多筒自動檳榔切片機畢業(yè)設計說明書

1、<p><b>　　目 錄</b></p><p>　　1 多筒自動檳榔切片機總體方案設計……………………………………1</p><p>　　1.1 多筒自動檳榔切片機的工作原理和工作過程…………………………5</p><p>　　1.2 切片系統(tǒng)的方案設計……………………………………………………6</p>&

2、lt;p>　　1.3 機械傳動系統(tǒng)的方案設計………………………………………………8</p><p>　　1.4 運動轉換系統(tǒng)的方案設計………………………………………………9</p><p>　　1.5 驅動系統(tǒng)的方案設計 …………………………………………………12</p><p>　　2 檳榔切片系統(tǒng)的結構設計 ………………………………………………16&

3、lt;/p><p>　　2.1 刀筒套的結構設計 ……………………………………………………16</p><p>　　2.2 推桿的結構設計 ………………………………………………………18</p><p>　　2.3 推桿橫梁的結構設計 …………………………………………………19</p><p>　　3 機械傳動系統(tǒng)的設計…………………………

4、……………………………22</p><p>　　3.1 帶傳動的設計 …………………………………………………………22</p><p>　　3.1.1 V帶的設計…………………………………………………………22</p><p>　　3.1.2 帶輪的設計 ………………………………………………………25</p><p>　　3.2 鏈傳

5、動的設計 …………………………………………………………26</p><p>　　3.3 主軸的設計 ……………………………………………………………30</p><p>　　3.3.1主軸的設計計算 ……………………………………………………30</p><p>　　3.3.2主軸的結構設計 ……………………………………………………31</p><

6、p>　　3.4 軸承的選擇及校核計算………………………………………………33</p><p>　　3.5 軸承支座的結構設計…………………………………………………36</p><p>　　4 運動轉換系統(tǒng)的設計 ……………………………………………………38</p><p>　　4.1 曲柄的設計 ……………………………………………………………39&l

7、t;/p><p>　　4.2 連桿的設計 ……………………………………………………………40</p><p>　　4.3 導軌的結構設計 ………………………………………………………42</p><p>　　參考文獻 ………………………………………………………………………43</p><p>　　謝 辭 ……………………………………………

8、…………………………45</p><p>　　根據國際糧農組織(FAO)的統(tǒng)計資料，截止2004年世界檳榔收獲面積55. 97萬h㎡，產量達66. 44萬t，比2003年收獲面積略有減少。檳榔收獲面積最大的國家是印度，2004年收獲面積為29. 00萬h㎡，占世界檳榔收獲總面積的51. 81%，其次是印度尼西亞，收獲面積為8. 80萬h㎡.占15. 72%，孟加拉國居第3位，為7. 73萬h㎡，占13. 81%。

9、其他主要生產國有緬甸、泰國，中國、馬來西亞。</p><p>　　2004年世界檳榔的總產量為66. 44萬t，比2003年略有減少，單位面積產量為1 187 kg/ h㎡ 。檳榔產量最大的國家是印度，為33. 00萬t，占世界檳榔總產量的一半:緬甸次之，為5. 70萬t，占8. 58%，第3位是孟加拉國5. 10萬t，占7. 68%，第4位是中國約5. 10萬 t，占7. 68%，其他主要生產國有印度尼西亞，泰

10、國、馬來西來。其中單位面積產量最高的是中國，約為3 129 kg/ h㎡，其次是馬來西業(yè)、緬甸、泰國、印度、孟加拉國、印度尼西亞等國家。</p><p>　　從世界消費市場來看，全世界每年有5%人口嚼食檳榔。作為最大的檳榔生產國的同時，印度也是最大的消費國，每年仍需進口大量的檳榔。各大生產國也是主要的消費國。部分國家仍需進口檳榔以滿足國內市場的需要。巴基斯坦，尼泊爾等不產檳榔的國家，由于其歷史上有食檳榔的習慣，所

11、以每年仍需靠進口供應國內市場。根據FAO的統(tǒng)計數據。2003年世界檳榔的進口量為6. 45萬t，巴基斯坦、孟加拉國和尼泊爾三國的進口量占世界檳榔進口總量的95. 35%。其中巴基斯坦是世界最大的檳榔進口國，2003年的進口量為4. 16萬t,占世界檳榔進口總量的64.5%，進口金額為1 612萬美元:其次是孟加拉國，進口量為1. 24萬t，占19. 22%，進口金額為418萬美元 ，尼泊爾居第3位，進口量為0. 75萬t。其他進口國有馬

12、來西亞、泰國、德國、文萊、捷克、奧地利、日本等。近幾年隨著檳榔的全球化，亞太地區(qū)嚼食檳榔的習慣逐漸為其他國家人所接受，逐漸傳向歐洲、美洲，東亞部分國家。目前，俄羅斯、美國、口本等發(fā)達國家也有進口檳榔產品的記錄。</p><p>　　我國檳榔產區(qū)主要集中在海南島中部、南部、東南部等地，檳榔面積和產量占全國的95. 6% ；廣東、廣西、福建以及云南河口和西雙版納等均有小面積種植。隨著近幾年檳榔銷售形勢的好轉以及對臺商

13、政策的放寬，檳榔經濟價值升高，農民種植的積極性大大提高，種植面積迅速擴大。截至2005年，我國種植面積達4. 77萬h㎡，收獲面積2. 078萬h㎡，產量6. 44萬t，總產值達15. 44億元，成為我國熱帶業(yè)熱帶地區(qū)僅次于橡膠的第二大產業(yè)。我國消費市場主要集中在湖南和海南，有1 000多家檳榔加工企業(yè)和數個名牌產品，年產值達20億元。近兒年東北地區(qū)以及上海等大城市也逐漸有嚼食檳榔的習慣.消費市場逐漸擴大。</p><

14、;p>　　本設計的目的在于解決現有的檳榔切片效率低、體力勞動強度大、對工人人身不安全、生產制作不衛(wèi)生、不適應工業(yè)化大批量生產需要的問題，提供一種自動化程度高、能形成大規(guī)模檳榔切片的切片機,其間涉及到了在大學期間所學的機械設計、機械原理、互換性、熱加工等知識，并充分運用這些知識服務于實際生產。</p><p><b>　　1 總體方案設計</b></p><p>

