3167 面包切片機(jī)設(shè)計

3167 面包切片機(jī)設(shè)計,面包,切片機(jī),設(shè)計 1面包切片機(jī)設(shè)計1 緒論1.1 糕點切片機(jī)歷史機(jī)械工業(yè)肩負(fù)著為國民經(jīng)濟(jì)各個部門提供技術(shù)裝備的重要任務(wù)。機(jī)械工業(yè)的生產(chǎn)水平是國家現(xiàn)代化建設(shè)水平的主要標(biāo)志之一。國家的工業(yè)，農(nóng)業(yè)，國防和科學(xué)技術(shù)的現(xiàn)代化程度都與機(jī)械工業(yè)的發(fā)展程度相關(guān)。人們所以要廣泛使用機(jī)器是由于機(jī)器即能承擔(dān)人力所不能或不便進(jìn)行的工作，又能較人工生產(chǎn)改進(jìn)產(chǎn)品的質(zhì)量，能夠大大提高勞動生產(chǎn)率和改善勞動條件。同時，不論是集中進(jìn)行的大量生產(chǎn)還是多品種，小批量生產(chǎn)，都只有使用機(jī)器才便于實現(xiàn)產(chǎn)品的標(biāo)準(zhǔn)化，系列化和通用化，實現(xiàn)產(chǎn)品生產(chǎn)的高度機(jī)械化，電氣化和自動化。糕點切機(jī)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(qiáng)度，改善勞動強(qiáng)度，改善勞動條件，并具有連續(xù)運轉(zhuǎn)，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(jī)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(jī)構(gòu)增多，專用機(jī)種越來越多。糕點切片機(jī)已廣泛用于工廠，商店，等領(lǐng)域。1.2 糕點切片機(jī)的發(fā)展趨勢隨著計算機(jī)、機(jī)械、電氣、信息等技術(shù)的快速發(fā)展，糕點切片機(jī)將朝著以下方向發(fā)展：重復(fù)高精度：精度是指到達(dá)指定點的精確程度, 它與驅(qū)動器的分辨率以及反饋裝置有關(guān)。重復(fù)精度是指如果動作重復(fù)多次,隨著微電子技術(shù)和現(xiàn)代控制技術(shù)的發(fā)展。糕點切片機(jī)的重復(fù)精度將越來越高, 它的應(yīng)用領(lǐng)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(jī)。可完成各種食品切割。優(yōu)良的定位精度也是新一代糕點切片機(jī)的一個重要特點。模塊化糕點切片機(jī)使同一糕點切片機(jī)可能由于應(yīng)用不同的模塊而具有不同的功能, 擴(kuò)大了糕點切片機(jī)的應(yīng)用范圍, 是糕點切片機(jī)的一個重要的發(fā)展方向。無給油化 為了適應(yīng)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(jīng)問世。隨著材料技術(shù)的進(jìn)步, 新型材料(如燒結(jié)金屬石墨材料) 的出現(xiàn), 構(gòu)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(jī)電氣一體化 由“可編程序控制器- 傳感器- 驅(qū)動元件”組成的典型的控制系統(tǒng)仍然是自動化技術(shù)的重要方面;發(fā)展與電子技術(shù)相結(jié)合的自適應(yīng)控制氣動元件, 使驅(qū)動技術(shù)從“開關(guān)控制”進(jìn)入到高精度的“反饋控制”; 省配線的復(fù)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(jī)、驅(qū)動控制越來越離不開PLC。2 運動分析2.1 糕點切片機(jī)的功能、工藝動作分析根據(jù)任務(wù)中糕點切片機(jī)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(fù)運動的要求，作出糕點切片機(jī)的功能、工藝動作圖如下：2圖 1 糕點切片機(jī)的功能、工藝動作圖根據(jù)任務(wù)中的要求，糕點的直線間歇移動和切刀的往復(fù)運動。通過兩者的動作配合進(jìn)行切片，擬定運動循環(huán)圖如下。送料機(jī)構(gòu) 開始送料 返回切片機(jī)構(gòu) 靜止 切片 切刀返回表 1 執(zhí)行機(jī)構(gòu)特點的比較機(jī)構(gòu)形式 優(yōu)點 缺點凸輪機(jī)構(gòu)設(shè)計適當(dāng)?shù)耐馆嗇喞€便可以獲得任意預(yù)定的運動規(guī)律而且結(jié)構(gòu)簡單、緊湊。凸輪和從動件之間為高副接觸，壓強(qiáng)較大，易于磨損，一般只用于傳遞動力不大的場合。槽輪機(jī)構(gòu)外型尺寸小，工作可靠，能準(zhǔn)確的控制轉(zhuǎn)角，機(jī)械效率高在槽輪機(jī)構(gòu)的啟動和停止時，加速度變化大，具有柔性沖擊，且隨著轉(zhuǎn)速的增加或槽輪槽數(shù)的減少而加劇，因而不適用于高速的場合。棘輪機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)簡單，制造方便，運動角可在工作過程中、并可在較大范圍內(nèi)調(diào)整等特點而應(yīng)用廣泛。