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附贈CAD圖紙和三維圖紙、說明書,領取加Q 197216396 或 11970985  山東英才學院 本 科 畢 業(yè) 設 計（論 文） 題 目 　　小型切骨機的機械設計 專 業(yè) 學生姓名 班 級 學 號 指導教師 二〇 年 月 日 畢業(yè)設計（論文）原創(chuàng)性聲明 本人鄭重聲明：所提交的畢業(yè)設計（論文），是本人在導師指導下，獨立進行研究工作所取得的成果。除文中已注明引用的內容外，本畢業(yè)設計（論文）不包含任何其他個人或集體已經發(fā)表或撰寫過的作品成果。對本研究做出過重要貢獻的個人和集體，均已在文中以明確方式標明并表示了謝意。 論文作者簽名： 日期： 年 月 日 摘要 本文主要介紹小型切骨機的發(fā)展狀況，小型切骨機結構設計原理，小型切骨機總體方案分析及確定，小型切骨機結構設計內容所包含的機械圖紙的繪制，小型切骨機的計算，小型切骨機的結構設計結論與建議。 整機結構主要由電動機減速器產生動力通過小帶輪將需要的動力傳遞到大帶輪上，帶輪帶動主軸，從而帶動整機裝置運動,此可以代替人手的繁重勞動，顯著減輕工人的勞動強度，改善勞動條件，提高勞動生產率和生產自動化水平。 本論文研究內容： (1) 小型切骨機總體結構設計。 (2) 小型切骨機工作性能分析。 (3)電動機的選擇。 (4) 小型切骨機的傳動系統(tǒng)、執(zhí)行部件及機架設計。 (5)對設計零件進行設計計算分析和校核。 (6)運用計算機輔助設計，對設計的零件進行三維建模。 (7)繪制整機裝配圖及重要部件裝配圖和設計零件的零件圖。 關鍵詞：小型切骨機，結構設計，三維建模；步進電機 Abstract This paper describes the development of small bone cutting machine, small bone cutting machine design principle, small bone cutting machine overall program analysis and determine, calculate draw small bone cutting machine design content contained mechanical drawings, small bone cutting machine small bone cutting machine design conclusions and recommendations. The whole structure is mainly produced by the motor reducer power is transmitted to the power required by small pulley large pulley, pulley driven spindle, so as to drive the whole device is moved, this can replace the heavy manual labor, significantly reduce the labor of workers strength, improve working conditions, improve labor productivity and production automation. Contents of this paper: (1) small bone cutting machine overall structural design. (2) small bone cutting machine performance analysis. (3) Select the motor. Transmission (4) small bone cutting machine, rack design and execution unit. (5) Calculation of design parts design analysis and verification. (6) the use of computer-aided design, the design of the parts three-dimensional modeling. (7) to draw the whole assembly drawings and assembly drawings and important parts of the design part of the part drawing. Keywords: small bone cutting machine, structural design, 3D modeling; stepper motor 目 錄 1 緒 論 1 1.1小型切骨機裝置(機械)的應用及適用范圍 1 1.2小型切骨機(機械)的國內外發(fā)展情況 1 1.3本課題研究的內容及方法 3 1.3.1 主要的研究內容 3 1.3.2 設計要求 3 1.4 本文研究主要內容 4 2 小型切骨機機構總體方案設計 5 2.1 基本結構 5 2.2 設計原則 5 2.3 方案分析 5 2.3.1 第一方案 5 2.3.2第二方案 6 2.3.3第三方案 6 2.3.4 最終方案 7 3 小型切骨機的機械部分計算 