糕点切片机机械设计课程设计

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1、机械设计课程设计设计说明书设计题LI糕点切片机目录1、 设计任务书32、 切刀往复运动方案的选择和评价43、 糕点直线间歇运动方案的选择与评价64、 执行机构的简图及运动循环图85、 执行系统的设计106、 减速器的设计14七、参考文献41一、设计任务书1、设计题目：糕点切片机2、工作原理糕点切片机需要完成两个执行动作：糕点的直线间歇移动和切刀的往复直线运动。通过两者动作的配合进行切片，通过改变直线间歇移动的距离，以满足糕点的不同切片宽度的要求。3、原始数据已知条方案件12345678工作机2.52.2.2.2.01.91.81.7输入功321(KW)生产率6058555250484542（片

2、/min)糕点尺寸：长度：200mm,厚度：580mm,宽度：10、20、30mm（可调）工作条件：载荷有轻微冲击，一班制使用期限：十年，大修期为三年生产批量：小批量生产（少于十台）动力来源：电力，三相交流(220V/380V)转速允许误差：5%4、设计任务执行部分机构设计(1)分析切刀、输送机构的方案(2)拟定执行机构方案，画出总体机构方案示意图(3)画出执行机构运动循环图(4)执行机构尺寸设计，画出总体机构方案图，并标明主要尺寸(5)画出执行机构运动简图(6)对执行机构进行运动分析传动装置设计(7)选择电动机(8)计算总传动比，并分配传动比(9)计算各轴的运动和动力参数(10)传动件的设计

3、计算(11)选择联轴器(12)轴的结构设计(13)绘制减速器装配图(14)轴的强度校核(15)滚动轴承的选择、寿命计算和组合设计(16)键的选择和强度计算绘制轴、齿轮零件图二、切刀往复运动方案的选择与评价实现切刀往复运动的机构：切刀的往复直线移动可采用连杆机构、凸轮机构、齿轮齿条、组合机构等。方案一：凸轮机构工作原理：由凸轮的转动带动切刀的上下往复运动，最大行程为凸轮的相对于转动点的最高点与最低点的差，通过增减凸轮的长度来增大或减小行程。优点：只要设计出凸轮的轮廓曲线，就可以使推杆得到各种预期的的运动规律,而且机构简单，结构紧凑，可承载较大的载荷，运动平稳。缺点：凸轮轮廓与推杆之间为点、线接触

4、，易磨损。而且没有急回特性，不能够实现切刀下切速度快使切口平滑，也不能很好的的缩短空程的时间，影响效率。所以该方案不能符合要求，故舍弃。方案二：连杆机构工作原理：通过轮盘的旋转带动连杆的转动，从而带动切刀的上下往复运动。可通过调节连杆的长度来增减行程。优点：结构简单，容易实现，且具有连杆的共同优点。有快慢行程之分，提高工作效率。其运动副均为低副，两运动副连接为面接触，压强较小，可承载较大的载荷。切形状简单易于加工，而且连杆机构的运功轨迹是各种不同的曲线,其形状随着各构件相对长度的改变而改变，从而可以得到形式众多的连杆曲线,可以用这些曲线满足不同的曲线设计要求。缺点：这种机构所占据的空间位置较大

5、，传递的路线长。而针对这部分的设计可通过杆长的选择来解决。能符合我们设计的切刀往复运动的要求，故切刀的往复运动选择该机构。方案三：正弦机构工作原理：当曲柄以恒定角速度转动时，通过滑块使导杆上下移动，实现切刀的往复直线运动。其位移的行程即为曲柄的长度。优点：能够使切刀做正弦形式的往复运动，可承载较大的载荷，只要适当的选取曲柄的长度就能设计出所需要的运动的距离，原理简单易行。缺点：没有急回特性，不能达到切刀的预运动要求。且曲柄的与运动角度是受到限制的，摆角必须严格控制，这会增加机构设计的难度，故该方案舍弃。三、糕点直线间歇运动方案的选择与评价糕点的直线间歇运动机构：糕点的直线间歇运动可选择连杆机构

