自动切菜机机械结构设计【含CAD装配图零件图设计方案图、说明书】
压缩包内含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 11970985 毕业设计说明书 课题名称: 自动切菜机机械结构设计 学生姓名 学 号 所在学院 专 业 班 级 指导教师 起讫时间:_ 日 压缩包内含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 11970985 1 目录 第一章 绪论 .3 一、自动切菜机背景及目的 3 二、国内外研究状况 3 三、自动切菜机研究方法 4 第 二章 结构及工作原理 .5 一、自动切菜机的结构 5 二、自动切菜机的工作原理 5 第 三章 设计计算 .6 一、减速电机的选择 6 二、减速器的选择 7 (一)按强度选用减速器 8 (二)计算功率 .81cP (三)校核热功率 9 三、齿轮传动装置的设计计算 9 (一)圆柱齿轮传动设计的计算 9 (二)选择齿轮轮齿数 .10 (三)选取齿轮节数和齿轮型号 .10 (四)确定实际中心距 .11 (五)计算作用轴上载荷 .11 (六)圆柱齿轮的耐疲劳工作能力计算 .12 四、圆柱齿轮齿轮轮 .13 (一)主动齿轮轮的齿形设计 .13 (二)轴面齿廓尺寸 .14 压缩包内含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 11970985 2 (三)齿轮轮结构尺寸 .15 (四)从动齿轮轮的齿形设计 .15 (五)轴面齿廓尺寸 .16 (六)齿轮轮结构尺寸 .17 五、齿轮齿合传动装置的设计计算 .17 (一)齿轮类型和精度等级 .17 (二)按齿面接触疲劳强度计算 .17 (三)校核计算 .18 (四)确定传动主要尺寸 .19 (五)按齿根弯曲疲劳强度验算 .20 六、轴的设计计算 .21 (一)齿轮轴的设计计算 .21 (二)轴的结构设计 .22 (三)轴的强度计算 .22 (四)主动齿轮轮轴的设计计算 .23 七、传动结构及设计 .24 八、传动轴的结构设计 .26 第 四章 切刀设计 27 一、刀片的设计 .28 第 五章 自动切菜机使用方法 34 一、冲洗 .34 二、安装 .34 三、清洗 .34 设计总结 .35 参考文献 .36 压缩包内含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 11970985 4 压缩包内含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 11970985 5 第一章 绪论 一、自动切菜机背景及目的 通过本次毕业设计,使达到以下几个效果: 1)巩固,扩大,深化以前所学的基础和专业知识; 2)培养综合分析,理论联系实践的能力; 3)培养调查研究,正确熟练运用国家标准,规范,图册等工具的能力; 4)锻炼进行设计计算,数据处理,编写技术文件、绘图等独立工作能力. 总之,通过毕业设计建立正确的设计思想;初步掌握解决专业工程技术问题的基本训练. 二、国内外研究状况 随着国民经济的发展和人民生活水平的提高,人民对食品工业提出了更高的要求。现代 食品已朝着营养、绿色、方便、功能食品的方向发展,且功能食品将成为新世纪的主流食品。 近年来,我国食品工业实现了高速发展,已经成为国民经济的支柱产业,作为装备食品工业 的食品机械工业发展尤为迅猛。而蔬菜制品工业占我国食品工业总产值的9 10 。蔬菜 制品消费水平的高低,反映了一个国家的生活水准和发达程度。蔬菜制品工业的发展成为了 压缩包内含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 11970985 6 带动农业、畜牧业、饲料工业的龙头。 食品工业的现代化水平,在很大程度上依赖于食品机械的发展及其现代化水,离开现代 仪器和设备,现代食品工业就无从谈起。食品工业的发展是设备和工艺共同发展的结果,应 使设备和工艺达到最佳配合,以设备革新和创新促进工艺的改进和发展,以工艺的发展进一 步促进设备的发展和完善。两者互相促进、互相完善,是使整个食品工业向现代化迈进的必 要条件。而家用的方便仪器更受广大消费者欢迎 在蔬菜类加工的过程中,切碎、斩拌、搅拌工序的机械化程度最高,其中自动切菜机、 斩拌机、搅拌机是最基本的加工机械.几乎所有的蔬菜类加工厂都具备这 3 种设备。手动的自 动切菜机可以说是一大市场卖点! 三、自动切菜机研究方法 通过学习机械类相关知识,阅读各类参考书籍,上网搜寻资料等方式结合自身思考和分 析,基本设计出自动切菜机。并且说明产品设计原理,使用原理,使用说明,以及相关计算。 最终完成满意的设计! 第二章 结构及工作原理 一、自动切菜机的结构 自动切菜机主要由输送机构、切割机构和等组成,如图 21 所示。 压缩包内含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 11970985 7 图 2-1 自动切菜机机结构图 (一)放料机构 输送蔬菜料前移到切割机构,并在前端对蔬菜料进行挤压。 二、自动切菜机的工作原理 工作时,先开机后放料,由于蔬菜料本身的重力和皮带的旋转,把蔬菜连续地送往刀片 口进行切碎。 第 3 章 设计计算 一、 减速电机的选择 (一) 电动机类型的选择 因本次设计的装置是无调速要求的机械,并且负载平稳;对启动、制动无特殊要求;长 期运转;小功率;电机的使用地点可能有水滴落、飞溅,应选用防滴、防溅、绝缘等级较高 的电动机;且应选用能和减速器配成减速电机的型号。