土豆切片機結構設計含CATIA三維及9張CAD圖,土豆,馬鈴薯,洋芋,切片機,結構設計,catia,三維,cad 基于CATIA的土豆切片機結構設計 摘 要 土豆屬于農作物，也是人們經(jīng)常吃的東西，土豆能夠加工成不同的產(chǎn)品，可以用來做土豆泥和薯片這些，并且很多燒烤店都用這種土豆切片串燒。這些后期加工的切片工序通過人工來切比較費時間，也是增加人工成本，使用土豆切片機能夠很好的滿足加工的需求，有著非常高的生產(chǎn)效率，并且能顧保證切片的均勻平整。土豆切片機的整體機構比較緊湊，有著非常好的操作性能，能夠滿足對于土豆的高效率切片作業(yè)，被廣泛的用到一些食品加工單位，以及一些大的燒烤攤。能夠滿足對于土豆的高效率切片作業(yè)。本次設計的土豆切片機，主要是結合目前市面上用的切片機結構，通過分析切片的需求和厚度，確定一個合理的方案，并且對主要的零部件進行計算校核，本次機構主要涵蓋了傳動機構以及帶傳動機構和切片機構部分，能夠滿足相同的厚度的土豆切片目的。 關鍵詞：土豆切片機；方案確定；計算校核 Abstract Potatoes are crops, things that people often eat, potatoes can be processed into different products, can be used to make mashed potatoes and chips, and many barbecue stores are used to slice the potato chips. The slicing process of the later processing is made by manual cutting to compare the cost time, and also to increase the labor cost. The potato chip machine can meet the needs of processing very well, has a very high production efficiency, and can guarantee the smooth and smooth slice. The whole body of the potato chip machine is very compact and has very good operating performance. It can meet the efficient chip operation for potatoes. It is widely used in some food processing units, as well as some large barbecue stalls. It can meet the efficient slicing operation for potatoes. This design of the potato chip machine, mainly combined with the current market section of the slicer structure, through the analysis of the needs and thickness of the slice, to determine a reasonable scheme, and the calculation of the main parts of the calculation and check, this organization mainly covers the transmission mechanism and the belt transmission mechanism and section mechanism part, can be full. The purpose of slicing potatoes with the same thickness. Keywords: potato chip machine；Plan determination；Calculation check 目 錄 第一章 緒論 1 1.1概述 1 1.2國內外研究現(xiàn)狀 2 第二章 方案結構設計 3 2.1切片機設計的要求 3 2.2切片機設計總結 3 2.3 傳動方案設定 3 第三章 傳動裝置的設計 5 3.1 電機的減速器設計 5 3.2 高速級V帶傳動設計 6 3.2.1求計算功率Pc 6 3.2.2選v帶的型號 6 3.2.3確定帶輪的基準直徑 7 3.2.4.