果蔬三维切丁机的传动系统分析与设计【含CAD图纸+文档资料】
果蔬切丁机械专题综述引言:随着果蔬食品加工量的日益增加,一种能实现大批量、高效率地对白萝卜、红萝卜、马铃薯、芋头、蕃薯、青椒、瓜类、果类等果蔬食品进行切片、切丁的机器设备倍受人们关注。果蔬切丁机械是把食品原料如果类、瓜类等加工成片、丁、条等形状的一类专业机械,是食品工业的技术装备,在国民经济建设中起着极其重要的作用。近二十年来,随着我国经济建设的不断发展,我国的食品加工机械行业由初步形成到逐步发展,已成为国民经济不可缺少的部分,但与工业发达的国家相比,技术水平还比较落后。人类进人二十一世纪后,我国的食品工业将飞速发展,对食品原料的深度加工及综合利用,方便食品的加工,将促使食品切丁机械向着更先进的专业化方向发展。结合果蔬切丁机械的发展状况和特点,对其发展作一些探讨。1 果蔬切丁机械在食品工业中的地位与作用食品工业是国民经济的重要组成部分,它为人类的生存、繁衍和社会发展提供了物质基础,而果蔬机械是食品的工业化生产过程中的重要组成部分。食品工业的发展带动了食品机械的发展,而果蔬切丁机械的发展又促进了食品工业的发展。食品切丁机械作为食品工业的技术装备,在人类文明进程中曾发挥了重要作用:应用果蔬食品机械不仅可以减轻人们的劳动强度,节约时间,提高效率,而且可以使人们摆脱繁重的体力劳动和落后的经济文化生活,使生产力极大解放;应用果蔬食品机械可以大幅度简化了工人繁琐的工艺操作,实现一些手工操作所达不到的特殊加工效果,既保证产品质量,又减少了原材料的浪费,增加了产量,提高了劳动生产率。另外,应用果蔬食品切丁机械减少了人与食物的直接接触和病菌传播的机会,有效防止了食物的污染。因此,果蔬食品切丁机械在食品工业生产中起着举足轻重的作用。2 我国果蔬食品切丁机械的发展状态我国的食品加工工业历史悠久,但果蔬食品切丁机械起步很晚。八十年代初期,这个行业一片空白,果蔬食品切片、切丁等加工大都是手工操作,生产率低,且产品质量不稳定。进入八十年代末期,随着国家经济的不断高速发展,食品工业发展很快,对食品切丁机械的需求逐渐扩大,我国的食品切丁机械行业逐步形成。此外,通过引进国外先进技术和设备,促进了国内技术水平的提高,研制开发了许多适用的中小型设备以及机械化自动化的新型设备,果蔬食品切丁机械的品种、产量和产值开始大幅度增加。目前国内从事果蔬食品切丁机械开发与生产的企业有上数十家,品种也及其丰富,机械化自动化程度有了进一步的提高。3 果蔬切丁机械的特点3.1 果蔬食品切丁机械加工的产品是人们直接人口的食品,食品卫生关系到人们的身体健康,因此,果蔬食品切丁机械有严格的卫生要求。机械中与食物物料接触的零部件材料,要求无毒、耐腐蚀,机械与食品接触部分必须便于折装、清洗。结构中不允许有清洗不到的死角,以避免物料的积存和防止微生物在这些部位生长繁殖。3.2 目前国内食品切丁机械中,一部分为国内研制开发,另一部分是仿造国外设备制造,非定型产品多,定型产品少。因此,食品切丁机械生产类型多种多样,从单件小批量生产到中批量和大批量生产,而小批量生产是食品机械生产的主要形式。4 国内果蔬食品切丁机械存在的问题4.1 我国果蔬食品切丁机械行业起步较晚,目前国内从事果蔬食品切丁机械的专业技术人员比较少,实用技术水平偏低。国内多数果蔬食品切丁机械生产企业为中小型企业,生产设备比较落后,技术力量薄弱,生产规模小,经济效益低。4.2 国内现有果蔬食品切丁机械的产品质量欠佳,尤其是机械的稳定性和可靠性较差。近十几年来以来,我国引进了一批国外先进技术与设备,但对引进技术消化吸收不够,多数是单纯的仿制,未结合我国的特点,且品种不全。4.3 我国关于果蔬食品切丁机械的专著不多,相关标准尚不健全,对食品机械方面的基础技术研究未系统展开,因此用于指导实际生产的基础技术比较缺乏,而且机械产品的标准化、系列化、通用化程度不高,许多果蔬食品切丁机械的设计与制造元章可循。5 我国果蔬食品切丁机械的发展方向5.1 从我国国情和现有技术水平出发,对果蔬食品切丁机械方向的基础技术展开系统的理论研究,包括原材料的物理性质、机械设备的技术参数、原材料的深度加工和综合利用等,确实改善和加强现有技术力量,提高研制开发能力。要尽量使机械结构与工艺设计系列化,提高机械产品的标准化、系列化、通用化程度。5.2 在现代机械工程中,可靠性是一项不可忽视的重要指标,对果蔬食品切丁机械来说,其工作要求往往是自动化、连续化的生产线,如果某一环节出现故障,将造成整条生产线的停工和原料的浪费,因此,提高果蔬食品切丁机械产品的性能与质量,是稳定生产、提高劳动生产率的有效手段。随着食品工业的发展,对果蔬食品切丁机械的可靠性、稳定性将提出更高的要求。5.3 当代果蔬食品切丁机械的发展应以先进技术的研究和应用为核心。随着社会的不断发展和进步,人们对果蔬食品的品种的需求量将越来越大,食品加工工艺也将不断地完善与创新,果蔬食品切丁机械在新技术、新工艺、新材料不断开发与应用中向高性能、高效益、低能耗、低成本的方向发展。5.4 进一步学习和借鉴国外先进的技术和经验,提高食品切丁机械的自动化水平。在设计制造中要既学习先进的技术,又结合我国国情,技术上要先进,经济上要合理,要便于制造、方便使用维修,力求以最低的成本研制出具有我国特色的高质量的果蔬食品加工机械。