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面包切片機設(shè)計 1 緒論 1.1糕點切片機歷史 機械工業(yè)肩負著為國民經(jīng)濟各個部門提供技術(shù)裝備的重要任務(wù)。機械工業(yè)的生產(chǎn)水平是國家現(xiàn)代化建設(shè)水平的主要標(biāo)志之一。國家的工業(yè)，農(nóng)業(yè)，國防和科學(xué)技術(shù)的現(xiàn)代化程度都與機械工業(yè)的發(fā)展程度相關(guān)。人們所以要廣泛使用機器是由于機器即能承擔(dān)人力所不能或不便進行的工作，又能較人工生產(chǎn)改進產(chǎn)品的質(zhì)量，能夠大大提高勞動生產(chǎn)率和改善勞動條件。同時，不論是集中進行的大量生產(chǎn)還是多品種，小批量生產(chǎn)，都只有使用機器才便于實現(xiàn)產(chǎn)品的標(biāo)準(zhǔn)化，系列化和通用化，實現(xiàn)產(chǎn)品生產(chǎn)的高度機械化，電氣化和自動化。 糕點切機它于人工相比，不僅能得到長度均勻而且厚度也可保證。節(jié)省勞力，減輕勞動強度，改善勞動強度，改善勞動條件，并具有連續(xù)運轉(zhuǎn)，操作安全和占地面積小等優(yōu)點。自1828年第一臺糕點切片機在德國問世，迄今有一百多年以來已獲得很大發(fā)展，且組合機構(gòu)增多，專用機種越來越多。糕點切片機已廣泛用于工廠，商店，等領(lǐng)域。 1.2糕點切片機的發(fā)展趨勢 隨著計算機、機械、電氣、信息等技術(shù)的快速發(fā)展，糕點切片機將朝著以下方向發(fā)展： 重復(fù)高精度：精度是指到達指定點的精確程度, 它與驅(qū)動器的分辨率以及反饋裝置有關(guān)。重復(fù)精度是指如果動作重復(fù)多次,隨著微電子技術(shù)和現(xiàn)代控制技術(shù)的發(fā)展。糕點切片機的重復(fù)精度將越來越高, 它的應(yīng)用領(lǐng)域也將更廣闊, 如核工業(yè)和軍事工業(yè)等。 模塊化：模塊化拼裝的糕點切片機。可完成各種食品切割。優(yōu)良的定位精度也是新一代糕點切片機的一個重要特點。模塊化糕點切片機使同一糕點切片機可能由于應(yīng)用不同的模塊而具有不同的功能, 擴大了糕點切片機的應(yīng)用范圍, 是糕點切片機的一個重要的發(fā)展方向。無給油化 為了適應(yīng)食品、醫(yī)藥、生物工程、電子、紡織、精密儀器等行業(yè)的無污染要求, 不加潤滑脂的不供油潤滑元件已經(jīng)問世。隨著材料技術(shù)的進步, 新型材料(如燒結(jié)金屬石墨材料) 的出現(xiàn), 構(gòu)造特殊、用自潤滑材料制造的無潤滑元件, 不僅節(jié)省潤滑油、不污染環(huán)境, 而且系統(tǒng)簡單、摩擦性能穩(wěn)定、成本低、壽命長。 機電氣一體化 由“可編程序控制器- 傳感器- 驅(qū)動元件”組成的典型的控制系統(tǒng)仍然是自動化技術(shù)的重要方面;發(fā)展與電子技術(shù)相結(jié)合的自適應(yīng)控制氣動元件, 使驅(qū)動技術(shù)從“開關(guān)控制”進入到高精度的“反饋控制”; 省配線的復(fù)合集成系統(tǒng), 不僅減少配線、配管和元件, 而且拆裝簡單, 大大提高了系統(tǒng)的可靠性。而今, 電磁閥的線圈功率越來越小, 而PLC的輸出功率在增大, 由PLC直接控制線圈變得越來越可能。糕點切片機、驅(qū)動控制越來越離不開PLC。 2 運動分析 2.1糕點切片機的功能、工藝動作分析 根據(jù)任務(wù)中糕點切片機要求實現(xiàn)兩個執(zhí)行動作；糕點的直線間歇移動和切刀的往復(fù)運動的要求，作出糕點切片機的功能、工藝動作圖如下： 圖1糕點切片機的功能、工藝動作圖 根據(jù)任務(wù)中的要求，糕點的直線間歇移動和切刀的往復(fù)運動。通過兩者的動作配合進行切片，擬定運動循環(huán)圖如下。 送料機構(gòu) 開始送料 返回 切片機構(gòu) 靜止 切片 切刀返回 表1執(zhí)行機構(gòu)特點的比較 機構(gòu)形式 優(yōu)點 缺點 凸輪機構(gòu) 設(shè)計適當(dāng)?shù)耐馆嗇喞€便可以獲得任意預(yù)定的運動規(guī)律而且結(jié)構(gòu)簡單、緊湊。 