3167 面包切片機(jī)設(shè)計(jì),面包,切片機(jī),設(shè)計(jì) 1面包切片機(jī)設(shè)計(jì)1 緒論1.1 糕點(diǎn)切片機(jī)歷史機(jī)械工業(yè)肩負(fù)著為國(guó)民經(jīng)濟(jì)各個(gè)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(guó)家現(xiàn)代化建設(shè)水平的主要標(biāo)志之一。國(guó)家的工業(yè)，農(nóng)業(yè)，國(guó)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(dòng)生產(chǎn)率和改善勞動(dòng)條件。同時(shí)，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(shí)現(xiàn)產(chǎn)品的標(biāo)準(zhǔn)化，系列化和通用化，實(shí)現(xiàn)產(chǎn)品生產(chǎn)的高度機(jī)械化，電氣化和自動(dòng)化。糕點(diǎn)切機(jī)它于人工相比，不僅能得到長(zhǎng)度均勻而且厚度也可保證。節(jié)省勞力，減輕勞動(dòng)強(qiáng)度，改善勞動(dòng)強(qiáng)度，改善勞動(dòng)條件，并具有連續(xù)運(yùn)轉(zhuǎn)，操作安全和占地面積小等優(yōu)點(diǎn)。自 1828 年第一臺(tái)糕點(diǎn)切片機(jī)在德國(guó)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(diǎn)切片機(jī)已廣泛用于工廠，商店，等領(lǐng)域。1.2 糕點(diǎn)切片機(jī)的發(fā)展趨勢(shì)隨著計(jì)算機(jī)、機(jī)械、電氣、信息等技術(shù)的快速發(fā)展，糕點(diǎn)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(diǎn)的精確程度, 它與驅(qū)動(dòng)器的分辨率以及反饋裝置有關(guān)。重復(fù)精度是指如果動(dòng)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(diǎn)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(diǎn)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(diǎn)切片機(jī)的一個(gè)重要特點(diǎn)。模塊化糕點(diǎn)切片機(jī)使同一糕點(diǎn)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(diǎn)切片機(jī)的應(yīng)用范圍, 是糕點(diǎn)切片機(jī)的一個(gè)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(rùn)滑脂的不供油潤(rùn)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(rùn)滑材料制造的無潤(rùn)滑元件, 不僅節(jié)省潤(rùn)滑油、不污染環(huán)境, 而且系統(tǒng)簡(jiǎn)單、摩擦性能穩(wěn)定、成本低、壽命長(zhǎng)。機(jī)電氣一體化 由“可編程序控制器- 傳感器- 驅(qū)動(dòng)元件”組成的典型的控制系統(tǒng)仍然是自動(dòng)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(dòng)元件, 使驅(qū)動(dòng)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(jiǎn)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(diǎn)切片機(jī)、驅(qū)動(dòng)控制越來越離不開PLC。2 運(yùn)動(dòng)分析2.1 糕點(diǎn)切片機(jī)的功能、工藝動(dòng)作分析根據(jù)任務(wù)中糕點(diǎn)切片機(jī)要求實(shí)現(xiàn)兩個(gè)執(zhí)行動(dòng)作；糕點(diǎn)的直線間歇移動(dòng)和切刀的往復(fù)運(yùn)動(dòng)的要求，作出糕點(diǎn)切片機(jī)的功能、工藝動(dòng)作圖如下：2圖 1 糕點(diǎn)切片機(jī)的功能、工藝動(dòng)作圖根據(jù)任務(wù)中的要求，糕點(diǎn)的直線間歇移動(dòng)和切刀的往復(fù)運(yùn)動(dòng)。通過兩者的動(dòng)作配合進(jìn)行切片，擬定運(yùn)動(dòng)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(diǎn)的比較機(jī)構(gòu)形式 優(yōu)點(diǎn) 缺點(diǎn)凸輪機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)適當(dāng)?shù)耐馆嗇喞€便可以獲得任意預(yù)定的運(yùn)動(dòng)規(guī)律而且結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、緊湊。凸輪和從動(dòng)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(dòng)力不大的場(chǎng)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(dòng)和停止時(shí)，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(chǎng)合。