畢業(yè)設計（論文）海蜇切片加工機畢業(yè)設計說明書

1、目 錄 摘 要.iii abstract.iv 1 前 言 .1 1.1 課題的背景和研究意義.1 1.1.1 食品機械的現(xiàn)狀 .1 1.1.2 食品機械的發(fā)展情況 .2 1.2 本課題的主要任務.3 1.3 本次設計完成的主要工作.3 2 總體方案設計 .4 2.1 海蜇切片加工機的基本參數(shù).4 2.2 海蜇切片加工機的整體方案.4 2.2.1 傳送機構(gòu)的設計方案 .5 2.2.2 工作部分之切片機構(gòu)的設計方案 .5 2.2.3 工作部分之切條機構(gòu)的設計方案 .6 3 傳送部分的設計計算 .8 3.1 電動機的選擇.8 3.2 滾珠絲杠的選擇計算.11 3.3 工作臺及工作臺撐架的設計計算.

2、14 3.3.1 工作臺的設計計算 .14 3.3.2 工作臺撐架的設計計算 .14 4 工作部分設計計算 .16 4.1 切片機構(gòu)的設計計算.16 4.1.1 電動機的選擇 .16 4.1.2 小曲柄滑塊機構(gòu)的設計計算 .17 4.1.3 小曲柄軸的設計計算 .18 4.2 切條機構(gòu)的設計計算.22 4.2.1 電動機的選擇 .22 4.2.2 大曲柄滑塊機構(gòu)的設計計算 .24 4.2.3 大曲柄軸的設計計算 .25 5 校 核 .30 5.1 鍵的校核 .30 5.2 軸承的校核 .30 結(jié) 論.33 謝 辭.34 參考文獻.35 摘 要 食品機械，是把食品原料加工成成品或半成品所應用的機

3、械設備和裝置,為進一步 加工做好準備。海蜇由于營養(yǎng)極為豐富美味可口而廣受人們歡迎。海蜇的吃法極大豐富， 其中海蜇片就是一種吃法。這里針對新鮮去頭海蜇，設計自動加工海蜇片的機械, 以便 方便高效的將海蜇切成薄而細的小片,提高工作效率，增加經(jīng)濟效益，改善漁民手工加 工效率低，勞動強度大等等落后的加工生產(chǎn)方式。 在此對海蜇切片加工機進行了分析和研究，設計了傳送機構(gòu)、切片機構(gòu)、切條機構(gòu)、 機架等等。設計過程中還涉及到電動機選擇、聯(lián)軸器的選擇、鍵的選用及校核、軸承的 選擇及校核等內(nèi)容。 關鍵詞：切片機構(gòu)；切條機構(gòu)；傳送機構(gòu)；曲柄滑塊；電動機；聯(lián)軸器；軸；軸承 the design of machine

4、for the jellyfish slice abstract food machinery, is a machinery equipment that makes food raw material to be cooked food or semi-finished product,in orde to ready for further processing. jellyfish is popular for abundant nutrition and delicious.the method of jellyfish eat is great, the jellyfish tab

5、lets is a way of eating. for fresh jellyfish, design processing jellyfish piece automatic machinery in order to facilitate the efficient jellyfish and cut into thin, thin small pieces, improve efficiency, increase economic efficiency, improve the fishermen manual processing, low efficiency, labor-in

6、tensive backward processing mode of production. jellyfish slice processing machine in this analysis and study design the transport mechanism, sliced institutions to cut the article body, rack, and so on. the design process related to motor selection, the choice of the coupling, key selection and ver

7、ification, bearing selection and check. keywords: sliced mechanism; cutting agencies; delivery mechanism; crank slider; motor; coupling; axis; bearing 1 前 言 1.1 課題的背景和研究意義 海蜇的營養(yǎng)極為豐富，據(jù)測定：每百克海蜇含蛋白質(zhì) 123 克、碳水化合物 4 克、 鈣 182 毫克、碘 132 微克以及多種維生素。海蜇還是一味治病良藥，祖國醫(yī)學認為，海 蜇有清熱解毒、化痰軟堅、降壓消腫之功。加工后的產(chǎn)品，稱傘部者為海蜇皮，稱腕部 者為海

8、蜇頭，其商品價值海蜇皮貴于海蜇頭。 海蜇片一般是漁民用新鮮的海蜇去頭（紅墩） 、去墩皮，然后施礬脫水加鹽制成， 這樣不但效率低，勞動強度大，而且加工出的海蜇片失去了剛打撈出時的新鮮。因此我 們需要設計一套海蜇切片加工機，以便方便高效的將海蜇切成條，這樣既顯著提高了海 蜇切條的效率又減輕了漁民的勞動強度，使新鮮海蜇可得到及時加工，具有一定的使用 價值。 民以食為天，食品工業(yè)在國民經(jīng)濟中占據(jù)著舉足輕重的地位。隨著人們物質(zhì)生活水 平的提高，各種傳統(tǒng)和新興食品種類不斷增多，餐飲業(yè)日漸興旺，擴大了食品機械內(nèi)需， 帶動了食品機械市場的發(fā)展。如今，食品機械行業(yè)正呈現(xiàn)良好的發(fā)展勢頭。 1.1.1 食品機械的現(xiàn)

