机械设计课程设计糕点切片机.docx

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1、机械设计课程设计设计说明书设计题目糕点切片机间歇送料机构程墓切刀机构讥孑60”五、执行系统的设计1、连杆凸轮的设计计算1）摆角的计算先跟据式设计摆角的大小：根据实际情况送料带轮半径一般不小于60mm得9.55。，所以去第一个摆角为10o,那么第二个摆角为20。，第三个摆角为30。2）四连杆曲柄和连杆长度确实定1、根据使可求行程系数，取1=15。,摇杆 长400mm那么由作图法求曲柄及连杆的长度及机架的长度得曲柄连杆机架20。时的曲柄和连杆长20。时的曲柄和连杆长2、根据第一步所求得的摇杆及机架长求当摆角有作图法知rr得曲柄连杆同时由作图法得急回夹角为代入式知3）同理当摇杆摆角为30。时由作图法

2、知曲柄连杆可调节长度的曲柄和连杆的设计等轴视图正视图2、刀具往复运动的设计计算刀具的往复运动要求有急回特性,因此用连杆来设计刀具的往复运动。如图为所设计的机构:由图可得，其中e为偏距，a轮盘的半径，b为连杆的长度。即为极位夹角。根据切割时糕点的高度的要求C1C2 的长度要大于80mm。即：C1C2=C1D-C2D9 =60,由此可初步取：a=50mm ,9 =60,由此可初步取：a=50mm ,根据切刀与皮带间歇运动的协调性要求取极位夹角 b=150mm , e=100mm六：减速器的设计第一局部：运动和动力参数计算计算说明:电机的选择Pw=2.5kwPw工作机输入功率Pd结果Pd = 2.8

3、6电动机输出功率a传动选择电动机的装置总效率“带传动传动效率2轴承传动效型号：Y100L 6同步转速=0.96L =0.983=0.97率3齿轮传动效率该计算局部公式和有关数据皆引自参考文献三第Pd =0.96 0.982 0.972 = 0.86712页到14页n”50j . min额=3kw型号额定 功率KW、it + L、，满载转速r/mi n效率功率因 数Y100L-63144086.70.81:分配传动比L总传动比h减速器高速级传动比i2减速器低速级传动比该局部公式及数据引L =24I带二2h =4.1i2=2.862Gv带包4自参考文献三第7页表一和第17页图128 3二级减速器乞

4、40i o-i v带i二级减速器n 工作=60r minno =1440r mini _1440o -60 =2412贝U i二级减速器=:二孕二i-H4-V带i =4 1查参考文献三图12得.i2 =2.86三、各轴转速、功率和转矩该局部公式引自参考 文献三第19页到21页m Jo J； =720r minI-H4- 1 V 市rii - =175.6 rminri2 4.1 li 175.6m60 r min03 i22.86Pi %1288 0.96 =2.765P2二口 23-2.765 0.98 0.97 =2.63P3 = P2 23 =2.63 0.98 0.97 =2.5395

5、50 Pd 10ng 3-9550 2.86 1。= 21010 N mm1440=Td iv 带1= 210102 0.98 = 40340N mmT2 =Ti ii 23= 157220N mmT3 二T2 223 =427437N mm口 = 720r min ri2 =175.6r min ri3 =60r min pA 2.765kwP2 = 2.63kwps = 2.5kwTi= 40340N mmT2 = 157220N *mm T3 =427437N mm轴名功率PkW转矩T/(N m)转速n/(min)I轴2.3431.07720II轴：2.23121.08P 175.6II

6、I轴2.12402.8450.17:传动零件的设计计算计算 一：带轮传动设计计算1、选择V带型号Pc = kA JEkAn1Pc=1.1x2.88=3.168选择A型带2、确定带轮直径ddi=125dd2=(1-ddiidd =0.99x125x2=247.5圆整为dd =250 U 23、验算带速叫n v 60X00HX125 汇 1440,v =9.42 ms60 0000 在5 25m/s范围内带速合适4、确定a和Ld0.7(ddi +dd2)So 兰 2 舄 +dd2)说明结果该局部公式和数据引自参考文献一 242页到262页pc =3.168kwPc计算功率kA,况系 数，选A型带根

7、据参考文献一第Ka = 1.1带型号的选择：由Pc = 3.1681ddi= 125mmn ()=1440r/min 查参考,250mmOd?文献二第253页图11.11得选择A型带根据参考文献二第254v = 9.42 时 s 页选择dj =125带速合适&滑动率设为1%ck的圆整是根据参考文献二第254页表11.4选择得：262.5 兰 a0E 750初定为ao = 500mm兀 t 、 (dd, -dd)Ld = 1600mmLd = 1600mm1_2玄+舄5)+:124a。31Lo =2 八500+ x(125 +250)+2(250-125 2-1 AQA AG4A500圆整 Ld

