蓮藕切片機的設計,蓮藕,切片機,設計
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目 錄
目 錄 I
摘 要 III
Abstract IV
第1章 緒論 1
1.1 研究的目的和意義 1
1.2 國內(nèi)外生產(chǎn)現(xiàn)狀 2
1.3 研究的目標與內(nèi)容 3
第2章 蓮藕切片機的設計原理 4
2.1 設計內(nèi)容 4
2.2 總體設計簡介 4
第3章 主要參數(shù)確定與關鍵部件設計 5
3.1 電動機的選型 5
3.2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 6
1) 各軸轉速 7
2) 各軸的輸出功率Pd=0.75kw 7
3) 各軸轉矩： 7
3.3 減速箱的設計計算 7
3.3.1 減速箱總傳動比及分配各級傳動比 7
3.3.2 減速箱齒輪設計 7
3.3.3齒輪箱的附件的選擇 8
3.4 V帶的設計選擇 10
3.4.1 帶傳動的設計計算 10
3.4.2 V帶輪結構設計 13
3.5 鏈傳動的設計計算 14
3.6 軸與齒輪的設計計算及校核 15
3.6.1 齒輪傳動的設計計算 15
3.6.2 軸的設計與強度計算 18
3.6.3 滾動軸承的選擇及壽命校核 24
3.7 往復切片裝置和推料裝置的設計 25
3.7.1 往復切片裝置 25
3.7.2 推料裝置 28
3.8 進藕導向筒設計 29
3.9 機架設計 29
第4章 結論 31
參考文獻 32
致 謝 33
摘 要
蓮藕是優(yōu)良的水生蔬菜和副食佳品，我國大多數(shù)藕食品加工出口企業(yè)生產(chǎn)的藕片主要以人工切片為主。人工切片勞動強度大、效率低、不安全又不衛(wèi)生。通過設計蓮藕切片機，以實現(xiàn)小規(guī)模生產(chǎn)的機械化生產(chǎn)要求。本文通過對蓮藕切片機的總體結構、工作原理、關鍵部件結構以及工作參數(shù)設計計算，設計出小型蓮藕切片機。
關鍵詞：蓮藕、切片、往復切片
Abstract
Lotus root is an excellent vegetables and non-staple food. China's most lotus root food processing export enterprise production OuPian mainly by artificial slice primarily. Artificial slice labor intensity and low efficiency, safety and health. Through the design lotus root slicing machine, The majority exported manufactory of lotus food processing produce man-made lotus root slice which has disadvantage of intensive labor,inefficient ,unsafe and unsanitative . This article through to lotus root slicing machine the general structure. Artificial slice labor intensity and low efficiency, safety and health.Now the design of lotus root slicer will achieve machanization production in small scale.The assay will caculate the overall structure,working principle,key components and operating parameter's design and finish the drawings of the main parts and installations.
Keywords: Lotus root; section;To and fro slicing device
IV
第1章 緒論
1.1 研究的目的和意義
蓮藕起源與我國，種植歷史已經(jīng)有3000多年，無論在食用和藥用都用的很多，蓮花還是中國十大名花之一，深受廣大人民群眾的喜愛。
蓮藕，簡稱蓮，別名蓮菜、荷藕等。蓮藕可以分為子蓮、藕蓮和花蓮三大類型。蓮藕以藕和蓮子為主產(chǎn)品，可供生食、熟食、加工制罐、速凍保鮮、制作蜜餞和藕粉等，藕節(jié)、蓮心、花、蓮須、蓮梗等可以入藥。蓮藕含有多種營養(yǎng)及天東堿、氨基酸、葫蘆巴堿、酚類化合物、葡萄糖等。蓮藕是優(yōu)良的水生蔬菜和副食佳品，可供生食、熟食、加工罐藏、制作蜜餞和藕粉等。產(chǎn)品比較耐貯藏和運輸，在國內(nèi)外市場上銷路很廣，是出口創(chuàng)匯的重要商品。