6、、齿轮机构、凸轮机构、棘轮机构、槽轮机构等。方案一：利用棘轮的间歇传动特点达到目的工作原理：曲柄转动一定的角度范围时带动连杆的运动，与连杆相连的棘爪插入齿轮内，带动从动棘轮转过一定的角度。当曲柄转过另一个角度，另一侧的棘爪阻止棘轮反向转动，与连杆相连的棘爪在棘轮齿上滑过。从而实现曲柄的连续转动带动棘轮的单向间歇运动。优缺点：齿式棘轮机构结构简单，制造方便；动与停的时间比可通过选择合适的驱动机构实现。该机构的缺点是动程只能作有级调节；噪音、冲击和磨损较大，故不宜用于高速。因为其噪声大，并且大多数人的设计基本选择该机构，因此经过讨论我们决定舍弃该机构。方案二：运用非完整齿轮与完整齿轮间歇啮合传动来

7、达到目的。主动轮工作原理：主动齿轮作连续转动，当主动轮的吃齿进入啮合，从动轮转动；主动轮退出啮合时，由于两齿轮的的凸凹锁止弧的作用，从动轮保持可靠停歇，动。设计灵活、从动轮的运动角范围大，很容易实现一个vJyj.不等的间歇运动。但加工复杂；在进入和退出啮合时卷I击，不宜用于高速转动；主、从动轮不能互换。并且:在此机构中不宜采用此构件0工作原理：摩擦轮实现单向间歇移动（凸轮主轴顺时针转动，轮上的突出圆弧廓线与工件接触时，使皮带滚筒与凸轮对滚，轮间的摩擦力使皮带移动进料。当凸轮的凸出廓线与皮带脱离接触后，皮带则静止。凸轮转动一周，工件完成一个周期的送进和停歇动作）。优缺点：摩擦轮机构，这是步进式的

8、单向送进机构，适合与板条形状工件输送,且机构设计简单，成本低，但很难实现改变切片的长度。而且为了可靠的送料,还需要加轴向的预紧力。故该方案舍弃。方案四：连杆凸轮机构工作原理：主动曲柄连续转动，通过连杆带动行星轮往复运动，与曲柄固联的凸轮，以其轮廓带动两齿轮弧往复运动，从而控制行星轮中的中心轮做间歇转动，达到间歇传动的要求。优缺点：传动平稳、精确度好，通过改变曲柄的长度就可以改变中心轮的转角。容易控制所需的进给量，实物操作便捷。只是结构稍显复杂，不过综合考虑各方面的因素，其做为糕点的间歇移动是比较理想的选择。四、执行机构的简图及运动循环图1、执行机构的简图:备注：这是我们设计的整体的机构的简图，

9、由连杆凸轮机构带动糕点的间歇移动，用连杆机构实现切刀的往复运动。连杆的急回特性能使糕点的切口平滑、美观，整体的设计思路符合任务书所给的要求。且经过设计能够实现糕点间歇和刀具往复运动的协调性能。2.运动循环图刀具往复运动切刀每分钟得完成切割55次的工作节拍。所以连接曲柄的齿轮的转速为55次/min,切刀做竖直面内的往复直线运动，当其往下运动到与最低点相距约5mm至80mm（这是糕点的厚度）时开始切割糕点，此时糕点静止不动，切割完毕切刀往上运动到距离最低点约80mm时糕点运动起来，把切好的糕点片带走并把糕点送进待切，切刀继续往上运动，直到最高点，之后再往下运动，直到最低点相距约5mm至801nm（

