海蜇切片加工机--毕业设计说明书

1、山东建筑大学毕业设计说明书I目 录摘 要.IIIABSTRACT.IV1 前 言 .11.1 课题的背景和研究意义.11.1.1 食品机械的现状 .11.1.2 食品机械的发展情况 .21.2 本课题的主要任务.31.3 本次设计完成的主要工作.32 总体方案设计 .42.1 海蜇切片加工机的基本参数.42.2 海蜇切片加工机的整体方案.42.2.1 传送机构的设计方案 .52.2.2 工作部分之切片机构的设计方案 .52.2.3 工作部分之切条机构的设计方案 .63 传送部分的设计计算 .83.1 电动机的选择.83.2 滚珠丝杠的选择计算.113.3 工作台及工作台撑架的设计计算.143.

2、3.1 工作台的设计计算 .143.3.2 工作台撑架的设计计算 .144 工作部分设计计算 .164.1 切片机构的设计计算.164.1.1 电动机的选择 .16山东建筑大学毕业设计说明书II4.1.2 小曲柄滑块机构的设计计算 .174.1.3 小曲柄轴的设计计算 .184.2 切条机构的设计计算.224.2.1 电动机的选择 .224.2.2 大曲柄滑块机构的设计计算 .244.2.3 大曲柄轴的设计计算 .255 校 核 .305.1 键的校核 .305.2 轴承的校核 .30结 论.33谢 辞.34参考文献.35山东建筑大学毕业设计说明书III摘 要食品机械，是把食品原料加工成成品或

3、半成品所应用的机械设备和装置,为进一步加工做好准备。海蜇由于营养极为丰富美味可口而广受人们欢迎。海蜇的吃法极大丰富，其中海蜇片就是一种吃法。这里针对新鲜去头海蜇，设计自动加工海蜇片的机械, 以便方便高效的将海蜇切成薄而细的小片,提高工作效率，增加经济效益，改善渔民手工加工效率低，劳动强度大等等落后的加工生产方式。在此对海蜇切片加工机进行了分析和研究，设计了传送机构、切片机构、切条机构、机架等等。设计过程中还涉及到电动机选择、联轴器的选择、键的选用及校核、轴承的选择及校核等内容。关键词：切片机构；切条机构；传送机构；曲柄滑块；电动机；联轴器；轴；轴承The Design of Machine f

4、or the Jellyfish Slice 山东建筑大学毕业设计说明书IVABSTRACTFood 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

5、jellyfish tablets 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 efficie

6、ncy, labor-intensive 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 selec

7、tion and verification, bearing selection and check.Keywords: sliced mechanism; cutting agencies; delivery mechanism; crank slider; motor; coupling; axis; bearing山东建筑大学毕业设计说明书11 前 言1.1 课题的背景和研究意义海蜇的营养极为丰富，据测定：每百克海蜇含蛋白质 123 克、碳水化合物 4 克、钙 182 毫克、碘 132 微克以及多种维生素。海蜇还是一味治病良药，祖国医学认为，海蜇有清热解毒、化痰软坚、降压消肿之功。加工后

8、的产品，称伞部者为海蜇皮，称腕部者为海蜇头，其商品价值海蜇皮贵于海蜇头。海蜇片一般是渔民用新鲜的海蜇去头（红墩） 、去墩皮，然后施矾脱水加盐制成，这样不但效率低，劳动强度大，而且加工出的海蜇片失去了刚打捞出时的新鲜。因此我们需要设计一套海蜇切片加工机，以便方便高效的将海蜇切成条，这样既显著提高了海蜇切条的效率又减轻了渔民的劳动强度，使新鲜海蜇可得到及时加工，具有一定的使用价值。民以食为天，食品工业在国民经济中占据着举足轻重的地位。随着人们物质生活水平的提高，各种传统和新兴食品种类不断增多，餐饮业日渐兴旺，扩大了食品机械内需，带动了食品机械市场的发展。如今，食品机械行业正呈现良好的发展势头。1.

9、1.1 食品机械的现状目前国内有实力的食品机械制造商致力于研究高科技、高素质生产及可靠的服务，已能够提供各类生产问题的解决方案和完善的生产线，并能与相关专业公司保持长期合作的关系。不少企业正积极摆脱产品数量少、技术含量低的现象，在经营中向多功能、智能化方向发展，以拓宽更广阔的市场渠道。然而，在高速发展的今天，人们对食品种类、质量、品味等都有了更高的需求，这不仅促进了食品机械行业的发展，也对食品机械创新、技术升级提出了更高的要求。与发达国家相比，我国食品机械还处于弱势，不少企业存在低水平的重复建设。这种状况不但浪费了有限的资金、人力等重要资源，还造成了市场的无序混乱，阻碍了行业的健康发展。行业要