凸輪和從動件之間為高副接觸，壓強較大，易于磨損，一般只用于傳遞動力不大的場合。 槽輪機構(gòu) 外型尺寸小，工作可靠，能準(zhǔn)確的控制轉(zhuǎn)角，機械效率高 在槽輪機構(gòu)的啟動和停止時，加速度變化大，具有柔性沖擊，且隨著轉(zhuǎn)速的增加或槽輪槽數(shù)的減少而加劇，因而不適用于高速的場合。 棘輪機構(gòu) 結(jié)構(gòu)簡單，制造方便，運動角可在工作過程中、并可在較大范圍內(nèi)調(diào)整等特點而應(yīng)用廣泛。 運動角的調(diào)節(jié)是有級的、傳動精度較差且棘爪在齒面上滑行時引起噪音、沖擊、齒間易磨損而不宜用于高速。 連桿機構(gòu) 運動副均為低副，可承受較大的載荷，利于潤滑，磨損較小，形狀簡單，便于制造。但原動件的運動規(guī)律不變可用改變構(gòu)件的相對長度得到不同的運動規(guī)律。 由于連桿結(jié)構(gòu)的運動必須經(jīng)過中間關(guān)鍵進行傳遞，因而傳遞路線較長，易產(chǎn)生較大的誤差積累，機械效率降低。在運動過程中，連桿及滑塊的質(zhì)心都在做變速運動，所產(chǎn)生的慣性力難以消除，不宜用于高速運動。 2.3送料機構(gòu)的擬定與比較 根據(jù)糕點切片機的功能原理和特點可采用摩擦輪機構(gòu)和棘輪結(jié)構(gòu)，下面就這兩種機構(gòu)作簡要說明。 圖2-1摩擦輪機構(gòu) 圖2-2棘輪結(jié)構(gòu) 比較以上兩種結(jié)構(gòu)，雖然兩種機構(gòu)都可基本實現(xiàn)糕點切片機的功能要求，但摩擦輪機構(gòu)很難實現(xiàn)輸送距離的調(diào)節(jié)，而棘輪卻可以滿足系統(tǒng)的功能要求。 2.4執(zhí)行機構(gòu)的擬定與比較 根據(jù)糕點切片機的功能原理和特點可采用凸輪結(jié)構(gòu)和曲柄滑塊機構(gòu)，下面就這兩種機構(gòu)作簡要說明。 圖2-3凸輪機構(gòu) 圖2-4曲柄滑塊結(jié)構(gòu) 比較以上兩種機構(gòu)可知，雖然基本上都能滿足往復(fù)運動的功能要求，但凸輪機構(gòu)卻很難實現(xiàn)移動距離的調(diào)節(jié)，而曲柄滑塊機構(gòu)調(diào)節(jié)曲柄的長度就可以改變往復(fù)移動的距離。因此選擇曲柄滑塊機構(gòu)作為水平往復(fù)運動的傳動機構(gòu)。 2.5切片機構(gòu)的上下往復(fù)運動 圖2-5凸輪結(jié)構(gòu) 圖2-7連桿機構(gòu) 比較以上機構(gòu)，根據(jù)糕點切片機的上下往復(fù)運動功能要求，由于凸輪機構(gòu)設(shè)計適當(dāng)?shù)耐馆嗇喞€便可以獲得任意預(yù)定的運動規(guī)律而且結(jié)構(gòu)簡單、緊湊，因此選擇凸輪機構(gòu)作為上下往復(fù)運動機構(gòu)的執(zhí)行機構(gòu)。 3 1-2號皮帶輪設(shè)計 3.1帶型 曲柄搖桿曲柄 v帶 主要失效形式是打滑和疲勞破壞 A為面積 3.2確定皮帶輪大小 由轉(zhuǎn)速度得1390r/min由表8-49選A帶型0.68kw，小帶輪直徑75mm 包角 0.55 小帶輪 3.3中心距 中心距大，增加包角，減少單位循環(huán)次數(shù)，有利提高壽命，但中心距過大，則會加距帶波動，降低平穩(wěn)性，一般選用帶傳動中心距為 4 3號皮帶輪設(shè)計 4.1中心距 皮帶輪③ D＝80mm 皮帶輪④ 中心距 由①得 傳動實際中心近似為 根據(jù)帶傳動總體設(shè)計尺寸的限制條件或要求的中心距結(jié)合初定中心距 根據(jù)查表得 由②得 同上 4.2 V帶的選擇 查表得需A型帶 1 確定帶的根數(shù)1 KA工作情況系數(shù)查表 P－電動機額定功率0.55kw 平穩(wěn)工作條件，具體查表得0.68。 在1450(r/min)內(nèi)為0.06 同上確定帶的根數(shù)Z2 1 KA＝1.1 P＝0.55kw 單根普通v帶所能傳遞最大功率為基本額定功率，包角，特定帶長，平穩(wěn)的工作條件，查表得（v帶型） 求 4.3驗算小帶輪的包角 最小初拉力直接決定臨界摩擦力的大小。