湘玉竹切片机的设计

1 前言
玉竹又名尾参，玉参、萎蕤、铃铛菜,为百合科玉竹,以根状茎入药。

根茎味甘、微苦，具有养阴润燥、生津止渴的功效，适用于肺胃阴伤、燥热咳嗽、咽干口渴、内热消渴等病的治疗，并可作高级滋补食品、佳肴和饮料。

另栽培玉竹经济效益十分可观，是农民生产致富的一条好门路。

玉竹产量很高，2年生玉竹一公顷最高可产75000千克，一般可产45000千克；3年生玉竹一公顷最高可产12000千克，一般可产75000千克。

切片加工要求尾参已经成为半干品，并已拔须。

由于它的内部结构，决定它只允许竖着切片，而不能在其他任何方向切。

同时，切片厚度要比较小和均匀。

目前，尾参的加工，主要停留在落后的手工加工阶段，无以应对大规模生产和大批量的加工需求，特别是用手按着药物，刀片在底下切割的形式，限制了人的自由和提高了劳动强度，降低了工作效率,所创造的效益也极其的少，难以达到现在市场的需求，目前国内也有一些切片机，但它们的效率也不是很高，如由邵阳神风动力制造有限责任公司研究的一种玉竹切片机每小时可加工玉竹片２０－３０公斤，玉竹片最长可达２０－３０ｃｍ长。

因此本人对以前的切片机进行参考，进行改进，将其刀片改为旋切式的，提高机构的切片效率设计出此作品。

2 设计思路及整体方案
2.1 整体设计思路
本人设计的旋切式湘玉竹切片机，主要是由电动机经V带降速并传递给平带动力，从而使平带进行旋转运动，使刀片对湘玉竹进行旋切。

由齿条和弹簧的的配合使得刀片在切完一箱湘玉竹后，立即更换物料箱，并且压紧物料进行切割。

见图1。

2.2设计方案
通过平带的传动与切割，完成切片过程；同时使用齿条和弹簧使得压紧元件能够很好的压紧，在即将切完时迅速的退出并且更换物料箱；至于刀片，将其用铆钉钉入平带中，物料箱固定在机架上的导轨上，随着平带的旋转运动，刀片也跟着运动，同时，在平带上安装了8把刀片，使得其效率非常的高。

2.3 机构示意图
小平带轮1——通过它的轴与V带轴连接，为主动轮；机架2——通过它支撑与连接机架平台，起到固定的作用；机架平台3——用来支撑物料箱上的导轨；平带4——在上面安装刀片，切片的同时也支撑物料；定位元件5——用电机控制它的运动情况，在切片的时候固定物料箱；压紧轮6——用来压紧平带，保证平带的强度；刀片7——用铆钉铆在平带上，切片的元件；压紧机构8——它与电机配合，用来压紧物料；物料箱9——用来盛放物料的装置；导轨10——设计在物料箱的两侧，正好架在机架平台上；支撑板11——支撑平带；大带轮12——机构的从动部件。

4
5
67
8
9
10
12
11
2
3
1
图2.1 切片机示意图
1-小平带轮 2-机架 3-机架平台 4-平带 5-定位元件 6-压紧轮 7-刀片 8-压紧机构 9-物料箱 10-导轨 11-支撑板 12-大平带轮
3 电动机的选择
作为动力源头，它的选择是否恰当，关系到整个机构的性能。

它的选择包括选择类型、结构形式、容量（功率）和转速，并确定型号。

电动机类型和结构形式要根据电源（交流或直流），工作条件（温度、环境、空间尺寸等）和载荷特点（性质、大小、启动性能和过载情况）来选择。

电动机结构有开启式、防护式、封闭式和防爆式等，可根据防护要求来选择。

同一类型的电动机又具有几种安装形式，应根据安装条件来确定。

作为本次设计需要，重点在电动机的选择上，而功率又是选择的根本，针对此机构工作特点，将其归入平稳负载连续工作制电动机功率的选择。

额定功率的计算：
9555
mz ne
pe pz ≥=
（3.1） 式中 pe----电动机额定功率（kw ）； Pz----负载功率（kw ）；
mz ----折算到电动机轴上的静负载转矩（n.m ）； ne----电动机额定转速（r/min ）。

另根据实验（见表1）可得切一根玉竹的力大约在20N 左右，而本人设计的物料箱的宽度为300mm ，所需切片的湘玉竹先经过初选，其直径为平均为15mm ，即物料箱中可以摆放下20根玉竹，其整体切一次需力约400N 。