故选用 SEW 三相交流异步电动机。 (二) 电动机电压和转速的选择 1、电动机的电压选择 由于该装置要求电动机需随输送装置构工作性质周期性正反转,根据表 29-87【2】 ,选 择交流异步电动机,电压为 380V,容量范围为 0.37 kW0.55kW 压缩包内含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 11970985 8 2、电动机的转速选择 在确定电动机额定转速时,必须考虑减速装置的传动比,两者相互配合,经过技术、经 济全面比较才能确定。通常情况下,电动机的转速不低于 500r/min。对工作速度较低,经常 处于频繁地正、反运行状态,为缩短正、反转过渡时间,应选择适当的电动机转速。 (三) 电动机型号规格的选择 输送装置在工作时,需驱动一个受输送壁面外载作用的安装刷盘的轴和使整个装置沿导 轨作往复运动的齿轮齿合的啮合运动,即该装置有两个输出功率。 根据实际工作需要,即要求一小时大约可输送墙面 400600m2 ,结合升降机的速度, 可先设其有关参数为: 自重 70100kg; 升降速度为 10m/min; 输送装置构往复行走速度为 25m/min; 洗刷盘转速为 250r/min; 对导轨齿合,其上的载荷主要为单个输送装置构的自重 故所输出的功率 式(20-5) 【2】kW408.106258.910 vgmP 式中 为单个输送装置构的自重, kg;1G v 为单个输送装置构往复运动的平均速率,m/s。 电动机功率 kW475.098.05.4321 P输 式中 单个齿轮轴输出功率;1P 齿轮传动的效率; 轴承的效率;2 减速器的效率。3 根据上述计算得出的电动机初选功率可初选选出电动机的型号 DT80K4) 压缩包内含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 11970985 9 二、 减速器的选择 此设计中减速器工作环境为高速轴转速不大于 1500r/min,齿轮的圆周速度不大于 20m/s(见以下计算) ;工作环境温度范围-40+50 。可优先考虑标准减速器。C 总传动比 ( 3-1)w mni 37.26014 nm电机满载转速,nw 切削机转子转速; i=igiv (3-2) 取 ig=1.37 iv=1.72 ig一对圆柱转轴的传动比,ivV 带传动的传动比; 各轴转速计算 1n = 1420r/min =2 min/0367.4r3nmin/5987.106r 各轴功率计算 I1.59.4cPkW0.971.43rg kW 2 215609.6cvc k (一)按强度选用减速器 根据整个输送装置构工作的传动比要求,即总的传动比 4.520136i驱电总 n 各轴转速、转矩、功率列表如下: 轴号 功率 (kW) 转速 n(r/min) 转矩 (N.m)T I 1.49 1420 9.98 II 1.43 1036 1.38 压缩包内含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 11970985 10 III 1.36 355 36.3 各轴转速、转矩、功率表 (二)计算功率 1cP 根据式(18-11) 【1】 kWnPKac 1 11 式中 传递的功率, kW;1P 工况系数,见表 18-40【1】 ;aK 要求的输入转速 r/min;1n 承载能力表中靠近 的转速 r/min;1n 时的许用输入功率 kW,由表 18-3137【1】 中查出;1pP 对应于 时的许用输入功率 kW,当 时,取 .;1p 1n 10.4n 1pP 工况系数 安中等冲击载荷得到 ;aKaK 按 及 相接近的公称转速 , ,4.5i总 min/1360nr min/150rnkWP5.01 当 时,折算许用公称功率i/1r P49.36.1 1 代入上式得: kWkPc 49.0475.0.1 可选用减速电机 R27-DT80K4 (三)校核热功率 ,环境温度系数 =1 kWPfPGt 21 1f 负荷率系数 =0.94,功率利用系数 1.53fkt 76.0594.5.0 额定功 率 kW 输出转 速 r/min 输出转矩 A 减速器 传动比 输出轴用径 向载荷 N 使用系 数 压缩包内含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 11970985 11 0.55 243 22 5.60 1980 4.6 三、 齿轮传动装置的设计计算 由于往复运动及运动切削的速度较小,故采取齿轮传动较好。 (一)圆柱齿轮传动设计的计算 根据电动机和减速器的参数可知,电动机输出功率为 ,转速为kW 5.0输P ,减速器传动比为 i=5.6,故减速器输出转速min/1360rn电 min/2436.12rin电 由于初步得知其功率大约为 0.55kW,连续工作 8 小时。 由 kWPn62105.9T输 可得 mNPn 2435.01.9. 62输 式中 减速器输出功率, ;输 k 减速器输出转矩, ;nTmN 减速器输出转速, 。2 in/r 故输出转矩 22 ,因齿轮轴和主动齿轮轮齿轮速度要求相差不大,故可初步选择齿 轮传动的传动比为 2,载荷平稳。 (二)选择齿轮轮齿数 1、选择传动比 通常 ,推荐 ,因齿轮轴和主动齿轮轮齿轮速度要求相差不大,故可初6i 50.32i 步选择齿轮传动的传动比为 2,载荷平稳。 2、选择小齿轮轮齿数 ,通常 =9,应按齿轮速 和传动比 选取。min1zinzvi 当 增大时,齿轮条紧边的拉力下降,多边形效应减少,啮入时齿轮节间的相对转角减 少,磨损小,但传动的尺寸、重量增加。 参考表 11-2【1】 初步确定小齿轮轮齿数 =251z 3、确定大齿轮轮齿数 =2z 20347max1zi 压缩包内含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 11970985 12 (三) 选取齿轮节数和齿轮型号 1、确定计算功率 根据 89.0)17()9(.08.1zKZ 计算功率为 kWPZAC6.8.05 式中 计算功率, ; 传递的名义功率, ;k 工况系数;AK 小齿轮轮齿数系数Z 2、选择齿轮型号和节距 为使传动平稳,结构紧凑,宜选用节距较小的齿轮条。为传动平稳,采用中心线偏离垂 直线约中心线偏垂直线 。3 根据计算功率 =0.618kw 和 =248.2r/min,查图 11-2【1】 可选齿轮条型号为 ,查得CP1n AoN08 齿轮条节距为 。mp7.12 3、初定中心距 初定中心距应首先考虑结构要求,此设计为中心距不能调整的传动,故取最大允许中心 距 =8012.7=1016pa80mx 一般初定中心距 635 ,取 =4003817.2)503()503(0 pa m0a 4、齿轮条节数 根据表 11-2【1】 , 得齿轮条节数 21020zapzpaLP 725.82347.17.4 式中 齿轮条节数,节pL 应圆整为整数,为避免使用过渡齿轮节,尽量取偶数,故圆整 为 88 节数。pL 5、齿轮条长度 mpmL6.17.28 压缩包内含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 11970985 13 (四)确定实际中心距 精确中心距 由于数值 ,中心距计算系数 =0.24907176.43812zLP LK 根据表 11-2【1】 , ,得理论中心距 mKpaLP)(2 m375.8940.378.2 实际中心距 ,通常取 a maa581.79.0)4.02( 取 =388mm a (五) 计算作用轴上载荷 1、计算齿轮速,确定润滑方式 根据表 11-2【1】 可知 smpnzv/106sm/87.0/.2437 式中 齿轮速,vs/ 主动齿轮轮转速,1nin/r ,可知该传动为中速传动sms8.06/87.0 根据 和型号 -1,所以采用滴油润滑。v/. AoN08 2、有效圆周力 根据表 11-2【1】 ,有效圆周力 NvPFt 2.6387.051 式中 P传递的名义功率, ;kW 对接近于垂直的传动,作用于轴上的力 NFKtA 8.632.105.05.1 式中 工况系数,上述已查其值; (六) 圆柱齿轮的耐疲劳工作能力计算 当齿轮条传递功率超过额定功率、齿轮条的使用寿命要求小于 15000h 时,其疲劳寿命的 近似计算如下。 设 为齿轮板疲劳强度限定的额定功率, 为圆柱套筒冲击疲劳强度限定的)(0kWP )(0kWP 压缩包内含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 11970985 14 额定功率,P 为要求的传递功率,则在铰齿轮不发生胶合的前提下对已知齿轮传动进行疲劳 寿命计算如下: 由 kWKPA5.01. 由式(9.3-6 ) 【3】 得 =1.172 pnz028.39.018.045k 由式(9.3-7 ) 【3】 得 =0.1335.1 800npzPkW 故 ,则 =28128h)(0kWPAK)(0 10150 PALKT 式中 使用寿命, h;T 小齿轮轮齿数;1z 小齿轮轮转速, ;nmin/r 多排齿轮排数系数;PK 工况系数;A 齿轮节数。PL 即该齿轮条满足要求。 四、圆柱齿轮齿轮轮 本次设计中采用圆柱齿轮与齿轮轮的啮合形式。因圆柱齿轮与齿轮轮的啮合属非共轭啮 合传动,故齿轮轮齿形的设计有较大的灵活性。根据 GB/T 1243-1997 规定的最大和最小齿槽 形状来确定齿轮轮齿槽的基本形状 (一) 主动齿轮轮的齿形设计 最大齿槽形状:齿侧圆弧半径 26.264er )180(0.2minzdrre m 圆柱定位圆弧半径 3.667i 3i 69.5rr 压缩包内含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 11970985 15 圆柱定位角 114.7a1 omin90-2za 最小齿槽形状:齿侧圆弧半径 15.96 er )(.axdrre m 圆柱定位圆弧半径 3.535i ri50m 圆柱定位角 134.71a1 oaxz9-4 齿轮轮的实际齿槽形状,应在最大齿槽形状和最小齿槽形状的范围内。因三圆弧- 直线齿形符合上述规定的齿槽形状范围,故齿轮轮的基本参数 【3】 ,计算如下: 齿沟圆弧半径 1r 568.30.5.1rdrm 齿沟半角 51.5 2/a 1 oz-2/a 工作段圆弧中心 O2的坐标 = 4.4 )2/(sin8.0rdM =3.5corTm 工作段圆弧半径 2r 17.95.3.12r 工作段圆弧中心角 .4z6-81o 齿顶圆弧中心 O3的坐标 =8.9510cs3.dW orm =1.6718in.zV or 齿形半角 =13.2 /2 1o6472/ 齿顶圆弧半径 5.1 3r 05.)32.1cs8.0s3.