增加摩擦系數(shù)和帶輪的包角，有利于增大臨界摩擦力，從而降低初拉力（F0）min的值。 為了使各根v帶受力均勻，帶的根數(shù)不宜過多，一般應(yīng)少于10根。否則，應(yīng)選擇橫截面積較大的帶型，以減少帶的根數(shù)。 確定初拉力（F0） 離心力和包角，可得單根v帶所需最小初拉力為 傳動帶單位長度的質(zhì)量 kg/m 帶型＝ 確定初拉力（F0） 離心力和包角，可得單根v帶所需最小初拉力為 4.4安裝 對新安裝的v帶，初拉力應(yīng)為1.5 (F0)min，對于運轉(zhuǎn)后的v帶，初拉力應(yīng)為1.3(F0)min 應(yīng)保證初拉力F0大于上述數(shù)值，G查表得5m/s，A型為9.5N 計算帶傳動壓軸力 是為設(shè)計帶輪軸軸承，需要計算帶傳動作用在軸上的壓軸力 5 V帶輪設(shè)計 5.1材料 根據(jù)帶輪的基本直徑和帶輪轉(zhuǎn)速等已知，確定帶輪材料、結(jié)構(gòu)、輪槽、輪輻和輪轂的幾何尺寸、公差和表面粗糙度以及相關(guān)技術(shù)要求 HT150 材料 HT200 轉(zhuǎn)速較高時采用鑄鋼或用鋼板沖壓焊接而成，小功率用鑄鋁 圖5-1 1號皮帶輪尺寸 5.2尺寸 v帶輪的輪槽 v帶型號為A 查表 與 v帶在帶輪上發(fā)生彎曲變形，使v帶工作面的夾角發(fā)生變化，將v帶輪輪槽的工作面的夾角做成小于400。 v帶安裝到輪槽中以后，一般不應(yīng)超出帶輪外圓，也不應(yīng)與輪槽底接觸。為此規(guī)定了輪槽基準(zhǔn)直徑到帶輪外圓和底部最小高度 6 軸的設(shè)計 6.1軸的設(shè)計 軸是傳遞運動及動力，因此軸主要功用支承回轉(zhuǎn)零件及傳遞運動和動力。轉(zhuǎn)軸心軸和傳動軸，工作中既承受彎矩又承受扭矩的軸為轉(zhuǎn)軸，只承受彎矩不承受扭矩的軸為心軸。只承受扭矩而不承受彎矩的軸為傳動軸。光軸與階梯軸的設(shè)計包括結(jié)構(gòu)設(shè)計和工作能力兩方內(nèi)容。根據(jù)零件的安裝、定位，以及軸的制造工藝方面的要求，合理結(jié)構(gòu)形式和尺寸。軸的工作能力指軸的強度、剛度和振動穩(wěn)定性方面計算。多數(shù)情況軸的工作能力主要取決于軸的強度。這時只需進行強度計算，防止斷裂和塑性變形。 6.1.1軸的材料 材料主要碳鋼和合金鋼。因為碳鋼比合金鋼價廉，對應(yīng)力集中，敏感性較低，同時用熱處理辦法提高其耐磨性和抗疲勞強度，故用45號鋼。 表6-1軸的材料及熱處理 材料牌號 熱處理 抗拉強度 屈服強度 備注 45 調(diào)質(zhì) 640 355 應(yīng)用廣泛 軸上零件的定位 為了防止軸上零件受力時發(fā)生軸向或周向相對運動。 軸向定位以軸肩、套筒、軸端擋圈、軸承端蓋和圓螺母 ①定位軸肩h＝(0.07~0.1) 非定位軸肩一般取1～2mm 表6-2零件倒角C與圓角半徑R 直徑 >10~18 >18~30 >6~10 C或R 0.8 1.0 0.5 0.6 各軸段直徑或長度的確定 按軸所受的扭矩初步估算軸所需的直徑，將初步求出的直徑作為承受扭矩的軸段的最小直徑處起逐一確定各段直徑在實際設(shè)計中，軸的直徑亦可憑設(shè)計者的經(jīng)驗取定。 有配合要求的軸段，應(yīng)盡量采用標(biāo)準(zhǔn)直徑。安裝標(biāo)準(zhǔn)件（如滾動軸承，密封圈）部位的軸徑，應(yīng)取為相應(yīng)的標(biāo)準(zhǔn)值及所選配合的公差。 皮帶輪與軸配合（過渡配合） 提高的強度常用措施 軸和軸上零件的結(jié)構(gòu)、工藝以及軸上零件的安裝布置等對軸的強度有很大的影響，所以應(yīng)在這些方面進行充分考慮，以利提高軸的承載能力，減小軸的尺寸和機器的質(zhì)量。 1、合理布置軸上零件以減小軸載荷。 為了減小軸所承受的彎矩，傳動件應(yīng)盡量靠近軸承。 2、改進軸的結(jié)構(gòu)以減小應(yīng)力集中的影響 軸通常是在變應(yīng)力條件下工作的，軸的截面尺寸發(fā)生突變處產(chǎn)生應(yīng)力集中，軸的疲勞破壞往往在此處發(fā)生。