5.5 随着微电子、计算机等高新技术的不断发展和市场需要的不断变化,微电子技术已广泛应用于各个领域,并向果蔬食品切丁机械行业不断注入和融合。各种机械设备都要向机电一体化方向发展,利用微电子技术对生产过程进行检测和监督,不仅可以提高劳动生产率,也能进一步保证产品的质量,使食品机械向更先进的专业化方向发展。中国永远是工、农业大国,而果蔬食品切丁机械也将长期在国内享有一定的发展前景。无论国内还是国外,一台果蔬机械开始研发到产品投入使用都凝聚了不少人的智慧和辛勤。经过对机器设备不断创新设计和改进,越来越多更能适应市场需求的各类果蔬食品切丁机械已陆续被生产出来,并投入生产。果蔬机械在食品工业中的所占地位是不能忽视的,也正是它的产生,在部分食品加工过程中节省了很多劳动力,很大程度上地提高了生产效率。尽管在对它的研究上已取得不错的成效,但同时也还存在一些问题与不足,所以还应结合实际使用过程中与到的问题,不断创新和改进,以使其结构简单、性能突出、维护便利,更具有较高的实用性和经济性,产品日趋完善。参考文献:【1】 崔建云, 食品切片机械设备 ,北京,中国轻工业出版社,2004【2】 沈再春, 农产品加工机械与设备 ,北京,中国农业出版社,1993【3】 陆振曦, 食品机械原理与设计 ,北京,中国轻工业出版社,1997【4】 崔大同, 果蔬加工机械 ,北京,中国农业大学,1993【5】 肖旭霖, 食品机械与设备 ,中国轻工业出版社,1999【6】 刘连蝮.开拓绿色食品国际市场的探索食品工业科技 2004.No9 P6-8【7】 涂国材, 食品工厂设备 ,中国轻工业出版社,1991【8】 张裕中, 食品机械自动控制 ,中国轻工业出版社,1994【9】 何启伟.山东蔬菜产业发展现状与展望长江蔬菜 2005 No.4 P4-6【10】 张绍英.果蔬加工机械的发展战略.食品与机械 2005 阳.4 P1-3果蔬三维切丁机的传动系统分析与设计摘要 果蔬加工作为一种新兴食品工业产品正在国内兴起,由于其具有自然、新鲜、卫生和方便等特点,正日益受到消费者喜爱。但我国,果蔬加工机械却远远滞后于发展需求,并且价格昂贵。由此我们研制了多功能果蔬加工机,一机多用,取代了部分功能单一、效率低下、价格昂贵的进口机械。传动系统作为机器的重要部分,其好坏关系到果蔬切片、切丁的成品质量和工作效率等问题。进行传动系统的设计,确定推进器、圆盘刀轴、条刀轴之间的运动参数,为适应不同物料切削,提供不同的速度及动力,使之能够达到对块根状及叶菜状果蔬进行切片、丝、丁等规格形状的加工。同时应用新科技,采用先进的数字调速电机,省去复杂的变速机构与调节机构。试验表明,该设备出成率、效率达到进口机械水平,价格较进口设备降低 50%以上,可填补此类机械的国内空白,取得良好的经济效益和社会效益。关键词: 多功能, 果蔬, 加工机械, 传动系统Abstract As one new kind of food industry product in the homeland, fruit vegetables have being fond of gradually by the consumer because they are natural, fresh, convenient. But in our country, fruit vegetables process machinery stagnates over later than need of development, and the price is expensive. So, we have been developing the multifunctional fruit vegetables processing machine to replace the part function single , poor efficiency , expensive price entrance machinery. Drive system is one kind of important parts of machine, its function is good or not will relate to the product mass.At the same time, it applies the new science, it adopts the advanced electrical machinery in cutting, and it omits the organization of the complicated transformation speed and adjustment. Experiment and Proved, price of equipment can reduce 50%, Compared with imported equipment, the rate of finished product and efficient can reach level of imported machine. It can stuff national blank of this kind of machine. It