毕业设计手动红薯切片机设计Word格式文档下载.docx

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6、能够调节切片的厚度，一定条件下可以使切片的厚度均匀；

7、除了红薯外，还适合切多种瓜果蔬菜。

1.4.3手动红薯切片机应满足的要求有以下几个方面：

1、具有预定功能的要求 所设计制造的红薯切片机必须事先预定的解决生产或生活问题的功能，这是机器设计的最基本出发点。

为使所设计的机器具有预定功能，合理选择机器的工作原理是最重要的。

显然，预订实现的功能不同，设计的要求也不同。

2、经济性要求 机器的经济性是一个综合指标，在红薯切片机的设计、制造、使用、维修等各个环节均有所体现。

总之，经济性就是要求在满足功能要求的前提

下，将机器的制造成本降到最低。

3、安全性要求 在手动红薯切片机的设计阶段就必须对机器的使用安全给予足够的重视，尤其是对这一款旨在服务家庭生活的红薯切片机来说。

因此要在设计过程中特别注意使用者的安全，特别是使用者手的安全。

要采用各种防护措施，试运行中的刀具不会与人体直接接触。

4、可靠性要求 简单的说，可靠性就是手动红薯切片机在使用性能中的稳定性，它是该切片机的一个重要质量指标。

可靠性水平越高，说明机器在使用过程发生故障的概率越小，能正常工作的时间就越长。

5、操作使用方便要求手动红薯切片机是一种给生活带来方便的机械产品。

在设计中必须注意操作时要轻便省力；

操作机构要适应人的生理条件；

红薯切片机的使用噪声要小；

防止污染等。

此外，还要方便搬运与拆卸维修。

设计手动红薯切片机是，在满足基本要求的前提下满足这些特殊要求，以提高机器的使用性能和保证机器的工作质量。

第二章红薯切片机的尺寸设计及力学分析

2.1手动红薯切片机的总体构造及工作原理设计

2.1.1设计方案的构思

根据手动红薯切片机的设计目的及要求，首先要考虑刀片的运动方式，以及采用何种机构带动刀片运动。

采用何种传动装置使红薯传递到刀具下完成切片工作，最主要的是如何通过一个力带动两个机构同时运动。

以及如何控制切片的厚度，如何让切片顺利排出机器，如何限制被切勿的大范围移动所导致的无法正确切片。

综合考虑，经过研究，设计的机器通过手摇手柄带动两个机构的协调运动，最终完成红薯的切片动作。

同时在通过另一个装置来调整切片的厚度。

整个机构如图2-1所示：

图2-1 手动红薯切片机工作机制示意图

2.1.2方案的设计

（1）驱动装置

因为要做到省力，还要合理的利用人力驱动，所以采用何种机构是一个必须解

决的问题。

考察和了解了各种手动驱动方式后，我最终决定用手柄式手摇驱动。

如图2-2是切片机的手摇驱动装置，使用者通过摇动手柄带动机器运转。

操作简单，几乎人人都能操作，适合于家庭日常生活使用。

（2）传动装置

在这里主要有带转动、链传动、齿轮传动、蜗杆传动四种传动方式可供选择；

1.带传动

带传动是一种应用很广泛的机械传动。

带传动有主动轮、从动轮和适度张紧在两轮上的封闭环形传动带组成。

它是利用传动带作为中间的挠性件，依靠传动带与带轮之间的摩擦力来传递运动的，主动轴的动力通过挠性传动带挠性传递给从动轴。

优点是：

【1】能缓和载荷冲击；

【2】运行平稳无噪声；

【3】制造安装精度不想啮合传动那样严格；

【4】过载时将引起带在带轮上打滑，因而可以防止其他零件的损坏；

【5】可以增加带长以适应中心距较大的工作条件；

缺点是：

【1】有弹性滑动，是传动效率降低而且不能保持准确的传动比；

【2】

传递同样大的圆周力时，轮廓尺寸和轴上的压力都比啮合传动要大;