為了提高軸疲勞強度，應(yīng)盡量減少應(yīng)力集中源和降低應(yīng)力集中的程度。為此，軸肩處采用較大的過渡圓角半徑r降低應(yīng)力集中。 軸的計算 軸的初步完的結(jié)構(gòu)設(shè)計后進行校核計算，計算準(zhǔn)則是滿足軸的強度或剛度。 軸的強度校核計算 本設(shè)計中用到轉(zhuǎn)軸。轉(zhuǎn)軸是承受彎矩又承受扭矩，應(yīng)按彎扭合成強度條件進行計算，需要時還應(yīng)按疲勞強度條件進行精確校核。 按彎扭合成強度條件計算 通過軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計，軸的主要結(jié)構(gòu)尺寸，軸上零件的位置，以及外載荷和支反力的作用位置均已確定，軸上載荷(彎矩和扭矩)已可以求得。 6.1.2做軸計算簡圖 計算時，常將軸上的分布載荷簡化為集中力，作用點取為載荷分布段的中點。作用在軸上的扭矩，一般從傳動件輪轂寬度的中點算起。 圖6-1支反力作用點與軸承類型 若為空間力系，應(yīng)把空間力分解為圓周力，徑向力和軸向力，然后把它們?nèi)哭D(zhuǎn)化到軸上，并將其分解為水平分力和垂直分力，求各支承處水平反力FNH和垂直反力FNV 圖6-2水平面彎矩圖 圖6-3垂直面彎矩圖 圖6-4總彎矩圖 6.2校核軸的強度 已知軸的彎矩和扭矩后，做彎扭合成強度校核計算。 應(yīng)力，扭矩所產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)為 彎曲應(yīng)力對稱循環(huán)變應(yīng)力。當(dāng)扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為靜應(yīng)力，取。當(dāng)扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力時，若扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力亦為對稱循環(huán)變應(yīng)力。 直徑D的圓軸，彎曲 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 初步估算軸徑 軸常用的幾種材料 45號鋼 當(dāng)軸截面上升有鍵槽時，應(yīng)增大軸徑以考慮鍵槽對軸的強度的削弱。當(dāng)d>100mm，有一個鍵槽時，軸徑增大3%。 對于d直徑彎曲應(yīng)為，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 圓軸 第一根軸長35mm 彎扭合成強度條件為 選聯(lián)軸器：選用型號為GY1 公稱轉(zhuǎn)矩為25N·m，許用轉(zhuǎn)速12000r/min，軸孔直徑d＝14mm，軸孔長度J1=27 7 軸承設(shè)計 7.1軸承選用 軸承選用6003 d=17mm D=35mm B=10mm Ⅱ-Ⅲ段長度為30mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度J1＝27mm。為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段比J1略短一些，現(xiàn)?、?Ⅱ＝26mm。 初步選定滾動軸承 ①流動軸承是支承轉(zhuǎn)動零件的。滾動軸承絕大數(shù)已經(jīng)標(biāo)準(zhǔn)化，滾動軸承具有摩擦阻力小、功率消耗少，起動容易等優(yōu)點。 滾動軸承由內(nèi)圈、外圈、滾動體和保持架，內(nèi)圈與軸頸裝配，外圈用來和軸承座孔裝配。內(nèi)圈隨軸頸回轉(zhuǎn)、外圈固定。 保持架的主要作用是均勻地隔開滾動體。沒有保持架，相鄰滾動體轉(zhuǎn)動時將會由于接觸處產(chǎn)生較大的相對滑動速度引起磨損。 常用銅合金、鋁合金等塑料等材料。 軸承內(nèi)、外圈和滾動時，一般是用高碳軸承鋼或滲碳軸承鋼制造的，熱處理后硬度不低于60HRC。 7.1.1向心軸承 基本額定動載荷比是1,極限轉(zhuǎn)速比高，軸承載能力少量，性能特點主要承受徑向載荷，也可同時承受小的軸向載荷。