表3.1 通用剪切报告
执行标准 试样宽度（mm ） 最大载荷（N ） 通用剪切试验标准
1.5 7.5 15 2
2.5
5.77 37.62 37.02 41
带轮轴所需功率为[]5
kW kW Fv P w 0.21000
5
4001000=⨯== （3.2） 考虑到传动装置的功率消耗，电动机的输出功率为[]5
η
w
d P P =
（3.3）
式中，η为从电动机到小带轮轴之间的总效率，η=1234ηηηη =0.903 ,
1η=0.99为弹性联轴器的传动效率，2η=0.98为一对滚动轴承效率，3η=0.98为一对滚动轴承传动效率，4η=0.95为弹性联轴器与v 带的传动效率[]1。

电动机的输出功率为d P =2.2 kW ，因此本人的设计中电动机的型号为Y132S-6[]5，额定功率为3kW ，转速为960r/min 。

4 联轴器的选择
普通的联轴器有刚性联轴器和挠性联轴器之分，刚性联轴器由刚性零件组
成，无缓冲减振能力，适用于无冲击，被联接的两轴中心线严格对中，而且机器运转过程中不发生相对位移的地方。

挠性联轴器容许两轴有一定的安装误差，两轴间的偏移靠元件的相对位移或者靠弹性元件的弹性变形补偿位移。

4.1 小V 带轴和电动机轴之间联轴器的选择
因切片机的载荷变化大，选用缓冲较好的，同时具有可移性的弹性套柱销联轴器。

Y132S-6电动机轴的直径为38mm ，查机械设计手册，根据轴径和计算转矩
选用TL6联轴器[]1
：
38604323843882
JA GB Y ⨯-⨯ 联轴器的计算转矩:C T KT = 选择工作情况系数
K,查表取
K=1.5,计算转矩:
C T KT ==1.5⨯29.8=44.7N ⋅mm.
其许用最大扭矩[]250T N mm =⋅,许用最高转速[]3800/min n r = 此联轴器合用
4.2 大V 带轴和小平带轴之间联轴器的选择
根据两轴的直径大小,选择弹性套柱销联轴器TL5[]1
:
2562
4323842562
YC GB ZC ⨯-⨯
联轴器的计算转矩:C T KT = 选择工作情况系数
K,查表
K=1.5,计算转矩:
C T KT ==1.5⨯86.3=129.45N ⋅mm.
其许用最大扭矩[]250T N mm =⋅,许用最高转速[]3800/min n r = 此联轴器合用。

4.3 压紧装置电动机和传动轴之间联轴器的选择
压紧装置选用的变频电动机型号为YZTPWT112M-2。

电动机轴的直径为28mm,
选用弹性套柱销联轴器TL5[]1
:
28444323842862
YC GB ZC ⨯-⨯。

5 平带的设计
5.1 平带及带轮材料的选择
首先平带的材料选取为胶帆布平带，这是由于带轮的工作环境比较干燥，工作量比较小。

至于带轮，选取为普通的滚筒，由于其所要承受的载荷不是很大，因此滚筒的结构形式为轮辐式。

5.2 平带及带轮的机构示意图
图5.1 平带及带轮的示意图
5.3 平带及带轮的一些基本尺寸及计算
（1）带速v=5m/s （2）小带轮的直径 d 1=
1
600010n ⨯⨯⨯πν
(5.1)
由初选速度5m/s ，查表选得平带小带轮的直径取315mm ，大带轮的直径取400mm ，所以小带轮轴的转速为n 1=303.3r/min
（3）大带轮的直径 d 2=
()ε-112
1
d n n （ε取0.010.02 ） (5.2) 所以大带轮轴的转速为n 2=234.1r/min
（4）带长 d L =2a+2
π
（d 1+ d 2）+
()a
d 4d 2
12- (5.3)
将数字代入d L =3983.8mm 考虑到胶帆布平带用硫化接头联接，由表得，选取带
的基准长度L 为4000mm 。

（5）如果带传动的中心距过小，则带长较小，在速度一定时，带的循环次数多，对带的寿命不利，同时包角也减小，因此带传动的中心距不宜过小，也不宜过大，否则引起带的跳动。

