糕点切片机的结构设计

摘要本设计详细介绍了切片机在日常生活中的现状，同时也展示了切片机在国内外的发展现状。本次设计的切片以市面上已有不同类型，不同功用的切片机为研究对象，通过查阅文献资料和现场调研，充分了解了糕点切片机的发展状况，借鉴同类型不同功能的切片机器，了解了糕点切片机的发展与应用处于市场相对荒芜的状态，本设计有一定的实用价值。本文首先对机器的需求数据进行分析，切片的厚度为10mm，频率在30次、分钟，并以此进行了总体方案设计。在此基础上，重点传动系统，刀具切割运动系统及间歇物料输送装置进行结构设计，受力分析和强度计算，保证了糕点切片机在使用时的安全稳定性。并绘制了主要零件图纸和糕点切片机的装配图纸。关键词：糕点；切片机；棘轮间歇推料；曲柄滑块机构ABSTRACTThisdesignintroducesthecurrentsituationofslicerindailylife,andalsoshowsthedevelopmentstatusofslicerathomeandabroad.Thedesignoftheslicewithdifferenttypesonthemarket,differentfunctionslicingmachineastheresearchobject,throughconsultingtheliteratureandfieldinvestigation,fullyunderstandthedevelopmentofthepastryslicingmachine,usingthesametypeofdifferentfunctionslicemachine,understandthedevelopmentandapplicationofthepastryslicingmachineisrelativelybarreninthestateofthemarket,thisdesignhascertainpracticalvalue.Inthispaper,thedemanddataofthemachineisanalyzed.Thethicknessofthesliceis10mmandthefrequencyis30timesandminutes,andtheoverallschemedesignisconducted.Onthisbasis,thekeytransmissionsystem,toolcuttingmovementsystemandintermittentmaterialconveyingdeviceforstructuraldesign,forceanalysisandstrengthcalculation,toensurethesafetyandstabilityofthepastryslicingmachineinuse.Anddrewthemainpartdrawingandtheassemblydrawingofthepastryslicer.Keywords:Bread;slicingmachine;ratchetintermittentpushmaterial;crankslidermechanism目录TOC\o"1-3"\h\u25790第1章绪论 14371.1课题背景 195111.2研究现状 124921.3本文研究内容及要求 2300581.3.1研究内容 250021.3.2设计要求 219804第2章糕点切片机的设计 3318112.1.该糕点切片机设计包括 3203952.2糕点间歇进料机构的设计 355162.2.1糕点切片机进料装置的设计 387832.3切片机往复切片装置方案的设计 5175972.3.1曲柄滑块机构 560152.4曲柄滑块机构的运动和受力分析 6298352.4.1滑块的运动规律 648982.4.2滑块的行程与曲柄转角的关系 6135952.4.3滑块的速度和曲柄转角的关系 7146272.4.4滑块的加速度和曲柄转角的关系 814412.4.5曲柄滑块机构的受力分析 948812.5糕点的直线间歇移动机构的设计方案 10235402.6减速机构的确定 104069第3章糕点切片机各机构详细设计 11250193.1带及带轮的设计 1158703.1.1V带设计 11235913.1.2V带轮设计 12284683.2齿轮传动设计 1467403.2.1高速级齿轮设计 1417413.2.2低速级齿轮设计 18265623.3轴的设计 22168893.3.1输入轴的设计 22111403.3.2输入轴的强度校核 23307203.3.3中间轴的设计计算 25251223.3.4中间轴的强度校核 26133543.4轴承寿命的计算 29202823.4.1输入轴上的轴承寿命计算 29172223.4.2中间轴上轴承寿命计算 29279963.4.3输出轴上轴承寿命计算 3068113.5键的强度校核 3055733.5.1输入轴上键的校核 30192633.5.2中间轴上键的校核 30263323.5.3输出轴上键的校核 3033523.6机构零件尺寸的设计 31265223.6.1曲柄摇杆机构设计 3118273.6.2棘轮机构设计 3259643.6.3传送带带轮尺寸设计 33262903.7曲柄滑块机构设计 33215853.8刀具的设计 3496523.9箱体结构尺寸的确定 346584第4章轴的设计与计算 3682784.1计算传动装置各轴的运动和动力参数 3621232（1）各轴转速 3623665（2）各输入轴功率 3615855（3）各轴输入转矩 36147564.2切片轴的设计 37223804.3推料轴的设计 3814093总结 4227180参考文献 439213致谢 44PAGE2第1章绪论1.1课题背景生坯是一种经过发酵的焙烤制品。