湘玉竹切片機的設(shè)計

湘玉竹切片機的設(shè)計,玉竹,切片機,設(shè)計 邵陽學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） 內(nèi)容提要 本設(shè)計用于湘玉竹的切片，其主要特點為旋切式切片，通過計算平帶的長度和刀具的寬度,設(shè)計在平帶上裝了八把刀片，每次切得1mm,使得其效率比同類產(chǎn)品要高，從而提高生產(chǎn)效益。基本的工作原理:機構(gòu)由電動機傳遞動力給V帶,通過V帶的減速,再由V帶將動力傳遞給平帶輪從而帶動刀片完成切片。在切片的同時通過變頻電動機與齒輪齒條的配合，使得壓緊機構(gòu)對物料進行壓緊，然后進行切片。這里設(shè)計的旋切式湘玉竹切片機，雖然是針對湘玉竹而進行的設(shè)計，但也可以用到其它的相關(guān)領(lǐng)域，其主要特點是效率較高。 Summary The design is used to slice polygonatum. It’s main characteristic is spin slice. By calculating the length of flat belt and the width of cutting tool and designing to install 8 blades on flat belt, it can make every cut 1mm, which makes it’s efficiency higher than other kindred products’. Therefore, the production efficiency is improved. Basic working theory: through electromotor, machine transfers power to V belt; through speed-down of V belt and to transfer the power to flat belt wheel by V belt, it makes the blades to slice. When slicing, the match between frequency conversion electromotor and gear and rack makes press institute to press the material to slice. Although the spin slice polygonatum slice machine is designed for polygonatum, it can also be used in other relational field. It ‘s main characteristic is high efficiency. 1 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，并可作高級滋補食品、佳肴和飲料。 另栽培玉竹經(jīng)濟效益十分可觀，是農(nóng)民生產(chǎn)致富的一條好門路。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，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，無以應(yīng)對大規(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強度，降低了工作效率,所創(chuàng)造的效益也極其的少，難以達到現(xiàn)在市場的需求，目前國內(nèi)也有一些切片機，但它們的效率也不是很高，如由邵陽神風(fēng)動力制造有限責(zé)任公司研究的一種玉竹切片機每小時可加工玉竹片２０－３０公斤，玉竹片最長可達２０－３０ｃｍ長。 因此本人對以前的切片機進行參考，進行改進，將其刀片改為旋切式的，提高機構(gòu)的切片效率設(shè)計出此作品。 2 設(shè)計思路及整體方案 2.1 整體設(shè)計思路 本人設(shè)計的旋切式湘玉竹切片機，主要是由電動機經(jīng)V帶降速并傳遞給平帶動力，從而使平帶進行旋轉(zhuǎn)運動，使刀片對湘玉竹進行旋切。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，并且壓緊物料進行切割。見圖1。 