第一章前言1.1研究背景一方面，傳統(tǒng)的手工制面效率低，已經滿足不了人們的日常需求，達到了供不應求，面條制作機的研究和應用能夠提供更好的食品安全保障和質量控制。另一方面，傳統(tǒng)手工制作面條可能會存在衛(wèi)生問題或食品安全隱患，而機械化生產能夠減少人工操作對面食的污染和交叉感染風險，提高產品質量和食品安全標準。因此需要依靠機器進行制作來達到供應需求，由此產生了面條機，面條機不僅生產效率高，且自動化程度高，減少了面條制作時間。目前來看，面條機的發(fā)展空間廣闊，經濟前景較好。1.2國內外研究現狀國內面條機分有很多種，有不同的適用場合，目前主流的有以下幾種面條機（1）將面團從擠壓桶排除的通道，通道的橫截面積遠小于螺桿與機筒間空隙的橫截面積，面團經過?？讜r由原來的螺旋運動變?yōu)橹本€運動，有利于面團的組織化作用，模孔處為擠壓的最后一處剪切作用區(qū)，提高了面團的混合和混煉效果，?？讬M截面的形狀可控制面條的橫截面形狀，如圓形、矩形等（2）電機通過聯(lián)軸器帶動主動錐齒輪轉動，兩錐齒輪相互嚙合，進而帶動被動錐齒輪轉動，蝸桿和被動錐齒輪同軸，使得蝸桿發(fā)生轉動，蝸輪蝸桿相互嚙合，因此蝸輪以及與之同軸的螺旋擠壓軸獲得驅動力矩發(fā)生轉動，螺旋擠壓軸旋轉時，對水與面粉的混合物進行充分攪拌、揉搓形成面團，之后再對混合充分的面團進行自上而下的輸送并擠壓，當面團通過下方的模具后，形成面條。（3）由進面口喂面，機器的內部是螺旋軸，螺旋軸轉動，帶動面向出面口的方向運動，出面口處面條的模具，面團在模具的阻力下擠壓下形成各種各樣的面條。本擠壓式面條機對面團的壓力是在螺旋軸的旋轉下產生的，通過螺旋軸的斜面擠壓，這樣能夠產生很大的壓力，效率高，能很好地使面條成型。相比于國內，國外更趨向使用高自動化、高智能化程度的面條機，具有工作效率高、出瓶穩(wěn)定等特點，但其生產成本、維修成本較高?？傮w而言，現階段市面上的面條機均為單獨將揉好的面壓制成面條。這類面條制作機只能單單只完成一項工作步驟，其通用性十分有限。此研究設計的面條制作機把和面、壓面、切面和出面集于一體，先攪拌和面，之后輥壓面團進行擠壓，再對面皮進行切割，這個過程能夠根據需要制成相應寬度與厚度的面條。1.3本課題擬解決的內容主要問題（1）本課題的研究內容本課題的研究對象是一種新型面條機機，通過專業(yè)課程知識進行設計，利用軟件Cad來進行零件圖和裝配圖的二維繪制設計，利用solidworks來進行三維零件的建模、整機裝配，以及制作整機仿真演示動畫，最后對零件和機構在工作時的受力情況進行具體分析，從而得到所設計的零件的材料是否符合強度需要。主要執(zhí)行以下步驟：1）在查閱資料的基礎上，進一步明確面條機所需完成的多項功能；2）根據課題所需功能，對各個部件的安裝位置及總體尺寸進行設計；3）對和面、揉面、切面、壓面、輸送和減速這幾個部分進行機構設計分析；4）按照課題研究設計方案，完成面條機的總體結構原理圖；5）對每個部件的傳輸系統(tǒng)及機構尺寸進行分析、設計和計算；6)確定各部件的放置位置、各零件的外形尺寸與定位尺寸；7）完成裝配圖；8）完成本次課題的研究和總結。（2）本課題擬解決的主要問題如何提高制面的效率；如何保證和面的效果；如何改善面條成形的效果。（3）軟件輔助設計通過所學的Cad和solidworks繪圖軟件對各個執(zhí)行機構的零件進行建模設計和動（靜）力學分析。