【3】带的寿命较短。

2.链传动

链传动是由闭合的挠性环形链条和主、从动链轮所组成的，链轮是有特殊齿形的齿，依靠链轮轮齿与链接的啮合来传递运动和动力。

链传动是属于带有中间挠性件的啮合传动。

与带传动相比，链传动无弹性滑动和打滑现象，能保持准确的平均传动比，作用于轴上的径向压力小；

在同样使用条件下，链传动的结构比较紧凑。

链传动能在高温及油污恶劣环境中工作。

与齿轮传动相比，链传动较易安装，成本较低；

在远距离传动时，其结构要比齿轮传动轻便的多。

在两平行轴之间只能用于同向回转的传动；

运转时不能保持恒定的瞬时传动比；

不宜在载荷变化很大和急速反向的传动中应用。

3.齿轮传动

齿轮传动是现代机械中广泛应用的一种传动形式，主要用来传递空间任意两轴之间的运动和动力，并可以改变转动速度和传动方向。

其优点是：

齿轮传动和其他形式的机械传动相比较，传递的功率和圆周速度范围较大，传动效率高，能保证恒定的传动比，工作平稳、安全可靠且使用寿命长，结构紧凑。

制造和安装精度要求较高，因而成本也较高，并且不宜用于轴间距离较大的传动。

4.蜗杆传动

蜗杆传动用来传递空间两交错轴之间的运动和动力。

它由蜗杆和蜗轮组成，一般蜗杆主动。

涡轮从动，做加速运动。

在少数机械中，涡轮主动蜗杆从动，作减速运动。

传动比较大，结构紧凑；

传动平稳噪声低；

具有自锁性。

其缺点是：

因为涡轮蜗杆在啮合处有较大的相对滑动，因而磨损大，发热量大，效率低。

为减少螺杆传动啮合处的摩擦和磨损，控制发热和防止胶合，涡轮常采用青铜材料，因而成本增高。

通过对带传动、链传动、齿轮传动和蜗杆传动工作方式和优缺点的比较以及本课题的设计要求，选取带传动和齿轮传动。

从下图可以看到通过手柄带动两个同心轴的带轮运作，又通过此带轮带动运输带运动，被运输到刀下完成切片工作通过另一带轮带动齿轮运转，从而带动刀盘运转，是刀具绕刀盘旋转完成切割动作。