棘輪機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，制造方便，運(yùn)動(dòng)角可在工作過程中、并可在較大范圍內(nèi)調(diào)整等特點(diǎn)而應(yīng)用廣泛。運(yùn)動(dòng)角的調(diào)節(jié)是有級(jí)的、傳動(dòng)精度較差且棘爪在齒面上滑行時(shí)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(yùn)動(dòng)副均為低副，可承受較大的載荷，利于潤(rùn)滑，磨損較小，形狀簡(jiǎn)單，便于制造。但原動(dòng)件的運(yùn)動(dòng)規(guī)律不變可用改變構(gòu)件的相對(duì)長(zhǎng)度得到不同的運(yùn)動(dòng)規(guī)律。由于連桿結(jié)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)必須經(jīng)過中間關(guān)鍵進(jìn)行傳遞，因而傳遞路線較長(zhǎng)，易產(chǎn)生較大的誤差積累，機(jī)械效率降低。在運(yùn)動(dòng)過程中，連桿及滑塊的質(zhì)心都在做變速運(yùn)動(dòng)，所產(chǎn)生的慣性力難以消除，不宜用于高速運(yùn)動(dòng)。2.3 送料機(jī)構(gòu)的擬定與比較根據(jù)糕點(diǎn)切片機(jī)的功能原理和特點(diǎn)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(jiǎn)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(shí)現(xiàn)糕點(diǎn)切片機(jī)的功能要求，但摩擦輪機(jī)構(gòu)很難實(shí)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(diǎn)切片機(jī)的功能原理和特點(diǎn)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(jiǎn)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(yùn)動(dòng)的功能要求，但凸輪機(jī)構(gòu)卻很難實(shí)現(xiàn)移動(dòng)距離的調(diào)節(jié)，而曲柄滑塊機(jī)構(gòu)調(diào)節(jié)曲柄的長(zhǎng)度就可以改變往復(fù)移動(dòng)的距離。因此選擇曲柄滑塊機(jī)構(gòu)作為水平往復(fù)運(yùn)動(dòng)的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)。2.5 切片機(jī)構(gòu)的上下往復(fù)運(yùn)動(dòng)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(diǎn)切片機(jī)的上下往復(fù)運(yùn)動(dòng)功能要求，由于凸輪機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)適當(dāng)?shù)耐馆嗇喞€便可以獲得任意預(yù)定的運(yùn)動(dòng)規(guī)律而且結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、緊湊，因此選擇凸輪機(jī)構(gòu)作為上下往復(fù)運(yùn)動(dòng)機(jī)構(gòu)的執(zhí)行機(jī)構(gòu)。3 1-2 號(hào)皮帶輪設(shè)計(jì)3.1 帶型 NsmvF 7.84/5.237.015.015.07 9.8.9..9.. ????＝＝＝＝＝ ＝ 齒凸帶帶帶帶點(diǎn) ???曲柄搖桿曲柄 in/127940 4.366rDvn??＝＝ ?m85?切 處 長(zhǎng) 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(zhǎng)＝ 018?018包 角 為傳 動(dòng) 比 為??合 格＝傳 動(dòng) 比 為）＝ （ .74kwP )9.(6. 6. r00 ??????KaPKLar Dsmrni rn?/5106in/1275 in/279.31.12????大 帶 輪傳 動(dòng) 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(huì)加距帶波動(dòng)，降低平穩(wěn)性，一般選用帶傳動(dòng)中心距為 30271576560 )()(. 21021???????a.m ddd?4 3 號(hào)皮帶輪設(shè)計(jì)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(dòng) 帶 間 隙 運(yùn) 動(dòng) 時(shí) 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(dòng)實(shí)際中心近似為 20Lda???根據(jù)帶傳動(dòng)總體設(shè)計(jì)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(shí) ， 故～作載 荷 變 動(dòng) 微 小 ， 每 天 工 A?P－電動(dòng)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(zhǎng)＝驗(yàn) 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(dòng) 比帶 型 ）帶 額 定 功 率 增 量 在 （ 9. 