第二章總體設計方案的系統(tǒng)分析2.1整體方案的設計此研究設計的面條制作機把和面、壓面、切面和出面集于一體，先攪拌和面，之后輥壓面團進行擠壓，再對面皮進行切割，這個過程能夠根據需要制成相應寬度與厚度的面條。面條機主要包括箱體、和面裝置、壓面裝置、切面裝置、動力傳輸部件、輸送裝置、電機、減速箱等。要完成整個制面的過程，本設計的面條制作機需要具備以下功能：和面、揉面、壓面、切面、送面等，而且每個環(huán)節(jié)緊密配合，協(xié)同聯(lián)動，需要有精密的控制和對機器的穩(wěn)定性有很大的考驗。主要零部件有電動機、減速箱、滾筒、輸送帶、揉按裝置、攪拌槳、輥、V帶等，如下圖2-1為示。1-直齒圓錐齒輪12-直齒圓錐齒輪23-減速器1箱體4-軸15-軸6-聯(lián)軸器17-Σ型攪拌槳

8-下面板9-壓面輥10-過渡軸11-切面輥12-滾筒13-齒輪114-齒輪215-齒輪316-大帶輪17-小帶輪18-直齒圓柱齒輪1 19-直齒圓柱齒輪2 20-軸圖2-1面條制作機運動機構簡圖2.2面條制作機的工作原理面條制作機的工作流程如下圖2-2所示。圖2-2面條制作機的流程圖將面粉和水按比例倒入和面箱中，啟動電動機1，電動機1提供動能通過減速器帶動Σ攪拌槳，將水與面粉攪拌成面糊，面糊通過重力作用落入揉按聚攏裝置中，通過裝置模擬揉按聚攏的動作將面糊揉成面團，面團通過曲柄滑塊裝置推入下面板中，啟動電動機2，電動機2，經過v帶，將動能傳遞到齒輪1，齒輪1帶動壓面輥，壓面輥將面團壓成薄厚均勻的面皮，齒輪1同時帶動齒輪2，齒輪2帶動齒輪3，齒輪3帶動切面輥，切面輥將落下的面皮切成相應大小的面條，啟動電動機3，電動機提供動能，通過減速器2帶動滾筒輸送帶，將落下的面條送出。

第三章各個裝置的方案設計及部分計算3.1和面裝置的方案設計及計算首先是攪拌器的選擇，將面與水混合后須保證其充分攪拌均勻以達到和面的效果，需進行攪拌器的選擇，采用Σ型攪拌器，其槳葉的母線與軸線有一定傾斜角度，可以增加面與水的流動，能促進它們的混合；其次是不同類型的和面機的選擇，和面機一般分為立式與臥式，立式與臥式和面機對比，臥式的變異系數（變異系數越大，則水分子分散越不均勻）無論如何都比立式的大，也就是說，立式和出來的面水分子分布較均勻，面較為細膩，適合制作面條，且結構簡單，因此選擇立式和面機作為和面裝置。如下圖3-1所示。3.2揉按裝置的方案設計揉按裝置位于和面箱下方，它的作用是用來揉按攪拌出來的面糊，揉按成緊實細膩的面團。它由絲桿、電機和揉按板組成。其工作原理是電機連接絲桿，絲桿連接揉按板，揉按板對掉下來的面糊進行揉按。使絲桿以一定規(guī)律、一定時間間隔進行往復運動機構，是因為絲桿可以更好、更靈活的調節(jié)直線運動行程，傳動更平穩(wěn)。絲桿分為四個絲桿，分別位于揉面箱的四周，這樣可以保持揉出的面團受力均勻。3.3壓面及切面裝置的方案設計及計算主要利用一根活動輥與一根固定輥，和好的面通過重力進入縫隙中，保證面有一定的壓力，在輥的轉動下，施加穩(wěn)定而持續(xù)的高壓將面團壓制成薄厚均勻的面皮

面皮通過互相咬合的結構，將落下的面皮壓制成條狀，同時咬合結構的軸向沒有間隙，同時將相鄰的面條切斷成為一條一條的面條

3.4輸送帶裝置的方案設計輸送帶裝置位于整臺面條機底端，其作用是使切好的面條排列成隊逐個輸出以配合后續(xù)生產流程。它由電機、一級減速器、聯(lián)軸器、滾筒和輸送帶組成，其機構簡圖如下圖3-8所示。設計數據：（1）運輸帶線速度v=0.15(m/s）（2）運輸帶牽引力F=500（N）（3）驅動滾筒直徑D=35（mm）