10、发展，不仅要依靠老产品的销量增加，更需要新产品做技术支撑，现阶段行业调整产品结构、技术升级的压力日益加大。全球科技的进步，发达国家已经把核能技术、微电子技术、激光技术、生物技术和系统工程融入到传统的机械制造技术中。新的合金材料、高分子材料、复合材料、无机非金属材料等新材料也得到了推广应山东建筑大学毕业设计说明书2用，机械的集成化、智能化、网络化、柔性化将成为未来发展的主流。随着人们对食品的需求逐渐走向多样化、多层次化，为食品工业的发展提供了广阔的市场。食品机械行业也将提供多品种、高质量的产品以满足食品工业发展的需求。总之，摒弃单一，追求多元化发展，顺应时代发展潮流，拓展食品机械发展之路，食品机

11、械行业必将得到更快速的发展。1.1.2 食品机械的发展情况当前国际上食品在创新上呈现三种趋势：一是食品从包装到口感给人以美好的享受，二是烹饪简便和食用快捷，三是天然、滋补、低热量。第一类的特点是回归自然和传统，包装国际化，味道多样化，以新颖的造型吸引顾客。 第二类的特点是家庭烹饪，食用简单方便，以适应人们生活节奏的加快及外出度假旅游等的需要。第三类产品的特点是具有注重保健、清淡、天然等特点。在一些发达国家，有不少高新技术已应用于食品加工领域。如：用电子束辐射减少病源微生物体（如牛肉中的大肠杆菌） 。以超液压取代巴氏杀菌的热加工对软包装容器内的颗粒酸性食品（例如水果片）进行杀菌。利用连续感应加热

12、减少液态食品的巴氏灭菌时间。通过膜技术进行加工用水回收，达到减少废水处理费用和降低能源成本的目的。奶品的冷冻浓缩。用脉冲电场取代液体产品的巴氏杀菌热加工。核磁共振映射调控冻结时间和冷冻效率。发达国家的食品原料加工率一般都在 70%以上，有的高达 92%，以吃“成品”为主。而我国和其他发展中国家仅为 20%30%，基本是以吃“原料”为主。发达国家把这么多原料加工成即食方便，品种齐全，质量优良和数量充足的食品，是靠科技优势，是靠先进的加工工艺和优良的机械设备武装的强大的食品工业。发达国家的食品机械行业已经发展成为一个完整的工业体系，品种齐全，多达3000 多种，机械化、自动化程度高，新原理、新技术

13、、新工艺、新材料不断被运用；山东建筑大学毕业设计说明书3产品质量可靠、稳定，标准化，通用化，系列化程度高；动力燃料及水消耗少；能够做到无废渣、废水、废汽排出，无环境污染。1.2 本课题的主要任务海蜇切片加工机设计包括机械部分的设计和控制系统原理图的设计。确定海蜇切片加工机的机械部分传动方案，根据海蜇的结构特点，确定加工刀具，掌握机械部分的组成、结构形式、工作原理及运动特点。根据给定的每天加工和有关参数能正确选择电机、联轴器、传动机构的种类及其有关参数。掌握传动系统的工作原理、结构形式，根据给定参数，对主要部件进行正确的设计计算。设计海蜇切片加工机的传动零部件。绘制加工机主要零件的零件图。绘制加

14、工机的装配图。1.3 本次设计完成的主要工作本次设计的主要工作是确定海蜇切片加工机的传动方案，加工方案，绘制结构示意图；设计输送机构零件、工作部分机构传动零件、支承座；计算并选择电动机，联轴器等等。山东建筑大学毕业设计说明书42 总体方案设计2.1 海蜇切片加工机的基本参数技术要求：海蜇有很多吃法，其中海蜇片是一种常见的吃法，这里针对海蜇，设计自动加工海蜇片的机械设备，该机械要求操作方便，产量高，成型好，产品粗细厚薄可以自由调节，有可能受腐蚀的地方采用不锈钢或铝合金制作。技术参数：加工量：100300kg/h；海蜇片宽：10 mm20mm。2.2 海蜇切片加工机的整体方案海蜇切片加工机通常由电

15、动机、联轴器、运送机构、工作部分（切片和切条） 、底座、机架等组成。下图为海蜇成切片加工机的整体方案图。图 2.1 海蜇成切片加工机的整体方案图1 电机 2 滚珠丝杠 3 工作台 4 钢丝刀 5 连杆6 曲柄轮 7 刀片 8 滑轨撑架 9 滑轨 10 轴承座山东建筑大学毕业设计说明书52.2.1 传送机构的设计方案传送机构用来实现海蜇片在加工过程中的进给运动。该方案中传送机构传动方案采用滚珠丝杠传动。由电动机通过联轴器直接带动滚珠丝杠旋转，通过滚珠丝杠副将丝杠的旋转运动转变为丝杠螺母的水平运动，带动工作台在水平方向移动，从而完成海蜇片加工过程中的进给运动。下图为传送机构传动图。图 2.2 传送