has obtained the good economic results and science utility.Key words: more function, vegetable, working-machine, drive system目 录第一章 绪论 31.1 课题研究的目的和意义 31.2 国内外研究现状 31.3 本课题主要研究内容 3第二章 传动方案的选择和运动、动力参数计算 52.1 总体方案的确定52.2 传动带的选择62.3 电动机的选择62.4 传动比的分配72.5 运动和动力参数计算 8第三章 传动系统的设计计算103.1 带传动的设计计算 103.2 齿轮传动的设计计算 153.3 轴系结构设计 20第四章 传动系统结构设计 294.1 UG 软件简介 294.2 切丁机传动系统零部件的建模及装配图 29第五章 设计总结 365.1 主要结论 365.2 存在的问题 365.3 进一步研究建议 36致谢 37参考文献 38 1第一章 绪 论1.1 课题研究的目的和意义切割果蔬作为一种新兴食品工业产品正在国内兴起,由于其具有自然、新鲜、卫生和方便等特点,正日益受到消费者喜爱。以往的果蔬鲜切加工采用模仿人工切割动作的二维切削方式,即利用机械刀片来实现果蔬制品的横向和纵向切割。国外一些先进的果蔬鲜切机械普遍采用了离心切片、盘形刀或栅形刀切丝、然后条刀切丁的三维切割加工工艺。本课题设计果蔬三维切丁机采用三维切割加工工艺,通过拆卸某些工作部件,使机具既能单独进行切片、切丝,又能切丁,做到一机多用、一机多能。随着人们生活水平的不断提高,生活节奏加快,对食用方便、营养丰富、经过加工的精细蔬菜的需求越来越大,对产品的品质要求越来越高。蔬果食品机械加工在我国起步虽晚,但由于中国蔬果富含营养、品种齐全、质优价廉,深受国内外消费者的青睐,因而近几年蔬果食品发展十分迅速,己成为创汇农业的支柱产业。1.2 国内外研究现状随着我国改革开放,蔬果食品加工的崛起,各种不同类型加工机械有了很大发展,开发研制的厂家也比较多。国内单一功能的蔬果加工机械品种较多,功能可靠但开发多功能加工机械的厂家几乎没有,即使所谓的多功能蔬果加工机械其实也是生产同类型的产品,只不过是针对不同的原料而讲是多功能。生产上除了靠昂贵的进口机械外,主要靠手工加工和酱菜机械或饮事机械来代替,加工成型不规则,成品率低,浪费大,不能满足日益迅速发展的蔬果加工食品的需求。国内蔬果深加工的研究尚属起步阶段,对蔬果的品质和综合利用的研究与应用无成熟经验。对蔬果成型机械的研究尚属空白,不能满足日益迅速发展的蔬果加工品种的需要。国外情况: 国外蔬果生产机械化具有 6 个突出特点:1.蔬果机械大型化;2.机械自动化:3.使用高技术;4.广泛应用多功能机械;5.质量稳定可靠,使用寿命长;6 售后服务好21.3 本课题研究的主要内容果蔬切丁机传动部分的分析与研究。传动系统是将动力机的运动和动力传递给执行机构或执行构件的中间装置,是主机设备中最关键的部分之一,其方案和布置的合理与否,将直接影响到整套装备的运行,加工产品的质量和生产效率。此果蔬食品切丁机传动系统的设计即是把变频电机的输出动力和运动,通过齿轮传动和同步带传动,将动力和运动传递给切丁机的推进器装置、圆盘刀轴和条刀轴,已达到特定要求的任务和目的。传动系统作为机器的重要部分,其好坏关系到果蔬切片、切丁的成品质量和工作效率等问题。进行传动系统的设计,确定推进器、圆盘刀轴、条刀轴之间的运动参数,为适应不同物料切削,需要提供不同的速度及动力。此次设计是切丁机主传动系统的设计,其中包括齿轮轴的设计,带轮轴的设计,齿轮模数计算及校核,带轮的确定等。传动系统是主机设备中最关键的部分之一,但是,由于设计、制造、安装、使用和维护等方面的因素,影响了系统的正常运行。因此,了解系统工作原理,懂得一些设计、制造、安装、使用和维护等方面的知识,是保证系统能正常运行并极大发挥其作用和性能的先决条件。本文主要研究的是果蔬切丁机的传动系统,传动系统的设计需要与整套机器设备的总体设计同时进行。设计时,必须从实际情况出发,有机地结合各种传动形式,力求设计出结构简单、工作可靠、低噪音、经久耐用、成本低、效率高、操作简单、维修方便的传动系统。3第二章 传动方案的选择和运动、动力参数计算2.1 总体传动方案的确定传动装置主要由传动、支撑等零部件组成。选择方案时,要保证工作可靠,结构简单紧凑,易加工,以维护,成本低,效率高。圆盘刀轴、条刀轴要求功率不大,但其转速较高,要求传动效率也较高,电机轴转速也相对较高,因此,电机轴与轴 2(小齿轮轴)之间、小齿轮轴与圆盘刀轴、条刀轴之间的传动宜选带传动,因为带传动宜布置在传动链的高速端。由于在传动同样大小功率时,转速高则转矩小,传动带所受的拉力减小,外廓尺寸也随之减小,对减小带传动的弹性滑动和速度损失及提高传动带的寿命均有利,此外还可以减小传动系统的振动,有利于结构紧凑,均匀,平稳。推进器构件需求大转矩,功率高,转速低,传动比要求严格尺寸要求紧凑,充分考虑其传动效率,选择直齿圆柱齿轮传动。切丁机传动系统简图如图 2-1 所示,源动力由电动机提供,通过同步带、带轮动力和运动传递到轴 2,其中一部分动力通过齿轮减速传动,将动力传递给执行部分推进器,以实现物料的输送,另一部分运动通过共用一根同步带,将动力和运动传递给执行部分圆盘刀轴和条刀轴,以实现预期目的和要求。