第四章電動機的選擇和傳動系統(tǒng)的計算4.1電機類型和結構形式的選擇該系統(tǒng)需要有三個原動機：和面部分的電動機、壓面切面部分電動機和輸送帶部分的電動機。根據系統(tǒng)設計的要求需要滿足連續(xù)啟動、制動，且啟動時不需要較大的驅動力。4.2電機功率的確定4.2.1工作機所需功率根據設計方案要求，輸送帶線速度為0.2m/s，工作機轉速為60r/min，線速度為0.17m/s。設工作機阻力為1000N。則工作機所需功率PW的計算如下：切面部分的電動機：PW=0.935、和面部分的電動機：P輸送機部分的電動機：(4-2)式中：——工作機的阻力，N；——工作機的線速度，m/s；——工作機的效率，可??；4.2.2電動機至工作機的總效率（串聯(lián)時）切面部分的電動機：η=η1=0.96×0.97×0.97×0.98×0.98×式中：η1η3——圓柱齒輪傳動的效率；η4查《機械設計課程設計》p13表3-1，取，取η2η3=0.97（8和面部分的電動機：η=η1=0.98×0.98×0.97×0.99≈0.922式中：η1η3η4查《機械設計課程設計》p13表3-1，取η1η2=0.98，取η3輸面部分：η=η1=0.99×0.98×0.98×0.97≈0.922 式中：——聯(lián)軸器的效率；η3——軸承的效率；η4查《機械設計課程設計》p13表3-1，取η1=0.99，取η24.2.3所需電動機的功率（kW）(4-4)和面電機：Pd切面電機：Pd輸送帶電機：Pd4.2.4電動機額定功率按來選取電動機型號。查（JB/T13299—2017）選擇和面電機Pm1=2.2kW、切面電機Pm=1.1kW4.3電機轉速的確定根據設計要求，攪拌槳所需轉速為200r/min，即工作機轉速為200r/min，故本設計主要選用較低轉速的三相異步電動機，由額定功率Pm=1.627kW，查（JB/T13299—2017）選取電動機型號為YE4-132S-表4-1YE4-90S-6三相異步電動機參數電動機型號額定功率(kW)滿載轉速(r/min)堵轉轉矩/額定轉矩最大轉矩/額定轉矩YE4-90S-62.27501.82.0根據設計要求，小齒輪轉速為167r/min，即工作機轉速為167r/min，故本設計主要選用較低轉速的三相異步電動機，由額定功率Pm=1.1kW，查（JB/T13299—2017）選取電動機型號為Y-90s-表4-1YE4-90S-6三相異步電動機參數電動機型號額定功率(kW)滿載轉速(r/min)堵轉轉矩/額定轉矩最大轉矩/額定轉矩YE4-90S-61.114002.22.2根據設計要求，輸送帶速度，輸送帶滾筒直徑2R=35mm，由公式，得輸送帶工作機轉速：(4-5)故本設計主要選用較低轉速的三相異步電動機，由額定功率Pm=0.55kW，查（JB/T13299—2017）選取電動機型號為YE4-90S-6。具體參數如表表4-1YE4-90S-6三相異步電動機參數電動機型號額定功率(kW)滿載轉速(r/min)堵轉轉矩/額定轉矩最大轉矩/額定轉矩YE4-90S-60.759傳動系統(tǒng)傳動比的分配 (4-6)根據電動機滿載轉速nm=750r/min、攪拌槳nw=200r/min、小齒輪轉速nw和面部分傳動系統(tǒng)的總傳動比：i=切面部分傳動系統(tǒng)的總傳動比：i=輸送帶傳動系統(tǒng)的總傳動比：i=傳動系統(tǒng)的總傳動比是各串聯(lián)機構傳動比的連乘積，即(4-7)式中：——V帶傳動比；——圓柱齒輪傳動比；查《機械設計課程設計》p14表3-2，和面部分：取，；切面部分取i1=2.8，=34.5傳動參數的計算4.5.1各軸的轉速n（r/min）聯(lián)立公式(4-6)及公式(4-7)，得和面部分：高速軸Ⅰ的轉速：n低速軸Ⅱ的轉速：n滾筒軸Ⅲ的轉速：nⅢ切面部分：高速軸Ⅰ的轉速：n低速軸Ⅱ的轉速：n滾筒軸Ⅲ的轉速：n輸送帶部分：高速軸Ⅰ的轉速：nm低速軸Ⅱ的轉速：n滾筒軸Ⅲ的轉速：式中：——電動機滿載轉速.4.5.2各軸的輸入功率P（kW）和面部分：聯(lián)立公式(4-3)及公式(4-4)，得高速軸Ⅰ的輸入功率：PⅠ低速軸Ⅱ的輸入功率：PⅡ工作機軸Ⅲ的輸入功率：PⅢ式中：——電動機額定功率；——軸承的效率；——圓柱齒輪傳動的效率；——軸承的效率；——聯(lián)軸器的效率；切面部分聯(lián)立公式(4-3)及公式(4-4)，得高速軸Ⅰ的輸入功率：PⅠ低速軸Ⅱ的輸入功率：PⅡ式中：——電動機額定功率；——v帶的效率；——軸承的效率；——圓柱齒輪傳動的效率；——軸承的效率；輸面部分：聯(lián)立公式(4-3)及公式(4-4)，得高速軸Ⅰ的輸入功率：PⅠ低速軸Ⅱ的輸入功率：PⅡ工作機軸Ⅲ的輸入功率：PⅢ式中：——電動機額定功率；——軸承的效率；——圓柱齒輪傳動的效率；——軸承的效率；——軸承的效率；η5——4.5.3各軸的輸入轉矩T（N·m）轉矩的計算：(4-8)由公式(4-8)，得和面部分：高速軸Ⅰ的輸入轉矩：TⅠ低速軸Ⅱ的輸入轉矩：TⅡ滾筒軸Ⅲ的輸入轉矩：TⅢ切面部分：高速軸Ⅰ的輸入轉矩：TⅠ低速軸Ⅱ的輸入轉矩：TⅡ輸送帶部分：高速軸Ⅰ的輸入轉矩：T低速軸Ⅱ的輸入轉矩：TⅡ滾筒軸Ⅲ的輸入轉矩：TⅢ整理計算所得傳動參數的相關數據表，如下表4-2、表4-3所示。表4-2部分傳動參數電動機軸高速軸Ⅰ低速軸Ⅱ工作機軸Ⅲ轉速n（r/min）940268.659.959.9功率P（kW）0.750.720.6910.671轉矩T（N·m）7.6125.599110.168106.979表4-3輸送帶部分傳動參數電動機軸高速軸Ⅰ低速軸Ⅱ工作機軸Ⅲ轉速n（r/min）940268.6109.3109.3功率P（kW）0.750.720.6910.671轉矩T（N·m）7.6125.59960.37658.628