15、　　多筒自動檳榔切片機的工作原理和工作過程</p><p>　　本設計的技術方案是這樣完成的:將成排刀頭筒相應與推進桿活動套接，刀頭筒自身固接于機架的刀筒座之上;將推進桿上頭固接于推桿橫梁，推桿橫梁端頭固接定向一導軌并活接動力連桿;定向導軌由固接于機架的導向板滑合夾持，動力連桿另一頭活套曲柄，曲柄固接一于由馬達、減速機給予動力的傳動軸。刀頭筒一側開有入料孔相應固接落料管，檳榔從落料管進入刀頭筒，在刀頭筒下部的刀頭

16、口裝有刀片，當馬達經傳動系統(tǒng)使推桿橫梁下行，推桿橫梁下方的推進桿在刀頭內推動檳榔使之穿過刀頭口，而使檳榔果被刀片剖切成片。</p><p>　　圖1.1 檳榔切片機原理示意圖</p><p>　　本設計采取刀頭筒成排與刀筒座固接，推進桿成排與推桿橫梁固接，所有推進桿相應滑動配合于所有刀頭筒內往復運動切片，其生產能力相當于多臺單機的組合，并且刀筒大小與分級后的檳榔大小對應，從而實現了一機可以

17、對不同大小的檳榔切片，切片大小均勻。，這個設計與以前的手工切片相比，大大減少了人的體力勞動，極大地提高了生產率，并且不用手工接觸檳榔，從而在很在程度上保證了切開的檳榔片的衛(wèi)生程度，提高的食品的安全度。本設計適于工業(yè)化大批量生產;全部推進桿統(tǒng)一由一個馬達、減速機驅動作功，相對節(jié)約了能源，降低了成本。這種切片機切片動作平穩(wěn)，機構新穎合理，高效快速，技術性能良好。</p><p><b>　　切片系統(tǒng)的方案設

18、計</b></p><p>　　切片系統(tǒng)是采用的刀筒套和推桿滑動配合，其中刀筒套固定于機架上，推桿在刀筒套內上下運動，不斷的推動進入刀筒套的檳榔果向固接于刀筒套下部的刀片運動，使檳榔果穿過刀片而被切開。</p><p>　　本處方案設計的難點是設計刀片固接于刀筒套的方法：</p><p>　　方案一：刀片固接于底座上，然后底座焊接在刀筒座上</p&

19、gt;<p>　　圖1.2 切片結構示意圖一</p><p>　　如工作簡圖所示，刀片采用螺釘固接于底座上，然后底座焊接在刀筒套上。</p><p><b>　　方案分析：</b></p><p>　　此方案原理上是正確的，因刀片容易鈍化，需要經常更換，但此方案中，零件一旦裝配好后，因采用的是焊接連接刀筒和底座，刀片如果需要取出來

20、修整或更換就十分困難了。</p><p>　　方案二： 刀筒上開卡槽，刀片卡在卡槽中</p><p>　　圖1.3 切片結構示意圖二</p><p>　　如工作簡圖所示，刀片采用卡槽固定于刀筒座上。</p><p><b>　　方案分析：</b></p><p>　　此種方案原理簡單正確</

21、p><p>　　刀片容易鈍化，需要經常更換,此方案則正好適合這一現實情況，刀片的取下和安裝是十分方便的。只需用鉗子夾著刀片向上提起，然后向外拉即可取下刀片，不會對原機器產生任何破壞</p><p>　　此方案零件加工制作容易，費用低廉，適合規(guī)?；a</p><p>　　機械傳動系統(tǒng)的方案設計</p><p>　　機械傳遞裝置位于原動機和工作機之

22、間，用以傳遞運動和動力或改變運動方式，傳動裝置方案設計是否合理，對整個機械的工作性能、尺寸、重量和成本等影響很大，因此傳動方案設計式整個機械設計中最關鍵的環(huán)節(jié)。</p><p>　　下面是三種傳動方案的比較：</p><p><b>　　（1） 齒輪傳動</b></p><p>　　齒輪傳動優(yōu)點:瞬間傳動比恒定且穩(wěn)定性高,結構穩(wěn)定可靠,噪音低,

23、傳動功率大效率高，缺點:應用環(huán)境要求高,潤滑條件要好,不適合灰塵較多以及距離較遠的兩軸之間的傳動。</p><p><b>　?。?） 帶輪傳動</b></p><p>　　帶傳動具有傳動平穩(wěn)、吸振等特點，且能起過載保護作用。但由于它時靠摩擦力來工作的，在傳遞同樣功率的條件下，當帶速較低時，傳動結構尺寸較大，為了減小帶傳動的結構尺寸，應將起布置在高速級。</p

24、><p><b>　?。?） 鏈條傳動</b></p><p>　　鏈條傳動受力情況較好，承載能力較大；又一定的緩沖和減振性能；中心距可大而結構輕便，由于工作時鏈速和瞬時速度傳動比呈周期性變化、運動不均勻、沖擊振動大，應將其布置在低速級。</p><p>　　圖1.4 傳動系統(tǒng)工作原理簡圖</p><p>　　圖1.5 傳

25、動系統(tǒng)工作三維圖</p><p>　　綜上所述，再根據本設計運動傳遞的要求，我們把傳動方案確定為：從電動機輸出的旋轉運動通過帶輪傳動傳遞一級錐齒輪減速器，一級錐齒輪減速器的作用是減速以和速度方向的變換，然后再通過鏈傳動，把動力傳遞到主軸上</p><p>　　運動轉換系統(tǒng)的方案設計</p><p>　　電動機通過帶傳動和鏈傳動，把旋轉運動傳遞到了長軸上，使長軸以一定

26、的角速度旋轉，此時，我們需要把旋轉運動轉變?yōu)橥鶑椭本€運動，使用純機械的方法，我們可以通過以下幾種方案來實現，并對各方案進行對比，選出最合適的方案：</p><p>　　方案一：蝸輪蝸桿機構</p><p><b>　　方案分析：</b></p><p><b>　　圖1.6 蝸輪蝸桿</b></p><

