面包切片機設計【蛋糕切片機】【糕點切片機】,蛋糕切片機,糕點切片機,面包切片機設計【蛋糕切片機】【糕點切片機】,面包,切片機,設計,蛋糕,糕點 面包切片機設計 1 緒論 1.1糕點切片機歷史 機械工業(yè)肩負著為國民經濟各個部門提供技術裝備的重要任務。機械工業(yè)的生產水平是國家現(xiàn)代化建設水平的主要標志之一。國家的工業(yè)，農業(yè)，國防和科學技術的現(xiàn)代化程度都與機械工業(yè)的發(fā)展程度相關。人們所以要廣泛使用機器是由于機器即能承擔人力所不能或不便進行的工作，又能較人工生產改進產品的質量，能夠大大提高勞動生產率和改善勞動條件。同時，不論是集中進行的大量生產還是多品種，小批量生產，都只有使用機器才便于實現(xiàn)產品的標準化，系列化和通用化，實現(xiàn)產品生產的高度機械化，電氣化和自動化。 糕點切機它于人工相比，不僅能得到長度均勻而且厚度也可保證。節(jié)省勞力，減輕勞動強度，改善勞動強度，改善勞動條件，并具有連續(xù)運轉，操作安全和占地面積小等優(yōu)點。自1828年第一臺糕點切片機在德國問世，迄今有一百多年以來已獲得很大發(fā)展，且組合機構增多，專用機種越來越多。糕點切片機已廣泛用于工廠，商店，等領域。 1.2糕點切片機的發(fā)展趨勢 隨著計算機、機械、電氣、信息等技術的快速發(fā)展，糕點切片機將朝著以下方向發(fā)展： 重復高精度：精度是指到達指定點的精確程度, 它與驅動器的分辨率以及反饋裝置有關。重復精度是指如果動作重復多次,隨著微電子技術和現(xiàn)代控制技術的發(fā)展。糕點切片機的重復精度將越來越高, 它的應用領域也將更廣闊, 如核工業(yè)和軍事工業(yè)等。 模塊化：模塊化拼裝的糕點切片機?？赏瓿筛鞣N食品切割。優(yōu)良的定位精度也是新一代糕點切片機的一個重要特點。模塊化糕點切片機使同一糕點切片機可能由于應用不同的模塊而具有不同的功能, 擴大了糕點切片機的應用范圍, 是糕點切片機的一個重要的發(fā)展方向。無給油化 為了適應食品、醫(yī)藥、生物工程、電子、紡織、精密儀器等行業(yè)的無污染要求, 不加潤滑脂的不供油潤滑元件已經問世。隨著材料技術的進步, 新型材料(如燒結金屬石墨材料) 的出現(xiàn), 構造特殊、用自潤滑材料制造的無潤滑元件, 不僅節(jié)省潤滑油、不污染環(huán)境, 而且系統(tǒng)簡單、摩擦性能穩(wěn)定、成本低、壽命長。 機電氣一體化 由“可編程序控制器- 傳感器- 驅動元件”組成的典型的控制系統(tǒng)仍然是自動化技術的重要方面;發(fā)展與電子技術相結合的自適應控制氣動元件, 使驅動技術從“開關控制”進入到高精度的“反饋控制”; 省配線的復合集成系統(tǒng), 不僅減少配線、配管和元件, 而且拆裝簡單, 大大提高了系統(tǒng)的可靠性。而今, 電磁閥的線圈功率越來越小, 而PLC的輸出功率在增大, 由PLC直接控制線圈變得越來越可能。糕點切片機、驅動控制越來越離不開PLC。 2 運動分析 2.1糕點切片機的功能、工藝動作分析 根據任務中糕點切片機要求實現(xiàn)兩個執(zhí)行動作；糕點的直線間歇移動和切刀的往復運動的要求，作出糕點切片機的功能、工藝動作圖如下： 圖1糕點切片機的功能、工藝動作圖 根據任務中的要求，糕點的直線間歇移動和切刀的往復運動。通過兩者的動作配合進行切片，擬定運動循環(huán)圖如下。 