0 AVP 8.0140＝時(shí) ， 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(zhǎng)，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(shí) ， 小 帶 輪 包 角包 角 修 正 系 數(shù) aa KKkwr7.0 93.).68(???17.065)(0????LaAKPZ4.3 驗(yàn)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(dòng)帶單位長(zhǎng)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(duì)新安裝的 v 帶，初拉力應(yīng)為 1.5 (F0)min，對(duì)于運(yùn)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(jì)算帶傳動(dòng)壓軸力 p是為設(shè)計(jì)帶輪軸軸承，需要計(jì)算帶傳動(dòng)作用在軸上的壓軸力p111870sin24 .2i sn2010?????ZFp198 7sin20525. 02????ZFp5 V 帶輪設(shè)計(jì)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(shí)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(hào)皮帶輪尺寸5.2 尺寸 d.)~(5281??12v 帶輪的輪槽v 帶型號(hào)為 A 查表 7.8min 75.2in 1???hfhabd9min3.015??fe與 pd相 對(duì) 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(jì)6.1 軸的設(shè)計(jì)軸是傳遞運(yùn)動(dòng)及動(dòng)力，因此軸主要功用支承回轉(zhuǎn)零件及傳遞運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力。轉(zhuǎn)軸心軸和傳動(dòng)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(dòng)軸。光軸與階梯軸的設(shè)計(jì)包括結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)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(dòng)穩(wěn)定性方面計(jì)算。多數(shù)情況軸的工作能力主要取決于軸的強(qiáng)度。這時(shí)只需進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)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?yàn)樘间摫群辖痄搩r(jià)廉，對(duì)應(yīng)力集中，敏感性較低，同時(shí)用熱處理辦法提高其耐磨性和抗疲勞強(qiáng)度，故用 45 號(hào)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(shí)發(fā)生軸向或周向相對(duì)運(yùn)動(dòng)。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(zhǎng)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(hào) 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(shí)際設(shè)計(jì)中，軸的直徑亦可憑設(shè)計(jì)者的經(jīng)驗(yàn)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(dòng)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(duì)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(dòng)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(jì)算軸的初步完的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)后進(jìn)行校核計(jì)算，計(jì)算準(zhǔn)則是滿足軸的強(qiáng)度或剛度。軸的強(qiáng)度校核計(jì)算本設(shè)計(jì)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(jì)算，需要時(shí)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(jì)算通過軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，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(jì)算簡(jiǎn)圖計(jì)算時(shí)，常將軸上的分布載荷簡(jiǎn)化為集中力，作用點(diǎn)取為載荷分布段的中點(diǎn)。作用在軸上的扭矩，一般從傳動(dòng)件輪轂寬度的中點(diǎn)算起。圖 6-1 支反力作用點(diǎn)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(jì)算。 24Zca???應(yīng)力，扭矩所產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)為:對(duì) 稱 循 環(huán) 變 Z22）（ca?彎曲應(yīng)力對(duì)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(dòng)循環(huán)變3.0??15應(yīng)力時(shí) ，若扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力亦為對(duì)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(hào)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(shí)，應(yīng)增大軸徑以考慮鍵槽對(duì)軸的強(qiáng)度的削弱。