2.2設(shè)計方案 通過平帶的傳動與切割，完成切片過程；同時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，物料箱固定在機架上的導(dǎo)軌上，隨著平帶的旋轉(zhuǎn)運動，刀片也跟著運動，同時，在平帶上安裝了8把刀片，使得其效率非常的高。 2.3 機構(gòu)示意圖 小平帶輪1——通過它的軸與V帶軸連接，為主動輪；機架2——通過它支撐與連接機架平臺，起到固定的作用； 機架平臺3——用來支撐物料箱上的導(dǎo)軌；平帶4——在上面安裝刀片，切片的同時也支撐物料；定位元件5——用電機控制它的運動情況，在切片的時候固定物料箱；壓緊輪6——用來壓緊平帶，保證平帶的強度；刀片7——用鉚釘鉚在平帶上，切片的元件；壓緊機構(gòu)8——它與電機配合，用來壓緊物料；物料箱9——用來盛放物料的裝置；導(dǎo)軌10——設(shè)計在物料箱的兩側(cè)，正好架在機架平臺上；支撐板11——支撐平帶；大帶輪12——機構(gòu)的從動部件。 1-小平帶輪 2-機架 3-機架平臺 4-平帶 5-定位元件 6-壓緊輪 7-刀片 8-壓緊機構(gòu) 9-物料箱 10-導(dǎo)軌 11-支撐板 12-大平帶輪 圖2.1 切片機示意圖 3 電動機的選擇 作為動力源頭，它的選擇是否恰當(dāng)，關(guān)系到整個機構(gòu)的性能。它的選擇包括選擇類型、結(jié)構(gòu)形式、容量（功率）和轉(zhuǎn)速，并確定型號。 電動機類型和結(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（性質(zhì)、大小、啟動性能和過載情況）來選擇。 電動機結(jié)構(gòu)有開啟式、防護式、封閉式和防爆式等，可根據(jù)防護要求來選擇。同一類型的電動機又具有幾種安裝形式，應(yīng)根據(jù)安裝條件來確定。 作為本次設(shè)計需要，重點在電動機的選擇上，而功率又是選擇的根本，針對此機構(gòu)工作特點，將其歸入平穩(wěn)負載連續(xù)工作制電動機功率的選擇。 額定功率的計算： （3.1） 式中 pe----電動機額定功率（kw）； Pz----負載功率（kw）； ----折算到電動機軸上的靜負載轉(zhuǎn)矩（n.m）； ne----電動機額定轉(zhuǎn)速（r/min）。 另根據(jù)實驗（見表1）可得切一根玉竹的力大約在20N左右，而本人設(shè)計的物料箱的寬度為300mm，所需切片的湘玉竹先經(jīng)過初選，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 通用剪切報告 執(zhí)行標(biāo)準(zhǔn) 試樣寬度（mm） 最大載荷（N） 通用剪切試驗標(biāo)準(zhǔn) 1.5 7.5 15 22.5 5.77 37.62 37.02 41 帶輪軸所需功率為 （3.2） 考慮到傳動裝置的功率消耗，電動機的輸出功率為 （3.3） 式中，為從電動機到小帶輪軸之間的總效率，= =0.903 , =0.99為彈性聯(lián)軸器的傳動效率，=0.98為一對滾動軸承效率，=0.98為一對滾動軸承傳動效率，=0.95為彈性聯(lián)軸器與v帶的傳動效率。 電動機的輸出功率為=2.2 kW，因此本人的設(shè)計中電動機的型號為Y132S-6，額定功率為3kW，轉(zhuǎn)速為960r/min。 4 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，無緩沖減振能力，適用于無沖擊，被聯(lián)接的兩軸中心線嚴格對中，而且機器運轉(zhuǎn)過程中不發(fā)生相對位移的地方。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位移或者靠彈性元件的彈性變形補償位移。 4.1 小V帶軸和電動機軸之間聯(lián)軸器的選擇 因切片機的載荷變化大，選用緩沖較好的，同時具有可移性的彈性套柱銷聯(lián)軸器。Y132S-6電動機軸的直徑為38mm，查機械設(shè)計手冊，根據(jù)軸徑和計算轉(zhuǎn)矩選用TL6聯(lián)軸器： 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩: 選擇工作情況系數(shù)K,查表取K=1.5,計算轉(zhuǎn)矩: =1.529.8=44.7Nmm. 