10、这是糕点的厚度）时又开始切割糕点，此时糕点又静止。如此往复循环。糕点切片机运动循环图（同心圆式）1）糕点切片机运动循环图（直角坐标式）f五、执行系统的设计1、连杆凸轮的设计计算1）摆角的计算先跟据式设计摆角的大小：根据实际情况送料带轮半径一般不小于60mm,得9.55,所以去第一个摆角为10。，则第二个摆角为20,第三个摆角为302）四连杆曲柄和连杆长度的确定1、根据使可求行程系数，取1=15,摇杆长400mm,则由作图法求曲柄及连杆的长度及机架的长度得曲柄连杆机架2、根据第一步所求得的摇有作图法知杆及机架长求当摆角20。时的曲柄和连杆长.2孙讯懒研阑舒姆司调节长的.偏距，a轮盘的半径，b为连

11、杆的长度。即为极位夹角。根据切割时糕点的高度的要求C1C2的长度要大于80mmo即：C1C2=C1D-C2D根据切刀与皮带间歇运动的协调性要求取极位夹角8=60。，由此可初步取:a=50mm,b=150mm,e=100mm六：减速器的设计第一部分：运动和动力参数计算计算说明结果一：电机的选择Pw=2.5kw4=%儿=铲术义术=0.96%=0.98小=0.97Pd=0.96x0.982x0.972=0,867P”.工作机输入功率P,电动机输出功率以传动的装置总效率7带传动传动效率小轴承传动效率小齿轮传动效率该计算部分公式和有关数据皆引自参考文献三第12页到Pd=2.86选择电动机型号：Y100L

12、6同步转速=1500/./min额=3kw型号额定功率KW满载14页转速r/min效率功率因数io=24Y100L63144086.70.81，。总传动比乙减速器高速级传动比减速器低速级传动比该部分公式及数据引自参考文献三第7页表一和第17页图12l=2it=4.1二：分配传动比28-二级战速器-401。=。带乂，二级战速器二级减速涔=llXl2i0=%选褊/工作年=60r/minn0=1440r/mini-1440/-?4。一为0一=2i2=2.86则i二级减速器.-=竽=12r=41查参考文献三图12得/i2=2.86三、各轴转速、功率和转矩01440/.nA=720,7mm带2&=3=1

13、75.6r/min%175.6%=60r/mini22.86Pl=PdX小=2.88x0.96=2.765P2=PX%X%=2.765x0.98x0.97=2.63P3=2.63x0.98x0.97=2.5_9550xxlO3Tdo9550x2.86xl03=21010N/mm1440(二x%x7=21010x2x0.98=40340N/T2=Tlxilxf2x%=157220N/nmiT3=T2xi2xrj2xrj3=427437N/该部分公式引自参考文献三第19页到21页/?!=720r/minn2=175.6r/min&=60r/minPi=2.765kwp2=2.63kwp3=2.5k

14、w7=40340NmmA=157220N卯n=427437N相机轴名功率P/kW转矩转速/(7;/min)I轴2.3431.07720II轴2.23121.08175.6III轴2.12402.8450.17二：传动零件的设计计算计算说明结果一：带轮传动设计计算1、选择V带型号Pc=xPdkA=1.1选择A型带/?.=1.1x2.88=3.168确定带轮直径=125以=(1-叫ddi=0.99x125x2=247.5圆整为=2503、验算带速60x100乃xl25xl440八de.V=9.42772/560x1000在525m/s范围内带速合适4、确定和40.7(+七”旬工2(必+必)得：26

15、2.5tz0d疝dd+J+8+L”为带轮基准直径L”的圆整根据参考文献二第251页图11.10选取A型带的标准基准长度（为1600因J（/=125/77/77,v=9.42m/s9i=2查参考文献二第256页表11.6得Po=L9w由参考文献第258页表11.8得普通v带iwl时额定功率的增量N）=0.17kw,由参考文献二第259页表11.10查得包角修正系数七=0.965,由参考文献二第259页表11.11查得带长修正系数kL=0.99%=165.84。包角合适带轮根数z=2）=142.6N8a=2x1600-(125+250)-8+J21600-(125+250)2-8(250-125)