蓮藕在我國分布十分廣闊，資源豐富，從東北大地到海南島，從東海之濱到西藏高原都有它的蹤跡，栽培主產(chǎn)區(qū)在長江流域和黃淮流域，以湖北、江蘇、安徽等省的種植面積最大，目前估計全國栽培面積在50～70萬hm2，湖北省栽培面積在9萬hm2左右. 中國各地著名的藕品有蘇州的荷藕，品質優(yōu)良，在唐代時就列為貢品。其藕有“雪藕”之稱，色白如雪，嫩脆甜爽，生吃堪與鴨梨媲美，詩人韓愈曾有“冷比霜雪甘比蜜，一片入口沉疴痊”之贊。湖南省漢壽縣西竺鄉(xiāng)的白臂藕白如玉，壯如臂、汁如蜜，吃起來嫩脆脆、水汪汪，落口消融，食而無渣。廣西貴縣大紅蓮藕，身莖粗大，生吃尤甜，熟食特別綿。據(jù)說，清朝乾隆皇帝游江南時，就指名要嘗貴縣大紅蓮藕?，F(xiàn)在，當?shù)厝诉€喜歡設“全藕席”招待客人。湖北省洪湖藕富含淀粉、蛋白質、維生素等成分，鮮美爽口，早已馳名中外，被譽為“水中之寶”。杭州人則推崇西湖的藕，由于它白嫩如少女之臂，美其名曰“西施臂”。此外著名的蓮藕還有安徽省雪湖貢藕，江蘇省寶應的美人紅，南京的大白花等。今后，隨著廣大水鄉(xiāng)湖灘資源的開發(fā)利用，農(nóng)村產(chǎn)業(yè)結構的調整和進一步對外開放，中國的蓮藕生產(chǎn)和銷售必將得到新的發(fā)展和提高。
蓮藕切片機的研究與使用能提高勞動生產(chǎn)率、降低農(nóng)產(chǎn)品成本，以及對于減輕農(nóng)民勞動強度和縮小工農(nóng)差別，都有著重大的作用。在我們?nèi)粘Ｉ罱?jīng)常食用蓮藕，人工切片不能滿足我們生活需求。因此，建立一些小型的蓮藕加工作坊有很大的必要，也有很大的潛力。我國蓮藕切片技術沒有完善，蓮藕切片機沒能得到推廣，研究蓮藕切片機有很大意義。
1.2 國內(nèi)外生產(chǎn)現(xiàn)狀
我國是農(nóng)業(yè)大國一直以來國大多數(shù)藕食品加工出口企業(yè)生產(chǎn)的藕片主要以人工切片為主。人工切片勞動強度大、功效低 ，工人切片時一手直接抓取荷藕，一手使用木質推板推動荷藕至切割刀片，既不安全又不衛(wèi)生。近年來，我國對荷藕切片技術也開展了一些研究，但進展不大，所研制的荷藕切片機始終沒能得到推廣。究其原因，是對荷藕的切削加工性能還缺乏了解。荷藕是一種中空、肉質脆嫩類蔬菜，具有淀粉含量高、水分含量大、形狀不規(guī)則等特點. 因此，主要有三個問題需要解決[1]：
① 如何降低碎片率。圓盤形刀片固然有切削速度快、工作效率高的特點，但藕片易破碎。
② 解決粘刀問題。荷藕淀粉含量高，特別容易粘刀，如切削下來的藕薄片不能及時清理，將會影響后續(xù)加工質量。
③ 解決藕段的裝夾問題。要實現(xiàn)荷藕的機械化切削，必須實現(xiàn)藕的連續(xù)裝夾與進給，而鮮藕普遍具有脆嫩的特點，若裝夾方式不當，將破壞藕表面及藕片的平整度。
現(xiàn)有的荷藕切片機械主要在以上3個方面存在缺陷，因此有必要從機型設計、料筒及裝夾設計及刀片設計著手，以提高荷藕機械化切片質量。
國內(nèi)現(xiàn)有的蓮藕切片技術主要有兩種：
①盤式砍切型
如湖北農(nóng)學院陳義厚和鄒必昌研制了一種盤式砍切型荷藕切片機，其工作原理為：荷藕放在豎直的導向管內(nèi)，底部由擋板頂住；在導向筒底部和擋板之間裝有旋轉刀盤，刀盤旋轉帶動刀片橫向切割荷藕，切出的藕片被刀片底面后部的藕片刷推到落料槽內(nèi)。這種蓮藕切片機切割蓮藕碎片率高。
②滑切型
機械工業(yè)食品裝備設計研究所李樹君研制了一種滑切型荷藕切片機，其工作原理為：藕在定向進給機構中沿與刀片成40。角的方向進給，圓盤刀既做上下垂直運動，又做水平面內(nèi)的旋轉運動，由于刀片沿一定斜角逐漸切削荷藕，因此有效地降低了碎片率。但此種切削方式加出的藕片是斜薄片，有一定的局限性。
國內(nèi)現(xiàn)有的蓮藕切片主要設備如ZY-Q480切藕機，該機型切片規(guī)格為1～12 mm，外形尺寸為720×550×1200MM，主要用于土豆(馬鈴薯)、蓮藕、蘋果、梨、大蘿卜、黃瓜、洋蔥、芋艿的切片等莖桿類、根莖類水果蔬菜切片，切削的產(chǎn)品片形整齊，厚薄均勻，成品率達99%，滿足出口產(chǎn)品加工需求。還有CHD-40型多功能切菜機，能實現(xiàn)土豆、蓮藕、蘿卜、黃瓜等水果蔬菜切片。該機采用旋轉的刀盤切削，將各種蔬菜加工成片或絲狀，具有切面質量好，制品厚薄及大小均勻、切面組織新鮮、不破壞纖維組織。該機型生產(chǎn)能力為400kg/h，切刀轉速600r/min ，電機功率Y80-4?0.75KW，外形尺寸為590×660×1115mm。