運動角的調(diào)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(jī)構(gòu)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(gòu)件的相對長度得到不同的運動規(guī)律。由于連桿結(jié)構(gòu)的運動必須經(jīng)過中間關(guān)鍵進(jìn)行傳遞，因而傳遞路線較長，易產(chǎn)生較大的誤差積累，機(jī)械效率降低。在運動過程中，連桿及滑塊的質(zhì)心都在做變速運動，所產(chǎn)生的慣性力難以消除，不宜用于高速運動。2.3 送料機(jī)構(gòu)的擬定與比較根據(jù)糕點切片機(jī)的功能原理和特點可采用摩擦輪機(jī)構(gòu)和棘輪結(jié)構(gòu)，下面就這兩種機(jī)構(gòu)作簡要說明。 3圖 2-1 摩擦輪機(jī)構(gòu)圖 2-2 棘輪結(jié)構(gòu) 比較以上兩種結(jié)構(gòu)，雖然兩種機(jī)構(gòu)都可基本實現(xiàn)糕點切片機(jī)的功能要求，但摩擦輪機(jī)構(gòu)很難實現(xiàn)輸送距離的調(diào)節(jié)，而棘輪卻可以滿足系統(tǒng)的功能要求。2.4 執(zhí)行機(jī)構(gòu)的擬定與比較根據(jù)糕點切片機(jī)的功能原理和特點可采用凸輪結(jié)構(gòu)和曲柄滑塊機(jī)構(gòu)，下面就這兩種機(jī)構(gòu)作簡要說明。圖 2-3 凸輪機(jī)構(gòu) 4圖 2-4 曲柄滑塊結(jié)構(gòu) 比較以上兩種機(jī)構(gòu)可知，雖然基本上都能滿足往復(fù)運動的功能要求，但凸輪機(jī)構(gòu)卻很難實現(xiàn)移動距離的調(diào)節(jié)，而曲柄滑塊機(jī)構(gòu)調(diào)節(jié)曲柄的長度就可以改變往復(fù)移動的距離。因此選擇曲柄滑塊機(jī)構(gòu)作為水平往復(fù)運動的傳動機(jī)構(gòu)。2.5 切片機(jī)構(gòu)的上下往復(fù)運動圖 2-5 凸輪結(jié)構(gòu) 5圖 2-7 連桿機(jī)構(gòu)比較以上機(jī)構(gòu)，根據(jù)糕點切片機(jī)的上下往復(fù)運動功能要求，由于凸輪機(jī)構(gòu)設(shè)計適當(dāng)?shù)耐馆嗇喞€便可以獲得任意預(yù)定的運動規(guī)律而且結(jié)構(gòu)簡單、緊湊，因此選擇凸輪機(jī)構(gòu)作為上下往復(fù)運動機(jī)構(gòu)的執(zhí)行機(jī)構(gòu)。3 1-2 號皮帶輪設(shè)計3.1 帶型 NsmvF 7.84/5.237.015.015.07 9.8.9..9.. ????＝＝＝＝＝ ＝ 齒凸帶帶帶帶點 ???曲柄搖桿曲柄 in/127940 4.366rDvn??＝＝ ?m85?切 處 長 度?min/1092.4630956rs????st tvr7.1506.4.32208.?????v 帶 主要失效形式是打滑和疲勞破壞610))(]([ ][max11 AVePofvacbcb?????????kwqc21abdhE?22abdhE??Mpa?A 為面積 Mpa21?和3.2 確定皮帶輪大小由轉(zhuǎn)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 特 定 帶 長＝ 018?018包 角 為傳 動 比 為??合 格＝傳 動 比 為）＝ （ .74kwP )9.(6. 6. r00 ??????KaPKLar Dsmrni rn?/5106in/1275 in/279.31.12????大 帶 輪傳 動 比 ＝?小帶輪 mD大 帶 輪73.3 中心距中心距大，增加包角，減少單位循環(huán)次數(shù)，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 30271576560 )()(. 21021???????a.m ddd?4 3 號皮帶輪設(shè)計4.1 中心距皮帶輪③ D＝80mm ssm016.58./0??皮帶輪④ vtr??smt/504.3??7ssmt025./54.13??802.， 其 間 走 過傳 動 帶 間 隙 運 動 時 間 為?trsms?2/.305.8.?mDmrrs2613 0.8. 2.514.30.?????中心距 amadd312.10956567)807()8(. 2121????由①得 0傳動實際中心近似為 20Lda???根據(jù)帶傳動總體設(shè)計尺寸的限制條件或要求的中心距結(jié)合初定中心距 0a07.83 05.261 )2()76(30 422012210?????adda根據(jù) 查表得Ld93.?ma1200???由②得8madd312.109)8076()876(. 21????002Ld??同上 madaLdd01.845 .266 304)87(30 )(22332?????????mdd80 732 ???1200??La4.2 V 帶的選擇查表得需 A 型帶1???laAPrcaK)Δ(pZ0確定帶的根數(shù) 1KA工作情況系數(shù)查表 1.16＝小 時 ， 故～作載 荷 變 動 微 小 ， 每 天 工 A?P－電動機(jī)額定功率 0.55kwLarAcaK)(05..10?????平穩(wěn)工作條件，具體查表得， 特 定 帶 長＝驗 包 角標(biāo) 為 基 本 額 定 功 率 ， 試 00 18?0.68。