以面粉，淀粉，酵母粉等为基础，添加适量的油脂，糖，鸡蛋等；食品添加剂，新鲜果汁，搅拌；用酵母发酵，成形，成形；发酵，烘焙等。即食加工糕点，质地蓬松。虽然烘焙食品在不同的国家有所不同，但是根据各国的历史及各国的膳食特点，将烤制食物作为日用食物的国家，以北美，欧洲，澳大利亚为主；南美，中东的若干个小国。在欧洲的殖民主义下的亚非国家的国家。随着风俗习惯的不断提高，与各地区国家的文化交流，在中国，西方的面食正逐步被人们所接受，而这些面食又是如何被人们所接受的呢？在制作工艺，一致性，口味上的不同，令人赞叹{1}。如今，中西两种文化的发展也渐渐与蛋糕的生产工艺相融合，渐渐形成了一种新的、受欢迎的食物。不仅赢得了大多数人的同情，而且占据了很大的市场份额。家庭中逐渐出现小批量生产的趋势，其他价格实惠、功能强大的切面刀将有很大的发展空间。也是未来需要的一种高质量、低成本的自动化设备。1.2研究现状我们国家在70年代就开始使用切片技术。切片机在国内已被用于中药，蔬菜，肉类等行业，尤其是马铃薯的应用最为显著。虽然国内研究和开发了30余年，取得了一些进展，但是与国外相比还有很大的距离，而且切割技术还没有普及。然而，由于目前国内已有的切片机制造公司，例如进口马铃薯切片机，山东诸城海洋食品机械厂400、600等，在对切片机的研发与应用上还没有从根本上的突破{2}。中国缺少核心技术，在制造业中面临很大的难题，代工生产仍然是“中国制造”的普遍存在的生存模式。在中国生产的产品，表面上列出了很多高端技术，事实上，其核心技术都来自国外。生产方式简化：生产工具、原材料、材料一应俱全。您可以根据自己的口味和想法设计和制作自己的蛋糕。现在很多同学自己开公司找工作，糕点市场就是一个很好的机会。因此，实惠的价格、简单易用、简单易用的切蛋糕功能，将极大地方便他们在蛋糕制作过程中。但现阶段的切面刀多为家庭小作坊大量生产。小批量切割机主要用于糖果行业，家用电器越来越智能化，不再使用纯手工劳动。糕点口味参差不齐，手工环节效率低下，带来诸多不便。机器切蛋糕比人工切蛋糕好很多，所以小作坊对糕点切片机的市场需求与日俱增。但是有了电脑，机器，Plc；随着资讯科技及其它科技的进步，切割器将会有如下趋势：高度的可重复性：可达到与驱动器图表及回馈设备有关的基准精度。反复就是一个动作有没有被反复做过几次。随着现代微型控制技术及电子学技术的发展，将使切割机具有更高的重复性及更高的精确性，从而使切割机在军用、航空等领域得到更广泛的应用。模块化：用于模块化部件的生产模具。它可以完成切割各种食物。高质量的使用也是新一代点心模具的一个主要特性。生产采用了模块化设计，使得同一台机器，因使用的模块化而产生了多种功能；会使糕点切片有更加广泛的使用，是糕点切片机的一个重要发展方向。1.3本文研究内容及要求1.3.1研究内容探索糕点输送和分离的新工作原理和结构形式通过棘轮机构实现间歇式面团输送，通过曲柄滑动机构实现面团切割和分离，最大限度地降低了能耗和结构尺寸。由于蛋糕的材质和形状不同，对工作部件和传动部件进行优化，以优化其运动性能和施工性能。1.3.2设计要求（1）蛋糕切片厚度：10mm；（2）蛋糕的切片长度（即切片高度）范围：100～150mm；（3）切刀切片时最大距离（即切片宽度）：200mm；（4）切刀的工作频率：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。（6）电机功率：0.55kw、1390r/min。12PAGE38第2章糕点切片机的设计2.1.该糕点切片机设计包括(1)间歇送料机构：采用棘轮机构或槽轮实现成形饼的间歇送料。(2)往复式切片机构：刀具以曲柄变速机构形式在垂直平面内往复运动。(3)主体机架：对各个部位进行合理布置。(4)传输机制：按生产需要选型功率，进行减速装置的设计，并对有关零件的结构参数进行计算和检验2.2糕点间歇进料机构的设计如图1所示，为一槽轮机构，可实现直线间歇移动。图1槽轮机构对于间歇性的面团运动，我们使用带槽口的轮子：当滑轮静止时，从动件向上运动，当滑轮运动时，从动件向下运动，利用该定律，可以通过反演法计算确定不完整圆盘的形状。当滑块向上移动时，滑轮带动面团，当滑块向下移动时，即刀向下移动时，滑轮不动，即面团静止不动并被切割。这种滑轮机构的优点：本实用新型结构简单、工作可靠、体积小、机械效率高、分度更平稳、断续性好。这种滑轮机构的缺点：由于气缸销开始进出径向槽，会产生刚性冲击，所以常在转速不太高时使用，本文设计的切面机转速为30转/分。速度不高，这个缺点可以忽略。比较合理，故选用该机构[3]。2.2.1糕点切片机进料装置的设计皮带轮的Z型槽数目和转盘柱脚的k型槽数目是皮带轮的两个重要参数。按照本方案的需要，本方案所采用的是单一直接带轮。从图3中可以看出，为了将槽轮起动和停止旋转的瞬间角速度变为0，从而避免了刚硬的碰撞，在圆筒形销轴在开始进入和离开径向槽时；槽中心线与插针从中央到中央的插针相正交。让z是平均分布的径向槽的数目，从图2.3可以看出，当槽轮转过两槽的夹角a1时，拨盘1的转角a2是：a2=π-a1=π-2π/z（29）有公式得z=4，因此，一个有沟槽的轮子的沟槽数目是4.在移动循环中，皮带轮2移动的时刻t和拨盘移动的时刻t之间的比率是移动系数，并且被称为。当刻度盘1在恒定速度下旋转时，还可以用旋转角之比来表达。在仅有一根柱状销钉的车轮装置中，钟表1转动角a2、a1所需要的时间为tm、t，这样，车轮装置的移动系数为（30）由上式可知：因运动系数τ必须大于零（τ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3[4].