又如湖南中誠公司堆出的蓮藕切片機是一款小型的切片機，它功能齊全，可切大，小圓形片，弧形片，斜片四種不同形狀的飲片，其切片效果極佳，飲片表面美觀整齊，無毛刺，無碎片殘渣的現(xiàn)象產(chǎn)生，且切片厚度均勻，穩(wěn)定性能好，切片性質可連續(xù)，效率高，體積小，占用空間少，噪音小，操作方便，省電又安全，造型美觀。該機切片厚度可根據(jù)自己的需求自動調節(jié)，適用性更廣。
本論文所設計的蓮藕切片機主要對進藕導向筒、往復切片機構、推料裝置和傳動機構進行設計，以達到降低碎片率、解決藕片粘刀和解決蓮藕的裝夾問題的目的。
1.3 研究的目標與內(nèi)容
研究目標：
本論文以配用中小動力的蓮藕切片機裝置為研究對象，針對人民對蓮藕的需求量，在充分了解蓮藕的生長狀態(tài)及特點的基礎上，探索新的工作方式和新的結構設計。分析工作部件的運動特點、所受阻力及對蓮藕作用力等，研究出合適的蓮藕切片機以達到簡化結構，降低功耗，減少成本，提高作業(yè)質量為目的。研究往復切片機構及推料裝置的運動機理及最佳工作參數(shù)。
研究內(nèi)容：
（1）設計蓮藕切片機的切片工作原理及結構形式。利用曲柄滑塊機構實現(xiàn)蓮藕的切片往復運動，以最大程度地減少動力功耗和收獲裝置的總體結構尺寸。
（2）針對不同蓮藕品種、蓮藕的大?。ㄖ睆郊s為3-10cm），優(yōu)化傳動與工作部件的結構，使其結構參數(shù)和運動參數(shù)達到最優(yōu)。
（3）設計蓮藕切片機的推料裝置。采用曲柄滑塊機構的形式使得切片后的蓮藕片脫離刀片。
第2章 蓮藕切片機的設計原理
2.1 設計內(nèi)容
本設計所設計小型生產(chǎn)的蓮藕切片機，蓮藕切片厚度約為3～10mm，切片生產(chǎn)能力：110～130 kg／h。
2.2 總體設計簡介
該機主要由電動機、減速器、V帶、切片機構、推料裝置及機架等組成。
小型蓮藕切片機結構如圖1所示
1-彈簧 2-進藕導向筒 3-機架 4-切片裝置 5-推料裝置 6-升降工作臺
7-出料口 8-電動機 9-減速器 10-鏈輪 11-V帶輪
圖1 蓮藕切片機結構簡圖
工作原理：
首先把蓮藕放在進藕導向筒內(nèi)，由于自重，蓮藕會掉在工作臺上，動力通過傳動裝置和減速裝置由電動機傳遞到切片機構，從而使刀片切斷藕片，同時通過推料裝置使藕片脫離刀片。
第3章 主要參數(shù)確定與關鍵部件設計
3.1 電動機的選型
傳動總效率：
η總＝η鏈·η帶·η減 （1）
查 [2]表1-7得
η鏈=0.99 η減=0.96 η帶=0.96
∴η總=0.96×0.99×0.96×=0.903
切片生產(chǎn)能力：110～130 kg／h，取平均值2kg/min，蓮藕切片厚度約為3～10mm，蓮藕粗3-8cm，執(zhí)行機構的轉速n為100min。
經(jīng)查[2]表按推薦的傳動比合理范圍，二級圓柱齒輪減速器的傳動比i=8-40。則總體傳動比合理范圍為i總=8-40，故電動機轉速的可選范圍為：
nd=i總×n= (8-40)×100=800-4000r/min
綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格、功率和帶傳動、減速器的傳動比，選定型號為三相異步電動機中的Y90S-6，額定功率為0.75kw，質量23kg，轉速n=910r/min。
圖2 電動機的安裝及外形尺寸
表1 電動機性能表
電機型號
額定功率kw
電機轉速r/min
電機重量N
總傳動比
帶傳動比
減速器傳動比
Y90S-6
0.75
910
230
18.2
2
9.1
表2 電動機外形尺寸
機座號
級數(shù)
腳底安裝尺寸A×B
腳底螺栓孔直徑K
軸伸尺寸D×E
裝鍵部位尺寸F×GD
外型尺寸
L×(AC/2+AD)×HD
90S 2
140×100
10
24×50
8×44
310×243×190
3.2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比
⑴ 總傳動比
有選定的電動機轉速nm和主動軸的轉速nw，可得傳動裝置總傳動比
ia=nm /nw=910/100=9.1 （2）
⑵分配傳動裝置傳動比
ia=i1×i2 （3）
式中i1，i2分別為帶傳動和減速器的傳動比。
初步選定i2=1，i1=9.1
⑶ 傳動裝置運動參數(shù)計算
1) 各軸轉速
電動機轉速n0=910r/min
減速箱輸出轉速n1=910/9.1=100r/min
鏈傳動輸出轉速n2=100/1=100r/min
2) 各軸的輸出功率Pd=0.75kw
P1=Pd·η鏈·η減速箱=0.75×0.99×0.96=0.713KW （4）
P2=PⅠ·η帶=0.713×0.96=0.685 KW
