小型切骨机的机械设计【附赠CAD图纸、三维模型】

附赠CAD图纸和三维图纸、说明书,领取加Q 197216396 或 11970985山东英才学院 本 科 毕 业 设 计（论 文）题 目 小型切骨机的机械设计 专 业 学生姓名 班 级 学 号 指导教师 二 年 月 日毕业设计（论文）原创性声明本人郑重声明：所提交的毕业设计（论文），是本人在导师指导下，独立进行研究工作所取得的成果。除文中已注明引用的内容外，本毕业设计（论文）不包含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的作品成果。对本研究做出过重要贡献的个人和集体，均已在文中以明确方式标明并表示了谢意。 论文作者签名： 日期： 年 月 日摘要本文主要介绍小型切骨机的发展状况，小型切骨机结构设计原理，小型切骨机总体方案分析及确定，小型切骨机结构设计内容所包含的机械图纸的绘制，小型切骨机的计算，小型切骨机的结构设计结论与建议。整机结构主要由电动机减速器产生动力通过小带轮将需要的动力传递到大带轮上，带轮带动主轴，从而带动整机装置运动,此可以代替人手的繁重劳动，显著减轻工人的劳动强度，改善劳动条件，提高劳动生产率和生产自动化水平。本论文研究内容：(1) 小型切骨机总体结构设计。(2) 小型切骨机工作性能分析。(3)电动机的选择。(4) 小型切骨机的传动系统、执行部件及机架设计。(5)对设计零件进行设计计算分析和校核。(6)运用计算机辅助设计，对设计的零件进行三维建模。(7)绘制整机装配图及重要部件装配图和设计零件的零件图。 关键词：小型切骨机，结构设计，三维建模；步进电机 AbstractThis 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 录1 绪 论11.1小型切骨机装置(机械)的应用及适用范围11.2小型切骨机(机械)的国内外发展情况11.3本课题研究的内容及方法31.3.1 主要的研究内容31.3.2 设计要求31.4 本文研究主要内容42 小型切骨机机构总体方案设计52.1 基本结构52.2 设计原则52.3 方案分析52.3.1 第一方案52.3.2第二方案62.3.3第三方案62.3.4 最终方案73 小型切骨机的机械部分计算83.1电机的选取83.2 带传动设计103.2.1 选择带型103.2.2确定带轮的基准直径并验证带速113.2.3 确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角123.2.4确定带的根数z123.2.5确定带轮的结构和尺寸133.2.6确定带的张紧装置133.3 计算压轴力133.3 轴的校核153.4 键的校核163.5 轴承的校核163.6 风机参数的选择和计算173.6.1 风机计算173.6.2 风机参数的选择184 切割工作机构设计194.1 电机的选型194.2 切割主轴的设计204.2.1 确定切割主轴最小直径204.2.2 求轴上的载荷214.2.3 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度224.2.4 精确校核轴的疲劳强度225 液压缸元件的计算265.1液压缸的选择265.2 液压缸结构295.3 工作原理31总 结32致 谢33参考文献34山东英才学院2016届本科生毕业设计（论文）1 绪 论1.1小型切骨机装置(机械)的应用及适用范围长期以来，大部分地区小型切骨机还沿用传统的手工劳作方式，劳动强度大，生产效率低。随着市场经济的发展，小型切骨机开始以一种新型设备登入市场，小型切骨机以快捷方便供不应求，传统加工方式已经不能满足市场的需求，所以小型切骨机小型切骨机的设计，以加快小型切骨机的生产效率，对刚收获的小型切骨机进行快速收货，以便于收割,是供应小型切骨机市场的有效方法。本文就小型切骨机这一环节进行研究，目的在于研制出一种新型的小型切骨机小型切骨机，加快小型切骨机的加工过程，缩短小型切骨机的产品形成周期，提高效率，降低成本。1.2小型切骨机(机械)的国内外发展情况小型切骨机，最初是由美国于上世纪五十年代开发出来的产品。