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藥材切片機的設計 摘 要：本文以藥材加工為背景，針對藥材大都收工切片的現(xiàn)狀，通過查找大量相關文獻資料和觀看已有藥材切片機產(chǎn)品結構，綜合它們的優(yōu)缺點加以比較，設計出了一種適合藥材零售商和批發(fā)商的小批量加工，切生產(chǎn)率介于大型切片機和手工加工之間的小型切片機。該藥材切片機結構緊湊，重量輕巧，工作過程平穩(wěn)，價格相對較低，適合大部多數(shù)藥材加工的需求。 關鍵詞：藥材飲片；設計；切片機  Abstract: In this paper, the background processing of medicinal herbs, most call it a day for the medicine section of the status quo, by looking for a large number of related documents and view the product structure has medicinal slicer, integrated to compare their advantages and disadvantages, design a retail and wholesale for medicinal herbs Batch processing of small business, cut between the productivity of large sections between machine and manual processing of small slicer. The medicine slicing machine compact, lightweight, smooth work process, the price is relatively low for most of the needs of most medicinal herbs processing. 朗讀 顯示對應的拉丁字符的拼音 ? 字典 Key Words:chinese herbal medicine;design;section cutter  藥材切片機的設計 目 錄 摘要……………………………………………………………………………1 關鍵詞…………………………………………………………………………1 1 前言……………………………………………………………………………1 1.1 選題的背景和目的………………………………………………………5 1.2 圓盤式剪切機國內(nèi)外的發(fā)展現(xiàn)狀…………………………………………5 1.3 剪切機設計內(nèi)容和方法……………………………………………………6 2 電動機的選擇……………………………………………………………………7 2.1傳動裝置總體傳動比的確定及傳動比的分配……………………………7 2.2確定各軸轉速、轉矩………………………………………………………7 2.2.1轉速計算……………………………………………………………7 2.2.2轉矩計算……………………………………………………………7 3各齒輪的設計計算…………………………………………………………………8 3.1減速器內(nèi)錐齒輪的設計計算………………………………………………8 3.1.1選定齒輪精度等級、材料熱處理方式及齒數(shù)……………………8 3.1.2按齒面接觸疲勞強度計算…………………………………………8 3.1.3齒輪部分相關參數(shù)………………………………………………10 3.1.4校核齒根彎曲疲勞強度…………………………………………11 3.1.5錐齒輪轉動數(shù)據(jù)匯總……………………………………………12 3.1.6核算轉速，轉矩…………………………………………………13 3.1.7錐齒輪結構示意圖………………………………………………13 4 軸的設計…………………………………………………………………………14 4.1 小錐齒輪軸（軸Ⅰ）的設計………………………………………………14 4.1.1作用在小齒輪上的力……………………………………………14 