3) 各軸轉矩：
Td=9.55×Pd/nd=9550×0.75/910=7.87 N·m （5）
T1= Td ×i1×η鏈×η減速箱=7.87×9.1×0.96×0.99=68.06 N·m
T2=TⅠ×i2×η帶=68.06×1×0.96=65.34 N·m
T3=T2×i3×η齒=65.34×1×0.99=64.68 N·m
3.3 減速箱的設計計算
3.3.1 減速箱總傳動比及分配各級傳動比
⑴ 減速箱總傳動比：
i1=9.1
⑵ 各級傳動比分配：
按i1>i2 ，i大=1.1～1.5i小 原則
取i大=1.5i小
即 i1=1.5i2
I總=i1×i2
則i1=3.73 i2=2.49
3.3.2 減速箱齒輪設計
表3 齒輪傳動參數(shù)
名稱
符號
單位
高速級
低速級
小齒輪
大齒輪
小齒輪
大齒輪
中心距
a
mm
105
118.75
傳動比
i
3.73
2.49
模數(shù)
m
mm
2
2.5
壓力角
α
o
20
20
齒數(shù)
Z
22
83
27
68
分度圓直徑
d
mm
44
166
67.5
170
齒頂圓直徑
da
mm
48
170
72.5
175
齒根圓直徑
df
mm
39
161
61.25
163.75
齒寬
b
mm
50
45
70
65
旋向
左旋
右旋
右旋
左旋
材料
40Cr
45
40Cr
45
熱處理狀態(tài)
調質
調質
調質
調質
齒面硬度
HBS
280
240
280
240
3.3.3齒輪箱的附件的選擇
表3 箱體設計
名稱
符號
參數(shù)
設計原則
箱體壁厚
δ
10
0.025R+3 >=8
箱蓋壁厚
δ1
8
0.02R+3 >=8
凸緣厚度
箱座
b
15
1.5δ
箱蓋
b1
12
1.5δ1
底座
b2
25
2.5δ
箱座肋厚
m
8
0.85δ
地腳螺釘
型號
df
M16
0.036R+12
注：R=121.3mm
續(xù)表3
名稱
符號
參數(shù)
設計原則
數(shù)目
n
4
軸承旁聯(lián)接螺栓直徑
d1
M12
0.75 df
箱座、箱蓋聯(lián)接螺栓直徑尺寸
d2
M12
（0.5-0.6）df
連接螺栓的間距
l
160
150～200
軸承蓋螺釘直徑
d3
8
（0.4-0.5）df
觀察孔蓋螺釘
d4
6
（0.3-0.4）df
定位銷直徑
d
9.6
（0.7-0.8）d2
d1,d2至外箱壁距離
C1
22
C1>=C1min
d2至凸緣邊緣距離
C2
16
C2>=C2min
df至外箱壁距離
C3
26
df至凸緣邊緣距離
C4
24
箱體外壁至軸承蓋座端面的距離
l1
53
C1+ C2+(5~10)
軸承端蓋外徑
D2
101 101 106
軸承旁連接螺栓距離
S
115 140 139
注：R=121.3mm
3.4 V帶的設計選擇
3.4.1 帶傳動的設計計算
⑴ 已知條件和設計內(nèi)容
已知帶傳動傳遞功率為0.75kW，帶輪轉速n1為910r/min,傳動比為1。
⑵ 設計步驟
1) 確定計算功率
Pca=KAP （6）
式中：Pca-計算功率，kW；
KA-工作情況系數(shù)，查機械設計表8-7，根據(jù)實際情況取KA=1.2；
P-所需傳遞的額定功率。
Pca=1.2×0.75=0.9kW
2）選擇V帶的帶型
根據(jù)計算功率Pca為0.9kW和小帶輪的轉速n1，查[2]圖8-11
選取A型V帶
3）確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速v
① 初選帶輪的基準直徑dd1
根據(jù)A型V帶，參考[2]表8-6和表8-8確定帶輪的基準直徑dd1，≥(dd）min基知A型帶ddmin=75mm，選取帶輪基準直徑：dd1=75-180mm，取90mm
其傳動比誤差為0， 故可用。
② 驗算帶速v
根據(jù)機械設計式（8-13）：
v=πdd1n160×1000=π×910×9060×1000=4.27m/s （7）
式中：n1為帶輪的轉速；
dd1，為帶輪的基準直徑。
即v＜vmax，符合要求 。
4）確定中心距a，并選擇V帶的基準長度Ld
①根據(jù)帶傳動總體尺寸的限制條件或要求的中心距，結合式[2]（8-20）0.7（dd1+dd2）≦a0≦2（dd1+dd2）初步確定中心距
0.7（90+90）=126mm a02（90+90）=360mm （8）
要求工作平穩(wěn)，選取中心距a0=210mm。
初算帶的基準長度Ld：
Ld‘≈2a0+π2(dd2+dd1)+(dd2-dd1)24a0
=2×200+π2(90+90)+90-9024×230
=682.6mm （9）
式中： Ld為帶的標準基準長度；
Ld’為帶的初算基準長度；
a0為初選中心距。
