3766 硬脆材料內(nèi)圓切片機(jī)的設(shè)計(jì),材料,切片機(jī),設(shè)計(jì) 11 前言玉竹又名尾參，玉參、萎蕤、鈴鐺菜,為百合科玉竹,以根狀莖入藥。根莖味甘、微苦，具有養(yǎng)陰潤(rùn)燥、生津止渴的功效，適用于肺胃陰傷、燥熱咳嗽、咽干口渴、內(nèi)熱消渴等病的治療，并可作高級(jí)滋補(bǔ)食品、佳肴和飲料。 另栽培玉竹經(jīng)濟(jì)效益十分可觀，是農(nóng)民生產(chǎn)致富的一條好門(mén)路。玉竹產(chǎn)量很高，2 年生玉竹一公頃最高可產(chǎn) 75000 千克，一般可產(chǎn) 45000 千克；3 年生玉竹一公頃最高可產(chǎn) 12000 千克，一般可產(chǎn) 75000 千克。切片加工要求尾參已經(jīng)成為半干品，并已拔須。由于它的內(nèi)部結(jié)構(gòu)，決定它只允許豎著切片，而不能在其他任何方向切。同時(shí)，切片厚度要比較小和均勻。目前，尾參的加工，主要停留在落后的手工加工階段，無(wú)以應(yīng)對(duì)大規(guī)模生產(chǎn)和大批量的加工需求，特別是用手按著藥物，刀片在底下切割的形式，限制了人的自由和提高了勞動(dòng)強(qiáng)度，降低了工作效率,所創(chuàng)造的效益也極其的少，難以達(dá)到現(xiàn)在市場(chǎng)的需求，目前國(guó)內(nèi)也有一些切片機(jī)，但它們的效率也不是很高，如由邵陽(yáng)神風(fēng)動(dòng)力制造有限責(zé)任公司研究的一種玉竹切片機(jī)每小時(shí)可加工玉竹片２０－３０公斤，玉竹片最長(zhǎng)可達(dá)２０－３０ｃｍ長(zhǎng)。 因此本人對(duì)以前的切片機(jī)進(jìn)行參考，進(jìn)行改進(jìn)，將其刀片改為旋切式的，提高機(jī)構(gòu)的切片效率設(shè)計(jì)出此作品。22 設(shè)計(jì)思路及整體方案2.1 整體設(shè)計(jì)思路本人設(shè)計(jì)的旋切式湘玉竹切片機(jī)，主要是由電動(dòng)機(jī)經(jīng) V 帶降速并傳遞給平帶動(dòng)力，從而使平帶進(jìn)行旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，使刀片對(duì)湘玉竹進(jìn)行旋切。由齒條和彈簧的的配合使得刀片在切完一箱湘玉竹后，立即更換物料箱，并且壓緊物料進(jìn)行切割。見(jiàn)圖 1。2.2 設(shè)計(jì)方案通過(guò)平帶的傳動(dòng)與切割，完成切片過(guò)程；同時(shí)使用齒條和彈簧使得壓緊元件能夠很好的壓緊，在即將切完時(shí)迅速的退出并且更換物料箱；至于刀片，將其用鉚釘釘入平帶中，物料箱固定在機(jī)架上的導(dǎo)軌上，隨著平帶的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，刀片也跟著運(yùn)動(dòng)，同時(shí)，在平帶上安裝了 8 把刀片，使得其效率非常的高。2.3 機(jī)構(gòu)示意圖小平帶輪1——通過(guò)它的軸與V帶軸連接，為主動(dòng)輪；機(jī)架2——通過(guò)它支撐與連接機(jī)架平臺(tái)，起到固定的作用； 機(jī)架平臺(tái)3——用來(lái)支撐物料箱上的導(dǎo)軌；平帶4——在上面安裝刀片，切片的同時(shí)也支撐物料；定位元件5——用電機(jī)控制它的運(yùn)動(dòng)情況，在切片的時(shí)候固定物料箱；壓緊輪6——用來(lái)壓緊平帶，保證平帶的強(qiáng)度；刀片7——用鉚釘鉚在平帶上，切片的元件；壓緊機(jī)構(gòu)8——它與電機(jī)配合，用來(lái)壓緊物料；物料箱9——用來(lái)盛放物料的裝置；導(dǎo)軌10——設(shè)計(jì)在物料箱的兩側(cè)，正好架在機(jī)架平臺(tái)上；支撐板11——支撐平帶；大帶輪12——機(jī)構(gòu)的從動(dòng)部件。34567891012231圖2.1 切片機(jī)示意圖1-小平帶輪 2-機(jī)架 3-機(jī)架平臺(tái) 4-平帶 5-定位元件 6-壓緊輪7-刀片 8-壓緊機(jī)構(gòu) 9-物料箱 10-導(dǎo)軌 11-支撐板 12-大平帶輪43 電動(dòng)機(jī)的選擇作為動(dòng)力源頭，它的選擇是否恰當(dāng)，關(guān)系到整個(gè)機(jī)構(gòu)的性能。它的選擇包括選擇類(lèi)型、結(jié)構(gòu)形式、容量（功率）和轉(zhuǎn)速，并確定型號(hào)。電動(dòng)機(jī)類(lèi)型和結(jié)構(gòu)形式要根據(jù)電源（交流或直流） ，工作條件（溫度、環(huán)境、空間尺寸等）和載荷特點(diǎn)（性質(zhì)、大小、啟動(dòng)性能和過(guò)載情況）來(lái)選擇。電動(dòng)機(jī)結(jié)構(gòu)有開(kāi)啟式、防護(hù)式、封閉式和防爆式等，可根據(jù)防護(hù)要求來(lái)選擇。同一類(lèi)型的電動(dòng)機(jī)又具有幾種安裝形式，應(yīng)根據(jù)安裝條件來(lái)確定。作為本次設(shè)計(jì)需要，重點(diǎn)在電動(dòng)機(jī)的選擇上，而功率又是選擇的根本，針對(duì)此機(jī)構(gòu)工作特點(diǎn)，將其歸入平穩(wěn)負(fù)載連續(xù)工作制電動(dòng)機(jī)功率的選擇。額定功率的計(jì)算：95mznepe??:（3.1）式中 pe----電動(dòng)機(jī)額定功率（kw） ；Pz----負(fù)載功率（kw） ；----折算到電動(dòng)機(jī)軸上的靜負(fù)載轉(zhuǎn)矩（n.m） ；mzne----電動(dòng)機(jī)額定轉(zhuǎn)速（r/min） 。另根據(jù)實(shí)驗(yàn)（見(jiàn)表1）可得切一根玉竹的力大約在20N左右，而本人設(shè)計(jì)的物料箱的寬度為300mm，所需切片的湘玉竹先經(jīng)過(guò)初選，其直徑為平均為15mm，即物料箱中可以擺放下20根玉竹，其整體切一次需力約400N。表 3.1 通用剪切報(bào)告執(zhí)行標(biāo)準(zhǔn) 試樣寬度（mm） 最大載荷（N）通用剪切試驗(yàn)標(biāo)準(zhǔn) 1.57.51522.55.7737.6237.0241帶輪軸所需功率為 ??5kWkFvPw0.21540???（3.2）考慮到傳動(dòng)裝置的功率消耗，電動(dòng)機(jī)的輸出功率為 ??55?wdP?（3.3）式中， 為從電動(dòng)機(jī)到小帶輪軸之間的總效率， = =0.903 , ?1234:=0.99 為彈性聯(lián)軸器的傳動(dòng)效率， =0.98 為一對(duì)滾動(dòng)軸承效率， =0.98 為1?2 ?一對(duì)滾動(dòng)軸承傳動(dòng)效率， =0.95 為彈性聯(lián)軸器與 v 帶的傳動(dòng)效率 。4???1電動(dòng)機(jī)的輸出功率為 =2.2 kW，因此本人的設(shè)計(jì)中電動(dòng)機(jī)的型號(hào)為dPY132S-6 ，額定功率為 3kW，轉(zhuǎn)速為 960r/min。??564 聯(lián)軸器的選擇普通的聯(lián)軸器有剛性聯(lián)軸器和撓性聯(lián)軸器之分，剛性聯(lián)軸器由剛性零件組成，無(wú)緩沖減振能力，適用于無(wú)沖擊，被聯(lián)接的兩軸中心線嚴(yán)格對(duì)中，而且機(jī)器運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中不發(fā)生相對(duì)位移的地方。