切糕機設計-小型糕點切片機

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Design qiegao machine, qiegao machine design begins, then is the rack and the qiegao drive mode is set, then the design and drawing of mechanical parts, and finally take stock. Qiegao purpose of this design is to put theoretical knowledge into practice, better summed up the four years of knowledge, let us further understand knowledge, is for us an assessment of the capacity and determination. Qiegao productivity will allow people to save and enhance efficiency. Design qiegao design, analysis of qiegao works, qiegaos Bay according to the works and transmission scheme in progress, and designed props, shafts, bearings. Focus on design of belt wheel mechanism, gears, shafts, and draw the corresponding parts and Assembly diagrams, corresponding summary final summaryKey Words QieGao machine Pulley mechanism gear mechanism第1章 緒論切糕機是一種由帶輪機構、齒輪機構、齒輪齒條機構機構等運動機構組成的機械。 切糕機的設計能夠使我更好的回顧機械原理機械設計機械制圖農產品加工機械與設備所學的知識，并且能夠從對這個設計項目的研究當中提升自己的能力，接觸一些原來沒有學到的知識，思考很多從前沒有想過的問題，鞏固大學四年來所學的知識，對自己的所學做一個總結和融會貫通。通過對所學資料的查詢，了解切糕機的構造、作用和組成。與課本中學到的知識進行緊密的聯(lián)結，從連桿機構到帶輪齒輪機構等都可以應用。我們可以通過對自己所學知識的運用來制作簡單的、方便實用的切糕機。糕點成型后，須經過切片后才能烘干。電動機帶動皮帶輪即而帶動齒輪機構，齒輪機構連結著帶有刀片的桿并帶動帶片運動，同時通過另外帶動另外一根軸進而使軸上的齒輪轉動，實現(xiàn)糕點的切片。刀具的圓周運動與糕點的直線往復運動相互配合，由于刀片均勻分布在切片軸上,從而能夠把每一片糕點的大小都切的一樣?？赏ㄟ^調整刀片間的距離和刀具高度來改變糕點的大小和切割厚度。通過分析與研究，我可以設計一種簡單便攜、體積小、工作效率高的自動切糕機，方便使用，操作簡單，方便生活中切糕所需。該設備的研制將加大工作效率，節(jié)省人力物力，具有很大的市場空間和廣大的發(fā)展前景。第2章 設計要求2.1 工作原理及工作過程如圖1所示將大塊糕點平鋪在送料板上切成條，再把面板旋轉不同的角度切成不同形狀的三角形塊或正方形塊。切糕機要求實現(xiàn)兩個運動，一是糕點隨著送料板的直線往復運動，二是切刀由齒輪帶動的勻速圓周運動，通過這兩個動作間的相互配合將糕點切成不同塊狀。由電機帶動聯(lián)軸器繼而帶動帶輪機構，帶輪機構通過帶動軸1從而帶動齒輪1，齒輪1帶動齒輪2，從而通過軸2上的齒輪齒條機構使糕點做直線往復運動，與此同時，齒輪2通過帶動齒輪3從而帶動齒輪4，齒輪4與裝有圓盤形刀具的桿相連從而使刀具做圓周運動，從而完成糕點的切割。 圖12.2 裝置操作將待切的糕點放在指定的位置上，接通電源，打開電機，裝置便啟動起來，待糕點切完后，可以再放另外一塊繼續(xù)切。