9、狀 目前國內(nèi)有實力的食品機械制造商致力于研究高科技、高素質(zhì)生產(chǎn)及可靠的服務， 已能夠提供各類生產(chǎn)問題的解決方案和完善的生產(chǎn)線，并能與相關專業(yè)公司保持長期合 作的關系。不少企業(yè)正積極擺脫產(chǎn)品數(shù)量少、技術含量低的現(xiàn)象，在經(jīng)營中向多功能、 智能化方向發(fā)展，以拓寬更廣闊的市場渠道。然而，在高速發(fā)展的今天，人們對食品種 類、質(zhì)量、品味等都有了更高的需求，這不僅促進了食品機械行業(yè)的發(fā)展，也對食品機 械創(chuàng)新、技術升級提出了更高的要求。 與發(fā)達國家相比，我國食品機械還處于弱勢，不少企業(yè)存在低水平的重復建設。這 種狀況不但浪費了有限的資金、人力等重要資源，還造成了市場的無序混亂，阻礙了行 業(yè)的健康發(fā)展。行業(yè)要發(fā)

10、展，不僅要依靠老產(chǎn)品的銷量增加，更需要新產(chǎn)品做技術支撐， 現(xiàn)階段行業(yè)調(diào)整產(chǎn)品結(jié)構(gòu)、技術升級的壓力日益加大。全球科技的進步，發(fā)達國家已經(jīng) 把核能技術、微電子技術、激光技術、生物技術和系統(tǒng)工程融入到傳統(tǒng)的機械制造技術 中。新的合金材料、高分子材料、復合材料、無機非金屬材料等新材料也得到了推廣應 用，機械的集成化、智能化、網(wǎng)絡化、柔性化將成為未來發(fā)展的主流。隨著人們對食品 的需求逐漸走向多樣化、多層次化，為食品工業(yè)的發(fā)展提供了廣闊的市場。食品機械行 業(yè)也將提供多品種、高質(zhì)量的產(chǎn)品以滿足食品工業(yè)發(fā)展的需求?？傊?，摒棄單一，追求 多元化發(fā)展，順應時代發(fā)展潮流，拓展食品機械發(fā)展之路，食品機械行業(yè)必將得到更

11、快 速的發(fā)展。 1.1.2 食品機械的發(fā)展情況 當前國際上食品在創(chuàng)新上呈現(xiàn)三種趨勢：一是食品從包裝到口感給人以美好的享受， 二是烹飪簡便和食用快捷，三是天然、滋補、低熱量。 第一類的特點是回歸自然和傳統(tǒng)，包裝國際化，味道多樣化，以新穎的造型吸引顧 客。 第二類的特點是家庭烹飪，食用簡單方便，以適應人們生活節(jié)奏的加快及外出度假 旅游等的需要。 第三類產(chǎn)品的特點是具有注重保健、清淡、天然等特點。 在一些發(fā)達國家，有不少高新技術已應用于食品加工領域。如： 用電子束輻射減少病源微生物體（如牛肉中的大腸桿菌） 。 以超液壓取代巴氏殺菌的熱加工對軟包裝容器內(nèi)的顆粒酸性食品（例如水果片） 進行殺菌。 利用連

12、續(xù)感應加熱減少液態(tài)食品的巴氏滅菌時間。 通過膜技術進行加工用水回收，達到減少廢水處理費用和降低能源成本的目的。 奶品的冷凍濃縮。 用脈沖電場取代液體產(chǎn)品的巴氏殺菌熱加工。 核磁共振映射調(diào)控凍結(jié)時間和冷凍效率。 發(fā)達國家的食品原料加工率一般都在 70%以上，有的高達 92%，以吃“成品”為主。 而我國和其他發(fā)展中國家僅為 20%30%，基本是以吃“原料”為主。發(fā)達國家把這么 多原料加工成即食方便，品種齊全，質(zhì)量優(yōu)良和數(shù)量充足的食品，是靠科技優(yōu)勢，是靠 先進的加工工藝和優(yōu)良的機械設備武裝的強大的食品工業(yè)。 發(fā)達國家的食品機械行業(yè)已經(jīng)發(fā)展成為一個完整的工業(yè)體系，品種齊全，多達 3000 多種，機械化

13、、自動化程度高，新原理、新技術、新工藝、新材料不斷被運用； 產(chǎn)品質(zhì)量可靠、穩(wěn)定，標準化，通用化，系列化程度高；動力燃料及水消耗少；能夠做 到無廢渣、廢水、廢汽排出，無環(huán)境污染。 1.2 本課題的主要任務 海蜇切片加工機設計包括機械部分的設計和控制系統(tǒng)原理圖的設計。確定海蜇切片 加工機的機械部分傳動方案，根據(jù)海蜇的結(jié)構(gòu)特點，確定加工刀具，掌握機械部分的組 成、結(jié)構(gòu)形式、工作原理及運動特點。根據(jù)給定的每天加工和有關參數(shù)能正確選擇電機、 聯(lián)軸器、傳動機構(gòu)的種類及其有關參數(shù)。掌握傳動系統(tǒng)的工作原理、結(jié)構(gòu)形式，根據(jù)給 定參數(shù)，對主要部件進行正確的設計計算。設計海蜇切片加工機的傳動零部件。繪制加 工機主要

14、零件的零件圖。繪制加工機的裝配圖。 1.3 本次設計完成的主要工作 本次設計的主要工作是確定海蜇切片加工機的傳動方案，加工方案，繪制結(jié)構(gòu)示意 圖；設計輸送機構(gòu)零件、工作部分機構(gòu)傳動零件、支承座；計算并選擇電動機，聯(lián)軸器 等等。 2 總體方案設計 2.1 海蜇切片加工機的基本參數(shù) 技術要求：海蜇有很多吃法，其中海蜇片是一種常見的吃法，這里針對海蜇，設計 自動加工海蜇片的機械設備，該機械要求操作方便，產(chǎn)量高，成型好，產(chǎn)品粗細厚薄可 以自由調(diào)節(jié)，有可能受腐蝕的地方采用不銹鋼或鋁合金制作。 技術參數(shù)： 加工量：100300kg/h； 海蜇片寬：10 mm20mm。 2.2 海蜇切片加工機的整體方案 海

