多功能切菜机设计(有图).docx

第 1 章绪论1.1 课题背景20 世纪以来，我国食品工业较改革开放初期有了很大的进展，人民生活有了很大的改善，日益对食品加工和食品包装提出了更高的要求。进展食品工业的根底便是食品机械。不断地研制各种类型的食品机械来促进食品工业的进展，以满足不断提高的人民物质和文化生活的需要，使人们从繁重的家务劳动中解放出来，而以更充裕的时间投入到工作中去。因此研制先进的食品机械，使食品加工快速地实现机械化和自动化是社会进展必定趋势。随着经济的进展 ,人们物质生活水平的不断提高 ,人们的饮食习惯逐步向便利 , 快捷,养分化进展，在蔬菜的加工方面消灭了净菜半成品菜， 受到宽阔人民群众的欢送。随之而来，半成品菜的加工成犯难题。虽然中国劳动力低廉，但手工切出的制品不卫生，规格尺寸不均，破损量大，本钱相对较高。食品加工机械的动力局部是电动机。它们可以代替人们的手工劳动或作为其补充。它们均效劳于各种菜肴食料的预备与制作，或者效劳于与此一样的其他关心性工作。食品加工机械有一个动力局部，一个与其固定在一起或者依据操作的需要可以拆卸的工作局部与假设有此必要的附配件所组成。食品加工机械的种类有很多 ,可分为:搅拌及揉合设备 ,搅合机具,切削器具,切片器具,榨汁机,咖啡机,搅肉机,制糜机,开罐头机等等。多功能、高生产率的食品切菜机，它代表了食品机械进展进入一个的历史时期。由于它可以广泛地应用到食品加工厂、菜市场、果品厂、酱菜厂、厂矿、机关、学校、旅店食堂等等。目前，国生产切菜机的厂家不多，现在我国的食品机械行业的主要机器型号有JY-Q550型多功能切菜机,PQT-580 型多功能切菜机整机无级： 1200×700×300MM,外形尺寸：送料槽：长×宽 =1000×140MM；CHD40 型推杆式切菜机 QD-DLC2 智能型蔬菜切割机；QCJ-型多功能切菜机 TW-801A 多功能切菜机,机器尺寸：1160L×530W×1000H(mm)机器重量： 135KG 切割尺寸 1-60mm( 叶菜部)产量： 300-100kg/HR 电源：220V 单相马力： 3/4HP 皮带宽： 120mm；DQ180A、DQ180B 多功能切菜机；CHD40 型料斗式多功能切菜机；作为 EMURA 的主力产品,其最推出的多功能切菜机 ECD-202 型,CHQC-100DI 型多功能切菜机规格 470 ×410×620mm 符合Q/WHS02-2023 技术条件要求； JW-301 型切菜机， 技术参数： 电压/ 频率： 230-240V/50-60HZ 功率：35W 重量：2kg 线长:1.8m 尺寸：120×342×210(mm) 大箱尺寸:445×420×490(mm) 等，模拟手工切菜机为多。这些厂家生产的切菜机的主要缺乏是功能少和生产率低，因此设计多功能的高效率的多用切菜机是格外必要的。本文介绍了一种可以切蔬菜，肉类等多种食品的多功能切菜机，而且生产率很高，尤其适合大型的饮食行业的使用。1.2 目的和意义中国多用切菜机产业进展消灭的问题中，很多状况不容乐观，如产业构造不合理、产业集中于劳动力密集型产品；技术密集型产品明显落后于兴旺工业国家；生产要素打算性作用正在减弱；产业能源消耗大、产出率低、环境污染严峻、对自然资源破坏力大；企业总体规模偏小、技术创力量薄弱、治理水平落后等。就目前形式来看，我国的食品机械进展前景格外宽阔，究其主要缘由是我国人民消费的食品大多是来自农业的未加工食品，每年因缺乏必要的食品加工机械使食品资源不能直接加工、贮藏、保鲜而造成的损失高达几十亿元，未能深加工综合利用而造成的资源铺张损失更高，因此我国食品机械具有宽阔的市场前景。