送料機構 開始送料 返回 切片機構 靜止 切片 切刀返回 表1執(zhí)行機構特點的比較 機構形式 優(yōu)點 缺點 凸輪機構 設計適當的凸輪輪廓曲線便可以獲得任意預定的運動規(guī)律而且結構簡單、緊湊。 凸輪和從動件之間為高副接觸，壓強較大，易于磨損，一般只用于傳遞動力不大的場合。 槽輪機構 外型尺寸小，工作可靠，能準確的控制轉角，機械效率高 在槽輪機構的啟動和停止時，加速度變化大，具有柔性沖擊，且隨著轉速的增加或槽輪槽數的減少而加劇，因而不適用于高速的場合。 棘輪機構 結構簡單，制造方便，運動角可在工作過程中、并可在較大范圍內調整等特點而應用廣泛。 運動角的調節(jié)是有級的、傳動精度較差且棘爪在齒面上滑行時引起噪音、沖擊、齒間易磨損而不宜用于高速。 連桿機構 運動副均為低副，可承受較大的載荷，利于潤滑，磨損較小，形狀簡單，便于制造。但原動件的運動規(guī)律不變可用改變構件的相對長度得到不同的運動規(guī)律。 由于連桿結構的運動必須經過中間關鍵進行傳遞，因而傳遞路線較長，易產生較大的誤差積累，機械效率降低。在運動過程中，連桿及滑塊的質心都在做變速運動，所產生的慣性力難以消除，不宜用于高速運動。 2.3送料機構的擬定與比較 根據糕點切片機的功能原理和特點可采用摩擦輪機構和棘輪結構，下面就這兩種機構作簡要說明。 圖2-1摩擦輪機構 圖2-2棘輪結構 比較以上兩種結構，雖然兩種機構都可基本實現(xiàn)糕點切片機的功能要求，但摩擦輪機構很難實現(xiàn)輸送距離的調節(jié)，而棘輪卻可以滿足系統(tǒng)的功能要求。 2.4執(zhí)行機構的擬定與比較 根據糕點切片機的功能原理和特點可采用凸輪結構和曲柄滑塊機構，下面就這兩種機構作簡要說明。 圖2-3凸輪機構 圖2-4曲柄滑塊結構 比較以上兩種機構可知，雖然基本上都能滿足往復運動的功能要求，但凸輪機構卻很難實現(xiàn)移動距離的調節(jié)，而曲柄滑塊機構調節(jié)曲柄的長度就可以改變往復移動的距離。因此選擇曲柄滑塊機構作為水平往復運動的傳動機構。 2.5切片機構的上下往復運動 圖2-5凸輪結構 圖2-7連桿機構 比較以上機構，根據糕點切片機的上下往復運動功能要求，由于凸輪機構設計適當的凸輪輪廓曲線便可以獲得任意預定的運動規(guī)律而且結構簡單、緊湊，因此選擇凸輪機構作為上下往復運動機構的執(zhí)行機構。 3 1-2號皮帶輪設計 3.1帶型 曲柄搖桿曲柄 v帶 主要失效形式是打滑和疲勞破壞 A為面積 3.2確定皮帶輪大小 由轉速度得1390r/min由表8-49選A帶型0.68kw，小帶輪直徑75mm 包角 0.55 小帶輪 3.3中心距 中心距大，增加包角，減少單位循環(huán)次數，有利提高壽命，但中心距過大，則會加距帶波動，降低平穩(wěn)性，一般選用帶傳動中心距為 4 3號皮帶輪設計 4.1中心距 皮帶輪③ D＝80mm 皮帶輪④ 中心距 由①得 傳動實際中心近似為 根據帶傳動總體設計尺寸的限制條件或要求的中心距結合初定中心距 根據查表得 由②得 同上 4.2 V帶的選擇 查表得需A型帶 1 確定帶的根數1 KA工作情況系數查表 P－電動機額定功率0.55kw 平穩(wěn)工作條件，具體查表得0.68。 在1450(r/min)內為0.06 同上確定帶的根數Z2 1 KA＝1.1 P＝0.55kw 單根普通v帶所能傳遞最大功率為基本額定功率，包角，特定帶長，平穩(wěn)的工作條件，查表得（v帶型） 求 4.3驗算小帶輪的包角 最小初拉力直接決定臨界摩擦力的大小。