在 1450(r/min)內(nèi)為 0.06傳 動 比帶 型 ）帶 額 定 功 率 增 量 在 （ 9. 0 AVP 8.0140＝時 ， 小 帶 輪 包 角： 包 角 修 正 系 數(shù) aa KKkw68.0 8..r＝ ）＝ （ ??9同上確定帶的根數(shù) Z2174.06)(0?????kwKPZLaA1LaArca)(02KA＝1.1 P＝0.55kw kwca 65..1???08)(0??LarK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P018??作條件，查表得 （ v 帶型）6.0?P求 ?smv/5?13208.2?rW12504.32?rvW7.5213?ni)(r/mi7104.＝查 表 得 P??93.015＝時 ， 小 帶 輪 包 角包 角 修 正 系 數(shù) aa KKkwr7.0 93.).68(???17.065)(0????LaAKPZ4.3 驗算小帶輪的包角 ??012021 5.7)(8.d???最小初拉力直接決定臨界摩擦力的大小。增加摩擦系數(shù)和帶輪的包角，有利于增大臨界摩擦力，從而降低初拉力（F 0）min 的值。100200105 5.7)68(4 .)(???????為了使各根 v 帶受力均勻，帶的根數(shù)不宜過多，一般應(yīng)少于 10 根。否則，應(yīng)選擇橫截面積較大的帶型，以減少帶的根數(shù)。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 251.0/589.06.)2(5 .min)( 20 ??????smqZVKPac傳動帶單位長度的質(zhì)量 kg/m?q帶型 ＝/ v(kg/) .A：1?2.5.709 4min)(0???F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 5.102. 5.6.49 5.210/5306.).2( .in)( 20???????smqvKaZVPc4.4 安裝對新安裝的 v 帶，初拉力應(yīng)為 1.5 (F0)min，對于運轉(zhuǎn)后的 v 帶，初拉力應(yīng)為 1.3(F0)min應(yīng)保證初拉力 F0大于上述數(shù)值，G 查表得 5m/s，A 型為 9.5N計算帶傳動壓軸力 p是為設(shè)計帶輪軸軸承，需要計算帶傳動作用在軸上的壓軸力p111870sin24 .2i sn2010?????ZFp198 7sin20525. 02????ZFp5 V 帶輪設(shè)計5.1 材料根據(jù)帶輪的基本直徑和帶輪轉(zhuǎn)速等已知，確定帶輪材料、結(jié)構(gòu)、輪槽、輪輻和輪轂的幾何尺寸、公差和表面粗糙度以及相關(guān)技術(shù)要求HT150材料 HT200轉(zhuǎn)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 d.)~(5281??12v 帶輪的輪槽v 帶型號為 A 查表 7.8min 75.2in 1???hfhabd9min3.015??fe與 pd相 對 應(yīng) 的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。 18 34??dp3.015 67.82?efmhav 帶安裝到輪槽中以后，一般不應(yīng)超出帶輪外圓，也不應(yīng)與輪槽底接觸。為此規(guī)定了輪槽基準(zhǔn)直徑到帶輪外圓和底部最小高度 minihfa和6 軸的設(shè)計6.1 軸的設(shè)計軸是傳遞運動及動力，因此軸主要功用支承回轉(zhuǎn)零件及傳遞運動和動力。轉(zhuǎn)軸心軸和傳動軸，工作中既承受彎矩又承受扭矩的軸為轉(zhuǎn)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(shè)計包括結(jié)構(gòu)設(shè)計和工作能力兩方內(nèi)容。根據(jù)零件的安裝、定位，以及軸的制造工藝方面的要求，合理結(jié)構(gòu)形式和尺寸。軸的工作能力指軸的強(qiáng)度、剛度和振動穩(wěn)定性方面計算。多數(shù)情況軸的工作能力主要取決于軸的強(qiáng)度。這時只需進(jìn)行強(qiáng)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(yīng)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(qiáng)度，故用 45 號鋼。表 6-1 軸的材料及熱處理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) dmd與 零 件 相 配 處 的 軸 直 徑: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 >6~10C 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材料牌號 熱處理 抗拉強(qiáng)度 屈服強(qiáng)度 備注45 調(diào)質(zhì) 640 355 應(yīng)用廣泛13處起逐一確定各段直徑在實際設(shè)計中，軸的直徑亦可憑設(shè)計者的經(jīng)驗取定。minid， 從有配合要求的軸段，應(yīng)盡量采用標(biāo)準(zhǔn)直徑。安裝標(biāo)準(zhǔn)件（如滾動軸承，密封圈）部位的軸徑，應(yīng)取為相應(yīng)的標(biāo)準(zhǔn)值及所選配合的公差。