4图 2-1 切丁机传动系统示意图1电动机 2电动机带轮 3、6同步带 4轴输入带轮 5轴输出带轮 7圆盘刀轴带轮 8条刀轴带轮 9小齿轮 10大齿轮 2.2 传动带的选择在切丁机设备中,其执行部件是推进器、圆盘刀、条刀。该设备属于农用食品机械设备,要求转动平稳,效率高,无振动等。同步带传动把摩擦传动改善为啮合传动,避免了打滑,传动精度准确,效率高,传动比大,功率高。现在已初步系列化,标准化,带轮和同步带可以直接购买。所以宜选圆弧齿形同步带及与其配套同步带轮。2.3 电动机的选择2.3.1 选择电动机的类型按工作要求,每天 8 小时工作制,一年 300 天。要求电动机能现实大范围调速且平滑调速,应用变速交流异步电动机,选 YVP 系列变频调速三相异步电动机。 YVP 系列变频调速三相异步电动机与 SPWM 变频装置构成的调速系统具有节能效果明显、调速性能好、调速比宽、性能价格比高等优点。防护等级和5绝缘等级高,噪声低,安装尺寸及功率符合 IEC 标准,互换通用性强。本系列电动机采用独立的冷却结构,采用轴流风机强迫通风冷却,确保电机在低速恒转矩下长期运行时升温不超过允许值。2.3.2 选择电动机容量电动机所需工作功率为 /wdP按要求,工作机所需功率为 为 3.5 Kww传动装置总效率为 2341根据机械设计手册表 2-5 传动效率取值范围确定各部分效率为:带传动效率 ,轴承效率 ,齿轮传动效率 ,代入得98.019.0298.030.98 0.99 =0.92252.42所需电动机功率为 kWPd79.395.0/3因为载荷平稳,电动机额定功率 略大于 P 即可。由 YVP 系列电动机技edd术数据,选电动机的额定功率 为 4kW。e2.3.3 确定电动机转速大齿轮轴工作转速 n =115r/min,通常,带传动的传动比常用范围为w,二级圆柱齿轮传动的传动比为 ,总传动比范围为 ,421i 832i 326i故电动机转速可选范围为(632 ) 115/min=3603686r/minwdin考虑电动机的尺寸、重量和价格,选择同步转速为 1500r/min 电机,满载转速 r/min,型号为 YVP 系列变频调速三相异步电动机。140mn2.4 传动比的分配62.4.1 总传动比 5.1240wmni2.4.2 传动装置各级传动比的分配此传动部分共有 5 根传动轴,分别为电机输出轴 1,小齿轮轴 2,大齿轮轴3,圆盘刀轴 4 条刀轴 5 。取两圆柱齿轮减速器传动比 ,取圆盘刀轴与大齿轮轴的传动4.13.2ii比 5.4,取条刀轴与大齿轮轴的传动比 ,求得:3.4i 2.53.电机输出轴 1 与小齿轮轴 2 传动比 ;2.1i小齿轮轴 2 与圆盘刀轴 4 传动比 (增速) ;740.小齿轮轴与条刀轴 5 传动比 (增速) 。65.2i以上传动比的分配是在初步确定的,传动装置的实际传动有可能在各级略有变化。2.5 运动和动力参数计算1 轴(电动机轴):P =P =3.794kW1dr/min40mnT 9550 =9550 =25.161179.3Nm2 轴(小齿轮轴):P = P = P =3.794 kW 0.98=3.87 kW21.01r/min=460.8r/min25.34.1inT =80.28.0795022nmN73 轴(大齿轮轴):P = P = P =3.87kW 0.99 0.98=3.75kW323.23115.2r/min48603.2in310.8mNnT2.15739533 4 轴(圆盘刀轴):=3.83 kW9.087.214.24 kWPr/min=622.7r/min.0864.2in=80.2.739524nTmN5 轴(条刀轴):=3.83 kW5P9.087.3214.2 kWr/min=606.3r/min6.05.2n=60.963.87955TmN运动和动力参数的计算结果加以总汇,列出表格如下,以供以后的设计计算使用。功率 P/kW 转矩 T/ 轴名输入 输出 输入 输出转速n/(r/min)传动比 i 效率 电动机轴 13.794 25.16 1440小齿轮轴 23.87 3.75 80.2 79.4 460.8大齿轮轴 33.75 3.69 310.8 298.6 115.23.12540.980.978圆盘刀轴 43.83 3.67 80.2 77 622.7条刀轴53.83 3.67 60.96 59.7 606.30.740.760.960.96第三章 传动系统的设计计算3.1 带传动的设计计算3.1.1 电机轴 1 到小齿轮轴 2 圆弧齿形同步带 1 的设计(1)确定设计功率, (其中系数 由机械设计手册-带传动kWPkAd645. 5.Ak和链传动表 14.1-86 查的) 。(2)选定带型节距根据 =6kW,n=1500r/min,查机械设计手册-带传动和链传动图d14.1-16,选 8M 型圆弧带。(3)确定电动机轴上小带轮 1 的齿数由机械设计手册-带传动和链传动表 14.1-72,根据 8M 型圆弧带,n=1500r/min,查得最少齿数 为 32,故选 =32。