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摘要 本設(shè)計主要是將日本生產(chǎn)的 ES-2 型切菜機進行消化、吸收，并使之國產(chǎn)化；然后， 本文對多功能切菜機的主要機械部分的設(shè)計計算進行說明，例如無級變速器傳動、斜 齒輪傳動、蝸桿傳動、鏈傳動，軸的設(shè)計計算及軸承選用和計算及壽命校核等。另外， 本文還提供一些重要零件的結(jié)構(gòu)圖和一些原理圖，使讀者更易理解本設(shè)計的工作原理。 關(guān)鍵詞:切菜機,變速器，軸，結(jié)構(gòu)圖 目錄 第 1 章 緒論 .1 1.1 課題背景 1 1.2 目的和意義 2 1.3 本文主要內(nèi)容 2 1.4 預(yù)期結(jié)果 3 第 2 章 方案設(shè)計論證 .4 2.1 切菜機的原理和應(yīng)用分析 .4 2.1.1 切片運動形式的選擇 4 2.1.2 切菜機技術(shù)條件 .5 2.2 多功能切菜機方案確定 .5 2.2.1 傳動方案設(shè)計 5 2.2.2 傳動方案選擇 .5 2.2.3 總體布局 .7 2.3 多功能切菜機技術(shù)要求 .9 2.4 本章小結(jié) .9 第 3 章 主傳動部件設(shè)計 .10 3.1 電動機的選擇 .10 3.2 無級變速器的設(shè)計計算 .10 3.3 齒輪的設(shè)計計算 .12 3.4 軸的設(shè)計計算 .16 3.4.1 軸的材料選擇 .16 3.4.2 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計計算 .16 3.5 蝸桿傳動設(shè)計計算 .23 3.6 本章小結(jié) .26 第 4 章 鏈傳動部件設(shè)計 .27 4.1 傳動鏈的設(shè)計計算 .27 4.1.1 鏈傳動主要參數(shù)的選擇 .27 4.1.2 鏈作用在軸上的力 .29 4.2 鏈輪的設(shè)計計算 .29 4.3 本章小結(jié) .30 第 5 章 刀盤部件設(shè)計 .31 5.1 新月型刀具 .31 5.2 圓盤刀具 .31 5.3 本章小結(jié) .32 結(jié)論 .33 參考文獻 .34 致謝 .36 1 第 1 章 緒論 1.1 課題背景 20 世紀(jì)以來，我國食品工業(yè)較改革開放初期有了很大的發(fā)展，人民生活有了很大 的改善，日益對食品加工和食品包裝提出了更高的要求。發(fā)展食品工業(yè)的基礎(chǔ)便是食 品機械。不斷地研制各種類型的食品機械來促進食品工業(yè)的發(fā)展，以滿足不斷提高的 人民物質(zhì)和文化生活的需要，使人們從繁重的家務(wù)勞動中解放出來，而以更充裕的時 間投入到工作中去。因此研制先進的食品機械，使食品加工迅速地實現(xiàn)機械化和自動 化是社會發(fā)展必然趨勢。 隨著經(jīng)濟的發(fā)展,人們物質(zhì)生活水平的不斷提高,人們的飲食習(xí)慣逐步向方便,快捷,營 養(yǎng)化發(fā)展，在蔬菜的加工方面出現(xiàn)了凈菜半成品菜，受到廣大人民群眾的歡迎。隨之 而來，半成品菜的加工成為難題。雖然中國勞動力低廉，但手工切出的制品不衛(wèi)生， 規(guī)格尺寸不均，破損量大，成本相對較高。 食品加工機械的動力部分是電動機。它們可以代替人們的手工勞動或作為其補充。 它們均服務(wù)于各種菜肴食料的準(zhǔn)備與制作，或者服務(wù)于與此相同的其他輔助性工作。 食品加工機械有一個動力部分，一個與其固定在一起或者根據(jù)操作的需要可以拆卸的 工作部分與若有此必要的附配件所組成。 食品加工機械的種類有很多,可分為:攪拌及揉合設(shè)備,攪合機具,切削器具,切片器 具,榨汁機,咖啡機,攪肉機,制糜機,開罐頭機等等。 多功能、高生產(chǎn)率的食品切菜機，它代表了食品機械發(fā)展進入一個新的歷史時期。 因為它可以廣泛地應(yīng)用到食品加工廠、菜市場、果品廠、醬菜廠、廠礦、機關(guān)、學(xué)校、 旅店食堂等等。 目前，國內(nèi)生產(chǎn)切菜機的廠家不多，現(xiàn)在我國的食品機械行業(yè)的主要機器型號有 JY-Q550 型 多 功 能 切 菜 機 ,PQT-580 型多功能切菜機（整機（無級）： 1200×700×300MM,外形尺寸：送料槽：長×寬=1000×140MM）；CHD40 型推桿式 切菜機 QD-DLC2 智能型蔬菜切割機；QCJ-Ⅰ型多功能切菜機 TW-801A 多功能切菜機,機 器尺寸：1160（L）×530（W）×1000（H）(mm )機器重量：135KG 切割尺寸 1- 60mm(葉菜部)產(chǎn)量：300-100kg/HR 電源：220V 單相馬力：3/4HP 皮帶寬： 120mm；DQ180A、DQ180B 多功能切菜機；CHD 40 型料斗式多功能切菜機；作為 2 EMURA 的主力產(chǎn)品,其最新推出的多功能切菜機 ECD-202 型,CHQC-100DI 型多功能 切菜機規(guī)格 470×410×620mm 符合 Q/WHS02-2001 技術(shù)條件要求；JW -301 型切菜機， 技術(shù)參數(shù)：電壓/頻率：230-240V/50-60HZ 功率：35W 重量：2kg 線長:1.8m 尺寸： 120×342×210(mm) 大箱尺寸:445×420×490(mm)等，模擬手工切菜機為多。 這些廠家生產(chǎn)的切菜機的主要不足是功能少和生產(chǎn)率低，因此設(shè)計多功能的高效 率的多用切菜機是十分必要的。本文介紹了一種可以切蔬菜，肉類等多種食品的多功 能切菜機，而且生產(chǎn)率很高，尤其適合大型的飲食行業(yè)的使用。 1.2 目的和意義 中國多用切菜機產(chǎn)業(yè)發(fā)展出現(xiàn)的問題中，許多情況不容樂觀，如產(chǎn)業(yè)結(jié)構(gòu)不合理、 產(chǎn)業(yè)集中于勞動力密集型產(chǎn)品；技術(shù)密集型產(chǎn)品明顯落后于發(fā)達工業(yè)國家；生產(chǎn)要素 決定性作用正在削弱；產(chǎn)業(yè)能源消耗大、產(chǎn)出率低、環(huán)境污染嚴(yán)重、對自然資源破壞 力大；企業(yè)總體規(guī)模偏小、技術(shù)創(chuàng)新能力薄弱、管理水平落后等。 就目前形式來看，我國的食品機械發(fā)展前景十分廣闊，究其主要原因是我國人民 消費的食品大多是來自農(nóng)業(yè)的未加工食品，每年因缺乏必要的食品加工機械使食品資 源不能直接加工、貯藏、保鮮而造成的損失高達幾十億元，未能深加工綜合利用而造 成的資源浪費損失更高，因此我國食品機械具有廣闊的市場前景。 