4.1.2小齒輪軸上的參數(shù)………………………………………………14 4.1.3 初步確定軸的最小直徑…………………………………………14 4.1.4 聯(lián)軸器的選用……………………………………………………14 4.1.5軸的結構設計……………………………………………………15 4.1.6求軸上的載荷………………………………………………………17 4.1.7按彎扭合成應力校核軸的強度……………………………………18 4.2 大錐齒輪軸（軸Ⅱ）的設計………………………………………………18 4.2.1作用在大齒輪上的力………………………………………………19 4.2.2類似軸Ⅰ的設計過程………………………………………………19 4.2.3軸的結構設計………………………………………………………19 4.2.4求軸上載荷…………………………………………………………21 4.2.5 按彎扭矩合成應力校核軸的強度…………………………………22 4.2.6 精確校核軸的強度…………………………………………………22 5軸承和鍵的選擇 …………………………………………………………………23 5.1 軸承的選取 ………………………………………………………………23 5.2.鍵的設計和計算…………………………………………………………25 6 刀盤刀片設計……………………………………………………………………26 7 總結 ……………………………………………………………………………28 參考文獻……………………………………………………………………………29 致謝 …………………………………………………………………………………30 1.前言 1.1 選題的背景和目的 剪切機有各種類型，平刃剪、斜刃剪、圓盤剪和飛剪。平刃剪用于剪切方坯，斜刃剪用于剪切板材，而圓盤剪廣泛用于縱向剪切厚度小于20~30毫米的鋼板及薄帶鋼。而飛剪用于剪切運動著的軋件，其剪刃有平刃、斜刃和圓盤式飛剪。 圓盤式剪切機由于刀片是旋轉的圓盤，因而可連續(xù)縱向剪切運動鋼板和帶鋼。圓盤式剪切機通常設置在精整作業(yè)線上用于將運動著的鋼板縱向邊緣切齊和剪切或者切成窄帶鋼，根據(jù)其用途可分為剪切板邊的圓盤剪和剪切帶鋼的圓盤剪。 剪切板邊的圓盤剪，每個圓盤刀片均以懸臂的形式固定在單獨傳動的軸上，刀片的數(shù)目為兩對。這種圓盤剪用于厚板精整加工線。板卷的橫切機組和連續(xù)酸洗機組等作業(yè)線。剪切帶鋼的圓盤剪用于板卷的縱切機組，連續(xù)退火和渡鋅機組等作業(yè)線上。將板卷切成窄帶鋼，作為焊管坯料和車圈的坯料等。這種圓盤剪的刀片數(shù)目是多對的，一般刀片都固定在兩根公用的運動軸上，也有少數(shù)的圓盤刀片是固定在獨立的傳動軸上的。 這次選圓盤式剪切機作為設計題目是在對1700橫切機組的調研的背景下進行的。1700橫切機組使用多年，其中圓盤剪使用過程中存在一些問題。該廠對該剪切機也進行了多次改造。圓盤剪使用過程中傳動系統(tǒng)精度底，徑向調整機構和刀片側向調整精度低，迫切要求更新和改造設計。 這次設計的目的就是通過設計對主軸傳動系統(tǒng)，刀片側向調整機構，特別是各個機構中的傳動部分進行設計。通過設計過程掌握圓盤剪單體機械設備的設計方法，使所學的理論知識和實際結合起來，提高設計能力，獨立分析能力和繪圖技術，進行規(guī)范化的的訓練為今后的工作打下有力的基礎。 1.2 圓盤式剪切機國內(nèi)外的發(fā)展現(xiàn)狀 剪切機有下列幾個機構組成：刀盤旋轉傳動系統(tǒng)，刀盤徑向調整和刀片的側向調整，剪切寬度的調整等。剪切寬度的調整實際上就是對機架的距離調整。 早期圓盤式剪切機速度較低，圓盤式剪切機刀片旋轉是用電機通過齒輪傳動，以及和萬向連接軸來實現(xiàn)的。刀盤徑向間隙調整用電機通過蝸桿蝸輪傳動是偏心套轉動來實現(xiàn)的。而刀片側向間隙是 用手動通過蝸輪傳動使刀片軸軸向移動來完成的。 圓盤剪后設置碎邊剪，將剪切下來的板邊剪成碎段送到下面的滑槽中，也可對剪下來的薄板邊用卷取機卷起來，然后停車卸卷。為了使切下來的板邊的鋼板平直，在出圓盤剪時切邊應向下彎曲，現(xiàn)在采用上刀片軸相對下刀片軸移動一個不大的距離或者上刀片直徑比下刀片直徑小一些來實現(xiàn)。 