后来日本得到发展，并于上世纪六七十年代随日本经济高速发展，技术性能得到长足的进步。上世纪八十年代初，我国大量引进小型切骨机并生产出自己的产品。以日清品牌为代表，主要针对方便面生产线配套使用。上世纪九十年代，这种机型开始大量用于粮食流通，同时派生出各种各样的类似包装机。随着机电一体化的应用，粉料自动包装也向着高速全自动模块化的方向发展及创新。现今国外开发的小型切骨机已极其人性化:高速、节能、全自动、模块化。就国内外小型切骨机的开发情况来看，主要从以下几点进行:(l)不断扩大其通用能力，以满足多种属性粉料的包装。(2)高速全自动，配备微机控制系统，借助预先储存的程序控制多台伺服电机，分别驱动有关执行机构。(3)参数化调整和设置，对主要操作部件(供送、袋成型、牵引、封切等)作适当调整有关工作参数，便可在较宽的尺寸范围内，满足不同品种不同尺寸的包装。(4)模块化结构设计，对供送、牵引、封切等主要部件进行相对独立并又能较为自由组合的结构设计，以满足卧式组合和立式组合的包装机。德国与美国、日本、意大利均为世界小型切骨机机械大国。在小型切骨机机械设计、制造、技术性能等方面居于领先地位。德国小型切骨机机械的设计是依据市场调研及市场分析结果进行的，其，目标是努力为客户，尤其是为大型企业服务。为满足客户要求，德国小型切骨机机械制造厂商和设计部门采取了诸多措施： (1)工艺流程自动化程度越来越高，以提高生产率和设备的柔性及灵活性。采用机械手完成复杂的动作。操作时，在由电脑控制的摄像机录取信息和监控下，机械手按电脑指令完成规定动作，确保包装的质量。 (2)提高生产效率，降低生产成本，最大限度地满足生产要求。德国小型切骨机机械以饮料、啤酒灌装机械和塑料小型切骨机机械见长，具有高速、成套、自动化程度高和可靠性好等特点。其饮料灌装速度高达12万瓶/h，小袋小型切骨机机的包装速度高达900袋min。(3)使产品机械和小型切骨机机械一体化。许多产品要求生产之后直接进行包装，以提高生产效率。如德国生产的巧克力生产及包装设备，就是由一个系统控制完成的。两者一体化，关键是要解决好在生产能力上相互匹配的问题。 (4)适应产制品变化，具有良好的柔性和灵活性。由于市场的激烈竞争，产品更新换代的周期越来越短。如化妆品生产三年一变，甚至一个季度一变，生产量又都很大，因此要求小型切骨机机械具有良好的柔性和灵活性，使小型切骨机机械的寿命远大于产品的寿命周期，这样才能符合经济性的要求。 (5)普遍使用计算机仿真设计技术。随着新产品开发速度不断加快，德国小型切骨机机械设计普遍采用了计算机仿真设计技术，大大缩短了小型切骨机机械的开发设计周期.小型切骨机设计不仅要重视其能力和效率，还要注重其经济性。所谓经济性不完全是机械设备本身的成本，更重要的是运转成本，因为设备折旧费只占成本的68，其他的就是运转成本。我国小型切骨机行业起步于20世纪70年代，在80年代末和90年代中得到迅速发展。已成为机械工业中的10大行业之一，无论是产量，还是品种上，都取得了令人瞩目的成就，为我国包装工业的快速发展提供了有力的保障。目前，我国已成为世界小型切骨机工业生产和消费大国之一。 小型切骨机作为一种产品，它的含义不仅仅是产品本身的物质意义，而是包括形式产品、隐形产品及延伸产品3层含义。形式产品是指食品机本身的具体形态和基本功能；隐形产品是指食品机给用户提供的实际效用；延伸产品是指食品机的质量保证、使用指导和售后服务等。所以食品机的设计应该包括：市场调研、原理图设计、结构设计、施工图设计、使用说明书编写及售后服务预案等。 小型切骨机设计的类别主要有：测绘仿制设计、开发性设计、改进性设计、系列化设计。如啤酒灌装生产线生产能力为164万瓶/h，其中灌装机的灌装阀工位数从48个、60个、90个到120个就属于系列化设计。 高速运行的食品机，特别是一些先进机型，大多是测绘、仿制国外的同类机型，进行国产化设计和系列化设计。其主要的原因是：(1)大多数设计人员还没有真正掌握先进的设计方法，如高速小型切骨机的动力学设计理论和方法等，对高速工况下机构的动态精度分析等问题还不能模拟解决；(2)产、学、研结合不够紧密，理论上的科研成果不能及时地在实际设计中运用，设计人员缺乏及时的技术培训；(3)整个行业缺乏宏观调控的力度，优势资源不能得到合理的配置与调整。