27、p>　　傳動中一般蝸桿是主動件，蝸輪是從動件。蝸桿傳動廣泛應用于各種機器和儀器中。蝸桿傳動的主要優(yōu)點是能得到很大的傳動比，結構緊湊，傳動平穩(wěn)和噪聲較小等。在分度機構中傳動比可達1000。蝸桿傳動的主要缺點是傳動效率較低；為了減摩耐磨，蝸輪齒圈常需用青銅制造，成本較高。 而本設計中的多筒自動檳榔切片機要求精度不太高，制造費用就較低廉，傳動效率要求比較高。而本設計中的運動轉換系統(tǒng)需要的是把圓周運動轉換為往復直線運動，而蝸輪蝸桿結構是做

28、不到這點的。顯然，此方案中的蝸輪蝸桿結構不符合本設計的運動轉換系統(tǒng)的要求。</p><p>　　方案二：齒輪齒條機構</p><p><b>　　方案分析：</b></p><p><b>　　圖1.7 齒輪齒條</b></p><p>　　此方案中的齒輪齒條機構的優(yōu)點是結構緊湊，傳動平穩(wěn)和噪聲較小

29、等。在原理上，齒輪齒條機構是可以把旋轉運動轉變?yōu)橹本€運動，但是不可以把旋轉運動轉變?yōu)橥鶑椭本€運動。并且齒輪齒條機構和加工制作費用也比較昂貴，這不符合本設計的要求的。顯然，此方案也是不適合本設計的運動轉換系統(tǒng)的要求。</p><p><b>　　方案三：凸輪機構</b></p><p><b>　　方案分析：</b></p><

30、p><b>　　圖1.8 凸輪機構</b></p><p>　　此方案中，原理是正確的，凸輪機構的確可以把旋轉運動轉變?yōu)橥鶑椭本€運動，但是它會有沖擊振動，并且凸輪的制造費用比較高昂，不適合本設計的要求，所以不予采用。</p><p>　　方案四：曲柄滑塊機構</p><p><b>　　方案分析：</b></p

31、><p>　　圖1.9 曲柄滑塊機構</p><p>　　此方案中，使用曲柄滑塊機構來進行旋轉和往復直線運動的轉換，此方案原理簡單，結構緊湊，制作加工費用低廉，適合規(guī)?；a，同時也適合有小振動和灰塵的工作環(huán)境。所以我們在本設計的運動轉換系統(tǒng)中采用此方案來把旋轉運動轉換為往復直線運動。</p><p>　　1.5 驅動系統(tǒng)的方案設計</p><p&g

32、t;　　(1) 電動機選擇的一般原則</p><p>　　電動機是最常用的原動機，根據電動機的不同工作原理，性能，用途，一般分為交流異步，交流同步和直流電動機三類。每一類產品又按其基座號（中心高或交流電動機定子鐵心外徑或直流電機電鈕鐵心外徑）大小或功率大小分為大，中，小和微型電動機。其中的微型電動機還分為驅動電動機和控制電動機。</p><p>　　(2) 常規(guī)電動機的特性及選用<

33、;/p><p>　　各類電動機基本上按照其適應的工作環(huán)境，性能，結構特征，勵磁方式，冷卻方式，介質和絕緣等級等，進行了產品的規(guī)?；拖盗谢?。常規(guī)電動機的分類，特點和應用使用范圍見下表。電動機選擇的一般原則是：</p><p>　　a、滿足設計對象的各種要求 如負載特性，工作制式，轉速，加速度，起動，制動，過載能力及調速特性等。其中，負載特性和調速特性是選擇電動機類型的主要依據，其他特性要求

34、是選擇型號的主要依據。</p><p>　　b、應有一定的備用功率 電動機的負載率應在70%~90%左右。在設計中也應防止選擇功率過大的電動機，以免使電動機長時間處在低負荷工況，造成電動機功率低下的不利情況。</p><p>　　c、滿足使用環(huán)境要求 電動機的結構形式和絕緣等級應滿足環(huán)境溫度的要求，保證電動機的安全運行。</p><p>　　表1.1

35、Y系列三相異步電動機技術數據（IP44）</p><p>　　表1.2 Y系列三相異步電動機外形和安裝尺寸（IP44）</p><p>　　根據切片速度為40片每分鐘，以及傳動系統(tǒng)中的速度傳動比，查上表可知 Y132M1-6是最合適的。</p><p>　　Y132M1-6技術數據： 額定功率 4 KW</p><p>　　同步轉速

36、 960 r/min</p><p>　　圖1.10 整機完成后三維結構圖</p><p>　　2 檳榔切片系統(tǒng)的結構設計</p><p>　　2.1 刀筒套的結構設計</p><p>　　檳榔切片系統(tǒng)的主要內容和難點是：</p><p><b>　　檳榔果的定位與夾緊</b></p>

37、;<p>　　切片方式的確定：方法一：刀片運動，檳榔果不被夾緊處于靜止狀態(tài)</p><p>　　方法二：刀片固定不動，檳榔果被推動到刀片上切開</p><p>　　在日常生活中，我們都是把需要切開的物體固定不動，然后刀片運動而切開，就像上面的方案二一樣。但在本設計中，我們采用一個創(chuàng)新點，也就是方案二中的方法，把刀片固定不動，然后使用推桿推動檳榔果下行，使檳榔果被切開而成片。&

38、lt;/p><p>　　圖2.1 刀筒套結構圖</p><p>　　圖2.2 刀筒套結構工程圖</p><p>　　首先，我們把刀筒套的切片管和入料管大小分成5個等級，它們的內徑大小分別為：19mm 20mm 21mm 22mm 23mm</p><p>　　這也就對應本設計中的切片機可以同時加工5種大小等級的檳榔果，這樣加工

39、檳榔果廠家就不必購買多臺機器來加工大小不等的檳榔果，這可以大大減少加工檳榔果廠家的購買機器的費用，同時也提高了檳榔果的利用率。</p><p>　　切片機構的工作原理如下：</p><p>　　檳榔果從入料管送入，因重力作用，檳榔果落入切片管</p><p>　　推桿推著檳榔向下運動，通過固定在切片管下部的刀片，從而檳榔被切開成兩片</p><p