15、蜇切片加工機通常由電動機、聯(lián)軸器、運送機構(gòu)、工作部分（切片和切條） 、底 座、機架等組成。下圖為海蜇成切片加工機的整體方案圖。 圖 2.1 海蜇成切片加工機的整體方案圖 1 電機 2 滾珠絲杠 3 工作臺 4 鋼絲刀 5 連桿 6 曲柄輪 7 刀片 8 滑軌撐架 9 滑軌 10 軸承座 2.2.1 傳送機構(gòu)的設計方案 傳送機構(gòu)用來實現(xiàn)海蜇片在加工過程中的進給運動。 該方案中傳送機構(gòu)傳動方案采用滾珠絲杠傳動。由電動機通過聯(lián)軸器直接帶動滾珠 絲杠旋轉(zhuǎn)，通過滾珠絲杠副將絲杠的旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)變?yōu)榻z杠螺母的水平運動，帶動工作臺 在水平方向移動，從而完成海蜇片加工過程中的進給運動。下圖為傳送機構(gòu)傳動圖。 圖

16、2.2 傳送機構(gòu)傳動圖 1 步進電機 2 聯(lián)軸器 3 軸承及軸承座 4 絲杠 5 絲杠螺母 6 工作臺導軌 7 工作臺 8 導軌支架 9 軸承座支架 10 預緊螺母 2.2.2 工作部分之切片機構(gòu)的設計方案 切片機構(gòu)是用來將海蜇切割成厚薄均勻的大片（似一張張的薄餅） 。根據(jù)新鮮海蜇 具有柔軟和粘刀的特性，切割刀具采用鋼絲刀。下圖為切片機構(gòu)圖。 圖 2.3 切片機構(gòu)圖 1 電機 2 聯(lián)軸器 3 曲柄軸 4 軸承 5 軸承座 6 曲柄輪 7 連桿 8 軸套 9 轉(zhuǎn)動副 10 鋼絲刀架 11 鋼絲 12 滑動導軌 2.2.3 工作部分之切條機構(gòu)的設計方案 切條機構(gòu)是用來將已切成片的海蜇切成條狀，完成

17、海蜇片的最終切割。根據(jù)新鮮海 蜇韌性強的特點，可用多刀片一次切割，提高工作效率。下圖為切條機構(gòu)圖。 圖 2.4 切條機構(gòu)圖 1 步進電機 2 聯(lián)軸器 3 軸承端蓋 4 軸承座 5 大曲柄軸 6 大曲柄輪 7 轉(zhuǎn)動副 8 大連桿 9 滑軌 10 滑動副 11 掛刀架 12 刀片 13 刀片軸 14 滑軌支架 3 傳送部分的設計計算 3.1 電動機的選擇 1、 選擇電動機類型和結(jié)構(gòu)型式 電動機類型和結(jié)構(gòu)型式可以根據(jù)電源的種類、工作方式、工作條件（溫度、環(huán)境、 空間尺寸）工作要求和載荷特點（性質(zhì)、大小、啟動性能和過載情況）等來選擇。因海 蜇在進給過程中要求啟停頻繁且定位要求高，由此電機采用步進電機。

18、 2 步進電機選擇綜述 步進電機是一種能將數(shù)字輸入脈沖轉(zhuǎn)換成旋轉(zhuǎn)或直線增量運動的電磁執(zhí)行元件。每 輸入一個脈沖電機轉(zhuǎn)軸步進一個步距角增量。電機總的回轉(zhuǎn)角與輸入脈沖數(shù)成正比例， 相應的轉(zhuǎn)速取決于輸入脈沖頻率。 步進電機是機電一體化產(chǎn)品中關鍵部件之一，通常被用作定位控制和定速控制。步 進電機有慣量低、定位精度高、無累積誤差、控制簡單等特點。 步進電機的選擇主要考慮步距角，靜力矩和保持轉(zhuǎn)矩。 （1）步距角的選擇 電機的步距角取決于負載精度的要求，將負載的最小分辨率（當量）換算到電機軸 上，每個當量電機應走多少角度（包括減速） 。電機的步距角應等于或小于此角度。目 前市場上步進電機的步距角一般有 0.

19、36 度/0.72 度（五相電機） 、0.9 度/1.8 度（二、 四相電機） 、1.5 度/3 度 。 （2）靜力矩的選擇 步進電機的動態(tài)力矩一下子很難確定，我們往往先確定電機的靜力矩。靜力矩選擇 的依據(jù)是電機工作的負載，而負載可分為慣性負載和摩擦負載二種。單一的慣性負載和 單一的摩擦負載是不存在的。直接起動時（一般由低速）時二種負載均要考慮，加速起 動時主要考慮慣性負載，恒速運行只要考慮摩擦負載。一般情況下，靜力矩應為摩擦負 載的 2-3 倍內(nèi)好，靜力矩一旦選定，電機的機座及長度便能確定下來（幾何尺寸） 。 （3）保持轉(zhuǎn)矩（holding torque） 保持轉(zhuǎn)矩是指步進電機通電但沒有轉(zhuǎn)動

20、時，定子鎖住轉(zhuǎn)子的力矩。它是步進電機最 重要的參數(shù)之一，通常步進電機在低速時的力矩接近保持轉(zhuǎn)矩。由于步進電機的輸出力 矩隨速度的增大而不斷衰減，輸出功率也隨速度的增大而變化，所以保持轉(zhuǎn)矩就成為了 衡量步進電機最重要的參數(shù)之一。比如，當人們說 2n.m 的步進電機，在沒有特殊說明 的情況下是指保持轉(zhuǎn)矩為 2n.m 的步進電機。 3 確定步進電機的步距角 進給機構(gòu)的相關參數(shù)：工作臺及加工物品 w=m+m=120kg，定位時間 t0=0.8s 以內(nèi)， （t0=0.4s,加減速 ），轉(zhuǎn)速，絲杠導程，脈沖當量，min/500rn mml4mm01. 0 每轉(zhuǎn)脈沖數(shù)。rp l s/400 可求得步距角 9