2.3 核心部件的設計糕點的直線運動可采用齒輪齒條機構，切刀的旋轉運動采用齒輪機構，電機帶動帶輪機構。第3章傳動機構的設計3.1 電動機的選擇3.1.1 選擇電動機的類型按工作要求和工作條件，應選擇三相異步電動機，電流3.2A，電壓380V，型號為Y90L-6.3.1.2確定電動機轉速與功率電動機的轉速為n=910r/min，功率為P=1.1kw，效率為=72%。所以輸出功率Pw=P=0.792kw3.2 帶輪的設計3.2.1 確定計算功率計算功率Pca是通過電動機傳遞的功率P和帶的工作條件而確定的Pca=KAP 根據(jù)機械設計表8-7得KA=1.1，則Pca=1.1Pw=0.8712kw3.2.2選擇帶型根據(jù)計算功率Pca和小帶輪的轉速n1=n=910r/min，由機械設計圖8-11得應選擇帶的類型為Z型V帶3.2.3 確定帶輪的基準直徑D1和D2根據(jù)機械設計表8-6和Dd（Dd）min，取D1=56mm，驗算帶速V=D1n601000=3.14150910601000=2.67m/s帶速在525m/s之間，故D1選取合適。取傳動比i=2，則D2=2D1=112mm，有機械設計表8-8得D2=112mm。3.2.4 確定中心距a和帶長L在這次設計中沒有設定中心距a，故可以自由選取中心距為a00.7（D1+D2）a02（D1+D2） 117.6mma0336mm初選a0=200mm，根據(jù)帶傳動的幾何關系，按下式計算所需帶的基準長度Ld Ld02a0+2（D1+D2）+（-）a0+.（+）+（+）根據(jù)機械設計選帶的基準長度Ld。按下式計算實際中心距。a0+Ld-Ld0+-.?？紤]到帶輪的帶長誤差、制造誤差、因帶的松弛而產生的補充張緊以及彈性的需要，所以中心距的變化范圍為-.Ld.+.Ld.3.2.5 驗算小帶輪上的包角-（D-D）.-（-）.3.2.6 確定帶的根數(shù)和額定功率P由D和/，查機械設計表得P.5，由表-得P.，又由表得K.88，表得K.，所以P（P+P）KK（.5+.）.88.7又由式P.5.92，取6根3.2.7 確定帶的初拉力由機械設計表得Z型帶的單位長度質量為./（F）（.-K）PKV+V（.-.）.+.N對于新裝V帶初拉力應為.（F）3.2.8 計算帶傳動的壓軸力FF（F）sinsin.N.N3.2.9 帶輪結構設計由于連接帶輪的軸直徑未知，所以根據(jù)軸的直徑計算得15 圖2帶輪的基準直徑D，因為D，所以采用腹板式結構。其參數(shù)查機械設計表得項項目基準寬度（節(jié)寬）基準線上槽寬準線下槽寬槽 間 距第一槽對稱離最小輪緣厚帶輪寬外 徑 輪槽角 符符號 bd hamin hfmin e f min B da 參參數(shù) 8.5 2.00 7.0 120.3 81 5.5 76 116 34o 已知軸的直徑d=15mm，帶輪的基準直徑D1=54mm，所以2.5dD1300mm，采用腹板式帶輪。參數(shù)如下表項項目基準寬度（節(jié)寬）基準線上槽寬準線下槽寬槽 間 距第一槽對稱離最小輪緣厚帶輪寬外 徑 輪槽角 符符號 bd hamin hfmin e f min B da 參參數(shù) 8.5 2.00 7.0 120.3 81 5.5 76 60 34o 3.3 軸承的設計由下列實物圖3可看出 圖3應選擇深溝球滾動軸承，內經d=30mm所以可選擇型號為6006.上網查詢國標得外徑D=55mm，寬度B=13mm3.4 軸的設計3.4.1 求軸上的功率、轉速和轉距軸的輸出功率Pw=P=0.792kw轉速n1=ni=455r/min所以轉矩T=9550000Pwn1=95500000.792455Nmm=16623.3 Nmm3.4.2 求作用在齒輪上的力因為已知齒輪的分度圓直徑為 d1=54mm Ft=2Td1=216623.354N=615.678N3.4.3 初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼調質處理。