撓性聯(lián)軸器容許兩軸有一定的安裝誤差，兩軸間的偏移靠元件的相對(duì)位移或者靠彈性元件的彈性變形補(bǔ)償位移。4.1 小 V 帶軸和電動(dòng)機(jī)軸之間聯(lián)軸器的選擇因切片機(jī)的載荷變化大，選用緩沖較好的，同時(shí)具有可移性的彈性套柱銷(xiāo)聯(lián)軸器。Y132S-6 電動(dòng)機(jī)軸的直徑為 38mm，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)，根據(jù)軸徑和計(jì)算轉(zhuǎn)矩選用 TL6 聯(lián)軸器 ： ??138604238JAGBY??聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩: CTK?選擇工作情況系數(shù) K,查表取 K=1.5,計(jì)算轉(zhuǎn)矩: =1.5 29.8=44.7N mm.CTK???其許用最大扭矩 ,許用最高轉(zhuǎn)速 此聯(lián)軸器??250Nm??380/minnr?合用4.2 大 V 帶軸和小平帶軸之間聯(lián)軸器的選擇根據(jù)兩軸的直徑大小,選擇彈性套柱銷(xiāo)聯(lián)軸器 TL5 :??12564328YCGBZ??聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩: CTK?選擇工作情況系數(shù) K,查表 K=1.5,計(jì)算轉(zhuǎn)矩: =1.5 86.3=129.45N mm.CTK???其許用最大扭矩 ,許用最高轉(zhuǎn)速 此聯(lián)軸器??250Nm??380/minnr?合用。4.3 壓緊裝置電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)軸之間聯(lián)軸器的選擇壓緊裝置選用的變頻電動(dòng)機(jī)型號(hào)為 YZTPWT112M-2。電動(dòng)機(jī)軸的直徑為 28mm,選用彈性套柱銷(xiāo)聯(lián)軸器 TL5 : 。??12843284YCGBZ??75 平帶的設(shè)計(jì)5.1 平帶及帶輪材料的選擇 首先平帶的材料選取為膠帆布平帶，這是由于帶輪的工作環(huán)境比較干燥，工作量比較小。至于帶輪，選取為普通的滾筒，由于其所要承受的載荷不是很大，因此滾筒的結(jié)構(gòu)形式為輪輻式。5.2 平帶及帶輪的機(jī)構(gòu)示意圖圖 5.1 平帶及帶輪的示意圖5.3 平帶及帶輪的一些基本尺寸及計(jì)算（1）帶速 v=5m/s （2）小帶輪的直徑 d = (5.1) 1160n???由初選速度 5m/s，查表選得平帶小帶輪的直徑取 315mm，大帶輪的直徑取400mm，所以小帶輪軸的轉(zhuǎn)速為 n =303.3r/min18（3）大帶輪的直徑 d = （ 取 ） (5.2)2????1dn0.1.2:所以大帶輪軸的轉(zhuǎn)速為 n =234.1r/min2（4）帶長(zhǎng) =2a+ （d + d ）+ (5.3)dL?1??a421將數(shù)字代入 =3983.8mm 考慮到膠帆布平帶用硫化接頭聯(lián)接，由表得，選取帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度 L 為 4000mm。（5）如果帶傳動(dòng)的中心距過(guò)小，則帶長(zhǎng)較小，在速度一定時(shí)，帶的循環(huán)次數(shù)多，對(duì)帶的壽命不利，同時(shí)包角也減小，因此帶傳動(dòng)的中心距不宜過(guò)小，也不宜過(guò)大，否則引起帶的跳動(dòng)。 初定中心距： (5.4)12012.5()5()dad???，取 a=1430mm0172.37a?計(jì)算實(shí)際中心距： =1439.6 (5.5)0439.6dL???（6）在帶的最大有效拉力的分析中可知，小帶輪包角取得過(guò)小，將影響帶傳動(dòng)能力，一般小平帶輪的包角應(yīng)不小于 ，如果設(shè)計(jì)時(shí)包角太小，應(yīng)增大015中心距或張緊輪。a =176.59 (5.6)0211d860a???10?（7）帶層：初選速度為 5m/s，小帶輪直徑為 315mm，查表得 Z=6 （8）帶厚 =7.5mm 這里取帶厚為 9.6mm .5Z???（9）帶寬 b=355mm（10）輪緣寬度取 400mm（11）計(jì)算帶的張緊力和壓軸力帶的截面積 A= 查表得 =1.1， =0.97， =1.0， =1.20dapk?Akak?0p得 A=2.37 (5.7)dApk??----工作情況系數(shù)----小帶輪的包角系數(shù)a----傳動(dòng)布置系數(shù)k?9----平帶單位截面積所能傳遞的額定功率0p帶的正常張緊應(yīng)力 ，短距離普通傳動(dòng)取 =1.6，作用在軸上的壓軸力：0?0?=7.93N (5.8)102sinraFA??由小帶輪軸的轉(zhuǎn)速和電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速可以將 v 帶的傳動(dòng)比算出來(lái)，i=960/303.3=3.17，同時(shí)計(jì)算出從電動(dòng)機(jī)的輸出軸到平帶輪輸出軸的功率、扭矩，計(jì)算過(guò)程中將效率算進(jìn)去?？傻孟卤恚罕?5.1 軸的轉(zhuǎn)速、扭矩、功率、效率電動(dòng)機(jī)軸 小 v 帶軸 大 v 帶軸 小平帶軸 大平帶軸轉(zhuǎn)速功率效率轉(zhuǎn)矩96030.97 29.89602.910.9428.9303.32.740.9786.3 303.32.650.9483.4 234.12.49101.6（r/min）（KW）（N·M）式中 0.94 為平帶傳動(dòng)的傳動(dòng)效率5.4 平帶上的刀片的設(shè)計(jì)因?yàn)楦鶕?jù)設(shè)計(jì)要求，刀片既要一邊支撐物料，又要一邊切削。所以我將它與平帶設(shè)計(jì)在一起，隨著平帶的運(yùn)動(dòng)而運(yùn)動(dòng)。同時(shí)考慮到箱子不能跟平帶一起運(yùn)動(dòng)，必須另外有裝置固定它，所以，我設(shè)計(jì)支架通過(guò)它支撐箱子，又為了避免妨礙刀片運(yùn)動(dòng)，就將刀片寬度設(shè)定為箱子寬度。考慮到平帶是圓周運(yùn)動(dòng)，因此我設(shè)計(jì)在每隔一定的距離安裝一把刀片，有效的利用圓周運(yùn)動(dòng)，大大的提高工作效率。由平帶的轉(zhuǎn)速、帶長(zhǎng)和物料箱的長(zhǎng)度決定每隔 50 cm 安裝一把刀片，這樣在整個(gè)平帶上就有 8 把刀片，即在平帶運(yùn)動(dòng)一周的時(shí)間內(nèi)，刀片切削 8 次。刀片的尺寸為寬 30cm，長(zhǎng) 1cm，高0.1cm。 ，用鉚釘將刀片鉚上去。鉚釘?shù)拇笮∵x取：采用沉頭的型式，。同時(shí)，為防止平帶的強(qiáng)度由于有溝槽而降低，在平帶mdL4,10???1上裝有刀片的地方也鉚上薄鐵皮，能有效的減少因開(kāi)有溝槽而造成的強(qiáng)度降低。1042315圖 5.2 刀片示意圖1-刀片 2-溝槽 3-平帶 4-鉚釘 5-鐵片5.5 帶輪軸的設(shè)計(jì)與校核5.5.1 小帶輪軸的設(shè)計(jì)與校核選擇軸的材料并確定許用應(yīng)力：選用 45 號(hào)鋼正火處理 ，查表《軸的常??1用材料及其主要力學(xué)性能和應(yīng)用》 得強(qiáng)度極限 =600MPa，其許用彎曲[ ]??2B?b1??=55MPa。