在小型切骨机设计领域，绝大多数设计人员仍沿用以前的设计方法：(1)根据设计任务书寻找同类机型作为样机；(2)参考样机制定各项技术性能指标及使用范围；(3)设计工作原理图、传动系统图；(4)设计关键零件，部件；(5)设计总装图方案和动作循环图；(6)设计部件图、总装图和零件图；(7)对主要部件中的关键零件进行强度、刚度校核；(8)设计控制原理图、施工图等。而今，国内一些大学的设计软件，可以对食品机中常用机构进行有限元分析和优化设计，其开发的凸轮连杆机构CADCAM软件已经能够满足企业进行凸轮连杆机构自主设计的能力，但在实际小型切骨机的设计中应用还不普遍。新型小型切骨机往往是机、电、气一体化的设备。充分利用信息产品的最新成果，采用气动执行机构、伺服电机驱动等分离传动技术，可使整机的传动链大大缩短，结构大为简化，工作精度和速度大大提高。其中的关键技术之一是采用了多电机拖动的同步控制技术。其实掌握这种技术并不很难，只是一些设计人员不了解小型切骨机的这一发展趋势。如果说以前我国小型切骨机设计是仿制、学习阶段，那么现在我们应该有创新设计的意识。我国食品行业技术与机械近些年所取得的成绩是显著的，其起步于20世纪70年代末，刚起步时年产值仅七、八千万元，产品品种仅100 余种，技术水平也较低。在20纪80年代中期至20世纪年代中期十余年的时间里，才得到快速发展，年增长率达到20%30% ，到1999年底塑料和小型切骨机达40 大类，品种达1700种，到2000年产值增加到300亿元，且技术水平也上了个台阶，开始出现了规模化、自动化趋势，传动复杂、技术含量高的设备也开始出现，许多小型切骨机如液体塑料灌装机等设备已开始成套出口。1.3本课题研究的内容及方法1.3.1 主要的研究内容在查阅了国内外大量的有关小型切骨机设计理论及相关知识的资料和文献基础上，综合考虑小型切骨机结构特点、具体作业任务特点以及小型切骨机的推广应用，分析确定使用小型切骨机配合生产工序，实现自动化的目的。为了实现上述目标，本文拟进行的研究内容如下:1 根据现场作业的环境要求和小型切骨机本身的结构特点，确定小型切骨机整体设计方案。2 确定小型切骨机的性能参数，对初步模型进行静力学分析，根据实际情况选择电机。3 从所要功能的实现出发，完成小型切骨机各零部件的结构设计；4 完成主要零部件强度与刚度校核。1.3.2 设计要求1 根据所要实现的功能，提出小型切骨机的整体设计方案；2 完成小型切骨机结构的详细设计；3 通过相关设计计算，完成电机选型；4 完成小型切骨机结构造型；绘制小型切骨机结构总装配图、主要零件图。1.4 本文研究主要内容通过利用网络工具、图书馆的书籍和各类期刊、杂志查阅了解小型切骨机的相关知识，确定本设计符合要求，满足需要。具体设计方法如下：1、查阅资料、结合所学专业课程，产生小型切骨机结构设计的基本思路；2、查阅各类机械机构手册，确定合理的小型切骨机结构；3、根据给定技术参数来选择合适的部位；4、重点对驱动机构及控制机构进行设计研究；5、通过研究国内外情况，确定本设计课题的重点设计；6、完成2D装配图的设计和绘制，并由此绘制零件图；7、编写设计说明书；8、检查并完善本设计课题。本设计采用的方法是理论设计与经验设计相结合的方案，所运用的资料来源广泛，内容充足。342 小型切骨机机构总体方案设计2.1 基本结构 小型切骨机其功能部件由支承体、带动力装置的小型切骨机等组成。由功能部件(1)，电动机和机架等构成的小型切骨机，下图是该机器的工作原理图。图2.1 小型切骨机总体图2.2 设计原则 小型切骨机其功能部件由支承体、带动力装置的小型切骨机切刀部件和包压线或机筒等组成。由功能部件，电动机和机架(或机脚)等构成小型切骨机。在功能部件中的小型切骨机转子上装有使切割2.3 方案分析2.3.1 第一方案 采用平铺带式传送装置，将金属梳手工放落在传送带上，由电动机带动传送带将金属梳送到切割。