皮帶輪與軸配合（過渡配合）提高的強(qiáng)度常用措施軸和軸上零件的結(jié)構(gòu)、工藝以及軸上零件的安裝布置等對軸的強(qiáng)度有很大的影響，所以應(yīng)在這些方面進(jìn)行充分考慮，以利提高軸的承載能力，減小軸的尺寸和機(jī)器的質(zhì)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(yīng)盡量靠近軸承。2、改進(jìn)軸的結(jié)構(gòu)以減小應(yīng)力集中的影響軸通常是在變應(yīng)力條件下工作的，軸的截面尺寸發(fā)生突變處產(chǎn)生應(yīng)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(qiáng)度，應(yīng)盡量減少應(yīng)力集中源和降低應(yīng)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(yīng)力集中。軸的計算軸的初步完的結(jié)構(gòu)設(shè)計后進(jìn)行校核計算，計算準(zhǔn)則是滿足軸的強(qiáng)度或剛度。軸的強(qiáng)度校核計算本設(shè)計中用到轉(zhuǎn)軸。轉(zhuǎn)軸是承受彎矩又承受扭矩，應(yīng)按彎扭合成強(qiáng)度條件進(jìn)行計算，需要時還應(yīng)按疲勞強(qiáng)度條件進(jìn)行精確校核。按彎扭合成強(qiáng)度條件計算通過軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計，軸的主要結(jié)構(gòu)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(yīng)把空間力分解為圓周力，徑向力和軸向力，然后把它們?nèi)哭D(zhuǎn)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 FNV14圖 6-2 水平面彎矩圖 Frnh1nv2Ma=D/v圖 6-3 垂直面彎矩圖圖 6-4 總彎矩圖6.2 校核軸的強(qiáng)度已知軸的彎矩和扭矩后，做彎扭合成強(qiáng)度校核計算。 24Zca???應(yīng)力，扭矩所產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)為:對 稱 循 環(huán) 變 Z22）（ca?彎曲應(yīng)力對稱循環(huán)變應(yīng)力。當(dāng)扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為靜應(yīng)力，取 。當(dāng)扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變3.0??15應(yīng)力時 ，若扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力亦為對稱循環(huán)變應(yīng)力 。6.0??1??直徑 D 的圓軸，彎曲 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力WM??WTZ2初步估算軸徑 ][2.0953TTZdnPZ???Ma扭 轉(zhuǎn) 切 應(yīng) 為:軸常用的幾種材料 45 號鋼 值及 0][AZT 452/][～是MPaZT 103260～是A3mWT： 抗 扭 截 面 系 數(shù) mN?： 軸 所 受 的 扭 矩 應(yīng) 為降 低 了 許 多 ， 用 扭 轉(zhuǎn) 切值 是 考 慮 了 彎 矩 影 響 而][Z30333 ][2.095][2.095npAZnpdTT???127645.][. 3330 ???TA當(dāng)軸截面上升有鍵槽時，應(yīng)增大軸徑以考慮鍵槽對軸的強(qiáng)度的削弱。當(dāng) d>100mm，有一個鍵槽時，軸徑增大 3%。對于 d 直徑彎曲應(yīng)為 ，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力WM＝?WTZ2?＝圓軸 31.0?mVTwTca3185][)(24122＝帶 輪 ＝ ???????????????????09.27?d4?L第一根軸長 35mm mNMvH/30215.6?1667 90362???vHMmNnpT/415.950??彎扭合成強(qiáng)度條件為?604 8)43.(7][)(22 122??????????????? ?????WTwTWca.??213＝＝ ?選聯(lián)軸器：選用型號為 GY1 公稱轉(zhuǎn)矩為 25N·m，許用轉(zhuǎn)速 12000r/min，軸孔直徑 d＝14mm，軸孔長度 J1=277 軸承設(shè)計7.1 軸承選用軸承選用 6003 d=17mm D=35mm B=10mmⅡ-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(zhuǎn)動零件的。滾動軸承絕大數(shù)已經(jīng)標(biāo)準(zhǔn)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(nèi)圈、外圈、滾動體和保持架，內(nèi)圈與軸頸裝配，外圈用來和軸承座孔裝配。