糕点切片机的设计

IIDesignonakindofcakeslicerAbstract:Withtheadvancementoftechnologysociety,peoplefromasingleindustrytousemechanicalmanualworklabor,productionefficiencyhasbeengreatlyimproved.Peoplefromthecomplexandcumbersomemanualfreedtosimpleoperationofmechanicalproductiontools.Thisgreatlyreducethelaborburden,increaseinlaborproductivity,butalsomakesthenumberofproductsperunitoftimetogetabiggain.Nowavarietyofmechanicalactasaveryimportantroleinourmanufacturingprocess.Manymachineiswidelyusedinlife,greatlyimprovedthelivingstandardsofthepeople.Inpeople'sdailyliveswhoplaysaveryimportantrole.Deepprocessingpastryslicerscanbeproducedbybulkcakewillbeprocessedintoasheetcake,convenientfood,butalsoconducivetopackagingandmarketing.Cakeslicerbypowermachine,transmission,steeringactuatorandcontroldevicetocompletethetaskwehavetocompletetheslice,tomeetthedesigninmind.Thedesignofthehomeisapastryslicer,designedafullyautomaticcontinuousworkingmachine.Theuseofsimple,fastcuttingslicesevenlyabletomeettheneedsoftheaveragefamily.Keywords:cakes;slowdown;cutting目次TOC\o"1-3"\h\u29414摘要 I19451前言 198441糕点切片机设计概述 2272761.1糕点切片机的研究现状 2219291.2糕点切片的设计参数要求 262291.3糕点切片机设计的难点、重点分析 214682设计方案的选择 463902.1切片原理 466352.2核心部件的设计 4164622.2.1糕点的间歇直线运动方案 414872.2.2糕点切片机往返运动的选择 5117752.3机构设计方案的确定 590242.3.1间歇移动机构的分析与确定 5128602.4切刀运动机构的分析与确定 6206032.4.1凸轮机构 635432.4.2偏置曲柄滑块机构 6246843杆件机构尺寸的设计 740683.1曲柄滑块机构 7302773.1.1曲柄滑块机构的引入 7259773.1.2曲柄滑块机构的几何尺寸设计 7283603.2曲柄滑块机构的传动机构 9215764功率的计算和电动机的选择 10196984.1糕点切片机功率的计算 1079734.1.1计算摇杆的功率 1033034.1.2输送带功率的计算 1030084.2电动机的选择 1059645间歇运动不完全齿轮设计 12315055.1不完全齿轮设计 1283125.2不完全齿轮齿数选择与卷筒直径 16210685.3不完全齿轮机构缓冲装置的设计 16230745.4不完全齿轮轴的设计 1982845.4.1I轴的设计计算 19213585.4.2II轴的设计计算 2231136机构强度校核 266576.1曲柄滑块机构强度校核 26149156.2弯应力校核 2731677机构运动分析 2832347.1机构运动分析 2816770参考文献 32前言作为我国的传统食品，糕点在中国作为一种美食具有悠久的历史，其制做过程考究，通过不同的手法制作其外形各异且种类繁多。糕点中营养丰富是各类食物精华的结晶，人们制作的糕点口味众多符合各类人群的食用。因糕点的独特的魅力，得到人们的深深喜爱。