此输送装置由于需要电机通过轴带动输送带滚筒转动小型切骨机示意图如下图所示：图2.2 卧式小型切骨机示意图 据上图2.3.1卧式小型切骨机示意图，不难看出此小型切骨机包括2个电机，3根轴，滚筒，输送带，带轮，带轮等等。小型切骨机零件众多，这无疑增加了小型切骨机的制造成本与维护运行成本。对于广大的金属梳来说，这种卧式小型切骨机很显然不是他们理想的选择。因此，设计出一款小型且制造成本低廉，适用与小型切骨机非常必要。2.3.2第二方案 输送装置仍然采用圆管带式输送，把金属梳平铺在带上后，随带前进，但在输送带之间安装两个喂入轮，做相对回转时，把输送带传送的金属梳挤压夹持后，送入到切碎口，曲线型刃口的转刀制造、磨刃均较方便，清洗阻力矩变化平缓，但金属梳有向外推移的现象，刃口磨损也不均匀。而直线型动刀制造、磨刃均比较简单、强度好，缺点是清洗开始时，往往将金属梳向外推移，此时清洗点离轴心的距离较大，因而清洗阻力矩大大增加，致使清洗阻力矩在清洗过程中变化剧烈 2.3.3第三方案经过以上两种方案的分析、研究及比较，最终方案确定如下：设计一种小型的立式小型切骨机取代一般的卧式小型切骨机既避免了功率消耗大，成本高等缺点；又可让金属梳少挤压与擦伤参照图2.1.1、图2.1.2，立式小型切骨机由功能部件(1) 、电机支架(2)、电磁调速电机(3)、螺栓(4)、带轮(5)、机架(6)等组成。功能部件(1)是本实用新型小型切骨机的核心，它由带轮(7)、轴承(8)、支承体(9)、主轴(10)、防污密封轴承端盖(11)、垫套(12)、机壳(13)、螺母、切割、挡板(16)、出料门(17)等构成。电机支架(2)可连同电机(3)一起绕螺栓(4)沿逆时针方向转动90度后固定在机架(6)上，使电机(3)平卧，以便用来驱动其它卧式机械，提高电机的利用率。机架(6)是功能部件(1)和电动机(3)的联系和支承件。2.3.4 最终方案小型切骨机其功能部件由支承体、带动力装置的小型切骨机切割部件和机筒等组成。由功能部件(1)，电动机(8)和机架（6)等构成的小型切骨机，其特征是转子上装有使刀刃切铡平面垂直于主轴的切割功能部件(下部内有能使物料自动卸出，设有与刀片)相对。3 小型切骨机的机械部分计算3.1电机的选取小型切骨机在工作时，在运转稳定性较好（保障运转稳定性的条件：有足够的转动惯量；发动机有足够的储备功率和较灵敏的调速器）的条件下，其功率总耗用N 由两部分组成：一部分用于克服空转而消耗的功率（占总功率消耗的5%-7%），一部分用于克服脱粒阻力而消耗的功率（占总功率消耗的93%-95%），所以装置的功率消耗为： N =+ （kW ） (4) 1)其中空转功率消耗: =+ 式中：系数，为克服轴承及传动装置的摩擦阻力的功率消耗， B系数，为克服滚筒转动时消耗的功率， .其中消耗:这个过程比较复杂，清洗装置消耗的功率由下式可求得： (6) 其中：单位时间进入清选装置的质量（）；单位脱出物质量清选筛所需的功率（） 选别能力系数，0.8-0.9。由于计算较为复杂，初步采用估算的方法，拟采用Y132M-4电动机。查机械设计课程设计手册得：选择，其铭牌如下表3-1：表3-1 Y系列三相异步电动机电动机型号额定功率 KW满载转速 r/min堵转转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩质量 KgY132M-4 7.5同步转速1500 r/min,4级 14402.22.281（a）（b） 图3-1 电动机的安装及外形尺寸示意图表3-2 电动机的安装技术参数中心高/mm 外型尺寸/mm L（AC/2+AD）HD 底脚安装 尺寸AB地脚螺栓 孔直径K 轴伸尺 寸DE 装键部位 尺寸FGD132515 345 315216 1781238 8010 433.2 带传动设计输出功率P=7.5kW,转速n1=1440r/min,n2=500r/min表3-1 工作情况系数工作机原动机类类一天工作时间/h10161016载荷平稳液体搅拌机；离心式水泵；通风机和鼓风机（）；离心式压缩机；轻型运输机1.01.11.21.11.21.3载荷变动小带式运输机（运送砂石、谷物），通风机（）；发电机；旋转式水泵；金属切削机床；剪床；压力机；印刷机；振动筛1.11.21.31.21.31.4载荷变动较大螺旋式运输机；斗式上料机；往复式水泵和压缩机；锻锤；磨粉机；锯木机和木工机械；纺织机械1.21.31.41.41.51.6载荷变动很大破碎机（旋转式、颚式等）；球磨机；棒磨机；起重机；挖掘机；橡胶辊压机1.31.41.51.51.61.8根据V带的载荷平稳，两班工作制（16小时），查机械设计P296表4，取KA1.1。