計算實際傳動比及其傳動比誤差 7 3.2.5算出V帶的中心距a和基準長度 7 3.2.6計算實際中心距和確定中心距的調整范圍 7 3.2.7驗算小帶輪包角 8 3.2.8計算帶的根數(shù) 8 3.2.9計算單根V帶的初拉力和計算帶傳動的壓軸力 8 3.3低速級V帶傳動設計 8 3.3.1求計算功率Pc 9 3.3.2選v帶的型號 9 3.3.3明確帶輪的基準直徑 9 3.3.4確定V帶的中心距a和基準長度 9 3.3.5計算實際中心距和確定中心距的調整范圍 9 3.3.6驗算小帶輪包角 10 3.3.7確定帶的根數(shù) 10 3.3.8計算單根V帶的初拉力和計算帶傳動的壓軸力 10 3.4鏈傳動設計 11 3.4.1確定鏈條型號和節(jié)距 11 3.4.2計算鏈節(jié)數(shù)和中心距 11 3.4.3作用在軸上的壓軸力 11 3.5軸的強度校核計算 12 3.6滾珠絲桿的傳動設計 13 3.6.1絲杠螺母的工作狀態(tài)、故障形式 13 3.6.2絲桿螺旋傳動的選用、特征與應用范圍 13 3.6.3滾珠絲桿的設計 13 3.6.4傳動效率和剛度驗算及其校核 15 3.6.5穩(wěn)定性計算 15 3.6.6軸承的選擇及其校核 15 3.6.7滾珠絲桿螺母的支承方式的選擇 16 3.7直線導軌的選擇 16 3.8確定滾動直線導軌的長度 17 第四章 棘輪機構設計 19 4.1棘輪機構概述 19 4.2棘輪機構的基本形式 19 4.3棘輪設計計算 19 4.3.1確定棘輪齒形 19 4.3.2模數(shù)、齒數(shù)的確定 20 4.4棘輪機構的計算結果 20 第五章 切片機切片裝置的設計 21 5.1曲柄滑塊機構的設計 21 5.2切刀的設計 21 結 論 22 參考文獻 23 致 謝 24 第一章 緒論 1.1概述 土豆屬于農產(chǎn)品，大家平時沒事干的時候吃的比較多，這些土豆在平時吃的土豆仁都是要通過切片處理出來的，因此都要通過一些食品加工設備來完成，土豆切片機的使用能夠很好的完成一些人工的切片。在過去，土豆基本是手工切片的，這些對于人工來說速度太慢了，有著一定的局限性，尤其是對于大批量的農產(chǎn)品加工當中，沒辦法滿足加工單位的生產(chǎn)要求，并且在人工的成本上，也是有著比較大的負擔，完全沒辦法滿足企業(yè)的加工要求。目前市面上的土豆切片機種類比較多，按照外形尺寸來分的話，有大型切片機跟中小型切片機，這些不同的設備被廣泛的用到各種加工環(huán)境當中，大型的切片機主要是用在一些比較大的食品加工廠，能夠實現(xiàn)每天大批量的加工需求，中小型的設備主要是被用在一些食品作坊以及種植戶。對于這些土豆切片機設備，主要用的是電動驅動，能夠滿足快速運轉脫殼的需要。 土豆切片機屬于農業(yè)機械，也是近幾十年開始被大量的普及使用，這些小型的加工設備，對于工藝和精度要求也都比較低，沒有復雜的工序。隨著現(xiàn)在機械行業(yè)的不斷發(fā)展，對于這些小型加工設備來說，生產(chǎn)和制造也變得非常的簡單，在市面上也都能夠比較容易買到，價格都比較實惠，這些都是現(xiàn)在機械行業(yè)發(fā)展帶來的便利，也為如今的農業(yè)生產(chǎn)以及食品加工工作給予了極大的便利。在大多數(shù)工廠的運轉當中，由于機械的廣泛使用，人員需求量也在大大的減少，很多各種設備就完全能夠很好的滿足加工的需求，可以取代一些在加工當中通過人工作業(yè)的繁重工作量。目前對于這些食品加工設備的市場來說，各種設備的種類比較多，尺寸結構也不一樣，就是單獨一種設備都能夠做出非常多的結構尺寸，在工藝上也是做的比較完善，因此市場競爭也是相當大額激烈的，這些對于設備的制造企業(yè)來說也是一個機遇，同時也有不少壓力，想要在行業(yè)當中立足腳跟，就必須生產(chǎn)出能夠更加貼近市場需求，并且性交比高的設備，這樣才能占有更好的銷量。土豆切片機的市場也是比較旺盛，有著非常好的前景。 