16、机构传动图1 步进电机 2 联轴器 3 轴承及轴承座 4 丝杠 5 丝杠螺母6 工作台导轨 7 工作台 8 导轨支架 9 轴承座支架 10 预紧螺母2.2.2 工作部分之切片机构的设计方案切片机构是用来将海蜇切割成厚薄均匀的大片（似一张张的薄饼） 。根据新鲜海蜇具有柔软和粘刀的特性，切割刀具采用钢丝刀。下图为切片机构图。山东建筑大学毕业设计说明书6图 2.3 切片机构图1 电机 2 联轴器 3 曲柄轴 4 轴承 5 轴承座 6 曲柄轮7 连杆 8 轴套 9 转动副 10 钢丝刀架 11 钢丝 12 滑动导轨2.2.3 工作部分之切条机构的设计方案切条机构是用来将已切成片的海蜇切成条状，完成海蜇

17、片的最终切割。根据新鲜海蜇韧性强的特点，可用多刀片一次切割，提高工作效率。下图为切条机构图。山东建筑大学毕业设计说明书7图 2.4 切条机构图1 步进电机 2 联轴器 3 轴承端盖 4 轴承座 5 大曲柄轴 6 大曲柄轮 7 转动副8 大连杆 9 滑轨 10 滑动副 11 挂刀架 12 刀片 13 刀片轴 14 滑轨支架山东建筑大学毕业设计说明书83 传送部分的设计计算3.1 电动机的选择1、 选择电动机类型和结构型式电动机类型和结构型式可以根据电源的种类、工作方式、工作条件（温度、环境、空间尺寸）工作要求和载荷特点（性质、大小、启动性能和过载情况）等来选择。因海蜇在进给过程中要求启停频繁且定

18、位要求高，由此电机采用步进电机。2 步进电机选择综述步进电机是一种能将数字输入脉冲转换成旋转或直线增量运动的电磁执行元件。每输入一个脉冲电机转轴步进一个步距角增量。电机总的回转角与输入脉冲数成正比例，相应的转速取决于输入脉冲频率。 步进电机是机电一体化产品中关键部件之一，通常被用作定位控制和定速控制。步进电机有惯量低、定位精度高、无累积误差、控制简单等特点。步进电机的选择主要考虑步距角，静力矩和保持转矩。（1）步距角的选择电机的步距角取决于负载精度的要求，将负载的最小分辨率（当量）换算到电机轴上，每个当量电机应走多少角度（包括减速） 。电机的步距角应等于或小于此角度。目前市场上步进电机的步距角

19、一般有 0.36 度/0.72 度（五相电机） 、0.9 度/1.8 度（二、四相电机） 、1.5 度/3 度 。（2）静力矩的选择步进电机的动态力矩一下子很难确定，我们往往先确定电机的静力矩。静力矩选择的依据是电机工作的负载，而负载可分为惯性负载和摩擦负载二种。单一的惯性负载和单一的摩擦负载是不存在的。直接起动时（一般由低速）时二种负载均要考虑，加速起动时主要考虑惯性负载，恒速运行只要考虑摩擦负载。一般情况下，静力矩应为摩擦负载的 2-3 倍内好，静力矩一旦选定，电机的机座及长度便能确定下来（几何尺寸） 。（3）保持转矩（holding torque）保持转矩是指步进电机通电但没有转动时，定

20、子锁住转子的力矩。它是步进电机最重要的参数之一，通常步进电机在低速时的力矩接近保持转矩。由于步进电机的输出力山东建筑大学毕业设计说明书9矩随速度的增大而不断衰减，输出功率也随速度的增大而变化，所以保持转矩就成为了衡量步进电机最重要的参数之一。比如，当人们说 2N.m 的步进电机，在没有特殊说明的情况下是指保持转矩为 2N.m 的步进电机。3 确定步进电机的步距角 进给机构的相关参数：工作台及加工物品 W=M+m=120kg，定位时间 t0=0.8s 以内，（t0=0.4s,加减速 ），转速，丝杠导程，脉冲当量，min/500rn mmL4mm01. 0每转脉冲数。rpLs/400可求得步距角

21、9 . 0360s4、确定必要转矩（1）计算加在步进电机上的脉冲数;nf选择步距角的二相步进电机9 . 0ssfn/101004002509 . 03602503次数（2）所需转矩;cmkgTMaLMTTT其中， cmkgTL 负载转矩cmkgTa 转速转矩 确定负载:LTcossinGmgFFA 05. 010120200 260预负载NFF7 .86302200BBLPFPFT 21043F0.30.921042603-3- 0.01650.184山东建筑大学毕业设计说明书10 mN 0.2005计算加速aT确定全惯性惯量2mkgJL滚珠螺杆的转动惯量：43-341032216012401