其許用最大扭矩,許用最高轉(zhuǎn)速 此聯(lián)軸器合用 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,選擇彈性套柱銷聯(lián)軸器TL5: 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩: 選擇工作情況系數(shù)K,查表K=1.5,計算轉(zhuǎn)矩: =1.586.3=129.45Nmm. 其許用最大扭矩,許用最高轉(zhuǎn)速 此聯(lián)軸器合用。 4.3 壓緊裝置電動機和傳動軸之間聯(lián)軸器的選擇 壓緊裝置選用的變頻電動機型號為YZTPWT112M-2。電動機軸的直徑為28mm,選用彈性套柱銷聯(lián)軸器TL5:。 5 平帶的設(shè)計 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算 （1）帶速v=5m/s （2）小帶輪的直徑 d= (5.1) 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/min （3）大帶輪的直徑 d= （?。? (5.2) 所以大帶輪軸的轉(zhuǎn)速為n=234.1r/min （4）帶長 =2a+（d+ d）+ (5.3) 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)長度L為4000mm。 （5）如果帶傳動的中心距過小，則帶長較小，在速度一定時，帶的循環(huán)次數(shù)多，對帶的壽命不利，同時包角也減小，因此帶傳動的中心距不宜過小，也不宜過大，否則引起帶的跳動。 初定中心距： (5.4) ，取a=1430mm 計算實際中心距： =1439.6 (5.5) （6）在帶的最大有效拉力的分析中可知，小帶輪包角取得過小，將影響帶傳動能力，一般小平帶輪的包角應(yīng)不小于，如果設(shè)計時包角太小，應(yīng)增大中心距或張緊輪。 a =176.59 (5.6) （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 （9）帶寬 b=355mm （10）輪緣寬度取400mm （11）計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，=1.2 得A=2.37 (5.7) ----工作情況系數(shù) ----小帶輪的包角系數(shù) ----傳動布置系數(shù) ----平帶單位截面積所能傳遞的額定功率 帶的正常張緊應(yīng)力，短距離普通傳動取=1.6，作用在軸上的壓軸力：=7.93N (5.8) 由小帶輪軸的轉(zhuǎn)速和電動機的轉(zhuǎn)速可以將v帶的傳動比算出來，i=960/303.3=3.17，同時計算出從電動機的輸出軸到平帶輪輸出軸的功率、扭矩，計算過程中將效率算進去?？傻孟卤恚? 表5.1 軸的轉(zhuǎn)速、扭矩、功率、效率 電動機軸 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 960 3 0.97 29.8 960 2.91 0.94 28.9 303.3 2.74 0.97 86.3 303.3 2.65 0.94 83.4 234.1 2.49 101.6 （r/min） （KW） （N·M） 式中0.94為平帶傳動的傳動效率 5.4 平帶上的刀片的設(shè)計 因為根據(jù)設(shè)計要求，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)計在一起，隨著平帶的運動而運動。 同時考慮到箱子不能跟平帶一起運動，必須另外有裝置固定它，所以，我設(shè)計支架通過它支撐箱子，又為了避免妨礙刀片運動，就將刀片寬度設(shè)定為箱子寬度。考慮到平帶是圓周運動，因此我設(shè)計在每隔一定的距離安裝一把刀片，有效的利用圓周運動，大大的提高工作效率。由平帶的轉(zhuǎn)速、帶長和物料箱的長度決定每隔50 cm安裝一把刀片，這樣在整個平帶上就有8把刀片，即在平帶運動一周的時間內(nèi)，刀片切削8次。刀片的尺寸為寬30cm，長1cm，高0.1cm。，用鉚釘將刀片鉚上去。鉚釘?shù)拇笮∵x?。翰捎贸令^的型式， 。同時，為防止平帶的強度由于有溝槽而降低，在平帶上裝有刀片的地方也鉚上薄鐵皮，能有效的減少因開有溝槽而造成的強度降低。 1-刀片 2-溝槽 3-平帶 4-鉚釘 5-鐵片 圖5.2 刀片示意圖 5.5 帶輪軸的設(shè)計與校核 5.5.1 小帶輪軸的設(shè)計與校核 選擇軸的材料并確定許用應(yīng)力：選用45號鋼正火處理，查表《軸的常用材料及其主要力學(xué)性能和應(yīng)用》得強度極限=600MPa，其許用彎曲[]=55MPa。 