查[2]表8-2普通帶基準長度Ld及長度系數(shù)KL ，確定帶的基準長度Ld=710mm。
計算實際中心距a，由
a≈a0+Ld-Ld’2=(200+710-682.62)mm=213.7mm （10）
⑶ 確定V帶根數(shù)Z
根據(jù)
z=Pd(P0+?P0)KαKL （11）
確定帶的根數(shù)。
式中: Kα為包角修正系數(shù)，考慮包角對傳動能力的影響，由[2]表8.5查得Kα=1；
KL為帶長修正系數(shù)，考慮帶長不為特定帶長時對使用壽命的影響，由[2]表8-2查得KL=0.99；
Pd為V帶基本額定功率。
由[2]表8-4a查取單根V帶所能傳遞的功率為P0=0.70kW；
由[2]表8-4b查取單根V帶額定功率的增量?P0=0.00kW
z=Pd(P0+?P0)KαKL=0.90.75+0.00×1×0.99=1.21
所以，選取V帶根數(shù)z=2。
⑷ 確定初拉力
單根普通V帶初拉力計算公式：
F0=500Pdvz2.5-KαKα+mv2 （12）
式中: Pd 為設計功率；
v為V帶速度；
z為帶的根數(shù)；
Kα為包角修正系數(shù)；
m為普通V帶每米長度質量，由[2]表8-3查得m=0.1kg/m。
所以
F0=500Pdvz2.5-KαKα+mv2=500×0.92×4.27×2.5-11+0.1×4.27=118.3N
⑸ 計算作用在軸上的壓力FQ
壓力FQ等于松邊和緊邊拉力的向量和，如果不考慮帶兩邊的拉力差，可以近似為按帶兩邊所受初拉力的合力來計算：
FQ=2zFcosβ2=2zF0sinα12 （13）
式中：為初拉力；
z為帶的根數(shù)；
為小輪包角。
所以
FQ=2zF0sinα12=2×2×118.3×sin180°2=473.2N
圖3 壓軸力計算示意圖
3.4.2 V帶輪結構設計
（1）帶輪材料選擇
本設計中帶輪基準直徑分別為90mm和帶輪轉速910 r/min，故材料選用鑄鐵，牌號為HT150。
（2）帶輪結構形式
V帶輪的結構形式與基準直徑有關。帶輪由輪緣、輪轂和輪輻組成。根據(jù)輪輻結構的不同，可將帶輪分為以下四種型式：
Ｓ型實心帶輪：dd≤2.5d軸選用；
Ｐ型輻板帶輪：dd≤300mm選用；
Ｈ型孔板帶輪：輪轂和輪緣之間的距離超過100mm選用；
Ｅ型橢圓輪輻帶輪：dd>300mm選用。
由電機輸出軸的直徑為24mm，dd≤300mm，故V帶輪采用腹板式。
圖4 V帶輪的結構
（3）V帶輪的輪槽
V帶輪的輪槽與所選用的V帶型號相對應，查[2]表8-10
表4 輪槽截面尺寸
槽型
bd
hamin
hfmin
e
fmin
dd
A
11.0
2.75
8.7
15
9
38
3.5 鏈傳動的設計計算
⑴ 選擇鏈輪齒數(shù)
選鏈輪齒數(shù)z1=40。
⑵ 確定計算功率
由[2]表9-7查得KA=1.0，由[2]圖9-13查得Kz=1.52，單排鏈，則計算功率為
Pc=KAKZP=1.0×1.52×0.713kW=1.09Kw （14）
⑶ 選擇鏈條型號和節(jié)距
根據(jù)pca=1.09及n1=100r/min查[2]圖9-11，可選10A-1。查[2]表9-1，鏈條節(jié)距為p=15.875mm。
⑷ 初定中心距a0，取定鏈～節(jié)數(shù)Lp
初定中心距a0=(30～50)p =(30～50)×15.875mm=476.25～793.75mm。取a0=600mm。相應的鏈長節(jié)數(shù)為
=2×60015.875+40+402≈94.59 （15）
取鏈長節(jié)數(shù)Lp =96節(jié)(取偶數(shù))。
鏈長L=Lp p/1000=96×15.875/1000=1.524m
查[2]表9-8得到中心距計算公系數(shù)f1=0.198，則鏈傳動的最大中心距為
a=f1Lp [2Lp-﹙z1+z2﹚ ]=0.198×15.875×[2×96-﹙40+40﹚]mm≈484mm
⑸計算鏈速v，確定潤滑方式
v=n1z1p/60×1000=100×17×15.87560×1000=0.5m/s （16）
由v=0.5m/s和鏈號10A，查[2]圖9-14可知采用滴油潤滑。
⑹計算壓軸力FP
有效圓周力為：
Fe=1000Pv=10001.090.5≈2180N （17）
鏈輪水平布置時的壓軸力系數(shù)KFP=1.15，則壓軸力為
FP=KFPFe≈1.15×2180≈2431N （18）
3.6 軸與齒輪的設計計算及校核
3.6.1 齒輪傳動的設計計算
⑴ 齒輪的設計
選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)
1)按簡圖所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動，軟齒輪面閉式傳動。