當(dāng) d>100mm，有一個(gè)鍵槽時(shí)，軸徑增大 3%。對(duì)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(zhǎng) 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(hào)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(zhǎng)度 J1=277 軸承設(shè)計(jì)7.1 軸承選用軸承選用 6003 d=17mm D=35mm B=10mmⅡ-Ⅲ段長(zhǎng)度為 30mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)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)取Ⅰ-Ⅱ＝26mm。初步選定滾動(dòng)軸承①流動(dòng)軸承是支承轉(zhuǎn)動(dòng)零件的。滾動(dòng)軸承絕大數(shù)已經(jīng)標(biāo)準(zhǔn)化，滾動(dòng)軸承具有摩擦阻力小、功率消耗少，起動(dòng)容易等優(yōu)點(diǎn)。滾動(dòng)軸承由內(nèi)圈、外圈、滾動(dòng)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(dòng)體。沒有保持架，相鄰滾動(dòng)體轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)將會(huì)由于接觸處產(chǎn)生較大的相對(duì)滑動(dòng)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(dòng)時(shí)，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(dòng)載荷比是 1,極限轉(zhuǎn)速比高，軸承載能力少量，性能特點(diǎn)主要承受徑向載荷，也可同時(shí)承受小的軸向載荷。當(dāng)量摩擦系數(shù)最小，在高速時(shí)，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(duì)類型的選擇不發(fā)生什么影響，只有轉(zhuǎn)速較高時(shí)，才會(huì)有比較顯著的影響。各種尺寸軸承的極限轉(zhuǎn)速 nlim值。這個(gè)轉(zhuǎn)速是指載荷不太大（當(dāng)量動(dòng)載荷） 。為 基 本 額 定 動(dòng) 載 荷cP.10?軸承工作時(shí)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(dòng)體不受此載荷作用，而由下半圓的滾動(dòng)rF17體將此載荷傳到外圈上。假設(shè)內(nèi)、外圈除了與滾動(dòng)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(diǎn)的徑向變形量 接觸載荷處于 作用線上的接觸點(diǎn)處最大，向兩邊??,21 )cos(01iy＝ rF逐漸減小。各滾動(dòng)體從開始來采載到受載終止所對(duì)應(yīng)區(qū)域叫承載區(qū)。根據(jù)力的平衡原理，所有滾動(dòng)體內(nèi)圈反力 的向量和必定等于徑向載荷 。就滾動(dòng)體上某Ni r一點(diǎn)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(dòng)軸承的失效形式及基本額定壽命滾動(dòng)軸承的失效形式是內(nèi)外圈滾道或滾動(dòng)體上的點(diǎn)蝕破壞。一套圈相對(duì)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(yùn)轉(zhuǎn)的近于相同的軸承，將其可靠度為 90%時(shí)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(diǎn)蝕破壞，而 90%的軸承不發(fā)生點(diǎn)蝕破壞前或工作小時(shí)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(shí)際上按基本額定壽命計(jì)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(jì)算時(shí)，必須先根據(jù)機(jī)器的類型，使用條件及對(duì)可靠性的要求，確定一個(gè)恰當(dāng)?shù)念A(yù)期計(jì)算壽命。除了點(diǎn)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(jì)算壽命 為 8000～12000hnL/?7.2 滾動(dòng)軸承的基本額定動(dòng)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(diǎn)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(dòng)載荷就是使軸承基本額定壽命恰好 106r 時(shí)，軸承所能承受的載荷，字母 C 代表。對(duì)向心軸承，指的是純徑向載荷，并稱為徑向基本額定動(dòng)載荷，具體用 Cr 表示。對(duì)具有基本額定動(dòng)載荷 Cr 的軸承，當(dāng)它所受的載荷 P（當(dāng)量動(dòng)載荷，為一計(jì)算值）恰好為 C時(shí)，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(jì)算所要解決的問題。軸承壽命計(jì)算所要解決的另一個(gè)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(jì)算壽命為 。