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1、目录第一章多功能蔬菜切丝机原理简介2第一节工作原理2第二节原始数据2第三节总体方案设计3一、总体方案3二、机构组合的选择3一传送带3二刀具4三挡板7附10第二章减速器设计11第一节电动机的选择11第二节传动比的分配11第三节V带设计12第四节齿轮设计13一、高速啮合齿轮组13二、低速啮合齿轮组18第五节轴的设计22一高速轴22二、中间轴27三、低速轴28第六节其他零件设计3030第七节箱体结构设计第一章多功能蔬菜切丝机原理简介第一节工作原理多功能蔬菜切丝机广泛用于各种软硬根茎叶类蔬菜和海带的加工，可切制片、丝、块、丁、菱形、曲线（不同形状刀具）等各种把戏。如图Ll所示，电动机D经减速系统J减速
2、后，动力分别由传动机构I、II、III、IV、V输出。传动系统I驱动旋转式或直动式）切刀将物料切片，II驱动竖刀上下运动将物料切丝，IH驱动输送带带动待切物料间歇运动（步进运动），IV驱动夹持带运动以便切菜时夹持、压紧物料，V驱动圆毛刷转动完成清带工作。要求机器运行平稳，切菜均匀。物料切菜大小及生产率可调，取决于输送带速度和切刀速度。图1-1第二节原始数据切片厚度约4mm,切丝厚度约3mm；设切刀工作阻力产=IooON；旋转式切刀转速30017m；或采用直动式切刀，工作频率300次/分；行程速比系数K；机器运转速度不均匀系数许用值同；主传动机构许用压力角%=40。，辅传动机构许用压力角LJ=7
3、0。；生产能力300-2000kg/h；电动机转速4二1400rm;电动机功率储藏系数9第三节总体方案设计一、总体方案电动机输出原动力，通过带传动经减速箱使主轴转速到达适宜范围，主轴再经过带传动将动力输出到各个机构上（刀具，传送带等），来实现蔬菜切丝的功能。二、机构组合的选择一、传送带传送带采用了间隙运动形式，具体循环为运动IOS停留8s,传物带是由棘轮带动，做间歇运动。如下列图传送带由带轮和带组成，棘轮通过带轮，再带动蔬菜的运动图1-2其中：传物带运动时间为：U=8s间歇停止时间为：t2=10s带总长为：L=2.4m（分为4段）带的运动速度为：V节带轮的直径为：d=0.32m=32cm带轮的
4、转速为：n1=0.075*60（0.16*2*PI）rmin=4.48r/min图1-3上图及为棘轮带动带轮的转动；其中棘轮由电机通过减速器后再通过一级减速的转速，棘轮与另一轮通过齿轮啮合由带的间歇运动可知,其有齿的局部为：10*360/18度=200度棘轮与另一齿轮的传动比由带轮的转速和减速后棘轮轴的转速可确定。二、刀具切刀与竖刀的运动相同，都是由槽轮和连杆机构（或曲柄滑块机构）共同和组合实现上下来回的间歇运动和左右水平方向的往复运动。其中间歇运动与带轮的间歇运动相配合，到达准确切菜的目的。因为切片厚度要求为：4un刀具运动的频率为：300次min切菜的长度为：20CnF20OnInI水平运
5、动的速度为：V=2cms图1-4如图及为保证刀具水平运动的根本机构：曲柄滑块机构由带和切刀的运动特性可知，曲柄运动一周所需的总时间为：18S切菜过程的时间为：10S由于其较慢的运动速度，可假定其水平方向的运动为：匀速运动曲柄的转动也可假定为匀速转动，所以其转速为：m竖直方向上的运动是首先通过槽轮的带动，再通过齿轮和偏心轮盘让切刀做竖直的往复运动和间歇运动。如下列图图1-5图中即为刀具实现上下来回及间歇运动的根本机构。再配合其水平的运动便实现了切菜的目的其中刀具的运动频率为：300次min因此偏心轮的运动转速也同样为：300rmin槽轮连接减速器输出后的主轴，槽轮的相关参数设计根据间歇运动的特性