增加摩擦系數和帶輪的包角，有利于增大臨界摩擦力，從而降低初拉力（F0）min的值。 為了使各根v帶受力均勻，帶的根數不宜過多，一般應少于10根。否則，應選擇橫截面積較大的帶型，以減少帶的根數。 確定初拉力（F0） 離心力和包角，可得單根v帶所需最小初拉力為 傳動帶單位長度的質量 kg/m 帶型＝ 確定初拉力（F0） 離心力和包角，可得單根v帶所需最小初拉力為 4.4安裝 對新安裝的v帶，初拉力應為1.5 (F0)min，對于運轉后的v帶，初拉力應為1.3(F0)min 應保證初拉力F0大于上述數值，G查表得5m/s，A型為9.5N 計算帶傳動壓軸力 是為設計帶輪軸軸承，需要計算帶傳動作用在軸上的壓軸力 5 V帶輪設計 5.1材料 根據帶輪的基本直徑和帶輪轉速等已知，確定帶輪材料、結構、輪槽、輪輻和輪轂的幾何尺寸、公差和表面粗糙度以及相關技術要求 HT150 材料 HT200 轉速較高時采用鑄鋼或用鋼板沖壓焊接而成，小功率用鑄鋁 圖5-1 1號皮帶輪尺寸 5.2尺寸 v帶輪的輪槽 v帶型號為A 查表 與 v帶在帶輪上發(fā)生彎曲變形，使v帶工作面的夾角發(fā)生變化，將v帶輪輪槽的工作面的夾角做成小于400。 v帶安裝到輪槽中以后，一般不應超出帶輪外圓，也不應與輪槽底接觸。為此規(guī)定了輪槽基準直徑到帶輪外圓和底部最小高度 6 軸的設計 6.1軸的設計 軸是傳遞運動及動力，因此軸主要功用支承回轉零件及傳遞運動和動力。轉軸心軸和傳動軸，工作中既承受彎矩又承受扭矩的軸為轉軸，只承受彎矩不承受扭矩的軸為心軸。只承受扭矩而不承受彎矩的軸為傳動軸。光軸與階梯軸的設計包括結構設計和工作能力兩方內容。根據零件的安裝、定位，以及軸的制造工藝方面的要求，合理結構形式和尺寸。軸的工作能力指軸的強度、剛度和振動穩(wěn)定性方面計算。多數情況軸的工作能力主要取決于軸的強度。這時只需進行強度計算，防止斷裂和塑性變形。 6.1.1軸的材料 材料主要碳鋼和合金鋼。因為碳鋼比合金鋼價廉，對應力集中，敏感性較低，同時用熱處理辦法提高其耐磨性和抗疲勞強度，故用45號鋼。 表6-1軸的材料及熱處理 材料牌號 熱處理 抗拉強度 屈服強度 備注 45 調質 640 355 應用廣泛 軸上零件的定位 為了防止軸上零件受力時發(fā)生軸向或周向相對運動。 軸向定位以軸肩、套筒、軸端擋圈、軸承端蓋和圓螺母 ①定位軸肩h＝(0.07~0.1) 非定位軸肩一般取1～2mm 表6-2零件倒角C與圓角半徑R 直徑 >10~18 >18~30 >6~10 C或R 0.8 1.0 0.5 0.6 各軸段直徑或長度的確定 按軸所受的扭矩初步估算軸所需的直徑，將初步求出的直徑作為承受扭矩的軸段的最小直徑處起逐一確定各段直徑在實際設計中，軸的直徑亦可憑設計者的經驗取定。 有配合要求的軸段，應盡量采用標準直徑。安裝標準件（如滾動軸承，密封圈）部位的軸徑，應取為相應的標準值及所選配合的公差。 皮帶輪與軸配合（過渡配合） 提高的強度常用措施 軸和軸上零件的結構、工藝以及軸上零件的安裝布置等對軸的強度有很大的影響，所以應在這些方面進行充分考慮，以利提高軸的承載能力，減小軸的尺寸和機器的質量。 1、合理布置軸上零件以減小軸載荷。 為了減小軸所承受的彎矩，傳動件應盡量靠近軸承。 2、改進軸的結構以減小應力集中的影響 軸通常是在變應力條件下工作的，軸的截面尺寸發(fā)生突變處產生應力集中，軸的疲勞破壞往往在此處發(fā)生。