分條圓盤剪為了提高工作效率，從而采用了兩套機架，輪流使用，整體更換使設備的維修性提高，但投資費用大。 1.3 剪切機設計內(nèi)容和方法 1、通過靠工廠調研，了解同類圓盤剪生產(chǎn)中存在的問題，查閱相關資料掌握圓盤剪的發(fā)展現(xiàn)狀。 2、制定圓盤剪設計方案，在認真研究，有創(chuàng)新和改進，方案合理，并進行方案評述。 3、進行設計計算，保證機件強度和剛度，計算公式采用要有依據(jù)。 4、畫出總圖，部分部件圖和零件圖，利用計算機繪圖。 5、對設計中控制系統(tǒng)提出要求，選擇潤滑方法。 6、試車方法和維修技術，保證維修方便。 7、對設備進行經(jīng)濟分析和評價，降低設計成本。 2電動機的選擇 其技術數(shù)據(jù)如下：額定功率：0.75KW，滿載轉速：1400r/min 。電機所需功率為P=P/η=1900×1.3/1000×0.759=3.25KW。根據(jù)2.2轉速轉矩計算，電動機軸轉矩Td=5.1N?M 各轉動軸功率P1=0.72KW P2=0.68KW，所以確定Y系列電動機。 Y系列三相異步電動機具有國際互換性特點其中，Y系列（IP44）電動機為一般用途全封閉自扇式籠型三相異步電動機，具有防止灰塵鐵屑等雜物侵入電電動機內(nèi)部之特點，B級絕緣，工作環(huán)境不超過＋40°C相對濕度不超過95％，海拔不超過1000m，額定電壓220V，頻率50Hz。適用于無特殊要求的機械上。這里即選用此系列電動機。 查取電動機參數(shù)。比較選擇Y系列三項異步電動機在2.2節(jié)中求出工作機至少需要功率3.25kW，在不小于此功率前提下，選取額定功率至少4kW的電動機，有如下備選型號Y112M-2，Y112M-4，Y132M1-6，Y160M1-8，其中Y112M-2型磁極少體積小，價格較低，但其轉速高會使傳動比增大；Y160M1-8型轉速低，磁極多，重量大，成本高，這兩種電動機不宜在此處選用，通過比較選用Y112M-4-B3型電動機。扭轉轉矩：2.2，額定轉矩：2.3 2.1傳動裝置總體傳動比的確定及傳動比的分配 總傳動比 2.2確定各軸轉速、轉矩 2.2.1轉速計算 1) 小錐齒輪軸轉速 2) 大錐齒輪轉速 2.2.2轉矩計算 1) 對電動機軸： 2) 對各轉動軸： 功率： 轉矩： 3各齒輪的設計計算 3.1減速器內(nèi)錐齒輪的設計計算 3.1.1選定齒輪精度等級、材料熱處理方式及齒數(shù) 本運輸機工作速度、功率都不高，故選用8級精度。 1) * 選擇小齒輪材料為40Gr，調質處理，硬度270HBS，大齒輪材料為45號鋼，調質處理，硬度為230HBS，二者硬度差為40HBS。 2) 選取小齒輪齒數(shù)Z1=20，*初步確定傳動比為U1=1.9則大齒輪齒數(shù)Z2= U1 Z1=1.9×20≈38此時傳動比 3.1.2按齒面接觸疲勞強度計算 錐齒輪以大端面參數(shù)為標準值，取齒寬中點處的當量齒輪作為強度計算依據(jù)進行計算。 3.1.2.1設計齒輪 ⑴ 1) 初擬載荷系數(shù)，取齒寬系數(shù) 2) 彈性影響系數(shù) 查得 3) 應力循環(huán)次數(shù) 使用期： 4) 按齒面硬度查得齒輪的接觸疲勞強度極限為： 小齒輪：；大齒輪： 5) 接觸疲勞強度壽命系數(shù) *，選用線型1（允許少量點蝕）查得： ； 6) 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由課本式10-12得 ⑵ ⑶ 3.1.2.2參數(shù)計算 1) 試計算小齒輪（大端）分度圓直徑，代入較小的有： ⑷ 2) 計算平均圓周速度 由*，求平均分度圓直徑 3) 計算載荷系數(shù) 使用系數(shù)：由*，取 動載系數(shù)：由*，按9級精度查取， 齒間載荷分布系數(shù)：取1 齒向載荷分布系數(shù)： 其中，軸承系數(shù)由*查得 所以 綜上，載荷系數(shù) 4) 校正分度圓直徑，由* ⑸ 模數(shù) 取標準值m=4mm 3.1.3齒輪部分相關參數(shù) 1) 由分度圓直徑計算齒輪 2) 最終傳動比 3) 由齒數(shù)球分度圓直徑 4) 錐距R，由* ⑹ 齒寬 圓整取 5) 計算 * 則 3.1.4校核齒根彎曲疲勞強度 1) 確定彎曲強度載荷系數(shù)，與接觸強度載荷系數(shù)相同 2) 確定齒形系數(shù)，應力校正系數(shù)，*： 3) 確定彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)，壽命系數(shù)查* 查得： 疲勞極限應力，由* 查得： *可求出許用應力 ⑺ ⑻ 4) 校核彎曲強度 輪齒所受切向力，由*，有 ⑼ *校核 ⑽ ⑾ 彎曲強度滿足要求。 