8 3.1電機的選取 8 3.2 帶傳動設計 10 3.2.1 選擇帶型 10 3.2.2確定帶輪的基準直徑并驗證帶速 11 3.2.3 確定中心距離、帶的基準長度并驗算小輪包角 12 3.2.4確定帶的根數(shù)z 12 3.2.5確定帶輪的結構和尺寸 13 3.2.6確定帶的張緊裝置 13 3.3 計算壓軸力 13 3.3 軸的校核 15 3.4 鍵的校核 16 3.5 軸承的校核 16 3.6 風機參數(shù)的選擇和計算 17 3.6.1 風機計算 17 3.6.2 風機參數(shù)的選擇 18 4 切割工作機構設計 19 4.1 電機的選型 19 4.2 切割主軸的設計 20 4.2.1 確定切割主軸最小直徑 20 4.2.2 求軸上的載荷 21 4.2.3 按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度 22 4.2.4 精確校核軸的疲勞強度 22 5 液壓缸元件的計算 26 5.1液壓缸的選擇 26 5.2 液壓缸結構 29 5.3 工作原理 31 總 結 32 致 謝 33 參考文獻 34 山東英才學院2016屆本科生畢業(yè)設計（論文） 1 緒 論 1.1小型切骨機裝置(機械)的應用及適用范圍 長期以來，大部分地區(qū)小型切骨機還沿用傳統(tǒng)的手工勞作方式，勞動強度大，生產效率低。隨著市場經濟的發(fā)展，小型切骨機開始以一種新型設備登入市場，小型切骨機以快捷方便供不應求，傳統(tǒng)加工方式已經不能滿足市場的需求，所以小型切骨機小型切骨機的設計，以加快小型切骨機的生產效率，對剛收獲的小型切骨機進行快速收貨，以便于收割,是供應小型切骨機市場的有效方法。 本文就小型切骨機這一環(huán)節(jié)進行研究，目的在于研制出一種新型的小型切骨機小型切骨機，加快小型切骨機的加工過程，縮短小型切骨機的產品形成周期，提高效率，降低成本。 1.2小型切骨機(機械)的國內外發(fā)展情況 小型切骨機，最初是由美國于上世紀五十年代開發(fā)出來的產品。后來日本得到發(fā)展，并于上世紀六七十年代隨日本經濟高速發(fā)展，技術性能得到長足的進步。 上世紀八十年代初，我國大量引進小型切骨機并生產出自己的產品。以日清品牌為代表，主要針對方便面生產線配套使用。上世紀九十年代，這種機型開始大量用于糧食流通，同時派生出各種各樣的類似包裝機。隨著機電一體化的應用，粉料自動包裝也向著高速全自動模塊化的方向發(fā)展及創(chuàng)新。 現(xiàn)今國外開發(fā)的小型切骨機已極其人性化:高速、節(jié)能、全自動、模塊化。 就國內外小型切骨機的開發(fā)情況來看，主要從以下幾點進行: (l)不斷擴大其通用能力，以滿足多種屬性粉料的包裝。 (2)高速全自動，配備微機控制系統(tǒng)，借助預先儲存的程序控制多臺伺服電機，分別驅動有關執(zhí)行機構。 (3)參數(shù)化調整和設置，對主要操作部件(供送、袋成型、牽引、封切等)作適當調整有關工作參數(shù)，便可在較寬的尺寸范圍內，滿足不同品種不同尺寸的包裝。 (4)模塊化結構設計，對供送、牽引、封切等主要部件進行相對獨立并又能較為自由組合的結構設計，以滿足臥式組合和立式組合的包裝機。 德國與美國、日本、意大利均為世界小型切骨機機械大國。在小型切骨機機械設計、制造、技術性能等方面居于領先地位。德國小型切骨機機械的設計是依據市場調研及市場分析結果進行的，其，目標是努力為客戶，尤其是為大型企業(yè)服務。為滿足客戶要求，德國小型切骨機機械制造廠商和設計部門采取了諸多措施： (1)工藝流程自動化程度越來越高，以提高生產率和設備的柔性及靈活性。采用機械手完成復雜的動作。操作時，在由電腦控制的攝像機錄取信息和監(jiān)控下，機械手按電腦指令完成規(guī)定動作，確保包裝的質量。 (2)提高生產效率，降低生產成本，最大限度地滿足生產要求。德國小型切骨機機械以飲料、啤酒灌裝機械和塑料小型切骨機機械見長，具有高速、成套、自動化程度高和可靠性好等特點。其飲料灌裝速度高達12萬瓶/h，小袋小型切骨機機的包裝速度高達900袋／min。(3)使產品機械和小型切骨機機械一體化。許多產品要求生產之后直接進行包裝，以提高生產效率。如德國生產的巧克力生產及包裝設備，就是由一個系統(tǒng)控制完成的。兩者一體化，關鍵是要解決好在生產能力上相互匹配的問題。 (4)適應產制品變化，具有良好的柔性和靈活性。由于市場的激烈競爭，產品更新?lián)Q代的周期越來越短。如化妝品生產三年一變，甚至一個季度一變，生產量又都很大，因此要求小型切骨機機械具有良好的柔性和靈活性，使小型切骨機機械的壽命遠大于產品的壽命周期，這樣才能符合經濟性的要求。 (5)普遍使用計算機仿真設計技術。隨著新產品開發(fā)速度不斷加快，德國小型切骨機機械設計普遍采用了計算機仿真設計技術，大大縮短了小型切骨機機械的開發(fā)設計周期. 小型切骨機設計不僅要重視其能力和效率，還要注重其經濟性。所謂經濟性不完全是機械設備本身的成本，更重要的是運轉成本，因為設備折舊費只占成本的6％～8％，其他的就是運轉成本。 我國小型切骨機行業(yè)起步于20世紀70年代，在80年代末和90年代中得到迅速發(fā)展。已成為機械工業(yè)中的10大行業(yè)之一，無論是產量，還是品種上，都取得了令人矚目的成就，為我國包裝工業(yè)的快速發(fā)展提供了有力的保障。