nL?載荷壽命曲線 ???????PCL＝10式中 的單位為 ， 為指數(shù)，對(duì)于球軸承 ＝3。實(shí)際計(jì)算時(shí)，用小時(shí)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(shí)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(dòng)載荷 C（單位為 N）?610hn?＝滾動(dòng)軸承的當(dāng)量動(dòng)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(jì)算時(shí)，必須把實(shí)際載荷轉(zhuǎn)換為與確定基本額定動(dòng)載荷的載荷條件相一致的當(dāng)量動(dòng)載荷（P）對(duì)只能承受徑向載荷 Fr的軸承P＝F r在許多支承中還會(huì)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(jì)算。為了設(shè)計(jì)及這些影響?？蓪?duì)當(dāng)量動(dòng)載荷乘上一個(gè)根據(jù)經(jīng)驗(yàn)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?yàn)?＝?按照軸承手冊(cè)選擇 C＝6000N 的 6003 軸承驗(yàn)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(dòng)機(jī)的幾種轉(zhuǎn)速類型代號(hào) 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(diǎn)切出長(zhǎng)度 80mm 用時(shí)為vrt/2??smv/5 04.＝st5. .13??因?yàn)榍械兑M(jìn)行間歇性直線運(yùn)動(dòng)，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(shí)現(xiàn)給定運(yùn)動(dòng)規(guī)律，而設(shè)計(jì)較為復(fù)雜。當(dāng)從動(dòng)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(dòng)件作連續(xù)運(yùn)動(dòng)而從動(dòng)件必須作間歇運(yùn)動(dòng)時(shí)，則以采用凸輪機(jī)構(gòu)最為簡(jiǎn)便。198 凸輪設(shè)計(jì)8.1 主動(dòng)件：凸輪機(jī)構(gòu)一般由凸輪、從動(dòng)件、機(jī)架三個(gè)構(gòu)件組成。常用有：盤形凸輪（1）這種凸輪是一個(gè)繞固定軸線轉(zhuǎn)動(dòng)并具有變化矢徑的盤形構(gòu)件。移動(dòng)凸輪當(dāng)盤形凸輪的回轉(zhuǎn)中心趨于無窮運(yùn)時(shí)，凸輪相對(duì)機(jī)架作往復(fù)移動(dòng)。圓柱凸輪這種凸輪可以認(rèn)為將移動(dòng)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?yàn)槠浣Y(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單緊湊，易于制造，成本低廉。凸輪因?yàn)楦鶕?jù)設(shè)計(jì)要求糕點(diǎn)厚度 10～20mm，取 10mm8.2 從動(dòng)件尖底從動(dòng)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(dòng)件。這種從動(dòng)件耐磨損，可以承受較大載荷故應(yīng)用普遍。平底從動(dòng)件。這種從動(dòng)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(dòng)件。從動(dòng)件運(yùn)動(dòng)規(guī)律凸輪的輪廓形狀取決于從動(dòng)件的運(yùn)動(dòng)規(guī)律。因此在設(shè)計(jì)凸輪輪廓曲線之前，應(yīng)確定從動(dòng)件的運(yùn)動(dòng)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(diǎn)至從動(dòng)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(dòng)件位移（即為最大位移） ，凸輪轉(zhuǎn)過角度 Φ 稱為推程運(yùn)動(dòng)角。從動(dòng)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(dòng)件以一定運(yùn)動(dòng)規(guī)律返回初始位置，此過程凸輪轉(zhuǎn)過的角度 叫回程運(yùn)動(dòng)角。從動(dòng)件離回轉(zhuǎn)中心最近停留不動(dòng)，這 稱為近休止角。從動(dòng)件又重復(fù)進(jìn)Φ ? sΦ ?行開—?！怠５倪\(yùn)動(dòng)循環(huán)。作圖法：當(dāng)從動(dòng)件的運(yùn)動(dòng)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(dòng)件盤形機(jī)構(gòu)設(shè)凸輪以等角速 順時(shí)針回轉(zhuǎn)其基圓半徑 及從動(dòng)件導(dǎo)路的偏距 求出輪廓曲線。w0re凸輪機(jī)構(gòu)工作時(shí)，凸輪與從動(dòng)件都連運(yùn)動(dòng)。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(duì)靜止，為此采用反轉(zhuǎn)法；整個(gè)機(jī)構(gòu)以角速度 繞 O 轉(zhuǎn)動(dòng)，結(jié)果是從動(dòng)件與凸輪的相對(duì))(w?