確定軸的直徑：按扭轉(zhuǎn)強度估算，取C=110，則 d=C=110=22.66mm （5.9） 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 此段軸的直徑和長度應(yīng)與聯(lián)軸器相符，聯(lián)軸器TL5型彈性圈柱銷聯(lián)軸器，起軸孔直徑為25mm，與軸配合部分長度為62mm，故此段軸的直徑為25mm。 軸的簡圖和受力分析圖如下 ： 圖5.3 軸的分析圖 軸的基本數(shù)據(jù)如下 d=25mm L=80mm 此段軸上裝有鍵槽，其尺寸為b×h=8×7 , L=40mm d=30 mm L=19mm 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，初選軸承類型為深溝球軸承，型號為6306，內(nèi)徑為30mm，外徑為72mm，寬度為19mm。 d= 50mm L= 400mm 此段軸主要考慮軸上的鍵槽，取其數(shù)值為 b×h=14×9 d = 30 mm L= 30mm 此段只要也是安裝軸承，選取軸承類型為深溝球軸承，型號為6306。 畫水平受力圖，計算支點反力，畫水平彎矩圖，見圖4，考慮到C、D處為可能的危險截面，計算出C、D處的彎矩。 由于軸主要是承受轉(zhuǎn)矩，T=83400 ==3336N 支點反力N C點彎矩： D 點彎矩： 畫出垂直面受力圖，計算支點反力和C、D兩處的彎矩，畫出垂直面彎矩圖如圖4所示。 支點反力 C點彎矩： D點彎矩： 求合成彎矩，畫出合成彎矩圖如圖4所示。 C點合成彎矩： D點合成彎矩： 畫出轉(zhuǎn)矩T圖，如圖所示。 計算C、D點的當(dāng)量彎矩，畫出當(dāng)量彎矩圖，如圖4所示。 C點當(dāng)量彎矩： D點當(dāng)量彎矩： 校核軸的強度 根據(jù)彎矩的大小及軸的直徑選定C、D兩截面進行強度校核。C截面當(dāng)量彎曲應(yīng)力 （因C截面有鍵槽，考慮對軸強度的削弱影響，故乘以0.95）。 C、D兩截面均安全。 5.5.2 大帶輪軸的設(shè)計與校核 選擇軸的材料并確定許用應(yīng)力：選用45號鋼正火處理，查得強度極限=600MPa，查得其許用彎曲[]=55MPa。 確定軸的直徑：按扭轉(zhuǎn)強度估算，取C=110，則 d=C=110=24.9 mm （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 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，初選軸承類型為深溝球軸承，型號為6306，內(nèi)徑為30mm，外徑為72mm，寬度為19mm。 d = 50mm L= 400mm 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，可參照圖4所示。 T=101600 ==4064N 水平支點反力和C、D兩處彎矩的計算： 支點反力N C點彎矩： D 點彎矩： 垂直支點反力和C、D兩處彎矩的計算： 支點反力 C點彎矩： D點彎矩： 求合成彎矩： C點合成彎矩： D點合成彎矩： 計算C、D點的當(dāng)量彎矩： C點當(dāng)量彎矩： D點當(dāng)量彎矩： 校核軸的強度 根據(jù)彎矩的大小及軸的直徑選定C、D兩截面進行強度校核。C截面當(dāng)量彎曲應(yīng)力 （因C截面有鍵槽，考慮對軸強度的削弱影響，故乘以0.95）。 C、D兩截面均安全。 6 V帶的設(shè)計 V帶有普通V帶、窄V帶、聯(lián)組V帶、齒形V帶等類型。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，因為普通V帶的摩擦力大，允許包角小，傳動比大，所以在這里我使用普通V帶。 6.1 選擇V帶的型號 首先確定V帶每天的工作時間，為1016小時內(nèi)，查表《工作情況系數(shù)K》查得K=1.1，所以計算功率 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。 