目前，我國已成為世界小型切骨機工業(yè)生產和消費大國之一。 小型切骨機作為一種產品，它的含義不僅僅是產品本身的物質意義，而是包括形式產品、隱形產品及延伸產品3層含義。形式產品是指食品機本身的具體形態(tài)和基本功能；隱形產品是指食品機給用戶提供的實際效用；延伸產品是指食品機的質量保證、使用指導和售后服務等。所以食品機的設計應該包括：市場調研、原理圖設計、結構設計、施工圖設計、使用說明書編寫及售后服務預案等。 小型切骨機設計的類別主要有：測繪仿制設計、開發(fā)性設計、改進性設計、系列化設計。如啤酒灌裝生產線生產能力為1．6～4萬瓶/h，其中灌裝機的灌裝閥工位數(shù)從48個、60個、90個到120個就屬于系列化設計。 高速運行的食品機，特別是一些先進機型，大多是測繪、仿制國外的同類機型，進行國產化設計和系列化設計。其主要的原因是：(1)大多數(shù)設計人員還沒有真正掌握先進的設計方法，如高速小型切骨機的動力學設計理論和方法等，對高速工況下機構的動態(tài)精度分析等問題還不能模擬解決；(2)產、學、研結合不夠緊密，理論上的科研成果不能及時地在實際設計中運用，設計人員缺乏及時的技術培訓；(3)整個行業(yè)缺乏宏觀調控的力度，優(yōu)勢資源不能得到合理的配置與調整。 在小型切骨機設計領域，絕大多數(shù)設計人員仍沿用以前的設計方法：(1)根據設計任務書尋找同類機型作為樣機；(2)參考樣機制定各項技術性能指標及使用范圍；(3)設計工作原理圖、傳動系統(tǒng)圖；(4)設計關鍵零件，部件；(5)設計總裝圖方案和動作循環(huán)圖；(6)設計部件圖、總裝圖和零件圖；(7)對主要部件中的關鍵零件進行強度、剛度校核；(8)設計控制原理圖、施工圖等。 而今，國內一些大學的設計軟件，可以對食品機中常用機構進行有限元分析和優(yōu)化設計，其開發(fā)的凸輪連桿機構CAD／CAM軟件已經能夠滿足企業(yè)進行凸輪連桿機構自主設計的能力，但在實際小型切骨機的設計中應用還不普遍。 新型小型切骨機往往是機、電、氣一體化的設備。充分利用信息產品的最新成果，采用氣動執(zhí)行機構、伺服電機驅動等分離傳動技術，可使整機的傳動鏈大大縮短，結構大為簡化，工作精度和速度大大提高。其中的關鍵技術之一是采用了多電機拖動的同步控制技術。其實掌握這種技術并不很難，只是一些設計人員不了解小型切骨機的這一發(fā)展趨勢。如果說以前我國小型切骨機設計是仿制、學習階段，那么現(xiàn)在我們應該有創(chuàng)新設計的意識。 我國食品行業(yè)技術與機械近些年所取得的成績是顯著的，其起步于20世紀70年代末，剛起步時年產值僅七、八千萬元，產品品種僅100 余種，技術水平也較低。在20紀80年代中期至20世紀年代中期十余年的時間里，才得到快速發(fā)展，年增長率達到20%—30% ，到1999年底塑料和小型切骨機達40 大類，品種達1700種，到2000年產值增加到300億元，且技術水平也上了個臺階，開始出現(xiàn)了規(guī)模化、自動化趨勢，傳動復雜、技術含量高的設備也開始出現(xiàn)，許多小型切骨機如液體塑料灌裝機等設備已開始成套出口。 1.3本課題研究的內容及方法 1.3.1 主要的研究內容 在查閱了國內外大量的有關小型切骨機設計理論及相關知識的資料和文獻基礎上，綜合考慮小型切骨機結構特點、具體作業(yè)任務特點以及小型切骨機的推廣應用，分析確定使用小型切骨機配合生產工序，實現(xiàn)自動化的目的。 為了實現(xiàn)上述目標，本文擬進行的研究內容如下: 1 根據現(xiàn)場作業(yè)的環(huán)境要求和小型切骨機本身的結構特點，確定小型切骨機整體設計方案。 2 確定小型切骨機的性能參數(shù)，對初步模型進行靜力學分析，根據實際情況選擇電機。 3 從所要功能的實現(xiàn)出發(fā)，完成小型切骨機各零部件的結構設計； 4 完成主要零部件強度與剛度校核。 1.3.2 設計要求 1 根據所要實現(xiàn)的功能，提出小型切骨機的整體設計方案； 2 完成小型切骨機結構的詳細設計； 3 通過相關設計計算，完成電機選型； 4 完成小型切骨機結構造型；繪制小型切骨機結構總裝配圖、主要零件圖。 1.4 本文研究主要內容 通過利用網絡工具、圖書館的書籍和各類期刊、雜志查閱了解小型切骨機的相關知識，確定本設計符合要求，滿足需要。具體設計方法如下： 1、查閱資料、結合所學專業(yè)課程，產生小型切骨機結構設計的基本思路； 2、查閱各類機械機構手冊，確定合理的小型切骨機結構； 3、根據給定技術參數(shù)來選擇合適的部位； 4、重點對驅動機構及控制機構進行設計研究； 5、通過研究國內外情況，確定本設計課題的重點設計； 6、完成2D裝配圖的設計和繪制，并由此繪制零件圖； 7、編寫設計說明書； 8、檢查并完善本設計課題。 本設計采用的方法是理論設計與經驗設計相結合的方案，所運用的資料來源廣泛，內容充足。 34 2 小型切骨機機構總體方案設計 2.1 基本結構 小型切骨機其功能部件由支承體、帶動力裝置的小型切骨機等組成。由功能部件(1)，電動機和機架等構成的小型切骨機，下圖是該機器的工作原理圖。 圖2.1 小型切骨機總體圖 2.2 設計原則 小型切骨機其功能部件由支承體、帶動力裝置的小型切骨機切刀部件和包壓線或機筒等組成。由功能部件，電動機和機架(或機腳)等構成小型切骨機。在功能部件中的小型切骨機轉子上裝有使切割 2.3 方案分析 2.3.1 第一方案 采用平鋪帶式傳送裝置，將金屬梳手工放落在傳送帶上，由電動機帶動傳送帶將金屬梳送到切割。 