1.2國內外研究現(xiàn)狀 土豆切片機的使用有著一定的歷史時期了，這些設備屬于農業(yè)加工機器，也是國家重點扶持的產(chǎn)業(yè)，在機械設備的研究跟發(fā)展上，我們國家相對來說時間比較遲，基礎比較薄軟，但是我們國家屬于農業(yè)大國，生產(chǎn)的農作物非常的多，很多農產(chǎn)品要經(jīng)過深加工才能保證比較好的保質期以及更好的售價，這些在使用過程當中就需要用到非常多的農業(yè)機械設備，以往在這些農產(chǎn)品加工設備的研究跟制造上基本上是屬于一片空白，完全沒有自己的技術專利，因此要受制于人，很多大型的設備都沒辦法生產(chǎn)，完全要通過采購國外的設備才能夠滿足加工的要求。這些都長期制約了技術的發(fā)展，并且影響到企業(yè)的加工進度和生產(chǎn)效率，并且也在一定的程度上造成產(chǎn)品的成本比較高，尤其是后期的設備維護和保養(yǎng)上，都需要投入大量的精力。經(jīng)過幾十年的發(fā)展，國家在農業(yè)設備上的投入也比較大，大力鼓勵有條件的企業(yè)加入到自主研發(fā)的隊伍中，在現(xiàn)有的設備的基礎上不斷的創(chuàng)新，這些都是目前國內在農業(yè)設備上的一個發(fā)展態(tài)勢。 在工藝和自動化上來說，我們跟發(fā)達國家的機械設備制造上還是存在一些缺陷的，這些都是有一定的歷史原因的?，F(xiàn)在很多國外的食品加工設備都比較先進，能夠實現(xiàn)自能化加工，并且有些設備能夠完全通過人機對話操作，有著很好的技術性，使用到計算機和機器人這些比較前沿的技術。隨著市場的需求量的不斷擴張，以及國家的大力支持，我們在食品加工設備上還需要做出很大的努力，并且還有很長的一段路程要走。當然目前我們國內在食品加工機械上也還是取得了很大的進步的，有著比較好的成績，特別是在一些小型加工設備上，有些沿海城市做這些設備的企業(yè)比較多，都有著自己的研發(fā)基地，通過大量的技術創(chuàng)新和引進，能夠獨立自主的生產(chǎn)各種需求的設備，并且在功能和工藝上也是作比較突出了。同時能夠滿足海外的訂單生產(chǎn)，部分企業(yè)能夠把這些食品加工設備出口到各個國家，這些也都是這些年來我們從無到有的一個過程，也是取得了很大的突破。隨著機械行業(yè)的不斷成熟，計算機技術的不斷更新，自能化設備是未來的一個趨勢，也是一個時代的步伐，未來的加工機械設備主要就是做的更加人性化以及自能化，這些對于我們行業(yè)從業(yè)人員來說，也是提出了更高的要求。我們要不斷的學習新知識，補充自己的能量，才能在技術發(fā)展的趨勢當中，更好的做出自己的努力。 第二章 方案結構設計 2.1切片機設計的要求 土豆屬于圓狀的產(chǎn)品，分析目前市面上的各種關于這種圓狀產(chǎn)品的切片機，結構主要都是通過間歇送料的，對于切刀部分是通過直線往復運動的方式，切片機整體結構比較簡單主要是涵蓋了切刀以及整體的框架跟傳動結構部分，本次設計的切片機主要是一種用在小批量加工的小尺寸機器，整體設計主要是： 1）切削的厚：1~5mm。 2）切片的長度尺寸是：5~80mm。 3）工作中切片最大的距離是：300mm。 4）刀片的頻率是：40次/min。 5）本次切片工作的阻力不大，并且整體結構相對比較簡單，運動比較平穩(wěn)。 6）在動力部分的選用，選用的電機是功率0.55KW、1800 r/min。 2.2切片機設計總結 （1）進料部分：使用的是棘輪活輪槽部件能夠很好的滿足間歇送進的需求。 （2）切刀部分：主要是通過曲柄滑塊部件，能夠把電機的轉動轉化成上限的往復動作。 （3）機架：主要是固定各個部件以及傳動部件 （4）傳動部分：分析工作的要求計算出工作的動力，選用合適的傳動部件，并且選用合適的減速器結構，完成對各個零件的參數(shù)運算。 （5）輸送部分：采用滾珠絲杠結構實現(xiàn)。 2.3 傳動方案設定 結構整體傳動圖見圖2-1 圖2-1 切片機的傳動方案 分析本次的結構可以知道，結構整體的傳動部分的動力是電機，并且電機出來的轉速比較大，因此需要用到減速器實現(xiàn)減速的效果，主要是通過減速器降速，之后經(jīng)過兩個v帶結構進行在此減速，之后就能實現(xiàn)需要的最后的速度了。