6.2 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》取主動輪基準(zhǔn)直徑為d=100mm 計算從動帶輪的基準(zhǔn)直徑： (6.2) 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=315mm 實際的傳動比 (6.3) 傳動比誤差相對值 一般允許誤差5%，所選大帶輪直徑可用 6.3 驗算帶的速度 V= （m/s） （6.4） 帶速在525m/s 范圍內(nèi)，帶速是合適的。 6.4 確定V帶長及中心距 根據(jù)0.55（d+ d）〈〈2（d+ d），初定中心距=420 ，根據(jù)下式計算帶的基準(zhǔn)長度 L=2+（d+ d）+ （6.5） = =1511.8 mm 根據(jù)表《V帶的基準(zhǔn)長度L》選取帶長為1600 mm。 mm （6.6） 6.5 驗算主動輪上的包角 a=153.78120 （6.7） 主動輪上包角合適。 6.6 確定帶的根數(shù) （6.8） 取4根，上式=0.97 kW，=0.11 kW，=0.93，=0.99，系數(shù)的選取。 6.7 計算帶的張緊力和壓軸力 單根帶的張緊力為：=140.9N (6.9) q----單位長度質(zhì)量，A帶取0.1 帶輪軸的壓軸力為： (6.10) 7 V帶輪的設(shè)計 7.1 小V帶輪軸的設(shè)計 選擇軸的材料并確定許用應(yīng)力：選用45號鋼正火處理，查表《軸的常用材料及其主要力學(xué)性能和應(yīng)用》得強度極限=600MPa，其許用彎曲[]=55MPa。 確定軸的直徑：按扭轉(zhuǎn)強度估算，取C=110，則 d=C=110=15.92 mm （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 此段軸的直徑和長度應(yīng)與聯(lián)軸器相符，聯(lián)軸器TL6型彈性圈柱銷聯(lián)軸器，起軸孔直徑為38mm，與軸配合部分長度為60mm，故此段軸的直徑為38mm。 軸的簡圖與分析圖如下 圖7.1 軸的示意圖 軸的基本數(shù)據(jù)如下 d=38mm L= 80mm 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=60mm d =d=40mm L=30 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，初選軸承類型為深溝球軸承，型號為6305，內(nèi)徑為40mm，外徑為90mm，寬度為23mm。 d=45mm L=70mm 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 畫水平受力圖，計算支點反力，畫水平彎矩圖，見圖6，考慮到C、D處為可能的危險截面，計算出C、D處的彎矩。 由于軸主要是承受轉(zhuǎn)矩，T=28900 ==1284N 支點反力N C點彎矩： D 點彎矩： 畫出垂直面受力圖，計算支點反力和C、D兩處的彎矩，畫出垂直面彎矩圖如圖6所示。 支點反力 C點彎矩： D點彎矩： 求合成彎矩，畫出合成彎矩圖如圖6所示。 C點合成彎矩： D點合成彎矩： 畫出轉(zhuǎn)矩T圖，如圖所示。 計算C、D點的當(dāng)量彎矩，畫出當(dāng)量彎矩圖，如圖6所示。 C點當(dāng)量彎矩： D點當(dāng)量彎矩： 校核軸的強度 根據(jù)彎矩的大小及軸的直徑選定C、D兩截面進行強度校核。C截面當(dāng)量彎曲應(yīng)力 （因C截面有鍵槽，考慮對軸強度的削弱影響，故乘以0.95）。 (7.2) C、D兩截面均安全，所以，所選軸合格。 7.2 大V帶輪軸的設(shè)計 選擇軸的材料并確定許用應(yīng)力：選用45號鋼正火處理，查表《軸的常用材料及其主要力學(xué)性能和應(yīng)用》得強度極限=600MPa，其許用彎曲[]=55MPa。 確定軸的直徑：按扭轉(zhuǎn)強度估算，取C=110，則 d=C=110=22.9 mm （7.3） 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 此段軸的直徑和長度應(yīng)與聯(lián)軸器相符，聯(lián)軸器TL5型彈性圈柱銷聯(lián)軸器，起軸孔直徑為25mm，與軸配合部分長度為62mm，故此段軸的直徑為25mm。 軸的簡圖與分析圖如下： 圖7.2 軸的示意圖 軸的基本數(shù)據(jù)如下 d=25mm L= 80mm 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=52mm 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，初選軸承類型為深溝球軸承，型號為6305，內(nèi)徑為25mm，外徑為62mm，寬度為17mm。 