運(yùn)動(dòng)并不改變凸輪固定不動(dòng)，機(jī)架和從動(dòng)件以角速度 線 O 轉(zhuǎn)動(dòng)同時(shí)從動(dòng)件又以原有運(yùn)動(dòng)規(guī)律相對(duì)機(jī)架往復(fù)運(yùn)動(dòng)。1、以 為半徑作基圓，以 為半徑作偏距圓，點(diǎn) K 為從動(dòng)，為從動(dòng)件導(dǎo)路線與偏距圓的切點(diǎn)，0re導(dǎo)路線與基圓的交點(diǎn)便是從動(dòng)件初始位置。2、將位移線圖 的推程運(yùn)動(dòng)角和回程運(yùn)動(dòng)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(yùn)動(dòng)角(180 0)，遠(yuǎn)休止角（30 0） ，回程運(yùn)動(dòng)角（90 0） ，近休止角（60 0） ，在其圓上得 C4、C5、C9 諸點(diǎn)將推程運(yùn)動(dòng)角和回程運(yùn)動(dòng)角分成 C1C2C3和 C6C7C8點(diǎn)。4、過 O 點(diǎn)作 C1C2C3……徑向射線，它們便是反轉(zhuǎn)后從動(dòng)件導(dǎo)路的一系列位置。采用滾子從動(dòng)件，首先取滾子中心為參考點(diǎn)，把該點(diǎn)當(dāng)作尖底從動(dòng)件的尖底，按照上述方法求出一條輪廓曲線 。以 上各點(diǎn)為中心畫一系列滾子稱為工作輪廓曲線。傳動(dòng)凸輪用帶傳動(dòng)，y帶傳動(dòng)是撓性傳動(dòng)。由主動(dòng)輪和從動(dòng)帶輪和傳動(dòng)帶。主動(dòng)輪 1 轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)利用帶輪和傳動(dòng)帶間的摩擦或嚙合作用，將20運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力通過傳動(dòng)帶 2 傳遞給從動(dòng)帶輪 3。帶傳動(dòng)具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單傳動(dòng)平衡，價(jià)格低廉和緩沖吸振等特點(diǎn)。9 5 號(hào)帶輪設(shè)計(jì)9.1 帶輪概述v 帶傳動(dòng)： v 帶的橫截面呈等腰梯形，帶輪上做出相應(yīng)輪槽。傳動(dòng)時(shí)， v 帶的兩個(gè)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(dòng)允許的傳動(dòng)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(diǎn)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(dòng)的受力分析帶傳動(dòng)工作前有一定 (初拉力)張緊在帶輪上。在工作時(shí)，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(dòng)帶工作面上的總摩擦力大小( )f 21Ff?有效拉力 等于傳動(dòng)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(dòng) 帶 速 度2021e???在帶速一定條件下，帶傳動(dòng)所傳遞功率 P 決定了帶傳動(dòng)應(yīng)有的有效拉力 也就相應(yīng)決定傳動(dòng)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(dòng)正常工作所要求的最小的初拉力 ，否則主動(dòng)帶輪不動(dòng)0F min)(0從動(dòng)帶輪。由此可見，為了保證帶傳動(dòng)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(duì)應(yīng)最小初拉力。9.1.1 帶傳動(dòng)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(dòng) 帶 彈 性 模 量： 傳 動(dòng) 帶 高 度3、離心拉應(yīng)力圓周運(yùn)動(dòng)，時(shí)產(chǎn)生離心拉力。Aqvc2??22mkgq/ :傳 動(dòng) 帶 單 位 長(zhǎng) 度 的 質(zhì) 量 smv/:帶 的 線 速 度)/(kgv帶 單 位 長(zhǎng) 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(dòng)小帶輪 ，大帶輪 。由于彈性滑動(dòng)無法避免，所以帶輪線速度的相對(duì)變化量可以用滑動(dòng)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(dòng) 輪 與 從 動(dòng) 輪12)(ndd???平均傳動(dòng)比為 122)(di?9.2 單根 v 帶的基本額定功率帶傳動(dòng)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(shí)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(yàn)條件下得到的。 Lar Kp????)(0：傳動(dòng)比不等于 1 時(shí)，單根 v 帶定額功率增量023：當(dāng)包角不等于 1800時(shí)修正系數(shù)aK：當(dāng)帶長(zhǎng)不等于試驗(yàn)規(guī)定的特定帶長(zhǎng)時(shí)修長(zhǎng)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(shí)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(huì)加劇帶的波動(dòng)，降低帶傳動(dòng)的平穩(wěn)性，同時(shí)增大帶傳動(dòng)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(dòng)中心距0傳動(dòng)比 i傳動(dòng)比大，會(huì)減小帶輪的包角。