在此兩個v帶部件，主要是把動力區(qū)分成兩個部分，一個部分是用于間歇傳動的部分，一部分的動力是用在切刀上，滿足用于連續(xù)連續(xù)的動作、間歇部分的運動主要是通過使用的擺動的導桿以及棘輪結構，機構主要是棘爪結構，能夠實現(xiàn)間歇的運動，并且能夠防止空轉，在工作當中，主動棘輪是驅動棘輪運動的，經(jīng)過鏈傳動能夠實現(xiàn)驅動滾珠絲桿帶動土豆實現(xiàn)往前運動，并且是進行分段運動的。在切刀部分，主要是通過使用的曲柄滑塊結構，曲柄滑塊能夠實現(xiàn)轉動轉位直線的往復動作。因此能夠驅動刀片進行往復的切割的效果，并且能夠進行調整。 第三章 傳動裝置的設計 3.1 電機的減速器設計 選用的電機是0.55KW的，轉速是1800r/min，在進行工作當中，沒工作一分鐘切片大約40次，所以刀片的速度也是40 r/min。以這個速度可以算出工作的整體的傳動比 i=180040=45 對于減速器部分，電機部分的減速比是5，高速v帶部分是4.6，低速部分的v帶是1.9. 當電機出來時是通過減速器減速，減速器采用的是斜齒輪減速機構，使用的型號是SEW電機R系列的減速器，根據(jù)這種減速器的類型選擇，其結果見圖3-1、3-2。 圖3-1 R27系列的減速電機 圖3-2 R27減速電機外形 3.2 高速級V帶傳動設計 分析切片機在工作當中的運動，主要是單向的動作，這種運動的載荷比較穩(wěn)定，工作的額定功率p=0.55kw小帶輪轉速。 對于v帶的設計主要涵蓋了帶的規(guī)格選用，以及基準長度的選擇，帶有幾根，還有中心距，選用什么材料，并且基準直徑和相應的尺寸這些。 3.2.1求計算功率Pc 1）、計算功率：工作運動中的載荷不大，查詢參考文獻1《機械設計》表8-8查的工作情況 KA=1.1，=KA?P=1.1×0.55=0.605Kw (3-1) 3.2.2選v帶的型號 根據(jù)、由參考文獻1圖156頁表8-11選用傳動帶的規(guī)格跟小帶輪的直徑，分析可知選用的是Z型V帶，選擇小帶輪的直徑d1=56mm 3.2.3確定帶輪的基準直徑 ⑴驗算帶速v v=π×56×180060×1000ms=5.3ms (3-2) 由于5ms<5.3ms<25ms,滿足要求 ⑵計算大帶輪的基準直徑 d2=i?d1=5×56mm=257.6mm，按照參考文獻1表8-9取標準值d2=250mm 3.2.4計算實際傳動比i及其傳動比誤差 當忽略滑動率時，i=d2d1 =25056=4.46 理論傳動比為 i0 =4.6 傳動比的誤差：|i0-ii0| =3%<5%,所以滿足 3.2.5算出V帶的中心距a和基準長度Ld ⑴初定中心距 0.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2） 214≤a0≤612 初定中心距a0=500mm ⑵計算基準長度Ld ld0=2a0+π2dd1+dd2+（dd1-dd2）24a0 (3-3) 來初算Ld0 Ld0≈2×500+π256+250+（256-56）24×500=1499.24 由參考文獻2表8-6選基準長度Ld=1400mm 3.2.6計算實際中心距和確定中心距的調整范圍 a=a0+（ld-l0）2=546mm (3-4) amin=a-0.015ld=429 (3-5) amax=a+0.03ld=492 (3-6) 3.2.7驗算小帶輪包角 a1=180°-dd2-dd1×57.3°a (3-7) =155°>120° 那么包角合格。 3.2.8計算帶的根數(shù) ⑴計算出額定功率p0 由d1及查參考文獻2表8-3，并用線性插值法得p0，根據(jù)傳動比由表8-4查得功率增量△p0,p0=0.36, △p0=0.03 ⑵確定各修正系數(shù) 由包角a1及查參考文獻2表8-5得包角系數(shù)ka, ka=0.92.由小帶輪的基準長度查表8-6得長度系數(shù)KL=1.14 ⑶確定帶的根數(shù) Z≥pc（p0+△p0）kaKL=1.5 (3-8) 故取2根 3.2.9計算單根V帶的初拉力F0和計算帶傳動的壓軸力FP 由參考文獻1表8 -3查得q=0.06 F0=500×pcvz×2.5ka-1+qv3 (3-9) = 50.7N FP=2Zsina12 (3-10) =174.9N 3.3低速級V帶傳動設計 在工作中，皮帶傳動部分主要是單項運動，在工作中的載荷也是穩(wěn)定的，要用到的額定功率是p=0.55kw小帶輪轉速n1=18004.6=390r/min。 