d=35mm L= 70mm 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 畫水平受力圖，計算支點反力，畫水平彎矩圖，見圖7，考慮到C、D處為可能的危險截面，計算出C、D處的彎矩。 由于軸主要是承受轉(zhuǎn)矩 T=86300 ==4931N 水平支點反力和C、D兩處彎矩的計算： 支點反力N C點彎矩： D 點彎矩： 畫垂直面受力圖，計算支點反力和C、D兩處的彎矩，畫出垂直面彎矩圖如圖7所示。 垂直支點反力和C、D兩處彎矩的計算： 支點反力 C點彎矩： D點彎矩： 求合成彎矩，畫出合成彎矩圖如圖7所示。 C點合成彎矩： D點合成彎矩： 畫出轉(zhuǎn)矩T圖，如圖7所示。 計算C、D點的當(dāng)量彎矩，畫出當(dāng)量彎矩圖如圖7所示。 C點當(dāng)量彎矩： D點當(dāng)量彎矩： 校核軸的強度 根據(jù)彎矩的大小及軸的直徑選定C、D兩截面進行強度校核。C截面當(dāng)量彎曲應(yīng)力 (7.4) （因C截面有鍵槽，考慮對軸強度的削弱影響，故乘以0.95）。 C、D兩截面均安全。 7.3 小V帶輪的設(shè)計 輪類零件（齒輪、帶輪、鏈輪及蝸輪等）的功能是在軸與軸之間傳遞動力和運動。 V帶輪的材料的選擇主要用鑄鐵HT150或HT200，本機構(gòu)選用HT200，小V帶輪的直徑較小，在這里采用實心式，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) B=63mm 輪槽的契角 節(jié)寬 槽間距 基準(zhǔn)線上槽深 最小槽緣厚度 外徑 =105.5 7.4 大V帶輪的設(shè)計 V帶輪的材料的選擇主要用鑄鐵HT150或HT200，本機構(gòu)選用HT200，大V帶輪的直徑大于300mm時，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) B=63mm 輪槽的契角 節(jié)寬 槽間距 基準(zhǔn)線上槽深 最小槽緣厚度 外徑 =320.5 (7.7) 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)過一定的時間運轉(zhuǎn)后，就會由于塑性變形而松弛，是張緊力減小，傳遞動力的能力降低。因此，帶傳動必須設(shè)計張緊裝置，最常見的有定期張緊和自動張緊兩類。由于本人設(shè)計與選用的V帶的中心距不可調(diào)，因此選用張緊輪裝置，張緊輪放在松邊的內(nèi)側(cè)，是帶只手單向彎曲。同時，放置張緊輪時，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 1-小V帶輪 2-大V帶輪 3-V帶 4-張緊輪 5-張緊輪機架 圖7.5 V帶張緊裝置的示意圖 8 物料箱的選擇 根據(jù)設(shè)計的要求，物料箱兩旁裝有導(dǎo)軌，使得它能夠在有外力作用的時候能夠沿著導(dǎo)軌運動。根據(jù)物料湘玉竹的型狀大小，設(shè)計得出它的長為300mm，比湘玉竹稍稍的長一些；它的寬度為300mm，主要是因為設(shè)計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 壓緊機構(gòu)的設(shè)計 9.1 壓緊機構(gòu)的結(jié)構(gòu)設(shè)計 為了使壓緊機構(gòu)與刀片的密切配合，在切片的行程里緩慢的壓緊湘玉竹，并隨時調(diào)整距離，在即將切完時，能夠迅速的松開，以配合供給機構(gòu)的送料，當(dāng)更換完物料箱之后，又進入壓緊過程，使切片順利。為此，我選擇用電機和齒條的配合來壓緊， 由平帶的速度5m/s和平帶上的刀片數(shù)8把，得出壓緊機構(gòu)以每秒1m的速度向下運動，當(dāng)壓緊機構(gòu)向下運動了15cm時，此時，電機立即松開，這時機構(gòu)依靠彈簧中的儲能向上彈，當(dāng)機構(gòu)到達最高點是觸發(fā)開關(guān)，電機又壓緊齒條，但此時電機并不運動，等下一物料箱碰到定位桿時，電機開始運動，然后又一輪的壓緊行程開始。 