6、，及IOs的运动和8s的停止特性。中间齿轮的传动比根据槽轮的输出速度和偏心轮的速度可计算出。竖刀的设计与切刀相同，由同样的机构和同样的运动特性组成，只需将竖刀的放置方向变为与切刀垂直的方向即可。如图1-6,即为竖刀和切刀做整个运动的大致机构图（三）、挡板机构夹具系统是待切的蔬菜运动到切刀处时由夹具让蔬菜根本固定，方便切刀和竖刀对蔬菜进行切割。蔬菜切割完成后，夹具放开，让切好的蔬菜运动到下一个目的地。由传送带和切刀的运动可知夹具的运动也同样为间歇运动其间歇的时间和切刀一致。如图1-7该方案为一简单的凸轮机构.及其通过凸轮的带动让挡板运动当当版运动到最高处及其位移最大时挡板压紧蔬菜从而切刀可切割蔬
7、菜。图1-7在该凸轮机构中因为切菜的切割时间为10s,非切割时间为8s。及可知挡板运到最远处的时间为：10S凸轮的转速为：由如图1-8该方案与前一方案类似同样为一凸轮的运动，并通过对带有挡板的杆件的推送，使其压紧待切的蔬菜，蔬菜切割完的同时运动到小凸轮局部，带有挡板的杆件课任意绕着较接点转动，因此蔬菜可随着物带运动到下一点。该结构中由于其需要挡菜的时间为：IOs,下一待切菜运动来所需的时间为：8s,所以大凸轮的局部仍占总凸轮的：5/9及为：200度其所需的转速与前一凸轮相同图1-8这两种方案，需要在切刀处和竖刀处各设置一个。且前一种方案由于其为一个方向上的运动，所以其会对蔬菜的运输造成阻碍，因
8、此种方案不合理。图1-9如图1-9为一曲柄摇杆机构；该方案同样是实现压紧蔬菜，与切刀和竖刀配合，保证蔬菜的准确切割。该机构中通过连杆的带动，摇杆随着曲柄摆动而实现压紧，摇杆作往复运动，因此同样需要通过槽轮的带动使其作间歇运动。摇杆运动到如图左边极限位置停留时间为IOs,及此时槽轮圆销还未进入径向槽，由于槽轮内凹锁止弧被销轮的外凸圆弧锁住而静止。摇杆在右边的停留时间为6s,此时状态与在右边停留根本相同。其运动的时间为：2s可大致计算出曲柄的运动转速：n4=30r/min该方案因为只需要一个机构，便可以同时将切刀处和竖刀处的待切蔬菜进行压紧，既节省了材料资源，还减小了功率消耗，并且由于只有一个机构
9、带动保证了夹具系统的一致性和准确度，另外由于切刀中同样用到了槽轮机构，因此，又可以同时共享一个机构，增加了合理性。因此选用此种方案。上述的三种方案，其根本参数设计：凸轮大小，连杆的长度，曲柄的运动特性等，均可以通过其间歇运动的特性，再由其工作循环图利用作图或解析法计算。附传送带上己经安装好一三面有挡板的放菜板，其底板与边框的材料均可以弯曲，拉伸，图1-10图1-10及为其简单的示意图。待切的蔬菜放入框内，通过上面设计的挡板，挡住其另一开口面，进而切刀（或竖刀）运动，在框内切好待切的蔬菜。整个传送带上，均匀分布着4个如上图所示的挡板机构，切菜时依次将待切的蔬菜放入框内，进行后续的切割。另外，对于
10、清带系统，及可改为简单的倾倒系统。当已被切成丝状的蔬菜，运动到带的末端时，带上的菜框会自动随着运动把菜倒出，只需在倒菜处事先放好一盛才的器具即可。第二章减速器的设计一、电动机选择根据该机器运行要求选择型号为Yl12M,其功率为4kW,转速为1400rmino二、传动比的计算与分配根据电动机1400rmin和设计的主轴15rmin,确定了总传动比为93,减速分三级，第一级为带传动，二、三级为齿轮减速箱减速。选定带传动传动比为3,减速箱为二级减速，根据查表得第一级传动比为7.2,第二级为4.3。三、V带设计一.计算功率PO由参考文献1中表11.3得KA=I.0,故E=K八P=I.0x44W=4ZW