22、09 . 73232BBBDLJ 43-103256010.775 23-101.268mkg工作台与工作物的惯性量TJ24-23-2104.8721041202mmkgPJBT全惯性惯量：2-34-101.755104.870.1268mkgJJJTBL1 12-180tffJJTsLoa 2 . 00-333331809 . 0101.7553-OJ 2-3102.62101.7550.019 mN 0.469电机转矩由电机必要转矩乘上安全系数 a=1.5 求的， mNTTTaLM005. 15 . 1469. 02010. 05 . 1根据计算所得的步距角和必要转矩可选步进电机型号为：1

23、10BYG250B 步进电机，步距角为 0.9，保持转矩 8Nm。TM小于保持转矩 TB。3.2 滚珠丝杠的选择计算在根据加工对象及工作台的进给速度等相关内容来初定一下相关参数。工作台质量M=20kg，工件及夹具质量 m=100kg，工作台最大行程 Lk=1000mm，,工作台回程速度山东建筑大学毕业设计说明书11，工作台的进给速，工作台滑轨摩擦系数mm/min 102.0=V31mm/min 101.0=V32查机械设计手册第 1 卷，表 1-1-7，。0.2=（0.1=静动（1）确定滚珠丝杠副的导程 Ph:由机械设计手册第 3 卷表 12-1-40 中式（1） ；mm4500100 . 2

24、V=P3maxmaxhN按机械设计手册第 3 卷表 12-1-14，取 Ph=4mm。（2）确定当量载荷 Fm与当量转速 nm:由机械设计手册第 3 卷表 12-1-40 中式（1）可得： 3hii10 pv =n 500r/min=n mm/min 102.0=V131250r/min=n mm/min 101.0=V232（W+W（+P=F21iF1=200+0.1（200+1000）=320NF2=0+0.1（200+0）=20N由此代入机械设计手册第 3 卷表 12-1-40 中式（2）可得当量载荷：322122321131mFF=Ftntntntn 33333500672503350

25、02067250320 254.6N代入机械设计手册第 3 卷表 12-1-40 中式（4）可得当量转速：212211mtn=ntttn 10033500+67250 333r/min=山东建筑大学毕业设计说明书12（3）确定预期额定动载荷 Cam：先按 Lh=20000h 要求用机械设计手册第 3 卷表 12-1-40 中式（5）计算，轻微冲击按机械设计手册第 3 卷表 12-1-43 取 fw=1.3，7 级精度由机械设计手册第 3卷表 12-1-41 取 fa=0.8，可靠度 97%，fc=0.44，则0.440.8100)L(60n31hnmwamffC 0.440.810020000

26、333602553 . 131 KN495. 1拟采用中预紧丝杠，查机械设计手册第 3 卷表 12-1-44，取 fe=4.5，按最大载荷Fmax 计算，根据机械设计手册第 3 卷表 12-1-40 中式（7）1.44KN=320N4.5=Ff= maxe amC取与中较大值，则amC amC1.495KN= Cam（4）确定允许的最小螺纹底径 d2m,估算丝杠允许的最大轴向变形量：m由机械设计手册第 3 卷表 12-1-40 中式（8）:2.53.31041314131m重复定位精度由机械设计手册第 3 卷表 12-1-40 中式（9）:5256.2551415141 m重复定位精度取两结果

27、最小值。2.5=m按机械设计手册第 3 卷表 12-1-40 中式（11）NWF24010002000.20静L=行程 Lk+安全行程（24）Ph+两个全程+螺母长+一个支承长 =1000+（816）4+2x40+146+69 =12381246可取 L=1240mm山东建筑大学毕业设计说明书13丝杠要求预拉伸，取两端固定的支承形式 Q=0.039 代入机械设计手册第 3 卷表 12-1-40 中式（10）：mmmLFam5 .132051240240039. 08d02（5）确定滚珠丝杠副的规格代号选内循环浮动法兰式、直筒双螺母垫片预紧 FFZD 型 3204-5。由机械设计手册第 3 卷表

28、 12-1-33 知 d0=32mm，d2=28.9mm d2m =13.5mm， 。由机械KNCKNCam495. 16 . 9aKNCa9 .270mmDw3mNRnu/823设计手册第 3 卷表 12-1-33 中查出螺母长为 92mm，同时选定 JB/T3162 推荐的固定轴端形式，d0=32mm，采用一对 760304DF 推力角接触球轴承，从机械设计手册第 3卷表 12-1-26 中查出一个支承长为 58mm。（6）Dn值校验：按机械设计手册第 3 卷表 12-1-40 中式（12）max2maxpwnDdnDw 7000500144. 73 .34合格。（7）确定滚珠丝杠副预紧力

