喜歡就充值下載吧，，資源目錄下展示的全都有，，下載后全都有，dwg格式的為CAD圖紙，有疑問咨詢QQ：414951605 或1304139763 曲柄 BC(DE)長 150 mm(兩曲柄等長且平行)， 切刀連桿 AC 長 250mm，搖桿 GF 長 450mm，連桿 FE 長 500 mm。 ① 據(jù)糕點切片要求，可以確定刀片寬度 * 高度 =300*130mm，130mm中有 30mm 用來與滑塊連接，90mm是滑塊的行程（因為糕點最高 80mm），10mm 為行程余量。 ② 根據(jù)對心曲柄滑塊機構的性質，曲柄的長度即為行程的一半，所以曲柄LAB=45mm。 ③ 連桿的長度則要考慮對心曲柄滑塊機構的最小傳動角必須大于 45°的要求，即連桿的長度越長，最小傳動角就越大，機構的傳動性能就越好。首先對心曲柄滑塊機構的最小傳動角 γ 出現(xiàn)在曲柄與機架垂直的位置，如圖 1 所示，通過幾何計算LBC* cosγ=45，γ 角越大，LBC越大，取傳動角的最小值γmin=45°，所以 LBC≥63.65；其次考慮刀片高度 130mm、刀片行jkk程 90mm，即 LBC+45>130，LBC> 85mm；第三考慮到空間運動位置及結構緊湊要求，連桿的長度就要受到限制，所以本文取LBC=115mm。 ④ 因切刀工作節(jié)拍 40次／min，換算成轉速為40r/min，換算成角速度為4.187rad/s，換算成時間周期為 1.5 秒 / 次，也就是刀片上下往復直線運動一次（包括上下動作）的時間為1.5 秒。 間歇運動機構采用棘輪-傳送帶機構， 如圖 3 所示。 棘輪半徑 R=44 mm，棘輪周長L=271.92mm(L＝2πR)，則 1°圓心角對應的弧長約為 0.76 mm。 設計需要的切片厚度為 38mm，根據(jù)切片的厚度可計算出棘輪一個周期內的角位移為 50°。為使棘輪能夠安全工作， 在棘輪鉸接處安裝了渦卷彈簧來保證棘輪與扳手之間有足夠的壓緊力， 為了防止棘輪反轉，增加了防止反轉的棘輪扳手，保證了機構的可靠性 切片機在工作時，不僅要保證能快速地切片，而且還要保證機構的穩(wěn)定工作， 故設計如圖 4 所示的二級減速裝置。 電動機的原始角速度選定為 1 080 r/min（1 080 r/min =6 480°/s），傳動比 i 為：切片機在工作時，不僅要保證能快速地切片，而且還要保證機構的穩(wěn)定工作， 故設計如圖 4 所示的二級減速裝置。 電動機的原始角速度選定為 1 080 r/min（1 080 r/min =6 480°/s），傳動比 i 為： ⑤ 據(jù)糕點切片要求，可以確定刀片寬度 * 高度 =300*130mm，130mm中有 30mm 用來與滑塊連接，90mm是滑塊的行程（因為糕點最高 80mm），10mm 為行程余量。 ⑥ 根據(jù)對心曲柄滑塊機構的性質，曲柄的長度即為行程的一半，所以曲柄LAB=45mm。 ⑦ 連桿的長度則要考慮對心曲柄滑塊機構的最小傳動角必須大于 45°的要求，即連桿的長度越長，最小傳動角就越大，機構的傳動性能就越好。首先對心曲柄滑塊機構的最小傳動角 γ 出現(xiàn)在曲柄與機架垂直的位置，如圖 1 所示，通過幾何計算LBC* cosγ=45，γ 角越大，LBC越大，取傳動角的最小值γmin=45°，所以 LBC≥63.65；其次考慮刀片高度 130mm、刀片行程 90mm，即 LBC+45>130，LBC> 85mm；第三考慮到空間運動位置及結構緊湊要求，連桿的長度就要受到限制，所以本文取LBC=115mm。