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Fag11Genevamechanism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1000300EP51000N/mm4+2L2.3切片机往复切片装置方案的设计2.3.1曲柄滑块机构一般情况下，曲柄用于等速旋转，该滑板适用于作直线的往复移动，其移动速度可以是均匀的，也可以是不均匀的。同时，该产品还具备良好的回弹性能。它的设计理念是：(1)它的结构是由一个简单的零件和一个低等级的零件构成的，它的结构简单，易于制造，成本低廉。(2)部件的结构力的传输由下对完成，下对与表面相接触的下对每一单位面积的承载力都很低，因此它的机械承载力也很高[5]。(3)通过对每个杆件的尺寸进行合理的设计，可以实现不同的运动法则。(4)在连杆、框架等结构较长的情况下，能进行远距离的运动，并能进行能量的传输。它的缺点是它的机械效率很低，这是它不可避免的。，但出于成本和使用的原因，仍然使用连杆机构。经过以上比较，考虑到自动化是未来生活和生产的必然趋势，所设计的机构应尽可能满足自动化的要求。该机构的操作是切割和发送面团。切的时候面团一定不能动。当面团没有被切割时，面团要移动并移动一定距离才能到达指定位置。完成分片动作，并通过凸轮机构来完成刀具的往复移动，通过凸轮来控制刀具的移动，从而获得最优的移动轨迹；具有很高的精确度。因此，我们考虑使用滑块式曲柄机构，这样还能实现工具的往复运动，能承载更多的力量，能满足工程需求；同时，由于其机械结构简单，容易加工和制作，因此能够大大降低生产成本，并且符合切片机的设计是针对小投资作坊的用户，这就是本设计决定使用曲柄滑块机构的基本原因。图4偏置曲柄滑块机构曲柄滑块机构有如下结构特点：（1）结构和制造简单，成本比较低(2)部件采用了低副的方式进行驱动，面接触是一种低副的接触方式，具有较小的承载区域和较大的机械载荷。(3)可实现动力和运动的远距离传输。故采用。2.4曲柄滑块机构的运动和受力分析2.4.1滑块的运动规律曲轴抑制器通常是一个连杆。这样的话，滑板的动作就跟曲轴的运动规律相似。在此基础上，提出了一种基于单点旋转的滑动件设计方法。2.4.2滑块的行程与曲柄转角的关系通用型曲轴冲床多为竖向结合部曲柄滑块机构（滑块轨道和连杆节点B位于曲柄回转中心O与节点B的连线上）。图2-1(a)是曲柄、连杆以及一个滑动装置的原理图。图中O点为曲轴的回转中心，A点为连杆与曲柄的连接点，B点为连杆与滑块的连接点，B1、B2点为死点和滑块的下死点分别。图2-1通用曲柄压力机的工作机构简图压力曲柄滑块的工作距离靠近行程下止点，因此，在研究滑块运动规律时，以滑块行程下止点B2为起点。行进，从B2点滑动到B点。滑块S的行程。曲柄角是从A0点对应的顺时针方向（与实际旋转方向相反）指向A点，曲柄角为α时计算的。如图2-1(b)所示，曲柄阀芯在0AB位置时，阀芯行程S=(R+L)−(RcosαsinR式（2.2）由于一般小于0.3，对于通用压力机，一般在0.1～0.2范围内，故式子可进行简化。根据二项式定理，取代入式子，整理得：式（2.3）式中：——滑块行程，从下死点算起，以下均同；——曲柄转角，从下死点算路与曲柄旋转方向相反者为正；R——曲柄半径；——连杆系数；L——连杆长度(当连杆长度可调时取最短时数值)。因此，已知曲柄半径R和连杆系数时，可从式中求出对应于不同的角的S值。2.4.3滑块的速度和曲柄转角的关系在找到了滑块的位置与曲轴转角之间的关系之后，将位置S对时间t进行微分，就可以得出了滑块的速度v，即：式（2.4）而所以式中——滑块速度；——曲柄的角速度。又则式（2.5）式中n——曲柄的每分钟转数，亦即滑块每分钟行程次数。2.4.4滑块的加速度和曲柄转角的关系在高速冲压过程中，必须充分考虑滑板移动时产生的惯性力。要做到这一点，就需要要求出滑块的加速度和曲轴转角之间的关系，通过对上面的公式进行微分，将上式对时间求导数即得：式（2.6）式中——滑块加速度。由JH31-315压力机的行程S=315mm，连杆长度L=1588mm，偏心轮转速n=20转/min，则mm式（2.7）式（2.8）代入以上公式，得运动数据表如下：表2-1运动数据表01020304000.01670.06620.14650.254702.6310.426523.07440.11500.19110.37420.54330.6922063.206123.767179.6965228.94550607080900.38650.53750.70220.87481.050060.8784.656110.5965137.7810165.3750.81520.90930.97221.00221269.627300.75321.555331.4776330.752.4.5曲柄滑块机构的受力分析图2-2是在结点正置位置上，对曲轴滑动机构的滑动部件进行应力分析的简图。在滑块上，它会受到工件变形抗力P的影响，在不考虑摩擦力的前提下，P力是由连杆上给予滑块的作用力所决定及导轨给予滑块上的反作用力Q相平衡。根据力的平衡原理得：式（2.9）式（2.10）由前推导得知，，若=0.3，当时，＝0。当＝时，，在通常情况下，特别是对通用压力机，远小于0.3，故远小于。由于角较小，因此，可以认为，，故上述二式写成：式（2.11）式（2.12）图2-2节点正置的曲柄滑块机构受力简图2.5糕点的直线间歇移动机构的设计方案滑轮机构的操作和结构非常简单，在工作条件下传动比其他传动方式更稳定。传输角度可精确控制。由于从起步到停止加速过程中皮带轮转速变化较大，会发生碰撞。但是，当滑槽数目减小时，滑槽的旋转速度会大幅度提高，从而影响滑槽的速度。