11、二、选择带型号根据Pc=4kW,nl=1400rmin,由文献1图11.11初步选用A型带。三、选取带轮基准直径,=132mm,设滑动率=1%Jrf2=(1-)ddi=392.04mmZdd2=400mm四、验算带速V在5-25ms之间，带速适宜。五、确定中心距a和带的基准长度Ld在0.7(%+aWaoW2(%+处2)范围，初选中心距a=600mmo得带长1.d=2%+(+3+(%：4j=2065.5924%根据文献1表ILlo,选A型带的标准长度Lj=2000mm继而可得实际中心距取a=702mm六、验算小带轮包角1q=180。乙一x57.30=158.12。120。包角适宜。a七、确定带的
12、根数Z因dd,传动比查得=2.13AW尼=0.17AW；由表ILlO查得Ka=0.95KL=LO3。那么得取z=2根八、确定初拉力与单根普通V带的初拉力为九、计算带轮轴所受压力四、齿轮设计一、高速啮合齿轮组1 .选定齿轮材料、热处理及精度考虑此减速器的功率等因素，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮。（1）齿轮材料及热处理大小齿轮（整体结构）材料为20CrMOTi。齿面渗碳淬火，齿面硬imi=wlim2=1500MPriml=flim2=50OMRz,齿面最终成形工艺为磨齿。齿轮精度按GBT10095T988,6级，齿面粗糙度Ra=O.8m,齿根喷丸强化。装配后齿面接触率70%o2 .初步设计齿
13、轮传动的主要尺寸因为为硬齿面齿轮传动，具有较强的齿面抗点蚀能力，故先按齿根弯曲疲劳强度设计，再校核齿面接触疲劳强度。（1）计算小齿轮传递的转矩（2）确定齿数Z因为是硬齿轮，故取z=21,Z2=iz151。传动比误差i=&=7.1905,Ai=曳二XXloo%=0.132%5%允许。Z17.2(3)初选齿宽系数为d=0.6o(4)初选螺旋角初定螺旋角4=12。载荷系数使用系数KAKA=I.0；动载荷系数(KLLO2；齿向载荷分布系数K,K明=1.17,KS=I.13；齿间载荷分布系数KFaKua=KFa=1.1；载荷系数KK=KAKVKFaK=1.31(6)齿形系数Yra和应力修正系数YSa当量
14、齿数Zr=Z/Codp=22.44；zv2=z2cos/7=161.35=2.78,32.1;由图9.54查得1.=I56,L=I.84。(7)重合度系数工端面重合度近似为因=J/CoS2月，那么重合度系数为(8)螺旋角系数轴向重合度(9)许用弯曲应力Sf=1.25(按1%失效概率考虑)小齿轮应力循环次数N=60成=2.02x109大齿轮应力循环次数N2=NJu=2.81IO8YNl=0.86,%=也；实验齿轮应力修正系数乙产2.0;*产=688MPa许用弯曲应力S/m=FHm%2%.=656MPaSF比拟组1%L=6.3xIO*遥四=5.89XHL取YFaYSa_YFmYSalOFPFPl(
15、IO)计算模数按文献1表9.3圆整模数，取以=2加。(11)初算主要尺寸初算中心距a=mnzx+z2)(2cos)=131.88,取a=132un修正螺旋角=arcco包红出=12.242a八+r4=mz.cos7=42.94ww分度圆直径,”J2=TWzfZ2cos7=308.75帆加齿宽b=%d=25.76nn,取4二55nm,b2=45m机齿宽系数d=b2di=0.65(12)验算载荷系数K圆周速度V=蛆臼一=0.788/72/560x1000由文献1图9.44查得Kr=I.02,不变。按a=0.65,。=21也KHp=1.17;又因b/h=b/(2.25mll)=6.22,查得=1.1