我国食品机械制造业的产品，能跟上国际先进水平的不少，但真正具有自主学问产权、具有技术创的产品却是甚少。这里所说的“跟 “字，是“跟进“甚至是仿制，而创极少。所以，我国食品机械制造企业要从创的角度，从自主学问产权的高度来开发产品，开发出具有国际一流水平的先进设备，这样，才能真正实现国产食品机械制造业的提档升级。1.3 本文主要容本设计主要是将日本生产的 ES-2 型切菜机进展消化、吸取，并使之国产化；然后，本文对多功能切菜机的主要机械局部的设计计算进展说明，例如无级变速器传动、斜齿轮传动、蜗杆传动、链传动，轴的设计计算及轴承选用和计算及寿命校核等。另外，本文还供给一些重要零件的构造图和一些原理图，使读者更易理解本设计的工作原理。1.4 预期结果通过设计出肯定刀刃曲线在物料直线进给的条件下，刀具不仅对物料有切的作用而且还同时具有割的作用，因此，是具有模拟人手切片的作用。此外，尚设计出不同机构圆盘刀具，可以一次切出所需的不同外形的物料条、丝、丁等。并可以通过单刀双刀的转换转变加工尺寸围，通过转变不同外形的刀具，可以切削软硬程度不同的物料。使用便利、快捷。第 2 章 方案设计论证2.1 切菜机的原理和应用分析2.1.1 切片运动形式的选择食品机械的特点之一就是工作的执行机构模拟人手的动作实现其功能，以保证制出的食品具有良好的外形，保持原来的食品尝道和颜色及质量。性能良好的多功能切菜机的切片运动形式固然也应当是模拟人手动作的。目前，国外的切菜机的切片运动形式主要有两种： 刀具回转和物料直线进给式； 刀具作直线往复运动和物料作直线进给式。1. 切片功能比较对于刀具回转的刀片：通过设计出肯定刀刃曲线在物料直线进给的条件下，刀具不仅对物料具有切的作用而且同时还具有割的作用，因此，是具有模拟人手工切片的动作。从而使刀具对物料的挤压力小，对物料损伤小，可以保持其水分，且切片外形规章，因而切片质量好。此外，尚可以设计不同机构的圆盘刀具，可以一次切出所需的不同外形的物料条、丝、块、丁等。对于刀具作直线往复运动，其刀片刃口为始终线，刀具简洁。但刀具对物料挤压力大，对物料损伤大，水分损失多，切片质量差。2. 实现刀具运动的机构比较实现刀具回转运动的机构比较简洁，传动平稳，传动元件不易磨损，机器寿命长。实现刀具直线往复运动必需承受曲柄连杆滑块机构或凸轮。相对而言机构较复杂、有冲击、振动大、传动元件易磨损，机器寿命低。3.生产率比较刀具回转和物料直线进给式，由于无冲击、振动小，可以高速切片，因而生产率高。刀具直线往复运动和物料直线进给式，由于运动中有冲击、振动大，切片速度提高受到限制，所以生产率低。由于上面分析比较可以得出如下结论：刀具作回转运动切片时，切片质量好，生产率高，切形多样化可通过不同种类的圆盘刀具来实现代表了切菜机的进展方向，所以本设计仍旧承受刀具回转的切片运动形式。2.1.2 切菜机技术条件多功能切菜机属于食品机械，其设计应符合中华人民共和国商业部部标准切菜机技术条件。其中1. 设计、制造技术要求( )切菜机应把传动部件与切制菜料的工作局部严格隔开。( )应有安全装置和措施。( )手动进料应有限位措施，并与机动进料间应有互锁装置。( )旋转刀具及旋转拨盘与设有铰链构件的防护罩间必需有互锁装置。2. 性能要求：(痕迹。()成型菜料应外形规整，均匀，稳定。)切制成型菜料应外表平坦，棱角清楚，被切割外表不得有明显的撕裂纤维)在进料，切割，出料的过程中，菜料应顺当通畅，不得有诸塞现象。)整机应运动平稳，不允许有特别音响，发热，冲击，卡死，漏油等现象。