我國食品機械制造業(yè)的產(chǎn)品，能跟上國際先進水平的不少，但真正具有自主知識 產(chǎn)權(quán)、具有技術(shù)創(chuàng)新的產(chǎn)品卻是甚少。這里所說的“跟“字，是“跟進“甚至是仿制， 而創(chuàng)新極少。所以，我國食品機械制造企業(yè)要從創(chuàng)新的角度，從自主知識產(chǎn)權(quán)的高度 來開發(fā)新產(chǎn)品，開發(fā)出具有國際一流水平的先進設(shè)備，這樣，才能真正實現(xiàn)國產(chǎn)食品 機械制造業(yè)的提檔升級。 1.3 本文主要內(nèi)容 本設(shè)計主要是將日本生產(chǎn)的 ES-2 型切菜機進行消化、吸收，并使之國產(chǎn)化；然后， 本文對多功能切菜機的主要機械部分的設(shè)計計算進行說明，例如無級變速器傳動、斜 齒輪傳動、蝸桿傳動、鏈傳動，軸的設(shè)計計算及軸承選用和計算及壽命校核等。另外， 本文還提供一些重要零件的結(jié)構(gòu)圖和一些原理圖，使讀者更易理解本設(shè)計的工作原理。 3 1.4 預(yù)期結(jié)果 通過設(shè)計出一定刀刃曲線在物料直線進給的條件下，刀具不僅對物料有切的作用 而且還同時具有割的作用，因此，是具有模擬人手切片的作用。此外，尚設(shè)計出不同 機構(gòu)圓盤刀具，可以一次切出所需的不同形狀的物料（條、絲、丁等） 。并可以通過單 刀雙刀的轉(zhuǎn)換改變加工尺寸范圍，通過改變不同形狀的刀具，可以切削軟硬程度不同 的物料。使用方便、快捷。 4 第 2 章 方案設(shè)計論證 2.1 切菜機的原理和應(yīng)用分析 2.1.1 切片運動形式的選擇 食品機械的特點之一就是工作的執(zhí)行機構(gòu)模擬人手的動作實現(xiàn)其功能，以保證制 出的食品具有良好的形狀，保持原來的食品味道和顏色及質(zhì)量。性能良好的多功能切 菜機的切片運動形式當(dāng)然也應(yīng)該是模擬人手動作的。 目前，國內(nèi)外的切菜機的切片運動形式主要有兩種： （? ）刀具回轉(zhuǎn)和物料直線進給式； （? ）刀具作直線往復(fù)運動和物料作直線進給式。 1.切片功能比較 對于刀具回轉(zhuǎn)的刀片：通過設(shè)計出一定刀刃曲線在物料直線進給的條件下，刀具 不僅對物料具有切的作用而且同時還具有割的作用，因此，是具有模擬人手工切片的 動作。從而使刀具對物料的擠壓力小，對物料損傷小，可以保持其水分，且切片形狀 規(guī)則，因而切片質(zhì)量好。此外，尚可以設(shè)計不同機構(gòu)的圓盤刀具，可以一次切出所需 的不同形狀的物料（條、絲、塊、丁等） 。 對于刀具作直線往復(fù)運動，其刀片刃口為一直線，刀具簡單。但刀具對物料擠壓 力大，對物料損傷大，水分損失多，切片質(zhì)量差。 2.實現(xiàn)刀具運動的機構(gòu)比較 實現(xiàn)刀具回轉(zhuǎn)運動的機構(gòu)比較簡單，傳動平穩(wěn)，傳動元件不易磨損，機器壽命長。 實現(xiàn)刀具直線往復(fù)運動必須采用曲柄連桿滑塊機構(gòu)或凸輪。相對而言機構(gòu)較復(fù)雜、 有沖擊、振動大、傳動元件易磨損，機器壽命低。 3.生產(chǎn)率比較 刀具回轉(zhuǎn)和物料直線進給式，由于無沖擊、振動小，可以高速切片，因而生產(chǎn)率 高。 刀具直線往復(fù)運動和物料直線進給式，由于運動中有沖擊、振動大，切片速度提 高受到限制，所以生產(chǎn)率低。 5 由于上面分析比較可以得出如下結(jié)論：刀具作回轉(zhuǎn)運動切片時，切片質(zhì)量好，生 產(chǎn)率高，切形多樣化（可通過不同種類的圓盤刀具來實現(xiàn)）代表了切菜機的發(fā)展方向， 所以本設(shè)計仍然采用刀具回轉(zhuǎn)的切片運動形式。 2.1.2 切菜機技術(shù)條件 多功能切菜機屬于食品機械，其設(shè)計應(yīng)符合《中華人民共和國商業(yè)部部標(biāo)準(zhǔn)—— 切菜機技術(shù)條件》 。其中 1.設(shè)計、制造技術(shù)要求 (?)切菜機應(yīng)把傳動部件與切制菜料的工作部分嚴(yán)格隔開。 (?)應(yīng)有安全裝置和措施。 (?)手動進料應(yīng)有限位措施，并與機動進料間應(yīng)有互鎖裝置。 (?)旋轉(zhuǎn)刀具及旋轉(zhuǎn)撥盤與設(shè)有鉸鏈構(gòu)件的防護罩間必須有互鎖裝置。 2.性能要求： (?)成型菜料應(yīng)形狀規(guī)整，均勻，穩(wěn)定。 (?)切制成型菜料應(yīng)表面平整，棱角清晰，被切割表面不得有明顯的撕裂纖維 痕跡。 (?)在進料，切割，出料的過程中，菜料應(yīng)順利通暢，不得有諸塞現(xiàn)象。 (?)整機應(yīng)運動平穩(wěn)，不允許有異常音響，發(fā)熱，沖擊，卡死，漏油等現(xiàn)象。 2.2 多功能切菜機方案確定 2.2.1 傳動方案設(shè)計 經(jīng)過分析研究，把分離傳動機構(gòu)改進為整體傳動的機構(gòu)形式（把變速變換齒輪也 布置在傳動箱內(nèi)） ，使其機器的寬度方向尺寸減少到 700mm，且刀具中心基本上位于 寬度尺寸的中心，增加了機器的美觀。 2.2.2 傳動方案選擇 本機擬采用同步帶傳動、齒輪傳動、蝸桿傳動、鏈傳動等傳動方式。其特點如下： 1.帶傳動是撓性傳動的一種。帶傳動的主要特點：傳動帶具有彈性和撓性，可吸 收振動和緩和沖擊，使傳動平穩(wěn)、噪音??；當(dāng)過載時，傳動帶與帶輪間可發(fā)生相對滑 動而不損傷其它零件，起保護作用；適合于主、從動軸間中心距較大的傳動；結(jié)構(gòu)簡 6 單，制造、安裝和維護都較方便；由于有彈性滑動存在，故不能保證準(zhǔn)確的傳動比； 結(jié)構(gòu)尺寸較大，效率較低，壽命較短；由于需要施加張緊力，所以會產(chǎn)生較大的壓軸 力，使軸和軸承受力較大。同步帶傳動是通過帶齒與輪齒的嚙合傳遞運動和動力。與 摩擦型帶輪相比，同步帶傳動兼有帶傳動、鏈傳動和齒輪傳動的一些特點。具有傳動 比準(zhǔn)確、效率高、傳動平穩(wěn)、噪音低、使用壽命長、中心距允許范圍大、軸上壓力小、 能承受一定沖擊、不需潤滑、較其它帶傳動結(jié)構(gòu)緊湊等優(yōu)點。應(yīng)用較廣的同步帶齒形 有梯形齒和圓弧齒兩大類。 2.齒輪傳動是機械傳動中應(yīng)用最廣泛的一種形式。瞬時傳動比恒定、傳動效率可 高達 98％～99％、工作可靠、使用壽命長、結(jié)構(gòu)緊湊、適用范圍大，可從小于 1kW 到 數(shù)萬 kW，但不宜用于軸間距過大的傳動。 3.