此外，每一次旋转的角度都与滑轮沟道数目有关，为了实现旋转，要通过调整滑轮沟道数目来实现，还需对滑轮机构进行重新设计。所以，一般情况下，槽轮装置，只能在转动角度较小的情况下使用。皮带轮装置的制作过程比较繁琐，而且其齿轮的啮合比例和夹角不能进行合理的调整。故放弃。该棘轮具有结构简单、外形小巧、高效、稳定的特点；传送角调整容易，切割厚度也可以通过此机构进行调节。因此，棘轮机构的使用受到本次设计采用[6]。2.6减速机构的确定由于蜗轮机构在特定的行程上有很大的变速能力，所以它不适用于作持续转动，因而成本高，效率低，造价高。输送带经得起负载的撞击，运转噪声小，运转顺畅，制造及安装准确度高；对过载的防护能力也很好。这样，用于高速传输的带，用于低速传输的齿轮。总之，切割的长度可以通过棘轮机构来调节，棘轮机构的加工方法和设计简单，切片厚度也很容易改变。刀片的往复运动由曲柄滑动机构实现，传递力大，生产成本低，制作简单，适用于糕点切片机。PAGE38第3章糕点切片机各机构详细设计3.1带及带轮的设计3.1.1V带设计1．确定计算功率Pca由[2]中查得工作系数KA=1.1，故Pca=1.1×0.55KW=0.605KW2．选择V带带型据Pca和n由[2]中图8-11选用Z型带。3．：（1），由[2]中表8-7和8-9，取小带轮直径dd1=75mm。（2）验算带速v，有：因为5.46m/s在5m/s~30m/s之间，故带速合适。（3），取dd2=280mm新的传动比i==3.475（1）据[2]式8-20初定中心距（2）计算带所需的基准长度由[2]表8-2选带的基准长度L=1330mm（3）计算实际中心距中心局变动范围：5.验算小带轮上的包角6．计算带的根数z（1）计算单根V带的额定功率P由dd1=75mm和n1=1390r/min查[2]表8-4a，得P=0.3KW根据n1=1390r/min，i=3.475和Z型带，查[2]8-5得P=0.03KW查[2]表8-6得Kα=0.91，KL=1.13，于是：Pr=(P0+P0)KLKα=（0.3+0.03）1.130.91=0.34KW（2）计算V带根数z取2根。7．由[2]中表8-3得Z型带的单位长质量。所以应使实际拉力8．计算压轴力Fp压轴力的最小值为：=2F0sin=2250.190.96=193.23N3.1.2V带轮设计1．传动装置的运动和动力参数计算电动机轴：转速：n=1390输入功率：P=P=0.55KW输出转矩：T=9.55=9.55=3779NmmⅠ轴（高速轴）转速：n=400r/min输入功率：P1=P=0.523KW输入转矩：T1=9.55II轴（中间轴）转速：n2=125r/min输入功率：P=P=0.502KW输入转矩：T=9.55Ⅲ轴（低速轴）转速：n3=40r/min输入功率：PP=0.482KW输入转矩：TNⅣ轴（输出轴）：转速：输入功率：P4=P3=0.482×0.99=0.477KW输入转矩：N各轴运动和动力参数表3-1中。表3-1各轴运动和动力参数表轴号功率（KW）转矩（N.mm）转速（r/min）电机轴0.55377913901轴0.52312486.64002轴0.50238352.81253轴0.482115077.5404轴0.477113883402．V带轮结构设计滑轮材质：选用HT150铸铁。小带轮的构造尺寸：其构造形式为整体式。大型皮带轮的构造尺寸：初步计算大型皮带轮的开口量：初步选择减速器输入轴的材料为45钢，调质处理。取，则：减速器输入端的最小直径：我们将dI-II=16毫米，也就是大的皮带轮直径d大的皮带轮直径

d=16毫米查[2]中表19-5得：采用四孔板轮式，腹板厚度为s=10mm，确定尺寸如下：轮缘槽尺寸(V带型号SPZ)：；；；；；，取：。轮缘宽度：B=Z-1外径：，轮槽角：φ=38°。d取：，L=取：，ssDdd取V带轮的结构如图3-1所示，图3-1V带轮结构图3．刀具带轮设计因为切片的频率是40

r/min，而棘轮和刀具的运动频率是一样的，所以两个带轮的尺寸是一样的，按照3.3.2来进行计算，得出了带数是1，带轮的直径是40.5

mm3.2齿轮传动设计3.2.1高速级齿轮设计1．选定齿轮类型，精度等级，材料及模数（1）（2）因为糕点切片机转速不高，故用8级精度，（3）材料选定。由[2]表10-1选择小齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS，大齿轮的材料为45钢（正火）硬度为200HBS，两者硬度差为40HBS[4]；（4）选小齿轮齿数为，大齿轮齿数，初定传动比i=3.2。则：Z2=iZ1=3.2×20=64。2．按齿面接触疲劳强度设计疲劳强度计算如下（由[2]中公式可知）：（1）确定公式中各数值[2]试选。由[2]表10-7选取齿宽系数[5]。计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知：。由[2]表10-5查的材料的弹性影响系数由[2]图10-25d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。。ααε[24×tan31.79°-tan20°计算接触疲劳许用应力。计算应力循环次数：NN取接触疲劳寿命系数：KNH1=0.90；KNH1=0.93。取失效概率为1％，安全系数S=1，有：（2）计算确定小齿轮分度圆直径，代入中较小的值计算小齿轮的分度圆直径，由计算公式可得：d1t：计算载荷系数K。已知使用系数，据，8阶的精确度从图10-8可以看出，Kv和KFalpha分别为1和1。