(3 rd m 工作段直线部分长度 bc 0.66 )in2irbc e 点至齿沟圆弧中心连线的距离 H 18.4 23.1(pdr 注:式中 铰卷外径 主动齿轮轮齿数7rdm71z (二) 轴面齿廓尺寸 压缩包内含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 11970985 16 根据表 9.3-14【3】 得齿轮轮的主要尺寸如下: 分度圆直径 d1z80sinpd1.697si.2m 齿顶圆直径 78a ra dp5.mx 76rzd)61(in m 取 =77adm 齿根圆直径 =69.1-7=62.1fdrfd 分度圆弦齿高 5.03ah ra dpzh5.08.625.01mx 2.85)(.inra m 取 =4ahm 故主动齿轮轮的主要尺寸如下表: 分度圆直径 d 齿顶圆直径 ad 齿根圆直径 fd分度圆弦齿高 ah 69.1 77 62.1 4 (2)确定实际中心距 中心距 =389.375221211()()8()4ppzzzaLLm 取 =388mm a (三) 齿轮轮结构尺寸 选用整体式钢制小齿轮轮 根据表 9.3-16【3】 , ,可得以下齿轮轮结构尺寸: 参考联轴器的标准直径和主动齿轮轮的定位尺寸mdk34ax 取 mdk2 压缩包内含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 11970985 17 轮毂厚度 =9.16hdKhk01.6m 式中 由于 ,取 =4.805K 轮毂长度 l 2.3.l 轮毂直径 hd4hdkh (四)从动齿轮轮的齿形设计 同理,从动齿轮轮的齿形设计可参考主动齿轮轮的齿形设计方法。 最大齿槽形状:齿侧圆弧半径 74.8erminer 圆柱定位圆弧半径 3.667i i 圆柱定位角 117.4amina 最小齿槽形状:齿侧圆弧半径 30.24 eraxer 圆柱定位圆弧半径 3.535i rid50.mm 圆柱定位角 137.4aax 齿沟圆弧半径 1r 68.31r 齿沟半角 53.2 2/a2/ 工作段圆弧中心 O2的坐标 = 4.5 Mm =3.35T 工作段圆弧半径 2r 17.92r 工作段圆弧中心角 46 齿顶圆弧中心 O3的坐标 =9.06Wm =0.84V 齿形半角 =15.1 /22/ 齿顶圆弧半径 4.99 3r 3r 工作段直线部分长度 bc 0.0.79 bcm e 点至齿沟圆弧中心连线的距离 H 18.1 压缩包内含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 11970985 18 (五) 轴面齿廓尺寸 根据表 9.3-14【3】 得齿轮轮的主要尺寸如下: 分度圆直径 dd138m 齿顶圆直径 146.9a ax 144.3min 取 =146adm 齿根圆直径 =131fdfd 分度圆弦齿高 4.74ahmaxh 2.85)(5.01inpm 取 =4ahm 故主动齿轮轮的主要尺寸如下表: 分度圆直径 d 齿顶圆直径 ad 齿根圆直径 fd分度圆弦齿高 ah 138 146 131 4 (六)齿轮轮结构尺寸 轮毂厚度 =12.61h dKhk01.6m 式中 由于 ,取 =6.45K 取 k29 轮毂长度 l 36.hl 轮毂直径 hd .54dkm Dg=123.7 取 123mm 五、 齿轮齿合传动装置的设计计算 (一) 齿轮类型和精度等级 压缩包内含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 11970985 19 刷墙机为一般工作机器,速度不高,且功率 ,故选用直齿圆柱齿轮传动,选用kWP5.0 8 级精度(GB 10095-88) (以下说明) 。 (二) 按齿面接触疲劳强度计算 初步计算 转矩 =44324.71T 1.2450.9105.9661 nPT 1TmN 齿宽系数 由表 12.13【4】 ,取 =1.0 =1.0ddd 接触疲劳极限 由图 12.17c【4】 limH MPaH7501lim82li 初步计算的许用接触应力 (式 12.15) 【4】H7509.1lim1H =6751HMPa =522580902lim2H2H 值 由表 12.16【4】 ,取 =90dA dA 初步计算的齿轮直径 (式 12.14) 【4】1d321uTHd =61.93250.749m 取 =651dm 初步齿宽 =65b61dbb 3.5.3.校核计算 圆周速度 =0.42v 106.245106nv vsm/ 精度等级 由表 12.6【4】 选 8 级精度 齿数 z 和模数 m 初选齿数 ;25z =2.6/6/1d 压缩包内含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 11970985 20 由表 12.3【4】 ,取模数 2.5 2.5 mm 则 26 z=265.2/6/1dz 使用系数 由表 12.9【4】 =1.35AK AK 动载系数 由图 12.9【4】 =1v v 齿间载荷分配系数 由表 12.10【4】Ha 先求 =1043657.43221dTFt N =21.7 1000.bKtAm/ (式 12.6) 【4】 1.76 261.38cos12.38z =0.87 (式 12.10) 【4】 76.4Z 87.0Z 由此得 32.18.012KHa 32.1HaK 齿向载荷分布系数 由表 12.11【4】 bCdbBAH3 210 =1.37 =1.37651.6.7. 