以上所選參數(shù)合適，至此減速器內(nèi)錐齒輪轉動設計完畢。 3.1.5錐齒輪轉動數(shù)據(jù)匯總 表3-1 齒輪的參數(shù)[12] Table 3-1 gear parameters [12] 名稱 代號 小齒輪 大齒輪 分度圓直徑 d 80 152 齒數(shù) z 20 38 大端模數(shù) m 4 節(jié)錐角 27.759o 62.241o 錐距 R 85.882 齒寬 b 26 齒距 p 12.56 工作齒高 h’ 6.8 齒高 h 7.552 齒頂高 4.528 2.272 齒根高 3.024 5.28 頂隙 c 0.725 齒跟角 2.017o 3.518o 齒頂角 3.018o 1.515o 頂圓錐角 30.777o 63.756o 跟圓錐角 25.742o 58.723o 齒頂圓直徑 88.014 154.116 冠頂距 73.891 37.989 大端分度圓弧齒厚 s 7.583 4.977 法向側隙 46 齒輪材料為20Cr且經(jīng)滲碳淬火，接觸材料系數(shù)：KHC=0.86 彎曲材料系數(shù) KFC=0.97。 考慮小齒輪的分度圓直徑相對于傳動軸的直徑差別并不是很大，而且為了保證更好的傳動精度，在本次設計中將小齒輪和傳動軸設計成一個齒輪軸。齒輪軸上的小齒輪與大齒輪安裝時保證它們之間存在一定的間隙，這個間隙用鉛絲檢驗，保證間隙不小于0.16mm并且不大于0.64mm。 3.1.6核算轉速，轉矩 表3-2 各軸運動、動力參數(shù)表 Table 3-2 of the axis, dynamic parameter list 參 數(shù) 轉速n（r/min） 功率p(KW) 轉矩（） 軸Ⅰ 1440 1.944 19.52 軸п 571.66 2.770 46.28 軸щ 87.60 2.687 293.02 3.1.7錐齒輪結構示意圖 圖3-3 錐齒輪結構示意圖 Figure 3-3 Schematic diagram of bevel gear 4 軸的設計 4.1 小錐齒輪軸（軸Ⅰ）的設計 4.1.1作用在小齒輪上的力 切向力： 前面已求出 徑向力： 軸向力： 4.1.2小齒輪軸上的參數(shù) 表4-1 小齒輪軸參數(shù)表 Table 4-1 Parameter Table pinion shaft 功 率 轉 速 扭 矩 4.1.3 初步確定軸的最小直徑 先按*初步估算軸的直徑，這里選取軸的材料為45號鋼，調質處理。 根據(jù)*，取，于是有 ⑿ 安裝聯(lián)軸器處軸的直徑最小 4.1.4 聯(lián)軸器的選用 為減小傳動間的振動，使傳動更平穩(wěn)，及補償電動機軸與小齒輪軸可能存在的相對位移并根據(jù)傳遞功率、轉矩的大小這里選用彈性套柱銷聯(lián)軸器。 由課本有，連軸器的計算轉矩公式： 查*，取，則有： 根據(jù)，查手冊（GB/T4323-2002），* 已知電動機輸出軸直徑為28mm，而能與28mm軸配合的彈性套柱銷聯(lián)軸器的最小型號為LT4，此型聯(lián)軸器的最小孔徑為20mm，這里就選用LT4型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為，與小齒輪配合的半聯(lián)軸器孔徑，所以軸段Ⅰ-Ⅱ直徑為，半聯(lián)軸器長度L=52mm，與軸配合的轂孔長度L1=38mm。 