从图10-13可以看出，KFbeta=1.309，从图10-3可以看出：KHalpha=KHbeta=1负载因数：按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径：计算模数m：m=d/z=32.75/20=1.64mm3．按齿根弯曲疲劳强度设计由[2]中式（10-7）试算模数：（1）确定计算参数计算载荷系数。=1.5查取齿形系数：由[2]图10-17查得查取应力修正系数：由图10-18查得，由图10-24c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极，大齿轮的弯曲疲劳强度极限由图10-22取弯曲疲劳寿命系数，。计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数：，则有：计算大、小齿轮的，并加以比较=经比较大齿轮的数值大，所以，取==0.0188（2）调整齿轮模数圆周速度v由以下公式进行计算：v=齿宽b：宽高比b/h：（3）计算实际载荷系数KF根据，8级精度，由[2]中图10-8查得动载系数由，KAFt1/b=1×1224.2/20.4=60N/mm＜100N/mm，查[2]中表10-3得齿间载荷分配系数KFα由[2]中表10-4用插值法查得：KHβ=1.402，结合b/h=8.9，查[2]中图10-13，得KFβ负载因数：由[2]中式（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数通过与试验数据的比较，根据试验数据得出了以抗弯疲劳强度为基准的模量，并选取了标准的

m=1。对小齿轮的分度圆直径d1=32.75进行了计算，并算出了小齿轮的齿数：。取：，则大齿轮齿数：，取，与互为质数。如此设计出的齿轮传动，不仅要达到齿面接触疲劳强度，还要达到齿根弯曲疲劳强度，还要达到结构紧凑的效果。避免浪费。4．几何尺寸计算：；计算中心距：=69.5mm计算齿轮宽度：由于存在着无法避免的装配错误，因此，在确保设计的齿宽度b的同时，通常会对小齿轮进行稍微的加宽（5~10）mm。即：取b1=40mm，而使大齿轮齿宽等于设计齿宽。即：。5．齿轮强度校核（1）齿面接触疲劳强度校核如上方法计算，先计算[2]中式（10-10）中各参数计算结果：=齿面接触疲劳强度满足设计要求。（2）齿根弯曲疲劳强度校核按前述类似做法，先计算[2]中式（10-6）各参数结果为：齿面弯曲疲劳强度满足设计要求。6．主要设计结论齿数：、；模数：；压力角：，中心距：；齿宽：、。大、小齿轮都是45钢制的，经过调质后，经过了不同程度的校正。按照8阶的精确度进行了齿轮的设计。3.2.2低速级齿轮设计1.所选齿轮类型、精度等级、材料、模数(1)根据要求的传动图，选择正齿轮；(2)因为切面机的速度不高，精度为8；(3)选择材料。由[2]表10-1可知，齿轮材质为45（正火）钢，硬度为200HBS，小齿轮材质为45（淬火）钢，硬度为240HBS，硬度相差40HBS；(4)首先选择小轮齿Z1=20和大轮齿Z2，先设定齿轮比i=3.125，则：Z2=iZ1=3.125×20=62.5，取。2．按齿面接触疲劳强度设计按[2]中公式：（1）确定公式中各数值试选。由[2]中表10-7可查得选取齿宽系数。小齿轮传递转矩的计算，由前面计算可知：，n=40r/min。由[2]表10-5查的材料的弹性影响系数。由[2]图10-25d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。由[2]式中（10-19）计算解除疲劳强度用重合度系数。ααεα=[24×tan31.79°-tan20°+63×(tan24.28°-tan20°)]Zε计算接触疲劳许用应力。计算应力循环次数：NN取接触疲劳寿命系数。取失效概率为，安全系数，有（2）计算确定小齿轮分度圆直径，代入中较小的值计算小齿轮的分度圆直径，由计算公式可得：计算圆周速度。计算齿宽b：计算载荷系数K：已知使用系数，8级精度。由[2]图10-8得Kv=1，KFα=1.由[2]图10-13查得KFβ=1.309，由[2]图10-3查得KHα=KHβ=1。故载荷系数：按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径：计算模数m：m=d/z=47.73/20=2.39mm3．按齿根弯曲疲劳强度设计由[2]中式（10-7）试算模数：（1）确定计算参数计算载荷系数：查取齿形系数：由图10-17查得，。查取应力修正系数：由图10-18查得Y=1.58，Y=1.76由图10-24c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极，大齿轮的弯曲疲劳强度极限：。由图10-22取弯曲疲劳寿命系数，[7]。计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1，则有：[]=197.8Mp[]=186.9MP计算大、小齿轮的，并加以比较=经比较大齿轮的数值大，所以，取：==0.0188试算模数（2）调整齿轮模数圆周速度v。d1v=π齿宽b：b=宽高比b/hh=2b/h=29.6/3.33=8.89（3）计算实际载荷系数KF根据，8级精度，由[2]中图10-8查得动载系数由：，KAFt1/b=1×2591.4/29.6=87.5N/mm＜100N/mm，查[2]中表10-3得齿间载荷分配系数KFα由[2]中表10-4用插值法查得KHβ=1.402，结合b/h=8.9，查[2]中图10-13，得KF则载荷系数为：由[2]中式（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数m=通过比较和计算得出，由齿面接触疲劳强度所计算的模数

