蛋糕切片机毕业设计说明书

毕业设计文稿第1页共33页目录引言……………………………………………………………...第1章方案的选择………………………………………………第2章传动设计………………………………………………….2.1电动机的选择……………………………………………………...2.2减速器的设计…………………………………………...................2.2.1齿轮的设计……………………………………….........2.2.2轴的设计………………………………………………..2.3V带的设计……………………………………………....................2.3.1V带轮的设计……………………………………….......第3章切片组件的设计………………………………………...3.1切片轴的设计…………………………………………………….3.2切片轮的设计…………………………………………………….3.3切片刀的设计…………………………………………………….3.4切片轮与切片刀之间联接轴的设计…………………………….3.5机架的设计………………………………………………………结论………………………………………………………………需要各零件及总装图的，百度hi我,百度名：LJ_COO引言毕业设计文稿第2页共33页蛋糕切片机需要完成两个执行动作：蛋糕的直线间歇运动和切刀的往复运动。通过两者动作的配合进行切片，通过改变直线间歇移动的距离，以满足蛋糕的不同切片宽度的要求。本设计只要求设计切刀的往复运动。原始数据及设计要求：1）蛋糕厚度100mm。2）蛋糕切片长度(亦即切片的高)范围10mm。3）切刀切片时最大作用距离(亦即切片的宽度方向)300mm。4）切刀工作节拍。40次/min。5）生产阻力很小。要求选用的机构简单、轻便、运动灵活可靠。第1章方案的选择毕业设计文稿第3页共33页根据设计要求，初步拟定以下四种方案：方案cV带传动方案a执行部分凸轮机构执行部分偏心轮机构方案d方案b执行部分凸轮机构V带传动执行部分偏心轮机构减速器减速器减速器减速器传动部分的选择：方案a和方案b采用一个二级减速器传动，方案c和方案d采用V带加一个二级减速器传动。两种方案都能达到传动的要求，但因蛋糕切片机切刀所需的速度不大，如果只采用一个二级减速器传动，其传动比大，减速器的外形尺寸也就大，那样就不能满足整机简单、轻便的要求，采用V带加一个二级减速器传动，即可满足传动比的要求，又能使整机装配简单，重量又能大大减轻，因此，传动部分采用V带加一个二级减速器传动；执行部分的选择：方案c采用的是凸轮机构，方案d采用的是偏心轮机构，二者也都能满足要求，但是，凸轮机构制造复杂，成本高，考虑成本问题，所以采用偏心轮机构。因此，综合传动部分的选择和执行部分的选择，本设计采用方案d。第2章传动设计毕业设计文稿第4页共33页2.1电动机的选择（1）选择电动机类型安工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y型。（2）确定电动机转速切片工作转速为40r/min按传动比合理范围取二级圆柱齿轮减速器传动比40~8,i，则电动机转速的可选范围为min/1600~320min/4040~8·,,rrnind(3)因蛋糕切片机需求功率不大，所以初步选用Y801-4型电动机，其参数如下：型号额定功率/kw转速/（r/min）电流/A效率（%）功率因数cos额定转矩最大转大额定转矩堵转转矩额定电流堵转电流转子转动惯量22·/MNGD重量/kg-Y801-40.5513901.51730.762.26.52.20.018172．传动比分配：（1）总传动比75.34401390nnima（2）分配传动装置传动比iiia0式中i0、i分别为带传动和减速器的传动比，i0=2.8(实际的传动比要在设计V带传动时，由所选项大、小带轮的标准直径之比计算)，则减速器传动比为：41.128.275.340iiia（2）分配减速器的各级传动比按展开式布置。考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，由参考文献10中的，图12展开曲线查得2.51i，则39.22.541.1212iii3．计算传动装置各轴的运动和动力参数（1）各轴转速为进行传动件的设计计算，将传动装置中各轴由高速至低速依次定为Ⅰ轴，Ⅱ轴，Ⅲ轴。则Ⅰ轴为高速轴，Ⅱ轴为中间轴，Ⅲ轴为输出轴由参考文献10中的式（9）~（11）Ⅰ轴min/43.4968.213900rinnmⅠ毕业设计文稿第5页共33页Ⅱ轴min/47.952.543.4961rinnⅠⅡⅢ轴min/4039.247.952rinnⅡⅢ切片轴min/40rnnⅢⅣ（2）各输入轴功率由参考文献10中式（12）~（15）Ⅰ轴kWPPPddⅠ528.096.055.0101Ⅱ轴kWPPPⅠⅠⅡ502.097.098.0528.03212Ⅲ轴kWPPPⅡ　ⅡⅢ477.097.098.0502.03223切片轴kWPPPⅢ　ⅢⅣ463.099.098.0477.04224各输出功率为：Ⅰ轴kWPPⅠ，Ⅰ517.098.0528.098.0Ⅱ轴kW　PPⅡ，Ⅱ492.098.0025.098.0Ⅲ轴kWPPⅢ，Ⅲ467.098.0477.098.0切片轴kWPPⅣ，Ⅳ454.098.0463.098.0（3）各轴输入转矩由参考文献10中式（16）~（21）电动机轴输出转矩mNnPTmdd78.3139055.095509550Ⅰ-Ⅲ轴输入转矩为：Ⅰ轴mNiTiTTddⅠ16.1096.08.278.310010Ⅱ轴mNiTiTTⅠⅠⅡ24.5097.098.02.516.10321121Ⅲ轴mNiTiTTⅡⅡⅢ14.11497.098.039.224.50322232切片轴输入转矩mNTTⅢⅣ74.11099.098.014.11442毕业设计文稿第6页共33页各轴输出转矩为：Ⅰ轴mN　