第五章傳動零件結構設計、選型及計算5.1普通V帶傳動的設計及計算因為壓面切面部分所選電動機、V帶分配傳動比相同，則計算所得V帶、帶輪均相同，故不重復計算。根據要求選用普通V帶傳動，電動機額定功率，電動機滿載轉速nm=1400r/min，減速器高速軸Ⅰ的轉速。5.1.1確定計算功率計算功率：Pca=式中：——工作情況系數，查《機械設計》教材P168表8-8，選KA5.1.2選擇V帶帶型已知計算小帶輪、大帶輪轉速n1=1400r/min，5.1.3確定帶輪的基準直徑并驗算帶速（1）初選小帶輪基準直徑dd1：參考《機械設計》教材P166表8-7、P168圖8-11、P169表8-9，選dd1=71mm（2）驗算帶速ν：(5-2)=π×71×1400符合帶速范圍5~25m/s。（3）計算大帶輪基準直徑dd2：dd2=1400取dd2=198.8mm5.1.4確定中心距并選擇帶長（1）初定中心距：(5-5)由公式(5-5)，取188.86≤（2）計算相應帶長：(5-6)=2×410+π根據Ld0=1253.5mm（3）中心距離及變化幅度：實際中心距：(5-7)=410+1330?1253.5中心距的變動范圍：(5-8)aa5.1.5驗算小帶輪包角小帶輪包角：(5-9)=180°?198.8?715.1.6確定帶的根數根數：(5-10)=1.21故選擇根數z=3。式中：——單根V帶額定功率；——單根V帶基本額定功率，查《機械設計》教材P163表8-4，取插值P——當傳動比不為1時，單根V帶額定功率的增量，查《機械設計》教材p165表8-5，取插值Δ——包角修正系數，查《機械設計》教材p166表8-6，取插值K——查《機械設計》教材p157表8-2，取KL=確定初拉力初拉力：(5-11)=5002.5?0.96式中：q——V帶單位長度的質量，查《機械設計》教材P161表8-3，取q=0.105kg/m5.1.8計算帶傳動的壓軸力壓軸力：(5-12)5.2帶輪的設計5.2.1帶輪的材料由v=5.202m/s≤255.2.2帶輪的結構帶輪選型：dd1=71mm<300mm，取腹板式；d5.3圓柱齒輪傳動設計及計算5.3.1選擇精度等級、材料及齒數（1）材料選擇小齒輪選用的經過調質處理、280HBW齒面硬度的Cr40鋼材；大齒輪選用的經過調質處理、240HBW齒面硬度的45號鋼材。（2）齒輪精度本面條制作機是一種普通的工作機器，可選擇7級的加工精確度。（3）初選小齒輪齒數20，大齒輪齒數z2=（4）壓力角5.3.2齒面接觸疲勞強度設計（1）試算小齒輪分度圓直徑小齒輪分度圓直徑：(5-13)≥≈26.475式中：——載荷系數，試選——小齒輪傳遞的轉矩，由公式(4-8)，得T——齒寬系數，查《機械設計》教材p216表10-8，取——區(qū)域系數，ZH==——彈性影響系數，查《機械設計》教材P213表10-6，取——接觸疲勞強度的重合度系數，Zε==其中：αa1==同理，由公式(5-18)，得α??????ε????=z=≈1.675——接觸疲勞許用應力，經下列計算，得查《機械設計》教材P221表10-21（c），取NN查《機械設計》P218圖10-19，KHN1=0.92,KHN2=0.93(5-21)σσ取和中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即σ（2）調整小齒輪分度圓直徑1）計算實際載荷系數前的數據準備①圓周速度：(5-22)=π×26.475×750②齒寬：(5-23)=1×26.475=26.475mm2）計算實際載荷系數①由《機械設計》教材P205表10-2查得使用系數②根據υ=1.039m/s、7級精度，由《機械設計》教材p206圖10-8查得K③齒輪的圓周力：(5-24)=2×9359/26.475≈707.007=0.707×10K查《機械設計》教材P207表10-3得齒間載荷分配系數K④7級精度、對稱布置時，得：K則載荷系數為K3）實際載荷系數算得的分度圓直徑：(5-25)=26.475×相應的齒輪模數：mnH==5.3.3按齒根疲勞強度設計（1）試算齒輪模數：mnt≥1）確定公式中的各參數值①試選載荷系數=1.3②計算彎曲疲勞強度的重合度系數：(5-29)=0.25+④計算查《機械設計》教材P211表10-5得齒形系數YFa1=2.80,取。由《機械設計》教材P218圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數取彎曲疲勞安全系數，由公式(5-21)，得：σσYY因為大齒輪的大于小齒輪的，所以取YFaY2）試算齒輪模數，由公式(5-27)，得：m????????????