確定軸的直徑：按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算，取 C=110 ，則??6d=C =110 =22.66mm （5.9） 3nP3.0652考慮到軸上有鍵槽，將軸的直徑增大 5%，則d=22.66×（1+5%）=23.79 mm 此段軸的直徑和長(zhǎng)度應(yīng)與聯(lián)軸器相符，聯(lián)軸器 TL5 型彈性圈柱銷(xiāo)聯(lián)軸器，起軸孔直徑為 25mm，與軸配合部分長(zhǎng)度為 62mm，故此段軸的直徑為 25mm。11軸的簡(jiǎn)圖和受力分析圖如下 ：??6軸 受 力 簡(jiǎn) 圖水 平 面 受 力水 平 面 彎 矩 圖垂 直 面 受 力垂 直 面 彎 矩 圖合 成 彎 矩 圖轉(zhuǎn) 矩 T圖當(dāng) 量 彎 矩 圖圖 5.3 軸的分析圖12軸的基本數(shù)據(jù)如下d =25mm L =80mm11此段軸上裝有鍵槽，其尺寸為 b×h=8×7 , L=40mmd =30 mm L =19mm44此段軸主要是用于安裝軸承，主要按軸承內(nèi)徑尺寸系列確定，初選軸承類(lèi)型為深溝球軸承，型號(hào)為 6306，內(nèi)徑為 30mm，外徑為 72mm，寬度為 19mm。d = 50mm L = 400mm33此段軸主要考慮軸上的鍵槽，取其數(shù)值為 b×h=14×9d = 30 mm L = 30mm22此段只要也是安裝軸承，選取軸承類(lèi)型為深溝球軸承，型號(hào)為 6306。畫(huà)水平受力圖，計(jì)算支點(diǎn)反力，畫(huà)水平彎矩圖，見(jiàn)圖 4，考慮到 C、D 處為可能的危險(xiǎn)截面，計(jì)算出 C、D 處的彎矩。 由于軸主要是承受轉(zhuǎn)矩，T=83400 = =3336NNm?TF32d支點(diǎn)反力 N1682TAHBF?C 點(diǎn)彎矩： 525860CM???D 點(diǎn)彎矩： DA畫(huà)出垂直面受力圖，計(jì)算支點(diǎn)反力和 C、D 兩處的彎矩，畫(huà)出垂直面彎矩圖如圖 4 所示。支點(diǎn)反力 3.962rAVBFN?C 點(diǎn)彎矩： 1584CMm???D 點(diǎn)彎矩： .DVA求合成彎矩，畫(huà)出合成彎矩圖如圖 4 所示。C 點(diǎn)合成彎矩： 2358621CHCVN??D 點(diǎn)合成彎矩： 0DD??畫(huà)出轉(zhuǎn)矩 T 圖，如圖所示。計(jì)算 C、D 點(diǎn)的當(dāng)量彎矩，畫(huà)出當(dāng)量彎矩圖，如圖 4 所示。C 點(diǎn)當(dāng)量彎矩： 22()36095CMTNm????D 點(diǎn)當(dāng)量彎矩： D??校核軸的強(qiáng)度 根據(jù)彎矩的大小及軸的直徑選定 C、D 兩截面進(jìn)行強(qiáng)度校核。13C 截面當(dāng)量彎曲應(yīng)力??13362095.780.1.(.)C bMMPWd? ??????????（因 C 截面有鍵槽，考慮對(duì)軸強(qiáng)度的削弱影響，故 乘以 0.95） 。3d??1332594620.70.1.CD bd???C、D 兩截面均安全。5.5.2 大帶輪軸的設(shè)計(jì)與校核選擇軸的材料并確定許用應(yīng)力：選用 45 號(hào)鋼正火處理，查得強(qiáng)度極限=600MPa，查得其許用彎曲[ ]=55MPa。B?b1??確定軸的直徑：按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算，取 C=110，則d=C =110 =24.9 mm 3nP3.249（5.10）考慮到軸上有鍵槽，將軸的直徑增大 5%，則d=24.9×（1+5%）=25.4 mm 這里 d 取 30mm。軸的示意圖如下圖 5.4 軸的示意圖軸的基本數(shù)據(jù)如下d = d =30mm L = L =30mm 131314此兩段軸主要是用于安裝軸承，主要按軸承內(nèi)徑尺寸系列確定，初選軸承類(lèi)型為深溝球軸承，型號(hào)為 6306，內(nèi)徑為 30mm，外徑為 72mm，寬度為 19mm。d = 50mm L = 400mm 22此段軸主要考慮軸上的鍵槽，查表取其數(shù)值為 b×h=14×9 L=180mm由于軸主要是承受轉(zhuǎn)矩，受力情況與小輪軸相同，可參照?qǐng)D 4 所示。T=101600 = =4064NNm?TF3d水平支點(diǎn)反力和 C、D 兩處彎矩的計(jì)算：支點(diǎn)反力 N20TAHB?C 點(diǎn)彎矩： 156843680CMFNm???D 點(diǎn)彎矩： DA垂直支點(diǎn)反力和 C、D 兩處彎矩的計(jì)算 ：??6支點(diǎn)反力 3.92rAVBN?C 點(diǎn)彎矩： 1584CFm???D 點(diǎn)彎矩： .DVAM求合成彎矩 ：??6C 點(diǎn)合成彎矩： 243680CHCVN??D 點(diǎn)合成彎矩： DD??計(jì)算 C、D 點(diǎn)的當(dāng)量彎矩 ：??6C 點(diǎn)當(dāng)量彎矩： 22()413.CMTm?? ?D 點(diǎn)當(dāng)量彎矩： 85DN?校核軸的強(qiáng)度 根據(jù)彎矩的大小及軸的直徑選定 C、D 兩截面進(jìn)行強(qiáng)度校核。C 截面當(dāng)量彎曲應(yīng)力??133241.41.60.1.(509)C bMPWd? ??????????（因 C 截面有鍵槽，考慮對(duì)軸強(qiáng)度的削弱影響，故 乘以 0.95） 。3d??133168.2.40.0CD bMd???C、D 兩截面均安全。156 V 帶的設(shè)計(jì)V 帶有普通 V 帶、窄 V 帶、聯(lián)組 V 帶、齒形 V 帶等類(lèi)型。其中普通 V 帶和窄 V 帶已標(biāo)準(zhǔn)化，帶的尺寸按 GB/T11544-1989 規(guī)定，因?yàn)槠胀?V 帶的摩擦力大，允許包角小，傳動(dòng)比大，所以在這里我使用普通 V 帶。6.1 選擇 V 帶的型號(hào)首先確定 V 帶每天的工作時(shí)間，為 10 16 小時(shí)內(nèi)，查表《工作情況系數(shù) K:》 查得 K =1.1，所以計(jì)算功率A??2A??63.1.???PKAc KW （6.1）P----傳遞的名義功率----工作情況系數(shù)根據(jù) 和 由圖《普通 V 帶選型圖》 確定選用 A 帶。cP1n??26.2 確定帶輪基準(zhǔn)直徑帶的彎曲應(yīng)力是引起帶的疲勞破壞的重要原因，帶輪越小，帶的彎曲應(yīng)力越大，因此小帶輪的直徑不能太小，由表《V 帶輪的最小直徑》 取主動(dòng)輪基??2準(zhǔn)直徑為 d =100mm 1計(jì)算從動(dòng)帶輪的基準(zhǔn)直徑 ： (6.2)2d1()id???取 =0.02，以知 i=3.17 得 =310.66?按 GB/T135751-1992 規(guī)定，V 帶輪的基準(zhǔn)直徑標(biāo)準(zhǔn)系列取 =315mm2d實(shí)際的傳動(dòng)比 (6.3)2135.21()0.98di??????傳動(dòng)比誤差相對(duì)值 一般允許誤差 5%，所選大帶輪直徑可%i??用6.3 驗(yàn)算帶的速度V= （m/s） （6.4）024.516094.3 d6011 ????n?帶速在 5 25m/s 范圍內(nèi)，帶速是合適的。:6.4 確定 V 帶長(zhǎng)及中心距根據(jù) 0.55（d + d ） 〈 〈2（d + d ） ，初定中心距 =420 ，根據(jù)210a210a16下式計(jì)算帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度 ??6L=2 + （d + d ）+ （6.5）0a2?12??ad421?