随着国际的交流日益广泛，世界各地的文化得到了交流。同样的作为大众喜爱的糕点文化，在东西方交流中发生了碰撞的火花。西方糕点更注重于简约的造型，在制做方式上更加注重效率，在加工运输以及销售上很符合现代的生活饮食习惯。现代的糕点流行简约的包装，简单的外形，大家习惯于片状的糕点，这样既美观又方便食用。通过对大块糕点的切片，对糕点进行了一次简单的深加工，经过切片加工的糕点方便包装和食用。在糕点切片机出现以前，对糕点的切片工作都是靠人工切的。这样的话无法保证每一块糕点形状是一致的，糕点切片机的问世一举突破了这个难题。糕点切片机能够切出形状精度较高的糕点，加工效率高，全自动化生产。随着技术的提高，糕点切片机逐步走进我们的家庭，一款实用的糕点切片机是居家必备的用品。1糕点切片机设计概述1.1糕点切片机的研究现状糕点切片机的出现使得糕点的生产效率大大的提高，让糕点切片的生产从手工切片过渡到了机械切片，从低精度的生产到了高精度的跃迁。在过去的十年里，大多数切片的糕点都是由糕点生产的大型加工厂出品的，糕点的生产批量大但是种类却是比较单一，切片的形状简单不能满足人们日益增长的糕点需求。随着糕点的生产小型化，普通的小型加工厂都能生产出种类繁多的糕点。伴随着小批量，生产灵活，种类多样的糕点生产需求，小型糕点切片机应运而生。小型的糕点切片机在结构简单，价格便宜，占用空间小是一些小型加工生产者的首选。对于一些创业资金少的大学生以及下岗工人来说，购买一台小型糕点切片机就能满足他们的创业条件了。随着人们的生活水品的提高，现代人们喜欢DIY一些糕点给自己享用或者送亲戚朋友等等，都可以用这种家用型小型糕点切片机去加工。从总体说来，这种小型糕点切片机具有很大的市场前景。1.2糕点切片的设计参数要求糕点切片的要求：1）糕点的厚度：10mm；2）糕点切片的高度范围：20～100mm；3）待切糕点的长度范围：100～200mm；4）切刀工作节拍：30次/分；5）生产阻力很小。要求选用的机构简单、轻便、运动灵活可靠。1.3糕点切片机设计的难点、重点分析糕点切片机的重点是糕点的输送的间歇运动和糕点切片的往返运动。首先，糕点的间歇运送是与糕点的切片需要一个相互配合的运动过程，既要紧密的配合也要满足技术的要求。在间歇进给运动中可供我们选择的机构很多，比如：槽轮机构、齿轮齿条机构、棘轮机构、不完全齿齿轮机构等。但是要符合糕点进给要求的特点，和满足机构的运用条件选择最优机构，需要按实际情况进行选取。其次，糕点切片机的切片系统要求也是比较特殊的。切片系统要求在间歇运动期间的间隙进行切割运动。这就要求了切片机构有一个急回往返的特性和间歇运动的时间配合。具有急回往返运动特性的机构很多，比如曲柄滑块机构、凸轮机构等。根据各个机构在机械运动中运动方式、所受阻力以及切片特点来选择最合适的往返机构。最后，就是选用合适的减速装置。根据电机的选择和机构最终要求的速度选择合适的减速装置。在减速装置中，要合理分配各个传动装置的传动比。一般选用的减速装置有皮带减速、齿轮减速，根据减速装置的减速比范围选择合适的减速装置。在机构的选择过程中，还要依据机构在传动中的受力的分析来设计各个机构的形状、尺寸以及材料的选用。2设计方案的选择2.1切片原理大多数直接做出来的糕点是大大长长一块的，需要进行切片加工才能进行下一步的加工或者出售。通过电动机提供动力，运用间歇传动装置对糕点进行合适的间歇传送，配合具有往复运动的曲柄滑块切刀系统进行切片。电动机提供两个方向的动力，一个是传送带上的间歇运动动力，还有一个就是切片系统所用的动力。它们是同一个轴分支出来的，在合适的调整下能够进行紧密的配合。从而保证每一个切片的大小是一致的。2.2核心部件的设计2.2.1糕点的间歇直线运动方案2.2.1.1棘轮机构典型的棘轮机构会有机架、摇杆、棘爪和止动爪组成。在机构中利用主动摇杆的连续往复摇摆转变为从动棘轮的单方向间歇转动。棘轮机构在设计制造中具有结构简单、制造方便、运动可靠的特点。棘轮轴转动角度是可调的。在设计是可以根据不同的设计要求去调节转动角度，实现尺寸不同的产品生产。工作是有较大的冲击和在噪声是棘轮机构的缺点，并且其运动精度比较差。因此，棘轮机构通常适用于低速轻载的场合。2.2.1.2槽轮机构槽轮机构其典型机构分别由主动拨盘、从动槽轮和机架组成。在机构运动中由主动拨盘的连续转动转变成槽轮的间歇转动。它的特点有结构简单，外形尺寸小，机械效率高以及能较平稳地间歇转动。与此同时，槽轮机构在转动时存在有柔性冲击。因此槽轮机构通常用于一些速度不高的场。