當(dāng)量摩擦系數(shù)最小，在高速時，可用來承受軸向載荷。 軸承的載荷 軸承所受載荷的大小、方向和性質(zhì)是選擇軸承的主要依據(jù)。 軸承的轉(zhuǎn)速 在一般轉(zhuǎn)速下，轉(zhuǎn)速的高低對類型的選擇不發(fā)生什么影響，只有轉(zhuǎn)速較高時，才會有比較顯著的影響。各種尺寸軸承的極限轉(zhuǎn)速nlim值。這個轉(zhuǎn)速是指載荷不太大（當(dāng)量動載荷）。 軸承工作時載荷分布 徑向載荷通過軸頸作用于內(nèi)圈，位于上半圈的滾動體不受此載荷作用，而由下半圓的滾動體將此載荷傳到外圈上。假設(shè)內(nèi)、外圈除了與滾動體接觸處共同產(chǎn)生的局部接觸變形外，在載荷的作用下，內(nèi)圈的下沉量。就是在作用線上的接觸變形量。不在載荷作用線上的其他各點的徑向變形量接觸載荷處于作用線上的接觸點處最大，向兩邊逐漸減小。各滾動體從開始來采載到受載終止所對應(yīng)區(qū)域叫承載區(qū)。 根據(jù)力的平衡原理，所有滾動體內(nèi)圈反力的向量和必定等于徑向載荷。就滾動體上某一點而言，它的載荷及應(yīng)力是周期性地不穩(wěn)定變化的。 7.1.2 滾動軸承的失效形式及基本額定壽命 滾動軸承的失效形式是內(nèi)外圈滾道或滾動體上的點蝕破壞。一套圈相對另一套圈的轉(zhuǎn)數(shù)稱為軸承的壽命。 一組在相同條件下運轉(zhuǎn)的近于相同的軸承，將其可靠度為90%時的壽命作為標(biāo)準(zhǔn)壽命，即按一組軸承中10％的軸承發(fā)生點蝕破壞，而90%的軸承不發(fā)生點蝕破壞前或工作小時數(shù)作為軸承的壽命，并把這壽命叫基本額定壽命。 由于基本額定壽命與破壞概率有關(guān)，在實際上按基本額定壽命計算而選擇出的軸承中，可能有10%軸承發(fā)生提前破壞。在做軸承的壽命計算時，必須先根據(jù)機器的類型，使用條件及對可靠性的要求，確定一個恰當(dāng)?shù)念A(yù)期計算壽命。 除了點蝕以外，軸承還可能發(fā)生其他多種形式的失效。例如燒傷，過度磨損，軸承卡死等。 推薦的軸承預(yù)期計算壽命為8000～12000 7.2滾動軸承的基本額定動載荷 軸承的壽命與所受載荷的大小有關(guān)，工作載荷越大，引起的接觸應(yīng)力也就越大，因而在發(fā)生點蝕破壞前所能經(jīng)受的應(yīng)力變化次數(shù)也就越少，亦即軸承的壽命越短軸承的基本額定動載荷就是使軸承基本額定壽命恰好106r時，軸承所能承受的載荷，字母C代表。對向心軸承，指的是純徑向載荷，并稱為徑向基本額定動載荷，具體用Cr表示。 對具有基本額定動載荷Cr的軸承，當(dāng)它所受的載荷P（當(dāng)量動載荷，為一計算值）恰好為C時，其基本額定壽命就是106r，但是當(dāng)所受的載荷P≠C軸承的壽命是多少？這就是軸承壽命計算所要解決的問題。軸承壽命計算所要解決的另一個問題是軸承所受的載荷等于P，而且要求軸承具有預(yù)期計算壽命為。 載荷壽命曲線 式中的單位為，為指數(shù)，對于球軸承＝3。實際計算時，用小時數(shù)表示比較方便，上式改寫。如令n代表軸承的轉(zhuǎn)速(單位為r/min)則以小時數(shù)表示軸承基本額定壽命Lh為 則所需軸承應(yīng)具有基本額定動載荷C（單位為N） 滾動軸承的當(dāng)量動載荷 向心軸承僅承受純徑向載荷Fr，在進行軸承壽命計算時，必須把實際載荷轉(zhuǎn)換為與確定基本額定動載荷的載荷條件相一致的當(dāng)量動載荷（P） 對只能承受徑向載荷Fr的軸承 P＝Fr 在許多支承中還會出現(xiàn)一些附加載荷，如沖擊力、不平衡力、慣性力以及軸撓曲或軸承座變形產(chǎn)生的附加力等等，這些因素很難以理論上精確計算。為了設(shè)計及這些影響。可對當(dāng)量動載荷乘上一個根據(jù)經(jīng)驗而定的載荷系數(shù)fp 所以查表得 深溝球軸承 因為 按照軸承手冊選擇C＝6000N的6003軸承 驗算6003軸承的壽命 字功能—皮帶線速度5m/s A型 表7-1電動機的幾種轉(zhuǎn)速類型 代號 轉(zhuǎn)速(r/min) 直徑(mm) T 1 1390 75 2 1275 76 3 1192 80 4 1019 26 字功能＝進刀的進給與返回 已知糕點切出長度80mm用時為 因為切刀要進行間歇性直線運動，所以應(yīng)用凸輪機構(gòu)。 