（2）調整齒輪模數。1）計算實際載荷系數前的數據準備。①圓周速度v：d1==0.928由公式(5-22)，得：ν=②齒寬b：(5-32)=1×18.56=18.56③寬高比b/h：?=（2=（2×1+0.25）×0.928=2.0882）計算實際載荷系數①由v=0.728m/s，7級精度，由10-8取Kv②查《機械設計》P207表10-3得齒間載荷分配系數KFα③由《機械設計》P208表10-4用插值法查得K結合b/h=10.993，查《機械設計》P208圖10-13，得KFβ(5-34)=1×1.02×1.2×1.16=1.4203)按實際載荷系數算得齒輪模數：mF==0.928×相應的小齒輪分度圓直徑：d1F==0.956按m=1mm，d1=29.28取z1=29，則z25.3.4幾何尺寸計算（1）分度圓直徑：d=zmdd（2）中心距：α=d=將中心距圓整為115mm。（3）計算齒輪寬度b=φd5.3.5主要設計結論齒數z1=29，z2=200，模數m=1mm壓力角a=20°，中心距α=115mm，齒寬b15.3.6結構設計（1）大齒輪，因大齒輪齒頂圓直徑：(5-39)=(200+2×1)×2=大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式結構為宜。（2）小齒輪，因小齒輪齒頂圓直徑：(5-40)=(5.4錐齒輪傳動的設計計算5.4.1選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數選用標準直齒錐齒齒輪傳動，壓力角為20度本齒輪精度，參考表10-7，選用7級精度；選擇小齒輪材料為40Cr，調質處理，硬度HBS1=280，大齒輪材料為45鋼，調質處理，硬度為HBS2=240選取小齒輪齒數Z1=22，初步確定傳動比為i2=3.1，則大齒輪齒數Z2=i2Z168此時傳動比u5.4.2按齒面接觸疲勞強度計算錐齒輪以大端面參數為標準值，取齒寬中點處的當量齒輪作為強度計算依據進行計算。初擬載荷系數KHt=1.3，取齒寬系數φL=0.3計算重合度系數QUOTE=??????QUOTEtanz1/z2tanz1/z2=????.????QUOTEQUOTE=9QUOTE?QUOTE=9QUOTE?????.????QUOTE=????.????QUOTE可得當量齒數Zv1=z1/cosQUOTE=23.123Zv2=z2/cosQUOTE=220.923由此得當量齒輪的重合度αa1=arcsosZv1cosα/Zv1+2h*=31.130度αa2=arcsosZv2cosα/Zv2+2h*=21.368度εαv=Zv1（tanαa1-tanα）+Zv2（tanαa2-tanα）/2Π=1.757重合度系數Zε=√￣4-εαv/3=0.865小齒輪的轉矩QUOTE=0.954×105N*mmZH=√￣2sinαcosα=2.5由表10-6查得材料的彈性影響系數ZE=189.8Mpa按齒面硬度查得齒輪的接觸疲勞強度極限應以大齒輪材料所決定的許用接觸應力為準,對45號鋼,取：QUOTE=600??QUOTEPaPa,大齒輪：QUOTE=550??QUOTEPaPa計算接觸疲勞許用應力接觸疲勞強度壽命系數。取安全系數計算應力循環(huán)次數計算區(qū)域系數ZH????=60????????=60×??????.????×3×16×300×10=??.??????×1QUOTE0808,QUOTEN2N2=????/??=QUOTE/3.1=??.??????×1QUOTE0808,由圖10-19查取接觸疲勞壽命系數，QUOTEKHN1KHN1=??.????，QUOTEKHN2KHN2=??.????取失效率為1%QUOTE=QUOTE=552MpaQUOTE=QUOTE=539??????取較小者σH計算小齒輪分度圓QUOTEd1d1≥QUOTE=QUOTEQUOTE=75.368mm=75.368mm調整小齒輪的分度圓直徑系數前的數據準備圓周速度vdm1=d1t（1-0.5QUOTE?R?R）=75.368×（1-0.5×0.3）=64.063mmVm=Πdm1n1/60×1000=1.116m/s當量齒寬的齒寬系數QUOTE?d?db=QUOTE?R?Rd1t√￣u^2+1/2=36.821QUOTE?d?d=b/dm1=0.575計算實際載荷系數Kh由表10-2查得使用系數