2.2.1.3不完全齿轮机构不完全齿轮机构的间歇运动是由齿轮机构的演变得到的。不完全齿轮是由主动轮上只做了一部分的齿，在转动的时候与从动轮的部分齿啮合实现间歇转动。不完全齿轮在机构上的设计比较灵活。从运动角度来看从动轮的运动叫范围比较大。在一个周期的动停运动中很容易实现间歇运动，但是不完全齿轮的缺点也是很明显。在加工上比较复杂，而且在进齿和退齿时速度有明显的突变，会引起刚性冲击，不适用于高速转动，宜用于低速轻载的环。2.2.2糕点切片机往返运动的选择2.2.2.1凸轮机构凸轮机构可以通过它的表面轮廓曲线变化在转动中实现对推杆的的往返运动。凸轮机构的最大优点是只要设计出合适的轮廓曲线就能让推杆实现我们预算的运动轨迹，具有响应快，机构简单，运动紧凑等优点。同时，凸轮的轮廓曲线与推杆之间的点、线接触，易磨损并且凸轮的制造难度高。2.2.2.2偏置曲柄滑块机构曲柄滑块机构能够实现在平面内的转动与平动的转换。把电动机传来的旋转运动转变为我们所需要的往返直线运动，具有急进急回的优点，很适合切片机的刀片往返运动。2.3机构设计方案的确定2.3.1间歇移动机构的分析与确定棘轮机构通过棘爪的推动产生棘轮的间歇转动，从而使传送带实现间歇传动。棘轮机构的棘轮槽比较多，可以实现小角度的转动，比较适合糕点的小进给。棘轮机构在制造上比较简单，运动可靠性好适合间歇运动传动。但是，棘轮机构需要曲柄摇杆机构作为动力机构去推动，相当于组合机构，设计较为复杂，而且运动精度较差。机构工作时会伴随着较大冲击和噪音，会加剧机构的损耗，机构的使用寿命下降。噪音会对工作环境污染，对生产工人是一种危害。综合分析舍弃棘轮机构。槽轮机构具有结构简单，工作简单的优点。其中，圆销进入啮合和退出啮合过程中传动比较平稳，对传动角度控制得比较精确。但是在启动和停止时槽轮机构产生的加速度变化大，具有较大的冲击性，并且随槽数减少，机构的转速增高而加剧，所以此机构不适合用于高速运动场合。此外，槽轮转动的角度都是固定的。随着槽数的增多转动的角度减小，若要改变转角则必须改变槽数。这样的话每改变一次角度就需要从新设计槽轮机构。槽轮机构的槽数设计是有限制的。由于制造工艺以及机构尺寸设计的限制条件，槽轮机构的槽数不能多，因此设计的转角都会很大。此外，由于转角大要实现连续转动必须外加飞轮机构。这样的设计较为复杂，舍弃不用。不完全齿轮机构做间歇转动时产生的的冲击很小。不完全齿轮机构结构简单是其他间歇机构不能相比的。不完全齿轮机构在设计上的灵活度很高，而且设计的结构比较简单。不完全齿轮机构可独立完成机构的间歇运动不需要其他的机构做辅助或者传递动力。不完全齿轮机构在间歇传动方面的进给量设计比较灵活，可以通过设计主动轮上的齿数来实现进给量的调整，也可以通过设计齿轮的大小来调整进给量。相对于其他机构有着很特别的优势，所以选择不完全齿轮机。2.4切刀运动机构的分析与确定作为切刀系统的机构应具有往返运动的性能，现在对凸轮机构和偏置曲柄滑块机构进行分析选择合适的机构。2.4.1凸轮机构凸轮机构可以将圆盘的等速转动转化为从动件的往返直线运动。通过设计凸轮的的轮廓曲线，我们可以确定从动杆件的速度、位移以及加速度。凸轮机构作为广泛的传动机构具有稳定性好、机械故障少和方便维护的有优点。使用性能上能很好的控制，运动特性好以及性能稳定，能实现复杂从动件运动。但是，凸轮机构和从动件之间的高副接触对凸轮的磨损较大，影响凸轮的使用寿命以及凸轮的传动精度。凸轮通常有比较复杂的轮廓曲线，因此在加工工艺方面比较复杂。故而舍弃。2.4.2偏置曲柄滑块机构偏置曲柄滑块机构是常用的间歇往返机构，是由简单的构件配合低副组成的。曲柄滑块机构制造起来比其他的机构更为简单成本低廉。由于力的传递是通过低副来实现，所以通过面接触的低副在单位面积里所承载的力较小，所以机构的承载能力大。偏置曲柄滑块还可以调整行程速比来实现急进急退的速度，能够适合大多数的往返机构。偏置曲柄滑块机构是通过杆件的运动来实现力的传递以及运动的输送的，传动力和运动精确，能保证对糕点的加工精度。综上所述，选用曲柄滑块机3杆件机构尺寸的设计3.1曲柄滑块机构3.1.1曲柄滑块机构的引入切削速度较大时，切片刀口会整齐平滑，因此切刀运动方案的选择很关键，切刀机构应力求简单适用、运动灵活和运动空间尺寸紧凑，在此引入曲柄滑块机构来实现。3.1.2曲柄滑块机构的几何尺寸设计根据解析法设计偏置曲柄滑块机。曲柄滑块的设计参数：最大行程s=100mm,行程速比系数K=1.75，偏距e=40mm。现在要确定曲柄和连杆的尺寸。