蔬菜瓜果切片机传动系统设计课程设计

　　目 录

　　第一章 蔬菜瓜果切片机传动方式的选择1

　　第一节 常见传动方式优缺点分析1

　　1. 皮带传动1

　　2. 链传动1

　　3. 齿轮传动2

　　4. 蜗杆传动2

　　5. 螺旋传动3

　　第二节 选择蔬菜瓜果切片机的传动方式3

　　第二章 蔬菜瓜果切片机齿轮传动的设计4

　　第一节 直齿圆柱齿轮的设计与校核4

　　1. 选择齿轮材料、热处理方式和精度等级4

　　2. 按齿面接触强度确定中心距5

　　3. 校核齿面接触疲劳强度6

　　4. 校核齿根弯曲疲劳强度7

　　5、 齿轮主要几何参数7

　　第二节 直齿圆锥齿轮的设计与校核8

　　1. 选择齿轮材料及精度等级8

　　2. 按齿轮接触疲劳强度设计8

　　3. 校核齿根弯曲疲劳强度10

　　4. 齿轮主要几何参数11

　　第三章 齿轮安装轴的设计计算12

　　第一节 主动轴的设计与校核12

　　1. 选择主动轴的材料 ，确定许用应力12

　　2. 扭强度估算主动轴的轴径12

　　3. 设计主动轴的结构12

　　4. 主动轴的强度校核12

　　5. 绘制主动轴的草图13

　　第二节 从动轴的设计与校核13

　　1. 选择从动轴的材料 ，确定许用应力13

　　2. 扭强度估算从动轴的轴径13

　　3. 设计从动轴的结构13

　　4. 从动轴的强度校核13

　　5. 绘制从动轴的草图14

　　第四章 键的校核15

　　第五章 造价分析16

　　参考文献16

　　第一章 蔬菜瓜果切片机传动方式的选择

　　第一节 常见传动方式优缺点分析

　　皮带传动

　　图1-1 带传动简图

　　2. 链传动

　　图1-2 链传动简图

　　3. 齿轮传动

　　图1-3 齿轮传动简图

　　4. 蜗杆传动

　　图1-4 蜗轮蜗杆传动简图

　　螺旋传动

　　图1-5 螺旋传动示例——车床丝杠

　　第二节 选择蔬菜瓜果切片机的传动方式

　　蔬菜瓜果切片机传动方式选择的总思路：根据蔬菜瓜果切片机对传动方式的要求，选择传动方式：

　　1. 蔬菜瓜果切片机要使切片厚薄均匀，就需使电动机轴与输出轴之间具有固定传动比，故排除带传动；

　　2. 蔬菜瓜果切片机为一般机械，对较大传动比与轴向力没有特殊要求，而应保证较高的传动效率，故排除蜗杆传动与螺旋传动；

　　3. 蔬菜瓜果切片机适用于家庭或餐馆等场所，为减小噪音并保证质量，排除链传动；

　　4. 齿轮传动保证传动比稳定不变，能传递较大的动力，保障速度，效率高，并且结构紧凑，可使本机器便于安装摆放。

　　故选择齿轮传动。

　　第二章 蔬菜瓜果切片机齿轮传动的设计

　　注：若无特殊说明，本说明书所查图与公式均来自《机械设计》，详见参考文献。

　　第一节 直齿圆柱齿轮的设计与校核

　　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，选用直齿圆柱齿轮传动。小齿轮选用40Cr，调质处理，齿面硬度250～280HBS。大齿轮材料选用ZG310-570，正火处理，齿面硬度162～185HBS。

