蔬菜瓜果切片机传动系统设计_课程设计_机械讲解

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1. 皮带传动皮带传动优缺点分析优点缺点1） 可用于两轴中心距离较大的传动；2） 皮带具有弹性、可缓冲和冲击与振动，使传动平稳、噪声小； 3） 当过载时，皮带在轮上打滑，可防止其它零件损坏； 4） 结构简单、维护方便。

1） 由于皮带在工作中有滑动，故不能保持精确的传动比；2） 外廓尺寸大，传动效率低，皮带寿命短。

图1-1 带传动简图2. 链传动链传动优缺点分析优点缺点1） 能保证准确的平均速比； 2） 可以作中心距较大的两轮轴间传递动力和运动。

1） 链条较容易磨损，磨损后的链条节距加大，链条易脱落；2） 链条传动的速度较低，运行时有噪声。

图1-2 链传动简图3. 齿轮传动齿轮传动优缺点分析优点缺点1） 能保证传动比稳定不变； 2） 能传递很大的动力； 3） 结构紧凑、效率高。

1） 制造和安装的精度要求较高； 2） 当两轴间距较大时，采用齿轮传动就比较笨重。

图1-3 齿轮传动简图4.蜗杆传动蜗杆传动优缺点分析优点缺点1） 结构紧凑，传动比大； 2） 工作平稳无噪音； 3） 传动功率范围大； 4） 可以自锁。

1） 传动效率低；2） 蜗轮常需用有色金属制造，成本较高。

图1-4 蜗轮蜗杆传动简图5.螺旋传动螺旋传动优缺点分析优点缺点1）能达到较高的传动精度；2）螺旋传动工作平稳，易于自锁；摩擦损失较大，传动效率较低。

3）结构简单，制造方便；4）能将较小的回转力矩转变为较大的轴向力。

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 njL N 60= h式中: n — 齿轮转速（r/min ）；j — 齿轮转一周，同一侧齿面啮合的次数；h L — 齿轮的工作寿命（h ）。

可得：711064.8)830010(16060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯=N h 77121032.42/1064.8/⨯=⨯==i N N h查图5-17得2.1,1.121==N N Z Z (允许有一定点蚀)。

由式5-29 得0.121==X X Z Z 取0.1min=HS取0.1=W Z 取92.0=LVR Z按齿面硬度250HBS 和162HBS ，由图5-16（b ），得lim 1H σ=690 MPa ，2lim H σ=440 MPa ，由下式计算许用接触应力：[]LVR W X N H H H Z Z Z Z S limlim σσ= MPa可得：[H σ]1=689.2 MPa [H σ]2=485.8 MPa[H σ]2<[H σ]1，所以取[H σ]=[H σ]2=485.8 MPa 。

2. 按齿面接触强度确定中心距 小轮转矩 75.31055.91161=⨯=n P TN ·m 初取1.1Z 2t t =εK ，取4.0a =φ，由表5-5得E Z =188.9a MP ，减速传动u=i=2由式5-14计算5.202sin 02cos 2sin cos 2=︒︒==ααH Z由式5-18计算中心距a()[]321t 21⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛+≥H E H a Z Z Z u KT u a σφε=()328.4859.1885.224.0237501.112⎪⎭⎫⎝⎛⨯⨯⨯⨯+=46.38 mm 取中心距a =50mm ，估算模数m = (0.007~0.02)a = (0.007~0.02)⨯50 = 0.35~1 mm ，由表5-7选标准模数 m=1mm 。

齿数 ()()33121502121=+⨯⨯=+=u m a z ，6612==uz z齿轮分度圆直径 3333111=⨯==mz d mm 6666111=⨯==mz d mm齿轮齿顶圆直径 35101233211=⨯⨯+=+=.m h d d *a a mm 6810.1266222=⨯⨯+=+=m h d d *a a mm 齿轮基圆直径 01.3120cos 33cos 11=︒⨯==αd db mm 026220cos 66cos 22.αd d b =︒⨯== mm 圆周速度 10401060603314310603311..n πd v =⨯⨯⨯=⨯=m/s 由表5-6，选择齿轮精度为9级。

按电机驱动，载荷平稳，由表5-3，取A K =1.0。

由图5-4，按9级精度和=⨯=100/33104.0100/1vz 0.034m/s ，得0.1=v K取a φ=0.4，齿宽a b a φ==0.426633+⨯=19.8 mm 由图5-7a ，按1d /b =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βK =1.04。

由表5-4，αK =1.2。

由式5-4计算载荷系数 αβK K K K K v A ==1.25 式中:A K —使用系数；v K —动载系数；βK —齿向载荷分布系数； αK —齿间载荷分配系数按《机械原理》的公式计算端面重合度a ε 齿顶压力角计算：︒===6252.273501.31arccos arccos 111a b a d d α︒===2086.246802.62arccos arccos222a b a d d α aε=π21[1z (tan 1a α-tan α)+2z (tan 2a α-tan α)]=1.737 由式5-13计算εZ =0.869 由式5-17计算齿面接触应力H σ=εZ Z Z E H =409.27 MPa<485.8 MPa 安全按1Z =33，2Z =66，由图5-14得1Fa Y =2.52，2Fa Y =2.28； 由图5-15得1Sa Y =1.63，2Sa Y =1.73。