鏈傳動由裝在平行軸上的主、從動鏈輪和繞在鏈輪上的鏈所組成，用鏈作中間 撓性件，通過鏈和鏈輪的嚙合來傳遞運動和動力。鏈傳動應(yīng)用廣泛，按用途分可分為 傳動鏈、輸送鏈和曳引鏈三種。鏈傳動是嚙合傳動，鏈輪輪齒有特定的齒形（是非共 軛齒廓） ，可以保證鏈節(jié)和鏈輪正常的嚙合，即可保證平均傳動比為定值，又可象帶傳 動那樣有中間元件（鏈）實現(xiàn)中心距較大的傳動，壓軸力還不大；而且它工作時為多 齒同時嚙合，載荷漸依次分布于這些齒上，所以可傳遞較大的功率，最大可達數(shù)千 kW；它傳動效率較高，一般可達 96％～97％，經(jīng)濟可靠。它的主要缺點是瞬時鏈速度 和瞬時傳動比不是常數(shù)，傳動中有一定的動載荷和沖擊，噪聲較大，不能用于高速。 因此，鏈傳動常用于兩軸中心距較大、要求平均傳動比不變但對瞬時傳動比要求不嚴(yán) 格的兩軸或多軸傳動，它還能在低速、重載、工作環(huán)境惡劣和較高溫度的情況下較好 地工作，目前常用于在 100kW 以內(nèi)、鏈速在 12～ 15m/s 以內(nèi)、傳動比在 8 以內(nèi)的農(nóng)業(yè) 機械、輕化工機械、起重運輸機械、各種車輛各采礦機械的傳動中。 4.蝸桿傳動的單級傳動比大，結(jié)構(gòu)緊湊。傳動比范圍在 8～80 之間。傳動平穩(wěn)， 無噪音?？梢詫崿F(xiàn)自鎖，但傳動效率較低，蝸輪制造成本較高。 綜上所述，本設(shè)計刀具的傳動要求平穩(wěn)，采用斜齒輪傳動。輸送帶的傳動因速度 較低，經(jīng)同步帶無級變速后，由蝸輪蝸桿，齒輪傳動，鏈輪傳動達到要求的速度。 本設(shè)計的多功能切菜機的傳動原理圖如圖 2.1。 （見下頁） 7 電 機 Ⅰ ⅡⅢ Ⅳ Ⅴ ⅥⅦⅧ Ⅸ電 機 圖 2.1 傳動原理圖 2.2.3 總體布局 本機主要分為：電機箱部件，傳動箱部件，料槽部件，輸送帶部件，出料口部件， 刀盤部件。 現(xiàn)將本切菜機的主要部件說明如下： 1.傳動箱部件 傳動箱部件主要起傳動動力和減速作用。它分為二條傳動路線。 其一是從電機通過無級變速機構(gòu)經(jīng)過斜齒輪副把回轉(zhuǎn)運動傳給刀具。 其二是從電機通過無級變速機構(gòu)、蝸輪副、交換齒輪副、把運動傳給輸送帶 部件，使其作直線進給運動。 （? ）無級變速器 8 采用無級變速器可大大地簡化機器的機構(gòu)。由于需要同時改變刀具和傳送帶的速 度。所以必須采用雙無級變速機構(gòu)。本機采用了帶式無級變速器，是因為其機構(gòu)簡單， 工作平穩(wěn)，能吸受振動，具有過載保護作用，制造容易和不需要專門的潤滑系統(tǒng)，特 別適合小功率的傳動系統(tǒng)中。 單帶雙輪機構(gòu)在工作時，雙輪和電機皮帶輪三個輪不在一個平面內(nèi)，因而皮帶工 作表面磨損不均，皮帶彎曲頻率大，壽命低。但最大優(yōu)點是機構(gòu)簡單，制造容易，調(diào) 整方便。 綜合考慮，本機功率小，故采用單帶雙輪無級變速機構(gòu)。 （? ）箱體機構(gòu) 箱體機構(gòu)形式的選擇與機器的傳動原理設(shè)計有關(guān)。經(jīng)分析采用分離傳動的分箱結(jié) 構(gòu)，即刀具主軸傳動系統(tǒng)和輸送帶傳動系統(tǒng)分別安置在二個傳動箱體中，和分析整體 箱體結(jié)構(gòu)的優(yōu)缺點，確定選擇整體箱體結(jié)構(gòu)。 采用整體箱體結(jié)構(gòu)有如下優(yōu)點： ①箱體的空間大，貯存的潤滑油多，有利于散熱，機器工作溫升小，提高蝸輪副 和齒輪副的壽命。 ②機器制造裝配方便，傳動箱可作為一個獨立的部件。 ③刀具主軸與物料輸送方向（輸送帶）有一定的垂直度要求，可直接由箱體 的孔系加工來保證。 ④結(jié)構(gòu)合理，機器的寬度方向尺寸減小，變速交換輪由開式傳動改為閉式傳 動，左右兩邊基本上對稱于刀具的中心，外觀也比較美觀。 ⑤箱體毛坯的數(shù)量減小到一個，外形較規(guī)則，結(jié)構(gòu)并不復(fù)雜，易于鑄造。 ⑥具有一般的工藝裝備水平的工廠即可滿足加工要求，采用通用機床、設(shè)備 即可完成加工。 整體箱體結(jié)構(gòu)比分離傳動的箱體顯然要復(fù)雜多了，但加工量并沒有增加，特 別是孔系加工的方法和工作量沒有什么差別。因而全面分析的結(jié)果，本多功能切菜機 采用整體傳動箱體的結(jié)構(gòu)。 (3)傳動元件的潤滑方式 對于蝸輪副和齒輪副均采用結(jié)構(gòu)簡單的油池潤滑。 對于主傳動箱體內(nèi)的油浸不到的滾動軸承均采用向心球軸承和角接觸球軸承，軸 承可采用潤滑脂潤滑。 9 2.輸送帶部件 對于輸送帶上傳動機構(gòu)的滑動軸承，可以采用定期注潤滑油的方式進行，潤滑油 應(yīng)采用無色、無味、無毒的食品油或醫(yī)用凡士林。本切菜機考慮到傳送動力小，轉(zhuǎn)速 又低，均采用尼龍軸承代替需潤滑的金屬軸承，即方便了用戶,又保證了機器和食品的 衛(wèi)生。 輸送帶的材料，本機采用尼龍線骨掛上一層無毒橡膠作為材料。 2.3 多功能切菜機技術(shù)要求 本設(shè)計的各種技術(shù)參數(shù)如下： 1.電機額定功率：小于 1kW。 2.外形尺寸：小于 1300×700×1100mm3。 3.切片厚度調(diào)整范圍：1-30mm 可調(diào)。 4.生產(chǎn)率：30-500kg/h（片） 。 5.可切物料的種類：根、莖、葉類蔬菜、水果、腌制食品、熟制食品、魚類、 海帶類、中草藥等。 6.物料的形狀：片、條、絲、塊、段、丁等。 2.4 本章小結(jié) 本章主要敘述了切片運動形式的選擇，如：切片功能比較，生產(chǎn)率比較，實現(xiàn)刀 具運動的機構(gòu)比較；切菜機的技術(shù)要求，如：設(shè)計、制造技術(shù)要求，性能要求；總體 布局；傳動方案的選擇；傳動方案的設(shè)計等。 10 第 3 章 主傳動部件設(shè)計 3.1 電動機的選擇 電動機分交流電動機和直流電動機兩種。由于生產(chǎn)單位一般都采用三相交流電源， 因此，無特殊要求時均選用三相交流電動機，其中以三相異步交流電動機應(yīng)用最廣泛。 對于載荷比較穩(wěn)定、長期連續(xù)運行的機械,只要所選電動機的額定功率等于或稍大于所 需的電動機工作功率，電動機就能安全工作，不會過熱，因此通常不必校驗電動機的 發(fā)熱和啟動轉(zhuǎn)矩。因為切菜機屬于一般機械，無特殊要求，故可以選擇的電動機的額 定功率小于 1kW。 容量相同的三相異步電動機，一般有 3000、1500、1000 及 750r/min 四種同步轉(zhuǎn) 速。電動機同步轉(zhuǎn)速愈高，磁極對數(shù)愈少，外部尺寸愈小，價格愈低。但是電動機轉(zhuǎn) 速愈高，傳動裝置總傳動比愈大，會使傳動裝置外部尺寸增加，提高制造成本。