32 HK 载荷系数 (式 12.5) 【4】 =2.44K3.135.1HVAK 弹性系数 由表 12.12【4】 EZ MPaZE8.19 节点区域系数 由图 12.16【4】 =2.5H H 接触最小安全系数 由表 12.14【4】 =1.05minS minS 总工作时间 =4800hht ht 应力循环次数 由表 12.15【4】 ,估计 ,则指数 m=8.78LN9710LN 压缩包内含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 11970985 21 minihiVLTtNax1160 =48.2 LN7109.4 原估计应力循环次数正确。 接触寿命系数 由图 12.18【4】 =1.18NZ NZ 许用接触应力 (式 12.11) 【4】H05.187minlHNSZ =843.9 HMPa 验算 (式 12.8) 【4】ubdKTZHE21 =518.1 1.58HHa 计算结果表明,接触疲劳强度较为合理,齿轮尺寸无需调整。否则,尺寸调整后还应再 进行验算。 (四)确定传动主要尺寸 实际分度圆直径 d 因模数取标准值时,齿数已重新确定,但并未圆整, 故分度圆直径不会改变,即 mz652. md65 中心距 =32.5ama.3/ a 齿宽 =65bdb1 b 齿顶高 =2.5ahha5.2* ah 齿根高 =3.125f mcf 125.3).0() fm 齿顶圆直径 =70adhdaa 75262 ad 齿根圆直径 =58.75f ff .8. f 齿距 =7.85pmp8.7 pm 齿轮中心到齿合基准线距离 H =32.5d5.32/6/ H 压缩包内含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 11970985 22 基圆直径 =61.1bd mdob 1.620cs65cosbdm 3.5.5按齿根弯曲疲劳强度验算 重合度系数 =0.66 =0.66Y82.175.07.25.0 Y 齿间载荷分配系数 由表 10.10【4】 , =1.51FaK6.0/YKFa FaK 齿向载荷分布系数 .)5.2/(6/hb 由图 12.14【4】 35.1F 载荷系数 =2.75K 35.13.1FVAKK 齿形系数 由图 12.21【4】 =2.60FaY FaY 应力修正系数 由图 12.22【4】 =1.59s s 弯曲疲劳极限 由图 12.23c【4】 limF MPF601lim a452li 弯曲最小安全系数 由表 12.14【4】 =1.25limFS limFS 弯曲寿命系数 由图 12.24【4】 =0.95NY NY 尺寸系数 由图 12.25【4】 =1.0X X 许用弯曲应力 (式 12.19) 【4】 =456 F25.10.96 minlFXNSY FMPa 验算 (式 12.16) 【4】YbdKTSAFaF =63 6.0591.25.6743.2 MPaPaF63F 传动无严重过载,故不作静强度校核 六、 轴的设计计算 (一) 齿轮轴的设计计算 压缩包内含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 11970985 23 1、输出轴的功率 、转速 和转矩PnT 由上述计算可知 =0.44298.0547.031输 kW =124.1 mi/r 于是 mNnT 7.341.2995 2、作用在齿轮上的力 已知齿轮轴的分度圆直径为 zd65. 而 圆周力 NTFt 104657.32 径向力 Otr 9.382tan.an 3、初步确定轴的最小直径 轴的材料为 40Cr,调质处理。初步估算轴的最小直径。 (式 15-2) 【5】30PdAn 取 则12OAmd1.7.24013min 轴的最小直径显然是安装从动齿轮轮处轴的直径 。此轴上有一键槽,应适当增大轴径:1d 单键增大 5%。 取 d18min 为了使所选的轴与齿轮轮孔径相适应,同时,齿轮轮轴孔的直径是 ,故取m29 ;又由于齿轮轮轮毂长度为 ,故该轴尺寸 ;d291 ml3l31 (二)轴的结构设计 1、拟定轴上零件的装配方案 选用装配方案:螺母、轴端挡圈、齿轮轮、轴承端盖、右端轴承、 、右端套筒、齿轮轴、 左端套筒、轴承、轴承端盖依次从轴的左端向右安装。 2、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 (1)为了满足从动齿轮轮的轴向定位要求, 轴段右端需制出一轴肩,轴肩高度cb ,故取 段的直径 ; 长度可参考安装mdh)31.2().07.( md32bc 尺寸取 l62 压缩包内含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 11970985 24 (2)初步选取滚动轴承。因轴承受到径向力较大,故选用单列向心球轴承。参照工 作要求并根据 ,由轴承产品目录中初步选取单列向心球轴承 6207,其尺寸md32 为 ,故 、 ;而 。175BDmd3573l197 md65 轴端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。