2.2 多功能切菜机方案确定2.2.1 传动方案设计经过分析争论，把分别传动机构改进为整体传动的机构形式把变速变换齿轮 也布置在传动箱，使其机器的宽度方向尺寸削减到 700mm，且刀具中心根本上位于宽度尺寸的中心，增加了机器的美观。2.2.2 传动方案选择本机拟承受同步带传动、齿轮传动、蜗杆传动、链传动等传动方式。其特点如下：1. 带传动是挠性传动的一种。带传动的主要特点：传动带具有弹性和挠性，可吸取振动和缓和冲击，使传动平稳、噪音小；当过载时，传动带与带轮间可发生相对滑动而不损伤其它零件，起保护作用；适合于主、从动轴间中心距较大的传动； 构造简洁，制造、安装和维护都较便利；由于有弹性滑动存在，故不能保证准确的传动比；构造尺寸较大，效率较低，寿命较短；由于需要施加紧力，所以会产生较大的压轴力，使轴和轴承受力较大。同步带传动是通过带齿与轮齿的啮合传递运动 和动力。与摩擦型带轮相比，同步带传动兼有带传动、链传动和齿轮传动的一些特 点。具有传动比准确、效率高、传动平稳、噪音低、使用寿命长、中心距允许围大、轴上压力小、能承受肯定冲击、不需润滑、较其它带传动构造紧凑等优点。应用较 广的同步带齿形有梯形齿和圆弧齿两大类。2. 齿轮传动是机械传动中应用最广泛的一种形式。瞬时传动比恒定、传动效率可高达 9899、工作牢靠、使用寿命长、构造紧凑、适用围大，可从小于 1kW 到数万 kW，但不宜用于轴间距过大的传动。3. 链传动由装在平行轴上的主、从动链轮和绕在链轮上的链所组成，用链作中间挠性件，通过链和链轮的啮合来传递运动和动力。链传动应用广泛，按用途分可分为传动链、输送链和曳引链三种。链传动是啮合传动，链轮轮齿有特定的齿形是非共轭齿廓，可以保证链节和链轮正常的啮合， 即可保证平均传动比为定值， 又可象带传动那样有中间元件链实现中心距较大的传动，压轴力还不大；而且它工作时为多齿同时啮合，载荷渐依次分布于这些齿上，所以可传递较大的功率，最大可达数千 kW；它传动效率较高，一般可达 9697，经济牢靠。它的主要缺点是瞬时链速度和瞬时传动比不是常数，传动中有肯定的动载荷和冲击，噪声较大，不能用于高速。因此，链传动常用于两轴中心距较大、要求平均传动比不变但对瞬时传动比要求不严格的两轴或多轴传动，它还能在低速、重载、工作环境恶劣和较高温度的状况下较好地工作，目前常用于在 100kW 以、链速在 1215m/s 以、传动比在 8 以的农业机械、轻化工机械、起重运输机械、各种车辆各采矿机械的传动中。4. 蜗杆传动的单级传动比大，构造紧凑。传动比围在 880 之间。传动平稳， 无噪音。可以实现自锁，但传动效率较低，蜗轮制造本钱较高。综上所述，本设计刀具的传动要求平稳，承受斜齿轮传动。输送带的传动因速度较低，经同步带无级变速后，由蜗轮蜗杆，齿轮传动，链轮传动到达要求的速度。本设计的多功能切菜机的传动原理图如图 2.1。见下页电机电机2.2.3 总体布局图 2.1 传动原理图本机主要分为：电机箱部件，传动箱部件，料槽部件，输送带部件，出料口部件，刀盘部件。现将本切菜机的主要部件说明如下： 1.传动箱部件传动箱部件主要起传动动力和减速作用。它分为二条传动路线。其一是从电机通过无级变速机构经过斜齿轮副把回转运动传给刀具。其二是从电机通过无级变速机构、蜗轮副、交换齿轮副、把运动传给输送带部件，使其作直线进给运动。 无级变速器承受无级变速器可大简化机器的机构。由于需要同时转变刀具和传送带的速度。所以必需承受双无级变速机构。本机承受了带式无级变速器，是由于其机构简洁， 工作平稳，能吸受振动，具有过载保护作用，制造简洁和不需要特地的润滑系统， 特别适合小功率的传动系统中。