凸輪是面接觸所以是低副機構(gòu)，低副機構(gòu)只能近似實現(xiàn)給定運動規(guī)律，而設(shè)計較為復(fù)雜。當(dāng)從動件的位移、速度和加速度必須嚴格照規(guī)律變化，當(dāng)原動件作連續(xù)運動而從動件必須作間歇運動時，則以采用凸輪機構(gòu)最為簡便。 8 凸輪設(shè)計 8.1主動件： 凸輪機構(gòu)一般由凸輪、從動件、機架三個構(gòu)件組成。常用有：盤形凸輪（1）這種凸輪是一個繞固定軸線轉(zhuǎn)動并具有變化矢徑的盤形構(gòu)件。移動凸輪當(dāng)盤形凸輪的回轉(zhuǎn)中心趨于無窮運時，凸輪相對機架作往復(fù)移動。圓柱凸輪這種凸輪可以認為將移動凸輪卷成圓柱體而演化成的 分析上面凸輪選擇盤形凸輪，因為其結(jié)構(gòu)簡單緊湊，易于制造，成本低廉。 凸輪因為根據(jù)設(shè)計要求糕點厚度10～20mm，取10mm 8.2從動件 尖底從動件。尖底能與任意復(fù)雜的凸輪廓保持接觸，但因尖底易于磨損，故只宜用于傳力不大的低速凸輪機構(gòu)中。 滾子從動件。這種從動件耐磨損，可以承受較大載荷故應(yīng)用普遍。 平底從動件。這種從動件底面與凸輪之間易形成油膜，故用于高速凸輪機構(gòu)之中。 本例轉(zhuǎn)速較高故選滾子從動件。 從動件運動規(guī)律 凸輪的輪廓形狀取決于從動件的運動規(guī)律。因此在設(shè)計凸輪輪廓曲線之前，應(yīng)確定從動件的運動規(guī)律。以凸輪輪廓曲線最小矢徑半徑所作之圓稱為基圓。凸輪回轉(zhuǎn)中心O點至從動件導(dǎo)路之間偏置距離e，以O(shè)為圓心，e為半徑所作之圓稱為偏距圓。 此過程從動件位移（即為最大位移），凸輪轉(zhuǎn)過角度Φ稱為推程運動角。從動件在遠位置停留，此過程凸輪轉(zhuǎn)角Φs O遠休止角。從動件以一定運動規(guī)律返回初始位置，此過程凸輪轉(zhuǎn)過的角度叫回程運動角。從動件離回轉(zhuǎn)中心最近停留不動，這稱為近休止角。從動件又重復(fù)進行開—?！怠５倪\動循環(huán)。 作圖法：當(dāng)從動件的運動規(guī)律已經(jīng)選定并作出位移線圖之后，各種平面凸輪的輪廓曲線都可以作用圖法求出。 滾子動件盤形機構(gòu) 設(shè)凸輪以等角速順時針回轉(zhuǎn)其基圓半徑及從動件導(dǎo)路的偏距求出輪廓曲線。 凸輪機構(gòu)工作時，凸輪與從動件都連運動。為了在圖紙上畫出凸輪輪廓，應(yīng)當(dāng)使凸輪與圖紙平面相對靜止，為此采用反轉(zhuǎn)法；整個機構(gòu)以角速度繞O轉(zhuǎn)動，結(jié)果是從動件與凸輪的相對運動并不改變凸輪固定不動，機架和從動件以角速度線O轉(zhuǎn)動同時從動件又以原有運動規(guī)律相對機架往復(fù)運動。 1、以為半徑作基圓，以為半徑作偏距圓，點K為從動，為從動件導(dǎo)路線與偏距圓的切點，導(dǎo)路線與基圓的交點便是從動件初始位置。 2、將位移線圖的推程運動角和回程運動角分別作若干等分（作四等分） 3、沿w的相反方向取推程運動角(1800)，遠休止角（300），回程運動角（900），近休止角（600），在其圓上得C4、C5、C9諸點將推程運動角和回程運動角分成C1C2C3和C6C7C8點。 4、過O點作C1C2C3……徑向射線，它們便是反轉(zhuǎn)后從動件導(dǎo)路的一系列位置。 采用滾子從動件，首先取滾子中心為參考點，把該點當(dāng)作尖底從動件的尖底，按照上述方法求出一條輪廓曲線。以上各點為中心畫一系列滾子稱為工作輪廓曲線。傳動凸輪用帶傳動，帶傳動是撓性傳動。 由主動輪和從動帶輪和傳動帶。主動輪1轉(zhuǎn)動時利用帶輪和傳動帶間的摩擦或嚙合作用，將運動和動力通過傳動帶2傳遞給從動帶輪3。帶傳動具有結(jié)構(gòu)簡單傳動平衡，價格低廉和緩沖吸振等特點。 9 5號帶輪設(shè)計 9.1帶輪概述 v帶傳動：v帶的橫截面呈等腰梯形，帶輪上做出相應(yīng)輪槽。