根据轴承的安装尺寸, 。424 其余尺寸可根据其他相关零件而确定,即 ,l5l264 (三)轴的强度计算 按弯扭合成强度条件校核计算 通过轴的结构设计,轴的主要结构尺寸、轴上零件的位置、以及外载荷和支反力的作用 位置均已确定 许用应力值 用插入法由表 16.3【4】 查得 ,MPab5.102Pab601 应力校正系数 5.1026b 59. 表 6 齿轮轴受载计算结果 由于齿轮为K式直齿轮,按弯扭合成应力校核的强度 mNMTCa 8.36152)(2 PaPaWa 09.481 故安全。 (四)主动齿轮轮轴的设计计算 由从动齿轮轮的结构尺寸可知轴的直径为 ,其长度可参考装配尺寸确定。此轴md30 所受载荷较小(可忽略) ,可不进行强度校核计算。 载荷 垂直面 V 水平面 H 支反力 NF45.19021NF3.5243 弯矩 mMV38 mMH.8 总弯矩 H071.2.822 扭矩 NT.6340159.0 压缩包内含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 11970985 25 使用系数 :由 12-9 =1.5HA 动载荷系数 :由 12.9 =1.15V V 齿间载荷分配系数 :由图 12.10,先求H . 由此可得 12tTFd KH= = =1.25 12 10.8942 =1.25H 七、 传动结构及设计 其结构示意图如图所示: 传动结构图 传动轴的设计因材料为 Q235A 钢,其密度 ,与的直径 D=320mm. 3/108.7mkg 若取每级齿轮传动的效率(包括轴承效率在内) =0.97,则kwp14697.01633 压缩包内含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 11970985 26 min/4.796.120rinwNT5.95 1、则轴的角转速 sradnw/31.8602mrV/62.5.12sf 2、轴的最小直径的确定 式中 3pdAn-kW;r/min轴 转 递 的 功 率 , 单 位 为轴 的 转 速 , 单 位 选取轴的材料为 45 钢,调质处理,选取 =112。于是 得AnpAd2.137 3、电动筒体强度的校核 已知 功率 P=2.2kW,带速 筒长 l=600mm,直径 D=320mm,smv/5.0 筒体厚度 t=15mm,材料为 Q235 钢板。 由式 -圆周驱动力;NvpFu58410uF 由式 10.235 02.84rad1602435rad2e.Ue 输 送 带 与 滚 筒 之 间 的 摩 擦 系 数 , 按 潮 湿 空 气 运 行 取 ;滚 筒 的 为 包 角 , 一 般 在 之 间 现 取)。由 此 可 以 得 出 : , 21UF12F紧 边 拉 力 ; -松 边 拉 力 ; 代入得 压缩包内含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 11970985 27 =2 =116800N, = =58400N;1FU2FU NK980.157.2 , -为所受转矩;mDFMU3620843 3M 设输送带平均张力 F 沿长度 L 均匀地分布在上,则单位长度上受的力 q=,l因 此 N1609784.9412max 此中 W-抗弯截面模数, 23(/)nMNW 对于内径 d,外径为 D 的电动,其抗弯截面模数应按圆柱壳理论选取:230.196()6RttmA 因此 MW2225.09(/).MNmRtt 233322.47/2(.16)tt 式中 R壳()的平均半径,mm; t壳()的厚度,mm; 则 正应力 22/.903.5mNtR 22/1.547.tM 根据第四强度理论,合成弯矩可以写成: 22223 22ss()3(/)4N/m; N/m; =N/1.5Q235A3MPa,=16.7MPah hM或弯 矩 作 用 下 的 正 应 力 , 扭 矩 作 用 下 的 剪 切 应 力 ,许 用 应 力 , 按 第 四 强 度 理 论 , 取 。通 常 电 动 滚 筒 体 均 为 刚 制 造 , 该 刚 的其 许 用 应 力 。 2222 /0.6.49mh 计算强度校核通过。 压缩包内含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 11970985 28 八、传动轴的结构设计 (一)拟定轴上的零件方案,现选用下图 4-1 的装配方案。 (二) 根据定位和装配的要求确定轴的各段直径和长度,轴的尺寸见轴的零件图。 (三) 轴上零件的周向定位 联轴器与轴的定位均采用平键联结,滚动轴承与轴的周向定 位是借过渡配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为 m6。mNMHE4.12582 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时,通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面 E)的强度。根 据式 22()caTW 式中 -轴的计算应力,单位为 MPa;ca M-轴所受的弯矩,单位为, 。NmA T-轴所受的扭矩,单位为, 。 W-轴的抗弯截面系数,单位为 ,对没键槽的3 由式 W= 33.140.2d -许用弯曲应力,对也选定的材料为 45 钢,调质处理, 。