40、><b>　　推桿的結構設計</b></p><p>　　本設計中，推桿用于推動落入切片管的檳榔果下行，使檳榔果通過刀片而被完整切開成片。在這推桿的結構設計中，有三個關鍵點：</p><p>　　檳榔果的兩頭不是平面，而是橢球形，這就需要我們把推桿的頂端做下個錐孔，使推桿頂端剛好與檳榔果相合，從而使檳榔果中心與切片管中心重合，這樣切片出來的檳榔片大小才均勻，而不

41、會出現手工切片時的檳榔片大小厚度不勻的情況。</p><p>　　本設計中，檳榔果要完全通過刀片，并且要使推桿與刀片不接觸，否則推桿與刀片相碰，會刀片變鈍。在本設計中，我們的解決的方法是，在推桿的頂端開一個一定深度的一字槽，使刀片在這個一字槽中做上下直線運動，同時不會觸碰到推桿。</p><p>　　在（2）設計中，設計的一字槽，我們要確定刀片剛好在這個一字槽中，我們就要設計使推桿在往復直

42、線運動中防轉的措施。在本設計中，我們采用在推桿上開一長槽，使這與安裝在刀筒座上的防轉螺釘相配合，從而防止推桿的轉動，確保刀片完全切過檳榔果，同時刀片又不會觸碰到推桿，從而確保了刀片和推桿的安全。</p><p>　　圖2.3 推桿三維圖</p><p>　　圖2.4 推桿工程圖</p><p>　　如上圖中所示，在推桿的上端有一凸臺，用以與推桿橫梁相抵，當橫梁下行時

43、，橫梁的力通過凸臺傳到推桿上來，然后推桿隨著橫梁下行而下行。當橫梁上行時，我們在凸臺的上端車螺紋，然后用安裝上雙螺母用來夾持橫梁，從而使推桿和橫梁一起上行。因為這是有沖擊和振動載荷的場合，如果我們用單螺母，那么螺母很快就會松掉的。螺母防松的方法有很多，例如我們常用的方法有彈簧墊防松，止退螺母防松，雙螺母防松，加銷子防松，這些方法都是可拆換的方式。另外在基本上在不用拆卸的場合也可用點焊防松，在連接處打點防松。在本設計中，我們的產品要求的是

44、推桿可拆換的場合，綜合防松的制作的方便性以及加工費用等方面的情況考慮，我們在本設計中采用雙螺母來防松。</p><p><b>　　推桿橫梁的結構設計</b></p><p>　　本設計中，推桿橫梁的作用是把10支推桿全部安裝在其上，連桿在曲柄的帶動下，使推桿橫梁以每分鐘40次的頻率往復上下直線運動，然后所有的推桿也都隨著推桿橫梁一起做每分鐘40次頻率的往復上下直線的

45、切片運動，從而完成切片運動的一部分。這樣的設計，使一個電動機就可以同時驅動10個推桿而完成切片動作，這樣的設計大大的提高了電能的利用率，同時也大大提高了檳榔果的切片效率。</p><p>　　圖2.5 推桿橫梁三維圖</p><p>　　圖2.6 推桿結構工程圖</p><p>　　如圖2.6所示，推桿與橫梁通過雙螺母連接，推桿凸臺與橫梁之間有3 mm的間隙，用于

46、推桿與刀筒套之間的自動調節(jié)而對齊。因為焊接件的精度比較低，所以推桿與刀筒套之間的配合精度比較低，所以推桿凸臺與推桿橫梁之間留少許間隙用于推桿與刀筒套之間的偏心的自動調節(jié)是必要的。</p><p>　　3 機械傳動系統(tǒng)的設計</p><p><b>　　帶傳動的設計</b></p><p>　　3.1.1 V帶的設計計算</p>

47、<p>　　帶傳動由于具有傳動平穩(wěn)、結構簡單、造價低廉、不須潤滑和能緩沖吸振等優(yōu)點，在機械中被廣泛使用，根據此次設計要求，我們在傳動的高速級也就是電動機到減速器中間采用普通V帶傳動可滿足要求，并使用基準寬度制。</p><p>　　1. 計算功率Pc </p><p>　　式中，KA為工況系數；P為傳遞功率,如電機的額定功率。</p><p>　　由于工作

48、載荷變動較大，又屬輕型設備，每天工作10-16小時，故選KA=1.2,設傳遞功率P= 4 kw , 所以Pc =4.8 kw</p><p><b>　　2. 帶的型號  </b></p><p>　　帶的型號可根據計算功率Pc和小帶輪轉速n1由下圖中“普通V帶選型圖“來選取。取n1=960r/min ，選擇帶的型號為A型。</p>

49、<p>　　表3.1 普通V帶選型圖</p><p><b>　　3.帶輪基準直徑</b></p><p>　　帶輪基準直徑d 帶輪直徑愈小，傳動所占空間愈小，但彎曲應力愈大，帶越易疲勞。手冊中列出了最小帶輪基準直徑。設計時，應使小帶輪基準直徑dd1≥ddmin，大帶輪的基準直徑 </p><p>　　式中的n1/n2為帶傳動的傳動

50、比，我們在傳動系統(tǒng)中給帶傳動分配的傳動比為i=3 </p><p>　　dd1、dd2通常按手冊推薦的直徑系列圓整。此次設計選用小帶輪基準直徑為V帶輪的最小基準直徑，即dd1 =75 mm,則大輪直徑為dd2=75×3=225 mm，帶輪的基準直徑系列整圓，則dd2=224 mm 。</p><p><b>　　帶速v  </b></p>

51、;<p>　　普通V帶質量較大。帶速太高時，會因離心慣性力過大而降低傳動能力；帶速過低，則在傳遞相同功率的條件下所需有效拉力F 較大，要求帶的根數較多。一般v＝5～30m/s。帶速的計算公式為 </p><p><b>　　v=dd1n1，</b></p><p>　　式中，dd1 =75 mm，n1=960r/min，代入數據得：</p>