此輸送裝置由于需要電機通過軸帶動輸送帶滾筒轉動 小型切骨機示意圖如下圖所示： 圖2.2 臥式小型切骨機示意圖 據上圖2.3.1臥式小型切骨機示意圖，不難看出此小型切骨機包括2個電機，3根軸，滾筒，輸送帶，帶輪，帶輪等等。小型切骨機零件眾多，這無疑增加了小型切骨機的制造成本與維護運行成本。對于廣大的金屬梳來說，這種臥式小型切骨機很顯然不是他們理想的選擇。因此，設計出一款小型且制造成本低廉，適用與小型切骨機非常必要。 2.3.2第二方案 輸送裝置仍然采用圓管帶式輸送，把金屬梳平鋪在帶上后，隨帶前進，但在輸送帶之間安裝兩個喂入輪，做相對回轉時，把輸送帶傳送的金屬梳擠壓夾持后，送入到切碎口，曲線型刃口的轉刀制造、磨刃均較方便，清洗阻力矩變化平緩，但金屬梳有向外推移的現(xiàn)象，刃口磨損也不均勻。而直線型動刀制造、磨刃均比較簡單、強度好，缺點是清洗開始時，往往將金屬梳向外推移，此時清洗點離軸心的距離較大，因而清洗阻力矩大大增加，致使清洗阻力矩在清洗過程中變化劇烈 2.3.3第三方案 經過以上兩種方案的分析、研究及比較，最終方案確定如下： 設計一種小型的立式小型切骨機取代一般的臥式小型切骨機既避免了功率消耗大，成本高等缺點；又可讓金屬梳少擠壓與擦傷參照圖2.1.1、圖2.1.2，立式小型切骨機由功能部件(1) 、電機支架(2)、電磁調速電機(3)、螺栓(4)、帶輪(5)、機架(6)等組成。 功能部件(1)是本實用新型小型切骨機的核心，它由帶輪(7)、軸承(8)、支承體(9)、主軸(10)、防污密封軸承端蓋(11)、墊套(12)、機殼(13)、螺母、切割、擋板(16)、出料門(17)等構成。電機支架(2)可連同電機(3)一起繞螺栓(4)沿逆時針方向轉動90度后固定在機架(6)上，使電機(3)平臥，以便用來驅動其它臥式機械，提高電機的利用率。機架(6)是功能部件(1)和電動機(3)的聯(lián)系和支承件。 2.3.4 最終方案 小型切骨機其功能部件由支承體、帶動力裝置的小型切骨機切割部件和機筒等組成。由功能部件(1)，電動機(8)和機架（6)等構成的小型切骨機，其特征是轉子上裝有使刀刃切鍘平面垂直于主軸的切割功能部件(下部內有能使物料自動卸出，設有與刀片)相對。 3 小型切骨機的機械部分計算 3.1電機的選取 小型切骨機在工作時，在運轉穩(wěn)定性較好（保障運轉穩(wěn)定性的條件：有足夠的轉動慣量；發(fā)動機有足夠的儲備功率和較靈敏的調速器）的條件下，其功率總耗用N 由兩部分組成：一部分用于克服空轉而消耗的功率（占總功率消耗的5%-7%），一部分用于克服脫粒阻力而消耗的功率（占總功率消耗的93%-95%），所以裝置的功率消耗為： N =+ （kW ） (4) 1)其中空轉功率消耗: =+ 式中：——系數(shù)，為克服軸承及傳動裝置的摩擦阻力的功率消耗， B——系數(shù)，為克服滾筒轉動時消耗的功率， . 其中消耗:這個過程比較復雜， 清洗裝置消耗的功率由下式可求得： (6) 其中：——單位時間進入清選裝置的質量（）； ——單位脫出物質量清選篩所需的功率（） ——選別能力系數(shù)，0.8-0.9。 由于計算較為復雜，初步采用估算的方法，擬采用Y132M-4電動機。 查《機械設計課程設計手冊》得： 選擇，其銘牌如下表3-1： 表3-1 Y系列三相異步電動機 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 質量 Kg 　Y132M-4 　 7.5 同步轉速1500 r/min,4級 1440 2.2 2.2 　81 （a） （b） 圖3-1 電動機的安裝及外形尺寸示意圖 表3-2 電動機的安裝技術參數(shù) 中心高/mm 外型尺寸/mm L（AC/2+AD）HD 底腳安裝 尺寸AB 地腳螺栓 孔直徑K 軸伸尺 寸DE 裝鍵部位 尺寸FGD 132 515 345 315 216 178 12 38 80 10 43 3.2 帶傳動設計 輸出功率P=7.5kW,轉速n1=1440r/min,n2=500r/min 表3-1 工作情況系數(shù) 工作機 原動機 ⅰ類 ⅱ類 一天工作時間/h 10~16 10~16 載荷 平穩(wěn) 液體攪拌機；離心式水泵；通風機和鼓風機（）；離心式壓縮機；輕型運輸機 1.0 1.1 1.2 1.1 1.2 1.3 載荷 變動小 帶式運輸機（運送砂石、谷物），通風機（）；發(fā)電機；旋轉式水泵；金屬切削機床；剪床；壓力機；印刷機；振動篩 1.1 1.2 1.3 1.2 1.3 1.4 載荷 變動較大 螺旋式運輸機；斗式上料機；往復式水泵和壓縮機；鍛錘；磨粉機；鋸木機和木工機械；紡織機械 1.2 1.3 1.4 1.4 1.5 1.6 載荷 變動很大 破碎機（旋轉式、顎式等）；球磨機；棒磨機；起重機；挖掘機；橡膠輥壓機 1.3 1.4 1.5 1.5 1.6 1.8 根據V帶的載荷平穩(wěn)，兩班工作制（16小時），查《機械設計》P296表4， 取KA＝1.1。即 3.2.1 選擇帶型 普通V帶的帶型根據傳動的設計功率Pd和小帶輪的轉速n1按《機械設計》P297圖13－11選取。 圖3-1 帶型圖 根據算出的Pd＝8.25kW及小帶輪轉速n1＝1440r/min ，查圖得：dd=80～100可知應選取A型V帶。 3.2.2確定帶輪的基準直徑并驗證帶速 由《機械設計》P298表13－7查得，小帶輪基準直徑為80～100mm 則取dd1=90mm> ddmin.