2)運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度(GB10095-88)。
3)材料選擇。由[2]，選擇齒輪材料為40Gr（調質），硬度為280HBS，
4)選齒輪1齒數(shù)Z1=80
⑵ 齒輪強度設計和校核
按齒面接觸疲勞強度設計[2]（10-9a），即
（19）
1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值
①試選載荷系數(shù)Kt=1.3。
②計算齒輪傳遞的轉矩
③按軟齒面齒輪非對稱安裝，由[2]選取齒寬系數(shù)。
④由[2]表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa。
⑤由[2]圖10-21d按齒面硬度查得齒輪的接觸疲勞強度極限σlim1=600MPa。
⑥計算應力循環(huán)次數(shù)
N1=60nIjLn=60×910×2×8×300×10=2.621×109
N2=N1/i1=2.621×108 （20）
⑦由[2]圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.90。
⑧計算接觸疲勞許用應力
取安全系數(shù)S=1
（21）
⑶ 計算載荷系數(shù)K
查[2]表10-2得使用系數(shù)KA=1.0;
根據(jù)v=1.49m/s由[2]圖10-8得動載系數(shù)KV=1.10直齒輪KHa=KFa=1；
由[2]表10-2查的使用系數(shù)KA=1
查[2]表10-4用插值法得8級精度查[2]，小齒輪相對支承非對稱布置KHβ=1.450
由b/h=9.335 KHβ=1.450由[2]圖10-13得KFβ=1.32故載荷系數(shù)
K=KAKVKHβKHα=1×1.0×1.10×1.450=1.595 （22）
1) 確定公式內(nèi)的各參數(shù)值
① 由[2]圖10-20c查得齒輪的彎曲疲勞強度極限σFlim2=380MPa；
② 由[2]圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.88。
③ 計算彎曲疲勞許用應力；
取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4，應力修正系數(shù),得
（23）
④ 計算載荷系數(shù)K
K=KAKVKFαKFβ=1×1.10×1×1.32=1.452
⑤ 查取齒形系數(shù)Yfa1和應力修正系數(shù)Ysa1由[2]表10-5查得；Ysa1=2.76、 Ysa2 =2.22
⑥ 計算齒輪的[σF]
（24）
（4）齒輪的結構設計
齒輪的直徑da≤500mm時選取腹板式結構。
齒輪的有關尺寸計算如下：
D1≈ （D0 +D3）/2，取129mm;
D2≈ (0.25-0.35)（D0 -D3），取36mm;
D3≈ 1.6D4(鋼材)，取84mm;
n1≈0.5mn
D0≈ da-（10 ～14）mn，取174mm;
C≈ （0.2～ 0.3）×B，取15mm;
常用齒輪的C值不應小于10mm。
圖5 腹板式結構齒輪
表5 齒輪傳動參數(shù)
名稱
符號
單位
齒輪
中心距
a
mm
240
傳動比
i
1
模數(shù)
m
mm
3
壓力角
α
o
20
齒數(shù)
Z
80
分度圓直徑
d
mm
240
齒頂圓直徑
da
mm
246
齒根圓直徑
df
mm
234
齒寬
材料
b
mm
60
40Cr
熱處理狀態(tài)
調質
齒面硬度
HBS
280
3.6.2 軸的設計與強度計算
⑴ 軸1（切片裝置軸）
1) 軸1上的功率、轉速和轉矩以及軸上齒輪分度圓直徑
n2==100r/min
T2=TⅠ×i2×η帶=68.06×1×0.96=65.34 N·m
P2=PⅠ×η帶=0.713×0.96=0.685 KW
d1=240mm
2) 作用在齒輪上的力
Ft=2T2/d1=2×65.34×103/240=544.5N
Fr=Fttanα=62.08×0.364=189.2N
3) 初步確定軸的最小直徑
選取軸的材料為45鋼，調質處理。
先按[2]（15-2），表15-3，取A0=112
dmin=A03Pn=112×30.71910mm=15.2mm
計算聯(lián)軸器轉矩Tca=KAT，查[2]表14-1，取KA=1.3
Tca=KAT=1.3×544.5N.m=707.85N.m
4) 軸1的結構如下
圖6 軸1結構簡圖
5) 求軸上載荷
支承跨距 L=L1+L2=137+60mm=197mm （25）
d1=240mm
MV= Ftab/L=544.5×137×60/197=22698.88N.mm （26）