根據(jù)機械設計表15-3，取A0=112，于是得 dmin=A03PWn1=11230.792455mm=13.47軸的最小直徑是安裝帶輪處的直徑，所以取直徑為15mm3.4.4 軸的結構設計（1）確定軸上零件的位置軸1最左端為帶輪，再是軸承，右端先是齒輪再是軸承；軸2中間位置還有齒輪，左端只有軸承，右端與軸1相同。（2）徑相尺寸確定選取機架寬為500mm，軸1帶輪相連的部分為76mm，直徑為15mm；與軸承相連的有26mm，直徑為30mm；與齒輪相連的有27mm，直徑為15mm；機架厚10mm，所以軸1603mm。軸2與軸承相連的有26mm，直徑為30mm；右端與齒輪相連的有27mm，直徑為15mm；中間連一齒輪。（3）軸上零件的周向定位齒輪、帶輪和軸的周向定位都采用平鍵連接，由機械設計表6-1得平鍵界面bh=5mm5mm，長為20mm（4）查機械設計表15-2可得與帶輪。齒輪相連的軸段C為0.8，R為0.8；與軸承相連的軸段C為1.0R為1.03.5 齒輪的設計經過實地觀察，齒輪系統(tǒng)中一共四個齒輪，前面的圖1中已大致標明，已知齒輪1、2、3、4均為直齒圓柱齒輪。已知機構的輸入功率P1=Pw=0.792kw，齒輪1的轉速n1=455r/min，取齒輪2與齒輪1的齒數(shù)比為2：1，齒輪機構由帶輪機構通過軸驅動，工作年限為15年，每年工作300天，每天工作16小時。3.5.1 選定精度等級、材料及齒數(shù)切糕機為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度。由機械設計表10-1選擇齒輪1、齒輪3的材料為40cr（調質），硬度為280HBS；齒輪2、齒輪4的材料為45鋼（調質），硬度為240HBS。選齒輪1、齒輪3的齒數(shù)為24，i=2，所以齒輪2、4的齒數(shù)為483.5.2 按齒面接觸強度設計由設計計算公式d1t2.323KT1d1（ZE【H】）2，（=i）進行計算。1） 確定公式內的各計算值選取載荷系數(shù)Kt=1.3，又小齒輪傳遞的轉矩為T1. T1=9550000P1n1=95500000.792455Nmm=1.662104Nmm由機械設計表10-7可取齒寬系數(shù)d=0.4.由機械設計表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa12.由機械設計圖10-21d按齒面硬度查得齒輪1和3的接觸疲勞強度極限Hlim1=600Mpa；齒輪2和4的接觸疲勞強度極限Hlim2=550Mpa。再來計算應力循環(huán)次數(shù)： N1=60n1jLh=60455（2830015）=1.966109 N2= N1i=1.9661092=9.83108由機械設計圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.95，KHN2=1.0取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，計算接觸疲勞許用應力 【H】1=KHN1Hlim1S=0.95600MPa=570Mpa 【H】2=KHN2Hlim2S=1.0550Mpa=550Mpa2） 計算計算齒輪1、3的分度圓直徑d1t2.323KtT1d1（ZE【H】）2 =2.3231.31.6621040.432（189.8550）2mm =50.94mm計算圓周速度v：v=d1tn1601000=50.94455601000m/s=1.213m/s計算齒寬b： b=dd1t=150.94=20.376mm齒寬與齒高之比為bh模數(shù) mt=d1tz1=50.9424=2.12mm齒高 h=2.25mt=2.252.12mm=4.776mm 所以 bh=20.3764.776=4.266計算載荷系數(shù)根據(jù)v=1.213m/s，8級精度，由機械設計圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.12；直齒輪，KH=KF=1；由機械設計表10-2查得使用系數(shù)KA=1.0；由機械設計表10-4用插值法查得8級精度、齒輪懸臂布置時，KH=1.21，bh=4.266，查機械設計圖10-13得KF=1.16；故載荷系數(shù)K=KAKvKHKF=1.01.121.211.16=1.572.