1、機械設計課程設計設計說明書設計題目糕點切片機目錄一、 設計任務書3二、 切刀往復運動方案的選擇和評價4三、 糕點直線間歇運動方案的選擇與評價6四、 執行機構的簡圖及運動循環圖8五、 執行系統的設計10六、 減速器的設計14七、 參考文獻41一、設計任務書1、設計題目：糕點切片機2、工作原理糕點切片機需要完成兩個執行動作：糕點的直線間歇移動和切刀的往復直線運動。通過兩者動作的配合進行切片，通過改變直線間歇移動的距離，以滿足糕點的不同切片寬度的要求。3、原始數據已知條件方案12345678工作機輸入功（KW）2.52.32.22.12.01.91.81.7生產率（片/min）60585552504

2、84542糕點尺寸：長度：200mm， 厚度：580mm， 寬度：10、20、30mm（可調）工作條件：載荷有輕微沖擊，一班制使用期限：十年，大修期為三年生產批量：小批量生產（少于十臺）動力來源：電力，三相交流（220V/380V）轉速允許誤差：5%4、 設計任務執行部分機構設計（1） 分析切刀、輸送機構的方案（2） 擬定執行機構方案，畫出總體機構方案示意圖（3） 畫出執行機構運動循環圖（4） 執行機構尺寸設計，畫出總體機構方案圖，并標明主要尺寸（5） 畫出執行機構運動簡圖（6） 對執行機構進行運動分析傳動裝置設計（7） 選擇電動機（8） 計算總傳動比，并分配傳動比（9） 計算各軸的運動和動力

3、參數（10） 傳動件的設計計算（11） 選擇聯軸器（12） 軸的結構設計（13） 繪制減速器裝配圖（14） 軸的強度校核（15） 滾動軸承的選擇、壽命計算和組合設計（16） 鍵的選擇和強度計算（17） 繪制軸、齒輪零件圖二、切刀往復運動方案的選擇與評價實現切刀往復運動的機構：切刀的往復直線移動可采用連桿機構、凸輪機構、齒輪齒條、組合機構等。方案一：凸輪機構工作原理：由凸輪的轉動帶動切刀的上下往復運動，最大行程為凸輪的相對于轉動點的最高點與最低點的差，通過增減凸輪的長度來增大或減小行程。優點：只要設計出凸輪的輪廓曲線，就可以使推桿得到各種預期的的運動規律，而且機構簡單，結構緊湊，可承載較大的載荷

4、，運動平穩。缺點：凸輪輪廓與推桿之間為點、線接觸，易磨損。而且沒有急回特性，不能夠實現切刀下切速度快使切口平滑，也不能很好的的縮短空程的時間，影響效率。所以該方案不能符合要求，故舍棄。方案二：連桿機構 工作原理：通過輪盤的旋轉帶動連桿的轉動，從而帶動切刀的上下往復運動。可通過調節連桿的長度來增減行程。優點：結構簡單，容易實現，且具有連桿的共同優點。有快慢行程之分，提高工作效率。其運動副均為低副，兩運動副連接為面接觸，壓強較小，可承載較大的載荷。切形狀簡單易于加工，而且連桿機構的運功軌跡是各種不同的曲線，其形狀隨著各構件相對長度的改變而改變，從而可以得到形式眾多的連桿曲線，可以用這些曲線滿足不同

5、的曲線設計要求。 缺點：這種機構所占據的空間位置較大，傳遞的路線長。而針對這部分的設計可通過桿長的選擇來解決。能符合我們設計的切刀往復運動的要求，故切刀的往復運動選擇該機構。方案三：正弦機構工作原理：當曲柄以恒定角速度轉動時，通過滑塊使導桿上下移動，實現切刀的往復直線運動。其位移的行程即為曲柄的長度。優點：能夠使切刀做正弦形式的往復運動，可承載較大的載荷，只要適當的選取曲柄的長度就能設計出所需要的運動的距離，原理簡單易行。缺點：沒有急回特性，不能達到切刀的預運動要求。且曲柄的與運動角度是受到限制的，擺角必須嚴格控制，這會增加機構設計的難度，故該方案舍棄。三、糕點直線間歇運動方案的選擇與評價糕點

6、的直線間歇運動機構： 糕點的直線間歇運動可選擇連桿機構、齒輪機構、凸輪機構、棘輪機構、槽輪機構等。方案一：利用棘輪的間歇傳動特點達到目的工作原理：曲柄轉動一定的角度范圍時帶動連桿的運動，與連桿相連的棘爪插入齒輪內，帶動從動棘輪轉過一定的角度。當曲柄轉過另一個角度，另一側的棘爪阻止棘輪反向轉動，與連桿相連的棘爪在棘輪齒上滑過。從而實現曲柄的連續轉動帶動棘輪的單向間歇運動。優缺點：齒式棘輪機構結構簡單，制造方便；動與停的時間比可通過選擇合適的驅動機構實現。該機構的缺點是動程只能作有級調節；噪音、沖擊和磨損較大，故不宜用于高速。因為其噪聲大，并且大多數人的設計基本選擇該機構，因此經過討論我們決定舍棄