minZ1Z(4)确定电机轴上小带轮节圆直径 1d(其中 为 8M 型圆弧带节距) ,由机械设pZdb5.8321bp9计手册-带传动和链传动表 14.1-71 查得其外径为 80.115mm。查表 14.1-75 得带轮 1 宽度 mm。7.31fb(5) 确定小齿轮轴上与电动机传动带相配的大带轮 2 齿数因为传动比 ,所以, 100。小齿轮轴 2251i 315.2.1Zi转速 。确定带轮 2 节圆直径 : min/480.32.1rin2d,pZdb7.52外径 (其中查表 14.1-71 得md41.2537.182420)( =1.372)查机械设计手册-带传动和链传动表 14.1-75 得,大带轮 2 宽度mm。382fb(6)确定同步带 1 的带速 V。smnd/4.61065.8106(7)初定轴距 (轴 1 到轴 2 中心距)2.1a0.7( ) 2( ) ,1d2.1a21d即 244.207mm 697.752mm,取 =350400mm. .a(8)确定同步带 1 带长 1L=21 2.1212. 4)()(adda= mm3959.7350查机械设计手册-带传动和链传动表 14.1-66 选取 =1248mm,即1L。mLp1248(9)确定同步带 1 带齿数 ZZ= 15682410(10)确定实际中心距 2.1a= ,2.116)(3221dM(其中 ) ,代入数据求得 =349.3mm。80)(4dLMp2.1a(11)安装量 mIa74.38.3492.1min (12)调整量 s2.50.12.1ax(其中,查机械设计手册-带传动和链传动表得 I=1.78,S=1.02 )(13)确定啮合齿数 mZ。14)65.0(2.1Zadent(14)确定基本额定功率 0P查机械设计手册-带传动和链传动表 14.1-69 得基本额定功率=3.5kW。0P(15)确定要求带宽 sb ,s014.0PKbZLd(其中,查机械设计手册-带传动和链传动表 14.1-73 得,),1,.,20ZLsKb20 29.5mmsb14.5.36查机械设计手册-带传动和链传动表 14.1-65 得,选带宽 为 30mm sb。(16)确定紧边、松边张力 、1F211紧边张力:=1FNvPd85.174.6250松边张力:=2vd375.24.6503.1.2 小齿轮轴 2 到圆盘刀轴 4、条刀轴 5 圆弧齿形同步带 2 的设计 查机械设计手册-带传动和链传动表 14.1-3,得同步带的传动效率为93%98%,取 96%,由此算得,小齿轮轴 2 的功率 96% 4=3.84kW。2P(1)确定设计功率因为叶轮需要功率为 1.9kW,所以该带要求传递的功率至少为 1.9kW,设计功率为: 。kWPKAd 85.291.(2)选定带型节距 dp小齿轮轴 2 转速 480r/min,根据机械设计手册 -带传动和链传动图2n14.1-16,选 8M 圆弧齿形同步带。(3)圆盘刀轴 4 上带轮 3 的设计由小齿轮轴 2 到圆盘刀轴 4 的传动比 ,得74.0.2i,查机械设计手册- 带传动和链传动表 14.1-72min/6.487.0.24rn得,同步带论最少齿数为 22,取 ,其节圆直径473Z,外径pZdb68.1943, (其 中机械设计手册-带传动和m312.7230)( 链传动查表 14.1-71 得 2 ) ,查表 14.1-75 得带轮 3 宽度mm。83fb12(4)条刀轴上小带轮 4 的设计根据小齿轮轴 2 到条刀轴 5 的传动比 ,有 76.05.2i,查机械设计手册-带传动和链传动表 14.1-72min/6.317.0485.2rin得,带轮最少齿数为 22,取 ,节圆直径 ,49Z mpZdb84.12494外径 mm,查表 14.1-75 得带轮 4 轮宽 38mm。1.2340)(d 4f(5)小齿轮轴上与同步带 2 配对的带轮 5 的设计齿数 ,取 =64,.6374.0.235iZ5Z节圆直径 mm,0.185bpd外径 mm,6.250)(查机械设计手册-带传动和链传动表 14.1-75 得带轮 5 轮宽 38mm。5fb(6)确定同步带 2 的带速 vV= m/s 。096.4860.136025 nd(7)确定同步带带长 2L 初定小齿轮轴 2 到条刀轴 5 轴间距0.7( 2()4d5.2)45d代入数据得 201.53 575.8.取 =450mm。5.2d 初定圆盘刀轴 4 到条刀轴 5 的轴间距0.7( ) 2( )34d4. 34d13代入数据解得 197.92 565.4884.3d取 =430mm。4.3d 初算同步带 2 带长由作图法得=1539,参照机械设计手册-带传动4354.3542 aLL和链传动表 14.1-66,选带长 =1600mm。2 确定同步带 2 带宽 sb带轮 5 啮合齿数为 ,37895bpa带轮 4 啮合齿数为 ,14b带轮 3 啮合齿数为 ,86.3bpa因为 37、17、11 都大于 6,故 ,1ZK.L基本额定功率 (其中 为带轮 4 额定功率,kWP079.34210 1p为带轮 3 额定功率 ),带宽 =20 ,2Psb14.00PZLd 36.207.8.54故选带宽 =30mmsb综上述,选同步带 1 带长 1440mm,带宽 30mm,规格为1p 1sbRPP8M-1440;选同步带 2 带长 1600mm,带宽 30mm,规格为2L2sRPP8M-1600mm。