初定中心距：120121.5()5()d d a d d +<<+ (5.4) 01072.53575a <<，取a=1430mm
计算实际中心距： 014309.62d
L L a a -≈+=+=1439.6 (5.5) （6）在带的最大有效拉力的分析中可知，小带轮包角取得过小，将影响带传动能力，一般小平带轮的包角应不小于0150，如果设计时包角太小，应增大中心距或张紧轮。

a 021
1d 18060d a
-≈-
⨯ 1a =176.590≥0150 (5.6) （7）带层：初选速度为5m/s ，小带轮直径为315mm ，查表得Z=6
（8）带厚 1.25Z δ=⨯ δ=7.5mm 这里取带厚为9.6mm （9）带宽 b=355mm
（10）轮缘宽度取400mm （11）计算带的张紧力和压轴力
带的截面积A=
d
a p k k p β 查表得 A k =1.1，a k =0.97，k β=1.0，0p =1.2
得A=2.37 (5.7)
d A p k p =⋅
A k ----工作情况系数 a k ----小带轮的包角系数
k β----传动布置系数
0p ----平带单位截面积所能传递的额定功率
带的正常张紧应力0σ，短距离普通传动取0σ=1.6，作用在轴上的压轴力：
1
02sin
2
r a F A σ=⋅=7.93N (5.8)
由小带轮轴的转速和电动机的转速可以将v带的传动比算出来，i=960/303.3=3.17，同时计算出从电动机的输出轴到平带轮输出轴的功率、扭矩，计算过程中将效率算进去。

可得下表：
表5.1 轴的转速、扭矩、功率、效率
电动机轴小v带轴大v带轴小平带轴大平带
轴
转速功率效率转矩
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为平带传动的传动效率
5.4 平带上的刀片的设计
因为根据设计要求，刀片既要一边支撑物料，又要一边切削。

所以我将它与平带设计在一起，随着平带的运动而运动。

同时考虑到箱子不能跟平带一起运动，必须另外有装置固定它，所以，我设计支架通过它支撑箱子，又为了避免妨碍刀片运动，就将刀片宽度设定为箱子宽度。

考虑到平带是圆周运动，因此我设计在每隔一定的距离安装一把刀片，有效的利用圆周运动，大大的提高工作效率。

由平带的转速、带长和物料箱的长度决定每隔50 cm安装一把刀片，这样在整个平带上就有8把刀片，即在平带运动一周的时间内，刀片切削8次。

刀片的尺寸为宽30cm，长1cm，高0.1cm。

，用铆钉将刀片铆上去。

铆钉的大小选取：采用沉头的型式，mm
d
mm
L4
,
10=
=[]1。

同时，为防止平带的强度由于有沟槽而降低，在平带上装有刀片的地方也铆上薄铁皮，能有效的减少因开有沟槽而造成的强度降低。

423
1
5
图5.2 刀片示意图
1-刀片 2-沟槽 3-平带 4-铆钉 5-铁片
5.5 带轮轴的设计与校核
5.5.1 小带轮轴的设计与校核
选择轴的材料并确定许用应力：选用45号钢正火处理[]11
，查表《轴的常用
材料及其主要力学性能和应用》[]2得强度极限B σ=600MPa ，其许用弯曲[b 1-σ]=55MPa 。

确定轴的直径：按扭转强度估算，取C=110[]6
，则
d=C 3
n P =11033
.30365.2=22.66mm （5.9） 考虑到轴上有键槽，将轴的直径增大5%，则
d=22.66×（1+5%）=23.79 mm 此段轴的直径和长度应与联轴器相符，联轴器TL5型弹性圈柱销联轴器，起轴孔直径为25mm ，与轴配合部分长度为62mm ，故此段轴的直径为25mm 。

轴的简图和受力分析图如下[]6：
轴受力简图
水平面受力
水平面弯矩图
垂直面受力
垂直面弯矩图
合成弯矩图
转矩T图
当量弯矩图
图5.3轴的分析图
轴的基本数据如下
d 1=25mm L 1=80mm
此段轴上装有键槽，其尺寸为b ×h=8×7 , L=40mm
d 4=30 mm L 4=19mm
此段轴主要是用于安装轴承，主要按轴承内径尺寸系列确定，初选轴承类型为深沟球轴承，型号为6306，内径为30mm ，外径为72mm ，宽度为19mm 。

d 3= 50mm L 3= 400mm
此段轴主要考虑轴上的键槽，取其数值为 b ×h=14×9
d 2 = 30 mm L 2= 30mm
此段只要也是安装轴承，选取轴承类型为深沟球轴承，型号为6306。

画水平受力图，计算支点反力，画水平弯矩图，见图4，考虑到C 、D 处为可能的危险截面，计算出C 、D 处的弯矩。

由于轴主要是承受转矩，T=83400N m ⋅ T F =
3
2T d =3336N 支点反力16682T AH BH F F F ===N C 点弯矩：2151668215358620CH AH M F N mm =⨯=⨯=⋅
D 点弯矩：1516681525020DH AH M F N mm =⨯=⨯=⋅
画出垂直面受力图，计算支点反力和C 、D 两处的弯矩，画出垂直面弯矩图如图4所示。