16、3,不变。又KA=LO和K.=Kpa=1.1不变，那么K=1.27也不变故无须校核大小齿轮齿根弯曲疲劳强度。(1)确定载荷系数KKA=Lo,Ky=1.02,KH8=1.17,KHa=KHB=Ll载荷系数AHB优H0K=KAKvKHaKH小38(2)确定各系数材料弹性系数ZfZ=189.8屈M节点区域系数ZZh=2.45重合度系数Z.Zg=0.775螺旋角系数Z#ZZy=JCoS6=0.988(3)许用接触应力试验齿轮的齿面接触疲劳极限wliml=1500寿命系数ZNZN=O.87,ZM=O.89；工作硬化系数ZlV=I尺寸系数ZXZX=1；平安系数S”查得S”=1.05w,1=0/44=124
17、2.86MP。那么许用接触应力SHlp2=mimZ2Z,Z=1271.43MP。SH取fip=aHP=1242.86MPa(4)校核齿面接触强度满足齿面接触强度。二、低速啮合齿轮组1.选定齿轮材料、热处理及精度考虑此减速器的功率等因素，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线直齿轮。(1)齿轮材料及热处理大小齿轮(整体结构)材料为20CrMOTi。齿面渗碳淬火，齿面硬取Hm=21im,K即=1.17;又因bh=b(2.25mn)=6.22,查得KY=I.13,不变。又KA=LO和KHa=KFa=1.1不变，那么K=1.27也不变故无须校核大小齿轮齿根弯曲疲劳强度。(1)确定载荷系数K载荷系数K=I.31(
18、2)确定各系数材料弹性系数ZEZt=189.8节点区域系数ZZh=2.45重合度系数乙Z,=0.775螺旋角系数Z#Z.=Jcos-=0.988(3)许用接触应力试验齿轮的齿面接触疲劳极限=1500MR,寿命系数ZNZN=O.87,ZM=O.89；工作硬化系数Z“,=1尺寸系数ZXZl=1；平安系数S”查得S”=1.05wp=1242.86MP。那么许用接触应力S”npl=%层/4=1271.43MPaSH取HP=cthp=1242.86MPa(4)校核齿面接触强度满足齿面接触强度。(5)齿轮各项参数四、轴的设计一、高速轴选择轴的材料为45钢，经调质处理，硬度为217-255HBS。由1=18
19、0MPao取二0,并由文献表19.3选系数人二108,得因为轴端联轴器需开键槽，会削弱轴的强度。故将轴径增加4%-5%,取轴的直径为22un(1)拟定轴上零件的布置方案根据轴上齿轮、轴承盖、半联轴器等零件的装配方向、顺序和相互关系，轴上零件的布置如图(2)轴上零件的定位及轴的主要尺寸确实定工作情况系数K=L3,计算转矩7；转矩为根据7；值，查国标GB/T5014-1985,选用ML3型梅花形弹性联轴器Y型轴孔，其孔径为24mm,与轴配合为H7k6;联轴器的骰孔长为38mm,故轴与其配合长的为36mm按轴径选用平键截面尺寸b*h=6*6mm,键长为25mm(GB/T1095T990);按轴径选用
20、轴端挡圈直径为32mmo2)轴承、齿轮的定位及轴段主要尺寸根据轴的受力，选取7206C轴承，其尺寸fDB=3062l6un,与其配合轴段的轴径/=4=30的。根据箱体结构设计，取由于齿轮直径与轴直径之差符合齿轮轴的要求，所以选用齿轮轴设计方案。(1)画轴空间受力简图(a),将轴上作用力分解为垂直面受力(b)和水平面受力(d)取集中力作用于齿轮和轴承宽度的中点。(2)轴上受力分析(3)计算作用于轴上的支反力1.-194-66CMdAr.,FHA=F.=2294N水平面内194FHB=FLFHA=1183Nva+=+兄垂直面内194%=66工+278Fva=512NFVB=I507N(4)计算轴的