圖4-2聯(lián)軸器示意圖 Figure4-2 Coupling diagram 4.1.5軸的結構設計 4.1.5.1擬定軸上零件的裝配方案 通過對軸及軸系零件的安裝的可行性，難易程度的比較，對軸上零件的定位，軸的結構工藝性優(yōu)劣的分析，以及對現(xiàn)有方案的類比，現(xiàn)使用如下裝配方案： 圖4-3 裝配方案圖 Figure 4-3 Figure assembly scheme 4.1.5.2根據(jù)軸向定位的要求，硬度軸各段直徑和長度 1) 前已得到，半聯(lián)軸器右端以軸肩定位，所以取，連軸器左端用軸端擋圈定位，型號為：擋圈GB/T891 28，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=38mm，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段的長度應比L1略短，現(xiàn)取。 2) 初步選擇滾動軸承 因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)，查取手冊表6-7，由軸承產(chǎn)品目錄中初步取基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30206，其尺寸。故，， ， 3) 軸承端蓋的總寬度為25mm，根據(jù)軸承端蓋的裝拆，取端蓋的外端面與半 聯(lián)軸器右端面間的距離L=30mm故取 4) *由軸承的軸向定位需求取，長度初步取為 5) 安裝小錐齒輪處軸段的直徑 由*，齒輪輪轂長計算式L=(1~1.2)d，即L=1.2×22=26.4mm。但，小齒輪齒寬已為32mm，所以輪轂長應大于32mm，于是取輪轂長為40mm也由手冊表11-7，可求出輪轂外徑：。圓整取。 小齒輪與箱體內(nèi)壁應有一定距離避免干擾，同時小齒輪與軸承的距離應盡量小，以改善受力，綜合考慮，取，小齒輪右端伸出軸右端2mm，小齒輪與軸承間用一擋油環(huán)定位。 至此，已初步確定了軸Ⅰ的各段直徑和長度。 6) 軸上零件的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器于軸的周向定位全采用平鍵連接。*，軸Ⅰ-Ⅱ段使用鍵位GB/T 1096鍵 6×6×25，半聯(lián)軸器與軸向配合為；軸Ⅵ-Ⅶ段使用鍵為GB/T 1096鍵 C6×6×36，為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，選擇齒輪轂與軸的配合為；滾動軸承周向定位由過渡配合保證，選用軸直徑的公差為m6。 4.1.6求軸上的載荷 圖4-4 小齒輪軸上載荷圖 Figure 4-4 pinion shaft load diagram 對于30206型圓錐滾子軸承，由*查得a=13.8mm。固此可求得作為筒與梁的軸的支撐跨距L2+L3=87mm+49mm=136mm。 根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖，即如上圖（b）(c) (d)所示。從軸的結構圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面。 截面C處的各種受力值列表如下： 表4-2 截面C處的受力參數(shù)列表 Table 4-2 cross-section C at the force parameter list 載 荷 垂直面V 水平面H 支反力F（N） 彎矩 總彎矩 扭矩 4.1.7按彎扭合成應力校核軸的強度 這里只校核危險截面C的強度。*及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循動循環(huán)變應力，取折合系數(shù) 首先計算截面C的抗彎截面系數(shù)W ⒀ 軸的計算應力 ⒁ 該軸材料為45號鋼，調質處理，由*查得許用應力因此，，故安全。 4.2 大錐齒輪軸（軸Ⅱ）的設計 4.2.1作用在大齒輪上的力 由前對小齒輪受力的計算結果及兩齒輪間的作用與反作用對應關系有： 大齒輪上運動動力參數(shù) 功率 轉速 4.2.2類似軸Ⅰ的設計過程 初步估算最小直徑 ⒂ 安裝輸出聯(lián)軸器的直徑最小 4.2.3軸的結構設計 4.2.3.1擬定軸上零件的裝配方案（見圖4-3） 4.2.3.2根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度 1) 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，Ⅰ—Ⅱ軸右端制出一軸肩，故?