8、 = 1600mma为带轮中心距a 二506mm=165.84包角合适带轮根数z = 2Fo=142.6Na =2Ld 一二 ddidck 广 8JbLd-兀(dm +dd2)f-8(dd2-ddi28 a 二2 1600-二 125 250；-8 ；bl600AT(12A250) 2-8250-12528 =505.6mm圆整为a = 506mm5、验算小带轮包角d - dda di% =180A57.3a250-125=180-57.3506-165.84-120 包角合适&确定带的根数z= 比Po : p k.ki.3.1681.91 0.170.965 0.99=1.59圆整取z=27

9、、确定初拉力FoFo =500 压竺-1 ”+qv2 zvIQLd为带轮基准直径Ld的圆整根据参考文献二第251页图11.10选取A型带的标准基准长度Ld为1600mm因 ddi=125mmu = 9.42 m s, i = 2查参考文献二第256页表11.6 得 po =1.9kw 由参考文献第258页表11.8得普通v带” 1时额定功率的增量-p = 0.17kw,由参考文献二第259页表11.10查得包角修正系数0.965,由参考文献二第259页表11.11查得带长修正系数kL =0.99I3,1682.5Fo =5001 I2 汇 9.42 i0.965 J20.1 9.42=142.

10、6N二、齿轮传动的设计计算A:高速级齿轮传动设计计算1、设计小齿轮直径接触疲劳强度设计公式:di2.32!J2kH u +1初-380 1.2HBSk _ k k k A v F - kF|u = i d =0.6ZE、2zE=189.8MPaTi =40340N *mmkA=1.0kv=1.08kp ： =1.1=1.13k =1.0 1.08 1.1 1.13=1.34 kA=1.0kv=1.08kF ： - 1jkp i： =1.13k-1.0 1.08 1.1 1.13=1.34HBQ.=！250MPabH 1 = 380 1.2 250 =800MPaai -:2 勺.34 汉 43

11、040 4.1 +1 189.8 ,.0.64.1 800)=53mm2、确定中心距a该局部公式及数据引自参 考文献二186至U 212页、 参考文献三32到35页以 及参考文献 四第97到98 页r午1为齿面接触许用应 力选择齿轮为软齿面材料 为碳素调质刚热处理方式 为调质、正火，由参考文 献四第96页表7.11查得 齿面硬度170 HBS_270 ,取 HBS =250MPa龄 I-380 1.2HBS由参考文献二第193页表9.11查得kA=1.0,由参考文献二第193页图9.44查得kv=1.08,根据kv=1.08查参考文献二第一 95页表9.13得 =1.17再查参考文献二第196

12、页图9.46得到=1.13,由参考文献二第194页表9.12可以得到kF=1.1由参考按齿面接触强度 计算得小齿轮直 径：-53mm中心距:文献二第由参考文献 二第199页表9.14得ZE=189.8MPaa = 140mma/+D53a 之一 (1 +4.1)=135.152圆整为a =140mm3、选定模数、齿数和螺旋角一般 17 兰 z,兰 30, 8 七 P15z140xcosP “ell乙 +Z2 =109.552.5圆整为乙+Z2=110乙 +Z2 110乙二=21.56 1+i5.1取乙=21 , Z2=89z2 87i =二二=4.23Zi 21与4.1相比误差为3.17%兰5

13、%可用F cosimn(w+z2)= 10.844o2a4、计算分度圆直径小齿轮6=皿令=53.454 cos P大齿轮d2二口呛=226.546 cos P5、按齿根接粗疲劳强度校核mn = 2.5查参考文献二第166页表9.3的圆整mn =2.5大小齿轮齿数;Zi =21Z2 =89螺旋角：P =10.844大小齿轮分度圆直径：di =53.454d2 =226.546目录一设计任务书3二、切刀往复运动方案的选择和评价4三、糕点直线间歇运动方案的选择与评价6执行机构的简图及运动循环图 8四、 执行系统的设计10六、减速器的设计14七、参考文献41a = 2Z2 )A1 89cos10.84

14、4=1.686-d =0.6bsin 匚-：dZ tan -mn0,6 25 tan 10.844=1.015：b = arctan tan : cos t =11.265Y.725 0-75 C0S= =0.678pY0.898,120Sf=1.25Ni =60Nktn60 720 10 3608=1.67 10Yn =0.92 Yst =2.0 论=1二 FHm =200MPa,FlimYNATYxFp200 0.92 2 1 =294.4MPa1.252kTmn 3 1YFaf“：5dZl2 fpYFa=2.66 Ysa=1.58代入得：m20.6 212294.4查参考文献二第195页