1 160MPa22()caMTWa6.1160.75458322 因有 ,因此,此轴安全。1ca 第四章 切刀设计 刀片的作用是切割蔬菜料。它的内孔为方形,安装在皮带前端的方轴上随其一起旋转, 刀刃的安装方向应与皮带旋向相同。刀片的规格有 2 刃、3 刃、4 刃、6 刃、8 刃。 刀片用 ZG65Mn 材料制造,淬火硬度为 HRC55 - 60,刃口要锋利,与样板配合平面应平 整、光滑。 自动切菜机刀片的几何参数对自动切菜机出料有很大的影响,国产大部分刀片刀刃速度 呈现外大内小的分布,传统刀片的几何参数(刀刃角度)有不尽合理之处,因此有很多需要 改进的地方。刀片绞蔬菜时,刀片呈现旋转运动,在转速一定的条件下每一片刀刃离旋转中 压缩包内含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 11970985 29 心越远,则绞蔬菜的线速度越快,同时产生的热量也就越多,因此刀片的线速度不能太高。 在刀片旋转速度以及螺杆进料速度一定的情况下,刀片的前角越大,切割蔬菜所需要的力以 及切割蔬菜产生的热量就越小,反之则越大,但是,前角很大时,则因刀具散热体积小而是 刀具切削蔬菜产生的热量不易扩散,以至于刀具的温度不易下降,因此刀具的前角应该取一 个合理的数值。对于刀刃的后角,可以减小后刀面的摩擦,同时在前角不变的情况下增大后 角可以使刀刃锋利。刀刃磨损后将使刀刃变钝,这样会使蔬菜在切割的过程中变形能增加, 同时由于磨损后刀片的后角为零,加大了刀片和网眼的摩擦,使得整个绞蔬菜过程产生的热 量增加。另外,在同样的磨钝标准 VB 下,后角大的刀片由新用到钝所磨去的金属体积较大, 这说明增大后角可以增加刀具的耐久度,但同时刀刃的强度也会有所削弱,因此也应该选择 一个合理的范围。对于刃倾角来说,增大刃倾角的绝对值,可以减小刀刃的实际钝圆半径, 这说明增大刃倾角可以使刀刃变的更锋利。根据以上的分析,可以设计出与传统刀具不同的 更加合理的刀具,主要来说有以下几点: 1、 增加刃倾角,以提高刀具的锋利程度。 2、 适当减小后角,以增加刀片的寿命。 3、 增加前角,以减小绞蔬菜所需的力以及功率。 4、 采用全圆弧的前刀面结构,以改善刀刃强度。 5、 采用可换式刀片结构,以节约刀体材料,并可选用不同的几何参数的刀片。 一、刀片的设计 刀片的几何参数对所绞出蔬菜的颗粒度以及产品质量有着很大的影响,现对十字刀片的 各主要几何参数进行设计。 十字刀片如图(51)所示。其每一刃部的绞蔬菜(指切割蔬菜的)线速度 分布亦如该图所 示。从图上可以看出其刃部任一点位置上只有法向速度 。 v 压缩包内含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 11970985 30 图 5-1 自动切菜机刀片片示意图及每一叶刀片上速度分布 其值为: ( )30nvp Rr 式中: 刀片刃部任一点的线速度 ms; n刀片的旋转速度 rpm; 刀片刃部任一点至旋转中心的距离 mm; r刀刃起始点半径 mm ; R刀刃终止点半径 mm; 再从任一叶刀片的横截面上来看 图(5-1)A A 截面,其刃部后角 较大,而前角 及刃倾角 都为零。 因此,该刀片的几何参数(角度)不尽合理。故再将以一叶刀片的与网眼扳相接触的一条 刀刃为对象,分析刀片上各参数的作用及其影响,设计各参数。 (一)刀刃的起讫位置 绞蔬菜时,自动切菜机的十字刀片作旋转运动。从式I可以看出,在转速一定的条件下, 刀刃离旋转中心点越远,则绞蔬菜(指切割蔬菜的)线速度越快。并且在螺杆进科速度也一定 的条件下,假定绞蔬菜时刀片所消耗的功全部转化为热能,则任一与网眼板相接触的刀刃, 在单位时间内产生的热量为: VFQ 式中:Q单位时间内任一与网眼板相接触的刀刃切割蔬菜所产生的热量( Js) F铰蔬菜时任一与网眼板相接触的刀刃上的切割力(N )(参见第二部分刀刃的前角 压缩包内含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 11970985 31 式4) 任一刀刃切割蔬菜的线速度(ms) 所以,绞蔬菜(切割蔬菜)的线速度越快,则所产生的热量也越大,因此绞蔬菜的线速度 不能很高。 根据经验,我们知道一般绞蔬菜时刀刃切割蔬菜的钱速度处在 30 一 90mmin 之间最为理想,因此由这些数据可估算出刀刃的起讫位置,即刃的起点半径 和终点半径 R。 根据式1得: 3n30 我们已知十字刀片得转速n326r/min 当 时, ,mi 30m/min=0.5m/sr m65.14.0326/ 当 时, , minR s/.in/9 R m435.13260/ 圆整后取:r=15mm R=45mm (二)刀刃的前角 当十字刀片绞蔬菜时,其任一与网限板相接触的刀刃上的受力情况 其值为: sincoisfnfnfn FF 因为刀刃与网眼板的摩擦力为: nf 蔬菜与前刀面的摩擦力为: nfF 整理得: cos)1()(2nnF4 压缩包内含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 11970985 32 式中:F铰蔬菜时任一与网眼板相接触的刀刃上的切割力(N ) 刀片绞蔬菜时蔬菜的剪切抗力(N) 刀刃与网眼板的摩擦系数 蔬菜被剪切时与前刀面的摩擦系数 刀片的前角( )90 网眼板作用于刀刃上的压力(N)nF 蔬菜被切割时作用于前刀面的压力(N) 由于 A 式中: 蔬菜的抗剪应力,与蔬菜的质地有关 蔬菜被剪切的面积,与网眼板的网眼直径有关 所以 与蔬菜的质地及网眼的直径有关,故选定网眼板之后, 可以看成为常量,故令F F 。