图3.1按给定的行程速比系数设计曲柄滑块机构如图3.1，机构处于极限位置的时候时我们可得到以下计算：(1)(2)（3）（4）根据行速比系数K可知：根据已知的三个参数，K、s、e,由以上公式可以推导计算参数a和b的计算公式：由（2）（3）式，得：(5)(6)由式（4）式，得：（7）将（1）（7）式代入并整理，得：（8）由（8）式，得：（9）由（9）式得：（10）由（10）式，得：-（11）（12）将（1）式和（11）、（12）两式代入（5）、（6）式，得（13）（14）代入参数K、s、e可得曲柄连杆参数a和b：a=40mmb=83mm图3.2平行四杆机构与曲柄滑块结合图3.2曲柄滑块机构的传动机构采用平面四杆机构将动力传递到曲柄滑块之中。连杆机构具有承受载荷大，便于润滑的优点。同时制造方便，两构件之间的接触靠集合封闭实现，在传动中能够保证传动精度。平面四杆机构的设计：选择两杆平行且相等的平行四边形机构，如图3.3所示。四边形是一个平行四边形,等于曲柄滑块机构的摇杆长度=40mm，,=310mm。（3）平行四边形机构杆件之间采用铰链机构进行连接，材料同曲柄滑块机构一样。图3.3平行四边形机构4功率的计算和电动机的选择4.1糕点切片机功率的计算根据曲柄滑块的设计，得=40mm。4.1.1计算摇杆的功率摇杆线速度：V==0.126m/s,切刀的切割力为30N，曲柄滑块的功率：P=FV=30×0.126=3.78W。由于糕点切片机主要消耗功率的机构曲柄滑块机构所需的功率比较小。4.1.2输送带功率的计算由公式：得：拟定输送糕点的质量为3KG，压在输送带上的压力30N，即F=30N。输送带运动时间t：间歇传动不完全齿轮齿数=39，转动一周用时2s且转动3个齿,输送带一次间歇运动移动10mm。故：，t=0.15s,=66.7m/s。=2W。由以上计算的总功率：=3.78+2=5.78W。4.2电动机的选择（1）由于以上计算得功率为5.78W，所以选择6W以上的电动机。齿轮减速电机可以实现转动调速，调速的范围大实现大传动比的减速，可以调节糕点切片机的切片速度。齿轮减速电机集电机和减速器于一体，机构集中传动效率高，相对于电动机与减速器的组合更加方便简单。在操作方面齿轮减速电机简单、方便、灵活，安装时占用的空间小。齿轮减速电机相对于电动机和减速器组合有着价格上的优势，购买方便便于维修替。选择LULIAN牌齿轮减速电机型号：2GK-5K表4-1电动机参数表功率电压频率极数额定转速200W220V50HZ41550起动转矩额定转矩额定电流电容量额定时间75N/m70N/m0.7A0.8uF连续5间歇运动不完全齿轮设计5.1不完全齿轮设计1.选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数1）按要求的传动方案，选用圆柱直齿轮传；2）运输带为一般工作机器，速度不高，故用7级精度；（GB10095—88）3）材料的选择。由机械设表10-1选择小齿轮材料为20Cr，大齿轮的材料为40Cr（调质）；齿轮强度极限屈服极限硬度齿心齿面小齿轮110085058-62HRC大齿轮700500241-286HBS表5-1不完全齿轮应力极限表4）选小齿轮齿数为Z=30，大齿轮齿数Z可由Z=i得Z=60，取60；2.按齿面接触疲劳强度设计按公式：d（1）确定公式中各数值1）试选K=1.8。4）由机械设计表10-7选取齿宽系数=0.45。5）计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知：T=1.61N。6）由机械设计表10-6查的材料的弹性影响系数Z=189.8MP7）由机械设计图10-21d,10-21e按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限=1300MP；大齿轮的接触疲劳强度极限=600MP。由式10-13计算应力循环次数=60×30×1×（2×8×300×15）=1.29×8）由机械设计图10-19取接触疲劳寿命系数K=0.95K=0.949）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1，安全系数S=1，有[]==0.951300=1235MP[]==0.94600=564MP(2)计算1）计算小齿轮的分度圆直径d，由计算公式可得：d=84.43mm2)计算圆周速度。v===0.133）计算齿宽b及模数。