而電 動機同步轉(zhuǎn)速愈低，其優(yōu)缺點則相反。 本設(shè)計選擇電動機型號為 Y802-4； 額定功率：0.75 kW 額定轉(zhuǎn)速：1390 r/min 最大轉(zhuǎn)矩：2.3 N·m 3.2 無級變速器的設(shè)計計算 該無級變速機構(gòu)由兩個可調(diào)帶輪和一個電機軸帶輪構(gòu)成，下面的設(shè)計主要是對帶 傳動進行了計算。 1.確定計算功率 Pac kW1.075.82acAPK??? 載荷變動由[1]帶傳動工作情況系數(shù)表查得 1A 2.選擇帶型 根據(jù)計算功率 kW，小帶輪轉(zhuǎn)速 r/min0.825ac 1390n 因此選擇 SPZ 型窄 V 帶。 3.確定帶輪基準(zhǔn)直徑 。321d、、 11 ?）依據(jù)[1]初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑 mm163d? ??) 驗算帶的速度 v 17905.20pnV?? 在 5～25m/s 標(biāo)準(zhǔn)范圍之間 ?) 計算從動輪的直徑 32d、 本傳動為無級可調(diào)變速，由于調(diào)節(jié)范圍的限制，本從動輪直徑試選擇 mm。6380?? 傳動比范圍為 。3.1:? 4.確定中心距 a 和帶的基準(zhǔn)長度。 兩可調(diào)變速輪之間的中心距為 160mm。電機軸于變速輪之間的中心距選擇 360mm。 依據(jù)帶傳動帶幾何關(guān)系，計算所需帶的基準(zhǔn)長度 dL? mm'16032631/802/31dL??????? 依據(jù)[1]基準(zhǔn)長度系列，選擇帶長為 1120mm。 5.驗算主動輪上的包角。 ?????????12057316801? 6.確定帶的根數(shù)。 (3.1)??LacKpZ?0??? 式中包角系數(shù)依據(jù)[1]查得 92.?K 長度系數(shù) 依據(jù)[1]查得LK3.?L 單根 V 帶的基本額定功率 查[2]得 kW0P0.9 查[2]得 kW0p?0.2P???184.93.02.93085????Z 故取 1 根 SPZ 型窄 V 帶。 7.確定帶得預(yù)緊力 。0F 12 N2 20.50.852.11.074.81649cavpFqvZK?????????????????????? 8.計算帶傳動作用在軸上的力。 N0 152.2sin6sin3pF??? 結(jié)論：選擇 SPZ 型窄 V 帶，電機軸帶輪基準(zhǔn)直徑 mm，兩個可調(diào)帶輪的基準(zhǔn)? 直徑為 mm，兩可調(diào)帶輪之間的中心距為 160mm，電機輪于可調(diào)帶輪之間的6380?? 中心距為 360mm，帶長 1120mm。 由于本傳動中有兩個可調(diào)帶輪，故應(yīng)在此傳動中安置一個壓力為 166N 的張緊輪， 以保證在變速過程中 V 帶有合適的預(yù)緊力。 3.3 齒輪的設(shè)計計算 1.選擇齒輪材料、熱處理方式和精度等級 考慮到本設(shè)計切菜機傳送件的功率，為一般機械，要求傳動平穩(wěn)，噪聲小，故選 用斜齒輪傳動。大齒輪選用 45 號鋼，小齒輪和軸做成一體，選用 40Cr，調(diào)質(zhì)并表面淬 火，HRC40～ 45，選用 7 級精度。 2.初步計算傳動尺寸 因為本設(shè)計中，齒輪采用閉式傳動，表面淬火，因大小齒輪均用硬齒面，齒 面抗點蝕能力較強。因此初步按齒根彎曲疲勞強度計算齒輪傳動主要參數(shù)和尺寸。齒 輪模數(shù)計算公式： （3.2）??31 2cosFSadt YZTKm???????? 式中: —小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩（N·m） ；1T —齒形系數(shù)；FaY —應(yīng)力修正系數(shù)； S —重合度系數(shù)；? —許用彎曲應(yīng)力（MPa） 。limF? (?)小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩： 13 N·m153.907.15.9105.9661 ?????nPT (?)初選 ，則 。2z 322iz (?)查[2]由材料硬度選擇齒寬系數(shù) =0.6。d? (?)初取螺旋角 β= ?1 斜齒輪端面重合度系數(shù)： 47.12cos3012.8cos2.3821 ???????????????????? ???za (?)查[2]得重合度系數(shù) 76.0?? (?)由[2]得 2.1tan306.18.2tan318.02 ??????? ??d?? 查[2 得螺旋角系數(shù)： =0.93?Y (?)初取 Kt=1.3 (?)齒形系數(shù) 和應(yīng)力修正系數(shù)FSY 當(dāng)量齒數(shù) 82.1cos331?????v 06.2?v 查[2]得： =3.4 =2.48 1FY2F 查[2]得： =1.48 =1.63SS (?)許用彎曲應(yīng)力公式： MPa （3.3）??FNSYlim?? 式中: —計入了齒根應(yīng)力修正系數(shù)之后，試驗齒輪的齒根彎曲疲勞極限limF? 應(yīng)力（MPa） ； —彎曲強度計算的壽命系數(shù)；NY —齒根彎曲強度計算的安全系數(shù)。FS （3.4）??mNY0 式中: 、 由實驗獲得，隨材料而異。0N?m 循環(huán)次數(shù)公式： 14 （h） （3.5）nalN60? 式中: —齒輪轉(zhuǎn)速（r/min） ；n —齒輪轉(zhuǎn)一周，同一側(cè)齒面嚙合的次數(shù)；a —齒輪的工作壽命（ h） 。hl 由公式（3.5）得： h91 1036.250813906?????N h92 ./6./i 查[2]得： =1.25FS 查[2]得： =1.0NY 查[2]得： =360MPalimF? 所以許用彎曲應(yīng)力為： MPa??285.1036??F? =1FS?? 174.4 =??2FS?? 0.863.?? 所以 = =0.01747FS??1FS? 取 =1.3，則：tK??312cosFSdt YZTKm???????103.274.006.s9.751.23 22 ?????? 3.計算傳動尺寸 （? ）載荷系數(shù)公式： （3.6）avAK?? 式中: —使用系數(shù)；AK —動載系數(shù)；v 15 、 —齒向載荷分布系數(shù)；vK? —齒間載荷分配系數(shù)。a 查文獻[2]得使用系數(shù) =1.0；A 齒輪的圓周速度： m/s69.412cos063.143061 ?????ndvt? 