內(nèi)圈隨軸頸回轉(zhuǎn)、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(zhuǎn)動時將會由于接觸處產(chǎn)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(nèi)、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(zhuǎn)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(dāng)量摩擦系數(shù)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(zhì)是選擇軸承的主要依據(jù)。軸承的轉(zhuǎn)速在一般轉(zhuǎn)速下，轉(zhuǎn)速的高低對類型的選擇不發(fā)生什么影響，只有轉(zhuǎn)速較高時，才會有比較顯著的影響。各種尺寸軸承的極限轉(zhuǎn)速 nlim值。這個轉(zhuǎn)速是指載荷不太大（當(dāng)量動載荷） 。為 基 本 額 定 動 載 荷cP.10?軸承工作時載荷分布徑向載荷 通過軸頸作用于內(nèi)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rF17體將此載荷傳到外圈上。假設(shè)內(nèi)、外圈除了與滾動體接觸處共同產(chǎn)生的局部接觸變形外，在載荷的作用下，內(nèi)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rF?rFrF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??,21 )cos(01iy＝ rF逐漸減小。各滾動體從開始來采載到受載終止所對應(yīng)區(qū)域叫承載區(qū)。根據(jù)力的平衡原理，所有滾動體內(nèi)圈反力 的向量和必定等于徑向載荷 。就滾動體上某Ni r一點而言，它的載荷及應(yīng)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(nèi)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(zhuǎn)數(shù)稱為軸承的壽命。一組在相同條件下運轉(zhuǎn)的近于相同的軸承，將其可靠度為 90%時的壽命作為標(biāo)準(zhǔn)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(shù)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(guān)，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(jù)機(jī)器的類型，使用條件及對可靠性的要求，確定一個恰當(dāng)?shù)念A(yù)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(yù)期計算壽命 為 8000～12000hnL/?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(guān)，工作載荷越大，引起的接觸應(yīng)力也就越大，因而在發(fā)生點蝕破壞前所能經(jīng)受的應(yīng)力變化次數(shù)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(dāng)它所受的載荷 P（當(dāng)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(dāng)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(yù)期計算壽命為 。nL?載荷壽命曲線 ???????PCL＝10式中 的單位為 ， 為指數(shù)，對于球軸承 ＝3。實際計算時，用小時數(shù)表示比較方便，10r6??上式改寫。如令 n 代表軸承的轉(zhuǎn)速(單位為 r/min)則以小時數(shù)表示軸承基本額定壽命 Lh為???????PCLh6＝則所需軸承應(yīng)具有基本額定動載荷 C（單位為 N）?610hn?＝滾動軸承的當(dāng)量動載荷18向心軸承僅承受純徑向載荷 Fr，在進(jìn)行軸承壽命計算時，必須把實際載荷轉(zhuǎn)換為與確定基本額定動載荷的載荷條件相一致的當(dāng)量動載荷（P）對只能承受徑向載荷 Fr的軸承P＝F r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(chǎn)生的附加力等等，這些因素很難以理論上精確計算。為了設(shè)計及這些影響?？蓪Ξ?dāng)量動載荷乘上一個根據(jù)經(jīng)驗而定的載荷系數(shù) fp rpf＝所以查表得 2.1?pf深溝球軸承 NFfPrp40.?＝ NFfnLCrp8425.3 10583410539616 66? ??????＝因為 ＝?按照軸承手冊選擇 C＝6000N 的 6003 軸承驗算 6003 軸承的壽命 hpcnL516432 89060136???????????????＝字功能—皮帶線速度 5m/s A 型表 7-1 電動機(jī)的幾種轉(zhuǎn)速類型代號 轉(zhuǎn)速(r/min) 直徑(mm) T1 1390 752 1275 763 1192 804 1019 26字功能＝進(jìn)刀的進(jìn)給與返回已知糕點切出長度 80mm 用時為vrt/2??smv/5 04.