为方便设计和查找,现将格带轮有关数据列成表格形式:带轮 齿数 节圆直径d/mm外径 /mm0d轮宽 /mmfb带轮 1 32 81.487 80.115 31.714带轮 2 100 254.778 253.406 38带轮 3 47 119.684 118.312 38带轮 4 49 124.84 123.11 38带轮 5 64 163.06 161.68 383.2 齿轮的设计计算轴 2 到轴 3 传动的设计(采用齿轮传动) 。已知小齿轮轴转速为 =480r/min,传动比 4,功率 P=1.9kW,工作寿2n3.2i命为 15 年,每年工作 300 天,每天 8 小时工作制。3.2.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1) 按图示传动方案,选用直齿圆柱齿轮传动(2) 果蔬食品切丁机为一般工作机器,速度不高,故选用 8 级精度(GB10095-88) 。(3) 材料选择。由机械设计第八版表 10-1 选择小齿轮材料为 40Cr(调质处理)硬度为 280HBS,大齿轮材料为 45 钢(调质处理) ,硬度为 240HBS,二者材料硬度差为 40HBS。(4)该齿轮传动为闭式传动,小齿轮齿数 适宜取值范围为 =2040,取小Z小Z=27,则有大齿轮齿数 = =27 ,取 =108。小Z大Z小 3.2i1084大3.2.2 按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算,即 2131 )(2. HEdt ZuKTd(1)确定公式内的各计算数值 试选载荷系数 1.3。tK 计算小齿轮的传递转矩。15N mm45251 1078.34809.1.90.9 mNnPT 由机械设计第八版表 10-7 选取齿宽系数 。6.d 由机械设计第八版表 10-6 得材料弹性影响系数 。218.9MPaZE 由机械设计第八版图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限600MPa,1limH大齿轮接触疲劳强度极限 550MPa。2limH 计算应力循环次数。 921 1037.80154860hjLnN93.212.7i 由机械设计 第八版图 10-19 取接触疲劳寿命系数 ,1HNK。 08.12HNK 计算接触疲劳许应力。取失效概率为 1%,安全系数为 S=1,由公式 10-12 得MPaSKHN601lim11 5948.2li2(2)计算 计算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值。td1H2.32td1=50.725mm 243213 )598.1(6.078.)( HEdtZuTK取 =68mm。t1 计算圆周速度 。16m/s708.160481602ndt 计算齿宽 b。b= mm.48.1mdt 计算齿宽与齿高之比 。h模数 =25.3mm2761ztt齿高 mm67.53.5.tmh67.840b 计算载荷系数。根据 =1.708m/s,8 级精度,由机械设计第八版图 10-8 查得动载荷系数 1.04;VK直齿轮有,齿间载荷分配系数 ;1FHK查机械设计第八版表 10-2 得使用系数 1;A由机械设计第八版表 10-4 用指数法查得 8 级精度悬臂布置时,齿向载荷分布系数 。38.1HK由 =7.25, 查机械设计第八版图 10-13 得 ;故hb 28.1FK载荷系数K= 43.8.104.HAVK 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径mm.73.16831ttd 计算模数 m。mm267.01Z3.2.3 按齿根弯曲强度设计17弯曲强度的设计公式为 )(213FSadYZKTm(1)确定公式内的各计算数值 由机械设计第八版图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限;大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ;MPaFE501 MPaFE3802 由机械设计第八版图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 ,8.01FNK;9.2FNK 计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,有MPaSKFENF 28.314.50811 FEF 922 计算载荷系数 K。 312.8.104.FVA 查取齿形系数。由机械设计第八版表 10-5 查得 ; 。57.1FaY64.2Fa 查取应力校正系数。由机械设计第八版表 10-5 查得 , 。60.1Sa87.12SaY 计算大、小齿轮的 并加以比较。FSaY0138.2.3146571FSa2FSaY大齿轮的数值大。