29、 Fp：NFF49913003131maxP取 Fp=500N。（8）计算行程补偿值 C：按机械设计手册第 3 卷表 12-1-14 中式（14），t 取 2、5hkuPLl148 124011602401601000取 lu=1240;3-108 .11utlC m58.361012405 . 28 .113-（9）计算预拉伸力 Ft：山东建筑大学毕业设计说明书1422t95. 1tdF N40729 .285 . 295. 1（10）滚珠丝杠压杆稳定性验算：因最大轴向载荷 P=320，小于丝杠预拉伸力 Fi=4072N，丝杠不会受压失稳，所以不需要验算。按机械设计手册第 3 卷表 12-1

30、-40 中式（9）验算抗拉强度：aipMPdF2 . 692.2844072422远低于钢材许用拉应力。3.3 工作台及工作台撑架的设计计算331 工作台的设计计算根据被加工对象含水量及含盐量高的特点性质，工作台应选取不锈钢材料，大小以大于被加工对象适量为宜，海蜇平均大小直径为 400-600mm。因此，工作台的长宽高要大于 600mm，取 700mm 即可。厚度上能提供足够的支撑强度即可，不锈钢强度很高，经验值 5mm 就足够了。另外，工作台上需打孔，用于螺钉固定。详细设计见零件图。3.3.2 工作台撑架的设计计算工作台撑架的设计需根据丝杠螺母的尺寸来设计计算。因工作台长宽较大，厚度较小，长

31、厚比值大，为减小集中弯矩，可将工作台撑架设计成 V 型。下图是工作台撑架的详细设计图。山东建筑大学毕业设计说明书15图 3.1 工作台撑架山东建筑大学毕业设计说明书164 工作部分设计计算 4.1 切片机构的设计计算 4.1.1 电动机的选择1 选择电动机类型和结构型式电动机类型和结构型式可以根据电源的种类、工作条件（温度、环境、空间尺寸）和载荷特点（性质、大小、启动性能和过载情况）来选择。由此，选用一般用途的 Y 系列（IP44）封闭式三相异步电动机。2 确定电动机容量电动机容量（功率）选得合适与否，对电动机的工作和经济性都有影响，当容量小于工作要求的时候，电动机不能保证工作机的正常工作，或

32、使电动机因长期过载发热量大而过早损坏；容量过大则电动机价格高，能量充分利用，经常处于不满载运行，其效率和功率因数都降低，增加电能消耗造成很大浪费。电动机容量主要根据电动机运行的发热条件来决定。电动机的发热与其运行状态有关。对于长期连续运转，载荷不变或变化很小，常温下工作的机械，只要所选电动机的额定功率 Pm等于或大于所需电动机功率 P0，即 Pm=P0，电动机在工作时就不会过热，而不必校验发热和起动力矩。所选电动机效率高，耗电少，性能好，噪声小，振动小，体积小，重量轻，运行可靠，维修方便。结构为全封闭、自扇冷式，能防止灰尘、铁屑、杂物侵入电动机内部。 (1) 工作机所需功率 Pw 工作机所需功

33、率 Pw（W）应由机器的工作阻力和运动参数确定。由设计任务书中给定的工作参数按式(4-1)计算： (4-1) VFPxW式中 F 是滑块的摩擦阻力；V 是执行机构的速度 m/s。 执行机构线切割速度 V=3m/s4m/s,刀重约 10kg，摩擦阻力 F=100 x0.2=20NG此式只是对滑块机构阻力的模糊计算，若要求精确需进行试验。在此就按上式计算。山东建筑大学毕业设计说明书17滑块机构的功率=20Nx4m/s=80WVFPxW (2) 计算电动机所需功率 P0P0=Pw/w （4-2）w=滑联轴器轴承 3 （4-3）w是传动机构效率。对于此工作机，w=滑联轴器轴承 3。 查机械设计手册第

34、1 卷表 1-1-3，滑=0.85，联轴器=0.97轴承=0.99，w=0.80。P0=Pw/=80/0.8=100W电动机的额定功率通常为 Pm=(11.3)P0=100130W，取 Pm=130W。3 确定电动机转速根据设计任务书要求，取曲柄滑块机构行程 0.1m，曲柄转动一周需时间t=2H/V=0.1x2/3s。因此，要达到 3m/s-4m/s 的速度,需要转速达到 n=60/(0.1x2/V) =9001200r/min，故电动机转速可选范围为 nm=4321728 r/min综合考虑电动机和传动装置的的尺寸、结构，因执行机构无需减速所以选定电动机的型号为 Y90S-6，P=750W，