查[2]得齒向載荷分布系數(shù) =1.08；?K 查[2]得齒間載荷分配系數(shù) =1.2；a 查[2]動載荷系數(shù) =1.12。v 則由[2]得： =1.452.108.1??K (?) 修正為：m mm.3.145.23 ?tm 為了結(jié)構(gòu)的需要取 =2.5mm。 (?)計算傳動尺寸： 傳動中心距公式： mm????67.5312cos05.12cos???????zma 圓整后取中心距 =54mm。 修整螺旋角 254)(.)(cs121 ????? ?aZ? 分度圓為： mm86.3012cos.1?????md mm4.75.22???Z 齒寬為： mm.186.301??db? 取為 20mm，則 mm， mm。20152 變位系數(shù)的計算 294.017minin ????ZhXa 16 取 3.0?X 變位量 75.03.2??Xm 計算結(jié)果匯總：模數(shù) mm；中心距 a=54mm；齒寬5.? mm， mm；201?b152b 分度圓 mm, mm。法向變位系數(shù) 小齒輪 ，86.3d14.72d 3.01??nX 大齒輪 .2nX 3.4 軸的設(shè)計計算 3.4.1 軸的材料選擇 因傳遞的功率不大，并對重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，但由于斜齒輪與該軸 做成一體，故選用 40Cr,為材料，并經(jīng)調(diào)質(zhì)，表面淬火處理。 3.4.2 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計計算 1.軸徑的初步估算 估算軸的最小直徑常用的方法有三種：（1）按扭轉(zhuǎn)強度計算；（2）按經(jīng)驗 公式計算；（3）類比法。本設(shè)計中沒有同類型已有機器的軸的結(jié)構(gòu)和尺寸，可分析對 比；經(jīng)驗公式一般用于減速器設(shè)計時軸徑的估算；故本設(shè)計采用第一種方法，按扭轉(zhuǎn) 強度計算。對于轉(zhuǎn)軸，由于跨距未知，無法計算彎矩，在計算中只考慮轉(zhuǎn)矩，而用降 低許用應(yīng)力的方法來考慮彎矩的影響。由材料力學(xué)可知，軸受轉(zhuǎn)矩的作用時，其強度 條件為： mm （3.7）??33 62.0159nPCd???? 式中: —軸剖面中最大扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力（MPa） ；? P—軸傳遞的功率（kW） ； n—軸的轉(zhuǎn)速（r/min） ； —許用扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力（MPa） ；??? C—由許用扭轉(zhuǎn)剪 應(yīng)力確定的系數(shù)； d—軸的直徑（mm） 。 17 查[2]得 C 的值為 106。由公式（3.7）得： mm 10.9 mm9.10~5.723190.163?????????d ? 考慮到實際的工作狀況，取軸徑為 16mm。 2.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 在軸的基本直徑定下以后，要進行軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計，定出軸的各部分的形狀和尺寸。 根據(jù)多功能切菜機的設(shè)計要求和前面的總體分析，軸的結(jié)構(gòu)如圖 3.2 所示。 圖 3.2 軸結(jié)構(gòu)圖 3.軸的受力分析（見圖 3.3） （? ）由斜齒輪的計算可知： 切向力 N3486.05121???dTFt 徑向力 .21costancostan? ???r 軸向力 N7t?aF 軸承 1 總的支承反力為： N8.925.834.21112 ???yxN 軸承 2 總的支承反力為： N7.672222 ??yx 18 圖 3.3 軸受力分析圖 （? ）彎矩： 在水平面上，a-a 剖面： N·m25.1??aHM b-b 剖面: N·m908b 在垂直面上，a-a 剖面: N·mav b-b 剖面 : N·m356?bv 合成彎矩，a-a 剖面， N·m12502??aVHaM b-b 剖面， N·m96bb （? ）轉(zhuǎn)矩： 由上面的計算得 T=9.62N·m 19 4.軸的強度校核 從彎矩圖中可知，斜齒輪軸中間的 a-a 剖面彎矩載荷最大，是危險截面。軸的 安全系數(shù)公式為： （3.8）??nn???22?? 式中： —只考慮彎矩作用時的安全系數(shù)；?n —只考慮轉(zhuǎn)矩作用的安全系數(shù)；? —許用安全系數(shù)。?? （3.9）maKn????????1 （3.10）ra???1 式中： —對稱循環(huán)下材料試件的彎曲疲勞極限(N/mm 2)；1?? —對稱循環(huán)下材料試件的扭剪疲勞極限(N/ mm 2)；1? 、 —彎曲、扭剪的有效應(yīng)力集中系數(shù)；?K? —表面品質(zhì)系數(shù)；? 、 —彎曲、扭剪的絕對尺寸影響系數(shù)；??r 、 —彎曲、扭剪應(yīng)力的應(yīng)力幅 N/ mm2，一般傳遞動力的軸，彎曲應(yīng)力為對稱a?? 循環(huán)，單向回轉(zhuǎn)的軸，考慮載荷的不均勻性，扭剪應(yīng)力應(yīng)視為脈動循環(huán)； 、 —材料拉伸、扭剪的平均應(yīng)力折算系數(shù)。a?? 在本設(shè)計中，彎曲應(yīng)力是按循環(huán)變化，故 ， ;WMa??0m 剪應(yīng)力按對稱變化，即 ， 。Ta?m 對于 a-a 截面： 查[2]得 =1.1；?K 查[2]得 =1.62；? 20 查[2]得 =0.92；? 查[2]得 =0.85， =0.87；??r 查[2]得 =0.2， =0.1；a?? 由材料力學(xué)的彎曲應(yīng)力公式得： 抗彎剖面模量 mm3??65720.35.6201.2)(1.033 ???????dtbW 抗扭剖面模量 mm3??14.)(. 33t 彎曲應(yīng)力 MPa6.185720??WMab? MPa.49T? MPa3.2ma 分別把各數(shù)值代入式（3.9）和式（3.10） ，有 7.140.85.92061?????n5.283.7.? 則根據(jù)（3.8）得： 1.35.287.14????n ～1.8，軸校核滿足要求。??5.1??n 5.軸上鍵的校核 平鍵的兩側(cè)面是工作面，工作時兩側(cè)面受到擠壓，對于按標(biāo)準(zhǔn)選擇尺寸及鍵為常 用材料的普通平鍵聯(lián)接其主要失效形式是鍵、軸槽和轂槽三者中強度最弱的工作面被 壓潰。