m要比由齿根弯曲所计算的模数要大，因为齿轮模数m的数值在很大程度上是由弯曲疲劳强度所决定的承载能力所决定的，所以从弯曲疲劳强度所算出的模数是比较合适的，取标准值。计算小齿轮分度圆直径d1=47.73，算出小齿轮齿数。取：，则大齿轮齿数：，取：，与互为质数。。采用这种方法所得到的齿轮，不仅能达到齿面的接触和齿根处的弯曲疲劳，而且还能使其结构简洁，避免浪费。4．几何尺寸计算计算公式由[1]中查得（1）计算分度圆直径：；（2）计算中心距：=101mm（3）计算齿轮宽度：b=在考虑到无法避免的安装误差的情况下，为确保设计齿宽b并节约材料，通常情况下，将小齿轮稍微加宽（5~10)mm，即：，取b1=54mm，而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即：。5．齿轮强度校核（1）齿面接触疲劳强度校核按前类似做法，[2]中先计算式（10-10）中各参数计算结果：代入（10-10）得=齿面接触疲劳强度满足设计要求。（2）齿根弯曲疲劳强度校核按前述类似做法，先计算[2]中式（10-6）各参数结果为：齿面弯曲疲劳强度满足设计要求。6．主要设计结论齿数：、；模数：；压力角：，中心距：；齿宽：、。大小齿轮均采用45钢，分别进行正火和调质处理。齿轮按8级精度设计。3.3轴的设计3.3.1输入轴的设计（1）选择轴的材料选取45钢调质，硬度230HBS，强度极限：，屈服极限：，弯曲疲劳极限：，剪切疲劳极限：，对称循环变应力时的许应力：。（2）初步估算轴的最小直径取，则：减速器输入端的最小直径：研究到，在轴段I-II处，键槽对轴的强度的影响，所以，需要将轴的直径增大7%，因此，将dI-II=16mm，也就是大带轮孔径

d大带轮孔径=d=16mm。（3）轴的结构设计输入轴的结构域设计如图3-2所示。该轴的各段的长度确定如下：图3-2输入轴装配草图轴的各段直径确定如下：自右向左第一段轴：；第二段轴：，（取定位轴间高度h=3.5）；第三段轴：（轴承型号取6205）；第四段轴：（取定位轴间h=2），第五段轴：小齿轮1的分度圆直径：d=33mm，齿根圆直径：df=30.5mm，第六段轴：，第七段轴：。轴的各段长度确定如下：自右向左第一段轴：（带轮轮毂宽B=26mm）；第三段轴：，式中：—轴承的内端面到内腔的间距通常为10-15毫米。第二节轴线：第四段轴：第五段轴：，第六段轴：，第七段轴：。工件在轴上的轴向位置为：在输入端部，V型皮带轮和轴之间的轴向位置通过平面钥匙连接按，查[3]中表15-20得：选用普通平键C5×16（GB1095-79），键的截面尺寸为b×h=5×5，键槽用键槽铣刀加工，长为16mm（标准键长见GB1096-79），为保证v带轮毂与轴具有良好的对中性，采用H7/k6的配合方式8]。通过过渡配合保证轴承与轴的轴向定位，轴的直径尺寸公差为m6。轴间处的过渡圆角确定如下：由[3]中表13-15查得，轴间II处的过渡圆角半径r=0.4mm，其余轴间处的圆角半径r=0.5mm，轴1端的倒角为，轴7端的倒角为：。输入轴的最终尺寸如图3-3所示。图3-3输入轴3.3.2输入轴的强度校核1．按弯扭合成应力校核轴的强度（图3-3）。图3-3输入轴的强度校核2．计算作用在小齿轮1上的力：FFr1Fa13．计算支反力垂直面（v面）：ΣMFNV1FNV1=282.5×41.5+172.5×33/2ΣMFNV1FNV2=282.5×41.5−172.5×33/2水平面（H面）ΣMFNH1FNH1ΣMFNH2FNH2垂直面弯矩：MV1MV2水平面弯矩：MH合成弯矩：M1M2转矩T=12486.6Nmm4．按弯扭合成应力校核轴的强度在检查的时候，一般情况下，只对危险部分的强度进行检查，从轴的结构图、弯矩图和扭矩图中，我们可以看到，部分A是轴的危险部分。则根据[2]式15-5及上面的数据，取=0.6轴的计算应力：=6.47MP选用轴的材料为45钢，进行调制处理，可查得[]=60Mp，，故安全。3.3.3中间轴的设计计算（1）选择轴的材料选取45钢调质，硬度230HBS，强度极限：，屈服极限：，弯曲疲劳极限：，剪切疲劳极限：，对称循环变应力时的许应力：。（2）初步估算轴的最小直径取，则：减速器输入端的最小直径：研究到在轴段I-II处，键槽对轴的强度的影响，因此，必须将轴的直径增大7%，将dI-II=20mm，也就是大带轮的孔径。d大带轮孔径=d=20mm。（3）轴的结构设计副轴的构造见图3~4。轴杆的每一节的直径及长度按下列方式测定：图3-4中间轴装配草图（4）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度分段的齿轮是一个高速度的阶段，根据上面的推算，齿轮的直径是31

mm，要使得套管的端面和大的齿轮能够被可靠的挤压，这个轴部分应该稍微小于齿轮的轮毂的宽度故取l=31mm，=20mm。III-IVl=8mm，d=24mm。IV-V段为低速级小齿轮的轴向定位，由其宽度为48mm可取l=46mm，=20mm。V-VI段为轴承，也选择了深沟球轴承6202，使用了一个套筒来进行齿轮的定位，并将它安装在了它的左端，取l=37mm，。（5）轴上零件的周向定位通常采用平键连接作为轴与齿轮间的连接。按由[5]P表4-1查得平b,按d得平键截面b=6其与轴的配合均为n6[10]。（6）确定轴上圆角和倒角尺寸由[3]中表13-15查得，轴间II处的过渡圆角半径r=0.4mm，其余轴间处的圆角半径r=0.5mm，轴两端的倒角为。中间轴的最终设计如图3-5所示图3-5中间轴尺寸3.3.4中间轴的强度校核1．计算作用在大齿轮1上的力：Ft2Fr2Fa22．作用在小齿轮2上的受力Ft3Fr3Fa33．