单带双轮机构在工作时，双轮和电机皮带轮三个轮不在一个平面，因而皮带工作外表磨损不均，皮带弯曲频率大，寿命低。但最大优点是机构简洁，制造简洁， 调整便利。综合考虑，本机功率小，故承受单带双轮无级变速机构。 箱体机构箱体机构形式的选择与机器的传动原理设计有关。 经分析承受分别传动的分箱构造，即刀具主轴传动系统和输送带传动系统分别安置在二个传动箱体中，和分析整体箱体构造的优缺点，确定选择整体箱体构造。承受整体箱体构造有如下优点：箱体的空间大，贮存的润滑油多，有利于散热，机器工作温升小，提高蜗轮副和齿轮副的寿命。机器制造装配便利，传动箱可作为一个独立的部件。刀具主轴与物料输送方向输送带有肯定的垂直度要求，可直接由箱体的孔系加工来保证。构造合理，机器的宽度方向尺寸减小，变速交换轮由开式传动改为闭式传动， 左右两边根本上对称于刀具的中心，外观也比较美观。箱体毛坯的数量减小到一个，外形较规章，构造并不简单，易于铸造。具有一般的工艺装备水平的工厂即可满足加工要求，承受通用机床、设备即可完成加工。整体箱体构造比分别传动的箱体明显要简单多了， 但加工量并没有增加，特别是孔系加工的方法和工作量没有什么差异。因而全面分析的结果，本多功能切菜机承受整体传动箱体的构造。(3) 传动元件的润滑方式对于蜗轮副和齿轮副均承受构造简洁的油池润滑。对于主传动箱体的油浸不到的滚动轴承均承受向心球轴承和角接触球轴承， 轴承可承受润滑脂润滑。2.输送带部件对于输送带上传动机构的滑动轴承，可以承受定期注润滑油的方式进展，润滑油应承受无色、无味、无毒的食品油或医用凡士林。本切菜机考虑到传送动力小， 转速又低，均承受尼龙轴承代替需润滑的金属轴承， 即便利了用户,又保证了机器和食品的卫生。输送带的材料，本机承受尼龙线骨挂上一层无毒橡胶作为材料。2.3 多功能切菜机技术要求本设计的各种技术参数如下：1.电机额定功率：小于 1kW。2.外形尺寸：小于 1300×700×1100mm3。3.切片厚度调整围： 1-30mm 可调。4.生产率： 30-500kg/h 片。5. 可切物料的种类：根、茎、叶类蔬菜、水果、腌制食品、熟制食品、鱼类、海带类、中草药等。6. 物料的外形：片、条、丝、块、段、丁等。2.4 本章小结本章主要表达了切片运动形式的选择，如：切片功能比较 ，生产率比较，实现刀具运动的机构比较；切菜机的技术要求，如：设计、制造技术要求 ，性能要求； 总体布局；传动方案的选择；传动方案的设计等。第 3 章主传动部件设计3.1 电动机的选择电动机分沟通电动机和直流电动机两种。 由于生产单位一般都承受三相沟通电源，因此，无特别要求时均选用三相沟通电动机，其中以三相异步沟通电动机应用最广泛。对于载荷比较稳定、长期连续运行的机械 ,只要所选电动机的额定功率等于或稍大于所需的电动机工作功率，电动机就能安全工作，不会过热，因此通常不必校验电动机的发热和启动转矩。由于切菜机属于一般机械，无特别要求，故可以选择的电动机的额定功率小于 1kW。容量一样的三相异步电动机，一般有 3000、1500、1000 及 750r/min 四种同步转速。电动机同步转速愈高，磁极对数愈少，外部尺寸愈小，价格愈低。但是电动 机转速愈高，传动装置总传动比愈大， 会使传动装置外部尺寸增加， 提高制造本钱。而电动机同步转速愈低，其优缺点则相反。本设计选择电动机型号为 Y802-4 ； 额定功率： 0.75 kW额定转速： 1390 r/min最大转矩： 2.3 N·m3.2 无级变速器的设计计算该无级变速机构由两个可调带轮和一个电机轴带轮构成，下面的设计主要是对带传动进展了计算。