= 20)35()0(4.3????=1511.8 mm根據(jù)表《V 帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度 L 》 選取帶長(zhǎng)為 1600 mm。0??21.460???ad mm （6.6）6.5 驗(yàn)算主動(dòng)輪上的包角a =153.78 120 （6.7） 3.57d18012???a0?0主動(dòng)輪上包角合適。6.6 確定帶的根數(shù) 32.)(0????lacKPz（6.8）取 4 根，上式 =0.97 kW， =0.11 kW， =0.93， =0.99，系數(shù)的選00aKl取 。??26.7 計(jì)算帶的張緊力和壓軸力單根帶的張緊力為： =140.9N (6.9)20.5(1)CaPFqvvzK???q----單位長(zhǎng)度質(zhì)量，A 帶取 0.1帶輪軸的壓軸力為： (6.10)0102sin24.9sin76.8193z N???177 V 帶輪的設(shè)計(jì)7.1 小 V 帶輪軸的設(shè)計(jì)選擇軸的材料并確定許用應(yīng)力：選用 45 號(hào)鋼正火處理 ，查表《軸的常??10用材料及其主要力學(xué)性能和應(yīng)用》 得強(qiáng)度極限 =600MPa，其許用彎曲[ ]??2B?b1??=55MPa。確定軸的直徑：按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算，取 C=110，則d=C =110 =15.92 mm 3nP39601.2（7.1）考慮到軸上有鍵槽，將軸的直徑增大 5%，則d=15.92×（1+5%）=16.72 此段軸的直徑和長(zhǎng)度應(yīng)與聯(lián)軸器相符，聯(lián)軸器 TL6 型彈性圈柱銷(xiāo)聯(lián)軸器，起軸孔直徑為 38mm，與軸配合部分長(zhǎng)度為 60mm，故此段軸的直徑為 38mm。軸的簡(jiǎn)圖與分析圖如下18水 平 面 彎 矩 圖水 平 面 受 力垂 直 面 受 力垂 直 面 彎 矩 圖當(dāng) 量 彎 矩 圖合 成 彎 矩 圖轉(zhuǎn) 矩 T圖軸 受 力 簡(jiǎn) 圖 DCAHFV tFrBVHAHtBHDMCHFAV FrBVMCVDMCDMCD圖 7.1 軸的示意圖軸的基本數(shù)據(jù)如下d =38mm L = 80mm 11此段軸主要考慮軸上的鍵槽，查表取其數(shù)值為 b×h=10×8 L=60mmd =d =40mm L =30 242m423L?此段軸主要是用于安裝軸承，主要按軸承內(nèi)徑尺寸系列確定，初選軸承類(lèi)19型為深溝球軸承，型號(hào)為 6308，內(nèi)徑為 40mm，外徑為 90mm，寬度為 23mm。d =45mm L =70mm 33此段軸主要考慮軸上的鍵槽，查表取其數(shù)值為 b×h=14×9 L=40mm畫(huà)水平受力圖，計(jì)算支點(diǎn)反力，畫(huà)水平彎矩圖，見(jiàn)圖 6，考慮到 C、D 處為可能的危險(xiǎn)截面，計(jì)算出 C、D 處的彎矩。 由于軸主要是承受轉(zhuǎn)矩，T=28900 = =1284NNm?TF32d支點(diǎn)反力 N642TAHBF?C 點(diǎn)彎矩： 501CM???D 點(diǎn)彎矩： 19630DA畫(huà)出垂直面受力圖，計(jì)算支點(diǎn)反力和 C、D 兩處的彎矩，畫(huà)出垂直面彎矩圖如圖 6 所示。支點(diǎn)反力 546.2rAVBFN?C 點(diǎn)彎矩： 073CMm??D 點(diǎn)彎矩： 189.DVA求合成彎矩，畫(huà)出合成彎矩圖如圖 6 所示。C 點(diǎn)合成彎矩： 2413.CHCVN????D 點(diǎn)合成彎矩： DD畫(huà)出轉(zhuǎn)矩 T 圖，如圖所示。計(jì)算 C、D 點(diǎn)的當(dāng)量彎矩，畫(huà)出當(dāng)量彎矩圖，如圖 6 所示。C 點(diǎn)當(dāng)量彎矩： 22()4589.CMTNm??????D 點(diǎn)當(dāng)量彎矩： 1D校核軸的強(qiáng)度 根據(jù)彎矩的大小及軸的直徑選定 C、D 兩截面進(jìn)行強(qiáng)度校核。C 截面當(dāng)量彎曲應(yīng)力??1334589.50.1.(0)C bMPWd? ??????????（因 C 截面有鍵槽，考慮對(duì)軸強(qiáng)度的削弱影響，故 乘以 0.95） 。3d(7.2)??1332461.950.10CD bMd???C、D 兩截面均安全，所以，所選軸合格。207.2 大 V 帶輪軸的設(shè)計(jì)選擇軸的材料并確定許用應(yīng)力：選用 45 號(hào)鋼正火處理 ，查表《軸的常??10用材料及其主要力學(xué)性能和應(yīng)用》 得強(qiáng)度極限 =600MPa，其許用彎曲[ ]??2B?b1??=55MPa。確定軸的直徑：按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算，取 C=110，則d=C =110 =22.9 mm （7.3）3nP3.0742考慮到軸上有鍵槽，將軸的直徑增大 5%，則d=22.9×（1+5%）=24.045 mm 此段軸的直徑和長(zhǎng)度應(yīng)與聯(lián)軸器相符，聯(lián)軸器 TL5 型彈性圈柱銷(xiāo)聯(lián)軸器，起軸孔直徑為 25mm，與軸配合部分長(zhǎng)度為 62mm，故此段軸的直徑為 25mm。軸的簡(jiǎn)圖與分析圖如下：21CDABFtCHHCVDVV FH VtFAHMMDA FrFBVMCDMCD軸 受 力 簡(jiǎn) 圖水 平 面 受 力垂 直 面 受 力垂 直 面 彎 矩 圖合 成 彎 矩 圖轉(zhuǎn) 矩 T圖當(dāng) 量 彎 矩 圖水 平 面 彎 矩 圖 BHr圖 7.2 軸的示意圖軸的基本數(shù)據(jù)如下d =25mm L = 80mm 11此段軸主要考慮軸上的鍵槽，查表取其數(shù)值為 b×h=8×7 L=52mm2430m?2430m?22此段軸主要是用于安裝軸承，主要按軸承內(nèi)徑尺寸系列確定，初選軸承類(lèi)型為深溝球軸承 ，型號(hào)為 6305，內(nèi)徑為 25mm，外徑為 62mm，寬度為 17mm。??6d =35mm L = 70mm 33此段軸主要考慮軸上的鍵槽，查表取其數(shù)值為 b×h=10×8 L=40mm畫(huà)水平受力圖，計(jì)算支點(diǎn)反力，畫(huà)水平彎矩圖，見(jiàn)圖 7，考慮到 C、D 處為可能的危險(xiǎn)截面，計(jì)算出 C、D 處的彎矩。由于軸主要是承受轉(zhuǎn)矩T=86300 = =4931NNm?TF32d水平支點(diǎn)反力和 C、D 兩處彎矩的計(jì)算：支點(diǎn)反力 N2465TAHB?C 點(diǎn)彎矩： 10957CMFm???D 點(diǎn)彎矩： 137DA?畫(huà)垂直面受力圖，計(jì)算支點(diǎn)反力和 C、D 兩處的彎矩，畫(huà)出垂直面彎矩圖如圖 7 所示。垂直支點(diǎn)反力和 C、D 兩處彎矩的計(jì)算：支點(diǎn)反力 546.2rAVBFN?C 點(diǎn)彎矩： 9CMm??D 點(diǎn)彎矩： 187.DVA求合成彎矩，畫(huà)出合成彎矩圖如圖 7 所示。C 點(diǎn)合成彎矩： 213649.CHCVN????D 點(diǎn)合成彎矩： 82DD畫(huà)出轉(zhuǎn)矩 T 圖，如圖 7 所示。