计算支反力垂直面（v面）：ΣMFNV1FNV1=ΣFNV2FNV1=水平面（H面）：ΣFFΣFF垂直面弯矩：MMM=320.5×(51.5+49.5)+282.5×49.5-172.5×108/2=37039NmmM水平面弯矩：MM合成弯矩：MM转矩T2=38352.8Nmm轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图如图3-6所示。图3-6弯矩和扭矩图4．按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，危险截面的强度是我们常用的校核，从轴的弯矩图以及结构图和扭矩图中，对于截面B则根据[2]式15-5及上面的数据，取，轴的计算应力：45钢是我们选取的材料，处理方式是调质，由[2]中表15-1查得，。对于IV的右侧由[2]表15-1查得；；由[2]表3-8查得；由[2]附图3-4查得由[2]中和得碳钢的特性系数，取，故综合系数为故IV右侧的安全系数为：>S=1.5故该轴在截面IV的右侧的强度也是足够的。综上计算所得该轴安全。3.4轴承寿命的计算3.4.1输入轴上的轴承寿命计算预期寿命：轴承型号6205已知N，9.8×107h>72000h故输入轴上的轴承6205在有效期限内安全。3.4.2中间轴上轴承寿命计算预期寿命：轴承型号6202已知，3885256h>36000h故中间轴上的轴承6202在有效期限内安全。3.4.3输出轴上轴承寿命计算预期寿命：轴承型号为6207，已知10×107h>72000h故输出轴上的轴承6207满足要求。3.5键的强度校核3.5.1输入轴上键的校核查[2]中表6-2得许用挤压应力为[11]I-II段键与键槽接触疲劳强度l=L-0.5d=16-0.5×5=13.5mm故此键能安全工作。3.5.2中间轴上键的校核查[2]中许表6-2得许用挤压应力为段键与键槽接触疲劳强度故此键能安全工作。段与键槽接触疲劳强度l=L-b=25-6=19故此键能安全工作。3.5.3输出轴上键的校核查[2]中许表6-2得许用挤压应力为段键与键槽接触疲劳强度l=L-b=28-8=20mm故此键能安全工作。IV-V段与键槽接触疲劳强度l=L-b=28-12=16mm故此键能安全工作。3.6机构零件尺寸的设计3.6.1曲柄摇杆机构设计经过市场调研，面团厚度一般在10mm左右。因此，该刀具部件的设计尺寸为10毫米，棘爪的转角为30度。采用曲柄、摇杆等结构，实现了对棘轮的支承。摇杆上安装了一个卡爪，它通过推卡爪来完成卡爪的旋转[13]。该制动器带有一个可由机械装置运动的滑轮。图3-7简略的曲轴摇摆。图3-7曲柄摇杆简图假设曲轴摇臂速比系数如果

K=1，那么可以求出该机械装置的极限角度，那么，A,B,

C三个点在一条线上。。例如CD=140mm,AD=180mm,BC=160mm,AB=r,∠C1DC2=则：AC1=460-r，AC2=160+r；得：C1C2=2r所以：r=140；当时，r=36.2mm；图3-8时曲柄摇杆结构简图3.6.2棘轮机构设计该装置的作用是将生坯送入到生坯中，每个生坯在生坯上的位移即为生坯的长度。要想调节和变化它的长短，就需要把它的棘轮旋转到1个角，这样面团就会运动5毫米。本产品具有24个齿轮，每个齿轮15°角[14]。因为设计糕点切片的厚度为10mm，棘轮转动的角度为30度。曲柄摇杆的设计见3-9。棘轮见图3-10。图3-9棘轮棘爪与棘轮啮合时的受力分析如图3-10所示。图3-10棘爪的受力分析要满足两者对O2的力矩的条件：Mpn〉MF将力分解为径向和切向分量，因为F=Pnf，带入得：当f=0.2时，，取：。图3-11棘轮几何尺寸3.6.3传送带带轮尺寸设计摇杆转动：，糕点即皮带向前移动l=5mm，由此可得：解得：即皮带轮的半径：。3.7曲柄滑块机构设计在高速切割条件下，切割面光滑平整。所以，裁剪装置应具有结构简单、使用方便、移动敏捷、体积小等特点；这就需要使用一种变速装置来完成。在图3-12中可以看到。图3-12曲柄滑块机构设短杆为L1，长杆为L2有以下2个求解公式：(l1解得：l1=160mm，l2=200mm。3.8刀具的设计刀片的前进、后退和上下移动是刀片的基本功能。由于薄片可以有150毫米厚。于是，切就会被举起来，然后再被切开。通过对目前市场上糕点大小的调查，发现最大糕点的长度和宽度均为150毫米×150毫米，因此，将其设计成160毫米×150毫米。托架保证了刀具的顺利运转。刀是用45号钢做的，因为刀是专门用来切蛋糕的，蛋糕的质地很软，所以把刀调制好，刀刃经过回火处理，硬度达到55HBS。工具末端焊接在曲柄臂上。3.9箱体结构尺寸的确定该箱在电气设备中具有多种功能，可保证内部轴系统的良好运行，保护内部系统免受设计电箱需要考虑到外部环境的影响，如防水、防尘、防震等，以满足实际使用的要求。同时，为了方便维护和操作，还需要考虑箱体的开启方式和内部布局，以确保在维护操作时能够方便、快捷地进行。最终，要保证箱体具有足够的刚度和密封性，以保护操作人员不受内部零件伤害，并满足尺寸要求和安装要求。在设计电箱时，需要考虑到外部环境的影响，如防水、防尘、防震等。这些因素会对电箱的使用和维护产生很大的影响。例如，在潮湿的环境中使用电箱，必须要有足够的防水措施，否则电箱内部的设备和电路可能会受到损害。同样，在灰尘较多的环境中使用电箱，需要考虑到防尘措施，以避免灰尘的进入影响电箱的使用效果。此外，防震措施也是必不可少的，以保护电箱内部的设备在震动环境下的正常运行。同时，在电箱的设计中，还需要考虑到箱体的开启方式和内部布局。开启方式应简便，以便于维护操作人员更加方便地进行操作。内部布局应合理，以便于设备的安装和维护。在设计布局时，应考虑到不同设备之间的安全距离和通风等因素，并合理利用内部空间，以达到最佳的使用效果。最终，为了保证电箱具有足够的刚度和密封性，以保护操作人员不受内部零件伤害，并满足尺寸要求和安装要求，设计电箱时必须仔细考虑每一个细节。箱体材质的选择、密封胶条的使用、开关控制器的安装等因素都需要认真考虑。只有在各个方面都符合要求的情况下，才能保证电箱的安全可靠，并达到预期的使用效果。更影响整个机器结构的整体运行效果，所以箱体的结构尺寸，包括它的螺丝固定位置、电缆集线器位置和安装配合，也是一个大不了的重要因素。