＝st5. .13??因為切刀要進(jìn)行間歇性直線運動，所以應(yīng)用凸輪機(jī)構(gòu)。凸輪是面接觸所以是低副機(jī)構(gòu)，低副機(jī)構(gòu)只能近似實現(xiàn)給定運動規(guī)律，而設(shè)計較為復(fù)雜。當(dāng)從動件的位移、速度和加速度必須嚴(yán)格照規(guī)律變化，當(dāng)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(jī)構(gòu)最為簡便。198 凸輪設(shè)計8.1 主動件：凸輪機(jī)構(gòu)一般由凸輪、從動件、機(jī)架三個構(gòu)件組成。常用有：盤形凸輪（1）這種凸輪是一個繞固定軸線轉(zhuǎn)動并具有變化矢徑的盤形構(gòu)件。移動凸輪當(dāng)盤形凸輪的回轉(zhuǎn)中心趨于無窮運時，凸輪相對機(jī)架作往復(fù)移動。圓柱凸輪這種凸輪可以認(rèn)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(jié)構(gòu)簡單緊湊，易于制造，成本低廉。凸輪因為根據(jù)設(shè)計要求糕點厚度 10～20mm，取 10mm8.2 從動件尖底從動件。尖底能與任意復(fù)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(jī)構(gòu)中。滾子從動件。這種從動件耐磨損，可以承受較大載荷故應(yīng)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(jī)構(gòu)之中。本例轉(zhuǎn)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(shè)計凸輪輪廓曲線之前，應(yīng)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(zhuǎn)中心 O 點至從動件導(dǎo)路0r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(zhuǎn)過角度 Φ 稱為推程運動角。從動件在遠(yuǎn)位置停留，此過程凸輪轉(zhuǎn)角 Φs O 遠(yuǎn)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(zhuǎn)過的角度 叫回程運動角。從動件離回轉(zhuǎn)中心最近停留不動，這 稱為近休止角。從動件又重復(fù)進(jìn)Φ ? sΦ ?行開—?！怠５倪\動循環(huán)。作圖法：當(dāng)從動件的運動規(guī)律已經(jīng)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(jī)構(gòu)設(shè)凸輪以等角速 順時針回轉(zhuǎn)其基圓半徑 及從動件導(dǎo)路的偏距 求出輪廓曲線。w0re凸輪機(jī)構(gòu)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(yīng)當(dāng)使凸輪與圖紙平面相對靜止，為此采用反轉(zhuǎn)法；整個機(jī)構(gòu)以角速度 繞 O 轉(zhuǎn)動，結(jié)果是從動件與凸輪的相對)(w?運動并不改變凸輪固定不動，機(jī)架和從動件以角速度 線 O 轉(zhuǎn)動同時從動件又以原有運動規(guī)律相對機(jī)架往復(fù)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(dǎo)路線與偏距圓的切點，0re導(dǎo)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）ps?3、沿 w 的相反方向取推程運動角(180 0)，遠(yuǎn)休止角（30 0） ，回程運動角（90 0） ，近休止角（60 0） ，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(zhuǎn)后從動件導(dǎo)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(dāng)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，y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(zhuǎn)動時利用帶輪和傳動帶間的摩擦或嚙合作用，將20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(jié)構(gòu)簡單傳動平衡，價格低廉和緩沖吸振等特點。9 5 號帶輪設(shè)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(yīng)輪槽。傳動時， v 帶的兩個側(cè)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(jié)構(gòu)緊湊，大多數(shù) v 帶已標(biāo)準(zhǔn)化。v 帶的上述特點使它獲得廣泛應(yīng)用。