計(jì)算 C、D 點(diǎn)的當(dāng)量彎矩，畫(huà)出當(dāng)量彎矩圖如圖 7 所示。C 點(diǎn)當(dāng)量彎矩： 22()1489.5CMTNm??????D 點(diǎn)當(dāng)量彎矩： 6D校核軸的強(qiáng)度 根據(jù)彎矩的大小及軸的直徑選定 C、D 兩截面進(jìn)行強(qiáng)度校核。C 截面當(dāng)量彎曲應(yīng)力(7.4)??13312489.50.60..()C bMPWd? ??????????23（因 C 截面有鍵槽，考慮對(duì)軸強(qiáng)度的削弱影響，故 乘以 0.95） 。 3d??13326415.987.0.0CD bMWd?????????C、D 兩截面均安全。7.3 小 V 帶輪的設(shè)計(jì)輪類(lèi)零件（齒輪、帶輪、鏈輪及蝸輪等）的功能是在軸與軸之間傳遞動(dòng)力和運(yùn)動(dòng)。V 帶輪的材料的選擇主要用鑄鐵 HT150 或 HT200 ，本機(jī)構(gòu)選用 HT200，小??10V 帶輪的直徑較小，在這里采用實(shí)心式，其結(jié)構(gòu)示意圖如下圖 7.3 V 帶小輪帶寬： 查表 得 A 帶： f=9 (7.5) (1)25Bze?????115e?B=63mm輪槽的契角 34??節(jié)寬 1pbm槽間距 50.e??基準(zhǔn)線上槽深 in27ah最小槽緣厚度 mi6?外徑 =105.5wda?247.4 大 V 帶輪的設(shè)計(jì)V 帶輪的材料的選擇主要用鑄鐵 HT150 或 HT200 ，本機(jī)構(gòu)選用 HT200，大??10V 帶輪的直徑大于 300mm 時(shí)，其帶輪結(jié)構(gòu)采用輪輻式，其結(jié)構(gòu)示意圖如下圖 7.4 V 帶大輪示意圖帶寬： 查表 得 A 帶： f=9 (7.6)(1)25Bze?????115e?B=63mm輪槽的契角 38??節(jié)寬 1pbm槽間距 50.e??基準(zhǔn)線上槽深 in27ah最小槽緣厚度 mi6?外徑 =320.5 (7.7)wda?7.5 V 帶的張緊由于各種材質(zhì)的 V 帶都不是完全的彈性體，因而 V 帶在張緊里的作用下，經(jīng)過(guò)一定的時(shí)間運(yùn)轉(zhuǎn)后，就會(huì)由于塑性變形而松弛，是張緊力減小，傳遞動(dòng)力的能力降低。因此，帶傳動(dòng)必須設(shè)計(jì)張緊裝置，最常見(jiàn)的有定期張緊和自動(dòng)張緊兩類(lèi)。由于本人設(shè)計(jì)與選用的 V 帶的中心距不可調(diào)，因此選用張緊輪裝置，張緊輪放在松邊的25內(nèi)側(cè)，是帶只手單向彎曲。同時(shí)，放置張緊輪時(shí)，使其盡量的靠近大帶輪，以免影響帶在小輪上的包角。張緊輪的輪槽與帶輪相同，且直徑小于小帶輪。張緊輪定期張緊裝置的示意圖如下 12345圖 7.5 V 帶張緊裝置的示意圖1-小 V 帶輪 2-大 V 帶輪 3-V 帶 4-張緊輪 5-張緊輪機(jī)架8 物料箱的選擇根據(jù)設(shè)計(jì)的要求，物料箱兩旁裝有導(dǎo)軌，使得它能夠在有外力作用的時(shí)候能夠沿著導(dǎo)軌運(yùn)動(dòng)。根據(jù)物料湘玉竹的型狀大小，設(shè)計(jì)得出它的長(zhǎng)為 300mm，比湘玉竹稍稍的長(zhǎng)一些；它的寬度為 300mm，主要是因?yàn)樵O(shè)計(jì)與選用的平帶的帶寬為 355mm；由于湘玉竹的平均直徑為 15mm，物料箱中一般在豎直方向上放26有 10 根湘玉竹，故物料箱的高度為 165mm。物料箱的結(jié)構(gòu)示意圖如下所示圖 8.1 物料箱示意圖9 壓緊機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)9.1 壓緊機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)為了使壓緊機(jī)構(gòu)與刀片的密切配合，在切片的行程里緩慢的壓緊湘玉竹，并隨時(shí)調(diào)整距離，在即將切完時(shí)，能夠迅速的松開(kāi)，以配合供給機(jī)構(gòu)的送料，27當(dāng)更換完物料箱之后，又進(jìn)入壓緊過(guò)程，使切片順利。為此，我選擇用電機(jī)和齒條的配合來(lái)壓緊， 由平帶的速度 5m/s 和平帶上的刀片數(shù) 8 把，得出壓緊機(jī)構(gòu)以每秒 1cm 的速度向下運(yùn)動(dòng)，當(dāng)壓緊機(jī)構(gòu)向下運(yùn)動(dòng)了 15cm 時(shí)，此時(shí)，電機(jī)立即松開(kāi)，這時(shí)機(jī)構(gòu)依靠彈簧中的儲(chǔ)能向上彈，當(dāng)機(jī)構(gòu)到達(dá)最高點(diǎn)是觸發(fā)開(kāi)關(guān)，電機(jī)又壓緊齒條，但此時(shí)電機(jī)并不運(yùn)動(dòng)，等下一物料箱碰到定位桿時(shí)，電機(jī)開(kāi)始運(yùn)動(dòng)，然后又一輪的壓緊行程開(kāi)始。壓緊機(jī)構(gòu)的機(jī)構(gòu)示意圖如下所示 234657圖 9.1 壓緊機(jī)構(gòu)示意圖1-壓料元件 2-螺栓 3-擋板 4-彈簧 5-保護(hù)桿 6-壓緊連桿 7-齒條壓料元件 1——用彈性較大的材料制成，其底部粘貼一層橡皮，使得它在壓緊的過(guò)程中始終能緊密的貼著物料；螺栓 2——將壓料元件 1 和桿 6 連接起來(lái)；擋板 3——用螺栓將它固定在基架上；彈簧 4——連接壓緊連桿 6 和擋板3，在壓緊連桿 6 向下運(yùn)動(dòng)，當(dāng)碰到擋板 3 的時(shí)候，它開(kāi)始儲(chǔ)能，最后利用彈簧的彈力使壓緊機(jī)構(gòu)退出物料箱；保護(hù)桿 5——它卡在機(jī)架中的槽中，使得壓緊機(jī)構(gòu)不能做水平方向上的運(yùn)動(dòng)，只能上下運(yùn)動(dòng)；壓緊連桿 6——用于連接和傳遞動(dòng)力；齒條 7——在連桿上加工出來(lái)的齒條，通過(guò)它與電機(jī)的配合運(yùn)動(dòng)來(lái)傳遞動(dòng)力。9.2 齒輪齒條的設(shè)計(jì)選擇齒輪材料 為 40 ，調(diào)質(zhì)處理，硬度為??10rC28241 286HBS， ，:68BMP??490S?已知壓緊機(jī)構(gòu)每秒 1cm 的速度向下運(yùn)動(dòng)，由公式： (9.1)60VnD???n----齒輪轉(zhuǎn)速D----齒輪分度圓直徑V----齒輪線速度 初選 D=47.8mm，得 n=4 /minrad取 Z=21 mZ=D=47.8 得 =2.27 查表取 =2.5Z----齒輪齒數(shù)m----齒輪模數(shù)由表得，軟齒面齒輪，不對(duì)稱(chēng)安裝，取齒寬系數(shù) ，b=1.d??52.6dm??:按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核計(jì)算公式按式= (9.2)F?12[]FaSFkTYbD???----齒形系數(shù)a----應(yīng)力修正系數(shù)S----重合度系數(shù)Y?查表得，小齒輪齒形系數(shù) =2.18，齒條的齒形系數(shù) =2.1，小齒輪應(yīng)1Fa 2FaY力修正系數(shù) =1.8，齒條應(yīng)力修正系數(shù) =1.89。由表得重合度系數(shù)1Sa 2SaY=0.75。查表得使用系數(shù) ，試取動(dòng)載系數(shù) ，按齒輪軸承中Y? .75AK?1.5VK?