21、弯矩，并画弯矩图计算截面C处的弯矩分别画出垂直面和水平面的弯矩图(c、e)；求合成弯矩并画其弯矩图(f)o画扭矩图(g)(6)校核轴的强度危险截面多为承受最大弯矩和扭矩的截面，通常只需对该截面进行强度校核。取=07;尸=0；考虑键槽影响，dl乘以0.94,那么有=JMi+(;T)2=25.02352MPa匕c0.1d3J那么强度适宜。(7)轴承校核所用轴承位7206Cd*D*B=30*62*16由机械零件手册得G=23000MCO=15000N由文献1表17.8得4=1.0D计算附加轴向力羯1,氏2那么可得轴承1,2的附加轴向力为2)计算轴承所受轴向载荷得知，轴承2被压紧，轴承1放松。可得3)
22、计算当量载荷轴承1：，=0.0788Co由文献1表17.7,用线性插值法可求得q=0.40可得Xl=O.44,X=0.40轴承2：*=0.63883e,工2由e2,可得X2=OM泻=L30轴承寿命计算因P2巳故按轴承2计算轴承寿命：所以7206C适宜。二、中间轴选择轴的材料为45钢，经调质处理，硬度为217-255HBS。由.1=180MPao取夕二0,并由文献表19.3选系数加108,得因为轴端联轴器需开键槽，会削弱轴的强度。故将轴径增加4%-5%,取轴的直径为45mm(1)拟定轴上零件的布置方案根据轴上齿轮、轴承盖、半联轴器等签件的装配方向、顺序和相互关系，轴上零件的布置如图(2)轴上零件
23、的定位及轴的主要尺寸确实定轴承、齿轮的定位及轴段主要尺寸根据轴的受力，选取7209C轴承，其尺寸dxQx3=45x85xl9mm,与其配合轴段的轴径dl=d5=45mm。取齿轮安装轴直径d2=d4=50n?!,根据轴的直径和齿轮的直径的关系，选择高速啮合的大齿轮为键连接，低速啮合小齿轮为齿轮轴。由2个齿轮的齿宽选择这两段轴长为由此可得平键尺寸为14x9x36mm选取齿轮间距为10mm,齿轮间轴径选定为55mm0三、低速轴选择轴的材料为45钢，经调质处理，硬度为217-255HBS。由1=180MPao取二0,并由文献表19.3选系数A=IO8,得因为轴端联轴器需开键槽，会削弱轴的强度。故将轴径
24、增加4%-5%,取轴的直径为68mm(1)拟定轴上零件的布置方案根据轴上齿轮、轴承盖、半联轴器等零件的装配方向、顺序和相互关系，轴上零件的布置如图(2)轴上零件的定位及轴的主要尺寸确实定工作情况系数K=L3,计算转矩7；转矩为根据7；值，查国标GB/T5014-1985,选用MLlO型梅花形弹性联轴器Z型轴孔，其孔径为70mm,与轴配合为H7k6;联轴器的骰孔长为107mm,故轴与其配合长的为105mm按轴径选用平键截面尺寸b*h=12*8mm,键长为70mm(GB/T1095T990);按轴径选用轴端挡圈直径为80mmo根据齿轮齿宽确定了L4=AOtwn根据所选轴承，确定了I6=26mo2）
25、轴承、齿轮的定位及轴段主要尺寸根据轴的受力，选取7216C轴承，其尺寸dx0x3=80xl40x26mm,与其配合轴段的轴径4=4=80如*根据箱体结构设计，取齿轮配合轴上平键尺寸为22*14*28第六节其他零件其他零件包括螺栓组、螺钉、垫片、套筒、销。螺栓组包括规格为d=M6化A级的六角头螺栓规格为d=M8化A级的六角头螺栓规格为d=M12化A级的六角头螺栓规格为d=24化A级的六角头螺栓螺钉包括规格为d=M8理A级规格为d=M10理A级销为公称直径为tmin=7.94三,tZmax=Snvn公称长度为35mm材料为钢普通淬火外表氧化处理的圆锥销第七节箱体结构设计机盖壁厚8mm机盖凸缘厚度12mm地脚螺钉数目4参考文献：文献1：吴克坚主编.机械设计.高等教育出版社，2003.