52、<p>　　v=3.14×0.075×960/60m/s=3.768 m/s</p><p>　　5. 中心距 a 和帶的基準長度Ld</p><p>　　帶傳動的中心距不宜過大，否則工作中將因載荷變化引起帶的顫動。中心距也不宜過小，因為中心距愈小，帶的長度愈短，在一定速度下，單位時間內帶的應力變化次數愈多，會加速帶的疲勞。一般初定中心距a0為 </p

53、><p>　　初選a0 后，根據帶傳動的幾何關系，按下式初算帶的基準長度Ld</p><p>　　選擇a0=220mm,則Ld0=1387.5 mm，</p><p>　　根據Ld0，按手冊選取接近的帶的基準長度Ld=1400 mm</p><p>　　然后再按下式計算實際中心距 a</p><p>　　在使用中，V帶傳動

54、的中心距一般需要調整，所以α可采用下式近似計算 </p><p>　　代入數據，我們可計算出傳動的中心距為448.6 mm</p><p>　　考慮到帶輪的制造誤差、帶長誤差、帶的彈性以及因帶的松弛而產生的補充張緊的需要，常給中心距的變動范圍：</p><p>　　在本設計中，我們的傳動中心距圓整取為 450 mm</p><p>　　小帶輪

55、上的包角α1  </p><p>　　包角是影響帶傳動工作能力的重要參數之一。包角大，帶的承載能力高；反之，則易打滑。在V帶傳動中，一般小帶輪上的包角α1不宜小于120?，個別情況下可小到90?。α1的計算式為 </p><p>　　代入數據得α1=147°</p><p><b>　　V帶的截面尺寸</b></p&g

56、t;<p>　　表3.2 V帶型號</p><p><b>　　帶輪的設計</b></p><p>　　1．帶輪材料：主要采用鑄鐵，牌號HT150或HT200，轉速高時用鑄鋼，小功率時可用鑄鋁或塑料。此次設計可選用HT150。</p><p>　　圖3.1 輪槽結構尺寸</p><p><b>

57、　　2．帶輪的技術要求</b></p><p>　?、?帶輪各部位不允許有砂眼、裂縫、縮孔及氣泡。</p><p>　　⑵ V帶輪輪槽的工作表面粗糙度Ra為3.2um,輪緣和軸孔端面的Ra為6.3um,輪槽底的Ra為12.5um，輪槽的棱邊要倒角或倒鈍。</p><p>　?、?輪轂孔公差為H7或H8,轂長上偏差為IT14，下偏差為0</p>

58、<p>　　表3.3 V帶型號</p><p><b>　　鏈傳動的設計</b></p><p>　　鏈傳動由兩個鏈輪和繞在兩輪上的中間撓性件——鏈條所組成?？挎湕l與鏈輪之間的嚙合來傳遞兩平行軸之間的運動和動力，屬于具有嚙合性質的強迫傳動。其中，應用最廣泛的是滾子鏈傳動。</p><p>　　圖3.2 鏈傳動簡圖

59、 圖3.3 鏈條實物</p><p>　　與帶傳動、齒輪傳動相比，鏈傳動的主要特點是：沒有彈性滑動和打滑，能保持準確的平均傳動比，傳動效率較高（封閉式鏈傳動傳動效率=0.95～0.98）；鏈條不需要象帶那樣張得很緊，所以壓軸力較??；傳遞功率大，過載能力強；能在低速重載下較好工作；能適應惡劣環(huán)境如多塵、油污、腐蝕和高強度場合。這也是在此次設計中使用鏈傳動的的原因。當然鏈傳動也有一些缺點：瞬

60、時鏈速和瞬時傳動比不為常數，工作中有沖擊和噪聲，磨損后易發(fā)生跳齒，不宜在載荷變化很大和急速反向的傳動中應用。</p><p>　　圖3.4 滾子鏈結構</p><p>　　滾子鏈由內鏈板1、外鏈板2、銷軸3、套筒4和滾子5組成。銷軸3與外鏈板2、套筒4與內鏈板1分別用過盈配合聯(lián)接。而銷軸3與套筒4、滾子5與套筒4之間則為間隙配合，所以，當鏈條與鏈輪輪齒嚙合時，滾子與輪齒間基本上為滾動摩擦。

61、套筒與銷軸間、滾子與套筒間為滑動摩擦。鏈板一般做成8字形，以使各截面接近等強度，并可減輕重量和運動時的慣性。</p><p>　　鏈傳動的使用范圍是：傳動功率一般為100kW以下，效率在0.92～0.96之間，傳動比i不超過7，傳動速度一般小于15m/s。</p><p>　　滾子鏈是標準件，其主要參數是：</p><p>　　鏈節(jié)距p，它是指鏈條上相鄰兩銷軸中心間

62、的距離。</p><p>　　GB1243.1-83規(guī)定滾子鏈分A、B兩個系列。表中的鏈號數乘以25.4/16即為節(jié)距值，表中的鏈號與相應的國際標準一致。</p><p>　　滾子鏈的標記方法為：</p><p>　　鏈號-排數×鏈節(jié)數，標準編號。例如此次設計中選用08A-1×54 GB1243-1997，即為按本標準制造的A系列、節(jié)距12.7m

63、、單排、54節(jié)的滾子鏈。</p><p>　　鏈條除了接頭和鏈節(jié)外，各鏈節(jié)都是不可分離的。鏈的長度用鏈節(jié)數表示，為了使鏈條連成環(huán)形時，正好是外鏈板與內鏈板相連接，所以鏈節(jié)數最好為偶數,本設計中鏈節(jié)數為54節(jié)。 </p><p>　　表3.4　滾子鏈的規(guī)格及主要參數(摘自GB1243.1-83)</p><p>　　注：（1）極限拉伸載荷也可用kgf表示，取1kgf=