KA

=1.25(輕微振動)根據

Vm

=1.116m/s，7級精度，由10-8查得動載系數Kv=1.05直齒錐齒輪精度較低，取齒間載荷分配系數

KHα

=

l

由表10-4用插值法查得8級精度，小齒輪懸臂時，得齒向載荷分布系數

KHβ=1.297由此，得到實際載荷系數實際載荷系數KH=KAKvKHαKHβ=1.7023實際載荷算得的分度圓直徑d1H=d1t3√￣KH/KHt=82.460mm及相應的齒輪模數mH=d1H/z1=3.748mm5.4.3按齒根疲勞強度計算計算模數，即

??≥QUOTE確定公式中的各參數值試選KFt

=1.3重合度系數Yε=0.25+0.75/εav=0.677計算YFaYsa由表10-5查得齒系數

YFa1=2.69，YFa2=2.105應力修正系數Ysa1=1.575,Ysa2=1.88由圖10-2c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分為QUOTE=500Mpa，QUOTE??=320Mpa由圖10-18查得彎曲疲勞極限系數KFN1=0.93,KFN2=0.96取彎曲疲勞安全系數S=1.5，得QUOTE=QUOTEKFNσFlim1SKFNσFlimQUOTE=QUOTEKFNσFlim2SKFNσFlim2S=204.8??QUOTEPaQUOTE=??.??????7QUOTE=0.0193取QUOTE=0.0193??≥QUOTE=2.667調整齒輪模數計算實際載荷系數前的數據準備圓周速度vd=m1z1=58.674mmdm1=d1(1?0.5QUOTE?R?RQUOTE))=49.873mmVm=Πdm1n1/60×1000=0.869m/s齒寬b=QUOTE?R?Rd1t√￣u^2+1/2=28.668QUOTE?d?d=b/dm1=0.575齒寬與中點齒高之比mm=mt(1?0.5QUOTE?R?RQUOTE))=2267mmhm=(2ha*+c*)=4.987mmb/hm=5.749計算實際載荷系數KF由表10-2查得使用系數