35、同步转速为 n=1000r/min，满载转速为 nm=910r/min。4.1.2 小曲柄滑块机构的设计计算连杆机构，结构简单，制造容易，工作可靠，传动距离较远，传递载荷较大，可实现急回运动规律，主要用于实现往复运动。该曲柄滑块机构主要用于实现钢丝刀的往复运动，进程和回程速度无变化要求，即无需急回运动。因此，可设计成对心式曲柄滑块机构，既可满足要求，设计简单且制造。设计示意图见下图山东建筑大学毕业设计说明书18图 4.1 对心曲柄滑块机构示意图根据行程 H=100mm，且为对心式无偏心距，所以曲柄 a 的长度为行程 H 的 1/2,所以a=50mm。在设计曲柄连杆的尺寸时，一般的经验设计方法是

36、，取连杆长度为曲柄长度的两倍左右，该对心式曲柄滑块机构的设计尺寸相对较小，考虑到要与其他机件的安装相配合，因此，连杆尺寸取值相对大一些，连杆长度 b=130mm。4.1.3 曲柄轴的设计计算1求曲柄轴上的功率 P、转速 n、转矩 TWWPP970.971000联轴器mmmmNnPT97.10179109795509550min/9101rn 2.初步确定主动轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢，调质处理。根据机械设计表 15-3，取 A=125，于是得 mmnPAd9 . 5910097. 01253311min输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 d-。为了使所

37、选的轴直径 d-与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。山东建筑大学毕业设计说明书19联轴器的计算转矩,查表 14-1，考虑到转矩变化很小，故取，则：3TKTAca3 . 1AKmmNTKTAca361.132397.10173 . 11按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准 GB/T58432003，选取caTGY1 型凸缘联轴器，其公称转矩为 25000Nmm。半联轴器的孔径 d1=14mm，故取 d-=14mm ，联轴器长度 L=32mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1=30mm。3轴的结构设计1) 拟定轴上零件的装配方案该曲柄轴的装配方案如图所示。图 4.2 曲柄轴的装

38、配图2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的轴向定位要求，-轴段右端需制出一轴肩，故取-段的直径 d-=16mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 D=16mm。半联轴器与配合的毂孔长度 LI=30mm。初步选择滚动轴承。因轴承承受径向力的作用，故选取深沟球轴承。参照工作要求并根据 d-=17mm，由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组，标准精度级的深沟球轴承 6003，其尺寸为 dDB=17mm35mm10mm，故 d-=17mm，由于轴承右端用轴肩定位，所以取 d-= 20mm。因该轴的最右端安装曲柄轮，所以轴承采用中间固定方式，为保证轴在转动时的平稳性，

39、两轴承间距不得小于外伸轴的长度，所以取 l-=75mm轴承端盖的总宽度为 14mm。根据轴承端盖的装拆及便对轴承添加润滑脂的要求，山东建筑大学毕业设计说明书20取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 l=11mm，故取 l-=25mm，l-=25mm。轴的最右端安装曲柄轮，轮毂长 l=28mm，用轴端挡圈定位，轴与曲柄轮的轮毂的配合长度 l-=27mm。3) 主动轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位采用平键联接。半联轴器与轴的联接，选用 C 型平键（双圆头） ，按 d1由手册查得 bhL 为 5mm5mm25mm，半联轴器与轴配合为 H7/j6。深沟球轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的

40、，此处选取轴的直径尺寸公差为 m6。4）确定圆角与倒角参考表 15-2 取轴两端倒角为 145。各轴肩处的圆角半径见小曲柄轴零件图。5.求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图，如图 图 4.3 轴的结构图在确定轴承支点位置时，应从手册中查取值。对于 6004 型深沟球轴承，由手册查得 B/2=5mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距 L1 =65mm，外伸端 l2=14mm，根据轴的计算简图作出轴的弯距图和扭距图。图 4.4 水平方向弯距图山东建筑大学毕业设计说明书21 图 4.5 垂直方向弯距图图 4.6 总弯矩图 图 4.7 扭矩图从主动轴的结构图以弯矩和扭矩图中可以看出截面 C 是

41、轴的危险截面，见表 4-1。表 4-1 C 截面弯扭分析表载 荷水平面 H垂直面 V支反力 FFNH1=4.31NFNH2=24.31NFNV1=10.34N FNV2=58.34N弯 矩 MMH=480NmmMV=672Nmm总 弯 矩M=825.8Nmm扭 距 TT3=1017.97Nmm6按弯扭合成应力校核轴的强度山东建筑大学毕业设计说明书22 (3-14)WTMca22)(进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据式 (3-14)，取，轴的计算应力为 2.09MPa，由于已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，由表6 . 015-1 查得，故安全。MPa6011ca4

42、.2 切条机构的设计计算 4.2.1 电动机的选择1、 选择电动机类型和结构型式电动机类型和结构型式可以根据电源的种类、工作方式、工作条件（温度、环境、空间尺寸）工作要求和载荷特点（性质、大小、启动性能和过载情况）等来选择。因海蜇在进给过程中要求启停频繁且定位要求高，由此电机采用步进电机。2 步进电机选择综述步进电机是一种能将数字输入脉冲转换成旋转或直线增量运动的电磁执行元件。每输入一个脉冲电机转轴步进一个步距角增量。电机总的回转角与输入脉冲数成正比例，相应的转速取决于输入脉冲频率。 步进电机是机电一体化产品中关键部件之一，通常被用作定位控制和定速控制。步进电机有惯量低、定位精度高、无累积误差