16、28=505.6/72/77圆整为a=506mm验算小带轮包角ddT囚=180。-一-x57.3a=180-2()-12?x57.3包角合适506=165.84120确定带的根数(/%+kA3.168间底加=77圆整取(1.91+0.17)x0.965x0.99=1.59Z=2二、7、确定初拉力与(C、=卅=500庄-1+qv2一、zvkaJ厂3.168(2.5八月)=500;12x9.42k0.965；+0.1x9.422=142.6yV四、五、六、齿轮传动的设计计算A：高速级齿轮传动设计计算1、设计小齿轮直径接触疲劳强度设计公式：42.323b=380+L28Sk=kAkYkFakFu丹=

17、0.6zE=189.8MPuZ=40340Nnun心=1.0k、.=1.08攵4=1.1kps=L13攵=1.0x1.08x1.1x1.13=1.34七=1.0kv=1.08kfa=11kFp=1.13=1.0x1.08x1.1x1.13=1.34HBS=250MPab=380+1.2x250=800MPa2.3232x1.34x430404.1+1M89.8AV0.6=53mm2、确定中心距ay(l+i)4.1I800该部分公式及数据引自参考文献二186到212页、参考文献三32到35页以及参考文献四第97到98页口为齿面接触许用应力选择齿轮为软齿面材料为碳素调质刚热处理方式为调质、正火,由

18、参考文献四第96页表7.11查得齿面硬度1708S53中心距：a=140mm536/（1+4.1）=135.15圆整为。=140/72/7?3、选定模数、齿数和螺旋角一般17WZ|30,8-(1+2.86)=168.66圆整为a=1704、选定模数、齿数和螺旋角一般8Z?154=25z2=iz=4.1x25=1034=12。24cos尸mn=-=3.446Z*2查表圆整为加“=42acos6q+z2=2xl40xcos/?4+Z2=-=83.142圆整为a+弓=84cl-c1=MO=2l561+i5.1q=21,z2=63，=黑=3与j=2.86相比误z,21差为4.39%45%可用q=cos

19、“U=8.79O4、计算分2a度圆直径小齿轮4=-&=84.998cos/7大齿轮/=如工=255.002COSP5、按齿根接粗疲劳强度校核一、一8a=1.88-3.2+cos/7LI441巴=1.88-3.21+cos8.79“2163；=1.657if/d=0.606x21xtan8.79=0.627tPh=arctan(tan/7cosa/)=11.265-=。25+。75cos=087nYb=xb=0.04541205户=1.25M=60NK.=60x157.6x10x360x8=1.67xlO9Yn=0.92%=2.0Yx=1b/jim=200MPa200 x 0.92 x 2x11

20、.25=294 AMPamyFasayVcos2B,nn-3TYJ0cospbFpYFa=2.66%=1.58代入得：mn=2x1.34x1572201.58x2.660.6x212294.4；0.697x0.0454cos8.79XV0.6x212x294.4=3.43?=423.43合适齿轮宽度=0.6x84.998=50圆整为大齿轮宽度2=5。小齿轮宽度A=55高速级齿轮齿数Z21633中心距a(mm)170模数m(mm)4齿宽b(mm)5550分度圆直径d(mm)84.998255.002三、轴的设计计算结果计算及说明一：高速轴的计算1、选择轴的材料45号调质钢、217HBS255o-

21、.,=180MPa由参考文献二第398页表19.1查取2、初步计算轴径心=1公式引自参考文献二第403页式(19.3)心=1叫守=17.304选取4=20考虑键槽的影响，轴径增加4%5%并圆整3、轴上零件的定位及轴的主要尺寸的确定其中：轴承1宽度8=15mm安装尺寸16mm齿轮1直径4=40安装尺寸384、按弯扭合成校核轴的强度1)轴空间受力简图齿轮上的圆周力斗=21)=15O8nCJ。止认4工ltana1508xtan20齿轮上的径向力Fr=-=559Ncos3coslO.844齿轮上的轴向力%=tan4=1508xtan10.844。=289N3)计算作用于轴上的支反力水平面内的支反力孑八