=75 mm（dd1根據P295表13-4查得） 表3-2 V帶帶輪最小基準直徑 槽型 Y Z A B C D E 20 50 75 125 200 355 500 由《機械設計》P295表13-4查“V帶輪的基準直徑”，得=250mm ① 誤差驗算傳動比： （為彈性滑動率） 誤差 符合要求 ② 帶速 滿足5m/s300mm，所以宜選用E型輪輻式帶輪。 總之，小帶輪選H型孔板式結構，大帶輪選擇E型輪輻式結構。 帶輪的材料：選用灰鑄鐵，HT200。 3.2.6確定帶的張緊裝置 選用結構簡單，調整方便的定期調整中心距的張緊裝置。 3.3 計算壓軸力 由《機械設計》P303表13－12查得，A型帶的初拉力F0＝133.46N，上面已得到=153.36o，z=8，則 對帶輪的主要要求是質量小且分布均勻、工藝性好、與帶接觸的工作表面加工精度要高，以減少帶的磨損。轉速高時要進行動平衡，對于鑄造和焊接帶輪的內應力要小, 帶輪由輪緣、腹板（輪輻）和輪轂三部分組成。帶輪的外圈環(huán)形部分稱為輪緣，輪緣是帶輪的工作部分，用以安裝傳動帶，制有梯形輪槽。由于普通V帶兩側面間的夾角是40，為了適應V帶在帶輪上彎曲時截面變形而使楔角減小，故規(guī)定普通V帶輪槽角 為32、34、36、38（按帶的型號及帶輪直徑確定），輪槽尺寸見表7-3。裝在軸上的筒形部分稱為輪轂，是帶輪與軸的聯(lián)接部分。中間部分稱為輪幅（腹板），用來聯(lián)接輪緣與輪轂成一整體。 表3-5 普通V帶輪的輪槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92） 項目 符號 槽型 Y Z A B C D E 基準寬度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基準線上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基準線下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽間距 e 8 0.3 12 0.3 15 0.3 19 0.4 25.5 0.5 37 0.6 44.5 0.7 第一槽對稱面至端面的距離 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小輪緣厚 5 5.5 6 7.5 10 12 15 帶輪寬 B B =( z -1) e + 2 f z —輪槽數(shù) 外徑 d a 輪 槽 角 32 對應的基準直徑 d d ≤ 60 - - - - - - 34 - ≤ 80 ≤ 118 ≤ 190 ≤ 315 - - 36 60 - - - - ≤ 475 ≤ 600 38 - ＞ 80 ＞ 118 ＞ 190 ＞ 315 ＞ 475 ＞ 600 極限偏差 1 0.5 V帶輪按腹板（輪輻）結構的不同分為以下幾種型式： （1） 實心帶輪：用于尺寸較小的帶輪(dd≤(2.5～3)d時)，如圖3-2a。  （2） 腹板帶輪：用于中小尺寸的帶輪(dd≤ 300mm 時)，如圖3-2b。 （3） 孔板帶輪：用于尺寸較大的帶輪((dd－d)＞ 100 mm 時)，如圖3-2c 。 （4） 橢圓輪輻帶輪：用于尺寸大的帶輪(dd＞ 500mm 時)，如圖3-2d。 （a） （b） （c） （d） 圖3-2 帶輪結構類型 根據設計結果，可以得出結論：小帶輪選擇實心帶輪，如圖（a）,大帶輪選擇腹板帶輪如圖（b） 3.3 軸的校核 需要驗算傳動軸薄弱環(huán)節(jié)處的傾角荷撓度。驗算傾角時，若支撐類型相同則只需驗算支反力最大支撐處傾角；當此傾角小于安裝齒輪處規(guī)定的許用值時，則齒輪處傾角不必驗算。驗算撓度時，要求驗算受力最大的齒輪處，但通常可驗算傳動軸中點處撓度（誤差<%3）. 當軸的各段直徑相差不大，計算精度要求不高時，可看做等直徑，采用平均直徑進行計算，計算花鍵軸傳動軸一般只驗算彎曲剛度，花鍵軸還應進行鍵側擠壓驗算。彎曲剛度驗算；的剛度時可采用平均直徑或當量直徑。一般將軸化為集中載荷下的簡支梁，其撓度和傾角計算公式見【5】表7-15.分別求出各載荷作用下所產生的撓度和傾角，然后疊加，注意方向符號，在同一平面上進行代數(shù)疊加，不在同一平面上進行向量疊加。：通過受力分析， 最大撓度： 查【1】表3-12許用撓度； 。 3.4 鍵的校核 鍵和軸的材料都是鋼，由【4】表6-2查的許用擠壓應力,取其中間值，。鍵的工作長度，鍵與輪榖鍵槽的接觸高度。由【4】式（6-1）可得 可見連接的擠壓強度足夠了，鍵的標記為： 3.5 軸承的校核 ⑴、軸軸承的校核 Ⅰ軸選用的是深溝球軸承6206，其基本額定負荷為19.5KN, 由于該軸的轉速是定值，所以齒輪越小越靠近軸承，對軸承的要求越高。根據設計要求，應該對Ⅰ軸未端的滾子軸承進行校核。 ②軸傳遞的轉矩 ∴ 受力 根據圖3.12受力分析和受力圖可以得出軸承的徑向力為: 圖3.12受力分析和受力圖 在水平面： 在水平面： ∴ ④因軸承在運轉中有中等沖擊載荷，又由于不受軸向力，【4】表13-6查得載荷系數(shù)，取，則有： ⑤軸承的壽命計算:所以按軸承的受力大小計算壽命 故該軸承6206能滿足要求。 ⑵、其他軸的軸承校核同上，均符合要求。 3.6 風機參數(shù)的選擇和計算 3.6.1 風機計算 (1）風機葉輪葉輪的外徑D1 (2) 其中為壓力系數(shù)，一般取=0.35。 