64、9.8N；</p><p>　　（2）過渡鏈節(jié)的極限拉伸載荷按0.8Q計算。</p><p>　　把一根以上的單列鏈并列、用長銷軸聯(lián)接起來的鏈稱為多排鏈，鏈的排數愈多，承載能力愈高，但鏈的制造與安裝精度要求也愈高，且愈難使各排鏈受力均勻，將大大降低多排鏈的使用壽命，故排數不宜超過4排。當傳動功率較大時，可采用兩根或兩根以上的雙排鏈或三排鏈。</p><p>　　為了

65、形成鏈節(jié)首尾相接的環(huán)形鏈條，要用接頭加以連接。鏈的接頭形式見圖12.4。當鏈節(jié)數為偶數時采用連接鏈節(jié)，其形狀與鏈節(jié)相同，接頭處用鋼絲鎖銷或彈簧卡片等止鎖件將銷軸與連接鏈板固定；當鏈節(jié)數為奇數時，則必須加一個過渡鏈節(jié)。過渡鏈節(jié)的鏈板在工作時受有附加彎矩，故應盡量避免采用奇數鏈節(jié)。</p><p><b>　　圖3.5 鏈接頭</b></p><p><b>　

66、　鏈輪的設計:</b></p><p>　　鏈輪齒形必須保證鏈節(jié)能平穩(wěn)自如地進入和退出嚙合，盡量減少嚙合時的鏈節(jié)的沖擊和接觸應力，而且要易于加工。 </p><p>　　常用的鏈輪端面齒形見下圖所示。它是由三段圓弧aa 、ab、cd和一段直線bc構成，簡稱三圓弧一直線齒形。齒形用標準刀具加工，在鏈輪工作圖上不必繪制端面齒形，只需在圖上注明“齒形按3R GBT 1244-19

67、85規(guī)定制造”即可，但應繪制鏈輪的軸面齒形，見圖，其尺寸參閱有關設計手冊。工作圖中應注明節(jié)距p 、齒數z 、分度圓直徑d （鏈輪上鏈的各滾子中心所在的圓）、齒頂圓直徑da、齒根圓直徑df 。</p><p>　　圖3.6 鏈輪結構圖</p><p>　　本設計中小鏈輪的基本參數和主要尺寸如下：</p><p><b>　　齒數為11</b>&l

68、t;/p><p>　　節(jié)距p=12.7mm</p><p><b>　　分度圓直徑： </b></p><p><b>　　齒頂圓直徑：</b></p><p><b>　　最小齒槽：</b></p><p><b>　　最大齒槽： </

69、b></p><p><b>　　齒根圓直徑：</b></p><p><b>　　齒高：</b></p><p><b>　　最大軸凸緣直徑：</b></p><p><b>　　主軸的設計</b></p><p>　　3.

70、3.1 主軸的設計計算</p><p>　　滾動軸承的型號是根據軸端直徑來確定的,軸的結構設計是在初步計算軸徑的基礎上進行的，故我們在設計軸時先要初算軸徑。軸的直徑可按扭轉強度發(fā)進行估算，即</p><p>　　式中，p為軸傳遞的功率，kw; n為軸的轉速，r/min; C為由軸的材料和受載情況確定的系數。若軸的材料為45號鋼，通常取C=106—117。C值應考慮軸上彎矩對軸的強度的影響，

71、當只受轉矩或彎矩相對扭矩較小時，C取小值；當彎矩相對轉矩較大時，C應取大值。</p><p>　　初算軸的直徑還要考慮鍵槽對軸強度的影響。當該軸段截面上有一個鍵槽時，d增大5%；有兩個鍵槽時，d增大10%。然后軸徑圓整為標準值。</p><p>　　上述算出來的軸徑為軸的最小徑。若作為裝齒輪處的軸徑，則C應該取大值。</p><p>　　若軸外伸端用聯(lián)軸器與電動機相

72、聯(lián)，則外伸軸徑應該考慮電動機軸及聯(lián)軸器轂孔的直徑的尺寸，外伸軸直徑和電動機軸直徑應相差不大，它們的直徑應在所選聯(lián)軸器轂孔最大、最小直徑的允許范圍內。若超出該范圍，則應重選聯(lián)軸器或改變軸直徑。</p><p>　　考慮到彎矩相對扭矩很小，且選用45號鋼作為主軸的材料。</p><p><b>　　所以C取106</b></p><p>　　在滿載

73、下設電動機的功率為：</p><p>　　此時軸的轉速n為40 r/min</p><p><b>　　所以有：</b></p><p>　　而且中間安裝鏈輪處有一鍵，</p><p><b>　　所以有：</b></p><p>　　d=1.05d=1.05×11

74、.4=11.97mm</p><p>　　考慮到在軸的選材是直接從型材中選擇，并結合滾動軸承的內徑的標準，且切片的力有所放大，所以軸徑φ25是完全安全可靠的。</p><p>　　3.3.2 主軸的結構設計</p><p>　　主軸的結構設計請見下圖。 </p><p><b>　　圖3.7 長軸</b></p&

75、gt;<p>　　圖3.8 軸上裝配零件的裝配圖</p><p>　　上圖中的滾動軸承作用是為軸提供支承，所以在軸的兩端各設計一個為軸承定位的軸肩，軸與滾動軸套為過盈配合。軸的兩端安裝曲柄，故設計一個帶螺紋孔的方形凸臺，方形凸臺是防止曲柄相對軸出現轉動，用螺釘來對曲柄進行軸向固定，防止曲柄出現軸向竄動或脫出方形凸臺。</p><p>　　圖3.9 長軸工程圖</p&

76、gt;<p>　　軸承的選擇及校核計算</p><p>　　選擇滾動軸承的類型與多種因素有關，通常根據下列幾個因素并可參 考表7-2-1，表7-2-2（化工工業(yè)出版社出版的機械設計手冊第四版第二卷）綜合考慮。（1）允許空間。（2）載荷大小和方向。例如既有徑向又有軸向的聯(lián)合載荷一般選用角接觸球軸承或圓錐滾子軸承，如徑向載荷大，軸向載荷小，可選深溝球軸承和內外圈都有擋邊得圓柱滾子軸承，如同時還存在軸