為了提高軸疲勞強度，應盡量減少應力集中源和降低應力集中的程度。為此，軸肩處采用較大的過渡圓角半徑r降低應力集中。 軸的計算 軸的初步完的結構設計后進行校核計算，計算準則是滿足軸的強度或剛度。 軸的強度校核計算 本設計中用到轉軸。轉軸是承受彎矩又承受扭矩，應按彎扭合成強度條件進行計算，需要時還應按疲勞強度條件進行精確校核。 按彎扭合成強度條件計算 通過軸的結構設計，軸的主要結構尺寸，軸上零件的位置，以及外載荷和支反力的作用位置均已確定，軸上載荷(彎矩和扭矩)已可以求得。 6.1.2做軸計算簡圖 計算時，常將軸上的分布載荷簡化為集中力，作用點取為載荷分布段的中點。作用在軸上的扭矩，一般從傳動件輪轂寬度的中點算起。 圖6-1支反力作用點與軸承類型 若為空間力系，應把空間力分解為圓周力，徑向力和軸向力，然后把它們全部轉化到軸上，并將其分解為水平分力和垂直分力，求各支承處水平反力FNH和垂直反力FNV 圖6-2水平面彎矩圖 圖6-3垂直面彎矩圖 圖6-4總彎矩圖 6.2校核軸的強度 已知軸的彎矩和扭矩后，做彎扭合成強度校核計算。 應力，扭矩所產生的扭轉切應為 彎曲應力對稱循環(huán)變應力。當扭轉切應力為靜應力，取。當扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力時，若扭轉切應力亦為對稱循環(huán)變應力。 直徑D的圓軸，彎曲 扭轉切應力 初步估算軸徑 軸常用的幾種材料 45號鋼 當軸截面上升有鍵槽時，應增大軸徑以考慮鍵槽對軸的強度的削弱。當d>100mm，有一個鍵槽時，軸徑增大3%。 對于d直徑彎曲應為，扭轉切應力 圓軸 第一根軸長35mm 彎扭合成強度條件為 選聯(lián)軸器：選用型號為GY1 公稱轉矩為25N·m，許用轉速12000r/min，軸孔直徑d＝14mm，軸孔長度J1=27 7 軸承設計 7.1軸承選用 軸承選用6003 d=17mm D=35mm B=10mm Ⅱ-Ⅲ段長度為30mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度J1＝27mm。為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段比J1略短一些，現(xiàn)?、?Ⅱ＝26mm。 初步選定滾動軸承 ①流動軸承是支承轉動零件的。滾動軸承絕大數已經標準化，滾動軸承具有摩擦阻力小、功率消耗少，起動容易等優(yōu)點。 滾動軸承由內圈、外圈、滾動體和保持架，內圈與軸頸裝配，外圈用來和軸承座孔裝配。內圈隨軸頸回轉、外圈固定。 保持架的主要作用是均勻地隔開滾動體。沒有保持架，相鄰滾動體轉動時將會由于接觸處產生較大的相對滑動速度引起磨損。 常用銅合金、鋁合金等塑料等材料。 軸承內、外圈和滾動時，一般是用高碳軸承鋼或滲碳軸承鋼制造的，熱處理后硬度不低于60HRC。 7.1.1向心軸承 基本額定動載荷比是1,極限轉速比高，軸承載能力少量，性能特點主要承受徑向載荷，也可同時承受小的軸向載荷。當量摩擦系數最小，在高速時，可用來承受軸向載荷。 軸承的載荷 軸承所受載荷的大小、方向和性質是選擇軸承的主要依據。 軸承的轉速 在一般轉速下，轉速的高低對類型的選擇不發(fā)生什么影響，只有轉速較高時，才會有比較顯著的影響。各種尺寸軸承的極限轉速nlim值。這個轉速是指載荷不太大（當量動載荷）。 