代入上式得：23.61(m/s) ==60/(3.14650)23.61=0.69m 取=0.70m。 (2）風扇進風口的直徑=(0.65～0.8)，?。?.700.70=0.50m。 (3）風扇寬度Ｂ ，取B=0.50m。 (4）風機出風口高度S ，取0.28m。 (5)風扇功率 (6)葉輪內徑 ＝,?。剑?40.70=0.28m (7）葉片數(shù)的確定 ,取片。 3.6.2 風機參數(shù)的選擇 本設計中的風機采用的是機械中廣泛采用的農用型風機,葉片采用直葉,外形為切角的矩形,以改善風機出口氣流的不均勻性,殼體為蝸殼形外殼,據試驗懸浮速度為之間,比重/cm3,選取風機的風速為。 (1)假設輕質夾雜物的質量為， ——輕質雜質量與液壓油量之比的系數(shù)，通常， 則液壓油的流量為=0.050/0.25=0.20 m3/s (2)風機的全壓力為： =+=2/2+15=720.1+15=19.9/2 4 切割工作機構設計 4.1 電機的選型 （1） 基于電動機的以上特點，本文選用作為北京和利時電機技術有限公司部分110BYG系列混合式步進電機作為切割驅動裝置。 圖3.1是北京和利時電機技術有限公司部分110BYG系列混合式步進電機的技術數(shù)據。 圖3.1 110BYG系列混合式步進電機的技術數(shù)據 所以根據計算所得數(shù)據選擇110BYG350DH-SAKRMA型號的電機，圖3.2是110BYG系列混合式步進電機的型號說明。 圖3.2 110BYG系列混合式步進電機的型號說明 110BYG系列混合式步進電機的外形尺寸，如圖3.3所示。 圖3.3 110BYG系列混合式步進電機的外形尺寸 110BYG系列混合式步進電機的矩頻特性曲線，如圖3.4所示。 圖3.4 110BYG350DH型電機矩頻特性曲線 4.2 切割主軸的設計 4.2.1 確定切割主軸最小直徑 （1）先按課本式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼,調質處理。根據課本，取，于是得 ＝11210.23 根據切削機床主軸的設計相關知識，前面章節(jié)已經做了說明，在此不具體說明， 擬定軸的結構如下圖， 軸的受力情況如下圖： 圖6.3 軸的受力圖 4.2.2 求軸上的載荷 從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面Ｃ是軸的危險截面。計算步驟如下： ＝＝＝4 966.34 N ＝＝＝3 960.59 N ＝＝＝2 676.96 N ＝＝3 356.64-2 676.96＝679.68 N ＝＝4 966.3457.1＝283 578.014 ＝＝2 676.9657.1＝152 854.416 ＝＝679.6871.6＝486 65.09 ＝＝＝322 150.53 ＝＝＝287 723.45 表6.5 軸設計受力參數(shù) 載 荷 水平面H 垂直面V 支反力 ＝4 966.34 N，＝3 960.59 N ＝2 676.96 N，＝679.68 N 彎矩M ＝283 578.014 ＝152 854.416 ＝486 65.09 總彎矩 ＝322 150.53 ,＝287 723.45 扭矩T 1 410 990 4.2.3 按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度。根據課本式(15-5)及表7.2中的數(shù)據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，?。?.6，軸的計算應力 ＝＝ MPa＝12.4 MPa 前已選軸材料為45鋼，調質處理，查課本表15-1得[]＝60MP。因此〈 []，故此軸安全。 4.2.4 精確校核軸的疲勞強度 （1）判斷危險截面 截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應力集中均將消弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕確定的，所以截面A,Ⅱ,Ⅲ,B均無需校核。 從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面Ⅳ和Ⅴ處過盈配合引起的應力集中最嚴重，從受載來看，截面C上的應力最大。截面Ⅴ的應力集中的影響和截面Ⅳ的相近，但是截面Ⅴ不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。截面C上雖然應力最大，但是應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大,故截面C也不必校核，截面Ⅵ和Ⅶ顯然更不必要校核。由課本第3章的附錄可知，鍵槽的應力集中較系數(shù)比過盈配合的小，因而，該軸只需校核截面Ⅳ左右兩側即可。 （2）截面Ⅳ左側 抗彎截面系數(shù) W＝0.1＝0.1＝61 412.5 抗扭截面系數(shù) ＝0.2＝0.2＝122 825 截面Ⅶ的右側的彎矩M為 ＝90 834.04 截面Ⅳ上的扭矩為 ＝1 410 990 截面上的彎曲應力 ＝1.48 MPa 截面上的扭轉切應力 ＝11.49 MPa 軸的材料為45鋼，調質處理。由課本表15-1查得 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按課本附表3-2查取。