校核時，按工作面的平均擠壓力 進行計算，其公式為：p? 21 MPa （3.11）??ppkldT???2 式中:T— 傳遞的轉(zhuǎn)矩（ N·m） ； d—軸的直徑（mm） ； l—鍵的工作長度（mm） ，58mm； 、 b—鍵的公稱長度和鍵寬（mm） ； k—鍵與轂槽的接觸高度（ mm） ； —許用應(yīng)力（MPa） 。??p? 由式（3.11）得： MPa29608.2.51p??? 查[2]有沖擊載荷時 =120～150MPa。顯然滿足強度條件。?? 綜上計算得設(shè)計參數(shù)：軸材料選用 40Cr；軸徑取 16mm；軸的總支反力 N， N；鍵的壓應(yīng)力8.9251?7.6982? MPa??.01pp??? 6.軸承的校核 對于傳動的滾動軸承，其滾動體和滾到發(fā)生的疲勞點蝕是主要的失效形式，因而 主要是進行壽命計算，必要時再作靜強度校核。本次驗算為刀片傳動中齒輪軸兩側(cè)的 軸承的校核，其型號為 7204C。 1.求兩軸承的計算軸向力 和 。1aF2 由[2]得 7204C 派生軸向力 ，初取 e＝0.42 估算。td? N1110.42.0.4295.83.drN?? N222.6.7.rF N17138.459.adacF?? N2.061.4.759301??Ca 22 039.146.75290??CFa 由[2]插值計算得 、3.1?ee 再計算 N10.4592.840drF?? N2.6.73re? N1402a? N293F064.701?Ca39.2 確定 、 ， N、 N435.01?e4.2e1aF2a 2.求軸承當(dāng)量動載荷 和 。1p2 115.089473era??122.6Fra 由[2] 分別進行查表或插值計算得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)： 軸承 1 4.0?X8.1Y 軸承 2 02 因軸承運轉(zhuǎn)中有中等沖擊載荷，按表 13.6 取2.10??pf.?pf N????111.495.84731prafXFY?????? N222.16.0269r 3.驗算軸承壽命。 因為 所以按軸承 1 得受力大小驗算：21p? 23 h??185420313960601??????????pchL? 已知本機器使用 5 年，一班制，預(yù)期壽命為： h6058'R 故本軸承能夠滿足設(shè)計要求。hL?? 3.5 蝸桿傳動設(shè)計計算 1.選擇材料及熱處理方式 考慮到蝸桿傳動傳遞的功率不大，速度也不快，蝸桿選用 40Cr 制造，表面淬 火處理，HRC45 ～50;加上相對滑動速度 6m/s,故蝸輪輪緣選用鑄錫鋅鉛青銅sv ZcuSnPb5Zn5,又因批量生產(chǎn)，采用金屬模鑄造。依據(jù) GB/T 10085 的推薦，本傳動使 用漸開線蝸桿（ZI ）. 2.選擇蝸桿頭數(shù) 和蝸輪齒數(shù) T3?4 由[2]按 i=60,選取 =1，則 =i =60×1=60。?3 3.按齒面接觸疲勞強度確定模數(shù) m 和蝸桿分度圓直徑 3d （3.12）?? 2423250????????HKTd? （? ）確定作用于蝸輪上的轉(zhuǎn)矩 2? 按 =1，初取 η=0.71，則3? N·m4.2513907.5.9710615.96332 ??????nPiT? （? ）確定載荷系數(shù) K 由于機器運轉(zhuǎn)載荷平衡故 K=1.1 （? ）確定許用接觸應(yīng)力 ??H? 查[2]由材料得 MPa??140?H 24 （? ）計算中心距 mm??3.642???zqma 由[2]查取，選取中心距為 80，模數(shù)為 2，分度圓直徑 mm， ，5.1?d1422?dm 直徑系數(shù) ，分度圓導(dǎo)程角 ，蝸輪齒數(shù)為 62，變位系數(shù) 。75.1?q831??? 5.0?x 這時 查[2]得接觸系數(shù)4.08/.3/1ad 7.2???Z 因 因此以上計算結(jié)果可用。?Z?? 4.蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)于幾何尺寸。 ?）蝸桿 軸向齒距 mm283.614.???mpa? 直徑系數(shù) 75.q 齒頂圓直徑 mm5.39215.321 ?????hdaa 齒根圓直徑 mm????1.0.???cmf 分度圓導(dǎo)程角 8231??? 蝸桿軸向齒厚 mm4.sa? ?）蝸輪 蝸輪齒數(shù) 62?Z 變位系數(shù) 15.0?x 驗算傳動比： 6212Zi 傳動比誤差 誤差在允許的范圍內(nèi)。%3.0.6?? 蝸輪分度圓直徑 mm12462?md 蝸輪喉圓直徑 mm82 ??aah 25 蝸輪齒根圓直徑 mm1925.1242 ????hfdf 蝸輪咽喉母圓半徑 mm680agr 5.校核齒根彎曲疲勞強度 ??FFaFYmdKT?????2153. 當(dāng)量齒數(shù)， ??0.68cos2????ZV 根據(jù) ， ，從[2]中查得齒形系數(shù)15.02?X30.6 7.2?Fa 螺旋角系數(shù) 41.974Y????? 許用彎曲應(yīng)力 ??FNFK???? 由[2]表 11.8 中查得 蝸輪的基本許用彎曲應(yīng)力5ZnCuSPb??32?f? 壽命系數(shù) 746.0139.6??FNK MPa??86.23.3?F? MPa4.19701245.?F??F?? 由此可見彎曲強度是滿足的。 6.驗算蝸輪圓周速度 、相對滑動速度 及傳動總效率2vsv? m/s12.0160/39816044 ?????nd 顯然， 3m/s，與原假設(shè)值相符。4v 由 ,得3tan/2/5.7mzd???2.3? 所以 m/s57cos10695.cos1063 ????snv??? 顯然， 6m/s,與原假設(shè)值相符，選用鑄錫鋅鉛青銅 ZcuSnPb5Zn5 為蝸輪輪緣材s 料合適。由 =3.57m/s，查[2]得當(dāng)量摩擦角 ,sv 21???? 26 所以 'tantan3.2(0.95~.6)(0.95~.6)0.71~.2()()????????? 與原假設(shè)值 0.71 相符 7.熱平衡計算 所需散熱面積 S= （3.13）??01tKPs?）（ ? 取油溫 = ,周圍空氣溫度 ，通風(fēng)良好，取散熱系數(shù) 0tC?7Ca?2?15?d? w/m2.oC，傳動總效率 =0.71，則? 0.29m2?????????207151010atPS? 故散熱面積足夠。 8.