壓緊機構(gòu)的機構(gòu)示意圖如下所示 1-壓料元件 2-螺栓 3-擋板 4-彈簧 5-保護桿 6-壓緊連桿 7-齒條 圖9.1 壓緊機構(gòu)示意圖 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；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向下運動，當(dāng)碰到擋板3的時候，它開始儲能，最后利用彈簧的彈力使壓緊機構(gòu)退出物料箱；保護桿5——它卡在機架中的槽中，使得壓緊機構(gòu)不能做水平方向上的運動，只能上下運動；壓緊連桿6——用于連接和傳遞動力；齒條7——在連桿上加工出來的齒條，通過它與電機的配合運動來傳遞動力。 9.2 齒輪齒條的設(shè)計 選擇齒輪材料為40，調(diào)質(zhì)處理，硬度為241286HBS，， 已知壓緊機構(gòu)每秒1cm的速度向下運動，由公式： (9.1) 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 取Z=21 mZ=D=47.8 得=2.27 查表取=2.5 Z----齒輪齒數(shù) m----齒輪模數(shù) 由表得，軟齒面齒輪，不對稱安裝，取齒寬系數(shù)，b= 按齒根彎曲疲勞強度校核 計算公式按式 = (9.2) ----齒形系數(shù) ----應(yīng)力修正系數(shù) ----重合度系數(shù) 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)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)=0.75。查表得使用系數(shù)，試取動載系數(shù)，按齒輪軸承中間不對稱布置，取，按齒面未硬化，直齒輪，取 (9.3) 按式6-14得彎曲疲勞許用應(yīng)力 = (9.4) 按表得，查取齒輪材料彎曲疲勞極限應(yīng)力=300Mpa，=240Mpa。 由表計算彎曲強度計算的壽命系數(shù) =0.9，=1.08 由表查取尺寸系數(shù)，=1，由式6-14取=2 彎曲疲勞強度安全系數(shù)由表得=1.25 (9.5) 同理的 =414.72Mpa 比較，和的大小的到>,所以應(yīng)該按齒輪校核齒輪彎曲疲勞強度 ==97.69Mpa<=414.72 Mpa,彎曲疲勞強度足夠。(9.6) 根據(jù)壓緊機構(gòu)的工作行程，選定齒條的工作長為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個齒。 9.3 電動機的選擇 由于所需轉(zhuǎn)速為，選擇變頻電動機進行無極調(diào)速，型號為YZTPWT112M-2，額定功率為0.75KW。 10 機構(gòu)中彈簧的計算 10.1 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，價格要便宜，易于購買。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，非金屬彈簧材料也有了很大的發(fā)展，如塑料、橡膠等。選擇材料時，主要考慮彈簧的功能，載荷的性質(zhì)，工作持續(xù)時間，介質(zhì)情況等工作條件及其在機械中的重要性等因素。綜合以上考慮，本機構(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：B級用于低應(yīng)力彈簧；C級用于中等應(yīng)力彈簧；D級用于高應(yīng)力彈簧。由于本機構(gòu)中的彈簧主要用做儲能緩沖等用途，故本機構(gòu)選用B級彈簧。 10.2 彈簧尺寸的計算 表10.1 彈簧的尺寸 名稱與代號 壓縮螺旋彈簧 彈簧絲直徑d 彈簧中徑D 彈簧外徑D 彈簧內(nèi)徑D 彈簧指數(shù)C 工作圈數(shù)z 總?cè)?shù) 自由高度H 節(jié)距p 高徑比 彈簧絲展開長L 10 8 10 10.3 壓縮彈簧的穩(wěn)定性 圓柱螺旋彈簧承壓時，如果彈簧自由高度H和中徑D比例不當(dāng)，會喪失穩(wěn)定而無法工作，為了保證壓縮彈簧的穩(wěn)定性，彈簧的高徑比不能太大，設(shè)計時應(yīng)考慮控制高徑比b值。當(dāng)彈簧兩端固定時，則應(yīng)取.b〈5.3；當(dāng)彈簧一端固定時，另異端自由轉(zhuǎn)動時，就取b〈3.7；當(dāng)兩端均可自由轉(zhuǎn)動時，應(yīng)取b〈2.6。 而本機構(gòu)中的b=3.43〈5.3，滿足穩(wěn)定性的要求，故彈簧選取合理。 