43、、控制简单等特点。步进电机的选择主要考虑步距角，静力矩和保持转矩。（1）步距角的选择电机的步距角取决于负载精度的要求，将负载的最小分辨率（当量）换算到电机轴上，每个当量电机应走多少角度（包括减速）。电机的步距角应等于或小于此角度。目前市场上步进电机的步距角一般有 0.36 度/0.72 度（五相电机）、0.9 度/1.8 度（二、四相电机）、1.5 度/3 度 。（2）静力矩的选择步进电机的动态力矩一下子很难确定，我们往往先确定电机的静力矩。静力矩选择的依据是电机工作的负载，而负载可分为惯性负载和摩擦负载二种。单一的惯性负载和单一的摩擦负载是不存在的。直接起动时（一般由低速）时二种负载均要考虑

44、，加速起山东建筑大学毕业设计说明书23动时主要考虑惯性负载，恒速运行只要考虑摩擦负载。一般情况下，静力矩应为摩擦负载的 2-3 倍内好，静力矩一旦选定，电机的机座及长度便能确定下来（几何尺寸）。（3）保持转矩（holding torque）保持转矩是指步进电机通电但没有转动时，定子锁住转子的力矩。它是步进电机最重要的参数之一，通常步进电机在低速时的力矩接近保持转矩。由于步进电机的输出力矩随速度的增大而不断衰减，输出功率也随速度的增大而变化，所以保持转矩就成为了衡量步进电机最重要的参数之一。比如，当人们说 2N.m 的步进电机，在没有特殊说明的情况下是指保持转矩为 2N.m 的步进电机。3 确定

45、步进电机的步距角由工作参数知转速脉冲当量为 =2.5，每转脉冲数，60r/min=vrps/200500步距角8 . 1360ss计算加在步进电机上的脉冲数;nf选择步距角的二相步进电机o8 . 1ssrRfs/2008 . 1360min/60360次4、确定必要转矩所需转矩;cmkgTMaLMTTT其中，cmkgTL 负载转矩 cmkgTa 转速转矩确定负载:LT确定负载 TlRL FT 115mm192N mm22.08N加速转矩 Ta山东建筑大学毕业设计说明书24曲柄盘的转动惯量（假定是均匀质地的圆柱）240mm120/7.93Dmmrcmg，vW hr29 . 721209 . 72

46、kg144. 7取质量 W=7.5kg2222054. 05405 . 72408181mkgcmkgDWJT2220019.540540019. 0cmkgcmkgcmkgJJJTtffgJTnsa0180 1 . 00-2001809 . 014. 3980019.540 mNcmkg73. 13 .17必要转矩 TMmNTTTALM81.3373. 108.22步进电机的保持转矩 TB，需要大于必要转矩乘上安全系数 1.5mNTTTaL7 .355 . 173. 108.225 . 1由步距角和必要转矩可确定步进电机选用 130BYG250B，步距角 1.8，保持转矩40N m。4.2.

47、2 大曲柄滑块机构的设计计算大曲柄滑块机构用于海蜇切片工作的切条动作，查机械设计手册第 1 卷，机构设计可按最小传动角具有最大值的条件设计偏置曲柄滑块机构。此机构要求有一定的急回特性，因此可设行程速比系数 K=1.4，极位夹角，按 =150查3011180KK机械设计手册第 1 卷，图 4-2-7 可得以下比例关系山东建筑大学毕业设计说明书25b/s=0.925a/s=0.460e/s=0.31a/b=0.50曲柄滑块机构的行程为 H=250mm，即 s=H=250mm，可分别求得b=232.5mma=115mme=65mm大曲柄滑块机构的示意图如下图所示。图 4.8 大曲柄滑块机构示意图4.

48、2.3 大曲柄轴的设计计算1求曲柄轴上的功率 P、转速 n、转矩 TP1= P0联轴器 =1000.97W=97WT1=35700Nmm() n1=60r/min2.初步确定主动轴的最小直径山东建筑大学毕业设计说明书26先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢，调质处理。根据机械设计表 15-3，取 A=125，于是得 mmnPAd6 .1460097. 01253311min输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 d-。为了使所选的轴直径 d-与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查表 14-1，考虑到转矩变化很小，故取，3TKTAca3 . 1AK则：