按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由下式得 d1=d1t3KKt=50.9431.5721.3=54.27mm計算模數(shù)m m=d1z1=54.2724=2.26mm3.5.3 按齒根彎曲強度設計按下式的彎曲強度的設計公式為 m32KT1dz12（YFaYSa【F】）1）確定公式內的各計算值由機械設計圖10-20c齒輪1、3的彎曲疲勞強度極限FE1=500Mpa；齒輪2、4的彎曲強度極限FE2=380Mpa；由機械設計圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.85，KFN2=0.88；取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由下式可得彎曲疲勞許用應力 【F】1=KFN1FE1S=0.855001.4=303.57Mpa 【F】2=KFN2FE2S=0.883801.4=238.86Mpa計算載荷系數(shù)K：K=KAKvKFKF=1.01.1211.16=1.299由機械設計表10-5查取齒形系數(shù)得YFa1=2.65；YFa2=2.332。YSa1=1.58；YSa2=1.692. 計算大小齒輪的YFaYSa【F】并加以校正 YFa1YSa1【F】1=2.651.58303.57=0.01379 YFa2YSa2【F】2=2.3321.692238.86=0.01652齒輪2、4的數(shù)值大2）設計計算 m321.2991.6621040.52420.01652mm=1.14mm對于上述計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算得出的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算得出的模數(shù)，因為齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，只與齒輪直徑(即模數(shù)與齒數(shù)的乘積)有關，而齒根模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，可以選取由彎曲強度算得的模數(shù)1.14并就近取標準值m=1.5，按接觸強度算得的分度圓直徑d1=54.27mm，算出齒輪1、3的齒數(shù) z1=d1m=54.271.536齒輪2、4的齒數(shù) z2=236=72這樣設計出的齒輪傳動，即滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強滴，并做到結構緊湊，避免浪費。3.5.4 幾何尺寸設計1)計算分度圓直徑 d1=z1m=361.5=54mm d2=z2m=721.5=108mm2）計算中心距 a=d1+d22=54+1082=81mm3）計算齒輪寬度 b=dd1=0.554=27mm取B2=27mm，B1=32mm。3.5.5 驗算及結構設計 Ft=2T1d1=21.66210454N=615.56N KAFtb=1615.5627Nmm=22.798Nmm100Nmm，合適 因為齒頂圓直徑小于160mm，所以齒輪選用實心式。 3.6 齒輪齒條機構設計齒輪齒條機構，就是完成直線運動和轉動相互轉換的機構3.6.1 齒輪的數(shù)據(jù)確定m=1.5，z=36，=20o，d=54mm，ha=1.5mm，hf=1.875mm.3.6.2 齒條的設計m=1.5，=20o，d=54mm，ha=1.5mm，hf=1.875mm，z=Lp=5004.71=106.15，所以取z=107，L=503.97mm3.7 切片組件的設計如下圖3、圖4所示的圓盤為切刀，螺釘控制切刀的升降 圖4 圖53.7.1 切片軸的設計1）切片軸的長的設計 圖6如上圖6所示機架寬為500mm，由此設計切片軸，故取l1=5mm，d1=20mm，l2=l6=30mm，d2=d6=25mm，l3=l5=20mm，d3=d5=20mm，l4=420，d4=60mm，l7=30mm，d7=15mm。