蔬菜瓜果切片機傳動系統(tǒng)設(shè)計課程設(shè)計

1、<p><b>　　目 錄</b></p><p>　　第一章 蔬菜瓜果切片機傳動方式的選擇1</p><p>　　第一節(jié) 常見傳動方式優(yōu)缺點分析1</p><p><b>　　1. 皮帶傳動1</b></p><p><b>　　2. 鏈傳動1</b>&l

2、t;/p><p><b>　　3. 齒輪傳動2</b></p><p><b>　　4. 蝸桿傳動2</b></p><p><b>　　5. 螺旋傳動3</b></p><p>　　第二節(jié) 選擇蔬菜瓜果切片機的傳動方式3</p><p>　　第二章

3、 蔬菜瓜果切片機齒輪傳動的設(shè)計4</p><p>　　第一節(jié) 直齒圓柱齒輪的設(shè)計與校核4</p><p>　　1. 選擇齒輪材料、熱處理方式和精度等級4</p><p>　　2. 按齒面接觸強度確定中心距5</p><p>　　3. 校核齒面接觸疲勞強度6</p><p>　　4. 校核齒根彎曲疲勞強度7&

4、lt;/p><p>　　5、 齒輪主要幾何參數(shù)7</p><p>　　第二節(jié) 直齒圓錐齒輪的設(shè)計與校核8</p><p>　　1. 選擇齒輪材料及精度等級8</p><p>　　2. 按齒輪接觸疲勞強度設(shè)計8</p><p>　　3. 校核齒根彎曲疲勞強度10</p><p>　　4. 齒

5、輪主要幾何參數(shù)11</p><p>　　第三章 齒輪安裝軸的設(shè)計計算12</p><p>　　第一節(jié) 主動軸的設(shè)計與校核12</p><p>　　1. 選擇主動軸的材料 ，確定許用應力12</p><p>　　2. 扭強度估算主動軸的軸徑12</p><p>　　3. 設(shè)計主動軸的結(jié)構(gòu)12</p>

6、;<p>　　4. 主動軸的強度校核12</p><p>　　5. 繪制主動軸的草圖13</p><p>　　第二節(jié) 從動軸的設(shè)計與校核13</p><p>　　1. 選擇從動軸的材料 ，確定許用應力13</p><p>　　2. 扭強度估算從動軸的軸徑13</p><p>　　3. 設(shè)計從動軸

7、的結(jié)構(gòu)13</p><p>　　4. 從動軸的強度校核13</p><p>　　5. 繪制從動軸的草圖14</p><p>　　第四章 鍵的校核15</p><p>　　第五章 造價分析16</p><p><b>　　參考文獻16</b></p><p>　　

8、第一章 蔬菜瓜果切片機傳動方式的選擇</p><p>　　第一節(jié) 常見傳動方式優(yōu)缺點分析 </p><p><b>　　皮帶傳動 </b></p><p>　　圖1-1 帶傳動簡圖</p><p>　　2. 鏈傳動 </p><p>　　圖1-2 鏈傳動簡圖</p><

9、;p>　　3. 齒輪傳動 </p><p>　　圖1-3 齒輪傳動簡圖</p><p><b>　　4. 蝸桿傳動 </b></p><p>　　圖1-4 蝸輪蝸桿傳動簡圖</p><p><b>　　螺旋傳動</b></p><p>　　圖1-5 螺旋傳動示例——

10、車床絲杠</p><p>　　第二節(jié) 選擇蔬菜瓜果切片機的傳動方式</p><p>　　蔬菜瓜果切片機傳動方式選擇的總思路：根據(jù)蔬菜瓜果切片機對傳動方式的要求，選擇傳動方式：</p><p>　　1. 蔬菜瓜果切片機要使切片厚薄均勻，就需使電動機軸與輸出軸之間具有固定傳動比，故排除帶傳動；</p><p>　　2. 蔬菜瓜果切片機為一般機

11、械，對較大傳動比與軸向力沒有特殊要求，而應保證較高的傳動效率，故排除蝸桿傳動與螺旋傳動；</p><p>　　3. 蔬菜瓜果切片機適用于家庭或餐館等場所，為減小噪音并保證質(zhì)量，排除鏈傳動；</p><p>　　4. 齒輪傳動保證傳動比穩(wěn)定不變，能傳遞較大的動力，保障速度，效率高，并且結(jié)構(gòu)緊湊，可使本機器便于安裝擺放。</p><p><b>　　故選擇