49、mmNTKTAca46410357003 . 13按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准 GB/T58432003，选取caTGY2 型凸缘联轴器，其公称转矩为 65000Nmm。半联轴器的孔径 d1=16mm，故取 d-=16mm ，联轴器长度 L=42mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1=40mm。3轴的结构设计1) 拟定轴上零件的装配方案该曲柄轴的装配方案如图所示。图 4.9 大曲柄轴的装配图2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的轴向定位要求，-轴段右端需制出一轴肩，故取-段的直径 d-=18mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 D=18mm

50、。半联轴器与配合的毂孔长度 LI=42mm。初步选择滚动轴承。因轴承承受径向力的作用，故选取深沟球轴承。参照工作要求并根据 d-=20mm，由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组，标准精度级的深沟球轴承 6004，其尺寸为 dDB=20mm42mm12mm，故 d-=20mm，由于轴承右端山东建筑大学毕业设计说明书27用轴肩定位，所以取 d-= 25mm。因该轴的最右端安装曲柄轮，所以轴承采用中间固定方式，为保证轴在转动时的平稳性，两轴承间距不得小于外伸轴的长度，所以取 l-=85mm。轴承端盖的总宽度为 14mm。根据轴承端盖的装拆及便对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面

51、间的距离 l=11mm，故取 l-=25mm，l-=25mm。轴的最右端安装曲柄轮，轮毂长 l=30mm，用轴端挡圈定位，轴与曲柄轮的轮毂的配合长度 l-=29mm。3) 主动轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位采用平键联接。半联轴器与轴的联接，选用 C 型平键（双圆头），按 d1由手册查得 bhL 为 5mm5mm25mm，半联轴器与轴配合为 H7/j6。深沟球轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选取轴的直径尺寸公差为 m6。4）确定圆角与倒角参考表 15-2 取轴两端倒角为 145。各轴肩处的圆角半径见小曲柄轴零件图。5.求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图，如图 图

52、 4.10 轴的结构图在确定轴承支点位置时，应从手册中查取值。对于 6004 型深沟球轴承，由手册查得 B/2=5mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距 L1 =65mm，外伸端 l2=14mm，根据轴的计算简图作出轴的弯距图和扭距图。山东建筑大学毕业设计说明书28 图 4.11 水平方向弯距图 图 4.12 垂直方向弯距图图 4.13 总弯矩图 图 4.14 扭距图从主动轴的结构图以弯矩和扭矩图中可以看出截面 C 是轴的危险截面，见表 4-2。山东建筑大学毕业设计说明书29表 4-2 C 截面弯扭分析表载 荷水平面 H垂直面 V支反力 FFNH1=32.88NFNH2=192.88NFNV1=

53、40.5N FNV2=237.80N弯 矩 MMH=2400NmmMV=2959.1Nmm总 弯 矩M=3809.9Nmm扭 距 TT3=35700Nmm6按弯扭合成应力校核轴的强度 (3-14)WTMca22)(进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据式 (3-14)，取，轴的计算应力为 27.20MPa，由于已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，由6 . 0表 15-1 查得，故安全。MPa6011ca山东建筑大学毕业设计说明书305 校 核 5.1 键的校核选取传曲柄轴与联轴器处的键进行校核。键的失效形势主要是工作面被压溃，一般只对挤压应力进行强度校核，由机械设计式

54、（6-1）查得公式如下： 1023ppkldT式(3-21)中：T传递的转矩k键与轮毂键槽的接触高度，k=0.5h，h 为键的高度。l键的工作长d轴的直径 键、轴、连轴器轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力，查机械设计第 2p卷，表 6-2 得，=100MPa。pT=1.018Nmk=0.5xh=0.5x5=2.5mml=L-b/2=20-2.5=17.5mmd=14mm将以上数值代入公式 3 . 3145 .175 . 21001797123ppxx故，键是安全的。用同样的方法对其他部位的键进行校核，结果所有的键都安全。5.2 轴承的校核选取大曲柄轴的深沟球轴承 6004 来校核。山东建筑大学毕

55、业设计说明书31查机械设计手册可知深沟球轴承 6004 的基本额定动载荷 Cr=9.38KN,基本额定静载荷 C0r=5.02KN，选取轴承的预期计算寿命 Lh=24000h。图 5.1 轴上受力图（1） 根据以上受力图，求两轴承受到的径向载荷 FNV1和 FNV2,其中 Ft=160N Fr=197.27N由受力分析知：FNH1=32.88N FNH2=192.88NFNV1=40.5N FNV2=237.80N=1rF2121NHNVFFN17.5288.325 .4022=2rF2222NHNVFFN19.30688.19280.23722（2）轴承基本额定动载荷计算额定动载荷 C=P (5-2)TndmhfffffP当量动载荷，即 Fr1、Fr2中的大值，P=Fr2=306.19Nh寿命因子，按机械设计手册第 2 卷，表 7-2-23，选取 h =1.690n速度因子，按机械设计手册第 2 卷，表 7-2-24，选取 n =0.332m力矩载荷因子，由