1. 确定计算功率 PacP= KacP = 1.1´ 0.75 = 0.825 kWA载荷变动由1带传开工作状况系数表查得 KA = 1.12. 选择带型依据计算功率 Pac= 0.825 kW，小带轮转速 n1= 1390 r/min因此选择 SPZ 型窄 V 带。3. 确定带轮基准直径 d 、d 、d 。123依据1初选小带轮的基准直径 d1 = 63 mm) 验算带的速度 vV=p dnp1 1= p ´ 67 ´1390= 5.22v60 ´100060 ´1000) 计算从动轮的直径 d在 525m/s 标准围之间、d23本传动为无级可调变速，由于调整围的限制，本从动轮直径试选择 f63 -f80 mm。传动比围为1:1-1:1.3。4. 确定中心距 a 和带的基准长度。两可调变速轮之间的中心距为160mm 。电机轴于变速轮之间的中心距选择360mm。依据带传动带几何关系，计算所需带的基准长度 L¢dL”= 160 + 360 ´ 2 + p ´ 63´1/ 3 + p ´ 80 ´ 2 / 3 = 1110 mmd依据1基准长度系列，选择带长为 1120mm。5.验算主动轮上的包角。a » 180° - 160 + 80 - 63 ´ 57.5° = 152.5° ³ 120°3716. 确定带的根数。Z = (pp+ D ac)(3.1)0式中包角系数依据1查得 Ka = 0.92p0 KaKL长度系数 KL依据1查得 KL= 0.93单根 V 带的根本额定功率 P0查2得 P0= 0.93 kWDp 查2得DP00= 0.22 kWZ =0.825(= 0.84 < 10.93 + 0.22)´ 0.92 ´ 0.93故取 1 根 SPZ 型窄 V 带。7. 确定带得预紧力 F 。0pæ 2.5ö0.825æ 2.5öF = 500ca ç-1÷ + qv2 = 500´´ç-1÷ +1.1´ 0.07´ 4.882= 166 Nv0Zè Kaø4.88è 0.92ø8. 计算带传动作用在轴上的力。a152.5F= 2ZFp0sin2= 2 ´1´166 ´sin2= 323 N结论：选择 SPZ 型窄 V 带，电机轴带轮基准直径 f 63 mm，两个可调带轮的基准直径为f63 -f80 mm，两可调带轮之间的中心距为 160mm，电机轮于可调带轮之间的中心距为 360mm，带长 1120mm。由于本传动中有两个可调带轮， 故应在此传动中安置一个压力为 166N 的紧轮，以保证在变速过程中 V 带有适宜的预紧力。3.3 齿轮的设计计算1. 选择齿轮材料、热处理方式和精度等级考虑到本设计切菜机传送件的功率，为一般机械，要求传动平稳，噪声小，应选用斜齿轮传动。大齿轮选用 45 号钢，小齿轮和轴做成一体，选用 40Cr，调质并外表淬火， HRC4045，选用 7 级精度。2. 初步计算传动尺寸由于本设计中，齿轮承受闭式传动，外表淬火，因大小齿轮均用硬齿面，齿面抗点蚀力量较强。因此初步按齿根弯曲疲乏强度计算齿轮传动主要参数和尺寸。齿轮模数计算公式：2KU cos2 bT3qf Z 21 ×e Fa SaY YYd1s Fm³t3.2式中: T 1小齿轮传递的转矩N·m；YFa齿形系数；YSa 应力修正系数；Ye 重合度系数；P1s F lim许用弯曲应力 MPa。 ()小齿轮传递的转矩：T 1 = 9.55 ´1060.75= 9.55 ´106 ´= 5.153 N·mn11390()初选 z1 = 12 ，则 z2 = iz1 = 2.5 ´12 = 30 。