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1、目 录摘 要IIIABSTRACTIV1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143.3.1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
2、.1.1电动机的选择164.1.2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摘 要食品机械，是把食品原料加工成成品或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，
3、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 for the Jellyfish Slice ABSTRACTFood machinery, is a machinery equipment that makes food raw material to be cooked food or semi-f
4、inished 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 tablets is a way of eating. For fresh jellyfish, design processing jellyfish piece automatic machinery in order to facilitate the eff
5、icient jellyfish and cut into thin, thin small pieces, improve efficiency, increase economic efficiency, improve the fishermen manual processing, low efficiency, labor-intensive backward processing mode of production.Jellyfish slice processing machine in this analysis and study design the transport
6、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 verification, bearing selection and check.Keywords: sliced mechanism; cutting agencies; delivery mechanism; crank slider; motor; coupl
7、ing; axis; bearing1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
8、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。1.1.1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
9、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用，机械的集成化、智能化、网络化、柔性化将成为未来发
10、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
11、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
12、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、新工艺、新材料不断被运用；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
13、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。2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
14、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2.2.1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
15、，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。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，完成海蜇片的最终切割。根据新
16、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。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3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
17、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
18、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，
19、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，每转脉冲数。可求得步距角 4、确定必要转矩（1）计算加在步进电机上的脉冲数;选择步距角的二相步进电机（2）所需转矩;其中， 确定负载: 预负载 计算加速确定全惯性惯量滚珠螺杆的转动惯量： 工作台与工作物的惯性量全惯性惯量： 电机转矩由电机必要转矩乘上安全系数a=1.5求的， 根据计算所得的步
20、距角和必要转矩可选步进电机型号为：110BYG250B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，工作台的进给速，工作台滑轨摩擦系数查机械设计手册第1卷，表1-1-7，。（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） ；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
21、）可得： F1=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： 代入机械设计手册第3卷表12-1-40中式（4）可得当量转速： （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 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
22、设计手册第3卷表12-1-40中式（7）取与中较大值，则（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：由机械设计手册第3卷表12-1-40中式（8）:由机械设计手册第3卷表12-1-40中式（9）:取两结果最小值。按机械设计手册第3卷表12-1-40中式（11）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）：（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
23、片预紧FFZD型3204-5。由机械设计手册第3卷表12-1-33知d0=32mm，d2=28.9mm d2m =13.5mm， 。由机械设计手册第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） 合格。（7）确定滚珠丝杠副预紧力Fp：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、5 取lu=1240; （9）计算预
24、拉伸力Ft： （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12-1-40中式（9）验算抗拉强度：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.
25、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。图3.1工作台撑架4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
26、证工作机的正常工作，或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
27、 工作机所需功率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) 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=100x0.2=20N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。滑块机构的功率=20Nx4m/s=80W (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1卷表1-1-3，滑=0.85，联轴器=0.97轴承=0.99，
28、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，同步转速为n=1000r/min，满载转速为nm=910r/min。4.1.2小曲柄
29、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，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
30、，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T2.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 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，则：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GY1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
31、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
32、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，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，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
33、/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 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是轴的危险截面
34、，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 (3-14)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15-1查得，故安全。4.2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
35、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、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
36、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，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
37、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，步距角计算加在步进电机上的脉冲数;选择步距角的二相步进电机4、确定必要转矩所需转矩;其中， 确定负载:确定负
38、载Tl 加速转矩Ta曲柄盘的转动惯量（假定是均匀质地的圆柱） 取质量W=7.5kg 必要转矩TM步进电机的保持转矩TB，需要大于必要转矩乘上安全系数1.5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40Nm。4.2.2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查机械设计手册第1卷，图4-2-7可得以下比例关系b/s=0.925a/s=0.460e/s=0.31a/b=0.50
39、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4.2.3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 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
40、表14-1，考虑到转矩变化很小，故取，则：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GY2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。半联轴器与配合的毂孔长度LI=4
41、2mm。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间的距离l=11mm，故取l-=25mm，l-=25mm。轴的最右端安装曲柄轮，轮毂
42、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
43、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4.11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。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=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)进行校核时，通常
44、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，由表15-1查得，故安全。5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（6-1）查得公式如下： 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2卷，表6-2得，=100MPa。T=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 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。查机械设计手册可知深沟球轴承6004