MH=Frab/L=189.2×137×60/197=7894.54N.mm （27）
M=MV2+MH2=22698.882+7894.52=24032.8N.mm （28）
取α=0.6由前面選定軸的材料為45鋼，調制處理，由[2]15-1查得許用彎曲應力σ-1=60MPa
σca=M2+(αT）2/W=24032.82+(0.6×65.34×103)2/(0.1×39)3=7.75MPa<σ-1=60MPa,故安全，彎矩圖如下
圖7 軸1彎矩圖
6) 初選軸承
初選軸承為6008
7) 鍵類型的選擇
選擇45鋼，其許用擠壓應力[σp]=150MPa
V帶輪、齒輪、偏心輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。圓頭普通平鍵（A）型，查[2]表4-1查得平鍵截面從左至右分別為
b×h×L=12mm×8mm×25mm、b×h×L=16mm×10mm×50mm、b×h×L=10mm×8mm×22mm
8) 鍵的校核
T2=65.64N.m，
σp1=2T2d×l×k=2×65.64×10338×25×4=19.28<[σp]=150MPa，合格
σp2=2T2d×l×k=2×65.64×10352×50×4=7.04<[σp]=150MPa，合格
σp3=2T2d×l×k=2×65.64×10336×22×4=23.13<[σp]=150MPa，合格
強度足夠，均在許用范圍內(nèi)。
（2）軸2（推料裝置軸）
1) 軸2上的功率、轉速和轉矩以及軸上齒輪分度圓直徑
N3=100/1=100r/min
T3=T2×i3×η齒=65.34×1×0.99=64.68 N·m
P3=P2×η齒=0.685×0.96=0.658 KW
d1=240mm
2) 作用在齒輪上的力
Ft=2T3/d1=2×64.68×103/240=539N
Fr=Fttanα=62.08×0.364=196.2N
3) 初步確定軸的最小直徑
選取軸的材料為45鋼，調質處理。
先按[2]（15-2），表15-3，取A0=112
dmin=A03Pn=112×30.71910mm=15.2mm
計算聯(lián)軸器轉矩Tca=KAT，查P351表14-1，取KA=1.3
Tca=KAT=1.3×64.68N.m=84.08N.m
4) 軸2的結構如下
圖8 軸2結構簡圖
5) 求軸上載荷
支承跨距
L=L1+L2=90+107mm=197mm
d1=240mm
MV= FtL1L2/L=539×90×107/197=26348N.mm
MH=FrL1L2/L=196.2×90×107/197=9590.9N.mm
M=MV2+MH2=263482+9590.12=16633N.mm
取α=0.6由前面選定軸的材料為45鋼，調制處理，由[2]表 15-1查得許用彎曲應力σ-1=60MPa
σca=M2+(αT）2/W=166332+(0.6×64.68×103)2/(0.1×393) =7.10MPa<σ-1=60MPa,故安全，彎矩圖如圖9
圖9 軸2彎矩圖
6) 鍵類型的選擇
選擇45鋼，其許用擠壓應力[σp]=150MPa
齒輪、偏心輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。圓頭普通平鍵（A）型，查[2]表4-1查得平鍵截面分別為b×h×L=16mm×10mm×50mm、b×h×L=10mm×8mm×22mm
7) 鍵的校核
軸2
T3=64.68N.m，
σp2=2T3d×l×k=2×64.68×10352×50×4=12.44<[σp]=150MPa，合格
σp3=2T3d×l×k=2×64.68×10336×22×4=40.8<[σp]=150MPa，合格
強度足夠，均在許用范圍內(nèi)。
⑶ 精確校核軸的疲勞強度
1）判斷危險截面
從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面Ⅳ、Ⅴ處過盈配合引起的應力集中最嚴重；從受載的情況來看，截面C上應力最大。截面Ⅳ上的應力集中的影響和截面Ⅴ的相近，但截面Ⅴ不受扭矩力，同時軸徑較大，股不必校核。截面C上雖然應力最大，但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），且這里軸的直徑最大，故不必校核。由[2]第三章附錄可知，鍵槽的應力集中系數(shù)比過盈配合的小，所以該軸芝需校核截面Ⅳ兩側即可。
2）截面左側
抗彎截面系數(shù) W=0.1d3=0.1×483mm3=8518.4mm3
抗扭截面系數(shù) WT=0.2d3=0.2×483mm3=17036.8mm3
截面Ⅳ左側的彎矩M
M=119962.67×60-3060N.mm=61771.82N.mm （29）