間不對(duì)稱(chēng)布置，取 ，按齒面未硬化，直齒輪，取.0? .?23AVK??:(9.3)按式 6-14 得彎曲疲勞許用應(yīng)力 []F?= (9.4)[]F?limNSTY按表得，查取齒輪材料彎曲疲勞極限應(yīng)力=300Mpa， =240Mpa。lim1F?lim2F由表計(jì)算彎曲強(qiáng)度計(jì)算的壽命系數(shù) NY=0.9， =1.081NY2N由表查取尺寸系數(shù)， =1，由式 6-14 取 =2x ST29彎曲疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)由表得 =1.25Fslim130.912[] 405FNXYMpapaS????(9.5)同理的 =414.72Mpa2[]F?比較 ，和 的大小的到 > ,所以應(yīng)該按齒輪校核1[]FaY?2FaY1[]FaY2[]aF?齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度= =97.69Mpa< =414.72 Mpa,彎曲疲勞強(qiáng)度足夠。2[]F1FaKTbDm?2[]F(9.6)根據(jù)壓緊機(jī)構(gòu)的工作行程，選定齒條的工作長(zhǎng)為 200mm，齒條寬度為 55mm,分度圓齒厚 s=3.14mm，分度圓齒間寬 e=3.14mm，齒距為 6.28，故齒條上共有32 個(gè)齒。9.3 電動(dòng)機(jī)的選擇由于所需轉(zhuǎn)速為 ，選擇變頻電動(dòng)機(jī) 進(jìn)行無(wú)極調(diào)速，型號(hào)為4/minrad??5YZTPWT112M-2，額定功率為 0.75KW。10 機(jī)構(gòu)中彈簧的計(jì)算3010.1 彈簧材料的選定彈簧在工作中承受變載荷或沖擊載荷，其主要失效形式是疲勞破壞。因此，要求彈簧材料必須具有高的彈性極限和疲勞極限，良好的韌性及熱處理性能。同時(shí)，價(jià)格要便宜，易于購(gòu)買(mǎi)。在日常生活中，常用的彈簧材料有：碳素彈簧鋼絲、合金彈簧鋼絲、彈簧用不銹鋼絲及銅合金等。近年來(lái)，非金屬?gòu)椈刹牧弦灿辛撕艽蟮陌l(fā)展，如塑料、橡膠等。選擇材料時(shí)，主要考慮彈簧的功能，載荷的性質(zhì)，工作持續(xù)時(shí)間，介質(zhì)情況等工作條件及其在機(jī)械中的重要性等因素。綜合以上考慮，本機(jī)構(gòu)中的彈簧材料選用碳素彈簧鋼絲。碳素彈簧鋼絲按用途又分為 3 級(jí)：B 級(jí)用于低應(yīng)力彈簧；C 級(jí)用于中等應(yīng)力彈簧；D 級(jí)用于高應(yīng)力彈簧。由于本機(jī)構(gòu)中的彈簧主要用做儲(chǔ)能緩沖等用途，故本機(jī)構(gòu)選用 B 級(jí)彈簧。10.2 彈簧尺寸的計(jì)算表 10.1 彈簧的尺寸名稱(chēng)與代號(hào) 壓縮螺旋彈簧彈簧絲直徑 d彈簧中徑 D2彈簧外徑 D彈簧內(nèi)徑 D1彈簧指數(shù) C工作圈數(shù) z總?cè)?shù) 1自由高度 H0節(jié)距 p高徑比彈簧絲展開(kāi)長(zhǎng) Lmd5.3?CD35.102??8?d.21?10810 mdpzH1205.0??D6.4/~3/2.0bzL3.107cos/12??10.3 壓縮彈簧的穩(wěn)定性圓柱螺旋彈簧承壓時(shí)，如果彈簧自由高度 H 和中徑 D 比例不當(dāng)，會(huì)喪失02穩(wěn)定而無(wú)法工作，為了保證壓縮彈簧的穩(wěn)定性，彈簧的高徑比 不能20/Hb?太大，設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)考慮控制高徑比 b 值。當(dāng)彈簧兩端固定時(shí)，則應(yīng)取.b〈5.3；當(dāng)彈簧一端固定時(shí)，另異端自由轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，就取 b〈3.7；當(dāng)兩端均可自由轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，31應(yīng)取 b〈2.6。而本機(jī)構(gòu)中的 b=3.43〈5.3，滿足穩(wěn)定性的要求，故彈簧選取合理。3211 結(jié)束語(yǔ)在這段時(shí)間內(nèi)，系統(tǒng)的運(yùn)用了以前所學(xué)的知識(shí)，在周善炳老師的細(xì)致的指導(dǎo)下，我完成了本次畢業(yè)設(shè)計(jì)。通過(guò)這次設(shè)計(jì)，使我對(duì)以前所學(xué)的知識(shí)有了一個(gè)更深的感悟，同時(shí)也對(duì)自己的不足有了新的認(rèn)識(shí)。我設(shè)計(jì)的旋切式湘玉竹切片機(jī)，雖然是針對(duì)湘玉竹而進(jìn)行的設(shè)計(jì)，但也可以用到其它的相關(guān)領(lǐng)域，其主要特點(diǎn)是效率較高。在設(shè)計(jì)的過(guò)程中，由于本人的知識(shí)和實(shí)際經(jīng)驗(yàn)的缺乏，對(duì)實(shí)際工作過(guò)程的控制不夠，未能達(dá)到預(yù)期效果。各個(gè)部件都有一定的上升空間，加上其它方面的原因，使得本次設(shè)計(jì)還有很大的改善空間。另外，本設(shè)計(jì)機(jī)構(gòu)的市場(chǎng)價(jià)值還沒(méi)有通過(guò)實(shí)際的考驗(yàn)，由于種種原因，使得本設(shè)計(jì)只是停留在設(shè)計(jì)階段而不能立即投放市場(chǎng)。33致 謝本次畢業(yè)設(shè)計(jì)能順利完成，首先要感謝周善炳老師的耐心指導(dǎo)，他多次詢(xún)問(wèn)研究進(jìn)程，并為我指點(diǎn)迷津，幫助我開(kāi)拓研究思路，精心點(diǎn)撥、熱忱鼓勵(lì)。通過(guò)這次畢業(yè)設(shè)計(jì)，我更加清楚的了解了自己在學(xué)習(xí)上那些方面不足，使我對(duì)產(chǎn)品設(shè)計(jì)有了進(jìn)一步了解。這次的畢業(yè)設(shè)計(jì)，是本人獨(dú)立思考、研究及動(dòng)手能力的一次非常好的鍛煉機(jī)會(huì)。通過(guò)這次設(shè)計(jì)，我覺(jué)得自己在各個(gè)方面的能力都有了很大的提高，在以后的學(xué)習(xí)和生活中，我將會(huì)抓住每一個(gè)機(jī)會(huì)，努力提高自己。最后，再次對(duì)關(guān)心、幫助我的老師和同學(xué)表示衷心的感謝，他們嚴(yán)謹(jǐn)細(xì)致、一絲不茍的作風(fēng)一直是我學(xué)習(xí)的榜樣；他們循循善誘的教導(dǎo)和不拘一格的思路給予我無(wú)盡的啟迪。在論文即將完成之際，我的心情無(wú)法平靜，從開(kāi)始進(jìn)入課題到論文的順利完成，有多少可敬的師長(zhǎng)、同學(xué)、朋友給了我無(wú)言的幫助，在這里請(qǐng)接受我誠(chéng)摯的謝意!黃益34參考文獻(xiàn)[1] 徐灝.機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第 3 卷.北京:機(jī)械工業(yè)出版社,1992 年 21-235[2] 張祖立 程玉來(lái) 陶棟材﹒機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)第一版[M].中國(guó)農(nóng)業(yè)大學(xué)出版社，2004 年258 190-193[3] 孫桓,陳作模﹒機(jī)械原理第六版[M] .