【正文】 它們的直徑應在所選聯軸器轂孔最大、最小直徑的允許范圍內。 上述算出來的軸徑為軸 的最小徑。當該軸段截面上有一個鍵槽時， d 增大 5%；有兩個鍵槽時， d 增大 10%。 C 值應考慮軸上彎矩對軸的強度的影響，當只受轉矩或彎矩相對扭矩較小時， C 取 小值；當彎矩相對轉矩較大時， C 應取大值。 C 為由軸的材料和受載情況確定的系數。軸的直徑可按扭轉強度發(fā)進行估算，即 3 pndc? 式中， p 為軸傳遞的功率， kw。工作圖中應注明節(jié)距 p 、齒數 z 、分度圓直徑 d （鏈輪上鏈的各滾子中心所在的圓）、齒頂圓直徑 da、齒根圓直徑 df 。它是由三段圓弧 aa 、 ab、 cd 和一段直線 bc 構成，簡稱三圓弧一直線齒形。 圖 鏈接頭 鏈輪的設計 : 鏈輪齒形必須保證鏈節(jié)能平穩(wěn)自如地進入和退出嚙合，盡量減少嚙合時的鏈節(jié)的沖擊和接觸應力，而且要易于加工。當鏈節(jié)數為偶數時采用連接鏈節(jié)，其形狀與鏈節(jié)相同，接頭處用鋼絲鎖銷或彈簧卡片等止鎖件將銷軸與連接鏈板固定；當鏈節(jié)數為奇數時，則必須加一個過渡鏈節(jié)。 為了形成鏈節(jié)首尾相接的環(huán)形鏈條，要用接頭加以連接。 把一根以上的單列鏈并列、用長銷軸聯接起來的鏈稱為多排鏈，鏈的排數愈多，承載能力愈高，但鏈的制造與安裝精度要求也愈高，且愈難使各排鏈受力均勻，將大大降低多排鏈的使用壽命，故排數不宜超過 4 排。鏈的長度用鏈節(jié)數表示，為了使鏈條連成環(huán)形時，正好是外鏈板與 內鏈板相連接，所以鏈節(jié)數最好為偶數 ,本設計中鏈節(jié)數為 54 節(jié)。例如此次設計中選用 08A1 54 GB12431997，即為按本標準制造的 A 系列、節(jié)距 、單排、 54 節(jié)的滾子鏈。表中的鏈號數乘以 為節(jié)距值，表中的鏈號與相應的國際標準一致。 滾子鏈是標準件，其主要參數是： 南華大學機械工程學院畢業(yè)設計 第 27 頁 共 46 頁 鏈節(jié)距 p，它是指鏈條上相鄰兩銷軸中心間的距離。鏈板一般做成8字形，以使各截面接近等強度，并可減輕重量和運動時的慣性。而銷軸 3 與套筒 滾子 5與套筒 4 之間則為間隙配合，所以，當鏈條與鏈輪輪齒嚙合時，滾子與輪齒間基本上為滾動摩擦。 圖 滾子鏈結構 滾子鏈由內鏈板 外鏈板 銷軸 套筒 4 和滾子 5 組成。這也是在此次設計中 使用鏈傳動的的原因。其中，應用最廣泛的是滾子鏈傳動。 ⑶ 輪轂孔公差為 H7或 H8,轂長上偏差為 IT14，下偏差為 0 表 V帶型號 鏈傳動的設計 鏈傳動由兩個鏈輪和繞在兩輪上的中間撓性件 —— 鏈條所組成。 圖 輪槽結構尺寸 南華大學機械工程學院畢業(yè)設計 第 25 頁 共 46 頁 2．帶輪的技術要求 ⑴ 帶輪各部位不允許有砂眼、裂縫、縮孔及氣泡。 7. V 帶的截面尺寸 表 V帶型號 帶輪的設計 1． 帶輪材料：主要采用鑄鐵，牌號 HT150 或 HT200，轉速高時用鑄鋼，小功率時可用鑄鋁或塑料。包角大，帶的承載能力高；反之，則易打滑。中心距也不宜過小，因為中心距愈小，帶的長度愈短，在一定速度下，單位 時間內帶的應力變化次數愈多，會加速帶的疲勞。一般 v＝ 5～ 30m/s。 4. 帶速 v 普通 V帶質量較大。設計時，應使小帶輪基準直徑 dd1≥ ddmin，大帶輪 的 基準直徑 式中的 n1/n2 為帶傳動的傳動比 ，我們在傳動系統中給帶傳動分配的傳動比為 i=3 dd dd2 通常按手冊推薦的直徑系列圓整。 表 普通 V帶選型圖 南華大學機械工程學院畢業(yè)設計 第 22 頁 共 46 頁 帶輪基準直徑 d 帶輪直徑愈小，傳動所占空間愈小，但彎曲應力愈大，帶越易疲勞。 由于工作載荷 變動較大 ，又屬輕型設備，每天工作 1016 小時，故選 KA=,設傳遞功率 P= 4 kw , 所以 Pc = kw 2. 帶的型號 帶的型號可根據計算功率 Pc 和小帶輪轉速 n1 由 下圖中“普通 V 帶選型圖“來選取。 南華大學機械工程學院畢業(yè)設計 第 21 頁 共 46 頁 3 機械傳動系統的設計 帶傳動的設計 V 帶的設計計算 帶傳動由于具有傳動平穩(wěn)、結構簡單、造價低廉、不須潤滑和能緩沖吸振等優(yōu)點，在機械中被廣泛使用，根據此次設計要求，我們在傳動的高速級 也就是電動機到減速器中間 采用普通 V帶 傳動 可滿足要求，并使用基準寬度制。 