TTⅠ，Ⅰ96.998.016.1098.0Ⅱ轴mN　TTⅡ，Ⅱ24.4998.024.5098.0Ⅲ轴mN　TTⅢ，Ⅲ86.11198.014.11498.0切片轴输入转矩mN　TTⅢ，Ⅳ74.11099.098.014.11442运动和动力参数计算结果整理于下表：轴名电动机Ⅰ轴Ⅱ轴Ⅲ轴切片轴功率P(kW)转矩T(N·m)输入输出输入输出转速n(r/min)传动比i效率η轴名电动机Ⅰ轴Ⅱ轴Ⅲ轴切片轴功率P(kW)转矩T(N·m)输入输出输入输出转速n(r/min)传动比i效率η轴名电动机Ⅰ轴Ⅱ轴Ⅲ轴切片轴功率P(kW)转矩T(N·m)输入输出输入输出转速n(r/min)传动比i效率η2.2减速器的设计2.2.1齿轮的设计Ⅰ、高速轴上齿轮对的设计已知输入功率kWP528.01，小齿轮转速min/43.4961rn，齿数比2.51u,由电动机驱动，工作寿命为15年（设每年工作300天），每天8个小时，工作平稳，转向不变。1．选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。2）蛋糕切片机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）。毕业设计文稿第7页共33页3）材料选择。由参考文献1中表10-1选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。4）选小齿轮齿数201z，大齿轮数104202.512uzz2．按齿面接触强度设计由设计计算公式（10-9a）进行计算，即321132.2HEdtttZuuTKd1）确定公式内的各计算数值（1）试选载何系数3.1tK（2）小齿轮传递的名义转矩mmNmNT4110016.116.10（3）由表10-7选取齿宽系数1d（4）由表10-6查得材料的弹性影响系数2/18.189aEMPZ（5）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限aHMP6001lim；大齿轮的接触疲劳强度极限aHMP5502lim；（6）由式10-13计算应力循环次数91110072.11530081496436060hjLnN99210206.02.5/10072.1N（7）由图10-19查得接触疲劳寿命系数96.01HNK；98.02HNK（8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得aaHHNHMPMPSK57660096.01lim11aaHHNHMPMPSK53955098.02lim222）计算（1）试计算小齿轮分度圆直径td1，代入H中较小的值mmmmZuuTKdHEdttt00.295398.1892.52.6110016.13.132.2132.2324321毕业设计文稿第8页共33页(2)计算圆周速度vsmsmndvt/74.0/10006043.4962910006011(3)计算齿宽bmmmmdbtd00.2900.2911(4)计算齿宽与齿高之比b/h模数mmmmzdmtt45.120/00.2911齿高mmmmmht26.345.125.225.2b/h=29/3.26=8.90(5)计算载荷系数根据v=0.74m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数05.1vK；直齿轮，假设mmNbFKtA/100/。由表10-3查得动载荷系数2.1FHKK；由表10-2查得使用系数1AK；由表10-4查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，bKddH3221023.06.0118.012.1将数据代入后得415.1291023.0161.0118.012.1322HK由b/h=8.90,415.1HK查图10-13得32.1FK；故载荷系数783.1415.12.105.11HHvAKKKKK（6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得mmmmKKddtt22.323.1/783.100.293311（7）计算模数mmmmmzdm611.120/22.32113．按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为32112FSFdYYKTmz1）确定公式内的各计算数值（1）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳极限aFEMP5001；大齿轮的弯曲疲毕业设计文稿第9页共33页劳强度极限aFEMP3802；（2）由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数86.01FNK；90.02FNK（3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得aaFEFNFMPMPSK14.3074.150086.0111aaFEFNFMPMPSK29.2444.138090.0222（4）计算载荷系数K663.132.12.105.11FFvAKKKKK（5）查取齿形系数由表10-5查得80.21FY；177.22FY（6）查取应力校正系数由表10-5查得55.11SY；793.12SY（7）计算大、小齿的FSFYY并加以比较01413.014.30755.180.211