④因切刀工作節(jié)拍 40次／min，換算成轉速為40r/min，換算成角速度為4.187rad/s，換算成時間周期為 1.5 秒 / 次，也就是刀片上下往復直線運動一次（包括上下動作）的時間為1.5 秒。 ⑧ 目錄 一． 設計要求和設計條件…………………………..2 二． 原始數(shù)據(jù)………………………………………..2 三． 設計方案………………………………………..3 四． 機構方案設計的確定…………………………..7 五． 設計機構中典型運動分析………………………9 六． 機構尺寸設計…………………………………..10 七． 切削機構的運動分析…………………………..13 八． 力學分析…………………………………………15 九.自我評價及感想………………………………….15 十一.參考文獻……………………………………….16 一． 設計要求和設計條件 糕點切片機要求實現(xiàn)兩個執(zhí)行動作：糕點的直線間歇運動和切刀的往復運動，通過兩者的運動配合進行切片。改變每次間隔的輸送距離，以獲得不同厚度的糕點切片，要求生產(chǎn)阻力小，要求選用的機構簡單、輕便、運動靈活可靠。 二.原始數(shù)據(jù) 1. 糕點厚度10～20mm 2. 糕點切片厚度范圍5～80mm 3. 切刀切片時最大位移30mm 4. 切刀工作節(jié)拍40次/min 5. 電動機可選用0.55kw（0.75kw）、1390r/min 三． 設計方案 1. 糕點直線間歇運動 方案一.棘輪式曲柄滑塊機構 圖（1） 機構運動說明：棘爪的連續(xù)往復擺動，帶動棘輪間歇性的單向轉動，從而帶動與其相連的圓盤1間歇轉動，通過連桿3使滑塊4（即送糕點平板）完成往復間歇平動。 方案二.端面凸輪頂桿機構 圖（2） 機構運動說明：電動機帶動輪1勻速轉動，從而帶動與輪1相連接的端面凸輪勻速轉動，當端面內導槽設計為一定形狀曲線時，其推動頂桿（連一送料板）3間歇性的向前運動，由于彈簧4的作用使頂桿返回，從而在一個周期內完成往復間歇直線運動。另外，當端面凸輪為一標準橢圓端面時，可選擇在輪1處加一間歇轉動機構，最終達到間歇往復直線運動之目的。 方案三.棘輪式皮帶輪機構 圖（3） 機構運動說明：棘爪連接往復擺動，帶動棘輪間歇性地單向轉動，從而帶動與其相連的皮帶輪1同角速度地間歇性轉動，進而與另一皮帶輪4相配合使皮帶3作間歇性地直線運動，故皮帶上的糕點隨皮帶一起完成間歇直線運動。 方案四.凹槽圓柱凸輪機構 圖（4） 機構運動說明：皮帶輪（原動機）帶動凹槽凸輪以一定轉速勻速轉動，槽內的活動銷帶動擺桿2擺動，當凹槽線性設計為可使圓柱銷有間歇運動的形狀時，擺桿2可帶動導桿3作往復間歇直線運動，進而使處于導桿3上的糕點作往復間歇直線運動。另外，也可以在一般凹槽設計的為普通橢圓流線型的基礎上，在對凹槽凸輪自身設計間歇運動機構，從而達到設計運動要求。 2. 切刀直線切削運動 方案一.凸輪頂桿機構 圖（5） 機構運動說明：當盤形凸輪1以一定角速度勻速轉動時，滾子與凸輪接觸，并推動頂桿以一定周期規(guī)律垂直運動，從而帶動滑塊（即切刀）完成一定范圍內的豎直切削運動，彈簧3有減震作用。 方案二.擺動導桿——搖桿滑塊機構 圖（6） 機構運動說明：帶銷圓盤以一定角速度勻速運轉時，通過滑塊帶動搖桿2進行一定角度的擺動，進而帶動連桿3有一定規(guī)律的運動，最終推動滑塊4（即刀片）進行豎直切削運動。 方案三.六連桿機構 圖（七） 機構運動說明：曲柄1以一定角速度勻速運轉，帶動連桿2以一定形式運動，通過三角架帶動連桿3以一定規(guī)律運動，最終帶動滑塊4（即切刀）進行豎直切削運動。 四． 