支点反力 3.962
r AV BV F F F N === C 点弯矩：215852.4CV AV M F N mm =⨯=⋅
D 点弯矩：1559.4DV AV M F N mm =⨯=⋅
求合成弯矩，画出合成弯矩图如图4所示。

C
点合成弯矩：358621C M N mm ==⋅ D
点合成弯矩：25020D M N mm ==⋅ 画出转矩T 图，如图所示。

计算C 、D 点的当量弯矩，画出当量弯矩图，如图4所示。

C
点当量弯矩：362095C
M N mm '==⋅ D
点当量弯矩：55946D
M N mm '==⋅ 校核轴的强度 根据弯矩的大小及轴的直径选定C 、D 两截面进行强度校核。

C 截面当量弯曲应力 []133336209533.780.10.1(500.95)
C C C b M M MP W d σσ-'''====<⨯⨯⨯ （因C 截面有键槽，考虑对轴强度的削弱影响，故3d 乘以0.95）。

[]133********.70.10.130
C C
D b M M W d σσ-'''====<⨯⨯ C 、D 两截面均安全。

5.5.2 大带轮轴的设计与校核
选择轴的材料并确定许用应力：选用45号钢正火处理，查得强度极限B σ=600MPa ，查得其许用弯曲[b 1-σ]=55MPa 。

确定轴的直径：按扭转强度估算，取C=110，则 d=C 3n P =11031
.23449.2=24.9 mm （5.10） 考虑到轴上有键槽，将轴的直径增大5%，则
d=24.9×（1+5%）=25.4 mm
这里d 取30mm 。

轴的示意图如下
图5.4 轴的示意图
轴的基本数据如下
d 1= d 3=30mm L 1= L 3=30mm
此两段轴主要是用于安装轴承，主要按轴承内径尺寸系列确定，初选轴承类型为深沟球轴承，型号为6306，内径为30mm ，外径为72mm ，宽度为19mm 。

d 2 = 50mm L 2= 400mm
此段轴主要考虑轴上的键槽，查表取其数值为 b ×h=14×9 L=180mm 由于轴主要是承受转矩，受力情况与小轮轴相同，可参照图4所示。

T=101600N m ⋅ T F =3
2T d =4064N 水平支点反力和C 、D 两处弯矩的计算： 支点反力20322
T AH BH F F F ===N C 点弯矩：2151668215436880CH AH M F N mm =⨯=⨯=⋅
D 点弯矩：1516681530480DH AH M F N mm =⨯=⨯=⋅
垂直支点反力和C 、D 两处弯矩的计算[]6
： 支点反力 3.962r AV BV F F F N === C 点弯矩：215852.4CV AV M F N mm =⨯=⋅
D 点弯矩：1559.4DV AV M F N mm =⨯=⋅
求合成弯矩[]6
： C
点合成弯矩：436880C M N mm ==⋅ D
点合成弯矩：30480D M N mm ==⋅ 计算C 、D 点的当量弯矩[]6
： C
点当量弯矩：441113.34C
M N mm '=⋅ D
点当量弯矩：68155.3D
M N mm '==⋅ 校核轴的强度 根据弯矩的大小及轴的直径选定C 、D 两截面进行强度校核。

C 截面当量弯曲应力 []133
2441113.3441.160.10.1(500.95)C C C b M M MP W d σσ-'''====<⨯⨯⨯ （因C 截面有键槽，考虑对轴强度的削弱影响，故3d 乘以0.95）。

[]133
168155.325.240.10.130C C D b M M W d σσ-'''====<⨯⨯ C 、D 两截面均安全。

6 V 带的设计
V 带有普通V 带、窄V 带、联组V 带、齿形V 带等类型。

其中普通V 带和窄V 带已标准化，带的尺寸按GB/T11544-1989规定，因为普通V 带的摩擦力大，允许包角小，传动比大，所以在这里我使用普通V 带。

6.1 选择V 带的型号
首先确定V 带每天的工作时间，为10 16小时内，查表《工作情况系数K A 》[]2查得K A =1.1，所以计算功率[]6
3.331.1=⨯==P K P A c KW （6.1）
P----传递的名义功率
A K ----工作情况系数
根据c P 和1n 由图《普通V 带选型图》[]2确定选用A 带。