()查2由材料硬度选择齿宽系数 f d =0.6。()初取螺旋角 =12斜齿轮端面重合度系数：æ 11 öæ 11 öè2e = 1.88 - 3.2ç+÷cos b = 1.88 - 3.2 ´ ç+÷cos12o = 1.47az1z øè 1230 ø( )查2得重合度系数 Ue = 0.76( )由2得be= 0.318F Z ´ 30 ´ tan12o = 0.318´ 0.6 ´ 30 ´ tan12o = 1.22d2查2 得螺旋角系数： Y b =0.93( )初取 Kt=1.3Zcos3 b1( )齿形系数 YF 和应力修正系数 YScos3 12o12当量齿数Z=v1= 12.82cos3 12oZcos3 b230Z= 32.06v 2查2得： YF1 =3.4 YF 2 =2.48查2得： YS1 =1.48 YS 2 =1.63( )许用弯曲应力公式：s =FF limNsYSMPa3.3F式中: s F lim 计入了齿根应力修正系数之后，试验齿轮的齿根弯曲疲乏极限应力MPa；YN 弯曲强度计算的寿命系数；SF 齿根弯曲强度计算的安全系数。Y= m¢N03.4NN式中: N 0 、m ¢ 由试验获得，随材料而异。循环次数公式：式中: n 齿轮转速 r/min；N60nal=hh3.5a 齿轮转一周，同一侧齿面啮合的次数；lh 齿轮的工作寿命 h。由公式 3.5得：N= 60 ´1390 ´1´ 2 ´ 8 ´ 250 ´10 = 3.336 ´109 h1N= N/ i = 3.336 ´109 / 2.5 = 1.33 ´109 h21查2得： SF =1.25N查2得： Y=1.0查2得： s F lim =360MPa 所以许用弯曲应力为：=s F360 ´1.01.25= 288MPaU× U3.4 ´1.48sF1 S1 =F1288= 0.01747U× UsF2 S 2F 22.48 ´1.63=288= 0.01404FsSsU× UU× U所以取 Kt =1.3，则：= F1 S1FF1=0.017472KU cos2 bTY Y Y3qf1e×d1Z 2sF SF³mt32 ´1.3 ´ 5153´ 0.76 ´ 0.93´ cos2 120.6 ´ 302´ 0.01747=³ 2.1033. 计算传动尺寸 载荷系数公式：式中: K A 使用系数；vK 动载系数；K K K K K=bAva3.6Kv 、 Kb 齿向载荷分布系数；Ka 齿间载荷安排系数。查文献2得使用系数 K A =1.0； 齿轮的圆周速度：v =p dn1t 1= 3.14 ´ 2.1´ 30 ´1390= 4.69 m/s60 ´100060 ´1000 ´ cos12o查2得齿向载荷分布系数 Kb =1.08； 查2得齿间载荷安排系数 K a =1.2； 查2动载荷系数 Kv =1.12。则由2得：( ) m 修正为：K = 1.0 ´1.12 ´1.08 ´1.2 =1.45Kt 3 Ktm = m= 2.103 ´1.451.3= 2.18 mm为了构造的需要取 m =2.5mm。( )计算传动尺寸：传动中心距公式：m(za =1+ z )2.5 ´ (12 + 30)2= 53.67 mm2 cos12o2 cos12o圆整后取中心距 a =54mm。