軸承工作時載荷分布 徑向載荷通過軸頸作用于內圈，位于上半圈的滾動體不受此載荷作用，而由下半圓的滾動體將此載荷傳到外圈上。假設內、外圈除了與滾動體接觸處共同產生的局部接觸變形外，在載荷的作用下，內圈的下沉量。就是在作用線上的接觸變形量。不在載荷作用線上的其他各點的徑向變形量接觸載荷處于作用線上的接觸點處最大，向兩邊逐漸減小。各滾動體從開始來采載到受載終止所對應區(qū)域叫承載區(qū)。 根據力的平衡原理，所有滾動體內圈反力的向量和必定等于徑向載荷。就滾動體上某一點而言，它的載荷及應力是周期性地不穩(wěn)定變化的。 7.1.2 滾動軸承的失效形式及基本額定壽命 滾動軸承的失效形式是內外圈滾道或滾動體上的點蝕破壞。一套圈相對另一套圈的轉數稱為軸承的壽命。 一組在相同條件下運轉的近于相同的軸承，將其可靠度為90%時的壽命作為標準壽命，即按一組軸承中10％的軸承發(fā)生點蝕破壞，而90%的軸承不發(fā)生點蝕破壞前或工作小時數作為軸承的壽命，并把這壽命叫基本額定壽命。 由于基本額定壽命與破壞概率有關，在實際上按基本額定壽命計算而選擇出的軸承中，可能有10%軸承發(fā)生提前破壞。在做軸承的壽命計算時，必須先根據機器的類型，使用條件及對可靠性的要求，確定一個恰當的預期計算壽命。 除了點蝕以外，軸承還可能發(fā)生其他多種形式的失效。例如燒傷，過度磨損，軸承卡死等。 推薦的軸承預期計算壽命為8000～12000 7.2滾動軸承的基本額定動載荷 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，因而在發(fā)生點蝕破壞前所能經受的應力變化次數也就越少，亦即軸承的壽命越短軸承的基本額定動載荷就是使軸承基本額定壽命恰好106r時，軸承所能承受的載荷，字母C代表。對向心軸承，指的是純徑向載荷，并稱為徑向基本額定動載荷，具體用Cr表示。 對具有基本額定動載荷Cr的軸承，當它所受的載荷P（當量動載荷，為一計算值）恰好為C時，其基本額定壽命就是106r，但是當所受的載荷P≠C軸承的壽命是多少？這就是軸承壽命計算所要解決的問題。軸承壽命計算所要解決的另一個問題是軸承所受的載荷等于P，而且要求軸承具有預期計算壽命為。 載荷壽命曲線 式中的單位為，為指數，對于球軸承＝3。實際計算時，用小時數表示比較方便，上式改寫。如令n代表軸承的轉速(單位為r/min)則以小時數表示軸承基本額定壽命Lh為 則所需軸承應具有基本額定動載荷C（單位為N） 滾動軸承的當量動載荷 向心軸承僅承受純徑向載荷Fr，在進行軸承壽命計算時，必須把實際載荷轉換為與確定基本額定動載荷的載荷條件相一致的當量動載荷（P） 對只能承受徑向載荷Fr的軸承 P＝Fr 在許多支承中還會出現(xiàn)一些附加載荷，如沖擊力、不平衡力、慣性力以及軸撓曲或軸承座變形產生的附加力等等，這些因素很難以理論上精確計算。為了設計及這些影響?？蓪Ξ斄縿虞d荷乘上一個根據經驗而定的載荷系數fp 所以查表得 深溝球軸承 因為 按照軸承手冊選擇C＝6000N的6003軸承 驗算6003軸承的壽命 字功能—皮帶線速度5m/s A型 表7-1電動機的幾種轉速類型 代號 轉速(r/min) 直徑(mm) T 1 1390 75 2 1275 76 3 1192 80 4 1019 26 字功能＝進刀的進給與返回 已知糕點切出長度80mm用時為 因為切刀要進行間歇性直線運動，所以應用凸輪機構。 