如下图2-3所示：

摇柄通过带轮同时带动另外两根轴运转，同步带动完成进料和切削的过程，但刚开始时红薯没能到达切削部位，因此切刀在这段时间要进行空载运转。

具体传动图

如下：

（3）切片原理

图2-3 运输带运动示意图

通过带传动带动齿轮运转，从而带动刀盘旋转，使刀具绕刀盘旋转完成切割，而悬殊带周围的挡板起到了很好的定位作用，是切割过程顺利完成。

如下图2-4、图2-5所示：

图2-4

（4）切片厚度的控制

图2-5

因为不同情况下说要求的切片厚度都不相同，所以厚薄度的可控性是非常必要的。

为了解决这个问题，设计了一个简易的装置，在刀具的正前方设置一个可移动的挡板来挡住被切物。

通过控制挡板和刀具的间隙来控制被切物的厚度。

如图2-6所示

图2-6 控制挡板

2.2红薯切片机的力学设计

根据机械设计手册第六卷查得人的肢体用力限度，可以做出如下设计：

原定该机器为成年人使用，考虑到还有老人使用，成年人身高定为h=1.7m。

成年人使用姿势为站姿，而且在使用过程中，手摇摇柄的过程主要使用推力和拉力。

使用时手离开膝关节的水平距离定为500mm，手高于膝关节的距离为570mm。

肘高0.6h,膝高0.2667h。

所以查表得人在此姿势下的用力限度为227N。

在这里我们要设计的是家用小型机械，取工作用力为100N，作为宽松环境用力。

在这里也设计出该红薯切片机的工作年限及工作强度：

预计工作年限为10年，

1班制，工作时间为8小时。

运动简图

注：

为了将机械中的运动情况尽可能的表现出来，该图个州的位置关系不完全合理，具体位置关系，以后面的尺寸关系设计图为准。

图中：

轴1、2、3、4、5

皮带轮6、7、8、9

V带10、11、12锥齿轮13、14刀盘 15

切刀 16

根据查表和实际情况，在这里设定红薯切片机动力源运动情况为：

w=60r/min F=100N r=200mm

即：

w=1r/s F=100n r=0.2m

则初始功率p=Fv=Fw2pr=100´

1´

2´

0.2´

p=125.6w

2.3带和带轮的尺寸设计

2.3.1.带轮7和带轮8的设计计算

设定轴2d=30mm,则轴2上的带轮7和带轮8设计如下：

带轮7采用实心式，采用HT150,带轮7，的具体参数设计如下：

n7=60r/min

d=30mm

d1=2d=60mm

dd=2.5d=75mm

V带选择Z型带

da=77mm

bd=8.5mm

hf=7.0mm

j=34o

Fmin=7mm

e=12mm

根据设定带轮8也采用实心式,HT150,带轮8的转速设定为n8=90r/min.则带轮

8为相对带轮7的小带轮。

由V7=V8可得dd7=1.5dd8。

则dd8=50mm,d1=2d=40mm

d=20mm

V带选择Z型da=52mm

j=34o

hmin=7mm

带轮7和带轮8根据Pca=KA´

P,由表8-7【机械设计课本P156】可以查得KA=1.0，由0.7（dd1+dd2）£

a0£

2（dd1+dd2）可得带轮7和带轮8之间的中心距为a0=2（dd1+dd2）=250mm。

p （d -d ）2

则带长l=2a0+

（dd7

2

+dd8

）+d7 d8 =697mm

4a0

根据表8-2【机械设计课本P156】选取Ld=710mm,Kl=0.99

实际中心距a»

a0+Ld-Ld0»

250+6.5»

256.5

又由于amin=a-0.15Ld

amax=a+0.03Ld

最终取a=260mm

o

包角：

a1»

180

-（dd7-dd8）

57.3o

a



³

90o

○57.3o o o

即a1»

-25

260

=174.5

³

90

验证成立

确定带的根数：

根据实际情况，由于带轮7和带轮8之间受力较小，一根带足以传动力矩，所以这里设计带轮7和带轮8之间的V型带的根数为1根。

带的材料选型

参考机械工程手册和机械设计课本，最后总确定该处V型带的类型为绳芯V带，带型为Z型

2.3.2.带轮7和带轮9的设计计算

根据设计要求，设定带轮7和带轮9之间的传动比为1，所以

dd9=dd7=75mmd4=30mm

则带轮9的具体参数和带轮7的相同

fmin=7mm

带轮7和带轮9根据Pca=KA´

2（dd1+dd2）可得带轮7和带轮8之间的中心距为

P,由表8-7【机械设计课本P156】可以查得

KA=1.0，由0.7（dd1+dd2）£

a0=2（dd1+dd2）=300mm

p

+dd9

）+d7 d9

=600+

´

150+0

=836mm

根据表8-2【机械设计课本P156】可得Ld=900mm,kl=1.03

300+900-836»

332mm

2 2

最终取a=350mm包角180o

a1»

180o

-（dd7-dd9）

o

- 57.3

0´

=180

260

○³

根据实际情况，由于带轮7和带轮9之间受力较小，一根带足以传动力矩，所以这里设计带轮7和带轮9之间的V型带的根数为1根。

总结可得：

轴2和轴4之间的中心距a=350mm,带轮7和带轮9包角180o，带的

根数1根。

带长900mm,带轮采用实心式HT150。

n7=60r/min

n9=60r/min

dd7=75mm

dd9=75mmd2=d4=30mm

2.3.3.带轮9和带轮6的设计和计算

根据设计要求，带轮6和带轮9的传动比为1，则可以很容易得到：

dd9=dd6=75mm,d=30mm

带轮9和带轮6的中心距为：

Pca=KA´

P,由表8-7【机械设计课本P156】可以查得KA=1.0，由

0.7（dd1+dd2）£

2（dd1+dd2）可得带轮6和带轮9之间的中心距为

（dd6

）+d6 d9

根据表8-2【机械设计课本P156】可得Ld=900mm,

最终取a=350mm

包角180o

kl=1.03

-0´

=180

确定带的根数

根据实际情况，带轮6和带轮9以及与他们配合的V带要承担传送带的作用将红薯运送到另一端的切刀附近，所以这条带要承受更多的力，因此在此选择用两条V带。

V带选择Z型。

总结得：

轴1和轴4之间间距为L=350mm;