22、x几十也-F,2053+马8-4+月=-EX15O+15O8xl06-660x90=0Fha=670NFub=Fi-Fiia-Fq=1508-670-660=178/V危险截面弯 矩：/见=59400= 30827合成弯矩最大 值：M =59400垂直面内的支反力F=_LlF义宝-F%/r2。2,1150i53.4541=559x-289=176N150122)Fvb=Fr-Fva=289-176=113N4)计算轴的弯矩并画弯矩图“hc=CicxFHa=x670=29480NmmMhb=FjlHD=660x90=59400NmmM，c左=1acx%=44x176=7744N心右=腹八-簿xg

23、=7744-289x节=1386N=M温+j=Mhb=59400NnunMcx=葭=V298402+77442=30827/Vmm)校核轴的强度_/Wj+()?_J59400-+(0.7x40340)20.1J0.1x(0.94x25)3x50MPa(T.j二：中间轴的设计计算1、选择轴的材料45号调质钢、217HBSMd?MCMc2443-?FaiFntiFai=53124=-125238合成弯矩最大值在D截面上：Mm=161262Fa2FrsFnFvJFrg52448LpasFbv-12S3009FtiIfha8449_TrrTTTKFts-1015S“Fhbi57a?n所以D截面为危险截

24、面_包:+()2_Jl61262?+(0.7x157220)2O.k/0.1x(0.94x33)3n65yWPa(ja故安全三、低速轴的设计计算1、选择轴的材料45号调质钢、217HBSlm画弯矩图8）校核轴的强度x 65Mpa er.j 可丁+(订丫_612622+(0.7乂1572就ak?0.1x(0.94x33)3故安全四键连接的选择和计算计算及说明结果一：高速级轴上键的选择及计算1）选择4=28?？b=40mm选择圆头普通平键：8x35GB10961979其主要参数：bX，18x72）校核数据引自参考文献一第90页按挤压强度校核，轴传递扭矩T=40340N如4T4x403401in.r

25、n=25MPab,=110MPa故安全pdhl28x7x350二：中间轴上键的选择及计算选择d=334=35nunb2=55mm选择圆头普通平键：键110x30GB10961979键210x50GB10961979其主要参数键1：bX，1键2：bxh10x810x81）校核按挤压强度校核，轴传递扭矩T=157220N键1：b=4X-72-0x79A/P。v5=11OMPa,dhl33x8x30Lpigc4r4x157220rlin,.n键2：Jn=七47MPakrn=11OMPapdhl33x8x50Lp故安全三低速级轴的校核选择d=48b=50mm选择圆头普通平键：14x45GB109619

26、79其主要参数：X14x91）校核按挤压强度校核，轴传递扭矩T=427437N4T4x427437b=:38MPab=110MP故安全dhl48x9x45p匕引自参考文献二第328页表15.10校核公式引自参考文献二第327页五滚动轴承的选择和校核计算及说明结果一、高速轴上轴承的选择和校核1）选择因为斜齿轮传动，所以选择角接触球轴承d=25nunn=720r/nin选择角接触轴承型号为:7205C其基本尺寸dDBCCo25521516500105002）校核1、计算附加轴向力乙、%F,=0.5FrFr=yj=V6702+1762=692NFr=F/+唁=a/1782+1132=210N工=28

27、9N则可得轴承1、2的附加轴向力F.=0.5Frl=346F?所以轴承2被“压紧”轴承1被“放松”由此可得与？=3+工=346+289=635NFal=F1=346N4、计算当量动载荷F346轴承12L=_=0.0328Co10500利用插值法求得：g=0.4(MF346片被再次利用插值法可求得：=1.413由此可得：R=/p(Xi+K(J=lx(0.44x692+L413x346)=793N轴承2屋二63dCo10500=0.06047利用插值法可求得：6=043255再由6=0.43255用线性插值法可求得：X2=0.44匕=1.2942由此可得P2=f1,(X2Fr2+Y2Fa2)=x(