修整螺旋角 b = cos-1m(Z1+ Z )2.5´ (12 + 30)¢2= cos-1= 13o32分度圆为：2a2 ´ 541d= mZ=2.5 ´12= 30.86 mm1cos bcos13o 21¢2d= mZ=2.5 ´ 30= 77.14 mm齿宽为：2cos bcos13o 21¢b = f dd 1= 0.6 ´ 30.86 = 18.5 mm取为 20mm，则 b= 20 mm， b= 15 mm。12变位系数的计算Xmin= h*aZminZ- Z = 17 -12 = 0.29417取 X = 0.3min变位量Xm = 2.5´ 0.3 = 0.751计算结果汇总：模数 m = 2.5 mm；中心距 a=54mm；齿宽 b= 20 mm， b2= 15 mm；2n1分度圆 d1 = 30.86 mm, d= 77.14 mm。法向变位系数 小齿轮 X= -0.3，大齿轮 X= 0.3n 23.4 轴的设计计算3.4.1 轴的材料选择因传递的功率不大，并对重量及构造尺寸无特别要求，但由于斜齿轮与该轴做成一体，应选用 40Cr,为材料，并经调质，外表淬火处理。3.4.2 轴的构造设计计算1.轴径的初步估算估算轴的最小直径常用的方法有三种：1按扭转强度计算；2按阅历公式计算；3类比法。本设计中没有同类型已有机器的轴的构造和尺寸，可分析比照；阅历公式一般用于减速器设计时轴径的估算；故本设计承受第一种方法，按扭转强度计算。对于转轴，由于跨距未知，无法计算弯矩，在计算中只考虑转矩，而用降低许用应力的方法来考虑弯矩的影响。由材料力学可知，轴受转矩的作用时，其强度条件为：d ³式中:t 轴剖面中最大扭转剪应力 MPa；P轴传递的功率 kW；n轴的转速 r/min；t 许用扭转剪应力 MPa；C由许用扭转剪 应力确定的系数；d轴的直径 mm。查2得 C 的值为 106。由公式 3.7得：P9.55´106 P3n0.2 t = C3nmm3.7d ³ 106 ´0.75ç 2 ÷23 1390 ´ æ 1 3 öèø= 7.5 10.9 mm ³ 10.9 mm考虑到实际的工作状况，取轴径为 16mm。2.轴的构造设计在轴的根本直径定下以后，要进展轴的构造设计，定出轴的各局部的外形和尺寸。依据多功能切菜机的设计要求和前面的总体分析，轴的构造如图3.2 所示。3. 轴的受力分析见图 3.3 由斜齿轮的计算可知：切向力 Ft图 3.2 轴构造图1= 2T= 2 ´ 5153 = 334 Nd30.861径向力 F= F ×tanantan 20o= 334 ´= 124.3rtcos bcos12o轴向力 Fa= F tan b = 71 Nt轴承 1 总的支承反力为：N1x 2 + N1y 2241.42 + 893.82N1 =轴承 2 总的支承反力为：N 2 x 2 + N 2 y 2N 2 = 925.8 N117.12 + 688.82= 698.7 N弯矩：在水平面上， a-a 剖面： M图 3.3 轴受力分析图= -12.25 N·maHb-b 剖面:M= 9018 N·mbH在垂直面上， a-a 剖面:M av = 0 N·mb-b 剖面:M= 3356 N·mbvM 2aH+ M 2aV合成弯矩， a-a 剖面， M=aM 2bH+ M 2bVb-b 剖面， M=b转矩：= 12250 N·m= 9620 N·m由上面的计算得 T =9.62N·m4. 轴的强度校核从弯矩图中可知，斜齿轮轴中间的 a-a 剖面弯矩载荷最大，是危急截面。轴的安全系数公式为：ns2 + n 2tsn =n nt³ n3.8式中： n s 只考虑弯矩作用时的安全系数； n t 只考虑转矩作用的安全系数；n 许用安全系数。