7、該機構。方案二：運用非完整齒輪與完整齒輪間歇嚙合傳動來達到目的。工作原理：主動齒輪作連續轉動，當主動輪的吃齒進入嚙合，從動輪轉動；主動輪退出嚙合時，由于兩齒輪的的凸凹鎖止弧的作用，從動輪保持可靠停歇，從而實現從動輪的間歇轉動。優缺點：不完全齒輪機構設計靈活、從動輪的運動角范圍大，很容易實現一個周期中的多次動、停時間不等的間歇運動。但加工復雜；在進入和退出嚙合時速度有突變，引起剛性沖擊，不宜用于高速轉動；主、從動輪不能互換。并且不好控制進給的距離，所在此機構中不宜采用此構件。方案三：工作原理：摩擦輪實現單向間歇移動（凸輪主軸順時針轉動，輪上的突出圓弧廓線與工件接觸時，使皮帶滾筒與凸輪對滾，輪間的

8、摩擦力使皮帶移動進料。當凸輪的凸出廓線與皮帶脫離接觸后，皮帶則靜止。凸輪轉動一周，工件完成一個周期的送進和停歇動作）。優缺點：摩擦輪機構，這是步進式的單向送進機構，適合與板條形狀工件輸送，且機構設計簡單，成本低，但很難實現改變切片的長度。而且為了可靠的送料，還需要加軸向的預緊力。故該方案舍棄。方案四：連桿凸輪機構工作原理：主動曲柄連續轉動，通過連桿帶動行星輪往復運動，與曲柄固聯的凸輪，以其輪廓帶動兩齒輪弧往復運動，從而控制行星輪中的中心輪做間歇轉動，達到間歇傳動的要求。優缺點：傳動平穩、精確度好，通過改變曲柄的長度就可以改變中心輪的轉角。容易控制所需的進給量，實物操作便捷。只是結構稍顯復雜，不

9、過綜合考慮各方面的因素，其做為糕點的間歇移動是比較理想的選擇。四、執行機構的簡圖及運動循環圖1、執行機構的簡圖：備注：這是我們設計的整體的機構的簡圖，由連桿凸輪機構帶動糕點的間歇移動，用連桿機構實現切刀的往復運動。連桿的急回特性能使糕點的切口平滑、美觀，整體的設計思路符合任務書所給的要求。且經過設計能夠實現糕點間歇和刀具往復運動的協調性能。2.運動循環圖刀具往復運動切刀每分鐘得完成切割55次的工作節拍。所以連接曲柄的齒輪的轉速為55次/min，切刀做豎直面內的往復直線運動，當其往下運動到與最低點相距約5mm至80mm（這是糕點的厚度）時開始切割糕點，此時糕點靜止不動，切割完畢切刀往上運動到距離

10、最低點約80mm時糕點運動起來，把切好的糕點片帶走并把糕點送進待切，切刀繼續往上運動，直到最高點，之后再往下運動，直到最低點相距約5mm至80mm（這是糕點的厚度）時又開始切割糕點，此時糕點又靜止。如此往復循環。1） 糕點切片機運動循環圖（同心圓式）2） 糕點切片機運動循環圖（直角坐標式）五、執行系統的設計1、連桿凸輪的設計計算1)擺角的計算 先跟據式設計擺角的大小：根據實際情況送料帶輪半徑一般不小于60mm，得 9.55，所以去第一個擺角 為10，則第二個擺角為20，第三個擺角為302）四連桿曲柄和連桿長度的確定 1、根據使可求行程系數，取1 =15，搖桿 長400mm，則由作圖法求曲柄 及

11、連桿 的長度 及 機架 的長度得 曲柄 連桿 機架 2、根據第一步所求得的搖桿及機架長求當擺角20時的曲柄和連桿長 有作圖法知 得曲柄 連桿 同時由作圖法得急回夾角為代入式知3)同理當搖桿擺角為30時由作圖法知 曲柄 連桿可調節長度的曲柄和連桿的設計 等軸視圖正視圖2、刀具往復運動的設計計算刀具的往復運動要求有急回特性，因此用連桿來設計刀具的往復運動。如圖為所設計的機構：由圖可得 ， 其中e為偏距，a輪盤的半徑，b為連桿的長度。即為極位夾角。根據切割時糕點的高度的要求C1C2的長度要大于80mm。即：C1C2=C1D-C2D根據切刀與皮帶間歇運動的協調性要求取極位夾角=60，由此可初步取：a=