截面Ⅳ上的扭矩T3 T3=653400N.mm
截面上的彎曲應力 σb=M/W=61771.82/8518.4MPa=7.25MPa
截面上的扭轉切應力τT=T3/WT=653400/17036.8MPa=11.95MPa
軸的材料為45鋼，調質處理。由[2]表15-1查得σB=640MPa 、σ-1=275MPa 、
τ-1=155MPa
截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)ασ及ατ按[2]附表3-2查取。r/d=2.0/44=0.045，D/d=48/44=1.09，經(jīng)插值后可查得
ασ=2.0 ατ=1.32
又由[2]附圖3-1可得材料的敏性系數(shù) qσ=0.82 qτ=0.85
有效應力集中系數(shù)，由[2]附（3-4）為
kσ=1+ qσ（ασ-1）=1+0.82（2.0-1）=1.82 （30）
kτ=1+ qτ（ατ-1）=1+0.85（1.32-1）=1.27
由附圖3-2尺寸系數(shù) εσ=0.75；
由附圖3-3扭轉尺寸系數(shù) ετ=0.85
軸按摩削加工，附圖3-4的表面質量系數(shù) βσ=βτ=0.91
軸未經(jīng)表面強化處理，即βq=1，由（3-12）及（3-14b）得綜合系數(shù)
Kσ= (kσ/εσ+1/βσ-1)1/βq=1.82/0.75+1/0.91-1=2.53 （31）
Kτ= (kτ/ετ+1/βτ-1)1/βq=1.27/0.85+1/0.91-1=1.59
由[2]§3-1§3-2得
φσ=0.1～0.2，取φσ=0.1
φτ=0.05～0.1， 取φτ=0.05
由[2]（15-6）～（15-8）得
Sσ=σ-1Kσσa+φσσm=2752.53×7.25+.01×0=14.99 （32）
Sτ=τ-1Kττa+φττm=1551.59×11.952+.0.05×11.952=15.82
Sca=SσSτSσ2+Sτ2=14.99×15.8214.992+15.822=10.88?1.5
安全
3）截面Ⅳ左側
抗彎截面系數(shù)
W=0.1d3=0.1×483mm3=11059.2mm3
抗扭截面系數(shù)
WT=0.2d3=0.2×483mm3=22118.4mm3
彎矩M及彎曲應力
M=119962.67×60-3060N.mm=61771.82N.mm
σb=M/W=61771.82/11059.2MPa=5.59MPa
扭矩T3及扭轉切應力
T3=64680N.mm
τT=T3/WT=64680/22118.4MPa=9.21MPa
過盈配合處的kσ/εσ,由附表3-8用插值法求出，并取kτ/ετ=0.8kσ/εσ，得
kσ/εσ=2.21 kτ/ετ=0.8×2.21=0.71
軸按摩削加工，附圖3-4的表面質量系數(shù) βσ=βτ=0.91
軸未經(jīng)表面強化處理，即βq=1，由（3-12）及（3-14b）得綜合系數(shù)為
Kσ= (kσ/εσ+1/βσ-1)1/βq=2.21+1/0.91-1=2.31
Kτ= (kτ/ετ+1/βτ-1)1/βq=0.71+1/0.91-1=1.87
由[2]（15-6）～（15-8）得
Sσ=σ-1Kσσa+φσσm=2752.31×5.59+.01×0=21.30
Sτ=τ-1Kττa+φττm=1551.87×9.212+.0.05×9.212=17.53
Sca=SσSτSσ2+Sτ2=21.30×17.5321.302+17.532=13.54?1.5
安全
故該軸截面Ⅳ安全。
3.6.3 滾動軸承的選擇及壽命校核
考慮軸受力較小且主要是徑向力，故選用的是單列深溝球軸承
軸Ⅰ6009一對，軸Ⅱ6009一對 (GB/T297-1994)
壽命計算：
軸1
⑴ 查[2]表6-1，得深溝球軸承6009
Cr=17.0KN Cor=11.8KN
⑵ 查[2]得
X=1 Y=0
⑶ 計算軸承反力及當量動載荷：
在水平面內(nèi)軸承所受得載荷 F′r1H=F′r2H=Fts′2=1095N
在水平面內(nèi)軸承所受得載荷 F′r1v=F′r2v=F′rs2=529.5N
所以軸承所受得總載荷
F′=F′r1=F′r2=F′r1H2+F′r1V2=10952+529.52=1216.3N （33）
由于基本只受軸向載荷，所以當量動載荷查[2]表13-6得：fp=1.0～1.2
P=fp(Xr+YFa)=1.2×(1×1216.3+0)=1459.56N
⑷ 選軸壽命為10年，兩班制
基本額定動載荷
Cr=p360nL1032=1459.56×360×100×480001000000
=8.81KN
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