傳動時，v帶的兩個側(cè)面和輪槽接觸槽面摩擦可以提供更大的摩擦力。另外v帶傳動允許的傳動比大，結(jié)構(gòu)緊湊，大多數(shù)v帶已標(biāo)準(zhǔn)化。 v帶的上述特點使它獲得廣泛應(yīng)用。 v帶類型與結(jié)構(gòu)，標(biāo)準(zhǔn)普通v帶是多種材料制成的無接頭環(huán)形帶。這些材料包括頂膠、抗拉體底膠和包布有Y、Z、A、B、C、D、E帶型。 截面尺寸有節(jié)寬(bp) 頂寬(b) 高度(h) 橫截面積(A) 楔角 帶傳動的受力分析 帶傳動工作前有一定(初拉力)張緊在帶輪上。在工作時，因帶和帶輪間靜摩擦力作用使帶一邊拉緊，一邊放松。緊邊拉力為，松邊拉力為 傳動帶工作面上的總摩擦力大小() 有效拉力等于傳動帶工作表面上總摩擦力 傳遞功率p關(guān)系為 P單位kw 在帶速一定條件下，帶傳動所傳遞功率P決定了帶傳動應(yīng)有的有效拉力也就相應(yīng)決定傳動帶和帶輪間應(yīng)該至少具有總摩擦力。 帶輪初拉力必須大于帶傳動正常工作所要求的最小的初拉力，否則主動帶輪不動從動帶輪。由此可見，為了保證帶傳動正常工作，首先確定滿足傳遞功率要求的至少具有總摩擦力和與之對應(yīng)最小初拉力。 9.1.1帶傳動的最小初拉力和臨界摩擦力 初拉力和帶與帶輪之間的摩擦力之間關(guān)系。在最小初拉力的作用下，帶和帶輪產(chǎn)生的最大總摩擦力稱臨界摩擦力或臨界有效拉力 包角應(yīng)取中較小的 分別是小帶輪和大帶輪基準(zhǔn)直徑。 增加摩擦系數(shù)和帶輪包角，有利于增大臨界摩擦力從而降低最小初拉力 9.1.2帶應(yīng)力 1、拉應(yīng)力和松邊拉應(yīng)力 和單位為； 2、變曲應(yīng)力 3、離心拉應(yīng)力 圓周運動，時產(chǎn)生離心拉力。 帶型Y＝0.02kg/m Z＝0.06kg/m A＝0.10kg/m B＝0.18kg/m C＝0.3kg/m D＝0.61kg/m E＝0.92kg/m 所以最大應(yīng)力 彈性滑動 小帶輪，大帶輪。由于彈性滑動無法避免，所以帶輪線速度的相對變化量可以用滑動率 平均傳動比為 9.2單根v帶的基本額定功率 帶傳動主要失效形式是打滑和疲勞破壞。因此v帶的疲勞強度條件為 有效拉力 單根v帶處于臨界打滑狀態(tài)時所能傳遞的功率，即最大功率為 單根v帶的額定功率 單根v帶基本額定功率在規(guī)定的試驗條件下得到的。 ：傳動比不等于1時，單根v帶定額功率增量 ：當(dāng)包角不等于1800時修正系數(shù) ：當(dāng)帶長不等于試驗規(guī)定的特定帶長時修長系數(shù) 9.3中心距 中心距大可以增加帶輪的包角，減少單位時間內(nèi)帶的循環(huán)次數(shù)，有利提高帶壽命，但中心距過大，則會加劇帶的波動，降低帶傳動的平穩(wěn)性，同時增大帶傳動的整體尺寸。中心距小，則有相反的利弊。 為小帶輪與大帶輪直徑 式中為初選的帶傳動中心距 傳動比i 傳動比大，會減小帶輪的包角。帶傳動就會打滑，從而無法傳遞規(guī)定的功率推薦值 i＝2～5 帶輪的基準(zhǔn)直徑 在帶傳動需要傳遞的功率給定的條件下，減小帶輪的直徑，會增大帶傳動的有效拉力，從而導(dǎo)致v帶根數(shù)增加。為了避免彎曲應(yīng)力過大，小帶輪的基準(zhǔn)直徑就不能過小。一般情況下 v帶的最小基準(zhǔn)直徑 表9-1V帶槽型 槽型 Y Z A B C D E (dd)min/mm 20 50 75 125 200 355 500 當(dāng)帶傳動的功率一定時，提高帶速，可以降低帶傳動的有效拉力，相應(yīng)地減少帶的根數(shù)或v帶的橫截面積總體上減少帶傳動尺寸；但是帶速增加，增加循環(huán)次數(shù)不利于提高帶傳動的疲勞強度和壽命。 由此可見，一般推薦 最高帶速 9.4選擇v帶的帶型 設(shè)計v帶傳動時的已知條件包括，額定功率p；小帶輪轉(zhuǎn)速n1；大帶輪轉(zhuǎn)速n2或傳比i。 設(shè)計內(nèi)容包括帶型，基準(zhǔn)長度，根數(shù)，中心距，帶輪的材料，基準(zhǔn)直徑以及尺寸、初拉力和壓軸力、張緊裝置。 