即3.2.1 选择带型普通V带的带型根据传动的设计功率Pd和小带轮的转速n1按机械设计P297图1311选取。图3-1 带型图根据算出的Pd8.25kW及小带轮转速n11440r/min ，查图得：dd=80100可知应选取A型V带。3.2.2确定带轮的基准直径并验证带速由机械设计P298表137查得，小带轮基准直径为80100mm则取dd1=90mm ddmin.=75 mm（dd1根据P295表13-4查得）表3-2 V带带轮最小基准直径槽型YZABCDE205075125200355500由机械设计P295表13-4查“V带轮的基准直径”，得=250mm 误差验算传动比： （为弹性滑动率）误差 符合要求 带速 满足5m/sv300mm，所以宜选用E型轮辐式带轮。总之，小带轮选H型孔板式结构，大带轮选择E型轮辐式结构。带轮的材料：选用灰铸铁，HT200。3.2.6确定带的张紧装置 选用结构简单，调整方便的定期调整中心距的张紧装置。3.3 计算压轴力由机械设计P303表1312查得，A型带的初拉力F0133.46N，上面已得到=153.36o，z=8，则对带轮的主要要求是质量小且分布均匀、工艺性好、与带接触的工作表面加工精度要高，以减少带的磨损。转速高时要进行动平衡，对于铸造和焊接带轮的内应力要小, 带轮由轮缘、腹板（轮辐）和轮毂三部分组成。带轮的外圈环形部分称为轮缘，轮缘是带轮的工作部分，用以安装传动带，制有梯形轮槽。由于普通V带两侧面间的夹角是40，为了适应V带在带轮上弯曲时截面变形而使楔角减小，故规定普通V带轮槽角 为32、34、36、38（按带的型号及带轮直径确定），轮槽尺寸见表7-3。装在轴上的筒形部分称为轮毂，是带轮与轴的联接部分。中间部分称为轮幅（腹板），用来联接轮缘与轮毂成一整体。表3-5 普通V带轮的轮槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92）项目 符号 槽型 Y Z A B C D E 基准宽度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基准线上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基准线下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽间距 e 8 0.3 12 0.3 15 0.3 19 0.4 25.5 0.5 37 0.6 44.5 0.7 第一槽对称面至端面的距离 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小轮缘厚 5 5.5 67.5 10 12 15 带轮宽 B B =( z -1) e + 2 f z 轮槽数 外径 d a 轮 槽 角 32 对应的基准直径 d d 60 - - - - - - 34 - 80 118 190 315 - - 36 60 - - - - 475 600 38 - 80 118 190 315 475 600 极限偏差 1 0.5 V带轮按腹板（轮辐）结构的不同分为以下几种型式： （1） 实心带轮：用于尺寸较小的带轮(dd(2.53)d时)，如图3-2a。 （2） 腹板带轮：用于中小尺寸的带轮(dd 300mm 时)，如图3-2b。 （3） 孔板带轮：用于尺寸较大的带轮(ddd) 100 mm 时)，如图3-2c 。 （4） 椭圆轮辐带轮：用于尺寸大的带轮(dd 500mm 时)，如图3-2d。