KA

=1.25(輕微振動)根據

Vm

=1.116m/s，7級精度，由10-8查得動載系數Kv=1.04直齒錐齒輪精度較低，取齒間載荷分配系數

KHα

=

l

由表10-4用插值法查得8級精度，小齒輪懸臂時，得齒向載荷分布系數

KHβ=1.292,KFβ=1.261由此，得到實際載荷系數實際載荷系數KH=KAKvKHαKHβ=1.6393及相應的齒輪模數mF=mt/3√￣KF/KFt=2.88實際載荷算得的分度圓直徑d1F=mFz1=63.63mm由齒根疲勞強度計算的模數mF=2.88就近選擇標準模數m=3mm計算小齒輪齒數z1=d1H/m=27.487取z1=27，則大齒輪齒數z2=uz1=27×3.1=83.7，取z2=845.4.4幾何尺寸計算計算分度圓直徑dd計算分錐角δδ計算齒寬b=QUOTE?R?Rd1t√￣u^2+1/2=39.576取b1=b2=40mm5.5軸的設計及計算5.5.1高速軸的設計（1）減速器1高速軸的功率、轉速和轉矩功率P=2.156kW，轉速n=750r/min，轉矩T=27.453N·m≈2.75×104N·mm（2）初步確定軸的最小直徑所選用的軸桿采用經過調質工藝處理過的40Cr鋼材。取A0=110，估算軸的最小直徑：(5-41)=110×3增大7%的軸徑，有d故取d12=20mm。（3）軸的結構設計設計階梯軸結構的時候，需要根據不同軸向的定位要求，用來滿足軸上各階梯的直徑和長度，同時也是為了確定軸肩與聯(lián)軸器之間的軸向定位要求，所以初步選取安裝在軸端的主動軸承，d23=24mm，由《機械設計課程設計》P161選取30305軸承，。所以可以得出軸肩高度h>0.07d34，故取h=2mm，則軸環(huán)處的直徑因為56段直徑是齒輪的齒頂圓直徑，所以可以得出大帶輪輪轂寬度,取L12=38mm。由S=4mm，a=7mm。所以可以得出：原本小齒輪的寬度即56段的長度，但是考慮到軸向定位的因素，短一些可以讓軸更緊湊，所以軸環(huán)寬度b≥1.4h，取由單列圓錐滾子軸承30305，，取5.5.2低速軸的設計（1）低速軸的功率、轉速和轉矩功率P=2.049kW，轉速n=200r/min，轉矩T=97.840N·m≈0.978×105N·mm（2）初步確定軸的最小直徑所選用的軸桿采用經過調質工藝處理過的45鋼材。取A0=110，估算軸的最小直徑，有(5-42)=110×3增大7%的軸徑，有d聯(lián)軸器的計算轉矩式中：KA查《機械設計》P361表14-1，取KA=1.3由《機械設計課程設計》P192，選擇LX2聯(lián)軸器，dⅠ=28mm，取dⅠ-Ⅱ=28mm，L1=62mm。（3）軸的結構設計設計階梯軸結構的時候，需要根據不同軸向的定位要求，用來滿足軸上各階梯的直徑和長度，同時也是為了確定軸肩與聯(lián)軸器之間的軸向定位要求，所以d12=dd初步選取安裝在軸端的主動軸承，d23=32mm，由《機械設計課程設計》P161選取30307軸承，所以可以得出因為56段直徑是齒輪的孔圓直徑，所以可以得出根據軸承的左端端采用軸肩定位，從表中可知d軸肩高度h>0.07d34，故取h=3mm，則軸環(huán)處的直徑所安裝的聯(lián)軸器與軸端配合的長度為L1=62mm，取L12=60mm。所選用軸承的端蓋寬度為22mm，設計出端蓋的外端面與聯(lián)軸器之間的距離為10mm，軸承安裝的位置應該與箱體內壁距離S=4mm，設計出齒輪距離箱體內壁的距離a=7mm。所以可以得出：軸環(huán)寬度b≥1.4h，取由單列圓錐滾子軸承30307，，?。?）減速器2高速軸的功率、轉速和轉矩功率P=0.735kW，轉速n=750r/min，轉矩T=9.359N·m≈0.936×104N·mm（2）初步確定軸的最小直徑所選用的軸桿采用經過調質工藝處理過的40Cr鋼材。取A0=110，估算軸的最小直徑：(5-41)=110×..89mm增大7%的軸徑，有d故取d12=15mm。（3）軸的結構設計設計階梯軸結構的時候，需要根據不同軸向的定位要求，用來滿足軸上各階梯的直徑和長度，同時也是為了確定軸肩與聯(lián)軸器之間的軸向定位要求，所以d12=dd初步選取安裝在軸端的主動軸承，d23=24mm，由《機械設計課程設計》P161選取30305軸承，。所以可以得出軸肩高度h>0.07d34，故取h=2mm，則軸環(huán)處的直徑因為56段直徑是齒輪的齒頂圓直徑，所以可以得出大帶輪輪轂寬度,取L12=38mm。由S=4mm，a=7mm。所以可以得出：原本小齒輪的寬度即56段的長度，但是考慮到軸向定位的因素，短一些可以讓軸更緊湊，所以軸環(huán)寬度b≥1.4h，取由單列圓錐滾子軸承30305，，?。?）低速軸的功率、轉速和轉矩功率P=0.699kW，轉速n=109.3r/min，轉矩T=61.075N·m≈6.108×105N·mm（2）初步確定軸的最小直徑所選用的軸桿采用經過調質工藝處理過的45鋼材。取A0=110，估算軸的最小直徑，有(5-42)=110×3增大7%的軸徑，有d聯(lián)軸器的計算轉矩式中：KA查《機械設計》P361表14-1，取KA=1.3由《機械設計課程設計》P192，選擇LX2聯(lián)軸器，dⅠ=28mm，取dⅠ-Ⅱ=28mm，L1=62mm。（3）軸的結構設計設計階梯軸結構的時候，需要根據不同軸向的定位要求，用來滿足軸上各階梯的直徑和長度，同時也是為了確定軸肩與聯(lián)軸器之間的軸向定位要求，所以d12=dd初步選取安裝在軸端的主動軸承，d23=32mm，由《機械設計課程設計》P161選取30307軸承，所以可以得出因為56段直徑是齒輪的孔圓直徑，所以可以得出根據軸承的左端端采用軸肩定位，從表中可知d軸肩高度h>0.07d34，故取h=3mm，則軸環(huán)處的直徑所安裝的聯(lián)軸器與軸端配合的長度為L1=62mm，取L12=60mm。所選用軸承的端蓋寬度為22mm，設計出端蓋的外端面與聯(lián)軸器之間的距離為10mm，軸承安裝的位置應該與箱體內壁距離S=4mm，設計出齒輪距離箱體內壁的距離a=7mm。所以可以得出：軸環(huán)寬度b≥1.4h，取由單列圓錐滾子軸承30307，，取