带轮6和带轮9包角180o，V带Z型2

根；

n6=n9=60r/min,dd6=dd9=75mm,d1=d4=30mm

2.4.齿轮的设计

2.4.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

（1）选用标注锥齿轮

（2）锥齿轮的传动速度不高，因此选用8级精度，为一般齿轮

（3）材料选择

选择齿轮13、14材均为40cr（调质），硬度280HBS

（4）选择齿轮13齿数z=24,a=20o，齿轮13与齿轮14的齿数比为1

2.4.2按齿面接触疲劳强度计算

先计算该齿轮所传递的转矩

轴2的转矩

T2=F´

r=100´

0.2=20N×

m

则传递到轴3的转矩T3

=T2=10N×

所以齿轮13的转矩T13=10N×

m=T14

按齿面接触疲劳强度计算

3

Fe u

2ktT1´

u±

1´

æ

ZHZEö

da

ç

[s]÷

è

H

ø

d13t³

确定公式内的各个计算数值：

由表10-7【机械设计课本】选取齿宽系数Fd=1，由图10-21e【机械设计课本】查得sHlim13=550Mpa=sHlim14

试选载荷系数kt

=1.3

1

由N=njl=60´

90´

8´

300´

10=1.29´

108

n13=n14

由图1【0-机19械设计课本】K

P=2K07

可得NH13 NH14=0.96

则[σH]=[σH]=KNH13´

σHlim13=0.96´

550Mpa=528Mpa

13 14 S

取失效概率为1，%安全系数S=1

由表10-6查得ZE=189.8Mpa2

由表10-30查得区域系数ZH=2.433

由图10-30查得ea13=ea14=0.78则ea=2ea13=1.56

计算

23.36mm

d13t取30mm

2.4.3计算圆周速度

V= pdtn1

=p´

30´

90m/s=0.1413m/s

60´

1000 60´

1000

2.4.4计算齿宽和模数

b=Fdd1t

=30mm

m =d1t

=30´

1.8mm=2.25

nt Z1 24

h=2.25mnt

=2.25´

1.21=2.7225

b/h=

30

2.7225

=11.019

2.4.5计算载荷系数

根据齿轮参数V=0.1413m/s,8级精度可由图10-8查得：

Kv=1.00;

由表10-3查得

KHa=KFa=1.4;

由表10-2查得：

使用系数KA=1

故载荷系数K=KA´

KV´

KHa´

KHb=1´

1.4´

1.4=1.96

2.4.6按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径

d1=d1t

1.3

k

kt

= =

303 47.312mm

1.96

2.4.7计算模数

n

m=d1=26.163=1.973

z1 24

2.4.8根据齿根弯曲疲劳强度计算设计

2KTYcos2b

1b

´

YY

Fasa

FZ2e

d1 a

[s]

F

mn³

（1）计算载荷系数

由图10-13【机械设计课本】查得KFB=1.35则

K=KA´

KV´

KFa´

KFB=1´

1.35=1.89

（2）由图10-20d查得齿轮的弯曲疲劳强度极限sFE1=sFE2=500Mpa

（3）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=KFN2=0.91

（4）计算弯曲疲劳许用应力

取弯曲疲劳许用应力安全系数S=1.4，由式（10-12）得

=KFN1´

sFE1

=0.91´

500MPa=325MPa=[s]

F1 S

1.4 F2

（5）查取齿形系数

由表10-5查得YFa1=YFa2=2.65，查得应力校正系数为Ysa1=Ysa2=1.58

（6）计算

YFaYsa

Fû

é

ë

sù

=2.65´

1.58=0.01288，两者一样大325

（7）设计计算

3

242´

0.01298

2´

1.89´

5

m³

=1.95

对比计算结果，由齿