凸輪是面接觸所以是低副機構，低副機構只能近似實現(xiàn)給定運動規(guī)律，而設計較為復雜。當從動件的位移、速度和加速度必須嚴格照規(guī)律變化，當原動件作連續(xù)運動而從動件必須作間歇運動時，則以采用凸輪機構最為簡便。 8 凸輪設計 8.1主動件： 凸輪機構一般由凸輪、從動件、機架三個構件組成。常用有：盤形凸輪（1）這種凸輪是一個繞固定軸線轉動并具有變化矢徑的盤形構件。移動凸輪當盤形凸輪的回轉中心趨于無窮運時，凸輪相對機架作往復移動。圓柱凸輪這種凸輪可以認為將移動凸輪卷成圓柱體而演化成的 分析上面凸輪選擇盤形凸輪，因為其結構簡單緊湊，易于制造，成本低廉。 凸輪因為根據設計要求糕點厚度10～20mm，取10mm 8.2從動件 尖底從動件。尖底能與任意復雜的凸輪廓保持接觸，但因尖底易于磨損，故只宜用于傳力不大的低速凸輪機構中。 滾子從動件。這種從動件耐磨損，可以承受較大載荷故應用普遍。 平底從動件。這種從動件底面與凸輪之間易形成油膜，故用于高速凸輪機構之中。 本例轉速較高故選滾子從動件。 從動件運動規(guī)律 凸輪的輪廓形狀取決于從動件的運動規(guī)律。因此在設計凸輪輪廓曲線之前，應確定從動件的運動規(guī)律。以凸輪輪廓曲線最小矢徑半徑所作之圓稱為基圓。凸輪回轉中心O點至從動件導路之間偏置距離e，以O為圓心，e為半徑所作之圓稱為偏距圓。 此過程從動件位移（即為最大位移），凸輪轉過角度Φ稱為推程運動角。從動件在遠位置停留，此過程凸輪轉角Φs O遠休止角。從動件以一定運動規(guī)律返回初始位置，此過程凸輪轉過的角度叫回程運動角。從動件離回轉中心最近停留不動，這稱為近休止角。從動件又重復進行開—停—降—停的運動循環(huán)。 作圖法：當從動件的運動規(guī)律已經選定并作出位移線圖之后，各種平面凸輪的輪廓曲線都可以作用圖法求出。 滾子動件盤形機構 設凸輪以等角速順時針回轉其基圓半徑及從動件導路的偏距求出輪廓曲線。 凸輪機構工作時，凸輪與從動件都連運動。為了在圖紙上畫出凸輪輪廓，應當使凸輪與圖紙平面相對靜止，為此采用反轉法；整個機構以角速度繞O轉動，結果是從動件與凸輪的相對運動并不改變凸輪固定不動，機架和從動件以角速度線O轉動同時從動件又以原有運動規(guī)律相對機架往復運動。 1、以為半徑作基圓，以為半徑作偏距圓，點K為從動，為從動件導路線與偏距圓的切點，導路線與基圓的交點便是從動件初始位置。 2、將位移線圖的推程運動角和回程運動角分別作若干等分（作四等分） 3、沿w的相反方向取推程運動角(1800)，遠休止角（300），回程運動角（900），近休止角（600），在其圓上得C4、C5、C9諸點將推程運動角和回程運動角分成C1C2C3和C6C7C8點。 4、過O點作C1C2C3……徑向射線，它們便是反轉后從動件導路的一系列位置。 采用滾子從動件，首先取滾子中心為參考點，把該點當作尖底從動件的尖底，按照上述方法求出一條輪廓曲線。以上各點為中心畫一系列滾子稱為工作輪廓曲線。傳動凸輪用帶傳動，帶傳動是撓性傳動。 由主動輪和從動帶輪和傳動帶。主動輪1轉動時利用帶輪和傳動帶間的摩擦或嚙合作用，將運動和動力通過傳動帶2傳遞給從動帶輪3。帶傳動具有結構簡單傳動平衡，價格低廉和緩沖吸振等特點。 9 5號帶輪設計 9.1帶輪概述 v帶傳動：v帶的橫截面呈等腰梯形，帶輪上做出相應輪槽。傳動時，v帶的兩個側面和輪槽接觸槽面摩擦可以提供更大的摩擦力。另外v帶傳動允許的傳動比大，結構緊湊，大多數v帶已標準化。 v帶的上述特點使它獲得廣泛應用。 