機構方案設計的確定 糕點直線間歇運動 在四種方案中： 方案一的棘輪曲柄滑塊機構，結構簡單，運動形式明確，對心機構無急回特性，在工作行程中，棘輪可較精確控制送料間歇距離；但在回程階段，仍按工作時進行運轉，使總體效率變低，故不應作為最佳方案。 方案二的端面凸輪頂桿機構，雖可采用棘輪、不完全齒輪等間歇運動機構使其滿足間歇運動要求，但由于糕點尺寸較大，對端面凸輪的設計有一定困難，而且頂桿與端面接觸時壓力角很大，影響傳動效果，也對端面帶來一定磨損，此方案也不宜采用。 方案三是棘輪式皮帶輪機構，結構簡單、輕便，運轉靈活，棘輪的設計也便于間歇性調速與調距，運動平穩(wěn)，結構緊湊，運轉時連續(xù)性好，由于糕點屬于輕載，故皮帶在傳輸時運動形式明確、穩(wěn)定；綜合各方面考慮，此方案合理、可行。 方案四是帶凹槽的圓柱凸輪機構，雖然結構簡單，在一定程度上可達到預期目的，但擺桿運動情況仍不甚明確，尤其在帶動導桿3作往復間歇直線運動時，運行不十分平穩(wěn)，流暢，而且凹槽壁與擺桿之間壓力角大，對傳動有不利影響，同端面凸輪一樣，長期工作會對凹槽有一定程度磨損，此方案也不宜采用。 綜合各方面考慮，選用方案三棘輪式皮帶輪機構作為此執(zhí)行運動的最佳方案。 切刀豎直切削運動 在所設計的三種方案中： 方案一的滾子直動從動件盤形凸輪機構，其結構簡單，具有一定的急回特性，但同時也具有一定程度的剛性沖擊，當切刀（即滑塊）滿足所需要的工作行程時，對主動件凸輪的尺寸要求也較高，同時此機構壓力角大，高副的受力較差，長期工作會造成一定程度的磨損，因而此方案不宜采用。 方案二是擺動導桿——搖桿機構，其結構簡單、緊湊，運動形式明確，且擺桿受力條件好，適當選擇導路位置，可使工作段壓力角小，在某種程度上，其執(zhí)行運動形式更易實現(xiàn)。 方案三是六連桿機構，其運動形式平穩(wěn)，而且由于三角構件的存在，可以較容易實現(xiàn)預期工作行程，但由于整體結構較復雜，各構件運動形式不易計算，故對其不易進行精確設計，此方案不易采用。 綜合各方面因素考慮，選擇方案二擺動導桿——搖桿滑塊機構作為切刀豎直切削運動的執(zhí)行運動最佳方案。 因此，兩個執(zhí)行運動的最佳設計方案確定為： 1. 糕點直線間歇運動：棘輪式皮帶輪送料機構 2. 切刀豎直切削運動：擺桿導桿——搖桿滑塊機構 五.設計機構中典型運動分析 棘輪的間歇轉動 圖(8) 齒輪的傳動1、2，帶動曲柄搖桿機構2、3、4運動，搖桿4的擺動使棘爪5擺動，進而帶動棘輪機構4、5、6、7運動，棘爪5在非工作狀態(tài)時，從棘輪齒背上滑過，此時棘輪不轉動；在工作狀態(tài)時，棘爪5插入棘輪6齒槽，驅動棘輪順時針轉動。改變曲柄長度o2A，來調節(jié)棘輪每次轉過角度，最終達到預期間歇轉動。 六.機構尺寸設計 1.間歇直線運動送料機構 a.棘輪設計 設烘干后整大塊糕點總長2000mm，切削后小塊寬100mm，則每一個工作循環(huán)需在行程中間歇20次，切削20次。 選擇周長為1000mm的皮帶輪，兩圈運轉完成主運動，由此計算皮帶輪直徑Da=1000＼π=318.3mm 符合機構整體尺寸。 由于蛋糕為輕載，齒數(shù)≤250 設計Z=40，每次轉過4齒 直徑da=160mm（頂圓直徑） 模數(shù)m=da＼Z=4mm 齒高h=3.0mm齒槽夾角ψ=60° 棘爪 齒根角半徑r=1.0mm，工作面邊長h1=6mm 非工作面邊長a1=3mm，爪尖圓角半徑r1=1.5mm 齒形角ψ1=60° b.曲柄搖桿機構尺寸 圖(9) 按比例尺μ=5mm＼mm作圖，設搖桿在棘輪機構中尺寸比為1：2，量得每次棘輪轉角36°，設棘架中心線偏離y軸15°，則有連桿長度L，曲柄長度r=o2A，中心距a= o1o2 實際尺寸：L=A1B2×μL=540mm r=O2A1×μL=45mm a=o2o3×μL=460mm c.