帶傳動(dòng)就會(huì)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(dòng)需要傳遞的功率給定的條件下，減小帶輪的直徑，會(huì)增大帶傳動(dòng)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(dòng)的功率一定時(shí)，提高帶速，可以降低帶傳動(dòng)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(dòng)尺寸；但是帶速增加，增加循環(huán)次數(shù)不利于提高帶傳動(dòng)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(jì) v 帶傳動(dòng)時(shí)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(jì)內(nèi)容包括帶型，基準(zhǔn)長(zhǎng)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(jì)算功率 capKAca?：計(jì)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(dòng)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(jì)算大帶輪基準(zhǔn)直徑由 計(jì)算12di＝ md50 7??確定中心距 a450.17)1507(2)(. 22?????dd）（計(jì)算相應(yīng)帶長(zhǎng) Lmaddad958 6875.42.36010 375)(4.3 )(2201210?????????Ld?計(jì)算中心距 及其變動(dòng)范圍a321 04 295810???25考慮到帶輪的制造誤差、帶長(zhǎng)誤差、彈性以及帶的松弛產(chǎn)生的補(bǔ)充緊的需要常給出中心距的變動(dòng)范圍。 Lda03.15mxin???解： 36 152.in??ma51 0.x?9.5 驗(yàn)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(hào)帶輪設(shè)計(jì)，齒輪齒條與棘輪設(shè)計(jì)10.1 皮帶輪設(shè)計(jì)因?yàn)楦恻c(diǎn)切出長(zhǎng)度 80mm 用時(shí)為 st05.?已知 1-5 皮帶輪 m/ rm/sv715?角速度 670.lw /s~ v x/x 25292因?yàn)閹俨灰诉^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(jì)，制造、檢驗(yàn)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(gè)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(zhǎng) 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(zhǎng)度 .??齒形角 01 p長(zhǎng)度 9mL圓筒 兩圓筒之間距離 160mm8?d28刀具因?yàn)樵O(shè)計(jì)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(shí)，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(jì)。最后，本次糕點(diǎn)切片機(jī)的設(shè)計(jì)本設(shè)計(jì)說明書主要對(duì)于傳送系統(tǒng)及執(zhí)行系統(tǒng)進(jìn)行的設(shè)計(jì)思想和設(shè)計(jì)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(jì)算，總體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)、主要部件的受力分析和強(qiáng)度校核。重點(diǎn)在于培養(yǎng)工程思想及意識(shí)，理論聯(lián)系實(shí)際，提高初步設(shè)計(jì)能力。設(shè)計(jì)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(jià)格比。并且要求該糕點(diǎn)切片機(jī)具有較小的體積，簡(jiǎn)單的結(jié)構(gòu)和低廉的價(jià)格，以及造型美觀的外形。其難點(diǎn)在于結(jié)合實(shí)際，進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì). 在設(shè)計(jì)過程中，本人綜合運(yùn)用了四年來所學(xué)到的專業(yè)知識(shí)，感覺到自己專業(yè)知識(shí)中某方面的欠缺，通過再次的復(fù)習(xí)，明顯感覺到了知識(shí)的增長(zhǎng)，我們從中學(xué)到了很多的知識(shí)，也體會(huì)到了畢業(yè)設(shè)計(jì)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(shí)，才能較為完整地完成此次設(shè)計(jì)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(jì)（第七版）.北京:高等教育出版社，2001[2] 鄭文緯,吳克堅(jiān)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(jì).北京:機(jī)械工業(yè)出版社,2005[4] 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