v帶類型與結構，標準普通v帶是多種材料制成的無接頭環(huán)形帶。這些材料包括頂膠、抗拉體底膠和包布有Y、Z、A、B、C、D、E帶型。 截面尺寸有節(jié)寬(bp) 頂寬(b) 高度(h) 橫截面積(A) 楔角 帶傳動的受力分析 帶傳動工作前有一定(初拉力)張緊在帶輪上。在工作時，因帶和帶輪間靜摩擦力作用使帶一邊拉緊，一邊放松。緊邊拉力為，松邊拉力為 傳動帶工作面上的總摩擦力大小() 有效拉力等于傳動帶工作表面上總摩擦力 傳遞功率p關系為 P單位kw 在帶速一定條件下，帶傳動所傳遞功率P決定了帶傳動應有的有效拉力也就相應決定傳動帶和帶輪間應該至少具有總摩擦力。 帶輪初拉力必須大于帶傳動正常工作所要求的最小的初拉力，否則主動帶輪不動從動帶輪。由此可見，為了保證帶傳動正常工作，首先確定滿足傳遞功率要求的至少具有總摩擦力和與之對應最小初拉力。 9.1.1帶傳動的最小初拉力和臨界摩擦力 初拉力和帶與帶輪之間的摩擦力之間關系。在最小初拉力的作用下，帶和帶輪產生的最大總摩擦力稱臨界摩擦力或臨界有效拉力 包角應取中較小的 分別是小帶輪和大帶輪基準直徑。 增加摩擦系數和帶輪包角，有利于增大臨界摩擦力從而降低最小初拉力 9.1.2帶應力 1、拉應力和松邊拉應力 和單位為； 2、變曲應力 3、離心拉應力 圓周運動，時產生離心拉力。 帶型Y＝0.02kg/m Z＝0.06kg/m A＝0.10kg/m B＝0.18kg/m C＝0.3kg/m D＝0.61kg/m E＝0.92kg/m 所以最大應力 彈性滑動 小帶輪，大帶輪。由于彈性滑動無法避免，所以帶輪線速度的相對變化量可以用滑動率 平均傳動比為 9.2單根v帶的基本額定功率 帶傳動主要失效形式是打滑和疲勞破壞。因此v帶的疲勞強度條件為 有效拉力 單根v帶處于臨界打滑狀態(tài)時所能傳遞的功率，即最大功率為 單根v帶的額定功率 單根v帶基本額定功率在規(guī)定的試驗條件下得到的。 ：傳動比不等于1時，單根v帶定額功率增量 ：當包角不等于1800時修正系數 ：當帶長不等于試驗規(guī)定的特定帶長時修長系數 9.3中心距 中心距大可以增加帶輪的包角，減少單位時間內帶的循環(huán)次數，有利提高帶壽命，但中心距過大，則會加劇帶的波動，降低帶傳動的平穩(wěn)性，同時增大帶傳動的整體尺寸。中心距小，則有相反的利弊。 為小帶輪與大帶輪直徑 式中為初選的帶傳動中心距 傳動比i 傳動比大，會減小帶輪的包角。帶傳動就會打滑，從而無法傳遞規(guī)定的功率推薦值 i＝2～5 帶輪的基準直徑 在帶傳動需要傳遞的功率給定的條件下，減小帶輪的直徑，會增大帶傳動的有效拉力，從而導致v帶根數增加。為了避免彎曲應力過大，小帶輪的基準直徑就不能過小。一般情況下 v帶的最小基準直徑 表9-1V帶槽型 槽型 Y Z A B C D E (dd)min/mm 20 50 75 125 200 355 500 當帶傳動的功率一定時，提高帶速，可以降低帶傳動的有效拉力，相應地減少帶的根數或v帶的橫截面積總體上減少帶傳動尺寸；但是帶速增加，增加循環(huán)次數不利于提高帶傳動的疲勞強度和壽命。 由此可見，一般推薦 最高帶速 9.4選擇v帶的帶型 設計v帶傳動時的已知條件包括，額定功率p；小帶輪轉速n1；大帶輪轉速n2或傳比i。 設計內容包括帶型，基準長度，根數，中心距，帶輪的材料，基準直徑以及尺寸、初拉力和壓軸力、張緊裝置。 