6.2 确定带轮基准直径
带的弯曲应力是引起带的疲劳破坏的重要原因，带轮越小，带的弯曲应力越大，因此小带轮的直径不能太小，由表《V 带轮的最小直径》[]2取主动轮基准直径为d 1=100mm
计算从动带轮的基准直径2d ：21(1)d id ε=- (6.2)
取ε=0.02，以知i=3.17 得2d =310.66
按GB/T135751-1992规定，V 带轮的基准直径标准系列取2d =315mm 实际的传动比21315 3.21(1)0.98100
d i d ε'===-⨯ (6.3) 传动比误差相对值 1.3%i i i i '-∆=
= 一般允许误差5%，所选大带轮直径可用 6.3 验算带的速度 V=024.51000
6096010014.3 d 60001011=⨯⨯⨯=⨯⨯⨯n π （m/s ） （6.4） 带速在5 25m/s 范围内，带速是合适的。

6.4 确定V 带长及中心距
根据0.55（d 2+ d 1）〈0a 〈2（d 2+ d 1），初定中心距0a =420 ，根据下
式计算带的基准长度[]6
L=20a +2π（d 1+ d 2）+()a d 4d 2
12- （6.5） =420
4)100315()315100(214.342022
⨯-++⨯+⨯ =1511.8 mm
根据表《V 带的基准长度L 0》[]2选取带长为1600 mm 。

1.4612
0=-=≈L L a a d mm （6.6） 6.5 验算主动轮上的包角 a 3.57d 1801201⨯--=a d =153.780
≥1200 （6.7）
主动轮上包角合适。

6.6 确定带的根数
32.3)(00=∆+=l
a c K K P P P z （6.8） 取4根，上式0P =0.97 kW ，0P ∆=0.11 kW ，a K =0.93，l K =0.99，系数的选取[]2。

6.7 计算带的张紧力和压轴力
单根带的张紧力为：20 2.5500(1)C a
P F qv vz K =-+=140.9N (6.9) q----单位长度质量，A 带取0.1 带轮轴的压轴力为：0102sin 24140.9sin 76.810932
F zF N α==⨯⨯⨯= (6.10)
7 V 带轮的设计
7.1 小V 带轮轴的设计
选择轴的材料并确定许用应力：选用45号钢正火处理[]10
，查表《轴的常用材料及其主要力学性能和应用》[]2得强度极限B σ=600MPa ，其许用弯曲
[b 1-σ]=55MPa 。

确定轴的直径：按扭转强度估算，取C=110，则 d=C 3n P =1103960
91.2=15.92 mm （7.1） 考虑到轴上有键槽，将轴的直径增大5%，则
d=15.92×（1+5%）=16.72
此段轴的直径和长度应与联轴器相符，联轴器TL6型弹性圈柱销联轴器，起轴孔直径为38mm ，与轴配合部分长度为60mm ，故此段轴的直径为38mm 。

轴的简图与分析图如下
水平面弯矩图水平面受力
垂直面受力
垂直面弯矩图当量弯矩图
合成弯矩图
转矩T图
轴受力简图AH
BH DH
M M CH
AV
BV
M CV M DV
M C
D
M M C M D
图7.1 轴的示意图
轴的基本数据如下
d 1=38mm L 1= 80mm
此段轴主要考虑轴上的键槽，查表取其数值为 b ×h=10×8 L=60mm
d 2 =d 4=40mm L 2=30mm 423L mm
此段轴主要是用于安装轴承，主要按轴承内径尺寸系列确定，初选轴承类型为深沟球轴承，型号为6308，内径为40mm ，外径为90mm ，宽度为23mm 。

d 3=45mm L 3=70mm
此段轴主要考虑轴上的键槽，查表取其数值为 b ×h=14×9 L=40mm
画水平受力图，计算支点反力，画水平弯矩图，见图6，考虑到C 、D 处为可能的危险截面，计算出C 、D 处的弯矩。

由于轴主要是承受转矩，T=28900N m ⋅ T F =
3
2T d =1284N 支点反力6422T AH BH F F F ===N C 点弯矩：506425032111CH AH M F N mm =⨯=⨯=⋅
D 点弯矩：156********DH AH M F N mm =⨯=⨯=⋅
画出垂直面受力图，计算支点反力和C 、D 两处的弯矩，画出垂直面弯矩图如图6所示。

支点反力546.52
r AV BV F F F N === C 点弯矩：5027325CV AV M F N mm =⨯=⋅
D 点弯矩：158197.5DV AV M F N mm =⨯=⋅
求合成弯矩，画出合成弯矩图如图6所示。