第4章轴的设计与计算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（15）中间轴切片轴推料轴（2）各输入轴功率高速轴（16）中间轴切片轴推料轴各输出功率为：高速轴中间轴切片轴推料轴（3）各轴输入转矩电动机轴输出转矩（17）各输入转矩为：高速轴（18）中间轴输出轴各轴输出转矩为：高速轴中间轴输出轴各轴的输出功率高速轴(18)中间轴切片轴推料轴本设计重点设计其切片轴和推料轴。4.2切片轴的设计已知：输出轴上的功率，转速，转矩，该轴上的齿轮分度圆直径d=200mm和d=160mm。则作用在轴上的力为：(19)初步确定轴的最小直径初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理［14］。取，于是得(20)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，查表［15］，考虑到转矩变化很小，故取，则：(21)按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册［15］，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，故取；半联轴器长L=52mm半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=38mm。轴杆机构的设计按照轴向位置的需要来决定每一节的直径和长度(1)为了保证半耦合器的轴向定位，在其左端处设置一个轴凸缘，在右端处安装一个轴凸缘，在其右端处安装一个轴凸缘。止动环的直径取决于轴末端的直径D=30毫米。所述耦合器与所述半个车架的所述中心孔L1具有38毫米的长度。为了保证轴末端的锁扣只受力于半耦合器，而不受力于轴表面，其长度应稍短于L1。(2)预选滚子轴承。因为支座只接受径向的作用力，所以一般采用的是滚子支座。参照轴和齿轮分度轮的最小直径，选择了经常使用的滚动轴承6005，其尺寸为d×D×B=25mm×47mm×12mm。从说明书中可以看出，6005型轴承的位置轴肩高h=2.5毫米。(3)在所述装配齿轮上，将所述轴的直径设定为46毫米。在传动装置中，将传动装置的右侧末端和右侧支承装置相连接。众所周知，该传动装置的轮毂的宽是38mm，为了使得该套管的末端表面与该齿轮相接触，该轴节应该比该轮毂的宽稍短，因而该轴节的长是33mm。齿轮的左端部位于轴凸缘的后面，轴凸缘的高度h0.07，如果h=6毫米，那么凸缘的直径就是60毫米。法兰的宽b大于等于1.4米，长度为12毫米。(4)支承罩的整个宽度是20毫米。由于支承端帽的安装拆卸以及支承上机油的便利，支承帽的外端表面到半耦合器的左端表面的间距为30毫米。(5)所述杆的右端部与所述切割设备相连，所述杆的右端部具有取决于所述切割刀的所处的92mm的长度。并且在转轴末端有两个孔洞，孔洞的直径为4，与转轴相连。到目前为止，已经对每一节的轴径和轴长进行了初探。轴的示意图如下图6切片轴示意图4.3推料轴的设计已知：推料轴上的功率为0.463kw，转速，转矩，该轴上的齿轮分度圆直径d=160mm。则作用在轴上的力为：QUOTE

pIII=2τ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15]15-3，取，于是得QUOTEdmin=A03在机械设计过程中，各个零部件的尺寸和安装方式等都需要精心考虑。以下是某机械零部件的关键点介绍：首先是压辊，其最小直径应该位于安装轴承处，而且最小直径不能小于30mm，这是为了保证压辊的稳定性和安全性。其次是齿条节圆直径和安装齿条的轴直径，需要注意它们的比例关系。具体来说，齿条节圆直径应该为160mm，安装齿条的轴直径为40mm。再来看右齿轮和轴承的安装方式。右齿轮和轴承的右端需要套上套筒，套筒端部要压住齿轮的长度至少为33mm。这样可以保证右齿轮和轴承的稳定性和工作效率。接下来是齿轮左端的设计。齿轮左端应该位于轴肩[29]上，并且轴肩高度h不能小于0.07d。例如，若h=6mm，那么法兰直径应该为60mm。此外，法兰的宽度b应该不小于1.4h，长度为12mm。因为小齿轮分度轮很小，齿轮和轴是一体的，轴的材质和齿轮一样，也是钢，经过淬火和锻造。计算出高速轴和中间轴各段的长度和直径后，画出两轴示意图如下：图7.推料轴示意图计算轴的弯矩并画出弯矩图水平面弯矩QUOTEMHB-QUOTEFt2L2+FH2(L2+L3)=0(23)MHB=9482╳＋8321╳(70+42)=-356260n·mmQUOTEMHC+FHL3=0MHC=-8321╳47.4=-441013N·mm图8.高速轴示意图图9.中间轴示意图垂直面弯矩-MVB-Fr2L2-Fv2(L2+L3)=0MVB=3451╳74.2+2035(74.2+47.4)=4487n·mmMVC-FV2L3=0MVC=-2035╳47.4=-107855n·mm合成弯矩QUOTEQUOTE

MB=MHB2+MVBQUOTEQUOTEQUOTEMC=MHC2+MVC2=4401013