ns =smK s- 13.9stbesa + jssnt = K t- 13.10mtt a + j tbe式中： sr- 1 对称循环下材料试件的弯曲疲乏极限 (N/mm2)；t - 1 对称循环下材料试件的扭剪疲乏极限 (N/ mm2)；stK、 K 弯曲、扭剪的有效应力集中系数；b 外表品质系数；ew、e r 弯曲、扭剪确实定尺寸影响系数；s a 、ta 弯曲、扭剪应力的应力幅 N/ mm2，一般传递动力的轴，弯曲应力为对称循环，单向回转的轴，考虑载荷的不均匀性，扭剪应力应视为脉动循环；j a、j t 材料拉伸、扭剪的平均应力折算系数。在本设计中，弯曲应力是按循环变化，故M剪应力按对称变化，即s a = W ， s m = 0 ;Ts对于 a-a 截面： 查2得 K=1.1；查2得 Kt =1.62； 查2得b =0.92；t a = WT， t m = 0 。查2得ew=0.85， er =0.87；查2得j a=0.2， j t =0.1；由材料力学的弯曲应力公式得： 抗弯剖面模量W = 0.1d 3抗扭剖面模量W = 0.2d 3bt(d - t)26 ´ 3.5(20 - 3.5)2-= 0.1´ 203 -= 657 mm32d2 ´ 20bt(d - t)26 ´ 3.5(20 - 3.5)2-= 0.2 ´ 203 -= 1457 mm32d2 ´ 20弯曲应力s= M a = 12250 = 18.6 MPabW657t= T=TWT96201457= 6.6 MPat= tam= 6.6 = 3.3 MPa2分别把各数值代入式 3.9和式 3.10，有ns =350= 14.7 1´18.6+ 0.2 ´ 00.92 ´ 0.85则依据 3.8得：ns =200= 28.51.62 ´ 3.3 + 0.1´ 3.30.92 ´ 0.8714.7 ´ 28.514.72 + 28.52n =n > n= 1.5 1.8，轴校核满足要求。5.轴上键的校核= 13.1平键的两侧面是工作面，工作时两侧面受到挤压，对于按标准选择尺寸及键为常用材料的一般平键联接其主要失效形式是键、轴槽和毂槽三者中强度最弱的工作面被压溃。校核时，按工作面的平均挤压力 s p 进展计算，其公式为：s = 2T £ s MPa3.11p式中:T传递的转矩N·m；kldpd轴的直径 mm；l键的工作长度 mm，58mm；l 、b键的公称长度和键宽 mm；k键与毂槽的接触高度 mm；s p许用应力 MPa。由式3.11得：s=2´ 9620= 8.29 MPap2.5´ 58´16查2有冲击载荷时 s p=120150MPa。明显满足强度条件。综上计算得设计参数：轴材料选用 40Cr；轴径取 16mm；轴的总支反力N1 = 925.8 N， N 2 = 698.7 N；键的压应力6.轴承的校核s= 8.29 < s pp= 120 -150 MPa对于传动的滚动轴承，其滚动体和滚到发生的疲乏点蚀是主要的失效形式，因而主要是进展寿命计算，必要时再作静强度校核。本次验算为刀片传动中齿轮轴两侧的轴承的校核，其型号为 7204C。1. 求两轴承的计算轴向力 Fa1由2得 7204C 派生轴向力 F和 Fa 2= eF。，初取 e0.42 估算。dF= 0.42Fd1r1t= 0.42N1= 0.42 ´ 925.8 = 388.8 NF= 0.42Fd 2r 2= 0.42N2= 0.42 ´ 698.7 = 293.5 NF= F+ Fa1d 1acF= 71+ 388.8 = 459.8 N= 293.5 N由2插值计算得 e1F