由式5-23计算 εY =0.25+aε.750=0.25+0.432=0.682 由图5-16（b ），得1lim F σ=290 MPa ，2lim F σ=152 MPa 。

由图5-19，得1N Y =1.0，2N Y =1.0。

由式5-32，m=1<5mm ，则1X Y =2X Y =1.0。

取ST Y =2，min F S =1.4。

由式5-31计算许用弯曲应力 [1F σ]=11min1lim X N F STF Y Y S Y σ=414 MPa[2F σ]=22min2lim X N F STF Y Y S Y σ=217 MPa由式（5-24）计算齿根弯曲应力1F σ=mbd KT 1121Fa Y 1sa Y εY =56.22 MPa 2F σ=11221sa Fa sa Fa F Y Y Y Y σ=53.99 MPa<217 MPa ，安全。

5、齿轮主要几何参数mm 12663321====m ，u ，z ，z mm 66661mm333312211=⨯===⨯==mz d mz d mm6810.12662mm3510123322211=⨯⨯+=+==⨯⨯+=+=m h d d.m h d d *aa *a amm026220cos 66cos mm 01.3120cos 33cos 2211.αd d αd d b b =︒⨯===︒⨯==()()mm5631250012662mm53012500123322211...)m c (h d d ...)m c (h d d **af **a f =⨯+⨯-=+-==⨯+⨯-=+-=()()mm 5496633212121.d d a =+=+=齿宽mm 8192.b b ==，取()mm 2610521=+=~b b第二节 直齿圆锥齿轮的设计与校核1. 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 。

2. 按齿轮接触疲劳强度设计由式5-54()[]mm 501432233⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-≥H E H R R σZ Z φ.u φKT d 式中m 75.31055.93363⋅=⨯=N n P T 初选20.1t =K ，由式5-145.202sin 02cos 2sin cos 2=︒︒==ααH Z由表5-5，得a8.189MP Z E =取3.0=R φ由式5-337431064.8)830010(1606060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯===h njL N N h查图5-17得0.1,0.143==N N Z Z取0.1min=HS取0.1=W Z 取92.0=LVR Z按齿面硬度235HBS ，由图5-16（b ），得lim 1H σ=2lim H σ=590 MPa ， 由式5-28[]LVR W N H H H Z Z Z S limlim σσ==542.8 MPa()[]mm 501432233⎪⎪⎭⎫⎝⎛-≥H E H R R σZ Z .u KT d φφ =()3228.5425.28.1893.050113.037502.14⎪⎭⎫⎝⎛⨯⨯-⨯⨯⨯⨯. = 31.66 mm取 2143==z z mm 51133./z d m == 取标准模数mm 2=mmm 4221233=⨯==mz dmm 7.35305014250133=⨯-⨯=-=)..().(d d R m φm/s 112.0100060607.3510006033=⨯⨯⨯=⨯=ππn d v m m由表5-3，取25.1=A K02401003./z v m = 查图5-4，取01.1=v K mm 70.2922122423==+=z z m Rmm 91.870.293.0=⨯==R b R φ，取mm 9=b252.0/3=m d b查图5-7，得08.1=βK36.1==βK K K K v A由式5-53()uu bd KT Z Z σR EH H 15.0-1222231+=φ()1113.05.0-1429375036.128.1895.222+⋅⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=[]MPa 8.542<532.11MPa ==H σ 安全 3. 校核齿根弯曲疲劳强度[]F Sa Fa R F Y Y m bd KT σφσ≤-=233)5.01(2︒===451arctan 21δδ70.29cos 1343===δz Z Z v v 按43v v Z Z 、查图5-14，得55243.Y Y Fa Fa == 查图5-15，得62.143==Sa Sa Y Y查图5-18(b)，得MPa 220lim4lim3==F F σσ 查图5-19，得0.143==N N Y Y 查式5-32，得0.1=X Y 取0.2=ST Y ，4.1min =F S 由式5-31[]X N F ST F F Y Y S Y minlim σσ=[][]MPa 29.314114.122203minlim343=⨯⨯⨯===XN F ST F F F Y Y S Y σσσ MPa14.7762.155.2)3.05.01(2429375036.12)5.01(2223343=⨯⨯⨯-⨯⨯⨯⨯⨯=-==SaFa R F F Y Y m bd KT φσσ[][]4343F F F F σσσσ=<= 安全4. 齿轮主要几何参数mm212143====m ，u ，z zmm42212343=⨯===mz d dmm83.4445cos 2242cos 21343=︒⨯⨯+=+==δm d d d a amm61.3845cos 24.242cos 4.21343=︒⨯⨯-=-==δm d d d f fmm70.2922122423==+=z z m Rmm9=b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:MPa 637=B σ,MPa 353=S σ,MPa 2681=-σ,MPa 1551=-τ,2.0=σϕ,1.0=τϕ2. 扭强度估算主动轴的轴径对于实心主轴：330d A (/)(5/)P N d T τ≥⨯≥或0A =100，采用实心轴，则d ≥100331095507⨯⨯= 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1d 的直径根据轴承的内径决定取为1d =15 mm ，根据设计手册公式 选择2d =22 mm 。