、颉蠖蔚闹睆阶蠖擞幂S端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D＝28mm，Ⅰ—Ⅱ段 的長度應比略短，取。 2) 初步選擇滾動軸承 因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾動軸承，參照工作要求并根據(jù)，查*初步選?。夯居蜗督M，標準精度級的單列圓錐滾動軸承30206，其尺寸，故；滾動軸承采用長為10mm的擋油環(huán)右端定位，取。由手冊查詢，取 3) 取安裝齒輪處的軸段Ⅳ—Ⅴ的直徑，齒輪左端以軸套定位，軸肩的高度h>0.07d，取h=4mm，則軸環(huán)直徑。軸環(huán)寬度，取。 4) Ⅱ—Ⅲ軸段參考前一根軸設計原則，取 5) 考慮齒輪與箱體壁間距，與軸承的安裝，取，齒輪軸與軸承間的擋油環(huán)長度取15mm，外徑取40mm 6) 綜合考慮，減速器的對稱及空間需求取 至此，以初步確定了軸Ⅱ的各段直徑和長度。 圖4-5 大齒輪軸結構示意圖 Figure 4-5 Schematic diagram of the gear shaft 7) 軸上零件的周向定位 齒輪，半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。由手*得所選平鍵尺寸，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位由過渡配合來保證，選取軸的直徑尺寸公差為 8) 確定軸上圓角和倒角尺寸,參考課本表15-2 取軸端倒角為，軸肩Ⅵ圓角均為R1.6,其余為R1。 4.2.4求軸上載荷 圖4-6 大齒輪軸上載荷圖 Figure 4-6 the gear shaft load diagram 對于30206型圓錐滾子軸承，由*a=13.8mm。因此可求得作為筒與梁的軸的支撐跨距L2+L3=52mm+104mm=156mm，根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖，即如上圖所示。 從軸的機構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面。C處各面的彎矩值列表如下 表4-3 截面C處彎矩值列表 Table 4-3 lists the value of cross-section C at the moment 載 荷 垂直面V 水平面H 支反力F（N） 彎 矩 總彎矩 扭 矩 4.2.5 按彎扭矩合成應力校核軸的強度 這里只校核危險截面C的強度，根據(jù)課本式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取α=0.6，軸的計算應力 其中抗彎截面系數(shù)W由式計算 前已選定軸的材料為45號鋼，調質處理，由課本表15-1查得，因此，故安全。 4.2.6 精確校核軸的強度 4.2.6.1判斷危險截面 考查圖a、圖b、圖d可知，從應力集中且M、T又較大考慮，Ⅳ截面和C截面都有較大的合彎矩，但C截面處鍵槽引起的應力集中較小，鍵槽引起的應力集中是在鍵槽兩側，鍵槽引起的應力集中小于軸肩和過盈配合，故把危險斷面定在Ⅳ處，在Ⅳ處左側是軸肩應力集中，在Ⅳ處右側是過盈應力集中由于截面IV處受的載荷較大，直徑較小，所以判斷為危險截面。 4.2.6.2截面Ⅳ左側 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面Ⅳ左側的彎矩M為 截面Ⅳ上的扭矩T2為： 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉切應力 軸的材料為45號鋼，調質處理，由*15-1查得抗拉強度極限，抗彎疲勞極限，剪切疲勞極限截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù) ，按*附表3-2查取。 因，，經(jīng)帶值后查得。 