高等教育出版社 ，2000 年 150-152 [4] 王昆,何小柏,汪信遠(yuǎn).機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)[M].高等教育出版社，1996 年 121-123 [5] 方大千.電動(dòng)機(jī)速查速算手冊(cè)[M] .中國(guó)水利水電出版社 ，2004 年 99-101 [6] 陳立周等﹒機(jī)械設(shè)計(jì)(原書(shū)第二版) [M] .北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2002 年 68-70 [7] 劉鴻文﹒材料力學(xué)上下冊(cè)第三版[M] .高等教育出版社，1992 年 26-29 [8] 黃平﹒常用機(jī)械零件及機(jī)構(gòu)圖冊(cè)[M] .上?？茖W(xué)技術(shù)出版社，1979 年 20-21 [9] 孔凌嘉，張春林﹒機(jī)械基礎(chǔ)綜合課程設(shè)計(jì)[M] .北京理工大學(xué)出版社，2004 年 87-89 [10 王先逵﹒機(jī)械制造工藝學(xué)[M] . 機(jī)械工業(yè)出版社，2006 年 26-28 [11]《金屬機(jī)械加工工藝人員手冊(cè)》修訂組.金屬機(jī)械加工工藝人員手冊(cè)[M] 39-41 [12] 陳家瑞.汽車(chē)構(gòu)造上下冊(cè)第四版[M] .北京：人民交通出版社，2002 年 25-29 [13] 余志生.汽車(chē)?yán)碚摚ǖ谌妫M].機(jī)械工業(yè)出版社， 2000 年 41-43 [14] 王望予.汽車(chē)設(shè)計(jì)（第四版） [M].機(jī)械工業(yè)出版社， 2003 年 56-58 [15] 高延齡，許洪國(guó).汽車(chē)運(yùn)用工程（第三版[M]）. 人民交通出版社， 2005 年 61-63 [16] 哈爾濱工業(yè)大學(xué)理論力學(xué)教研組. 理論力學(xué)（第五版）[M]. 高等教育出版社 ，2001年 67-69 [17] 史美堂.金屬材料[M].上?？茖W(xué)技術(shù)出版社， 2003 年 75-78 [18] 劉玉堂.工程力學(xué)[M].農(nóng)業(yè)出版社，1993 年 78-80 [19] 同濟(jì)大學(xué)數(shù)學(xué)教研室.高等數(shù)學(xué)[M].高等教育出版社，2001 年 105-107[20] 龔微寒. 汽車(chē)現(xiàn)代設(shè)計(jì)制造[M].人民交通出版社，1995 年 111-112[21] 許菊若 .機(jī)械設(shè)計(jì)[M].化學(xué)工業(yè)出版社，2001 年 134-136[22] 劉瑞新，趙淑萍，朱世同.AutocAD 2000[M] .機(jī)械工業(yè)出版社，2000 年 138-140[23] 蔣秀珍.“機(jī)械學(xué)基礎(chǔ)”綜合訓(xùn)練圖冊(cè)[M].科學(xué)出版社，2002 年 197-19935附錄關(guān)于傳動(dòng)花鍵和平鍵的外形設(shè)計(jì)Daniel Z.Li摘要：花鍵和平鍵是安裝在軸和鍵槽間的傳輸動(dòng)力的機(jī)械零件?；ㄦI(或鍵)通常安裝在動(dòng)力傳動(dòng)副中的軸上，在軸上開(kāi)有相應(yīng)的鍵槽。本文分析了槽軸外形對(duì)動(dòng)力傳輸?shù)挠绊?。本文陳述了三種不同設(shè)計(jì)類(lèi)型的花鍵的外形設(shè)計(jì)。用微分的方法來(lái)計(jì)多算外形函數(shù)的最大值，可以成功地得到所要的數(shù)據(jù)。計(jì)算表明花鍵以及斷開(kāi)線外形引起鍵槽的變形。此外，他們能承載最大的傳動(dòng)載荷。另外，輻形平直的外形能提高傳動(dòng)的效率。我們認(rèn)為該發(fā)現(xiàn)值得報(bào)道，該種方法同時(shí)也可用于其他花鍵的設(shè)計(jì)。1 介紹鍵是安裝在軸和鍵槽等動(dòng)力傳動(dòng)裝置如齒輪和扣練齒輪之間的零件?；ㄦI發(fā)揮著和鍵一樣的作用，將力矩從軸傳到配合零件上?；ㄦI和平鍵的主要區(qū)別是花鍵和平鍵連為一體的，而鍵是安裝在鍵槽上的。與一個(gè)或兩個(gè)用來(lái)傳動(dòng)動(dòng)力的鍵相比，在軸上一般有四個(gè)或更多的花鍵。因此，傳輸?shù)牧馗愣ǎ總€(gè)花鍵上的所受的載荷較低。在傳輸力矩中，花鍵發(fā)揮著重要的作用，花鍵的外形對(duì)動(dòng)力傳輸?shù)挠绊懞艽蟆Ｅc共軛外形不同，帶有花鍵和鍵槽的軸有同樣的轉(zhuǎn)動(dòng)軸，他們之間沒(méi)有相對(duì)運(yùn)動(dòng)，是緊密配合的。他們聯(lián)結(jié)在一起，有著相同的角速度。因此,它表明除軸外形之外的任何外形都可以用做花鍵的設(shè)計(jì)。然而，實(shí)際上花鍵和鍵槽間的載荷并不是分布在整個(gè)接觸表面的。載荷通常集中在接觸表面的某小一部分和可變形的鍵表面。當(dāng)循環(huán)工作較久時(shí)，這就會(huì)引起軸和鍵槽之間不希望得到的空隙，并引起鍵槽表面的損壞。為了解決這些問(wèn)題，需要更進(jìn)一步分析花鍵的外形是怎樣影響力矩傳輸?shù)?，以便做出合適的花鍵外形設(shè)計(jì)。目前使用中主要有兩種花鍵，分別為直線邊花鍵和漸進(jìn)線花鍵。漸進(jìn)線花鍵具有自動(dòng)調(diào)心的配合零件，可以用標(biāo)準(zhǔn)平頭釘切削器切除齒輪的齒。目前，相關(guān)的研究都著重于共軛外形齒輪的設(shè)計(jì)以及彎曲外形的設(shè)計(jì)，以來(lái)減少配合表面的磨損。然而，由于不同的工作狀況，它們都不能直接應(yīng)用于花鍵的外形。在本論文中，建立了花鍵外形的基本公式，在不同設(shè)計(jì)對(duì)象中用來(lái)分析所要求36的外形。三個(gè)設(shè)計(jì)對(duì)象，恒定變形，傳輸最大力矩和最佳傳動(dòng)效率，這三項(xiàng)被用來(lái)計(jì)算花鍵外形。成功地得到了分析方法。2 陳述問(wèn)題并提出基本假設(shè)如圖1所示，軸傳動(dòng)輪轂同時(shí)花鍵固定在軸上。設(shè)計(jì)要求決定了軸半徑、花鍵高度、花鍵齒數(shù)，因此不能改動(dòng)。只能通過(guò)改變花鍵的輪廓來(lái)提高傳動(dòng)性能。為簡(jiǎn)化設(shè)計(jì)問(wèn)題以便于分析，做出以下幾點(diǎn)假設(shè)：（1） 花鍵是剛體相對(duì)輪轂，花鍵由剛性材料制成并假設(shè)它在承受負(fù)載后無(wú)變形。（2） 輪轂屬?gòu)椥宰冃屋嗇灡砻孀冃卧趶椥宰冃畏秶鷥?nèi)時(shí)，表面壓力與變形量成正比。（3） 花鍵無(wú)軸向變形通?；ㄦI的齒高相對(duì)于齒寬尺寸小很多。因此，我們假設(shè)鍵端無(wú)積累變形，只有輪轂面有變形。（4） 花鍵與輪轂接觸處無(wú)間隙（面接觸）花鍵形狀與輪轂形狀不考慮制造誤差完全一致。它們屬于面接觸沒(méi)有間隙。37圖1 花鍵3 花鍵變形跟輪轂變形一致設(shè)計(jì)的第一目標(biāo)是使輪轂表面變形一致，那就要求輪轂上的壓力均布。這樣能保證表面承受的壓力均勻分布，以避免一些危險(xiǎn)點(diǎn)損壞材料。如圖2， 表示軸0r半徑， 表示花鍵的小旋轉(zhuǎn)角。因?yàn)槲覀兗俣ɑㄦI為剛體，所以花鍵任兩點(diǎn)之??間的變化就是輪轂的變形?；ㄦI聯(lián)接按照鍵的橫截面開(kāi)頭分為矩形花鍵聯(lián)接和漸開(kāi)線花鍵聯(lián)接。