b==184.43=84.43mmm===2.814mmh=2.25m=2.252.814=6.33mmb/h==13.345）计算载荷系数K。根据v=0.13，7级精度。由机械设计图10-8得K=1.05，直齿轮，K=K=1;由表10-2查得使用系数K=1.75；由表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相支承非对称分布时，K=1.417。由b/h=13.34，K=1.417，查图10-13查得K=1.28，故载荷系数：K=KKKK=1.75=2.6036)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径：d=d=84.43=95.47mm7）计算模数mm===3.18mm3.按齿根弯曲疲劳强度设计按公式：m确定计算参数1）由机械设计图10-20e查得小齿轮的弯曲疲劳强度极=718MP，大齿轮的弯曲疲劳强度极限=380MP2）由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数K=0.85，K=0.93）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系S=1.4，则有：[]===473.57Mp[]===244.28MP4）计算载荷系数。K=KKKK=1.8=2.425）查取齿形系数由机械设计表10-5查得Y=2.52，Y=2.286）查取应力校正系数由机械设计表10-5查得Y=1.625，Y=1.737）计算大、小齿轮的，并加以比较==0.0086==0.016设计计算m=2.4对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模，取m=2.5mm，已可满足弯曲疲劳强度，用接触疲劳强度算得分度圆直径d=95.47mm来计算应有的齿数。于是由：Z==39取Z=39，则Z=2=78几何尺寸计算（1）计算大，小齿轮的分度圆直径d39×2.5=97.5mmd78×2.5=195mm（2）计算中心距a==146.25mm圆整为147mm（3）计算齿轮宽度b=97.5=44mm圆整后取B=48mm，B=44mm。表5-2齿轮相关参数名称符号计算公式及说明法面模数法面压力角齿顶高齿根高全齿高分度圆直径d39×2.5=97.5mmd78×2.5=195mm齿顶圆直径齿根圆直径中心距5.2不完全齿轮齿数选择与卷筒直径初选3个齿，不完全齿轮每转动一周需使与大齿轮相连的运输卷筒带进给10mm。计算卷筒直径D:大齿轮的圆周S：S=π=195×3.14=612.3mm大齿轮转过3个齿的圆周长s:s==23.55mm故：,D=82mm。5.3不完全齿轮机构缓冲装置的设计由于不完全齿轮机构在工作中受到刚性冲击，会影响不完全齿轮机构的使用寿命，所以通过设计一个缓冲机构来对不完全齿轮机构啮合时的冲击力进行缓冲。通过添加瞬心线附加板将两齿轮的冲击转移到附加板上从而保护齿轮机构。对于瞬心线附加板的设计主要是注意两点：（1）瞬心线附加板K、L的接触点是靠近主动轮的轴线，这样从动轮的速度就会从零开始慢慢增加。（2）瞬心线附加板接触以后，接触点的公法线与的交点逐渐上移到两轮的节点，但并不要求P点始终在上。图5.1瞬心线附加板不完全齿轮机构采用微分几何原理设计瞬心线共轭曲线。如图5.1，设，外接不完全齿轮机构主从动轮的中心为=。主、从动轮的转向如图所示，瞬心线附加板开始接触的点为P点。设这一对共轭曲线分别是：、。现在分别建立坐标方程，S静坐标系方程和、动坐标系方程。其中，在静坐标系方程S中以做为y轴，以为原点。与轮1、2固结的动坐标系方程、，如图所示。动坐标系方程相对于静坐标系方程S的逆时针转动角为，动坐标系方程相对于静坐标系方程S的逆时针转动角为。静坐标系与两动坐标系的变换关系如下：从动坐标系方程变换到静坐标系方程S的方程：(1)从动坐标系方程变换到静坐标系方程S的方程：(2)从动坐标系方程变换到动坐标系方程的方程：(3)从动坐标系方程变换到动坐标系方程的方程：(4)根据以上运动方程我们可以做出以下设计：设主、从动轮的转动时间变量为t，在t时间内瞬心线附加板完成开始到终止的接触。当t=0时瞬心线附加板开始在P点接触，t=T时瞬心线附加板分离。动坐标系方程相对于静坐标系方程S的逆时针转动角的范围为：;动坐标系方程相对于静坐标系方程S的顺时针转动角的范围为：。而、分别是瞬心线附加板从开始接触到分离时主、从动轮转动角的差。