又由*附圖3-1可得軸的材料的剛性系數(shù)為 故有效應力集中系數(shù)，由課本式（附3-4）有 由附圖3-2的尺寸系數(shù)； 由附圖3-3的扭轉尺寸系數(shù) 軸按磨削加工，由附圖3-4的3表面質量系數(shù)為 軸末徑表面強化處理，即，則按式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為 又有碳鋼的特性系數(shù)，取 計算安全系數(shù)值，按課本式（15-6）~（15-8）得 故可知其安全 4.2.6.3截Ⅳ右側 抗彎截面系數(shù)W按表15-4中的公式計算 抗扭系數(shù) 彎矩M及彎曲應力為 扭矩T2及扭轉切應力為 過盈配合處的，由*附表3-8用插值法求出，并取 軸按磨削加工，由*附圖3-4得表面質量系數(shù)為 故得綜合系數(shù)為 所以軸在截面Ⅳ右側的安全系數(shù)為 故該軸在截面Ⅳ右側的強度也是足夠的。該軸無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性，故不對軸進行靜強度校核。 5軸承和鍵的選擇 5.1 軸承的選取 a 作為機座的支承原件，必須能夠承受較大的軸向載荷。在這里選用推力球軸承[11]，軸承的型號為51209。 表5-1 軸承51209的主要技術參數(shù) Table5-1 bearing the main technical parameters of 51209 軸承代號 基本額定 極限轉速 r/min 動載荷 Ca/KN 靜載荷 Coa/KN 脂潤滑 油潤滑 51209 47.8 105 2200 3400 b 齒輪軸上軸承的選取： 考慮到齒輪軸上兩個軸承的安裝問題，在軸的齒輪端安裝直徑稍大的軸承。選取圓錐滾子軸承，型號為30206和30207。 表5-2 齒輪軸上軸承的主要技術參數(shù) Table5-2 gear shaft bearing the main technical parameters 軸承代號 基本額定 極限轉速 r/min 動載荷 Cr/KN 靜載荷 Cor/KN 脂潤滑 油潤滑 30206 43.2 50.5 6000 7500 30207 54.2 63.5 5300 6700 c傳動軸上軸承的選?。? 傳動軸上已經(jīng)有一個推力球軸承來承受軸向載荷，在這里在選取一對軸承支撐傳動軸的轉動。選取滾子軸承，型號為30210， 表5-3 傳動軸上軸承的主要技術參數(shù) Table5-3 shaft bearing the main technical parameters 軸承代號 基本額定 極限轉速 r/min 動載荷 Cr/KN 靜載荷 Cor/KN 脂潤滑 油潤滑 30210 73.2 92.0 4300 5300 軸承的校核 由圓錐滾子軸承的工作條件可知其失效形式是，接觸應力過大，產(chǎn)生永久性的過大的凹坑（即材料發(fā)生了不允許的永久變形），按軸承靜載能力選擇的公式為： 《機械設計》13-17 其中為當量靜載荷，為軸承靜強度安全系數(shù)，取決于軸承的使用條件。按《機械設計》表3-8 作連續(xù)旋轉軸承,普通載荷,So=1-2此處取1.5. 上軸承受純徑向載荷, 所以 因此軸承合適. 下軸承受徑向和軸向載荷, R為徑向載荷 A為軸向載荷 X Y分別為徑向軸向載荷系數(shù)，其值按《機械設計》表13－5查取 因為 所以 所以 因此軸承合適 齒輪軸上軸承受力很小，所以不用教核。 軸承摩擦力矩的計算： 如果 （C為基本額定動載荷，P為所受當量動載荷），可按《機械 設計手冊》第二版 (16.1-13)公式: 估算 其中:為滾動軸承摩擦因數(shù)，F(xiàn)為軸承載荷，d為軸承內(nèi)徑。 查表《機械設計手冊》第二版 表16.1-29得 ，所以也可以用此公式估算 所以 5.2.鍵的設計和計算 ①選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸 一般8級以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應用平鍵. 根據(jù) d=55 d=65 查表6-1?。? 