77、或殼體變形大以及安裝對中型差的情況，可選用調心球軸承，調心滾子軸承；如軸向載荷大徑向載荷小，可選用推力角接觸球軸承、推力圓錐滾子軸承、若同時要求調心性能，可選用推力調心滾子軸承。（3）軸承工作轉速。（4）旋轉精度。一般機械均可用G級公差軸承。（5）軸承的剛性。一般滾子軸承的剛性大于球軸承的剛性，提高軸承的剛性，可通過“預緊”，但必須適當。（6）軸向游動。軸承的配置通常是一端固定，一端游動以適應軸的熱脹冷縮，保證軸承游動方式，一是可選用內

78、圈或外圈無擋邊的軸承，另一種是在內圈與軸或外圈與軸承孔之間采取間隙配合。（7）摩擦力矩。需要低摩擦力矩的機械（如儀器），應盡量采用球軸承，還應避免采用接觸式密封軸承。（8）安裝與拆卸。裝卸頻繁時，可選用分離式軸承，或內</p><p>　　所以，綜合考慮本設計中，滾動軸承的載荷是純徑向載荷，軸向載荷幾乎是沒有的，可以不計在內，所以軸承的類型選擇為深溝球軸承，也就是6000系列型滾動軸承。</p>&

79、lt;p>　　圖3.10 深溝球軸承</p><p>　　綜合考慮軸的直徑和滾動軸套的內徑，在本設計中我們選擇6205型深溝球軸承。</p><p>　　6205型深溝球軸承的技術參數：</p><p>　　內徑：d=25 mm</p><p>　　外徑：D=52 mm</p><p>　　寬度：B=15 mm

80、</p><p>　　安裝尺寸：=31 mm</p><p>　　其中，滾動軸承內徑與軸配合時，因為滾動軸承是標準件，所以應該采用基孔制，并且軸與滾動軸承采用過盈配合。</p><p>　　下面，我們來對本6205型深溝球軸承進行壽命計算。軸承的壽命最好與減速器的壽命大致相等。如達不到，應至少達到減速器檢修期（2~3年）。如果壽命不夠，可先考慮選用其它系列的軸承，其

81、次考慮改選軸承的類型或軸徑。如果計算壽命太大，可考慮選用較小系列軸承。</p><p>　　滾動軸承的失效形式是滾滾動體內圈和外圈滾道的點蝕破壞。這是在安裝和潤滑良好的條件下，由于大量重復地承受變化的接觸應力所致。軸承的壽命，不能以同一批實驗軸承中的最長或者最短壽命作為標準．因為前者過于不安全，提前破壞的可能性為１００％，而后者又過于保守，使幾乎１００％的軸承都超標準的繼續(xù)工作著?，F在規(guī)定，一組在相同條件下運轉的

82、近于相同的軸承，其可靠度為９０％時的壽命作為標準壽命，即按一組軸承中１０％發(fā)生點蝕破壞，而９０％的軸承不發(fā)生點蝕破壞或工作小時數作為軸承的壽命，并把這個壽命叫做基本額定壽命，以表示。</p><p>　　軸承的壽命與所受載荷的大小有關，工作載荷越大，引起的接觸應力也就越大，而因在點蝕破壞前所能經受的應力變化次數也就越少，軸承的壽命也就越短．所謂軸承的基本額定動載荷，就是軸承的基本額定壽命剛好為１０6r（轉）時，軸

83、承所能承受的載荷值，用字母Ｃ代表，這個基本額定動載荷，對向心軸承，指純徑向載荷，并稱之為軸向基本額定動載荷，用Ｃr表示；</p><p>　　滾動軸承壽命的基本公式為</p><p><b>　?。?lt;/b></p><p>　　式中的單位是１０6 r，ξ為指數．對于球軸承　ξ?。剑?，對于滾子軸承　</p><p><

84、;b>　　ξ＝１０／３</b></p><p>　　在實際計算時，我們用小時數表示壽命數比較方便，</p><p>　　這時可將上面的式子寫成</p><p><b>　?。蘦=</b></p><p>　?。ǎ脼榛绢~定動載荷，Ｐ為當量動載荷）</p><p>　　P=fp(X

85、Fr+YFa)</p><p>　　查表得fp=1.0~1.2, 根據本設計的工作環(huán)境，取fp=1.2</p><p>　　因為在本設計中的深溝球軸承所受的軸向力幾乎為零</p><p>　　故 X=1 ，Y=0</p><p><b>　　即 </b></p><p><b>　　當

86、量動載荷 </b></p><p>　　P=1.2×80×10/2N=480N</p><p>　　查表知基本額定動載荷</p><p><b>　　C=14000 N</b></p><p>　　因軸承的壽命最好與減速器的壽命大致相等，如達不到，應至少達到減速器檢修期（2~3年），合3&

87、#215;365×24=26280 h</p><p>　　計算軸承6205的壽命</p><p>　　Lh===1.034×h>>26280 h</p><p>　　遠高于預計壽命，所以選用此6205軸承可以。</p><p>　　圖3.11 軸承支座裝配結構圖1</p><p>&l

88、t;b>　　軸承支座的結構設計</b></p><p>　　本設計中，軸承支座的作用是為軸提供支撐，并且要使軸在裝配方便時比較方便安裝，所以在本設計中，我們設計用一圓環(huán)切去中間少部分的結構，然后用螺栓和防松墊圈來夾緊。其中，中間要留5mm的間隙，這樣用螺栓擰緊就可以啦，從而不必要把圓環(huán)的內徑精度設計的比較高了，節(jié)省了加工制造的費用。因為本設計中的載荷是不均勻載荷，所以螺栓應該要加一個防松墊圈來防

89、止螺栓松動。支座的下部也用螺栓加墊圈來固定在機架上。</p><p>　　圖3.12 軸承支座的裝配結構圖2</p><p>　　3.13 軸承支座的工程圖</p><p>　　在上面的軸承支座的工程圖中，我們可以看出底板的厚度與肋板的厚度是相同的，這是為了加工時采購材料的方便性以及加工的方便性來考慮的，同時也節(jié)省了本設計中產品的費用等，提高的產品的市場競爭力。&l