對于v帶的設計主要涵蓋了帶的規(guī)格選用，以及基準長度的選擇，帶有幾根，還有中心距，選用什么材料，并且基準直徑和相應的尺寸。 3.3.1求計算功率Pc 帶式輸送機載荷變動小，由參考文獻1表8-8查得工作情況 KA=1.1，pc=KA.p=0.605 Kw 3.3.2選v帶的型號 低速級的V帶依然是選擇Z型V帶，選擇小帶輪的直徑d1=100mm 3.3.3明確帶輪的基準直徑 d2=i. d1=190mm,按照參考文獻1查表8-9選取準值d2=200mm 3.3.4確定V帶的中心距a和基準長度Ld ⑴初定中心距 0.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2） 210≤a0≤600 初定中心距a0=400mm ⑵計算帶所需的基準長度Ld ld0=2a0+π2dd1+dd2+（dd1-dd2）24a0 來初算Ld0 Ld0≈2×500+π256+250+（256-56）24×500=1277 由參考文獻2表8-6選基準長度Ld=1250mm 3.3.5計算實際中心距和確定中心距的調整范圍 a=a0+（ld-l0）2=386.5mm amin=a-0.015ld=367.75 amax=a+0.03ld=424 3.3.6驗算小帶輪包角 a1=180°-dd2-dd1×57.3°a =165°>120° 那么包角合格。 3.3.7確定帶的根數(shù) ⑴算出額定功率p0 由d1及查參考文獻2表8-3，并得出p0，以傳動比由表8-4查得功率增量△p0,p0=0.14, △p0=0.01 ⑵確定各修正系數(shù) 由包角a1及查參考文獻2表8-5得包角系數(shù)ka, ka=0.95.由小帶輪的基準長度查表8-6得長度系數(shù)KL=1.11 ⑶確定帶的根數(shù) Z≥pc（p0+△p0）kaKL=1.9 故取2根 3.3.8計算單根V帶的初拉力F0和計算帶傳動的壓軸力FP 由參考文獻1表8-3查得q=0.06 F0=500×pcvz×2.5ka-1+qv3 = 48.2N FP=2Zsin（a12）=140.8N 3.4鏈傳動設計 3.4.1確定鏈條型號和節(jié)距P 切片機的鏈傳動部分采用的是單鏈結構，并且用的是止動棘爪實現(xiàn)，因此傳動比是1. 確定鏈節(jié)距 P0=KAKZKPP （3-11） 式中：KA-工況系數(shù)，見參考文獻1表9-6； KZ-主動鏈輪齒數(shù)系數(shù)，見圖9-13； KP-多排鏈系數(shù); P-傳遞的功率，Kw P=0.55Kw, KA=1.0, KZ=0.74, KP=1.75，計算得出 P0=0.23Kw 因為P0=0.23Kw，轉速n=40/min，所以鏈輪型號為10A，那么節(jié)距為15.875mm，計算鏈速 V=Z2n2p60×1000=0.3ms （3-12） 鏈速適宜 3.4.2計算鏈節(jié)數(shù)和中心距 初選中心距a0=（30~50）p,按下式計算鏈節(jié)數(shù)LP0 LP0=2a0p+z1+z22+（z2-z12π）2pa0 =20 （3-13） 鏈傳動的最大中心距為 amax=f1p〔2lp-（z1+z2）〕=42 （3-14） 式中，f1是中心距計算系數(shù)，由參考文獻1表9-7 3.4.3作用在軸上的壓軸力FP Fe=1000pv=1800N （3-15） FP≈KFPFe=1890 N （3-16） 式中：Fe-有效圓周力，N； KFP-壓軸力系數(shù) 3.5軸的強度校核計算 以扭矩來計算軸的強度，軸的扭轉強度條件為 τt=TWT≈9550000pn0.2d3=40≤τt (3-17) 故強度滿足條件 式中：τt-扭轉切應力，MPa; T-軸所受的扭矩，N﹒mm; WT-軸的抗扭截面系數(shù)，mm3 n-軸的轉速，rmin; P-軸傳遞的功率，Kw； d-計算截面處軸的直徑，mm; τt-許用扭轉切應力，Mpa,如下表 表3-1 軸常用幾種材料的τt及A0值 軸的材料 Q235A、20 Q275、35 45 40Cr,35SiMn τtMPa 15~25 20~35 25~45 35~55 A0 149~126 135~112 126~103 112~97 由上式可得軸的直徑 d??9550000P0.2 τtn=A0?pn=13 (3-18) 3.6滾珠絲桿的傳動設計 3.6.1絲杠螺母的工作狀態(tài)、故障形式 1、工作狀態(tài) 傳動結構采用的是滾珠絲桿，這種結構可以使用傳感器實現(xiàn)測量，因此可以很好的指導工作的扭矩以及彎曲的扭矩等數(shù)值。 