v 帶類型與結(jié)構(gòu)，標(biāo)準(zhǔn)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(b p) 頂寬(b) 高度(h) 橫截面積(A) 楔角 04)(?p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0F一邊拉緊，一邊放松。緊邊拉力為 ，松邊拉力為10F0212???傳動帶工作面上的總摩擦力大小( )f 21Ff?有效拉力 等于傳動帶工作表面上總摩擦力eFf21fe?傳遞功率 p 關(guān)系為 P 單位 kwvVe10?NFe單 位 為 sm/單 位 為傳 動 帶 速 度2021e???在帶速一定條件下，帶傳動所傳遞功率 P 決定了帶傳動應(yīng)有的有效拉力 也就相應(yīng)決定傳動eF帶和帶輪間應(yīng)該至少具有總摩擦力 。fF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0F min)(0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21力和與之對應(yīng)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(guān)系。在最小初拉力 的作用下，帶和帶輪產(chǎn)生min)(0F的最大總摩擦力稱臨界摩擦力 或臨界有效拉力fcFecfaffce e1in20???）（ rdf : : 帶 在 帶 輪 上 的 包 角摩 擦 系 數(shù) ?ad01201 5.7)(8???d01202 .)(包角應(yīng)取 中較小的21?和 ),min(21?＝分別是小帶輪和大帶輪基準(zhǔn)直徑。1d和增加摩擦系數(shù)和帶輪包角，有利于增大臨界摩擦力從而降低最小初拉力 min)(0F9.1.2 帶應(yīng)力1、拉應(yīng)力 和松邊拉應(yīng)力1?2AF21??和 單位為 ；1?2Mpa21mNF為；單 位 為和2、變曲應(yīng)力 2211dbhE?Mpah ： 傳 動 帶 彈 性 模 量： 傳 動 帶 高 度3、離心拉應(yīng)力圓周運動，時產(chǎn)生離心拉力。Aqvc2??22mkgq/ :傳 動 帶 單 位 長 度 的 質(zhì) 量 smv/:帶 的 線 速 度)/(kgv帶 單 位 長 度 的 質(zhì) 量帶型 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(yīng)力 cb????1max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1v2?122)(%0v????106 06221 ??ndvnd??是 基 準(zhǔn) 直 徑2,d min/ 1 rn轉(zhuǎn) 速分 別 為 主 動 輪 與 從 動 輪12)(ndd???平均傳動比為 122)(di?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(qiáng)度條件為cb??????11][][max有效拉力 eF)e-A(σ)e-(fvafva11?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 10)(]([0pfvacb???單根 v 帶的額定功率 rp單根 v 帶基本額定功率在規(guī)定的試驗條件下得到的。 Lar Kp????)(0：傳動比不等于 1 時，單根 v 帶定額功率增量023：當(dāng)包角不等于 1800時修正系數(shù)aK：當(dāng)帶長不等于試驗規(guī)定的特定帶長時修長系數(shù)L9.3 中心距中心距大可以增加帶輪的包角，減少單位時間內(nèi)帶的循環(huán)次數(shù)，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。 )(2)(7.021021 dda???為小帶輪與大帶輪直徑,d式中 為初選的帶傳動中心距0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(zhǔn)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(dǎo)致 v 帶根數(shù)增加。為了避免彎曲應(yīng)力過大，小帶輪的基準(zhǔn)直徑就不能過小。一般情況下 min)(d?v 帶的最小基準(zhǔn)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(dāng)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(yīng)地減少帶的根數(shù)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(shù)不利于提高帶傳動的疲勞強(qiáng)度和壽命。由此可見，一般推薦 最高帶速smv/25～＝ smv/30ax?9.4 選擇 v 帶的帶型設(shè)計 v 帶傳動時的已知條件包括，額定功率 p；小帶輪轉(zhuǎn)速 n1；大帶輪轉(zhuǎn)速 n2或傳比 i。kwp5.0?in/1390rn??695212?i設(shè)計內(nèi)容包括帶型，基準(zhǔn)長度，根數(shù)，中心距，帶輪的材料，基準(zhǔn)直徑以及尺寸、初拉力和壓軸力、張緊裝置。計算功率 capKAca?：計算功率：工作情況系數(shù)A24P：額定功率表 9-2 工況系數(shù)工況 AK載荷變動微小 1.1kwPca605..1??