18(2)计算569.103.276.01953143 m对比结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数,由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径有关,可取由弯曲强度算得的模数 2.6 并就近圆整为标准值 m=3mm,按接触强度算得的分度圆直径=70.33mm,算出小齿轮齿数1d,取43.2.701mdZ241Z大齿轮齿数 963.21i这样设计的齿轮传动,既满足了齿面接触疲劳强度,又满足了齿根弯曲疲劳强度的要求,并做到结构紧凑,避免浪费。3.2.4 几何尺寸的计算(1)计算分度圆直径 mZd723418962(2)计算中心距mda102721(3)计算齿轮宽度.4376.01db取 , 。mB424913.3 轴系结构的设计计算3.3.1 小齿轮轴 2 的设计19已知:轴上的功率 =3.87kW,转速 =460.8r/min。轴的在和分析如下图所2P2n示。3.31 图 轴的载荷分析简图(1)确定转矩 2T=95502 mNnP80258.4601739532(2)求作用在齿轮上的力已知小齿轮分度圆直径 mZd72341圆周力 2227.9NNTFt 7280512径向力 Nntr 81906costan9.cosa20(3)初步确定轴的最小直径先按下式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢,调制处理。根据机械设计第八版表 15-3,取 =112,于是得0AmnPd 76.28.46031230min 输出轴的最小直径显然是安装小齿轮处轴的直径,考虑齿轮内孔的设计和性能要求,选 =35mm。min3.3.2 轴的结构设计轴的设计图如下图所示:齿轮轴的设计图(1)根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度 为了满足两带轮的轴向定位要求,轴段右端需制出一轴肩,故取 段的直径 =40mm,左端用螺钉挡板定位,两带轮宽 都为 38mm,轴套台 d fb肩厚度为 18mm,故 轴段的长度略比三者总长短一些,现取 =90mm。 d 初步选择滚动轴承21因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据 =40mm,考虑外固定套筒的定位问题,选择两组轴承内 d径不同的轴承,由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组、标准精度等级的单列圆锥滚子轴承, 30308 基本尺寸为 ; mmTDd25.90430309 基本尺寸为 ,故mTDd25.7145=45mm, =28mm, d l使小齿轮轴悬臂、固定两轴的固定套筒长为 110mm,为使固定套筒与旋转部分留一定间隙,取 =120mm。 d右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位,取 =99mm, =130mm, d d=16mm。 l小齿轮总宽 65mm,所以去取与小齿轮配合处轴段长为 65mm。(2)轴上零件的周向定位小齿轮、法兰盘与轴的周向定位均采用普通平键连接。按 d=35mm,由表 6-1 查得普通平键截面键宽 b 键高 h= ,键槽用铣刀加工,与小齿轮m810连接处长为 =50mm,与法兰盘连接处长为 =56mm,同时为了保证齿轮与轴1L2L配合有良好的对中性,故选择齿轮轮毂与轴的配合为 ;法兰盘与轴的配合67nH为 。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的,此处选轴的直径公67kH差为 k6。(3)确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为 ,各轴肩处的圆角半径 R1。4523.3.3 求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。确定轴承的支点位置,从手册中查取 a 值。对圆锥滚子轴承, , mm。由ma5.193083.21309a, ,求得 =1400N, =-581N;由21VrF1783VrFVVF22, ,求得 =3810N, -1582N。从轴的21HtF01783HFt 1H2HF结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 B 是轴的危险截面。弯矩169274N.mm, =106400N.mm,总弯矩 M=HMVMmN7.20311649273.3.4 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时,只需校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面 B 的强度。根据上述数据及轴单向旋转,扭矩切应力为脉动循环变应力,取 0.6,轴的计算应力:MPaWTMca 43.12401.)8256(7203)( 3232 由轴的材料为 45 钢,调质处理,查表机械设计第八版 15-1 得,因此 ,故安全。