2、故障形式 工作當中載荷大的話，絲杠會承受一個交變應力，因此對于部件的硬度不達標的話，就容易造成工件的磨損以及斷裂。對于這種絲桿來說在工作當中動力跟扭矩相對都比較小。那么失效的主要方式就是磨損，因此可以通過加工當中提高表面質量來盡可能的避免失效發(fā)生。 3.6.2絲桿螺旋傳動的選用、特征與應用范圍 絲桿螺旋傳動主要被廣泛用在一些將旋轉運動轉換成直線可以很好地實現(xiàn)功率傳遞，并且可以滿足線性運動和旋轉運動之間的交換。有著非常好的動力傳遞效果，基本上能夠實現(xiàn)90%-98%，運動筆記平穩(wěn)，尤其是在低速運動中，不會出現(xiàn)爬行的情況，并且精度非常的高。耐磨性和可靠性都非常的好。 3.6.3滾珠絲桿的設計 在工作中，滾動螺旋結構是承受的軸向運動的載荷的，并且螺母跟螺桿在工作中有摩擦，因此在長期的使用中會造成一定的磨損失效，對此需要進行受力情況計算， 具體設計時應根據(jù)傳動種類跟工作的環(huán)境，還有失效種類這些。 表3-2 螺旋傳動的常用材料 螺旋副 各型號 特點及其應用范圍 螺桿 Q235、Q275v、45、50 具有較高的強度和較好的切削加工性。 40Cr、65Mn、T12、40WMn、 適合于高頻淬火、火焰淬火等表面硬化處理。 9Mn2V、CrWMn、38CrMoA1 用于制造截面較大、形狀復雜、工作條件繁重下的各種冷沖模具和工具。 螺母 ZCuA19FeNi7Mn2 ZCuZn25A16Fe3Mn3 材又高的力學性能，在大氣、淡水和海水中耐蝕性好，鑄造性能好,合金組織致密 ,氣密性高,耐磨性好,可以焊接,不易釬焊。 滾珠絲杠螺母副和刀具進給部件的螺桿的最大受力為200N。,并且支撐部分的最長距離是400mm,并且對于定位的精度要求0.001mm,并且滾珠絲杠收到的載荷也涵蓋了本身的質量，其額定載荷為： 載荷系數(shù)為1 —有關于動載荷的硬度影響系數(shù)， =1 —最大化的軸向載荷 靜態(tài)載荷為C0=2000 N，工作臺壽命為T＝15000 0h，主絲桿螺距t＝5mm。，得絲桿轉速 n/min 因為絲桿螺距是5，所以選擇W系列完循環(huán)絲桿副尺寸系列W2005-2.5圈一列滾珠絲桿螺母副的幾何參數(shù)計算，見表所示： 表3-3 滾珠絲桿螺母副幾何參數(shù) 各物理量 代號 計算公式和結果（mm） 螺紋滾道 公稱直徑 20 螺 距 5 接觸角 β 45° 鋼球直徑 dq 3.175 螺紋滾道法面直徑 R R=0.52dq=1.651 偏心距 e e=(R-dq2)sinb=0.0449 螺紋升角 γ G=arctgtpd0=4.37° 螺桿 螺桿外徑 d d=d0-0.2~0.25dq=19.4 螺桿內徑 d1 df=d0+2e-2R=16.788 螺桿接觸直徑 dz dz=d0-dqcosb=22.59 螺母 螺母螺紋外徑 D D=d0-2e=2R=23.312 螺母內徑（外循環(huán)） D1 D1=d0+0.2~0.25dq=25.5 螺母長度 Ln 33 3.6.4傳動效率和剛度驗算及其校核 (1)傳動效率計算 h=tggtg（g+j）=0.96 (3-19) （2）剛度驗算，由于工作負載P導致LP的變化量 DL1=LPPEF (3-20) Y的牽引力很大，所以用Y來計算參數(shù) P=400 LP=0.5 材料為45鋼 F=pR2=2.213 （3-21） 所以 △L1=±200×0.520.6×106×2.213=±2.194×10-5cm 由于扭矩的原因，導致螺栓幾乎沒有變化，所以可以忽略，計算誤差： △=△L1100L0=4.97μmm 查表得知絲桿允許誤差為6μm，故剛度足夠。 