選擇精度等級及側(cè)隙種類 因為這是一般動力傳動，而且線速度 3m/s,故選用 8 級精度，側(cè)隙種類代4v 號為 C,標(biāo)注為 8f GB10089-88。 3.6 本章小結(jié) 本章主要敘述了電動機的選擇；無級變速器的設(shè)計計算；齒輪的設(shè)計計算；軸的 設(shè)計計算，如：軸的材料選擇，軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計計算，軸徑的初步估算，軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計， 軸的受力分析，軸的強度校核，軸上鍵的校核，軸承的校核；蝸桿傳動設(shè)計等內(nèi)容。 27 第 4 章 鏈傳動部件設(shè)計 4.1 傳動鏈的設(shè)計計算 4.1.1 鏈傳動主要參數(shù)的選擇 由總體設(shè)計分析選用鏈作為輸送帶傳動的主要形式。鏈傳動設(shè)計主要是確定鏈節(jié) 距、排數(shù)及鏈輪齒數(shù)、傳動比、中心距、鏈節(jié)數(shù)等。本節(jié)設(shè)計 和 之間的鏈傳動。9?10 1.鏈輪齒數(shù) 、 和傳動比1z2i 小鏈輪齒數(shù)對傳動的平穩(wěn)性和工作壽命影響很大。在相同節(jié)距下，齒數(shù)少可 減少外廓尺寸，但齒數(shù)過少，增加傳動的不均勻性和動載荷；增大鏈條繞入和退出鏈 輪時鏈節(jié)間的相對轉(zhuǎn)角 ，加速鉸鏈的磨損；增大鏈的工作拉力，加速鏈和鏈輪的損? 壞，增加軸承的載荷。由此可見，增加小鏈輪齒數(shù) 對傳動是有利的。但若鏈輪齒數(shù)1z 太多，除傳動尺寸和機件重量增大外，還易因磨損節(jié)距增長而發(fā)生跳齒和掉鏈現(xiàn)象， 縮短鏈的使用壽命。因此小鏈輪既不宜過少，大鏈輪齒數(shù)也不宜太多，一般最大齒數(shù) 不超過 120，最小齒數(shù)不小于 9。選取鏈輪齒數(shù)，還應(yīng)考慮到輪齒和鏈的均勻磨損問題。 由設(shè)計要求希望結(jié)構(gòu)緊湊，確定小鏈輪齒數(shù) Z10=14，Z 9=18， 120 合適。2 2.鏈節(jié)距和排數(shù) 鏈節(jié)距的大小反映了鏈節(jié)和鏈輪輪齒各部分尺寸的大小。在一定條件下，鏈 的節(jié)距越大，承載能力越高；但多邊形效應(yīng)增加，傳動不平穩(wěn)性、動載荷和噪聲越嚴(yán) 重，傳動尺寸也大。因此，在設(shè)計時，在承載能力足夠的條件下，盡量選取較小節(jié)距 的單排鏈；高速重載時可采取小節(jié)距的多排鏈。一般載荷大、中心距小、傳動比大時， 選小節(jié)距多排鏈，以使小輪有一定的嚙合齒數(shù)；當(dāng)中心距大、傳動比小而速度不太高 時，從經(jīng)濟性考慮可選大節(jié)距單排鏈。鏈的型號和節(jié)距可根據(jù)傳遞的功率 及小鏈輪P 轉(zhuǎn)速 和公式確定額定功率。1n kW （4.1）pzAKP?0 28 式中： —工作情況系數(shù)；AK —小鏈輪齒數(shù)系數(shù)；z —多排鏈系數(shù)；p —鏈傳遞的功率（kW ） 。P 查[2]得 =1.0；AK 查[2]得 =1.0；z 考慮傳遞的功率不是很大，選單排鏈，由[2]查得 =1。pK 將以上數(shù)據(jù)代入式（4.1）得： kW2.0.10???P 由此功率得大鏈輪轉(zhuǎn)速 =37r/min，查文獻[2]選滿足要求的 08A 鏈，節(jié)距max9n P=12.70mm。 3.鏈節(jié)數(shù) 和鏈輪中心距pL 在傳動比 、鏈輪中心距又過小時，鏈在小鏈輪上的包角小，與小鏈輪同時嚙1?i 合的鏈節(jié)數(shù)亦少。同時，因總的鏈節(jié)數(shù)減少，當(dāng)鏈速一定時，在單位時間內(nèi)同一鏈節(jié) 受到的應(yīng)力變化次數(shù)和屈伸次數(shù)增加，使鏈的壽命降低。但中心距過大時，除結(jié)構(gòu)不 緊湊外，還會使鏈的松邊上下顫動，使運行不平穩(wěn)。鏈節(jié)數(shù)計算公式如下： 節(jié) （4.2） 221090190 ??????????zapzpaL 式中： —初定中心距；0a —鏈節(jié)距（mm） ；p 、 —大小齒輪齒數(shù)。9Z10 初定中心距 =15 則鏈節(jié)數(shù)：a 節(jié)02.461.3285148522????????????ppL 取 =46 節(jié)。pL 鏈長 m8.01/7.24610/ ?P 由中心距公式： 29 mm（4.3）?? ???? ???????????????????????? 22824 910109109 ?zzLzLpap 則： mm8.14.3246867.12 2??????? ??????????????????? 取中心距 mm。90?a 4.1.2 鏈作用在軸上的力 鏈速公式： m/s （4.4）1069??pznv 式中： —鏈節(jié)距（mm）;p —主動輪的齒數(shù)；9z —主動輪的轉(zhuǎn)速（r/mm） ；9n 則： m/s14.0672183???v 工作拉力： N2814.010vPFc 作用在軸上的壓力： N732???Q 計算結(jié)果：鏈條規(guī)格 08A，單排鏈，46 節(jié)，長 0.58m； 大小鏈輪齒數(shù) ， ;中心距 a=190mm；189z410 壓軸力 N；工作拉力 N。6.73?QF28?F 4.2 鏈輪的設(shè)計計算 1.鏈輪材料的選擇 鏈輪的材料應(yīng)有足夠的強度和耐磨性，可根據(jù)其尺寸大小及工作條件選擇,由于傳 遞的功率小于 6kW，要求傳動平穩(wěn)，運用在噪聲小的場合，可以選擇夾布膠木作為鏈 輪材料可以滿足要求，且價格便宜。有利于降低機器的加工成本和食品的衛(wèi)生要求。 30 2.鏈輪結(jié)構(gòu)參數(shù)的計算 本節(jié)設(shè)計計算齒數(shù) 的鏈輪。在本設(shè)計中鏈選用是 08A 型，考慮鏈輪的加工18?z 性，采用 3R 齒形。則鏈輪的分度圓直徑： mm10.738sin7.120sin/ ?????zpd 齒頂圓直徑（ 滾子直徑）:1 mm2.895325.1max ????? mm767186076in ???????????????dpzd 取最大值時，采用展成法加工時有發(fā)生頂切的可能性。所以齒頂圓取為 80 maxd mm。 齒根圓直徑： mm15.69.713???df 齒側(cè)凸緣直徑（ 為內(nèi)鏈板高板）：2h.04.80cot2??hzpg mm73.586.7.1.t7.1?????? 取 mm。58gd 輸送帶速度 min/42?＝帶v 刀旋轉(zhuǎn)速度 r/min56?