15、表 9.13 得 d=0.6查参考文献二第204页表 9.15 得 + =1.25,查参考文献二第206页 图9.59、图9.60得Yn 二 0.92 Yx 二 1图 9.58得-Fiim = 200 MPa查参考文献二第200页图 9.53 得 Yfh=2.66,第201页图9.56得按齿根接触应力校核mn -血口许合适0.6 212 294.4= 1.69mn = 2.5 a 1.69 合适2、齿轮宽度bya =0.6 53.454 =32O 0724圆整为 b2 =35 bi =40高速级齿轮齿数z2189中心距a(mm)140模数m(mm)2.5传动比i4.1齿宽b(mm)4035螺旋

16、角11.265分度圆直径 d(mm)53.454226.546B :低速级齿轮传动的设计2、设计小齿轮直径接触疲劳强度设计公式初步、设一 一计：d X 2.32 斗2k u 1 普-dUJ ItA-380 1.2HBSk 二 kakvkp -d =0.6ZE=189.8MPaTi= 157220N *mm大小齿轮宽度b2 = 35主要参数 a = 170mm6 =84.998d2 =255.002zA)=21Z2 = 63mA41 =8.79b2 二 50mmd = 55mmKa =1.0匕=1.08k 一1 f n 一 jkA=1.13k =1.0x1.08x1.1x1.13=1.34kA=

17、1.0匕=1.08 kp=1.1 kA=1.13k=1.0 汇 1.08 汉 1.1 汉 1.13=1.34u =2.86HBS =250MPaph 】=380 +1 公 250 =800MPadi工J2x1.34x157220 2.86+1 f 189.8 丫n nng *2.3J1 U.6 2.86 800=87.336mm2、确定中心距aa启贯(1 +i)87.336aX-(1 +2.86)=168.66圆整为a =170mm4、选定模数、齿数和螺旋角一般17兰乙兰30, 8兰bv15。zi =25Z2=izi =4.1 汇 25=103p=12min-2a cos pZ1 +Z2-3.

18、446查表圆整为mn=4Z1坨一2 a cos pmn2x140xcosO qo .Z+ Z2 = j4圆整为乙+Z2 =84+ 2J1O J/1 +i 5.1取乙=21 , Z2=63上至.=3Zi 21与i=2.86相比误差为4.39% Fa2 =1 0.44 210 1.2942 635 =914N5、轴承寿命Lh校核因P2R,故按轴承2计算轴承寿命,106 ,Cf 10616500 丫Lh= !过60n ip ) 60 汇 720 Y2 =1.214由此可得F2 = fP(X2Fr2 +Y2Fa2 )=1 ”0.44x2878+1.214x1439)=3013N5、轴承寿命寿校核因Pz

19、aR,故按轴承2计算轴承寿命,106C106 勺 3000 宅Lh-X160n ip J 60 057.63013 )=47041 h =360x3x8=8640h故所选轴承7206C合格三、低速级轴上轴承的选择和校核1)选择因为斜齿轮传动，所以选择角接触球轴承d =45mm n= 60 r/min选择角接触轴承型号为：72090其基本尺寸d DBCrC45 85 19 38500 285002)校核1、计算附加轴向力Fs1、Fs2、切刀往复运动方案的选择与评价凸轮机构、齿实现切刀往复运动的机构：切刀的往复直线移动可米用连杆机构、 轮齿条、组合机构等。方案一：凸轮机构工作原理：由凸轮的转动带动

20、切刀的上下往复运动，最大行程为凸轮的相对于转动点的 最高点与最低点的差，通过增减凸轮的长度来增大或减小行程。优点：只要设计出凸轮的轮廓曲线，就可以使推杆得到各种预期的的运动规律，而且机构 简单，结构紧凑，可承载较大的载荷，运动平稳。缺点：凸轮轮廓与推杆之间为点、线接触，易磨损。而且没有急回特性，不能够实现切刀 下切速度快使切口平滑，也不能很好的的缩短空程的时间，影响效率。所以该方案不能符 合要求，故舍弃。方案二：连杆机构4 X22 J2八2F ha/va .1338 9661650 NFr2 二 Fhb2 Fvb2 - 231124702 =2358NFa=572N那么可得轴承1、2的附加轴向力Fsi=0.5Fn =825NFs2 =0.5Fr2=1179N2、简图CQ Fc PCTFri3、计算轴承所受轴向载荷因为 Fs2 Fa =1197 572=