12、齒輪傳動。</b></p><p>　　第二章 蔬菜瓜果切片機齒輪傳動的設(shè)計</p><p>　　注：若無特殊說明，本說明書所查圖與公式均來自《機械設(shè)計》，詳見參考文獻。</p><p>　　第一節(jié) 直齒圓柱齒輪的設(shè)計與校核</p><p>　　1. 選擇齒輪材料、熱處理方式和精度等級</p><p>　　

13、考慮到本設(shè)計切菜機傳送件的功率，為一般機械，選用直齒圓柱齒輪傳動。小齒輪選用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度250～280HBS。大齒輪材料選用ZG310-570，正火處理，齒面硬度162～185HBS。</p><p>　　由下式計算應力循環(huán)次數(shù)N：</p><p><b>　　h</b></p><p>　　式中: n — 齒輪轉(zhuǎn)速（r/min

14、）；</p><p>　　— 齒輪轉(zhuǎn)一周，同一側(cè)齒面嚙合的次數(shù)；</p><p>　　— 齒輪的工作壽命（h）。</p><p><b>　　可得：</b></p><p><b>　　h</b></p><p><b>　　h</b></p>

15、;<p>　　查圖5-17得(允許有一定點蝕)。</p><p><b>　　由式5-29 得</b></p><p><b>　　取</b></p><p><b>　　取</b></p><p><b>　　取</b></p>

16、;<p>　　按齒面硬度250HBS和162HBS，由圖5-16（b），得=690 MPa，=440 MPa，由下式計算許用接觸應力：</p><p><b>　　MPa</b></p><p><b>　　可得：</b></p><p>　　[]1=689.2 MPa</p><p>

17、;　　[]2=485.8 MPa</p><p>　　[]2<[]1，所以取[]=[]2=485.8 MPa。</p><p>　　2. 按齒面接觸強度確定中心距</p><p><b>　　小輪轉(zhuǎn)矩 N·m</b></p><p>　　初取，取，由表5-5得=188.9，減速傳動u=i=2</p

18、><p><b>　　由式5-14計算</b></p><p>　　由式5-18計算中心距</p><p>　　==46.38 mm</p><p>　　取中心距=50mm，估算模數(shù)m = (0.007~0.02) = (0.007~0.02)50 = 0.35~1 mm，由表5-7選標準模數(shù) m=1mm。</p>

19、;<p>　　齒數(shù) ，</p><p>　　齒輪分度圓直徑 mm</p><p><b>　　mm</b></p><p>　　齒輪齒頂圓直徑 mm</p><p><b>　　mm</b></p><p>　

20、　齒輪基圓直徑 mm</p><p><b>　　mm</b></p><p>　　圓周速度 m/s</p><p>　　由表5-6，選擇齒輪精度為9級。</p><p>　　3. 校核齒面接觸疲勞強度</p><p>　　按電機驅(qū)動，載荷平穩(wěn)，由表5-3，取=1.0

21、。</p><p>　　由圖5-4，按9級精度和</p><p>　　0.034m/s，得</p><p>　　取=0.4，齒寬=0.4=19.8 mm</p><p>　　由圖5-7a，按=0.6，低速級軸的剛度較大，二級傳動中齒輪相對軸承為非對稱布置，得=1.04。</p><p>　　由表5-4，=1.2。<

22、;/p><p>　　由式5-4計算載荷系數(shù) =1.25</p><p><b>　　式中:</b></p><p><b>　　—使用系數(shù)；</b></p><p><b>　　—動載系數(shù)；</b></p><p>　　—齒向載荷分布系數(shù)；</p

23、><p><b>　　—齒間載荷分配系數(shù)</b></p><p>　　按《機械原理》的公式計算端面重合度</p><p><b>　　齒頂壓力角計算：</b></p><p>　　=[(tan-tan)+(tan-tan)]=1.737</p><p>　　由式5-13計算=0.

24、869</p><p>　　由式5-17計算齒面接觸應力</p><p>　　==409.27 MPa<485.8 MPa 安全</p><p>　　4. 校核齒根彎曲疲勞強度</p><p>　　按=33， =66，由圖5-14得=2.52，=2.28；</p><p>　　由圖5-15得=1.63，=1.7

25、3。</p><p>　　由式5-23計算 =0.25+=0.25+0.432=0.682</p><p>　　由圖5-16（b），得=290 MPa，=152 MPa。</p><p>　　由圖5-19，得=1.0，=1.0。</p><p>　　由式5-32，m=1<5mm，則==1.0。</p><p>&

26、lt;b>　　取=2，=1.4。</b></p><p>　　由式5-31計算許用彎曲應力</p><p>　　[]==414 MPa</p><p>　　[]==217 MPa</p><p>　　由式（5-24）計算齒根彎曲應力</p><p>　　==56.22 MPa</p>&