帶型根據(jù)功率 和小帶輪轉(zhuǎn)速 ，查圖可知選擇 A 型 v 帶capn為 75mm1d帶速 5m/s計算大帶輪基準(zhǔn)直徑由 計算12di＝ md50 7??確定中心距 a450.17)1507(2)(. 22?????dd）（計算相應(yīng)帶長 Lmaddad958 6875.42.36010 375)(4.3 )(2201210?????????Ld?計算中心距 及其變動范圍a321 04 295810???25考慮到帶輪的制造誤差、帶長誤差、彈性以及帶的松弛產(chǎn)生的補充緊的需要常給出中心距的變動范圍。 Lda03.15mxin???解： 36 152.in??ma51 0.x?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(yīng)小于大帶輪上總摩擦力。1?2?01201 93.57)(8???ada000167 321.58.)(???確定帶根數(shù) Z 1 5284.0689.06)..(5)(0??????LaArcaKpp確定帶初拉力 0F243 5.280.6511.09..)( 5.2min220?????vzKPac）（2610 7 號帶輪設(shè)計，齒輪齒條與棘輪設(shè)計10.1 皮帶輪設(shè)計因為糕點切出長度 80mm 用時為 st05.?已知 1-5 皮帶輪 m/ rm/sv715?角速度 670.lw /s~ v x/x 25292因為帶速不宜過低或過高取 st /sv5.2???tr?半徑 mt 19.014.3??帶輪中的凸輪所需角速度 25/19.0???Lvw? smv/0 25?基準(zhǔn)直徑＝L×2＝20mm×2＝40mm10.2 齒輪齒輪、齒條 2 80??md(分度圓) z?4?單位為m同樣為了設(shè)計，制造、檢驗及使用方便，分度圓壓力角標(biāo)準(zhǔn)值 02??齒數(shù) Z：齒數(shù)大小和漸開線齒廓的形狀均與齒數(shù) Z 這個基本參數(shù)有關(guān)。齒頂高系數(shù) 和頂隙系數(shù)ah*c（齒頂高） ＝ （齒根高）m* mchaf)(*??其中 1*＝a25.0＝c＝2?＝ah.)(???f27齒頂圓直徑 mmhazdaa64 2)30(*)(11???齒根圓直徑 mchzdaf5 2.7)08( 5.3*???28.614.3?p?齒 距2s齒 厚 me?齒 槽 厚 c*?頂 隙10.3 齒條?m90齒 條 長 度pLz28.6?143..90??齒頂高 齒根高2ah5.2fh10.4 棘輪棘爪機(jī)構(gòu)棘輪 模數(shù) ?md804280dz齒距 p?m2.61.3?齒高 h51705??齒槽夾角 06棘爪 工作面高度 51h底面長度 .??齒形角 01 p長度 9mL圓筒 兩圓筒之間距離 160mm8?d28刀具因為設(shè)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(xué)機(jī)械電氣化學(xué)院的各位老師輔導(dǎo)了我 4 年的專業(yè)知識，其次，我感謝我的指導(dǎo)老師孟煒老師，在她得關(guān)心與幫助下我才能順利的完成此次設(shè)計。最后，本次糕點切片機(jī)的設(shè)計本設(shè)計說明書主要對于傳送系統(tǒng)及執(zhí)行系統(tǒng)進(jìn)行的設(shè)計思想和設(shè)計過程。內(nèi)容主要包括：切刀與傳送帶總體方案的確定，相應(yīng)的涉及到皮帶輪和齒輪的選擇計算，總體結(jié)構(gòu)設(shè)計、主要部件的受力分析和強(qiáng)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(shè)計能力。設(shè)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(jī)具有較小的體積，簡單的結(jié)構(gòu)和低廉的價格，以及造型美觀的外形。其難點在于結(jié)合實際，進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計. 在設(shè)計過程中，本人綜合運用了四年來所學(xué)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(fù)習(xí)，明顯感覺到了知識的增長，我們從中學(xué)到了很多的知識，也體會到了畢業(yè)設(shè)計的綜合性，結(jié)合輔導(dǎo)老師的指導(dǎo)與自己的專業(yè)知識，才能較為完整地完成此次設(shè)計任務(wù)。29參考文獻(xiàn)[1] 濮良貴,紀(jì)名剛主編.機(jī)械設(shè)計（第七版）.北京:高等教育出版社，2001[2] 鄭文緯,吳克堅主編.機(jī)械原理.高等教育出版社.2007[3] 鄭堤，唐可洪主編.機(jī)電一體化設(shè)計.北京:機(jī)械工業(yè)出版社,2005[4] 張建民著.機(jī)電一體化系統(tǒng)設(shè)計（第二版）.北京:高教出版社,2001.8[5] 馮辛安主編.機(jī)械制造裝備設(shè)計.大連:機(jī)械工業(yè)出版社,1999.10[6] 劉杰等編著.機(jī)電一體化技術(shù)基礎(chǔ)與產(chǎn)品設(shè)計.北京:冶金工業(yè)出版社,2003[7] 孫訓(xùn)方,方孝淑編著.材料力學(xué).人民教育出版社[8] 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