1C 由于 是网眼板作用于刀刃上的压力,可以看为刀片的预紧压力,是常量,故令n 。 是刀片切割蔬菜时,蔬菜对前刀面的压力与速度v有关,故令 。2Fn vnF 简化式4得: 5cos)1()(221 vFC 从式5和式2可知,刀刃前角 的大小,直接影响着绞蔬菜过程中的切割力,以及切 割蔬菜时所产生的温度。 在刀片旋转速度以及螺杆进料速度都一定的情况下,前角大,切割蔬菜所需的力和切割 蔬菜所产生的热都小;反之,则大。但前角很大时,则因刀具散热体积小而使切割蔬菜时所 产生的温度不能很快冷却。因此,在一定的条件下,前角有一合理的数值范围: 一般取: (蔬菜质软取大值,反之取小值)4025 (三)刀刃的后角 刀刃后角的目的:一是减小后刀面与网眼板(包括三眼板)表面的摩擦;二是在前角不变 的情况下,增大后角能使刀刃锋利。 刀片磨损后将使刀刃变钝,使蔬菜在绞蔬菜(切割)过程中变形能增加,同时由于磨损后 压缩包内含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 11970985 33 刀片的后角基本为零,加大了刀片与网眼扳的摩擦,两者都使绞蔬菜过程中产生的热量增多。 另外,在同样的磨钝标准V B下,后角大的刀片由新用到钝所磨去的金属体积较大如图 4-3所示 。这说明增大后角可提高刀片的耐用度,但同时也带来的问题是刀片的N B磨损值大 (反映在刀体材料的磨损过大这一方面),并且刀刃极度也有所削弱,故后角也有一合理的数 值范围: 一般取: (蔬菜质软取大值反之取小值)53 (四)刀刃的刃倾角 从分析由前刀面和后刀面所形成的刀刃来得知刀倾角 对刀片性能的影响情况。 在任一叶刀片的法剖面内,当把刀刃放大看时,可以把刀刃看成是一段半径为 的圆弧r 图 54,由于刀刃有刃倾角 ,故在线速度方向剖面内的刀刃将变成椭圆弧(斜剖刀刃圆 柱所得) 椭圆的长半径处的曲率半径,即为刀刃实际纯圆半径 。 er0 其关系为: 6 cos0ner 由此可见,增大刀倾角 的绝对值,可减小刀刃的实际钝圆半径 ,这就说明增大刃倾er0 角就可使刀刃变得较为锋利。 一旦刀刃的起讫半径 r 及 R 确定后,其最大初始刃倾角 就可确定了参见图 4-5:max0 7/arcsinmx0 初始刃倾角按下式计算: 8)/(20 bRrtg 式中:r刀刃起始点半径(mm); R刀刃终止点半径(mm); b叶刀片外端宽度(mm); 初始刃倾角;0 (五)刀刃上任一点位量上绞蔬菜速度 由于有了刃倾角,故刀刃上任一点相对于网眼板的速度 ,将可以分解为垂直于刃的法v 压缩包内含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 11970985 34 向速度分量 和平行于刃的切向速度分量 。nv rv 即: 其值为: )(30Rprnvcosnivr 又因为: /s inR 所以: 30sicos 22 整理得 0/sin22Rvn ( )30/i Rpr 式中: 刀刃上任一点位置的法向速度分度 ms;nv 刀刃上任一点位置的切向速度分量 ms; 刀刃上任一点至刀片旋转中心距离 mm; 刀刃的初始刃倾角; 与刀刃相切的圆计算半径 mm; R刀刃的终点半径 mm; r刀刃的起点半径 mm; (六)刀片的结构 根据以上对刀片各个几何参数的分析,得出刀片的结构图(图 4-8),此刀片的特点: 1、 后角取 4 ,刀片的寿命较长; 2、 前角取 30 ,以减小绞蔬菜所需的力及功率; 3、 增加刃倾角,以提高刀刃的锋利度; 压缩包内含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 11970985 35 4、 采用全圆弧形的前刀面结构,以改善刀刃的强度; 5、 采用可换式刀片结构,以节约刀体材料并可选用不同几何参数刀片。 第五章 自动切菜机使用方法 一、冲洗 每次使用自动切菜机前,得简单冲洗一下。一般而言,自动切菜机在上次用完后都是及时 清洗过的,使用前的清洗,主要是冲掉机器内外的浮尘等。另一个好处是,使用前的冲洗会 使绞蔬菜比较变得轻松流畅,也会使工作结束后的清洗变得比较省事。 二、安装 不少人喜欢在每次绞蔬菜后把机器安装完整,其实这种方法并不可取。比较理想的做法是, 每次用毕后,应将清洗干净的自动切菜机以散件形式摆放于木质箱柜中,或等其完全晾干后 再行组装,不宜马上组装。 安装先从组装开始。先将辊子送进机腔内,为减小磨损,可在转轴处滴一滴食用油,再将 刀头安装在辊子上,注意刀口朝外。再将漏口安装至刀头,轻轻摇动使三者跟机腔紧密切合, 再将坚固螺母安装到漏口外侧,注意要松紧适度,太松会使蔬菜沫从边缝漏出,太紧会损伤 丝口。最后安装绞把,注意手柄朝外,将缺口对准后套进去,然后拧上坚固螺丝。 安装机器比较简单,最重要的是选好合适的固定件,如比较大的木案板,将咬合口对准案板, 边缘后,旋紧紧固螺丝。因为绞蔬菜比较用力,所以固定机身时最好最好用螺丝刀等工具辅 助坚固一下,以防工作过程中机器松动。 三、清洗 先准备好干净的牙刷、试管刷等辅助用品,再按反方向将机器卸开,将机腔内的蔬菜沫蔬 菜块清理出来,再将机器泡到含有洗洁精的温水中,用牙刷等将所有机件一一清洗干净,再 用自来水冲洗两遍。
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