　　由下式计算应力循环次数N：

　　h

　　式中: n — 齿轮转速（r/min）；

　　— 齿轮转一周，同一侧齿面啮合的次数；

　　— 齿轮的工作寿命（h）。

　　可得：

　　h

　　h

　　查图5-17得(允许有一定点蚀)。

　　由式5-29 得

　　取

　　取

　　取

　　按齿面硬度250HBS和162HBS，由图5-16（b），得=690 MPa，=440 MPa，由下式计算许用接触应力：

　　MPa

　　可得：

　　[]1=689.2 MPa

　　[]2=485.8 MPa

　　[]2<[]1，所以取[]=[]2=485.8 MPa。

　　2. 按齿面接触强度确定中心距

　　小轮转矩 N·m

　　初取，取，由表5-5得=188.9，减速传动u=i=2

　　由式5-14计算

　　由式5-18计算中心距

　　==46.38 mm

　　取中心距=50mm，估算模数m = (0.007~0.02) = (0.007~0.02)50 = 0.35~1 mm，由表5-7选标准模数 m=1mm。

　　齿数 ，

　　齿轮分度圆直径 mm

　　mm

　　齿轮齿顶圆直径 mm

　　mm

　　齿轮基圆直径 mm

　　mm

　　圆周速度 m/s

　　由表5-6，选择齿轮精度为9级。

　　3. 校核齿面接触疲劳强度

　　按电机驱动，载荷平稳，由表5-3，取=1.0。

　　由图5-4，按9级精度和

　　0.034m/s，得

　　取=0.4，齿宽=0.4=19.8 mm

　　由图5-7a，按=0.6，低速级轴的刚度较大，二级传动中齿轮相对轴承为非对称布置，得=1.04。

　　由表5-4，=1.2。

　　由式5-4计算载荷系数 =1.25

　　式中:

　　—使用系数；

　　—动载系数；

　　—齿向载荷分布系数；

　　—齿间载荷分配系数

　　按《机械原理》的公式计算端面重合度

　　齿顶压力角计算：

　　=[(tan-tan)+(tan-tan)]=1.737

　　由式5-13计算=0.869

　　由式5-17计算齿面接触应力

　　==409.27 MPa<485.8 MPa 安全

　　4. 校核齿根弯曲疲劳强度

　　按=33， =66，由图5-14得=2.52，=2.28；

　　由图5-15得=1.63，=1.73。

　　由式5-23计算 =0.25+=0.25+0.432=0.682

　　由图5-16（b），得=290 MPa，=152 MPa。

　　由图5-19，得=1.0，=1.0。

　　由式5-32，m=1<5mm，则==1.0。

　　取=2，=1.4。

　　由式5-31计算许用弯曲应力

　　[]==414 MPa

　　[]==217 MPa

　　由式（5-24）计算齿根弯曲应力

　　==56.22 MPa

　　==53.99 MPa<217 MPa，安全。

　　齿轮主要几何参数

　　齿宽，取

　　第二节 直齿圆锥齿轮的设计与校核

　　选择齿轮材料及精度等级

　　蔬菜瓜果切片机为一般机械，两齿轮选用45钢，调质处理。由表5-1，查得硬度217~255HBS,取硬度235~255HBS。

　　按齿轮接触疲劳强度设计

　　由式5-54

　　式中

　　初选，由式5-14

　　由表5-5，得

　　取

　　由式5-33

　　h

　　查图5-17得

　　取

　　取

　　取

　　按齿面硬度235HBS，由图5-16（b），得==590 MPa，

　　由式5-28

　　=542.8 MPa

　　=

　　= 31.66 mm

　　取

　　取标准模数

　　由表5-3，取

　　查图5-4，取

　　，取

　　查图5-7，得

　　由式5-53

　　安全

　　3. 校核齿根弯曲疲劳强度

　　按

　　查图5-14，得

　　查图5-15，得

　　查图5-18(b)，得

　　查图5-19，得

　　查式5-32，得

　　取，

　　由式5-31

　　安全

　　4. 齿轮主要几何参数

　　第三章 齿轮安装轴的设计计算

　　第一节 主动轴的设计与校核

　　1. 选择主动轴的材料 ，确定许用应力

　　蔬菜瓜果切片机为一般机械，该轴传递中小功率，对转速转矩无特殊要求，故选用45优质碳素钢结构钢调质处理，机械性能查表8-1可得: ,,,,,

　　2. 扭强度估算主动轴的轴径

　　对于实心主轴：

　　=100，采用实心轴，则

　　d≥100= 7.32 mm

　　初选最小轴径为15 mm

　　3. 设计主动轴的结构

　　①确定各轴段直径

　　的直径根据轴承的内径决定取为=15 mm，根据设计手册公式 选择=22 mm。

　　②确定各轴段长

　　根据整机结构，轴的总长为262 mm，轴段Ⅰ的长度根据轴承所选小轴承宽度定为13 mm，轴段II的长度确定为200 mm，最后留下的长度就为轴段III的长。

　　4. 主动轴的强度校核

　　轴的校核计算首先做出轴的计算简图，弯矩图，扭矩图，然后进行轴强度校核即可。由于本实心轴是水平放置，主要靠它传递扭矩，少量的弯矩可忽略不计，故只需对其扭矩进行校核便可。

　　扭转切应力计算公式：

　　式中， —截面的剪切应力

　　T—截面处得扭矩

　　—危险截面的抗扭截面系数

　　对于实心轴：

　　已查得45号钢

　　故此实心轴符合强度要求。

　　5. 绘制主动轴的草图

　　图3-1 主动轴设计草图

　　第二节 从动轴的设计与校核

　　1. 选择从动轴的材料 ，确定许用应力

　　因我们设计的轴对材料无特殊要求，故选用45钢并经调质处理，取A0=100由强度极限 ，再由许用弯曲应力

　　2. 扭强度估算从动轴的轴径

　　对于实心主轴：

　　=100，采用实心轴，则

　　d≥100= 7.32 mm

　　初选最小轴径为10 mm

　　3. 设计从动轴的结构

　　①确定各轴段直径

　　的直径根据轴承的内径决定取为=10 mm，根据设计手册公式 选择=14 mm。

　　②确定各轴段长

　　根据整机结构，轴的总长为105 mm，轴段Ⅰ的长度根据轴承所选小轴承宽度定为5mm，轴段II的长度确定为10 mm，最后留下的长度就为轴段III的长。

　　4. 从动轴的强度校核

　　轴的校核计算首先做出轴的计算简图，弯矩图，扭矩图，然后进行轴强度校核即可。由于本实心轴是水平放置，靠它传递扭矩，少量的弯矩可忽略不计，故只需对其扭矩进行校核便可。

　　扭转切应力计算公式：

　　式中， —截面的剪切应力

　　T—截面处得扭矩

　　—危险截面的抗扭截面系数

　　对于实心轴：

　　已查得45号钢

　　故此实心轴符合强度要求。

　　5. 绘制从动轴的草图

　　图3-2 从动轴设计草图

　　第四章 键的校核

　　本设计主动轴所用键为的平键，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普通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进行计算，其公式为：

　　MPa

　　MPa

　　式中:T—转矩（N·m）；

　　d—轴的直径（mm）；

　　l—键的工作长度（mm）；

　　b—键宽（mm）；

　　k—键与毂槽的接触高度（mm）；

　　—键联接的许用挤压应力 查表可得轻微冲击载荷时，取=150

　　— 键的许用静压力 ，查表可知：=100

　　由公式（11）得:

　　σ MPa

　　τ MPa

　　所以

　　由以上的计算可知，该平键的强度极限满足要求。

　　第五章 造价分析

　　参考文献

　　[1] 巩云鹏，田万禄，张祖立，黄秋波.机械设计课程设计[M].沈阳：东北大学出版社，2000．

　　[2] 孙志礼，冷兴聚，魏延刚，曾海泉.机械设计[M].沈阳：东北大学出版社，2000．

　　[3] 赵永成，王丰，李明颖，汤武初.机电传动控制[J]．中国计量出版社，2000．

　　[4] 王春香.材料力学[M].哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，2001．

　　[5] 机械工程设计手册编写组.机械工程设计手册[M].北京：机械工业出版社，1997．

　　[6] 王启平.机械制造工艺学[M].哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，2004．

　　[7] 王连明,宋宝玉.机械设计课程设计[M].哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，2005．

　　[8] 王知行,邓宗权.机械原理[M].哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，2002．

　　[9] 张展主编.机械传动设计手册[M].上海：上海科学技术出版社，2005．

　　[10] 江斌.铸造设备[M].北京：机械工业出版社，2004．