12、50mm ，b=150mm ，e=100mm六：減速器的設計第一部分：運動和動力參數計算計算說明結果一：電機的選擇型號額定功率KW滿載轉速r/min效率%功率因數Y100L-63144086.70.81二：分配傳動比 選 則 查參考文獻三圖12得三、各軸轉速、功率和轉矩軸名功率轉矩轉速I軸2.3431.07720II軸2.23121.08175.6III軸2.12402.8450.17該計算部分公式和有關數據皆引自參考文獻三第12頁到14頁 總傳動比 減速器高速級傳動比 減速器低速級傳動比該部分公式及數據引自參考文獻三第7頁表一和第17頁圖12主要參數該部分公式引自參考文獻三第19頁到21頁選

13、擇電動機型號：Y100L6同步轉速 二：傳動零件的設計計算計算說明結果一：帶輪傳動設計計算1、選擇V帶型號 選擇A型帶2、 確定帶輪直徑 圓整為3、驗算帶速在范圍內帶速合適4、 確定和 得：初定為+ 圓整 圓整為5、 驗算小帶輪包角 包角合適6、 確定帶的根數 圓整取7、確定初拉力 2、 齒輪傳動的設計計算 高速級齒輪傳動設計計算1、 設計小齒輪直徑 接觸疲勞強度設計公式： 2、確定中心距 圓整為3、 選定模數、齒數和螺旋角 一般， 查表圓整為 圓整為 取， 與相比誤差為可用 4、計算分度圓直徑小齒輪 大齒輪 5、按齒根接粗疲勞強度校核 代入得： 合適2、 齒輪寬度 圓整為 高速級齒輪齒數z2

14、189中心距a(mm)140模數m(mm)2.5傳動比i4.1齒寬b(mm)4035螺旋角11.265分度圓直徑d(mm)53.454.226.546低速級齒輪傳動的設計2、 設計小齒輪直徑 接觸疲勞強度設計公式初步設計： 2、確定中心距 圓整為4、 選定模數、齒數和螺旋角一般， 查表圓整為 圓整為 取， 與相比誤差為可用 4、計算分度圓直徑小齒輪 大齒輪 5、按齒根接粗疲勞強度校核 代入得： 合適3、 齒輪寬度 圓整為 大齒輪寬度 小齒輪寬度 高速級齒輪齒數z21633中心距a(mm)170模數m(mm)4齒寬b(mm)5550分度圓直徑d(mm)84.998255.002該部分公式和數據引

15、自參考文獻二242頁到262頁計算功率工況系數，根據參考文獻二第254頁表11.3選擇得：帶型號的選擇：由查參考文獻二第253頁圖11.11得選擇A型帶根據參考文獻二第254頁選擇滑動率設為1%的圓整是根據參考文獻二第254頁表11.4選擇為帶輪中心距為帶輪基準直徑的圓整根據參考文獻二第251頁圖11.10選取A型帶的標準基準長度為因，查參考文獻二第256頁表11.6得由參考文獻第258頁表11.8得普通v帶時額定功率的增量，由參考文獻二第259頁表11.10查得包角修正系數，由參考文獻二第259頁表11.11查得帶長修正系數該部分公式及數據引自參考文獻二186到212頁、參考文獻三32到35

16、頁以及參考文獻四第97到98頁為齒面接觸許用應力選擇齒輪為軟齒面材料為碳素調質剛熱處理方式為調質、正火，由參考文獻四第96頁表7.11查得齒面硬度，取 由參考文獻二第193頁表9.11查得， 由參考文獻二第193頁圖9.44查得，根據查參考文獻二第一95頁表9.13得再查參考文獻二第196頁圖9.46得到，由參考文獻二第194頁表9.12可以得到由參考文獻二第由參考文獻二第199頁表9.14得查參考文獻二第166頁表9.3的圓整查參考文獻二第195頁表9.13得查參考文獻二第204頁表9.15得 ，查參考文獻二第206頁圖9.59、圖9.60得 圖9.58得查參考文獻二第200頁圖9.53得，

17、第201頁圖9.56得選A型帶帶速合適包角合適帶輪根數 按齒面接觸強度計算得小齒輪直徑：中心距： 大小齒輪齒數; 螺旋角： 大小齒輪分度圓直徑： 按齒根接觸應力校核合適大小齒輪寬度 主要參數三、軸的設計計算計算及說明結果一：高速軸的計算1、 選擇軸的材料 45號調質鋼、 由參考文獻二第398頁表19.1查取2、 初步計算軸徑 公式引自參考文獻二第403頁式 選取 考慮鍵槽的影響，軸徑增加并圓整3、 軸上零件的定位及軸的主要尺寸的確定 其中：軸承1寬度 安裝尺寸 齒輪1直徑 安裝尺寸4、 按彎扭合成校核軸的強度 1）軸空間受力簡圖 2）軸上受力分析 齒輪上的圓周力 齒輪上的徑向力 齒輪上的軸向力