計算功率 ：計算功率 ：工作情況系數(shù) P：額定功率 表9-2工況系數(shù) 工況 載荷變動微小 1.1 帶型 根據(jù)功率和小帶輪轉(zhuǎn)速，查圖可知選擇A型v帶 為75mm 帶速5m/s 計算大帶輪基準(zhǔn)直徑 由計算 確定中心距 計算相應(yīng)帶長 計算中心距及其變動范圍 考慮到帶輪的制造誤差、帶長誤差、彈性以及帶的松弛產(chǎn)生的補充緊的需要常給出中心距的變動范圍。 解： 9.5驗算小帶輪包角 小帶輪上包角小于大帶輪上的包角，小帶輪上總摩擦力相應(yīng)小于大帶輪上總摩擦力。 確定帶根數(shù)Z 確定帶初拉力 10 7號帶輪設(shè)計，齒輪齒條與棘輪設(shè)計 10.1皮帶輪設(shè)計 因為糕點切出長度80mm用時為 已知1-5皮帶輪 角速度 因為帶速不宜過低或過高 取 半徑 帶輪中的凸輪所需角速度 基準(zhǔn)直徑＝L×2＝20mm×2＝40mm 10.2齒輪 齒輪、齒條 (分度圓) 單位為 同樣為了設(shè)計，制造、檢驗及使用方便，分度圓壓力角標(biāo)準(zhǔn)值 齒數(shù)Z：齒數(shù)大小和漸開線齒廓的形狀均與齒數(shù)Z這個基本參數(shù)有關(guān)。 齒頂高系數(shù)和頂隙系數(shù) （齒頂高）＝ （齒根高） 其中 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 10.3齒條 齒頂高 齒根高 10.4棘輪棘爪機構(gòu) 棘輪 模數(shù) 齒距 齒高 齒槽夾角 棘爪 工作面高度 底面長度 齒形角 長度 圓筒 兩圓筒之間距離160mm 刀具 因為設(shè)計切厚為10mm，所以刀具高為15mm 致 謝 首先，我要感謝塔里木大學(xué)機械電氣化學(xué)院的各位老師輔導(dǎo)了我4年的專業(yè)知識，其次，我感謝我的指導(dǎo)老師孟煒老師，在她得關(guān)心與幫助下我才能順利的完成此次設(shè)計。 最后，本次糕點切片機的設(shè)計本設(shè)計說明書主要對于傳送系統(tǒng)及執(zhí)行系統(tǒng)進行的設(shè)計思想和設(shè)計過程。內(nèi)容主要包括：切刀與傳送帶總體方案的確定，相應(yīng)的涉及到皮帶輪和齒輪的選擇計算，總體結(jié)構(gòu)設(shè)計、主要部件的受力分析和強度校核。 重點在于培養(yǎng)工程思想及意識，理論聯(lián)系實際，提高初步設(shè)計能力。設(shè)計要求在保證其原有性能的前提下，盡可能地提高其特色即性能價格比。并且要求該糕點切片機具有較小的體積，簡單的結(jié)構(gòu)和低廉的價格，以及造型美觀的外形。其難點在于結(jié)合實際，進行結(jié)構(gòu)設(shè)計. 在設(shè)計過程中，本人綜合運用了四年來所學(xué)到的專業(yè)知識，感覺到自己專業(yè)知識中某方面的欠缺，通過再次的復(fù)習(xí)，明顯感覺到了知識的增長，我們從中學(xué)到了很多的知識，也體會到了畢業(yè)設(shè)計的綜合性，結(jié)合輔導(dǎo)老師的指導(dǎo)與自己的專業(yè)知識，才能較為完整地完成此次設(shè)計任務(wù)。 參考文獻 [1] 濮良貴,紀名剛主編.機械設(shè)計（第七版）.北京:高等教育出版社，2001 [2] 鄭文緯,吳克堅主編.機械原理.高等教育出版社.2007 [3] 鄭堤，唐可洪主編.機電一體化設(shè)計.北京:機械工業(yè)出版社,2005 [4] 張建民著.機電一體化系統(tǒng)設(shè)計（第二版）.北京:高教出版社,2001.8 [5] 馮辛安主編.機械制造裝備設(shè)計.大連:機械工業(yè)出版社,1999.10 [6] 劉杰等編著.機電一體化技術(shù)基礎(chǔ)與產(chǎn)品設(shè)計.北京:冶金工業(yè)出版社,2003 [7] 孫訓(xùn)方,方孝淑編著.材料力學(xué).人民教育出版社 [8] 徐灝主編.機械設(shè)計手冊.北京:機械工業(yè)出版社，1991 [9] 孫開元,李長娜主編.機械制圖新標(biāo)準(zhǔn)解讀及畫法示例.化學(xué)工業(yè)出版社.2006 [10] 趙大興主遍.工程制圖. 高等教育出版社,2006 30