、瞬心线附加板开始接触时主、从动轮的初始转动角。主动轮的转动是以等角速度转动的，所以有：(5)从动轮的角速度为：(6)式（6），满足以下两个条件：（1）t=0时=0;（2）t=T时=动坐标系方程相对于静坐标系方程S的转动角有：（7）由式（7）可得到。选定方程=0为轮廓线在动坐标系的运动方程。可用微分几何原理方法设计得出与相共轭的轮廓线在动坐标系中的方程=0。轮廓线上的接触点的表示方程为：（8）由式（4）和式（7）可以确定：;。通过利用式（3），将式（8）变换到动坐标系就可得到轮廓线在动坐标系方程：=0。通过以上微分几何原理的方法可以确定了不完全齿轮机构的瞬心线附加板的K、L的共轭曲线，。5.4不完全齿轮轴的设计5.4.1I轴的设计计算1.求轴上的功率，转速和转矩由前面算得P=0.2KW，n=30，T=6.4N2.求作用在齿轮上的力已知高速级小齿轮的分度圆直径为，d=97.5mmF===1312NF=F=1312=478N3.初步确定轴的最小直径现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据机械设计手册，取A=120，于是得：d=A=9.8mm因为轴上应开一个键槽，所以轴径应增大5%-7%故d＞11mm。又此段轴与联轴器装配，综合考虑两者要求取d=16mm，轴长取25mm。4.轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，选用以下装配方案IIIIIIIVVVIVII图5.2I轴装配方案（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）I-II段是与联轴器连接的其d=16mm，l=25mm。2）II-III段用于安装轴承端盖，轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的拆卸及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖与I-II段右端的距离为5mm。故取l=25mm，因其右端面需制出一轴肩故取d=18mm。3）初选轴承，选用圆锥滚子轴承，参照工作要求并据d=18mm，由轴承目录里初选6004号其尺寸为d=20mm42mm12mm故d=20mm,l=37mm。4）IV-V段为轴肩段，所以d=28mm，l＝5mm。5）V-VI段为安装齿轮和轴承段，d=22mm，l=70mm。6）VI-VII段为与曲柄杆连接段，因为要与曲柄杆件连接而且还要安装轴承端盖根据曲柄杆的内孔为d=20故d=20mm，取l=45mm。（3）轴上零件的周向定位齿轮，联轴器与轴之间的定位均采用平键连接。按d取平键截面b，键槽用键槽铣刀加工长为22mm。同时为了保证联轴器与轴之间配合有良好的对中性，故选择带轮与轴之间的配合为，同样齿轮与轴的连接用平键8齿轮与轴之间的配合为轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为1.个轴肩处圆觉角见图。5.求轴上的载荷先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图图5.3I轴弯矩扭矩图从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面，现将计算出的截面C处的M，M和M的值如下：F=525NF=787NF=191NF=287NM=31480NM=11460NM==33501NT=6.4N6.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核危险截面的强度，则根据[2]式15-5及上面的数据，取=0.6，轴的计算应力==0.48MP前面选用轴的材料为45钢，调制处理，由[2]表15-1查得[]=60Mp，，故安全。5.4.2II轴的设计计算1.求轴上的功率，转速和转矩由前面算得P=0.198KW，n=15，T=1.26N2.求作用在齿轮上的力已知低速级小齿轮的分度圆直径为:d=195mmF===1292NF=F=1292=470N3.初步确定轴的最小直径现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理，取A=120，于是得：d=A=18mm显然最小直径处安装联轴器，为使所选轴直径d与联轴器的孔径相适应。故同时选取联轴器型号GYS2。