C
点合成弯矩：42163.6C M N mm ==⋅ D
点合成弯矩：12646.6D M N mm ==⋅ 画出转矩T 图，如图所示。

计算C 、D 点的当量弯矩，画出当量弯矩图，如图6所示。

C
点当量弯矩：45589.9C
M N mm '==⋅ D
点当量弯矩：21461.9D
M N mm '==⋅ 校核轴的强度 根据弯矩的大小及轴的直径选定C 、D 两截面进行强度校核。

C 截面当量弯曲应力 []133345589.950.10.1(450.95)
C C C b M M MP W d σσ-'''====<⨯⨯⨯ （因C 截面有键槽，考虑对轴强度的削弱影响，故3d 乘以0.95）。

[]133221461.9 3.350.10.140
C C
D b M M W d σσ-'''====<⨯⨯ (7.2)
C 、
D 两截面均安全，所以，所选轴合格。

7.2 大V 带轮轴的设计
选择轴的材料并确定许用应力：选用45号钢正火处理[]10
，查表《轴的常用材料及其主要力学性能和应用》[]2得强度极限B σ=600MPa ，其许用弯曲
[b 1-σ]=55MPa 。

确定轴的直径：按扭转强度估算，取C=110，则
d=C 3n P =11033
.30374.2=22.9 mm （7.3） 考虑到轴上有键槽，将轴的直径增大5%，则
d=22.9×（1+5%）=24.045 mm
此段轴的直径和长度应与联轴器相符，联轴器TL5型弹性圈柱销联轴器，起轴孔直径为25mm ，与轴配合部分长度为62mm ，故此段轴的直径为25mm 。

轴的简图与分析图如下：
CH
CV
DV
AH M M M M DH
BV
M M C
D
M C
M D
轴受力简图
水平面受力
垂直面受力
垂直面弯矩图
合成弯矩图
转矩T图
当量弯矩图
水平面弯矩图
图7.2 轴的示意图
轴的基本数据如下
d 1=25mm L 1= 80mm
此段轴主要考虑轴上的键槽，查表取其数值为 b ×h=8×7 L=52mm
2430d d mm == 2430L L mm ==
此段轴主要是用于安装轴承，主要按轴承内径尺寸系列确定，初选轴承类型为深沟球轴承[]6，型号为6305，内径为25mm ，外径为62mm ，宽度为17mm 。

d 3=35mm L 3= 70mm
此段轴主要考虑轴上的键槽，查表取其数值为 b ×h=10×8 L=40mm 画水平受力图，计算支点反力，画水平弯矩图，见图7，考虑到C 、D 处为可能的危险截面，计算出C 、D 处的弯矩。

由于轴主要是承受转矩 T=86300N m ⋅ T F =
3
2T
d =4931N 水平支点反力和C 、D 两处弯矩的计算：
支点反力24652
T AH BH F
F F ===N
C 点弯矩：45246545110957CH AH M F N mm =⨯=⨯=⋅
D 点弯矩：1536975DH AH M F N mm =⨯=⋅
画垂直面受力图，计算支点反力和C 、D 两处的弯矩，画出垂直面弯矩图如图7所示。

垂直支点反力和C 、D 两处弯矩的计算：
支点反力546.52r AV BV F
F F N ===
C 点弯矩：4524592.5CV AV M F N mm =⨯=⋅
D 点弯矩：158197.5DV AV M F N mm =⨯=⋅ 求合成弯矩，画出合成弯矩图如图7所示。

C
点合成弯矩：113649.6C M N mm ==⋅ D
点合成弯矩：37872.8D M N mm ==⋅ 画出转矩T 图，如图7所示。

计算C 、D 点的当量弯矩，画出当量弯矩图如图7所示。

C
点当量弯矩：124889.55C
M N mm '==⋅ D
点当量弯矩：64152.298D
M N mm '==⋅ 校核轴的强度 根据弯矩的大小及轴的直径选定C 、D 两截面进行强度校核。

C 截面当量弯曲应力
[]1333124889.55
30.660.10.1(350.95)
C C C
b M M MP W d σσ-'''====<⨯⨯⨯ (7.4) （因C 截面有键槽，考虑对轴强度的削弱影响，故3d 乘以0.95）。