因 ， 經插值后查得 ＝1.9，＝1.29 又由課本附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為 ，＝0.88 故有效應力集中系數(shù)按式(課本附表3-4）為 ＝1.756 由課本附圖3-2的尺寸系數(shù)；由課本附圖3-3的扭轉尺寸系數(shù)。 軸按磨削加工，由課本附圖3-4得表面質量系數(shù)為 軸為經表面強化處理，即，則按課本式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為 又由課本及3-2得碳鋼的特性系數(shù) ，取 ，取 于是，計算安全系數(shù)值，按課本式（15-6）(15-8)則得 S＝＝＝65.66 S＝＝＝16.92 ＝＝＝16.38≥S＝1.5 故可知其安全。 1. 截面Ⅳ右側 抗彎截面系數(shù) W＝0.1＝0.1＝72 900 抗扭截面系數(shù) ＝0.2＝0.2＝145 800 截面Ⅶ的右側的彎矩M為 ＝90 834.04 截面Ⅳ上的扭矩為 ＝1 410 990 截面上的彎曲應力 ＝1.25 MPa 截面上的扭轉切應力 ＝9.68 MPa 過盈配合處的，由課本附表3-8用插值法求出，并?。?.8，于是得 ＝3.24 ＝0.83.24＝2.59 軸按磨削加工，由課本附圖3-4得表面質量系數(shù)為 軸為經表面強化處理，即，則按課本式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為 ＝3.33 ＝2.68 又由課本及3-2得碳鋼的特性系數(shù) ，取 ，取 于是，計算安全系數(shù)值，按課本式（15-6）(15-8)則得 S＝＝＝66.07 S＝＝＝16.92 ＝＝＝11.73≥S＝1.5 故該軸的截面Ⅳ右側的強度也是足夠的。本軸因無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。至此，低速軸的設計計算即告結束。 5 液壓缸元件的計算 5.1液壓缸的選擇 液壓缸的選用要根據以下方面進行分析： 1、類型的選擇 根據工作要求和條件，正確選擇液壓缸的類型。要求液壓缸到達行程終端無沖擊現(xiàn)象和撞擊噪聲應選擇緩沖液壓缸；要求重量輕，應選輕型缸；要求安裝空間窄且行程短，可選薄型缸；有橫向負載，可選帶導桿液壓缸；要求制動精度高，應選鎖緊液壓缸；不允許活塞桿旋轉，可選具有桿不回轉功能液壓缸；高溫環(huán)境下需選用耐熱缸；在有腐蝕環(huán)境下，需選用耐腐蝕液壓缸。在有灰塵等惡劣環(huán)境下，需要活塞桿伸出端安裝防塵罩。要求無污染時需要選用無給油或無油潤滑液壓缸等。 2、安裝形式 根據安裝位置、使用目的等因素決定。在一般情況下，采用固定式液壓缸。在需要隨工作機構連續(xù)回轉時（如車床、磨床等），應選用回轉液壓缸。在要求活塞桿除直線運動外，還需作圓弧擺動時，則選用軸銷式液壓缸。有特殊要求時，應選擇相應的特殊液壓缸。 3、作用力的大小 即缸徑的選擇。根據負載力的大小來確定液壓缸輸出的推力和拉力。一般均按外載荷理論平衡條件所需液壓缸作用力，根據不同速度選擇不同的負載率，使液壓缸輸出力稍有余量。缸徑過小，輸出力不夠，但缸徑過大，使設備笨重，成本提高，又增加耗氣量，浪費能源。在夾具設計時，應盡量采用擴力機構，以減小液壓缸的外形尺寸。 4、活塞行程 與使用的場合和機構的行程有關，但一般不選滿行程，防止活塞和缸蓋相碰。如用于夾緊機構等，應按計算所需的行程增加10～20㎜的余量。 5、活塞的運動速度 主要取決于液壓缸輸入壓縮液壓油流量、液壓缸進排氣口大小及導管內徑的大小。要求高速運動應取大值。液壓缸運動速度一般為50～800㎜/s。對高速運動液壓缸，應選擇大內徑的進氣管道；對于負載有變化的情況，為了得到緩慢而平穩(wěn)的運動速度，可選用帶節(jié)流裝置或氣—液阻尼缸，則較易實現(xiàn)速度控制。選用節(jié)流閥控制液壓缸速度需注意：水平安裝的液壓缸推動負載時，推薦用排氣節(jié)流調速；垂直安裝的液壓缸舉升負載時，推薦用進氣節(jié)流調速；要求行程末端運動平穩(wěn)避免沖擊時，應選用帶緩沖裝置的液壓缸。 圖5.1 液壓缸實物圖 6、液壓缸的選型步驟及其類型介紹 程序1：根據操作形式選定液壓缸類型： 液壓缸操作方式有雙動，單動彈簧壓入及單動彈簧壓出等三種方式 程序2：選定其它參數(shù)： 1、選定液壓缸缸徑大小 根據有關負載、使用液壓油壓力及作用方向確定 2、選定液壓缸行程 工件移動距離 3、選定液壓缸系列 4、選定液壓缸安裝型式 不同系列有不同安裝方式，主要有基本型、腳座型、法蘭型、U型鉤、軸耳型 5、選定緩沖器 無緩沖、橡膠緩沖、氣緩沖、油壓吸震器 6、選定磁感開關 主要是作位置檢測用，要求液壓缸內置磁環(huán) 7、選定液壓缸配件 包括相關接頭 （一）單作用液壓缸 單作用液壓缸只有一腔可輸入壓縮液壓油，實現(xiàn)一個方向運動。其活塞桿只能借助外力將其推回；通常借助于彈簧力，膜片張力，重力等。其原理及結構見下圖： 圖5.2單作用液壓缸 1— 缸體；2—活塞；3—彈簧；4—活塞桿； 單作用液壓缸的特點是： 1）僅一端進（排）氣，結構簡單，耗氣量小。 2）用彈簧力或膜片力等復位，壓縮液壓油能量的一部分用于克服彈簧力或膜片張力，因而減小了活塞桿的輸出力。 