11 結(jié)束語 在這段時間內(nèi)，系統(tǒng)的運用了以前所學(xué)的知識，在姜宏陽老師的細致的指導(dǎo)下，我完成了本次畢業(yè)設(shè)計。通過這次設(shè)計，使我對以前所學(xué)的知識有了一個更深的感悟，同時也對自己的不足有了新的認識。 我設(shè)計的旋切式湘玉竹切片機，雖然是針對湘玉竹而進行的設(shè)計，但也可以用到其它的相關(guān)領(lǐng)域，其主要特點是效率較高。 在設(shè)計的過程中，由于本人的知識和實際經(jīng)驗的缺乏，對實際工作過程的控制不夠，未能達到預(yù)期效果。各個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)計還有很大的改善空間。 另外，本設(shè)計機構(gòu)的市場價值還沒有通過實際的考驗，由于種種原因，使得本設(shè)計只是停留在設(shè)計階段而不能立即投放市場。 參考文獻 [1] 徐灝.機械設(shè)計手冊第3卷.北京:機械工業(yè)出版社,1992年 21-235 [2] 張祖立 程玉來 陶棟材﹒機械設(shè)計基礎(chǔ)第一版[M].中國農(nóng)業(yè)大學(xué)出版社，2004年 258 190-193 [3] 孫桓,陳作模﹒機械原理第六版[M] .高等教育出版社 ，2000年 150-152 [4] 王昆,何小柏,汪信遠.機械設(shè)計課程設(shè)計[M].高等教育出版社，1996年 121-123 [5] 方大千.電動機速查速算手冊[M] .中國水利水電出版社 ，2004年 99-101 [6] 陳立周等﹒機械設(shè)計(原書第二版) [M] .北京：機械工業(yè)出版社，2002年 68-70 [7] 劉鴻文﹒材料力學(xué)上下冊第三版[M] .高等教育出版社，1992年 26-29 [8] 黃平﹒常用機械零件及機構(gòu)圖冊[M] .上海科學(xué)技術(shù)出版社，1979 年 20-21 [9] 孔凌嘉，張春林﹒機械基礎(chǔ)綜合課程設(shè)計[M] .北京理工大學(xué)出版社，2004年 87-89 [10 王先逵﹒機械制造工藝學(xué)[M] . 機械工業(yè)出版社，2006年 26-28 [11]《金屬機械加工工藝人員手冊》修訂組.金屬機械加工工藝人員手冊[M] 39-41 [12] 陳家瑞.汽車構(gòu)造上下冊第四版[M] .北京：人民交通出版社，2002年 25-29 [13] 余志生.汽車理論（第三版）[M].機械工業(yè)出版社， 2000 年 41-43 [14] 王望予.汽車設(shè)計（第四版） [M].機械工業(yè)出版社， 2003 年 56-58 [15] 高延齡，許洪國.汽車運用工程（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. 汽車現(xiàn)代設(shè)計制造[M].人民交通出版社，1995 年 111-112 [21] 許菊若 .機械設(shè)計[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] .機械工業(yè)出版社，2000 年 138-140 [23] 蔣秀珍.“機械學(xué)基礎(chǔ)”綜合訓(xùn)練圖冊[M].科學(xué)出版社，2002年 197-199 致 謝 本次畢業(yè)設(shè)計能順利完成，首先要感謝姜宏陽老師的耐心指導(dǎo)，他多次詢問研究進程，并為我指點迷津，幫助我開拓研究思路，精心點撥、熱忱鼓勵。 通過這次畢業(yè)設(shè)計，我更加清楚的了解了自己在學(xué)習(xí)上那些方面不足，使我對產(chǎn)品設(shè)計有了進一步了解。這次的畢業(yè)設(shè)計，是本人獨立思考、研究及動手能力的一次非常好的鍛煉機會。通過這次設(shè)計，我覺得自己在各個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，我將會抓住每一個機會，努力提高自己。 最后，再次對關(guān)心、幫助我的老師和同學(xué)表示衷心的感謝，他們嚴謹細致、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盡的啟迪。 在論文即將完成之際，我的心情無法平靜，從開始進入課題到論文的順利完成，有多少可敬的師長、同學(xué)、朋友給了我無言的幫助，在這里請接受我誠摯的謝意! 李哲 34