21、 . 0 360 s 4、確定必要轉(zhuǎn)矩 （1）計算加在步進電機上的脈沖數(shù); n f 選擇步距角的二相步進電機 9 . 0 s sfn/10100400250 9 . 0 360 250 3次數(shù) （2）所需轉(zhuǎn)矩;cmkgtm alm ttt 其中， cmkgtl 負載轉(zhuǎn)矩cmkgta 轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)矩 確定負載: l t cossin g mg ff a 05 . 0 10120200 260 預負載n f f 7 . 86 3 0 22 00bb l pfpf t 2 104 3 f 0.3 0.92 104260 3- 3- 0.01650.184 mn 0.2005 計算加速 a t 確定全慣性慣

22、量 2 mkgjl 滾珠螺桿的轉(zhuǎn)動慣量： 4 3-34 103221601240109 . 7 3232 bbb dlj 4 3- 103256010.775 23- 101.268mkg 工作臺與工作物的慣性量 t j 24- 2 3- 2 104.87 2 104 120 2 mmkg p j b t 全慣性慣量： 2-34- 101.755104.870.1268mkgjjj tbl 1 12- 180t ff jjt s loa 2 . 0 0-33333 180 9 . 0 101.755 3- o j 2-3 102.62101.7550.019 mn 0.469 電機轉(zhuǎn)矩由電機必

23、要轉(zhuǎn)矩乘上安全系數(shù) a=1.5 求的， ， mnttt alm 005 . 1 5 . 1469 . 0 2010 . 0 5 . 1 根據(jù)計算所得的步距角和必要轉(zhuǎn)矩可選步進電機型號為：110byg250b 步進電機， 步距角為 0.9，保持轉(zhuǎn)矩 8nm。tm小于保持轉(zhuǎn)矩 tb。 3.2 滾珠絲杠的選擇計算 在根據(jù)加工對象及工作臺的進給速度等相關內(nèi)容來初定一下相關參數(shù)。工作臺質(zhì)量 m=20kg，工件及夾具質(zhì)量 m=100kg，工作臺最大行程 lk=1000mm，,工作臺回程速度 ，工作臺的進給速，工作臺滑軌摩擦系數(shù)mm/min 102.0=v 3 1 mm/min 101.0=v 3 2 查機

24、械設計手冊第 1 卷，表 1-1-7，。0.2=（0.1= 靜動 （1）確定滾珠絲杠副的導程 ph: 由機械設計手冊第 3 卷表 12-1-40 中式（1） ； mm4 500 100 . 2v =p 3 max max h n 按機械設計手冊第 3 卷表 12-1-14，取 ph=4mm。 （2）確定當量載荷 fm與當量轉(zhuǎn)速 nm: 由機械設計手冊第 3 卷表 12-1-40 中式（1）可得： 3 h i i 10 p v =n 500r/min=n mm/min 102.0=v 1 3 1 250r/min=n mm/min 101.0=v 2 3 2 （w+w（+p=f 21i f1=2

25、00+0.1（200+1000）=320n f2=0+0.1（200+0）=20n 由此代入機械設計手冊第 3 卷表 12-1-40 中式（2）可得當量載荷： 3 221 22 3 211 3 1 m ff =f tntn tntn 3 33 3350067250 335002067250320 254.6n 代入機械設計手冊第 3 卷表 12-1-40 中式（4）可得當量轉(zhuǎn)速： 21 2211 m tn =n tt tn 100 33500+67250 333r/min= （3）確定預期額定動載荷 cam： 先按 lh=20000h 要求用機械設計手冊第 3 卷表 12-1-40 中式（5）

26、計算，輕微沖 擊按機械設計手冊第 3 卷表 12-1-43 取 fw=1.3，7 級精度由機械設計手冊第 3 卷表 12-1-41 取 fa=0.8，可靠度 97%，fc=0.44，則 0.440.8100 )l(60n 3 1 hn mw am ff c 0.440.8100 20000333602553 . 13 1 kn495 . 1 擬采用中預緊絲杠，查機械設計手冊第 3 卷表 12-1-44，取 fe=4.5，按最大載荷 fmax 計算，根據(jù)機械設計手冊第 3 卷表 12-1-40 中式（7） 1.44kn=320n4.5=ff= maxe am c 取與中較大值，則 am c am

27、 c1.495kn= cam （4）確定允許的最小螺紋底徑 d2m, 估算絲杠允許的最大軸向變形量： m 由機械設計手冊第 3 卷表 12-1-40 中式（8）: 2.53.310 4 1 3 1 4 1 3 1 m 重復定位精度 由機械設計手冊第 3 卷表 12-1-40 中式（9）: 5256.25 5 1 4 1 5 1 4 1 m 重復定位精度 取兩結(jié)果最小值。2.5=m 按機械設計手冊第 3 卷表 12-1-40 中式（11） nwf24010002000.2 0 靜 l=行程 lk+安全行程（24）ph+兩個全程+螺母長+一個支承長 =1000+（816）4+2x40+146+69

28、 =12381246 可取 l=1240mm 絲杠要求預拉伸，取兩端固定的支承形式 q=0.039 代入機械設計手冊第 3 卷 表 12-1-40 中式（10）： mm m lf a m 5 . 13 205 1240240 039. 0 8 d 0 2 （5）確定滾珠絲杠副的規(guī)格代號 選內(nèi)循環(huán)浮動法蘭式、直筒雙螺母墊片預緊 ffzd 型 3204-5。由機械設計手冊 第 3 卷表 12-1-33 知 d0=32mm，d2=28.9mm d2m =13.5mm， ， 。由機械kncknc am 495 . 1 6 . 9 a knc a 9 . 27 0 mmdw3mnrnu/823 設計手冊