3）缸內安裝彈簧、膜片等，一般行程較短；與相同體積的雙作用液壓缸相比，有效行程小一些。 4）液壓缸復位彈簧、膜片的張力均隨變形大小變化，因而活塞桿的輸出力在行進過程中是變化的。 由于以上特點，單作用活塞液壓缸多用于短行程。其推力及運動速度均要求不高場合，如氣吊、定位和夾緊等裝置上。單作用柱塞缸則不然，可用在長行程、高載荷的場合。 （二） 雙作用液壓缸 雙作用液壓缸指兩腔可以分別輸入壓縮液壓油，實現(xiàn)雙向運動的液壓缸。其結構可分為雙活塞桿式、單活塞桿式、雙活塞式、緩沖式和非緩沖式等。此類液壓缸使用最為廣泛。 1） 雙活塞桿雙作用液壓缸雙活塞桿液壓缸有缸體固定和活塞桿固定兩種。 2） 缸體固定時，其所帶載荷（如工作臺）與液壓缸兩活塞桿連成一體，壓縮液壓油依次進入液壓缸兩腔（一腔進氣另一腔排氣），活塞桿帶動工作臺左右運動，工作臺運動范圍等于其有效行程s的3倍。安裝所占空間大，一般用于小型設備上。 活塞桿固定時，為管路連接方便，活塞桿制成空心，缸體與載荷（工作臺）連成一體，壓縮液壓油從空心活塞桿的左端或右端進入液壓缸兩腔，使缸體帶動工作臺向左或向左運動，工作臺的運動范圍為其有效行程s的2倍。適用于中、大型設備。 圖3.3雙活塞桿雙作用液壓缸 a）缸體固定；b）活塞桿固定 1—缸體；2—工作臺；3—活塞；4—活塞桿；5—機架 雙活塞桿液壓缸因兩端活塞桿直徑相等，故活塞兩側受力面積相等。當輸入壓力、流量相同時，其往返運動力及速度均相等。 (三)緩沖液壓缸 緩沖液壓缸對于接近行程末端時速度較高的液壓缸，不采取必要措施，活塞就會以很大的力（能量）撞擊端蓋，引起振動和損壞機件。為了使活塞在行程末端運動平穩(wěn)，不產生沖擊現(xiàn)象。在液壓缸兩端加設緩沖裝置，一般稱為緩沖液壓缸。緩沖液壓缸見下圖，主要由活塞桿1、活塞2、緩沖柱塞3、單向閥5、節(jié)流閥6、端蓋7等組成。其工作原理是：當活塞在壓縮液壓油推動下向右運動時，缸右腔的氣體經柱塞孔4及缸蓋上的氣孔8排出。在活塞運動接近行程末端時，活塞右側的緩沖柱塞3將柱塞孔4堵死、活塞繼續(xù)向右運動時，封在液壓缸右腔內的剩余氣體被壓縮，緩慢地通過節(jié)流閥6及氣孔8排出，被壓縮的氣體所產生的壓力能如果與活塞運動所具有的全部能量相平衡，即會取得緩沖效果，使活塞在行程末端運動平穩(wěn)，不產生沖擊。調節(jié)節(jié)流閥6閥口開度的大小，即可控制排氣量的多少，從而決定了被壓縮容積（稱緩沖室）內壓力的大小，以調節(jié)緩沖效果。若令活塞反向運動時，從氣孔8輸入壓縮液壓油，可直接頂開單向閥5，推動活塞向左運動。如節(jié)流閥6閥口開度固定，不可調節(jié)，即稱為不可調緩沖液壓缸。 圖3.4緩沖液壓缸 1—活塞桿；2—活塞；3—緩沖柱塞；4—柱塞孔；5—單向閥 6—節(jié)流閥；7—端蓋；8—氣孔 5.2 液壓缸結構 液壓缸是由缸筒、端蓋、活塞、活塞桿和密封件組成，其內部結構如圖所示： 1）缸筒 缸筒的內徑大小代表了液壓缸輸出力的大小?；钊诟淄矁茸銎椒€(wěn)的往復滑動，缸筒內表面的表面粗糙度應達到Ra0.8um。對鋼管缸筒，內表面還應鍍硬鉻，以減小摩擦阻力和磨損，并能防止銹蝕。缸筒材質除使用高碳鋼管外，還是用高強度鋁合金和黃銅。小型液壓缸有使用不銹鋼管的。帶磁性開關的液壓缸或在耐腐蝕環(huán)境中使用的液壓缸，缸筒應使用不銹鋼、鋁合金或黃銅等材質。 SMC CM2液壓缸活塞上采用組合密封圈實現(xiàn)雙向密封，活塞與活塞桿用壓鉚鏈接，不用螺母。 2）端蓋 端蓋上設有進排氣通口，有的還在端蓋內設有緩沖機構。桿側端蓋上設有密封圈和防塵圈，以防止從活塞桿處向外漏氣和防止外部灰塵混入缸內。桿側端蓋上設有導向套，以提高液壓缸的導向精度，承受活塞桿上少量的橫向負載，減小活塞桿伸出時的下彎量，延長液壓缸使用壽命。導向套通常使用燒結含油合金、前傾銅鑄件。端蓋過去常用可鍛鑄鐵，現(xiàn)在為減輕重量并防銹，常使用鋁合金壓鑄，微型缸有使用黃銅材料的。 3）活塞 活塞是液壓缸中的受壓力零件。為防止活塞左右兩腔相互竄氣，設有活塞密封圈?；钊系哪湍キh(huán)可提高液壓缸的導向性，減少活塞密封圈的磨耗，減少摩擦阻力。耐磨環(huán)長使用聚氨酯、聚四氟乙烯、夾布合成樹脂等材料?；钊膶挾扔擅芊馊Τ叽绾捅匾幕瑒硬糠珠L度來決定?；瑒硬糠痔?，易引起早期磨損和卡死?；钊牟馁|常用鋁合金和鑄鐵，小型缸的活塞有黃銅制成的。 4）活塞桿 活塞桿是液壓缸中最重要的受力零件。通常使用高碳鋼，表面經鍍硬鉻處理，或使用不銹鋼，以防腐蝕，并提高密封圈的耐磨性。 5）密封圈 回轉或往復運動處的部件密封稱為動密封，靜止件部分的密封稱為靜密封。 缸筒與端蓋的連接方法主要有以下幾種： 整體型、鉚接型、螺紋聯(lián)接型、法蘭型、拉桿型。 6）液壓缸工作時要靠壓縮液壓油中的油霧對活塞進行潤滑。也有小部分免潤滑液壓缸。 5.3 工作原理 根據工作所需力的大小來確定活塞桿上的推力和拉力。由此來選擇液壓缸時應使液壓缸的輸出力稍有余量。若缸徑選小了，輸出力不夠，液壓缸不能正常工作；但缸徑過大，不僅使設備笨重、成本高，同時耗氣量增大，造成能源浪費。在夾具設計時，應盡量采用增力機構，以減少液壓缸的尺寸。 液壓缸 下面是液壓缸理論出力的計算公式： F：液壓缸理論輸出力(kgf) F′：效率為85％時的輸出力(kgf)－－(F′＝F85％） D：液壓缸缸徑(mm) P：工作壓力(kgf／cm2) 例：直徑340mm的液壓缸，工作壓力為3kgf／cm2時，其理論輸出力為多少?芽輸出力是多少?