90、t;/p><p>　　3.14 軸承支座底座工程圖</p><p>　　在軸承支座底座的設計時，我們也遵守同樣的思路，如底板設計成80×80的正方形，四個螺栓孔也設計成50×50的正方形內，這樣，在加工制造時，工人就不會分把方向弄錯，從而鉆錯孔的位置，同時，加工這種的零件的工時也會相應的減少，也就相當于減少了產品的費用，提高產品的市場競爭力。</p><

91、p>　　4 運動轉換系統(tǒng)的設計</p><p>　　本設計中，我們要把軸的旋轉運動轉變成推桿橫梁的往復直線運動，在這里，我們采用的是使用曲柄滑塊機構來實現這個功能的。軸旋轉帶動曲柄旋轉，連桿則帶動推桿橫梁上下直線運動，然后橫梁再帶動推桿做切片運動。在這其中，我們主要的設計內容是設計曲柄、連桿和導軌。</p><p>　　4.1 運動轉換系統(tǒng)的三維圖</p><p&

92、gt;　　4.1 曲柄的設計</p><p>　　根據推桿做往復直線運動的行程，我們可以計算出曲柄的長度。</p><p>　　1、曲柄兩中心孔距離的計算：</p><p>　　刀筒套的長度：180 mm</p><p>　　刀片高度：25 mm</p><p>　　刀片低部高度：10 mm</p>&

93、lt;p><b>　　故推桿在的行程為：</b></p><p>　　H=[180-(25-10)-10]/2=77.5 mm</p><p>　　因為推桿與軸在同一垂直方向上，所以曲柄的中心孔距和推桿的行程相同。</p><p>　　即：l=H=77.5 mm</p><p><b>　　2、曲柄的結構

94、設計</b></p><p>　　4.2 曲柄三維結構圖</p><p>　　因為曲柄不可以對軸出現相對滑動，所以在曲柄與軸的接觸處設計一正方形凸臺，防止曲柄滑動。曲柄與軸用螺栓和墊圈來固定，防止曲柄相對軸出現軸向竄動。曲柄的另一端是與連桿連接的，連桿與曲柄之間是相對運動的，所以它們之間是間隙配合，本設計中我們也用螺母來固定。</p><p>　　4.

95、3 曲柄的二維工程圖</p><p>　　4.2 連桿的設計</p><p>　　4.4 常見連桿結構圖</p><p>　　在本設計中，因軸與推桿橫梁之間的距離較遠，故在連桿的結構設計時應該選用細長桿類型。</p><p>　　4.5 連桿的三維結構圖</p><p>　　4.6 連桿的二維工程圖</p

96、><p>　　連桿因為是受力較大的重要結構件，并且它細長件，所以我們采用鍛件，如果連桿采用鑄造是不符合要求的，因為它的力學性能達不到本設計的要的，本設計中我們采有模鍛來制造。連桿的兩端的軸孔，因為它們與軸都是間隙配合，并且與軸在運動是有相對運動，所以它的內孔的粗糙度要求比較高，本設計中的內孔的粗糙度為1.6，這樣連桿軸孔就不會過度磨損了。</p><p>　　4.3 導軌的結構設計</

97、p><p>　　根據刀架的位置尺寸以及動作距離，取導軌長度為363mm，其它詳細結構見下圖。</p><p>　　4.7 導軌三維結構圖</p><p>　　設計導軌時，對其材料的主要要求是：耐磨性高，工藝性好和成本低，根據本設計的情況，我們可以考慮優(yōu)質結構鋼冷拉扁鋼 ，它是一種成本低、有良好的減振性和耐磨性的材料。導軌的熱處理：采用滲碳淬火的辦法提高導軌表面的硬度，

98、可以增強抗磨料磨損，粘著磨損的能力，防止劃傷和撕傷，提高導軌的耐磨性。根據實際要求，導軌與滾動軸承接觸面的粗糙度為3.2um 。</p><p>　　本設計中導軌和機架的形狀和位置關系如下圖所示：</p><p>　　4.8 導軌和機架位置關系圖</p><p>　　導軌與機架的聯(lián)接我們選用六角圓柱頭螺釘4個，查《機械設計手冊》，選用螺釘規(guī)格：M12×2

99、0（GB/T5782-2000）</p><p><b>　　參考文獻</b></p><p>　　[1] 彭如恕，厲善元，周榮安.現代工程制圖［M］.北京：國防工業(yè)出版社，2006.9</p><p>　　[2] 傅水根.機械工藝基礎（金屬工藝學冷加工部分）［M］.北京：清華大學出版社,1998</p><p>　　[

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106、85.</p><p>　　[21] 大連理工大學工程畫教研室. 機械制圖（第五版）［M］.北京：高等教育出版社,2003.8</p><p><b>　　謝 辭</b></p><p>　　首先，我感觸最深的就是：實踐的重要性。這次設計中我做了許多重復性的工作，耽誤了很多的時間，但是這些重復性的工作卻增強了我的實踐能力和動手動力，積

107、累了設計經驗。同時也得到一條經驗：搞設計不能只在腦子里想它的結構，必須動手，即使你想的很完美，但是到實際的設計過程時，會遇到許多意想不到的問題。其次，我學會了查閱資料和獨立思考。當開始拿到畢業(yè)設計題目時，心里真的是一點頭緒也沒有，根本不知道從那里下手。在周榮安老師的指導下，我開始查閱相關書籍，借鑒他人的經驗，結合自己的構想，再利用自己所學過的專業(yè)知識技能，深入了解了機械傳動原理及機械系統(tǒng)的設計方案。把設計意圖從構想階段變?yōu)榭筛吨T于生產的

108、實踐階段。我發(fā)現每一個設計都是一個創(chuàng)新、修改、完善的過程，在設計的過程中，運用自己所掌握的知識，發(fā)揮自己的想象力來搞好自己的設計，這個過程也是一個學習的過程。這是一個艱辛的過程，很幸運能得到周榮安老師的指導，邊學邊用，才能按時按量完成規(guī)定的任務。</p><p>　　設計的完成，給了我很大的信心：我完全有能力利用自己所學過的知識和技能完成我并不熟悉的任務。在設計過程我更深切的體會到：獨立自主是關鍵，互相協(xié)作更重要