第六章三維效果圖及仿真參數6.1計算機三維建模軟件SolidworksSolidWorks是達索系統(tǒng)（DassaultSystemes）下的子公司，專門負責研發(fā)與銷售機械設計軟件的視窗產品，公司總部位于美國馬薩諸塞州。Solidworks軟件功能強大，組件繁多。Solidworks有功能強大、易學易用和技術創(chuàng)新三大特點，這使得SolidWorks成為領先的、主流的三維CAD解決方案。SolidWorks能夠提供不同的設計方案、減少設計過程中的錯誤以及提高產品質量。SolidWorks不僅提供如此強大的功能，而且對每個工程師和設計者來說，操作簡單方便、易學易用。6.2三維效果圖展示下面展示經過裝配后的各機構與面條制作機整體的三維效果圖。（1）由齒輪、軸、攪拌槳、絲桿等主要零件組成的和面機構，如下圖6-1所示。圖6-1和面、揉面機構三維模型（2）由v帶、齒輪、壓面輥、切面輥等組成的壓面與切面機構，如下圖6-2所示。圖6-2壓面、切面機構三維模型（3）由電機、齒輪軸、大齒輪、低速軸組成的減速機構，如下圖6-3所示。圖6-3減速機構三維模型（4）面條制作機整體三維效果圖圖6-4面條制作機等軸測三維效果圖圖6-5