查機械設計表15-2得第2、6段處C=R=0.8，第3、5段處C=R=1.03.7.2 切片軸的位置設計切片軸的第2和第6段穿過連著定位螺釘?shù)幕瑝K定位螺釘可使滑塊在機架上上下滑動，從而起到調整切片軸高度的作用。切片軸右端與齒輪4相連，因為齒輪1、2的位置固定不動，而輪4可動，所以通過連桿的連接和齒輪3的傳遞，從而把齒輪2的運動傳到齒輪4，進而帶動切片軸轉動，切片軸的升降范圍為0mm-54mm。3.7.3 切刀的設計切刀選用圓盤切刀，直徑為120mm，切刀均因分布在軸第4段上第4章 機架的設計4.1 機架的設計準則機架的設計主要保證剛度、強度和穩(wěn)定性。機架設計的一般要求在滿足強度和剛度要求的前提下，機架的重量應盡量選擇輕且成本低?？拐裥粤己茫咽芷日駝诱竦姆拗圃谝欢ǖ脑试S范圍內。噪聲小。溫度場分布合理，熱變形對精度的影響小。結構要求便于安裝和調整，方便更換零部件。結構設計合理緊湊，工藝性能良好，便于焊接、鑄造和機械加工。有導軌的機架要求導軌面的受力合理、耐磨性好。造型好，既實用經濟，又大方美觀。4.2 機架的材料選擇根據(jù)以上所設計出的數(shù)據(jù)，本設計中機架部分采用材料為Q235-A的5.6號和8號兩種角鐵，厚度均為10mm，其連接部分均采用焊拉聯(lián)接；與食品直接接觸的部分采用不銹鋼材料。4.3 機架的尺寸設計根據(jù)前面的數(shù)據(jù)和實際需求，取機架高為800mm，長為1000mm，寬為500mm第五章 聯(lián)軸器的選擇5.1 選擇聯(lián)軸器的類型選擇一種合用的聯(lián)軸器類型要考慮以下幾點：（1）所需傳遞的轉距大小和性質以及對緩沖減振功能的要求。（2）聯(lián)軸器的工作轉速的高低、引起的離心力的大小。（3）兩軸相對位移的大小方向。（4）聯(lián)軸器的可靠性和工作環(huán)境。（5）聯(lián)軸器的制造、安裝、維護和成本。5.2 計算聯(lián)軸器的計算轉距因為機器起動時有動載荷和運轉中可能出現(xiàn)過載現(xiàn)象，所以應按軸上的最大轉距作為計算轉距Tca。 Tca=KAT查機械設計表14-1選類載荷得KA=1.5又 Tca=9.55106Pn=9.551060.792910Nmm=0.83104Nmm所以 Tca=KAT=1.50.83104Nmm=12.450Nm5.3 確定聯(lián)軸器的型號從GB432384中查得TL2型彈性套柱銷聯(lián)軸器的許用轉距為16Nm，許用最大轉距為5500r/min，軸徑為1216mm之間，故合用?？偨Y在設計過程中，遇到了很多問題，比如傳動機構、執(zhí)行機構的知識，而我所學也只不過是滄海一粟罷了，需要老師的指導和自己在圖書館或是網上查閱資料。在設計過程中一些必要的公式和內容，更是無從下手，其中的一些內容不只是靠書本的知識就可以掌握完成的，我在設計的時候往往只注意到局部的設計而沒有全面的考慮整體的設計。在本次機械設計過程之中，對于機構整體的設計花費了很多精力，讓我修改了很多遍。如在進行傳動機構設計中，我查找了很多資料，每一步設計都是要進行分析，而且都是相互聯(lián)系的。在設計中，自知自己的專業(yè)知識不夠硬，沒能夠把切糕機的模型圖完整的畫出來，這是設計中最不足的地方。另一方面，在設計過程中出現(xiàn)了很多錯誤，盡管已經多次修改，但還不是不是一份完美的設計，但是我也付出了一定的努力，希望可以得到認可。而我之所以可以順利的進行，與指導老師和同室同學有很大的幫助，通過這次設計讓我懂得了不少專業(yè)知識，同時也讓我知道做事情一定要思維嚴謹，否則一步走錯，全盤皆輸。本次課題主要是切糕機設計。利用了圓周運動與直線往復運動的結合，并對其作了進一步改進。本次設計的切糕機樣式美觀、大方。另本次設計的切糕機可以使得切刀和糕點的相互運動更能夠完美的相互配合，使切糕機應用得更加的廣泛和和靈活。