（a） （b） （c） （d）图3-2 带轮结构类型根据设计结果，可以得出结论：小带轮选择实心带轮，如图（a）,大带轮选择腹板带轮如图（b）3.3 轴的校核需要验算传动轴薄弱环节处的倾角荷挠度。验算倾角时，若支撑类型相同则只需验算支反力最大支撑处倾角；当此倾角小于安装齿轮处规定的许用值时，则齿轮处倾角不必验算。验算挠度时，要求验算受力最大的齿轮处，但通常可验算传动轴中点处挠度（误差%3）.当轴的各段直径相差不大，计算精度要求不高时，可看做等直径，采用平均直径进行计算，计算花键轴传动轴一般只验算弯曲刚度，花键轴还应进行键侧挤压验算。弯曲刚度验算；的刚度时可采用平均直径或当量直径。一般将轴化为集中载荷下的简支梁，其挠度和倾角计算公式见【5】表7-15.分别求出各载荷作用下所产生的挠度和倾角，然后叠加，注意方向符号，在同一平面上进行代数叠加，不在同一平面上进行向量叠加。：通过受力分析，最大挠度：查【1】表3-12许用挠度； 。3.4 键的校核键和轴的材料都是钢，由【4】表6-2查的许用挤压应力,取其中间值，。键的工作长度，键与轮榖键槽的接触高度。由【4】式（6-1）可得可见连接的挤压强度足够了，键的标记为：3.5 轴承的校核、轴轴承的校核轴选用的是深沟球轴承6206，其基本额定负荷为19.5KN, 由于该轴的转速是定值，所以齿轮越小越靠近轴承，对轴承的要求越高。根据设计要求，应该对轴未端的滚子轴承进行校核。轴传递的转矩 受力 根据图3.12受力分析和受力图可以得出轴承的径向力为:图3.12受力分析和受力图在水平面：在水平面： 因轴承在运转中有中等冲击载荷，又由于不受轴向力，【4】表13-6查得载荷系数，取，则有： 轴承的寿命计算:所以按轴承的受力大小计算寿命 故该轴承6206能满足要求。、其他轴的轴承校核同上，均符合要求。3.6 风机参数的选择和计算3.6.1 风机计算 (1）风机叶轮叶轮的外径D1 (2) 其中为压力系数，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）风扇进风口的直径=(0.650.8)，取0.700.70=0.50m。 (3）风扇宽度 ，取B=0.50m。 (4）风机出风口高度S ，取0.28m。 (5)风扇功率 (6)叶轮内径 ,取.40.70=0.28m (7）叶片数的确定 ,取片。3.6.2 风机参数的选择 本设计中的风机采用的是机械中广泛采用的农用型风机,叶片采用直叶,外形为切角的矩形,以改善风机出口气流的不均匀性,壳体为蜗壳形外壳,据试验悬浮速度为之间,比重/cm3,选取风机的风速为。 (1)假设轻质夹杂物的质量为， 轻质杂质量与液压油量之比的系数，通常，则液压油的流量为=0.050/0.25=0.20 m3/s(2)风机的全压力为：=+=2/2+15=720.1+15=19.9/2 4 切割工作机构设计4.1 电机的选型（1） 基于电动机的以上特点，本文选用作为北京和利时电机技术有限公司部分110BYG系列混合式步进电机作为切割驱动装置。图3.1是北京和利时电机技术有限公司部分110BYG系列混合式步进电机的技术数据。图3.1 110BYG系列混合式步进电机的技术数据所以根据计算所得数据选择110BYG350DH-SAKRMA型号的电机，图3.2是110BYG系列混合式步进电机的型号说明。图3.2 110BYG系列混合式步进电机的型号说明110BYG系列混合式步进电机的外形尺寸，如图3.3所示。图3.3 110BYG系列混合式步进电机的外形尺寸110BYG系列混合式步进电机的矩频特性曲线，如图3.4所示。图3.4 110BYG350DH型电机矩频特性曲线4.2 切割主轴的设计4.2.1 确定切割主轴最小直径（1）先按课本式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢,调质处理。根据课本，取，于是得11210.23根据切削机床主轴的设计相关知识，前面章节已经做了说明，在此不具体说明，拟定轴的结构如下图，轴的受力情况如下图：图6.3 轴的受力图4.2.2 求轴上的载荷从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面是轴的危险截面。