鍵寬 b=16 h=10 =36 b=20 h=12 =50 ②校和鍵聯(lián)接的強度 查表6-2得 []=110MP 工作長度 36-16=20 50-20=30 ③鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 K=0.5 h=5 K=0.5 h=6 由式（6-1）得： ＜[] ＜[] 兩者都合適 取鍵標記為： 鍵2：16×36 A GB/T1096-1979 鍵3：20×50 A GB/T1096-1979 6 刀盤和刀片的設計 本設計刀盤刀片圖如下所示： 圖6-1刀盤示意圖 Figure 6-1 Schematic cutter 圖6-2刀片示意圖 Figure 6-2 Schematic diagram of the blade 刀片選材和動平衡性說明： 因為相同直徑的不同刀具的破裂極限與刀體質量、刀具構件數(shù)和構件接觸面數(shù)之間的關系，經(jīng)比較發(fā)現(xiàn)，刀具質量越輕，構件數(shù)量和構件接觸面越少，刀具破裂的極限轉速越高。研究發(fā)現(xiàn)，用鈦合金作為刀體材料減輕了構件的質量，可提高刀具的破裂極限和極限轉速。但由于鈦合金對切口的敏感性，不適宜制造刀體，因此刀片采用高強度鋁合金來制造刀體。 在刀體結構上，應注意避免和減小應力集中，藥材上的凹槽會引起應力集中，降低刀體的強度，因此應盡量避免藥材表面的不平整。同時，刀體的結構應對稱于回轉軸，使重心通過刀片的軸線。刀片和刀座的夾緊、調整結構應盡可能消除游隙，并且要求重復定位性好。 提高刀片的動平衡性對提高刀片的安全性有很大的幫助。因為刀具的不平衡量會對主軸系統(tǒng)產(chǎn)生一個附加的徑向載荷，其大小與轉速的平方成正比。按照標準草案要求，用于高速切削的刀片必須經(jīng)過動平衡測試，并應達到ISO1940－1規(guī)定的G4.0平衡質量等級以上要求。 29 7 總結 機械設計制造及其自動化畢業(yè)設計是我們學完了大學的全部課程之后進行的。這是我們對所學課程的一次深入的綜合性總復習，也是一次理論聯(lián)系實際的訓練。因此，它在我們四年的大學生活中占有重要的地位。 在這次畢業(yè)設計中，我有很多收獲，首先把我?guī)啄陙硭鶎W的知識做了一次系統(tǒng)的復習，更深一步了解了所學的知識，培養(yǎng)了我綜合運用所學知識，獨立分析問題和解決問題的能力，也使我學會怎樣更好的利用圖書館，網(wǎng)絡查找資料和運用資料，還使我學會如何與同學共同討論問題。這對我以后的工作有很大的幫助,今后我會在工作中不斷的學習,努力的提高自己的水平。經(jīng)過本次設計，我切實體會到作為一個優(yōu)秀的設計人員的艱難性。在設計過程中，我經(jīng)常遇到各種各樣的問題，有的是知識方面的不足導致的，有的是設計經(jīng)驗方面不足導致的。這些問題有時使得我束手無措，不過在指導老師幫助和自己的努力下，終于使得我順利完成了設計。 由于知識面的缺乏和實踐經(jīng)驗的不足我，設計中還存在很多不足的地方?？偟膩碚f，我希望通過這次畢業(yè)設計對自己未來將從事的工作進行一次適應性的訓練，從中鍛煉自己分析問題，解決問題的能力，為將來工作打下良好的基礎。 參考文獻 [1] 蔣健蘭 肖杰明.《一種中藥材切片機設計的新思路》[J] 機電信息 ，2009年 26期，34-35 [2] 韋恩鑄 胡建平.《蓮藕切片機推料裝置的設計》[J] 農(nóng)機化研究，2008年 11期，104-106。 [3] 汪虹， 張永林．《高效核桃仁切片機的設計》[J]糧油食品科技，2006年 14卷 4期：6-7。 [4] 王文奎．《直線往復式藥材切片機原理》[J] 機床與液壓 ，2004．No．2：19—20． [5] 劉峰．《蔬菜切絲切片機》[J] 沿海企業(yè)與科技，2004年 6期：24-24． [6] 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先要感謝我的導師張嵐老師。他平日里工作繁多，但在我做畢業(yè)設計的每個階段，從外出實習到查閱資料，設計草案的確定和修改，中期檢查，后期詳細設計，裝備草圖等整個過程中都予以我悉心的指導。我的設計較為復雜繁瑣。但是張老師仍然細心地糾正圖紙中的錯誤。除了敬佩張老師的專業(yè)水平外，他的治學嚴謹和科學研究的精神也是我永遠學習的榜樣，并將積極影響我今后的學習和工作。 感謝大學四年來所有的老師，為我們打下機械專業(yè)知識的基礎；同時還要感謝所有的同學們，正是因為有了你們的支持和鼓勵。此次畢業(yè)設計才會順利完成。 感謝湖南農(nóng)業(yè)大學四年來對我的大力栽培。