受较大载荷，并且有利于润滑，运动副元素的集合形状较简单，便于加工制造。 改变各构件的相对长度来使动件得到预期的运动规律等特点。6.2 刀具的设计此机构主要是执行切刀的上下往复运动。由于所切糕点的厚度最大为20mm所, 以切刀在糕点之下运动时 , 糕点才能运动。为了给糕点足够的传送时间 , 设计刀的行程为 70mm即, 曲柄长 30mm。由已知条件糕点切片长度（亦即切片高）范围： 5-80mm及切刀 切片时最大作用距离（亦即切片宽度方向） ：260mm，即糕点的最大宽度为 260mm。图 12 偏置曲柄滑块示意图 Fag12 Slider crank mechanism根据要求，切刀的可切宽度为 260mm，而由于是曲柄滑块机构驱动切刀自下向上运 动，考虑到切刀的平稳移动，在设计切刀的时候将宽度增至266m