29、第 3 卷表 12-1-33 中查出螺母長為 92mm，同時選定 jb/t3162 推薦的固定軸 端形式，d0=32mm，采用一對 760304df 推力角接觸球軸承，從機械設計手冊第 3 卷表 12-1-26 中查出一個支承長為 58mm。 （6）dn值校驗： 按機械設計手冊第 3 卷表 12-1-40 中式（12） max2maxpw nddnd w 7000500144 . 7 3 . 34 合格。 （7）確定滾珠絲杠副預緊力 fp： nff4991300 3 1 3 1 maxp 取 fp=500n。 （8）計算行程補償值 c： 按機械設計手冊第 3 卷表 12-1-14 中式（14）

30、，t 取 2、5 hku pll148 124011602401601000 取 lu=1240; 3- 108 .11 u tlc m58.361012405 . 2 8 . 11 3- （9）計算預拉伸力 ft： 2 2t 95 . 1 tdf n4072 9 . 285 . 295 . 1 （10）滾珠絲杠壓桿穩(wěn)定性驗算： 因最大軸向載荷 p=320，小于絲杠預拉伸力 fi=4072n，絲杠不會受壓失穩(wěn)，所以不 需要驗算。 按機械設計手冊第 3 卷表 12-1-40 中式（9）驗算抗拉強度： a i p mp d f 2 . 6 92.28 4 4072 4 2 2 遠低于鋼材許用拉應力

31、。 3.3 工作臺及工作臺撐架的設計計算 331 工作臺的設計計算 根據(jù)被加工對象含水量及含鹽量高的特點性質(zhì)，工作臺應選取不銹鋼材料，大小以 大于被加工對象適量為宜，海蜇平均大小直徑為 400-600mm。因此，工作臺的長寬高要 大于 600mm，取 700mm 即可。厚度上能提供足夠的支撐強度即可，不銹鋼強度很高，經(jīng) 驗值 5mm 就足夠了。另外，工作臺上需打孔，用于螺釘固定。詳細設計見零件圖。 3.3.2 工作臺撐架的設計計算 工作臺撐架的設計需根據(jù)絲杠螺母的尺寸來設計計算。因工作臺長寬較大，厚度較 小，長厚比值大，為減小集中彎矩，可將工作臺撐架設計成 v 型。下圖是工作臺撐架的 詳細設計

32、圖。 圖 3.1 工作臺撐架 4 工作部分設計計算 4.1 切片機構(gòu)的設計計算 4.1.1 電動機的選擇 1 選擇電動機類型和結(jié)構(gòu)型式 電動機類型和結(jié)構(gòu)型式可以根據(jù)電源的種類、工作條件（溫度、環(huán)境、空間尺寸） 和載荷特點（性質(zhì)、大小、啟動性能和過載情況）來選擇。由此，選用一般用途的 y 系 列（ip44）封閉式三相異步電動機。 2 確定電動機容量 電動機容量（功率）選得合適與否，對電動機的工作和經(jīng)濟性都有影響，當容量小 于工作要求的時候，電動機不能保證工作機的正常工作，或使電動機因長期過載發(fā)熱量 大而過早損壞；容量過大則電動機價格高，能量充分利用，經(jīng)常處于不滿載運行，其效 率和功率因數(shù)都降低，

33、增加電能消耗造成很大浪費。 電動機容量主要根據(jù)電動機運行的發(fā)熱條件來決定。電動機的發(fā)熱與其運行狀態(tài)有 關。對于長期連續(xù)運轉(zhuǎn)，載荷不變或變化很小，常溫下工作的機械，只要所選電動機的 額定功率 pm等于或大于所需電動機功率 p0，即 pm=p0，電動機在工作時就不會過熱， 而不必校驗發(fā)熱和起動力矩。 所選電動機效率高，耗電少，性能好，噪聲小，振動小，體積小，重量輕，運行可 靠，維修方便。結(jié)構(gòu)為全封閉、自扇冷式，能防止灰塵、鐵屑、雜物侵入電動機內(nèi)部。 (1) 工作機所需功率 pw 工作機所需功率 pw（w）應由機器的工作阻力和運動參數(shù)確定。由設計任務書中 給定的工作參數(shù)按式(4-1)計算： (4-1

34、) vfp xw 式中 f 是滑塊的摩擦阻力；v 是執(zhí)行機構(gòu)的速度 m/s。 執(zhí)行機構(gòu)線切割速度 v=3m/s4m/s,刀重約 10kg，摩擦阻力 f=100 x0.2=20ng 此式只是對滑塊機構(gòu)阻力的模糊計算，若要求精確需進行試驗。在此就按上式計算。 滑塊機構(gòu)的功率=20nx4m/s=80wvfp xw (2) 計算電動機所需功率 p0 p0=pw/w （4-2） w=滑聯(lián)軸器軸承 3 （4-3） w是傳動機構(gòu)效率。對于此工作機，w=滑聯(lián)軸器軸承 3。 查機械設計手冊 第 1 卷表 1-1-3，滑=0.85，聯(lián)軸器=0.97軸承=0.99，w=0.80。 p0=pw/=80/0.8=100