[]133
264152.298
47.870.10.130C C D
b M M W d σσ-'''====<⨯⨯ C 、D 两截面均安全。

7.3 小V 带轮的设计
轮类零件（齿轮、带轮、链轮及蜗轮等）的功能是在轴与轴之间传递动力和运动。

V 带轮的材料的选择主要用铸铁HT150或HT200[]10
，本机构选用HT200，小
V 带轮的直径较小，在这里采用实心式，其结构示意图如下
图7.3 V 带小轮
带宽：(1)25B z e =-+ 查表[]1
得A 带：15e = f=9 (7.5)
B=63mm 轮槽的契角 34ϕ= 节宽 11p b =mm 槽间距 150.3e =±mm
基准线上槽深 min 2.75a h =mm 最小槽缘厚度 min 6σ=mm 外径 2w d a d d h =+=105.5mm
7.4 大V 带轮的设计
V 带轮的材料的选择主要用铸铁HT150或HT200[]10，本机构选用HT200，大V 带轮的直径大于300mm 时，其带轮结构采用轮辐式，其结构示意图如下
图7.4 V 带大轮示意图
带宽：(1)25B z e =-+ 查表[]1
得A 带：15e = f=9 (7.6)
B=63mm 轮槽的契角 38ϕ= 节宽 11p b =mm 槽间距 150.3e =±mm 基准线上槽深 min 2.75a h =mm 最小槽缘厚度 min 6σ=mm
外径 2w d a d d h =+=320.5mm (7.7)
7.5 V带的张紧
由于各种材质的V带都不是完全的弹性体，因而V带在张紧里的作用下，经过一定的时间运转后，就会由于塑性变形而松弛，是张紧力减小，传递动力的能力降低。

因此，带传动必须设计张紧装置，最常见的有定期张紧和自动张紧两类。

由于本人设计与选用的V带的中心距不可调，因此选用张紧轮装置，张紧轮放在松边的
内侧，是带只手单向弯曲。

同时，放置张紧轮时，使其尽量的靠近大带轮，以免影响带在小轮上的包角。

张紧轮的轮槽与带轮相同，且直径小于小带轮。

张紧轮定期张紧装置的示意图如下
图7.5 V带张紧装置的示意图
1-小V带轮2-大V带轮3-V带4-张紧轮5-张紧轮机架
8 物料箱的选择
根据设计的要求，物料箱两旁装有导轨，使得它能够在有外力作用的时候能够沿着导轨运动。

根据物料湘玉竹的型状大小，设计得出它的长为300mm，比湘玉竹稍稍的长一些；它的宽度为300mm，主要是因为设计与选用的平带的带宽为355mm；由于湘玉竹的平均直径为15mm，物料箱中一般在竖直方向上放有10根湘玉竹，故物料箱的高度为165mm。

物料箱的结构示意图如下所示
图8.1物料箱示意图
9 压紧机构的设计
9.1 压紧机构的结构设计
为了使压紧机构与刀片的密切配合，在切片的行程里缓慢的压紧湘玉竹，并随时调整距离，在即将切完时，能够迅速的松开，以配合供给机构的送料，当更换完物料箱之后，又进入压紧过程，使切片顺利。

为此，我选择用电机和齿条的配合来压紧， 由平带的速度5m/s 和平带上的刀片数8把，得出压紧机构以每秒1cm 的速度向下运动，当压紧机构向下运动了15cm 时，此时，电机立即松开，这时机构依靠弹簧中的储能向上弹，当机构到达最高点是触发开关，电机又压紧齿条，但此时电机并不运动，等下一物料箱碰到定位杆时，电机开始运动，然后又一轮的压紧行程开始。

压紧机构的机构示意图如下所示
2
3
4
6
5
7
图9.1 压紧机构示意图
1-压料元件 2-螺栓 3-挡板 4-弹簧 5-保护杆 6-压紧连杆 7-齿条
压料元件1——用弹性较大的材料制成，其底部粘贴一层橡皮，使得它在压紧的过程中始终能紧密的贴着物料；螺栓2——将压料元件1和杆6连接起来；挡板3——用螺栓将它固定在基架上；弹簧4——连接压紧连杆6和挡板3，在压紧连杆6向下运动，当碰到挡板3的时候，它开始储能，最后利用弹簧的弹力使压紧机构退出物料箱；保护杆5——它卡在机架中的槽中，使得压紧机构不能
做水平方向上的运动，只能上下运动；压紧连杆6——用于连接和传递动力；齿条7——在连杆上加工出来的齿条，通过它与电机的配合运动来传递动力。