27、lt;p>　　==53.99 MPa<217 MPa，安全。</p><p><b>　　齒輪主要幾何參數(shù)</b></p><p><b>　　齒寬，取</b></p><p>　　第二節(jié) 直齒圓錐齒輪的設(shè)計與校核</p><p>　　選擇齒輪材料及精度等級</p><

28、;p>　　蔬菜瓜果切片機為一般機械，兩齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表5-1，查得硬度217~255HBS,取硬度235~255HBS。</p><p>　　按齒輪接觸疲勞強度設(shè)計</p><p><b>　　由式5-54</b></p><p><b>　　式中</b></p><p>　　初

29、選，由式5-14 </p><p><b>　　由表5-5，得</b></p><p><b>　　取</b></p><p><b>　　由式5-33</b></p><p><b>　　h</b></p><p><b

30、>　　查圖5-17得</b></p><p><b>　　取</b></p><p><b>　　取</b></p><p><b>　　取</b></p><p>　　按齒面硬度235HBS，由圖5-16（b），得==590 MPa，</p>

31、<p><b>　　由式5-28</b></p><p>　　=542.8 MPa</p><p><b>　　=</b></p><p>　　= 31.66 mm</p><p><b>　　取 </b></p><p><b>

32、;　　取標準模數(shù)</b></p><p><b>　　由表5-3，取</b></p><p><b>　　查圖5-4，取</b></p><p><b>　　，取</b></p><p><b>　　查圖5-7，得</b></p>

33、<p><b>　　由式5-53</b></p><p><b>　　安全</b></p><p>　　3. 校核齒根彎曲疲勞強度</p><p><b>　　按</b></p><p><b>　　查圖5-14，得</b></p>

34、<p><b>　　查圖5-15，得</b></p><p>　　查圖5-18(b)，得</p><p><b>　　查圖5-19，得</b></p><p><b>　　查式5-32，得</b></p><p><b>　　取，</b>&l

35、t;/p><p><b>　　由式5-31</b></p><p><b>　　安全</b></p><p>　　4. 齒輪主要幾何參數(shù)</p><p>　　第三章 齒輪安裝軸的設(shè)計計算</p><p>　　第一節(jié) 主動軸的設(shè)計與校核</p><p>　　

36、1. 選擇主動軸的材料 ，確定許用應力</p><p>　　蔬菜瓜果切片機為一般機械，該軸傳遞中小功率，對轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)矩無特殊要求，故選用45優(yōu)質(zhì)碳素鋼結(jié)構(gòu)鋼調(diào)質(zhì)處理，機械性能查表8-1可得: ,,,,,</p><p>　　2. 扭強度估算主動軸的軸徑</p><p><b>　　對于實心主軸：</b></p><p>　　

37、=100，采用實心軸，則</p><p>　　d≥100= 7.32 mm</p><p>　　初選最小軸徑為15 mm</p><p>　　3. 設(shè)計主動軸的結(jié)構(gòu)</p><p><b>　?、俅_定各軸段直徑 </b></p><p>　　的直徑根據(jù)軸承的內(nèi)徑?jīng)Q定取為=15 mm，根據(jù)設(shè)計手冊公

38、式 選擇=22 mm。</p><p><b>　?、诖_定各軸段長</b></p><p>　　根據(jù)整機結(jié)構(gòu)，軸的總長為262 mm，軸段Ⅰ的長度根據(jù)軸承所選小軸承寬度定為13 mm，軸段II的長度確定為200 mm，最后留下的長度就為軸段III的長。</p><p>　　4. 主動軸的強度校核</p><p>　　軸的

39、校核計算首先做出軸的計算簡圖，彎矩圖，扭矩圖，然后進行軸強度校核即可。由于本實心軸是水平放置，主要靠它傳遞扭矩，少量的彎矩可忽略不計，故只需對其扭矩進行校核便可。</p><p>　　扭轉(zhuǎn)切應力計算公式：</p><p>　　式中， —截面的剪切應力</p><p><b>　　T—截面處得扭矩</b></p><p>

40、　　—危險截面的抗扭截面系數(shù)</p><p><b>　　對于實心軸：</b></p><p><b>　　已查得45號鋼</b></p><p>　　故此實心軸符合強度要求。</p><p>　　5. 繪制主動軸的草圖</p><p>　　圖3-1 主動軸設(shè)計草圖</

41、p><p>　　第二節(jié) 從動軸的設(shè)計與校核</p><p>　　1. 選擇從動軸的材料 ，確定許用應力</p><p>　　因我們設(shè)計的軸對材料無特殊要求，故選用45鋼并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，取A0=100由強度極限 ，再由許用彎曲應力</p><p>　　2. 扭強度估算從動軸的軸徑</p><p><b>　　對于實心