28、0.44x210+1.2942x635)=914JV5、轴承寿命校核因巳，故按轴承2计算轴承寿命L_叫。_1。J16500,)-60x720Xk914J=126185h360x3x8=8640h故所选轴承7205c合格二、中间轴上轴承的选择和校核1)选择因为斜齿轮传动，所以选择角接触球轴承d=25mmn=720r/nin选择角接触轴承型号为:7205C其基本尺寸dDBCrCo25521516500105002)校核插值法所用数据引自参考文献二第370页表17.7公式引自参考文献二第373页1、计算附加轴向力吊、以2工=0.5/；FrX=4+耳：=V1922+11922=1207NFr2=J*+

29、F/=V19792+19922=2878N工=&“工曲=283N则可得轴承1、2的附加轴向力F八=0,5Frl=6O3.5NFs2=0.5/;.,=1439N2、简图FFri3、计算轴承所受轴向载荷因为3+/；=603+283=886N，故按轴承2计算轴承寿命,106cY106(23000?Ljx6060x157.6I3013J=47041h360x3x8=8640h三、故所选轴承7206c合格四、低速级轴上轴承的选择和校核1)选择因为斜齿轮传动，所以选择角接触球轴承d=45=60r/nin选择角接触轴承型号为：7209c其基本尺寸。bG。45851938500285002)校核1、计算附加轴

30、向力乙、工2R=0.5工Fr=F=713382+9662=1650NFr2=yjFj；+F，=V23112+4702=23587VFa=572?/则可得轴承1、2的附加轴向力0.5Frl=825NFx2=0.5Fr2=1179N2、简图轴承所受轴向载荷因为以2+$=1197+572=1769Fvl所以轴承1被“压紧”轴承2被“放松”由此可得n=U769N%=%=1179N4、计算当量动载荷轴承1?=工”=0.062 28500利用插值法求得：弓=0.434F1769-=-=1.0721再次利用插值法可求得：X1=0.44、1650乂=1.29由此可得:+匕心)=1x(0.44x1650+1.2

31、9x1769)=3008NF1179轴承2上=0.04136Co28500利用插值法可求得：牝=043255再由e,=0.43255用线性插值法可求得:X2=0.44匕=1.2942由此可得P2=fp(X2Fr2+Y2Fa2)=x(0.44x2358+1.2942xll79)=26535、轴承寿命。校核因此幺，故按轴承2计算轴承寿命106x60x603850003008;=58243h360x3x8=8640h故所选轴承7205。合格减速器箱体的相关尺寸减速器铸造箱体的结构尺寸名称公式数值(mm)箱座壁厚6=0,025a+l88箱盖壁厚5i=0.02a+l88箱体凸缘厚度箱座b=1.5612箱

32、盖bi=1.55i12箱座底b2=2.5820加强肋厚箱座m-0.8586.8箱盖mi-0.85si6.8地脚螺钉直径和数目df=0.036a+12M20n=4轴承旁联接螺栓直径di=0.75dfM16箱盖和箱座联接螺栓直径d2=0.6dfM12轴承盖螺钉直径和数目高速轴d3=040.5dfMIOn=6中间轴MIO低速轴MIO轴承盖外径D2高速轴Dz=D+5d3102中间轴112低速轴135观察孔盖螺钉直径d4=0.4dfM8dfdid2至箱外壁距离dfCi26di22dz18dtdi、d2至凸缘边缘的距离drC224di20ch16大齿轮齿顶圆与内壁距离Ai1.2811.25齿轮端面与内壁距离A268外壁至轴承座端面的距离1i=C2+Ci+(8-12)58七、参考文献参考文献二一一机械设计（第五版）吴克坚主编参考文献一一机械零件手册（第五版）周开勤主编参考文献三一一机械设计课程设计指导书（第二版）龚桂义主编参考文献四一一机械设计邱映辉主编