南華大學機械工程學院畢業(yè)設計 第 20 頁 共 46 頁 圖 推桿結構工程圖 如 圖 所示，推桿與橫梁通過雙螺母連接，推桿凸臺與橫梁之間有 3 mm的間隙， 用于推桿與刀筒套之間的自動調節(jié)而對齊。這樣的設計，使一個電動機就可以同時驅動 10南華大學機械工程學院畢業(yè)設計 第 19 頁 共 46 頁 個推桿 而 完成切片動作， 這樣的設計 大大的提高了電能的利用率，同時也大大提高了檳榔果的切片效率。 在本設計中，我們的產品要求的是推桿可拆換的場合，綜合防松的制作的方便性以及加工費用等方面的情況考慮，我們在本設計中采用雙螺母來防松。螺母防松的方法有很多，例如我們常用的方法有彈簧墊防松，止退螺母防松，雙螺母防松，加銷子防松，這些方法都是可拆換的方式。當橫梁上行時，我們在凸臺的上端車螺紋，然后用 安裝上雙 螺母 用來夾持橫梁，從 而使推桿和橫梁一起上行。在本設計中，我們采用在推桿上開一長槽，使這與安裝在刀筒座上的防轉螺釘相配合，從而防止推桿的轉動，確保刀片完全切過檳榔果，同時刀片又不會觸碰到推桿，從而確保了刀片和推桿的安全。在本設計中，我們的解決的方法是 ，在推桿的頂端開一個 一定深度的 一字槽，使刀片在這個一字槽中做上下直線運動，同時不會觸 碰 到推桿。在這 推桿的結構 設計中，有 三 個關鍵點： (1) 檳榔果的兩頭不是平面，而是橢球形，這就需要我們把推桿的頂端做下個 錐孔 ，使 推桿頂端 剛好與檳榔果相 合，從而使檳榔果中心與切片管中心重合，這樣切片出來的檳榔片大小才均勻，而不會出現手工切片時的檳榔片大小厚度不勻的情況。 圖 刀筒套結構圖 推桿 防轉螺釘孔 入料管 切片管 南華大學機械工程學院畢業(yè)設計 第 16 頁 共 46 頁 圖 刀筒套結構工程圖 首先， 我們把刀筒套的切片管和入料管大小分成 5 個等級，它們的內徑大小分別為： 19mm 20mm 21mm 22mm 23mm 這也就對應本設計中的切片機可以同時加工 5 種大小等級的檳榔果，這樣加工檳榔果廠家就不必購買多臺機器來加工大小不等的檳榔果，這可以大大減少加工檳榔果廠家的購買機器的費用，同時也提高了檳榔果的利用率。 Y132M16 技術數據： 額定功率 4 KW 同步轉速 960 r/min 圖 整機完成后三維結構圖 南華大學機械工程學院畢業(yè)設計 第 15 頁 共 46 頁 刀片卡槽 2 檳榔切片系統的結構設計 刀筒套的結構設計 檳榔 切片系統的主要內容和難點是： (1) 檳榔果的定位與夾緊 (2) 切片方式的確定：方法一：刀片運動，檳榔果不被夾緊處于靜止狀態(tài) 方法二：刀片固定不動，檳榔果被推動到刀片上切開 在日常生活中，我們都是把需要切開的物體固定不動，然后刀片運動而切開，就像上面的方案二一樣。 c、滿足使用環(huán)境要求 電動機的結構形式和絕緣等級應滿足環(huán)境溫度的要求，保證電動機的安全運行。 b、應有一定的備用功率 電動機的負載率應在 70%~90%左右。電動機選擇的一般原則是： a、滿足設計對象的各種 要求 如負載特性，工作制式，轉速，加速度，起動，制動，過載能力及調速特性等。 (2) 常規(guī)電動機的特性及選用 各類電動機基本上按照其適應的工作環(huán)境，性能，結構特征，勵磁方式，冷卻方式，介質和絕緣等級等，進行了產品的規(guī)模化和系列化。每一類產品又按其基座號（中心高或交流電動機定子鐵心外徑或直流電機電鈕鐵心外徑）大小或功率大小分為大，中，小和微型電動機。所以我們在本設計的 運動轉換系統 中采用此方案來把旋轉運動轉換為往復直線運動。 方案三： 凸輪 機構 方案分析： 圖 凸輪機構 此方案中， 原理是正確的，凸輪機構的確可以把旋轉運動轉變?yōu)橥鶑椭本€運動，但是它會有沖擊振動，并且凸輪的制造費用比較高昂，不適合本設計的要求，所以不予采用。并且 齒輪齒條機構和加工制作費用也比較昂貴，這不符合本設計的要求的。 方案二：齒輪齒條機構 方案分析 ： 圖 齒輪齒條 此方案中的齒輪齒條機構 的優(yōu)點是結 構緊湊，傳動平穩(wěn)和噪聲較小等 。而本設計中的運動轉換系統需要的是把圓周運動轉換 為往復直線運動，而蝸輪蝸桿結構是做不到這點的 。蝸桿傳動的主要缺點是傳動效率較低；為了減摩耐磨，蝸輪齒圈常需用青銅制造，成本較高。蝸桿傳動的主要優(yōu)點是能得到很大的傳動比，結構緊湊，傳動平穩(wěn)和噪聲較小等。 圖 傳動系統工作原理簡圖 南華大學機械工程學院畢業(yè)設計 第 9 頁 共 46 頁 圖 傳動系統工作三維圖 綜上所述，再根據本設計運動傳遞的要求，我們把傳動方案確定為：從電動機輸出的旋轉運動通過帶輪傳動傳遞一級錐齒輪減速器，一級錐齒輪