刀 4.3 本章小結(jié) 本章主要敘述了傳動鏈的設(shè)計計算，如：鏈傳動主要參數(shù)的選擇，鏈輪齒數(shù) 、1z 和傳動比 ，鏈節(jié)距和排數(shù)，鏈節(jié)數(shù) 和鏈輪中心距 ，鏈作用在軸上的力；鏈輪2zi pLa 的設(shè)計計算，如：鏈輪材料的選擇，鏈輪結(jié)構(gòu)參數(shù)的計算等內(nèi)容。 31 第 5 章 刀盤部件設(shè)計 刀盤部件設(shè)計主要為刀具的設(shè)計，刀具的形狀決定了切片的形狀?？梢酝ㄟ^換用 不同的刀具切不同的物料，切出各式的形狀。此多功能切菜機主要采用的刀具有兩種： 新月型刀具和圓盤刀具?，F(xiàn)分別介紹如下： 5.1 新月型刀具 主要用于切削軟的物料，如食品，葉類蔬菜等。 新月形刀具又分為單刀和雙刀兩種。如圖(5.1)在物料輸送速度一定的條件下，用 雙刀具時的物料切片厚度為采用單刀時的切片厚度的一半。在本機上，當(dāng)要求切片厚 度變?yōu)?1mm 時，只能采用雙刀進行切削。 單刀用于加工莖類，葉類，長細(xì)狀的物料。加工尺寸范圍較大，加工長度為 2～30mm。可以切片，也可以切絲。 雙刀也用于加工莖類，葉類，長細(xì)狀的物料。加工長度為 1～16mm。也可以切片， 切絲。 (a) 單 刀 (b) 雙 刀 圖 5.1 新月型刀具 5.2 圓盤刀具 主要應(yīng)用于切削物料形狀不規(guī)則，短而硬的物料，如土豆，洋蔥等。因為刀片時 按在圓盤上，所以一方面增加了刀具的剛性，另一方面刀盤可以擋住刀具不切削時的 物料送進而不致使物料掉下來（當(dāng)物料短時） ，以便保證物料的切削厚度的均勻性和可 靠性。 32 圓盤刀具同樣又分為單刀圓盤刀和雙刀圓盤刀。如圖(5.2)它們之間的切削厚度的 關(guān)系與新月形刀具的單刀和雙刀的切削厚度關(guān)系相同。采用圓盤刀具的一個重要的特 點是它能夠調(diào)整切片厚度。 它可以根據(jù)刀片厚度的要求，在圓盤刀架安裝刀具的表面和刀具定位面之間加入 一個可調(diào)厚度的墊片來調(diào)整刀具的高度，從而可以改變切削厚度。 雖然刀片為不銹鋼材質(zhì)，但是要在刀具使用之后用水洗凈，烘干，涂油保管起來， 不要與其它硬件放在一起，以免碰壞刀片的刀刃。 圖 5.2 圓盤刀具 5.3 本章小結(jié) 本章主要對刀盤部件進行設(shè)計,如新月型刀具, 主要用于切削軟的物料，如食品， 葉類蔬菜等；圓盤刀具, 主要應(yīng)用于切削物料形狀不規(guī)則，短而硬的物料，如土豆， 洋蔥等。 33 結(jié)論 進入 21 世紀(jì)以來，食品工業(yè)的分工越加細(xì)化。能高效的、衛(wèi)生的加工各類食品成 為食品機械發(fā)展的必然趨勢。而食品機械的設(shè)計必須符合國家商業(yè)部有關(guān)食品機械的 部標(biāo)準(zhǔn)。目前國內(nèi)外生產(chǎn)這方面機器的廠家不是很多。而且主要不足是功能單一，生 產(chǎn)率低。本設(shè)計的多功能切菜機是飲食機械中很重要的一種。該切菜機用于食堂、賓 館等餐飲行業(yè)，可切制蔬菜、水果、魚類等多種食品，根據(jù)物料的不同可達到 2500kg/h 的效率，并能實現(xiàn)厚度在 1～30 mm 之間的任意調(diào)節(jié)。 在多功能切菜機設(shè)計中，首先比較了兩種刀具運動方案。然后確定采用刀具回轉(zhuǎn) 和物料直線進給的切菜機。在本論文中的方案設(shè)計論證部分中分析了各傳動方式的特 點，整體箱體結(jié)構(gòu)的與分離傳動箱體的相比的優(yōu)點。在本論文的設(shè)計計算部分，設(shè)計 計算了傳動部分的無級變速器及同步帶的結(jié)構(gòu)，齒輪和齒輪的校核，設(shè)計了斜齒輪軸， 校核了軸和軸上的鍵及軸承的壽命；輸送部件的鏈、鏈輪的結(jié)構(gòu)，另外還設(shè)計了其它 的零件的結(jié)構(gòu)。 在本課題的研究設(shè)計過程中，盡管作者收集不少的資料，也參考國內(nèi)外同時期的 食品機械，但是很適合于本課題的資料潰乏，絕大部分只是提供了大概的參考作用。 有些參數(shù)無法精確確定，只有試制出機器后通過做試驗方可得出精確值。同時也由于 這是作者獨立設(shè)計的一個新課題，個人的水平及經(jīng)驗均有限，因此，在論文中和機器 的結(jié)構(gòu)設(shè)計中不可避免的存在著不足。 34 參考文獻 [1]楊永民.機械設(shè)計新標(biāo)準(zhǔn)應(yīng)用手冊[M].北京：科學(xué)技術(shù)出版社，1993． [2]楊可楨,程光蘊,李仲生.機械設(shè)計基礎(chǔ)[M].北京：高等教育出版社，2006． [3]范繼寬.順丁橡膠生產(chǎn)技術(shù)的發(fā)展[J]．現(xiàn)代化工，2000，20(8)：15-18． [4]王春香.材料力學(xué)[M].哈爾濱：哈爾濱工業(yè)大學(xué)出版社，2001． [5]機械工程設(shè)計手冊編寫組.機械工程設(shè)計手冊[M].北京：機械工業(yè)出版社， 1997． [6]王啟平.機械制造工藝學(xué)[M].哈爾濱：哈爾濱工業(yè)大學(xué)出版社，2004． [7]王連明,宋寶玉.機械設(shè)計課程設(shè)計[M].哈爾濱：哈爾濱工業(yè)大學(xué)出版社， 2005． [8]王知行,鄧宗權(quán).機械原理[M].哈爾濱：哈爾濱工業(yè)大學(xué)出版社，2002． [9]張展主編.機械傳動設(shè)計手冊[M].上海：上海科學(xué)技術(shù)出版社，2005． [10]江斌.鑄造設(shè)備[M].北京：機械工業(yè)出版社，2004． [11]孟繁忠.高速滾子鏈的多沖磨損特性[J].中國機械工程，2001，12(5)：492． [12]李昌群.積極投身西部開發(fā)找準(zhǔn)企業(yè)生存空間[J].中國機械工程，2001， 12(1)：56-57； [13]姜洪源.金屬橡膠構(gòu)件的性能分析與實驗研究[J].中國機械工程，2001， 12(11)：1294-1295； [14]師漢民.機械振動系統(tǒng)分析、測試、建模、對策[J].華中理工大學(xué)出版社， 1999：9-55； [15]朱明海,范琳.現(xiàn)代光塑性在金屬加工中的發(fā)展與應(yīng)用[J].山東工業(yè)大學(xué)學(xué) 報，1991（增刊）：65-81； [16] 王榮滿.延長切粒機動刀使用壽命[J].聚酯工業(yè)，2005，(01). 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