3.6.5穩(wěn)定性計算 （4）由絲桿回轉的轉矩Mf為 M_f=GS2π η=200×0.52×3.14×0.96=15.287cm (3-22) 式中G-移動部件自重 S-導成 3.6.6軸承的選擇及其校核 （5）軸承的選擇，初選6003，動作中沖擊不大，室溫環(huán)境，預期使用周期是5000h,并且絲桿在工作當中承受軸向的載荷，并最大的軸向載荷是Fa=200N.查手冊可知道6003的基本額定負載Cr=4.32kN,基本額定負載荷Cor=2.50Kn。 Fa/Cor=e=0.228所以得知e=0.38 當量負載的計算P=200N可算得軸承壽命[6] Lh=16667n （ftCfpp）ε 溫度系數(shù)ft=1，載荷系數(shù)fp=1，UCFU203軸承座，壽命指數(shù)為e=3 因此該軸承適合 3.6.7滾珠絲桿螺母的支承方式的選擇 滾珠絲桿的支撐涵蓋四類，并且支撐的方法不一樣，對于允許的軸向載荷跟回轉速度也是有差別的。 (1) 固定—固定，被普遍的用在精度和轉速比較高的場合。 (2) 固定—支撐，被普遍用在精度高，轉速中等的場合。 (3) 固定—，廣泛用在小轉速，中精度的場合。 3.7直線導軌的選擇 滾動導軌的選取要實際分析導軌在工作中收到的載荷大小，并且是先按照實際經(jīng)驗來選擇型號和規(guī)格，并且對導軌的使用 壽命進行計算。 對于滾動直線導軌的計算要分析受用壽命，并且要實際聯(lián)系工作載荷F,并且額定所謂動載荷C能夠通過選型樣本查出。本次設計導軌選用的是HIWIN品牌。并且分析本次切片機的工作情況，導軌收到的重量大約在40公斤來算。因此選用的是輕型的HIWIN導軌就行，詳細參數(shù)如下： 圖3-3 IWIN HGH-CA型導軌 圖3-4 HIWIN HGH-CA尺寸 通過上面圖曉得，本次用的導軌是HGH 15CA型，因導軌上的重量大概在40公斤左右，選用最小規(guī)格就能夠滿足要求。 3.8確定滾動直線導軌的長度 分析工作要求，土豆片運動最多需要移動300mm。那么可以根據(jù)這個數(shù)據(jù)選用的導軌長度是300mm方可，但是導軌在安裝中需要預留螺紋孔，這樣的話就沒辦法滿足安裝要求，需要有一定的預留長度。分析上銀牌導軌選型手冊上的導軌長度有標準長度的要求，如下圖所示： 圖3-5 單只導軌的長度  第四章 棘輪機構設計 4.1棘輪機構概述 主要是包括棘輪跟棘抓部分，能夠滿足間歇運動，這種棘輪機構被普遍的用到一些機床或者要求回轉的工作當中，并且我們平時騎的自行車就是用的這種棘輪機構，能夠很好的滿足單項運動，并且能夠避免逆轉運動。 4.2棘輪機構的基本形式 棘輪結構如下： 圖4-1 外嚙合式棘輪機構 如今用的比較多的是齒式跟摩擦的棘輪，齒式的簡單一些，制造也比較方便，不過這種結構有著一定的缺陷，在工作當中噪音比較大，因此不能用在一些速度比較大的運動當中。摩擦式棘輪機構傳動比較平穩(wěn)，噪音比較小，能夠實現(xiàn)無極調速，能夠滿足對于一些低速的運動中。棘輪機構種類比較多，不過都只能實現(xiàn)單個方向的間歇運動。 4.3棘輪設計計算 對于棘輪結構的計算中，要結合齒形的選用跟模數(shù)尺寸部分說明。 4.3.1確定棘輪齒形 在工作載荷大的工作條件下常用的是不對稱梯形結構，如果收到的載荷比較小的話，一般用的是三角形或者是圓弧形的機構，分析本次動載荷不大，選用的是不對稱的三角形結構。 4.3.2模數(shù)、齒數(shù)的確定 和齒輪計算差不多的，棘輪也是差不多的，棘輪也是用模數(shù)計算，但是棘輪的標準模數(shù)基于其齒頂圓直徑da算，m=daz棘輪齒數(shù)z通常由棘輪機構的使用條件和運動要求確定。對于一般進給和分度所用的棘輪機構，可根據(jù)所要求的棘輪最小角度來確定棘輪的齒數(shù)(z≤250,一般取8~30)，然后確定模數(shù)。 本設計中棘輪齒數(shù)根據(jù)Z=14個齒計算，棘輪外齒分度圓直徑為8mm。 通過d=mz，該棘輪的模數(shù)為m=6。 4.4棘輪機構的計算結果 模數(shù) m=6 分度圓直徑 齒高 齒根圓直徑 齒距 齒頂弦厚 齒寬B=10mm 棘輪齒槽圓角半徑r=1.5 齒槽夾角 棘爪高度，則 棘爪頂尖圓角半徑 棘爪底長度 第五章 切片機切片裝置的設計 5.1曲柄滑塊機構的設計 根據(jù)曲柄滑塊，切刀主要進行往復的運動并且把刀設計在滑塊中，滑塊通過轉動能夠驅動刀的往復運動，并且分析到刀的急回運動特征，使用的是偏心的曲柄滑塊機構，能夠讓刀具切土豆的速度比較快，而且表面切斷的面比較好。 