18、 3）計算作用于軸上的支反力 水平面內的支反力 垂直面內的支反力 4）計算軸的彎矩并畫彎矩圖 5）校核軸的強度 二：中間軸的設計計算1、 選擇軸的材料 45號調質鋼、 由參考文獻二第398頁表19.1查取2、初步計算軸徑 選取 考慮鍵槽的影響，軸徑增加并圓整4、 按彎扭合成校核軸的強度1） 軸空間受力簡圖 2）軸上受力分析a)高速級大齒輪 高速級大齒輪為高速級的從動輪，因此受力與高速級小齒輪剛 好大小相等、方向相反，即與第一根軸齒輪受力大小相等方 向相反所以： 1齒輪上的圓周力 1齒輪上的徑向力 1齒輪上的軸向力 B)低速級小齒輪 齒輪上的圓周力 齒輪上的徑向力 齒輪上的軸向力 3） 軸上支反

19、力計算 解得：解得： 解得： 解得：4） 計算軸的彎矩并畫彎矩圖 所以截面為危險截面故安全3、 低速軸的設計計算1、選擇軸的材料 45號調質鋼、 由參考文獻二第398頁表19.1查取2、初步計算軸徑 公式引自參考文獻二第403頁式 選取 考慮鍵槽的影響，軸徑增加并圓整3、軸上零件的定位及軸的主要尺寸的確定 其中：軸承1寬度 安裝尺寸 齒輪1直徑 安裝尺寸4、 按彎扭合成校核軸的強度1）軸受力簡圖2）軸上受力分析 低速速級大齒輪為低速級的從動輪，因此受力與低速級小齒輪剛 好大小相等、方向相反，即與第二根軸低速級小齒輪受力大小相等、 向相反所以： 齒輪上的圓周力 齒輪上的徑向力 齒輪上的軸向力 3

20、）軸上支反力： 水平面內支反力 解得： 解得： 垂直面內支反力 解得： 解得：4） 計算軸的彎矩并畫彎矩圖 5） 畫彎矩圖 6） 校核軸的強度 故 安全危險截面彎矩：合成彎矩最大值：單位安全 公式引自參考文獻二第403頁式 危險截面最大彎矩值： 合成彎矩最大值在D截面上：危險截面合成彎矩最大值： 四 鍵連接的選擇和計算計算及說明結果一：高速級軸上鍵的選擇及計算1）選擇 選擇圓頭普通平鍵： 其主要參數：2） 校核 按擠壓強度校核，軸傳遞扭矩 故安全二：中間軸上鍵的選擇及計算1） 選擇 選擇圓頭普通平鍵：鍵1 鍵2 其主要參數 鍵1： 鍵2：2） 校核按擠壓強度校核，軸傳遞扭矩鍵1：鍵2：故安全三

21、 低速級軸的校核1） 選擇 選擇圓頭普通平鍵：其主要參數：2） 校核 按擠壓強度校核，軸傳遞扭矩 故安全 數據引自參考文獻一第90頁引自參考文獻二第328頁表15.10校核公式引自參考文獻二第327頁五滾動軸承的選擇和校核計算及說明結果1、 高速軸上軸承的選擇和校核1） 選擇 因為斜齒輪傳動，所以選擇角接觸球軸承 選擇角接觸軸承型號為： 其基本尺寸 2） 校核 1、計算附加軸向力、 則可得軸承1、2的附加軸向力 2、簡圖 3、計算軸承所受軸向載荷 因為 所以軸承2被“壓緊”軸承1被“放松”由此可得 4、計算當量動載荷 軸承1 利用插值法求得： 再次利用插值法可求得：、由此可得： 軸承2 利用插

22、值法可求得： 再由用線性插值法可求得： 、 由此可得 5、軸承壽命校核 因，故按軸承2計算軸承壽命 故所選軸承合格二、中間軸上軸承的選擇和校核1）選擇 因為斜齒輪傳動，所以選擇角接觸球軸承 選擇角接觸軸承型號為： 其基本尺寸 2）校核 1、計算附加軸向力、 則可得軸承1、2的附加軸向力 2、簡圖 3、計算軸承所受軸向載荷 因為 所以軸承1被“壓緊”軸承2被“放松”由此可得 4、計算當量動載荷 軸承1 利用插值法求得： 再次利用插值法可求得：、由此可得： 軸承2 利用插值法可求得： 再由用線性插值法可求得： 、 由此可得 5、軸承壽命校核 因，故按軸承2計算軸承壽命 故所選軸承合格3、 低速級軸上軸承的選擇和校核1）選擇 因為斜齒輪傳動，所以選擇角接觸球軸承 選擇角接觸軸承型號為： 其基本尺寸 2）校核 1、計算附加