P601 1ca3.3.5 精确校核轴的疲劳强度(1)判断危险截面截面虽然键槽、轴肩及过度配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度,但由于轴的最小直径是按扭矩转矩强度较为宽裕确定的,所以截面无需校核。截面,相对较大,所以均无需校核。截面左右两侧应力集中严重,受力较大,现在对其左右两侧进行校核。(2)截面右侧抗弯截面系数 3334601.0. mdW抗扭截面系数 333922T截面右侧的弯矩 M 为M= mN1475.14807.截面上扭矩为 23=2TmN805截面上的弯曲应力为MPaWMb 7.31461截面上的扭矩切应力为 T.892085轴的材料为 45 钢,调制处理。由机械设计第八版表 15-1 查得,抗拉强度极限 ,弯曲疲劳极限 ,剪切疲劳极限MPaB640MPa751。15截面由于轴肩而形成的理论应力集中系数 及 按机械设计第八版附 3-2 查取,因 , ,经插值后可查得0429.351dr 14.350dD=2.04, =1.60由机械设计第八版附图 3-1 可得轴的材料的敏性系数为,82.0q5.故有效应力集中系数为85.1)04.2(8.1)(1k.)6.(5.)(q由机械设计第八版附图 3-2,轴直径为 35mm 得,尺寸系数 ,85.0由机械设计第八版附图 3-3 得,扭转尺寸系数 。8.0按精车,由机械设计第八版附图 3-4 得必爱面质量系数 .轴未经表面强化处理,即 ,1q由此计算综合系数35.218.05.kK2489.15.08.1kK取碳钢的特性系数 ,1.0计算安全系数 的值caS69.301.735.21 maK4.828911aSS=1.31.56.34.6.322Sca故可知其安全。(3)截面左侧抗弯截面系数 333 5.428751.0. mdW抗扭截面系数 2T截面左侧的弯矩 M 及弯曲应力为M= N14375.14807.3MPaWb .2截面上扭矩及扭转切应力为 =2TmN805PaT35.97过盈配合处的 ,由机械设计第八版附表 3-8 用插值法求出并取k得8.0k25=2.06, k68.1k按磨削加工,由机械设计第八版附图 3-4 查得表面质量系数为92.0故得综合系数为15.29.06.1kK78.所以轴在截面左侧的安全系数为79.301.735.21 maKS2.85.2.911aS=1.31.563487.3222SSca故该轴在截面左侧的强度也是足够的。3.3.6 键的选择及校核已知小齿轮与轴的连接时通过键连接,齿轮等级精度为 8 级,装齿轮处的轴径 d=35mm,已知齿轮宽度为 60mm,需传递扭矩 T=80205 ,设计此键mN连接。(1)选择键连接的类型和尺寸一般 8 级以上精度的齿轮有定心要求,此时应选用圆头普通平键(A 型) 。根据 d=35mm,从机械设计第八版表 6-1 中查得键的截面尺寸为:宽度b=10mm,高度 h=8mm。根据键的长度系列和齿轮宽度,选键长 L=50mm。(2)校核键连接的强度26键、轴、轮毂的材料都是钢,由机械设计第八版表 6-2 查得许用挤压应力 ,取其平均值, 。键与轮毂键槽的接触MPap1502MPap135高度 k=0.5h=4mm。可得PaPakldT pp 1359.2503412.81023 故连接键的挤压强度足够。3.3.7 轴承的设计计算根据工作条件,轴承所受的径向力和轴向力分别为 ,NFr140=620N,小齿轮转速 n=460.8r/min,运转中有中等冲击载荷,轴承预期寿命aF为 15 年,每年 300 天,每天 8 小时工作制。初选轴承型号为 30308,校核hL轴承能否到达预期寿命要求。(1)查标准轴承表得,轴承 30308 的基本额定载荷 C=90800N,e=0.35(2)球轴承当量动载荷 P因为 35.04.1062eFra由机械设计第八版表 13-5 分别进行查表和插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为0.4, X7.1Y因为轴承运转中有中等冲击载荷,按机械设计第八版表 13-6,取 。5.1pf则有NYFXPar 241607.14.0(3)验算轴承的寿命 hCnLh 531066 6.)2498(.0)(01hh1.385 27因为 ,故所选轴承满足寿命要求。hL第四章 传动系统结构的设计由于三维立体图直观、形象,通过对传动系统结构模型来分析系统的运动和性能比较方便。因此,把握好零件的模型建立,对整个设计过程乃至今后的工作都至关重要。而 UG 是比较常用的结构建模软件之一。4.1 UG 软件简介Unigraphics(简称 UG)是 EDC 公司推出的集 CAD/CAM/CAE 于一体的三维参数化软件,是当今世界最先进的计算机辅助设计、分析和制造软件之一。它为为用户的产品设计以及加工过程提供了数字化造型和验证手段。自从 1990年进入中国市场,并很快以其先进的理论基础、强大的工程背景、完善的功能和专业化的技术服务赢得了广大 CAM/CAD 用户的好评,并已广泛应用于航空、
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