分析本次切片的厚度在1到5毫米，因此曲柄滑塊結構如下，桿的長度是520mm 曲柄直徑為103mm。 機構的偏心距e=154mm，并且工作當中有急回的運動，用的是連桿，能夠滿足載荷比較大的運動，并且能夠便于加工。 圖5-1 切刀曲柄連桿 5.2切刀的設計 本次切片機的主要部件是刀片的上下工作，并且切的土豆片的厚度最大值在5mm此切刀處在土豆片的下方，土豆要往前移動，在此要給土豆片充足的運動時間，把刀的行程設計成80mm,也就是曲柄的長度是51.5mm.并且分析土豆的長度在5-80mm。切割和切割部分之間的最大距離為310mm,即土豆片的最大寬度為150mm。 結 論 本次的畢業(yè)設計主要是進行土豆切片機結構設計，對于這種土豆切片機的設計，以前課堂也沒怎么注意太多，真正開始做的時候，還真的有點費力啊。在前期的話我主要就是要進行關于這些土豆切片機的資料的大量去看，并且經(jīng)常要跑到圖書館去找相關的案列和書本，要大量的看這些土豆切片機的結構，以及結構的整體的動作過程和原理。并且也到附近的一些花生加工單位去了解這些設備的實體結構，尤其是要跟那些廠里的師兄們問問溝通下，平時他們上班的時候，在設計這些土豆切片機的時候有些什么細節(jié)的地方是要注意的，以及整個結構設計的流程，這些都是我在前期的一些準備工作。對于整個過程，感覺還是比較充實的，特別是在碰到問題難點的時候，在老師的指導下都圓滿的解決了，這些都是在設計過程中學到的本領，也是一種很好的鍛煉，特別是對工作也是有很大的幫助的，學會了怎么分析問題和處理問題，并且也學會了怎么去針對性的查閱資料，還能很好的學會軟件的應用，為以后的技術崗位打下基礎！ 參考文獻 [1] 陳國定、陳國定主編.機械設計。北京：高等教育出版社，2012.6 [2] 馮仁余、石紅霞主編.機械常用設計與禁忌.化學工業(yè)出版社，2014 [3] 鄒慧君主編.機械原理.北京.高等教育出版社，1999 [4] 申永勝主編.機械原理教程.北京.清華大學出版社，1999 [5] 張偉社主編.機械原理.西北工業(yè)大學出版社，2001 [6] 鄒慧君主編.機械原理課程設計手冊.高等教育出版社，1998 [7] 趙松年主編.現(xiàn)代機械創(chuàng)新產(chǎn)品分析與設計，2000 [8] 楊家軍主編.機械系統(tǒng)創(chuàng)新設計.華中理工大學出版社，2000 [9] 張春林主編.機械創(chuàng)新設計.機械工業(yè)出版社，1999 [10] 機械設計手冊編委會. 機械設計手冊新版2，3卷, 機械工業(yè)出版社，2004 [11] 卜炎主編.機械傳動裝置設計手冊（上冊），機械工業(yè)出版社。1999 [12]SEW減速器R系列減速器樣本 致 謝 大學的時間非常的美好，學習的過程也是特別的充實，在這幾年的大學生活中學到了非常多的知識，也成熟了很多。為期幾個月的畢業(yè)設計過程當中，我深深的體會到了知識的力量了，很多在平時沒怎么注意到的知識點都在本次的設計過程中得到很好的運用，畢業(yè)設計真的是一個很好的檢驗過程，也是對于我整個大學的學習過程的考核，讓我認識到知識的可貴。在這邊我特別要感謝輔導老師對于我的幫助，老師平時工作也特別忙，但是依然對我們還是很嚴格，每周都要檢查我們的進度，有時候晚上還經(jīng)常催我們進度，在碰到問題的時候，老師都能抽出時間來給我們分析問題的原因，怎么去解決困難，這些都在畢業(yè)設計中有著很大的幫助，也是本次畢業(yè)設計能夠很圓滿結束的原因，所以要感謝老師教會我了很多專業(yè)的知識，也讓我學會了怎么解決問題，這些都是對我以后的工作有很大的幫助的，讓我學會了獨立動手的能力。并且我也要感謝學校這些年對于我的培養(yǎng)，給我提供了這么好的環(huán)境，讓我們能在學校學到很多本領，為將來走上社會少走點彎路，感謝學校的培養(yǎng)，也感謝學校的老師和領導在我們身上付出的心血。并且我也要感謝同組的同學們，在碰到問題的時候，能夠互相討論，并且能夠有著很好的團隊意識，這些都是很好的工作品質，也是做人做事的良好的品格，謝謝你們。 總之感謝老師，感謝學校以及同學們，謝謝你們這些年對我的幫助。 30