圖2 花鍵小旋轉(zhuǎn)角4 危險(xiǎn)截面確定簡(jiǎn)單傳統(tǒng)設(shè)計(jì)方法考慮的前提是把影響零件工作狀態(tài)的設(shè)計(jì)變量，如應(yīng)力、強(qiáng)度、安全系數(shù)、載荷、環(huán)境因素、材料性能、零件尺寸和結(jié)構(gòu)因素等，都處理成確定的單值變量。描述零件狀態(tài)的數(shù)學(xué)模型，即變量與變量的關(guān)系，是通過(guò)確定性的函數(shù)進(jìn)行單值變換獲得危險(xiǎn)截面。常用的危險(xiǎn)截面的確定方法有以下幾種：384．1 花鍵的最小直徑法花鍵危險(xiǎn)截面的可靠度非常高(幾乎為 100％)，這是由于花鍵的直徑是按傳統(tǒng)的設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)確定的。若要求適當(dāng)?shù)目煽慷戎?，則花鍵的直徑可選用較小的值。4．2 可靠性安全系數(shù)法采用可靠性安全系數(shù)法設(shè)計(jì)時(shí)，必須知道應(yīng)力和強(qiáng)度的分布類(lèi)型與分布參數(shù)估計(jì)值。而可靠性數(shù)據(jù)的積累又是一項(xiàng)長(zhǎng)期的工作，因而我們必須利用現(xiàn)有的數(shù)據(jù)資料，運(yùn)用有關(guān)定理與法則(如中心極限定理和“3 法則”等 )，來(lái)確定設(shè)計(jì)過(guò)程中所涉及的許多隨機(jī)變量的分布類(lèi)型與分布參數(shù)。在可靠性安全系數(shù)計(jì)算 中，是把所涉及的設(shè)計(jì)參數(shù)都處理成隨機(jī)變量，將安全系數(shù)的概念與可靠性的概念聯(lián)系起來(lái)，從而建立相應(yīng)的概率模型。由于考慮到工程實(shí)際中發(fā)生的現(xiàn)象及表征參數(shù)的不確定性(隨機(jī)性)，因而更能揭示事物的本來(lái)面貌。理論分析與實(shí)踐表明，可靠性設(shè)計(jì)比傳統(tǒng)機(jī)械設(shè)計(jì)，能更有效地處理設(shè)計(jì)中一些問(wèn)題，提高產(chǎn)品質(zhì)量，減少零件尺寸，從而節(jié)約原材料，降低成本。5 結(jié)束語(yǔ)機(jī)械可靠性設(shè)計(jì)是近幾十年來(lái)發(fā)展起來(lái)的一種現(xiàn)代設(shè)計(jì)理論和方法，它以提高產(chǎn)品質(zhì)量為核心 ，以概率論 、數(shù)理統(tǒng)計(jì)為基礎(chǔ) ，綜合運(yùn)用工程力學(xué) 、系統(tǒng)工程學(xué) 、運(yùn)籌學(xué)等多學(xué)科知識(shí)來(lái)研究機(jī)械工程最優(yōu)設(shè)計(jì)問(wèn)題。目前 ，可靠性設(shè)計(jì)的理論已趨于完善，但真正用于機(jī)械零件設(shè)計(jì)工程實(shí)際的卻很少。采用可靠性安全系數(shù)法設(shè)計(jì)時(shí)，必須知道應(yīng)力和強(qiáng)度的分布類(lèi)型與分布參數(shù)估計(jì)值。而可靠性數(shù)據(jù)的積累又是一項(xiàng)長(zhǎng)期的工作，因而我們必須利用現(xiàn)有的數(shù)據(jù)資料，運(yùn)用有關(guān)定理與法則，來(lái)確定設(shè)計(jì)過(guò)程中所涉及的許多隨機(jī)變量的分布類(lèi)型與分布參數(shù)。本文講述了三種花鍵（或平鍵）形狀最佳設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)。用變量積分法來(lái)確定輪廓公式以及最大值，由此獲得分析結(jié)果。從結(jié)果可以看出，漸開(kāi)線花鍵導(dǎo)致輪轂變形一致，此外，能傳遞的載荷最大。另外，矩形花鍵傳動(dòng)最高效。相信如果要增加新的性能標(biāo)準(zhǔn)，別的形狀的花鍵很少會(huì)被用到。39參考文獻(xiàn)[1] Robert L. Mott, Machine Elements in Mechanical Design, third ed., Prentice-Hall Inc., 1999.[2] M.F. Spotts, Design of Machine Elements, third ed., Prentice-Hall Inc., 1961.[3] Joseph E. Shigley, Larry D. Mitchell, Mechanical Engineering Design, fourth ed., McGraw-Hill Inc., 1983.[4] D.C.H. Yang, S.H. Tong, J. Lin, Deviation-function based pitch curve modification for conjugate pair design, Transaction of ASME Journal of Mechanical Design 121 (4) (1999) 579–586.[5] S.H. Tong, New conjugate pair design—theory and application, PhD Dissertation, Mechanical and Aerospace Engineering Department, UCLA, 1998.[6] F.L. Litvin, Gear Geometry and Applied Theory, Prentice-Hall Inc., 1994.[7] D.B. Dooner, A.A. Seireg, The Kinematic Geometry of Gearing, John Wiley & Sons Inc., 1995, pp. 56–63.[8] Y. Ariga, S. Nagata, Load capacity of a new W–N gear with basic rack of combined circular and involute profile, Transaction of ASME Journal of Mechanisms, Transmissions, and Automation in Design 107 (1985) 565–572.[9] M.J. French, Gear conformity and load capacity, in: Proc Instn Mech Engrs, vol. 180(43), Pt 1, (1965–66), pp. 1013–1024.[10] A.O. Lebeck, E.I. Radzimovsky, The synthesis of tooth profile shapes and spur gears of high load capacity, Transaction of ASME Journal of Engineering for Industry (1970) 543–553.[11] H. Iyoi, S. Ishimura, v-Theory in gear geometry, Transaction of ASME Journal of Mechanisms, Transmissions, and Automation in Design 105 (1983) 286–290.[12] J.E. Beard, D.W. Yannitell, G.R. Pennock, The effects of the generating pin size and placement on the curvature and displacement of epitrochoidal gerotors, Mechanis