35、w 電動機的額定功率通常為 pm=(11.3)p0=100130w，取 pm=130w。 3 確定電動機轉(zhuǎn)速 根據(jù)設計任務書要求，取曲柄滑塊機構(gòu)行程 0.1m，曲柄轉(zhuǎn)動一周需時間 t=2h/v=0.1x2/3s。因此，要達到 3m/s-4m/s 的速度,需要轉(zhuǎn)速達到 n=60/(0.1x2/v) =9001200r/min，故電動機轉(zhuǎn)速可選范圍為 nm=4321728 r/min 綜合考慮電動機和傳動裝置的的尺寸、結(jié)構(gòu)，因執(zhí)行機構(gòu)無需減速所以選定電動機 的型號為 y90s-6，p=750w，同步轉(zhuǎn)速為 n=1000r/min，滿載轉(zhuǎn)速為 nm=910r/min。 4.1.2 小曲柄滑塊機構(gòu)的設

36、計計算 連桿機構(gòu)，結(jié)構(gòu)簡單，制造容易，工作可靠，傳動距離較遠，傳遞載荷較大，可實 現(xiàn)急回運動規(guī)律，主要用于實現(xiàn)往復運動。 該曲柄滑塊機構(gòu)主要用于實現(xiàn)鋼絲刀的往復運動，進程和回程速度無變化要求，即 無需急回運動。因此，可設計成對心式曲柄滑塊機構(gòu)，既可滿足要求，設計簡單且制造。 設計示意圖見下圖 圖 4.1 對心曲柄滑塊機構(gòu)示意圖 根據(jù)行程 h=100mm，且為對心式無偏心距，所以曲柄 a 的長度為行程 h 的 1/2,所以 a=50mm。在設計曲柄連桿的尺寸時，一般的經(jīng)驗設計方法是，取連桿長度為曲柄長度的 兩倍左右，該對心式曲柄滑塊機構(gòu)的設計尺寸相對較小，考慮到要與其他機件的安裝相 配合，因此，

37、連桿尺寸取值相對大一些，連桿長度 b=130mm。 4.1.3 曲柄軸的設計計算 1求曲柄軸上的功率 p、轉(zhuǎn)速 n、轉(zhuǎn)矩 t wwpp970.97100 0 聯(lián)軸器 mmmmn n p t97.1017 910 97 95509550 min/910 1 rn 2.初步確定主動軸的最小直徑 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)機械設計 表 15-3，取 a=125，于是得 mm n p ad9 . 5 910 097 . 0 125 3 3 1 1 min 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑 d-。為了使所選的軸直徑 d- 與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取

38、聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩,查表 14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取，則： 3 tkt aca 3 . 1 a k mmntkt aca 361.132397.10173 . 1 1 按照計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標準 gb/t58432003，選取 ca t gy1 型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為 25000nmm。半聯(lián)軸器的孔徑 d1=14mm，故取 d- =14mm ，聯(lián)軸器長度 l=32mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 l1=30mm。 3軸的結(jié)構(gòu)設計 1) 擬定軸上零件的裝配方案 該曲柄軸的裝配方案如圖所示。 圖 4.2 曲柄軸的裝配圖 2) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各

39、段直徑和長度 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，-軸段右端需制出一軸肩，故取-段 的直徑 d-=16mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑 d=16mm。半聯(lián)軸器 與配合的轂孔長度 li=30mm。 初步選擇滾動軸承。因軸承承受徑向力的作用，故選取深溝球軸承。參照工作要 求并根據(jù) d-=17mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取 0 基本游隙組，標準精度級的深溝球 軸承 6003，其尺寸為 ddb=17mm35mm10mm，故 d-=17mm，由于軸承右端用軸 肩定位，所以取 d-= 20mm。因該軸的最右端安裝曲柄輪，所以軸承采用中間固定方 式，為保證軸在轉(zhuǎn)動時的平穩(wěn)性，兩軸承間距不得小于外伸

40、軸的長度，所以取 l- =75mm 軸承端蓋的總寬度為 14mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便對軸承添加潤滑脂的要求， 取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離 l=11mm，故取 l-=25mm，l-=25mm。 軸的最右端安裝曲柄輪，輪轂長 l=28mm，用軸端擋圈定位，軸與曲柄輪的輪轂 的配合長度 l-=27mm。 3) 主動軸上零件的周向定位 半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵聯(lián)接。半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接，選用 c 型平鍵（雙 圓頭） ，按 d1由手冊查得 bhl 為 5mm5mm25mm，半聯(lián)軸器與軸配合為 h7/j6。深溝 球軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選取軸的直徑尺寸公差為 m6

41、。 4）確定圓角與倒角 參考表 15-2 取軸兩端倒角為 145。各軸肩處的圓角半徑見小曲柄軸零件圖。 5.求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖，如圖 圖 4.3 軸的結(jié)構(gòu)圖 在確定軸承支點位置時，應從手冊中查取值。對于 6004 型深溝球軸承，由手冊查 得 b/2=5mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距 l1 =65mm，外伸端 l2=14mm，根據(jù)軸的 計算簡圖作出軸的彎距圖和扭距圖。 圖 4.4 水平方向彎距圖 圖 4.5 垂直方向彎距圖 圖 4.6 總彎矩圖 圖 4.7 扭矩圖 從主動軸的結(jié)構(gòu)圖以彎矩和扭矩圖中可以看出截面 c 是軸的危險截面，見表 4-1。 表 4-1 c

42、 截面彎扭分析表 載 荷水平面 h垂直面 v 支反力 f fnh1=4.31n fnh2=24.31n fnv1=10.34n fnv2=58.34n 彎 矩 m mh=480nmmmv=672nmm 總 彎 矩 m=825.8nmm 扭 距 t t3=1017.97nmm 6按彎扭合成應力校核軸的強度 (3-14) w tm ca 22 )( 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。根據(jù)式 (3-14)， 取，軸的計算應力為 2.09mpa，由于已選定軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表6 . 0 15-1 查得，故安全。mpa60 1 1 ca 4.2 切條機構(gòu)的設計計算