9.2 齿轮齿条的设计
选择齿轮材料[]10
为40r C ，调质处理，硬度为241 286HBS ，686B MP σ=，
490S MP σ=
已知压紧机构每秒1cm 的速度向下运动，由公式：60
V n D
π⨯=
(9.1) n----齿轮转速 D----齿轮分度圆直径 V----齿轮线速度 初选D=47.8mm ，得n=4/min rad
取Z=21 mZ=D=47.8 得m =2.27 查表取m =2.5
Z----齿轮齿数 m----齿轮模数
由表得，软齿面齿轮，不对称安装，取齿宽系数 1.1d ψ=，b=52.6d d mm ψ= 按齿根弯曲疲劳强度校核 计算公式按式
F σ=
1
2[]Fa Sa F kT Y Y Y bDm εσ≤ (9.2) Fa Y ----齿形系数 Sa Y ----应力修正系数 Y ε----重合度系数
查表得，小齿轮齿形系数1Fa Y =2.18，齿条的齿形系数2Fa Y =2.1，小齿轮应力修正系数1Sa Y =1.8，齿条应力修正系数2Sa Y =1.89。

由表得重合度系数Y ε=0.75。

查表得使用系数 1.75A K =，试取动载系数 1.15V K =，按齿轮轴承中间不对称布置，取 1.07K β=，按齿面未硬化，直齿轮，取 1.1K α=
2.37
A V K K K K K βα==
(9.3)
按式6-14得弯曲疲劳许用应力[]F σ []F σ=
lim F N S ST
F
Y Y Y S σ (9.4) 按表得，查取齿轮材料弯曲疲劳极限应力lim1F σ=300Mpa ，lim2F σ=240Mpa 。

由表计算弯曲强度计算的寿命系数N Y 1N Y =0.9，2N Y =1.08
由表查取尺寸系数，x Y =1，由式6-14取ST Y =2 弯曲疲劳强度安全系数由表得F s
=1.25
lim1113000.912[]4101.25F F N X F Y Y Mpa Mpa
S σσ⨯⨯⨯===
(9.5)
同理的 2[]F σ=414.72Mpa
比较
111[]Fa Fa F Y Y σ，和222[]Fa Fa F Y Y σ的大小的到111[]Fa Fa F Y Y σ>222
[]Fa Fa F Y Y σ,所以应该按齿轮校核齿轮弯曲疲劳强度 2[]F σ=1
112Fa Fa KT Y Y Y bDm
ε=97.69Mpa<2[]F σ=414.72 Mpa,弯曲疲劳强度足够。

(9.6) 根据压紧机构的工作行程，选定齿条的工作长为200mm ，齿条宽度为55mm,分度圆齿厚s=3.14mm ，分度圆齿间宽e=3.14mm ，齿距为6.28，故齿条上共有32个齿。

9.3 电动机的选择
由于所需转速为4/min rad ，选择变频电动机[]
5进行无极调速，型号为
YZTPWT112M-2，额定功率为0.75KW 。

10 机构中弹簧的计算
10.1 弹簧材料的选定
弹簧在工作中承受变载荷或冲击载荷，其主要失效形式是疲劳破坏。

因此，要求弹簧材料必须具有高的弹性极限和疲劳极限，良好的韧性及热处理性能。

同时，价格要便宜，易于购买。

在日常生活中，常用的弹簧材料有：碳素弹簧钢丝、合金弹簧钢丝、弹簧用不锈钢丝及铜合金等。

近年来，非金属弹簧材料也有了很大的发展，如塑料、橡胶等。

选择材料时，主要考虑弹簧的功能，载荷的性质，工作持续时间，介质情况等工作条件及其在机械中的重要性等因素。

综合以上考虑，本机构中的弹簧材料选用碳素弹簧钢丝。

碳素弹簧钢丝按用途又分为3级：B 级用于低应力弹簧；C 级用于中等应力弹簧；D 级用于高应力弹簧。

由于本机构中的弹簧主要用做储能缓冲等用途，故本机构选用B 级弹簧。

10.2 弹簧尺寸的计算
表10.1 弹簧的尺寸
名称与代号 压缩螺旋弹簧 弹簧丝直径d 弹簧中径D 2 弹簧外径D 弹簧内径D 1 弹簧指数C 工作圈数z 总圈数1z 自由高度H 0 节距p 高径比 弹簧丝展开长L
mm d 5.3=
mm Cd D 355.3102=⨯== mm d D D 5.382=+= mm d D D 5.3121=-= 10 8 10
mm d pz H 1205.10=+= mm D D p 6.142/~3/22==
43.3/20==D H b
mm z D L 3.1107cos /12==απ
10.3 压缩弹簧的稳定性
圆柱螺旋弹簧承压时，如果弹簧自由高度H 0和中径D 2比例不当，会丧失稳定而无法工作，为了保证压缩弹簧的稳定性，弹簧的高径比20/D H b =不能太大，设计时应考虑控制高径比b 值。

当弹簧两端固定时，则应取.b 〈5.3；当弹簧一。