故取d=20mm半联轴器长度L=28，半联轴器与轴配合的毂孔长度L=45mm。4.轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，选用以下装配方案IIIIIIIVVVIVII图5.4II轴装配方案（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为满足半联轴器的轴向定位，I-II右端需制出一轴肩故II-III段的直径d=25mm。半联轴器与轴配合的毂孔长为45mm，取l=45mm。2）II-III段是固定轴承的轴承端盖取其宽度为20mm。据d=25mm可取l=24mm。3）初选轴承，因为有轴向力选择深沟球轴承，由轴承目录里初选6006号其尺寸为d=30mm55mm13mm故d=30mm。又右边套筒长取14mm所以l=13+16=29mm。4）取安装齿轮段轴径为d=35mm，已知齿轮宽为44mm取l=42mm。齿轮右边V-VI段为轴肩定位，轴肩高h0.07d，故取h=3mm则此处d=41mm。宽度b1.4h取l=5mm。5）VI-VII段右边为轴承用轴肩定位，因为轴承仍选用深沟球轴承6006所以d=30mm，取l=40mm。（3）确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计取轴端倒角为1.个轴肩处圆觉角见图。5.求轴上的载荷先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图，从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的M，M和M的值如下：F=745NF=547NF=271NF=199NM=32820NM=11940NM==34924NT=1.26N图5.5II轴弯矩扭矩图6.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核危险截面的强度，则根据[2]式15-5及上面的数据，取=0.6，轴的计算应力==0.19MP前面选用轴的材料为45钢，调制处理，由[2]表15-1查得[]=60Mp，，故安全。6机构强度校核6.1曲柄滑块机构强度校核由于曲柄滑块机构是由平行四边形机构提供动力的AB杆相当于CD杆，整个机构中所用的材料都是Q235碳素钢。曲柄滑块中主要受力杆件是CD杆，因此校核CD杆的曲柄滑块机构就相当于对整个机构的全部校核了。图6.1平行四边形曲柄滑块机构已知参数：电动机，经过减速后转速由此可以计算出转矩：。图6.2CD杆件受力分析如图6.2所示，在曲柄滑块机构运动过程中，当CE垂直CD时会产生最大的剪力。可列弯矩方程：，;可得：0.8MPa选择的材料为Q235,曲柄滑块中曲柄受到剪力，取安全系数，曲柄的许用切应力为：。杆件的切应力小于许用切应力，所以杆件抗剪强度足够，符合设计要求。6.2弯应力校核由于曲柄材料采用Q235普通碳钢，Q235的屈服极限为235MPa安全系数取。故，许用弯曲应力：235/1.5=157MPa。因此，曲柄抗弯模量,==407mm。取截面尺寸为高h=15mm,宽b=20mm的矩形钢件，其抗弯模量：==750mm。通过计算可比较：因此所设计的曲柄抗弯能力足够，符合设计要求。7机构运动分析7.1机构运动分析机构通过已确认的各构件运动尺寸和原动件的运动规律来确定其他构件上的某些点的轨迹、位移、速度以及加速度等运动参数。同时，也可以确定某些构件的位置、角位移、角加速度和角速度。在知道机构构件某些点的运动参数下，如：速度、加速度和变化规律的条件下，我们可以通过运动分析确定机构工作过程的运动和动力性能。在平面直角坐标系中，平面上的一个点可以用横坐标和竖坐标来表示。我们可以通过运用解析法建立机构上一个特殊点的位置方程，从而依据该点的速度以及加速度的变化规律分析构件的运动。下面是解析法分析曲柄滑块机构的运动：图7.1曲柄滑块坐标图如图7.1所示，以A为原点（0,0），由根据设计的尺寸可得，。在曲柄滑块机构中，杆AB和平面四杆机构连接，可以将杆AB假设为原动件，原动件的运动方式就是让AB杆绕A点转动。AB杆运动的同时角位置为、角速度和角加速度随着AB杆的运动而变化，因为两个杆的尺寸相互约束，、距离不变，所以可得出B的位置方程为：(1)其中，，AB杆运动时的角位置，、可立方程计算出来，从而可以确定B点的位置。将式（5-1）对时间t分别作一次、二次求导，可得到铰接点B的速度和加速度方程如下：