齒輪機構尺寸 根據(jù)始末機構傳動比i=n1＼n2=1390＼40=34.75，配置一個與電動機相聯(lián)的皮帶輪機構，與一雙聯(lián)齒輪。 圖（10） 設計 Z0=Z3=25 Z1=Z2=75 選擇m=2mm 則d2=150mm 皮帶輪d=100mm D=386mm 3. 直線切削運動機構 a. 擺動導桿——搖桿滑塊機構 根據(jù)設計要求，滑塊（即切刀）最大行程300mm，為使其有最小壓力角，達到最大傳動功效，設計尺寸如下μL =10mm＼mm： 圖（11） 實際尺寸：曲柄o2C=270mm，中心距o1o2=550mm 擺桿左端長o1A=270mm，連桿AB=320mm 極為夾角∠A1O1A2=60°，行程比系數(shù)K=2 具有一定急回特性，可以提高工效，符合設計要求 b. 齒輪機構 由于此執(zhí)行機構與送料執(zhí)行機構配合工作，故其設計方案尺寸可選擇與以上送料機構中的齒輪機構尺寸相同，以滿足整體尺寸布局及設計要求。 七.切削機構的運動分析 此為擺動導桿——搖桿滑塊機構，為使其有較好的傳動效果，使其最大壓力角盡可能小，且具備一定極為位夾角。根據(jù)描點法和圖解法作出執(zhí)行構件滑塊（即切刀）的運動線圖，如圖 圖（12） 圖（13） 圖（12）是切刀運動的位移線圖，圖（13）是切刀的運動速度線圖，由圖（13）可以看出，切刀在工作階段加速度大，切削蛋糕時較快，從合滿足實際要求，使被切蛋糕具有特定垂直切削面。同時，切刀也不可避免地帶來了一定沖擊，這對整體機構是有害的，如何權衡兩者之間利與弊，還需要通過實驗及理論計算來獲得最合理的方案。 八.力學分析 糕點切片機是由糕點的間歇直線運動與切刀的往復豎直切削運動相互配合而構成的，兩者都屬于輕載低速運動，因而他們對各構件之間力的相互作用要求并不太高。比如在間歇直線運動機構中包括齒輪機構、曲柄搖桿機構、皮帶輪機構和棘輪機構，起主要作用的棘輪機構使皮帶間歇性的傳動，當棘輪、棘爪按一定配合尺寸設計時，他們之間相互作用力是均勻的，從而使其運動按一定規(guī)律運行平穩(wěn)。在曲柄搖桿機構中，最大影響受力因素是壓力角的大小，這與設計時尺寸設計有密切關系，在低速運動中，盡可能減小壓力角，增大傳動角，保證各構件受力合理，運動平穩(wěn)，從而提高運動效率。 在機構選擇及尺寸設計時，要充分考慮力的平穩(wěn)性，從而在保證整體機構在平穩(wěn)運轉的同時，節(jié)省原材料，減少占用空間，提高機構整體壽命。最終達到機構經(jīng)濟實用耐用的真正目的。 九．自我評價及感想 生活中可以用到各種各樣的機器，方便、省力，快捷，然而當自己親自設計時卻發(fā)現(xiàn)不是那么簡單，從最初的構思，假設，設計方案到選擇最優(yōu)方案和計算尺寸，每一步都要求極其的認真，不僅需要機械原理的扎實基礎，還要有足夠的創(chuàng)新能力，去把一個個構件拼裝在一起組成自己想要的東西。在這里同時還需要發(fā)揚團結協(xié)作，互相幫助的精神，某個問題上出了問題，就要及時與同學，老師討論解決問題。通過這次糕點切片機的設計，讓我增 十．參考文獻 1.《機械原理》2006年2月 機械工業(yè)出版社 2.《機械原理課程學習指南》2002年8月 西北大學出版社 3.《機械原理》（第七版）2005年12月 高等教育出版社 4.《機械設計》（第七版）2005年11月 高等教育出版社 機械原理課程設計 設計說明書 設計題目 系 專業(yè) 班級 設 計 者： 指導教師： 年 月 日 - 17 -