43、 4.2.1 電動機的選擇 1、 選擇電動機類型和結(jié)構(gòu)型式 電動機類型和結(jié)構(gòu)型式可以根據(jù)電源的種類、工作方式、工作條件（溫度、環(huán)境、 空間尺寸）工作要求和載荷特點（性質(zhì)、大小、啟動性能和過載情況）等來選擇。因海 蜇在進給過程中要求啟停頻繁且定位要求高，由此電機采用步進電機。 2 步進電機選擇綜述 步進電機是一種能將數(shù)字輸入脈沖轉(zhuǎn)換成旋轉(zhuǎn)或直線增量運動的電磁執(zhí)行元件。每 輸入一個脈沖電機轉(zhuǎn)軸步進一個步距角增量。電機總的回轉(zhuǎn)角與輸入脈沖數(shù)成正比例， 相應的轉(zhuǎn)速取決于輸入脈沖頻率。 步進電機是機電一體化產(chǎn)品中關鍵部件之一，通常被用作定位控制和定速控制。步 進電機有慣量低、定位精度高、無累積誤差、控制

44、簡單等特點。 步進電機的選擇主要考慮步距角，靜力矩和保持轉(zhuǎn)矩。 （1）步距角的選擇 電機的步距角取決于負載精度的要求，將負載的最小分辨率（當量）換算到電機軸 上，每個當量電機應走多少角度（包括減速）。電機的步距角應等于或小于此角度。目 前市場上步進電機的步距角一般有 0.36 度/0.72 度（五相電機）、0.9 度/1.8 度（二、 四相電機）、1.5 度/3 度 。 （2）靜力矩的選擇 步進電機的動態(tài)力矩一下子很難確定，我們往往先確定電機的靜力矩。靜力矩選擇 的依據(jù)是電機工作的負載，而負載可分為慣性負載和摩擦負載二種。單一的慣性負載和 單一的摩擦負載是不存在的。直接起動時（一般由低速）時二

45、種負載均要考慮，加速起 動時主要考慮慣性負載，恒速運行只要考慮摩擦負載。一般情況下，靜力矩應為摩擦負 載的 2-3 倍內(nèi)好，靜力矩一旦選定，電機的機座及長度便能確定下來（幾何尺寸）。 （3）保持轉(zhuǎn)矩（holding torque） 保持轉(zhuǎn)矩是指步進電機通電但沒有轉(zhuǎn)動時，定子鎖住轉(zhuǎn)子的力矩。它是步進電機最 重要的參數(shù)之一，通常步進電機在低速時的力矩接近保持轉(zhuǎn)矩。由于步進電機的輸出力 矩隨速度的增大而不斷衰減，輸出功率也隨速度的增大而變化，所以保持轉(zhuǎn)矩就成為了 衡量步進電機最重要的參數(shù)之一。比如，當人們說 2n.m 的步進電機，在沒有特殊說明 的情況下是指保持轉(zhuǎn)矩為 2n.m 的步進電機。 3 確

46、定步進電機的步距角 由工作參數(shù)知轉(zhuǎn)速脈沖當量為 =2.5，每轉(zhuǎn)脈沖數(shù)，60r/min=vrps/200 500 步距角 8 . 1 360 s s 計算加在步進電機上的脈沖數(shù); n f 選擇步距角的二相步進電機 o 8 . 1 s srrf s /200 8 . 1 360 min/60 360 次 4、確定必要轉(zhuǎn)矩 所需轉(zhuǎn)矩;cmkgtm alm ttt 其中，cmkgtl 負載轉(zhuǎn)矩 cmkgta 轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)矩 確定負載: l t 確定負載 tl r l ft 115mm192n mm22.08n 加速轉(zhuǎn)矩 ta 曲柄盤的轉(zhuǎn)動慣量（假定是均勻質(zhì)地的圓柱） 240mm120/7.9 3 dmmrc

47、mg， vw hr 2 9 . 7 21209 . 7 2 kg144 . 7 取質(zhì)量 w=7.5kg 2222 054 . 0 5405 . 7240 8 1 8 1 mkgcmkgdwjt 222 0 019.540540019 . 0 cmkgcmkgcmkgjjj t t ff g j t ns a 0 180 1 . 0 0-200 180 9 . 014 . 3 980 019.540 mncmkg73 . 1 3 . 17 必要轉(zhuǎn)矩 tm mnttt alm 81.3373 . 1 08.22 步進電機的保持轉(zhuǎn)矩 tb，需要大于必要轉(zhuǎn)矩乘上安全系數(shù) 1.5 mnttt al 7

48、. 355 . 173 . 1 08.225 . 1 由步距角和必要轉(zhuǎn)矩可確定步進電機選用 130byg250b，步距角 1.8，保持轉(zhuǎn)矩 40n m。 4.2.2 大曲柄滑塊機構(gòu)的設計計算 大曲柄滑塊機構(gòu)用于海蜇切片工作的切條動作，查機械設計手冊第 1 卷，機構(gòu) 設計可按最小傳動角具有最大值的條件設計偏置曲柄滑塊機構(gòu)。此機構(gòu)要求有一定的急 回特性，因此可設行程速比系數(shù) k=1.4，極位夾角，按 =150查 30 1 1 180 k k 機械設計手冊第 1 卷，圖 4-2-7 可得以下比例關系 b/s=0.925 a/s=0.460 e/s=0.31 a/b=0.50 曲柄滑塊機構(gòu)的行程為 h

49、=250mm，即 s=h=250mm，可分別求得 b=232.5mm a=115mm e=65mm 大曲柄滑塊機構(gòu)的示意圖如下圖所示。 圖 4.8 大曲柄滑塊機構(gòu)示意圖 4.2.3 大曲柄軸的設計計算 1求曲柄軸上的功率 p、轉(zhuǎn)速 n、轉(zhuǎn)矩 t p1= p0聯(lián)軸器 =1000.97w=97w t1=35700nmm() n1=60r/min 2.初步確定主動軸的最小直徑 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)機械設計 表 15-3，取 a=125，于是得 mm n p ad 6 . 14 60 097. 0 125 3 3 1 1 min 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)