計算功率 ：計算功率 ：工作情況系數 P：額定功率 表9-2工況系數 工況 載荷變動微小 1.1 帶型 根據功率和小帶輪轉速，查圖可知選擇A型v帶 為75mm 帶速5m/s 計算大帶輪基準直徑 由計算 確定中心距 計算相應帶長 計算中心距及其變動范圍 考慮到帶輪的制造誤差、帶長誤差、彈性以及帶的松弛產生的補充緊的需要常給出中心距的變動范圍。 解： 9.5驗算小帶輪包角 小帶輪上包角小于大帶輪上的包角，小帶輪上總摩擦力相應小于大帶輪上總摩擦力。 確定帶根數Z 確定帶初拉力 10 7號帶輪設計，齒輪齒條與棘輪設計 10.1皮帶輪設計 因為糕點切出長度80mm用時為 已知1-5皮帶輪 角速度 因為帶速不宜過低或過高 取 半徑 帶輪中的凸輪所需角速度 基準直徑＝L×2＝20mm×2＝40mm 10.2齒輪 齒輪、齒條 (分度圓) 單位為 同樣為了設計，制造、檢驗及使用方便，分度圓壓力角標準值 齒數Z：齒數大小和漸開線齒廓的形狀均與齒數Z這個基本參數有關。 齒頂高系數和頂隙系數 （齒頂高）＝ （齒根高） 其中 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 10.3齒條 齒頂高 齒根高 10.4棘輪棘爪機構 棘輪 模數 齒距 齒高 齒槽夾角 棘爪 工作面高度 底面長度 齒形角 長度 圓筒 兩圓筒之間距離160mm 刀具 因為設計切厚為10mm，所以刀具高為15mm 致 謝 首先，我要感謝塔里木大學機械電氣化學院的各位老師輔導了我4年的專業(yè)知識，其次，我感謝我的指導老師孟煒老師，在她得關心與幫助下我才能順利的完成此次設計。 最后，本次糕點切片機的設計本設計說明書主要對于傳送系統(tǒng)及執(zhí)行系統(tǒng)進行的設計思想和設計過程。內容主要包括：切刀與傳送帶總體方案的確定，相應的涉及到皮帶輪和齒輪的選擇計算，總體結構設計、主要部件的受力分析和強度校核。 重點在于培養(yǎng)工程思想及意識，理論聯(lián)系實際，提高初步設計能力。設計要求在保證其原有性能的前提下，盡可能地提高其特色即性能價格比。并且要求該糕點切片機具有較小的體積，簡單的結構和低廉的價格，以及造型美觀的外形。其難點在于結合實際，進行結構設計. 在設計過程中，本人綜合運用了四年來所學到的專業(yè)知識，感覺到自己專業(yè)知識中某方面的欠缺，通過再次的復習，明顯感覺到了知識的增長，我們從中學到了很多的知識，也體會到了畢業(yè)設計的綜合性，結合輔導老師的指導與自己的專業(yè)知識，才能較為完整地完成此次設計任務。 參考文獻 [1] 濮良貴,紀名剛主編.機械設計（第七版）.北京:高等教育出版社，2001 [2] 鄭文緯,吳克堅主編.機械原理.高等教育出版社.2007 [3] 鄭堤，唐可洪主編.機電一體化設計.北京:機械工業(yè)出版社,2005 [4] 張建民著.機電一體化系統(tǒng)設計（第二版）.北京:高教出版社,2001.8 [5] 馮辛安主編.機械制造裝備設計.大連:機械工業(yè)出版社,1999.10 [6] 劉杰等編著.機電一體化技術基礎與產品設計.北京:冶金工業(yè)出版社,2003 [7] 孫訓方,方孝淑編著.材料力學.人民教育出版社 [8] 徐灝主編.機械設計手冊.北京:機械工業(yè)出版社，1991 [9] 孫開元,李長娜主編.機械制圖新標準解讀及畫法示例.化學工業(yè)出版社.2006 [10] 趙大興主遍.工程制圖. 高等教育出版社,2006 30