切糕機可以加工一切（包括軟硬）的各種糕點，大大提高了產品的生產效率，從而提高了生產力水平。降低了由前幾代切糕機所生產出來的廢品率，從而節(jié)約了資源，也節(jié)約了人力，物力，為社會創(chuàng)造了更多的財富。一臺切糕機機器是由若干個零部件組成的，并按一定的形式把它們組裝起來，本次設計的切糕機里面涉及到許許多多的零部件，它們有電動機，主軸，皮帶輪，齒輪機構，齒輪齒條機構，軸承，直齒圓柱齒輪，機架的整體設計等。任何一臺機器或一個零部件都是由若干零件按一定的裝配關系和設計、使用要求裝配而成的。切糕機的零部件設計出來還是沒有用的，我學機械的，設計的是裝配零件整體，在設計的時候，還要考慮好怎樣去把這些已經設計好的零部件，一件一件的把它們按照已經設計，規(guī)劃好的次序把它們組裝起來。所以在畫裝配圖時候，要把它們組裝起來成為一個機器的整體，畫裝配圖組裝零件，首先考慮這個零部件裝在哪里，確定好位置之后再考慮怎么裝。在組裝零部件的時候，考慮到幾種聯(lián)接，第一就是螺紋聯(lián)接，第二是鍵連接，鍵連接又分為平鍵聯(lián)接和花鍵聯(lián)接，我設計的時候大多用的是平鍵連接，在設計軸承的時候大多用的是帶軸瓦的帶座軸承，因為它的結構簡單，組裝方便，而且很牢固，因為帶座軸承固定時候，只要用螺栓螺母擰緊鎖死就可以了。當然還可以選用焊接，但我個人認為選用焊接不可靠，不牢固。參考文獻1 濮良貴 紀名剛主編. 機械設計（第八版）. 高等教育出版社 2 錢可強 徐祖茂 何銘新主編. 機械制圖（第七版）. 高等教育出版社3 余桂英 郭紀林主編. AutoCAD 2008基礎教程 大連理工大學出版社4 鄭文緯 吳克堅主編. 機械原理（第七版） 高等教育出版社5 葉君主編 實用緊固件手冊（第二版） 機械工業(yè)出版社 6 DB/OL聯(lián)機網上數(shù)據(jù)(database online) 7 王旭主編. 機械設計課程設計. 北京：機械工業(yè)出版社8 朱孝錄主編. 機械傳動設計手冊. 北京：電子工業(yè)出版社9 東北大學編. 機械零件設計手冊. 北京：冶金工業(yè)出版社10 王伯平主編 互換性與測量技術基礎（第三版） 機械工業(yè)出版社 11 吳宗澤主編. 機械結構設計. 北京：機械工業(yè)出版社12 齒輪手冊編委會. 齒輪手冊. 第二版. 北京：機械工業(yè)出版社13 周開勤. 機械零件手冊. 第五版. 北京：中國標準出版社14朱家誠等主編. 機械設計. 武漢：武漢理工大學出版社15辛一行主編. 現(xiàn)代機械設備設計手冊. 北京：機械工業(yè)出版社致謝新型切糕機的設計過程是辛苦的，但結果是甜蜜的。不積跬步何以至千里，本設計能夠順利的完成，也有我的室友們的幫助在里面。在這里我要好好的感謝一下我的室友，她們在這次畢業(yè)設計當中給了我很大的幫助，每當我在設計過程中遇到困難時，她們都會熱心的幫助我，當我想退縮時她們會鼓勵我，我想偷懶時她們會激勵我，她們的支持和幫助是我堅持完成這次畢業(yè)設計的動力。新型切糕機的設計能夠順利的完成也歸功于老師的認真負責和耐心的教導。涂建平老師為設計課題的研究提出了許多指導性的意見，為論文的撰寫、修改提供了許多具體的指導和幫助，而且引導我學習的方法和思路，使我在設計及論文寫作過程中不斷有新的認識和提高。涂建平老師的嚴謹治學、不斷探索的科研作風，敏銳深邃的學術洞察力，孜孜不倦的敬業(yè)精神，給我留下了深刻的印象，使我受益良多。老師一絲不茍、嚴謹認真的治學態(tài)度，精益求精、誨人不倦的學者風范，以及正直無私、磊落大度的高尚品格，更讓我明白許多做人的道理！在此，特向敬愛的涂建平老師致以最崇高的敬禮和深深的感謝！正是有了您的悉心幫助和支持，才使我的畢業(yè)設計工作順利完成。這次的畢業(yè)設計幸好遇到了涂建平老師，我深感萬幸，沒有他相信我也完成不了這次的畢業(yè)設計，不管我選哪個課題，只憑我自身的努力是無法完成的，因為自知自己的能力有限，我在這里對涂建平老師這么久以來對我的指導說一聲：您辛苦了。在此我也要向所有幫助過我的老師同學表示衷心的感謝！致以誠摯的謝意！江 西 農 業(yè) 大 學