50、軸器處軸的直徑 d-。為了使所選的軸直徑 d- 與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查表 14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取， 3 tkt aca 3 . 1 a k 則： mmntkt aca 46410357003 . 1 3 按照計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標準 gb/t58432003，選取 ca t gy2 型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為 65000nmm。半聯(lián)軸器的孔徑 d1=16mm，故取 d- =16mm ，聯(lián)軸器長度 l=42mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 l1=40mm。 3軸的結(jié)構(gòu)設計 1) 擬定軸上零件的裝配方案 該曲柄軸的裝配方案

51、如圖所示。 圖 4.9 大曲柄軸的裝配圖 2) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，-軸段右端需制出一軸肩，故取-段 的直徑 d-=18mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑 d=18mm。半聯(lián)軸 器與配合的轂孔長度 li=42mm。 初步選擇滾動軸承。因軸承承受徑向力的作用，故選取深溝球軸承。參照工作 要求并根據(jù) d-=20mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取 0 基本游隙組，標準精度級的深 溝球軸承 6004，其尺寸為 ddb=20mm42mm12mm，故 d-=20mm，由于軸承右端 用軸肩定位，所以取 d-= 25mm。因該軸的最右端安裝曲柄輪，

52、所以軸承采用中間固 定方式，為保證軸在轉(zhuǎn)動時的平穩(wěn)性，兩軸承間距不得小于外伸軸的長度，所以取 l- =85mm。 軸承端蓋的總寬度為 14mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便對軸承添加潤滑脂的要求， 取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離 l=11mm，故取 l-=25mm，l-=25mm。 軸的最右端安裝曲柄輪，輪轂長 l=30mm，用軸端擋圈定位，軸與曲柄輪的輪轂 的配合長度 l-=29mm。 3) 主動軸上零件的周向定位 半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵聯(lián)接。半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接，選用 c 型平鍵（雙 圓頭），按 d1由手冊查得 bhl 為 5mm5mm25mm，半聯(lián)軸器與軸配合為 h7/j6。深

53、溝球軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選取軸的直徑尺寸公差為 m6。 4）確定圓角與倒角 參考表 15-2 取軸兩端倒角為 145。各軸肩處的圓角半徑見小曲柄軸零件圖。 5.求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖，如圖 圖 4.10 軸的結(jié)構(gòu)圖 在確定軸承支點位置時，應從手冊中查取值。對于 6004 型深溝球軸承，由手冊查 得 b/2=5mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距 l1 =65mm，外伸端 l2=14mm，根據(jù)軸 的計算簡圖作出軸的彎距圖和扭距圖。 圖 4.11 水平方向彎距圖 圖 4.12 垂直方向彎距圖 圖 4.13 總彎矩圖 圖 4.14 扭距圖 從主動軸的

54、結(jié)構(gòu)圖以彎矩和扭矩圖中可以看出截面 c 是軸的危險截面，見表 4-2。 表 4-2 c 截面彎扭分析表 載 荷水平面 h垂直面 v 支反力 f fnh1=32.88n fnh2=192.88n fnv1=40.5n fnv2=237.80n 彎 矩 m mh=2400nmmmv=2959.1nmm 總 彎 矩 m=3809.9nmm 扭 距 t t3=35700nmm 6按彎扭合成應力校核軸的強度 (3-14) w tm ca 22 )( 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。根據(jù)式 (3-14)， 取，軸的計算應力為 27.20mpa，由于已選定軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)

55、處理，由6 . 0 表 15-1 查得，故安全。mpa60 1 1 ca 5 校 核 5.1 鍵的校核 選取傳曲柄軸與聯(lián)軸器處的鍵進行校核。 鍵的失效形勢主要是工作面被壓潰，一般只對擠壓應力進行強度校核，由機械設 計式（6-1）查得公式如下： 102 3 pp kld t 式(3-21)中： t傳遞的轉(zhuǎn)矩 k鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，k=0.5h，h 為鍵的高度。 l鍵的工作長 d軸的直徑 鍵、軸、連軸器輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應力，查機械設計第 2 p 卷，表 6-2 得，=100mpa。 p t=1.018nm k=0.5xh=0.5x5=2.5mm l=l-b/2=20-2.5=17.

56、5mm d=14mm 將以上數(shù)值代入公式 3 . 3 14 5 . 175 . 2 100179712 3 pp xx 故，鍵是安全的。 用同樣的方法對其他部位的鍵進行校核，結(jié)果所有的鍵都安全。 5.2 軸承的校核 選取大曲柄軸的深溝球軸承 6004 來校核。 查機械設計手冊可知深溝球軸承 6004 的基本額定動載荷 cr=9.38kn,基本額定 靜載荷 c0r=5.02kn，選取軸承的預期計算壽命 lh=24000h。 圖 5.1 軸上受力圖 （1） 根據(jù)以上受力圖，求兩軸承受到的徑向載荷 fnv1和 fnv2,其中 ft=160n fr=197.27n 由受力分析知： fnh1=32.88n fnh2=192.88n fnv1=40.5n fnv2=237.80n = 1r f 2 1 2 1nhnv ff n17.5288.325 .40 22 = 2r f 2 2 2 2nhnv ff n19.30688.19280.237 22 （2）軸承基本額定動載荷計算 額定動載荷 c=p (5-2) tn dmh ff fff p當量動載荷，即 fr1、fr2中的大值，p=fr2=306.19n h壽命因子，按機械設計手冊第 2 卷，表 7-2-23，選取 h =1.6