42、主軸：</b></p><p>　　=100，采用實心軸，則</p><p>　　d≥100= 7.32 mm</p><p>　　初選最小軸徑為10 mm</p><p>　　3. 設(shè)計從動軸的結(jié)構(gòu)</p><p><b>　?、俅_定各軸段直徑 </b></p><

43、;p>　　的直徑根據(jù)軸承的內(nèi)徑?jīng)Q定取為=10 mm，根據(jù)設(shè)計手冊公式 選擇=14 mm。</p><p><b>　　②確定各軸段長</b></p><p>　　根據(jù)整機結(jié)構(gòu)，軸的總長為105 mm，軸段Ⅰ的長度根據(jù)軸承所選小軸承寬度定為5mm，軸段II的長度確定為10 mm，最后留下的長度就為軸段III的長。</p><p>　　4.

44、從動軸的強度校核</p><p>　　軸的校核計算首先做出軸的計算簡圖，彎矩圖，扭矩圖，然后進行軸強度校核即可。由于本實心軸是水平放置，靠它傳遞扭矩，少量的彎矩可忽略不計，故只需對其扭矩進行校核便可。</p><p>　　扭轉(zhuǎn)切應力計算公式：</p><p>　　式中， —截面的剪切應力</p><p><b>　　T—截面處得扭矩

45、</b></p><p>　　—危險截面的抗扭截面系數(shù)</p><p><b>　　對于實心軸：</b></p><p><b>　　已查得45號鋼</b></p><p>　　故此實心軸符合強度要求。</p><p>　　5. 繪制從動軸的草圖</p>

46、;<p>　　圖3-2 從動軸設(shè)計草圖</p><p><b>　　第四章 鍵的校核</b></p><p>　　本設(shè)計主動軸所用鍵為的平鍵，平鍵的兩側(cè)面是工作面，工作時兩側(cè)面受到擠壓，對于按標準選擇尺寸及鍵為常用材料的普通平鍵聯(lián)接其主要失效形式是鍵、軸槽和轂槽三者中強度最弱的工作面被壓潰。校核時，按工作面的平均擠壓力進行計算，其公式為：</p&g

47、t;<p><b>　　MPa </b></p><p><b>　　MPa</b></p><p>　　式中:T—轉(zhuǎn)矩（N·m）；</p><p>　　d—軸的直徑（mm）；</p><p>　　l—鍵的工作長度（mm）；</p><p><

48、b>　　b—鍵寬（mm）；</b></p><p>　　k—鍵與轂槽的接觸高度（mm）；</p><p>　　—鍵聯(lián)接的許用擠壓應力 查表可得輕微沖擊載荷時，取=150 </p><p>　　— 鍵的許用靜壓力 ，查表可知：=100 </p><p><b>　　由公式（11）得:</b></

49、p><p><b>　　σ MPa</b></p><p><b>　　τ MPa</b></p><p><b>　　所以 </b></p><p>　　由以上的計算可知，該平鍵的強度極限滿足要求。</p><p><b>　　第五章 造價分析&

50、lt;/b></p><p><b>　　參考文獻</b></p><p>　　[1] 鞏云鵬，田萬祿，張祖立，黃秋波.機械設(shè)計課程設(shè)計[M].沈陽：東北大學出版社，2000． </p><p>　　[2] 孫志禮，冷興聚，魏延剛，曾海泉.機械設(shè)計[M].沈陽：東北大學出版社，2000． </p><p>　　[3

51、] 趙永成，王豐，李明穎，湯武初.機電傳動控制[J]．中國計量出版社，2000． </p><p>　　[4] 王春香.材料力學[M].哈爾濱：哈爾濱工業(yè)大學出版社，2001．</p><p>　　[5] 機械工程設(shè)計手冊編寫組.機械工程設(shè)計手冊[M].北京：機械工業(yè)出版社，1997． </p><p>　　[6] 王啟平.機械制造工藝學[M].哈爾濱：哈爾濱工業(yè)大

52、學出版社，2004．</p><p>　　[7] 王連明,宋寶玉.機械設(shè)計課程設(shè)計[M].哈爾濱：哈爾濱工業(yè)大學出版社，2005． </p><p>　　[8] 王知行,鄧宗權(quán).機械原理[M].哈爾濱：哈爾濱工業(yè)大學出版社，2002．</p><p>　　[9] 張展主編.機械傳動設(shè)計手冊[M].上海：上?？茖W技術(shù)出版社，2005． </p><