计算步骤如下：4 966.34 N3 960.59 N2 676.96 N3 356.64-2 676.96679.68 N4 966.3457.1283 578.014 2 676.9657.1152 854.416 679.6871.6486 65.09 322 150.53 287 723.45 表6.5 轴设计受力参数 载 荷水平面H垂直面V支反力4 966.34 N，3 960.59 N2 676.96 N，679.68 N弯矩M283 578.014 152 854.416 486 65.09 总弯矩322 150.53 ,287 723.45扭矩T1 410 990 4.2.3 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据课本式(15-5)及表7.2中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力 MPa12.4 MPa前已选轴材料为45钢，调质处理，查课本表15-1得60MP。因此 ，故此轴安全。4.2.4 精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面截面A,B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将消弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面A,B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最严重，从受载来看，截面C上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面的相近，但是截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面C上虽然应力最大，但是应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大,故截面C也不必校核，截面和显然更不必要校核。由课本第3章的附录可知，键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而，该轴只需校核截面左右两侧即可。（2）截面左侧抗弯截面系数 W0.10.161 412.5 抗扭截面系数 0.20.2122 825 截面的右侧的弯矩M为 90 834.04 截面上的扭矩为 1 410 990 截面上的弯曲应力1.48 MPa截面上的扭转切应力 11.49 MPa轴的材料为45钢，调质处理。由课本表15-1查得 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按课本附表3-2查取。因，经插值后查得1.9，1.29又由课本附图3-1可得轴的材料的敏性系数为，0.88故有效应力集中系数按式(课本附表3-4）为1.756由课本附图3-2的尺寸系数；由课本附图3-3的扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由课本附图3-4得表面质量系数为轴为经表面强化处理，即，则按课本式（3-12）及式（3-12a）得综合系数为又由课本及3-2得碳钢的特性系数，取，取于是，计算安全系数值，按课本式（15-6）(15-8)则得S65.66S16.9216.38S1.5 故可知其安全。1. 截面右侧抗弯截面系数 W0.10.172 900 抗扭截面系数 0.20.2145 800 截面的右侧的弯矩M为 90 834.04 截面上的扭矩为 1 410 990 截面上的弯曲应力1.25 MPa截面上的扭转切应力 9.68 MPa过盈配合处的，由课本附表3-8用插值法求出，并取0.8，于是得3.24 0.83.242.59轴按磨削加工，由课本附图3-4得表面质量系数为轴为经表面强化处理，即，则按课本式（3-12）及式（3-12a）得综合系数为3.332.68又由课本及3-2得碳钢的特性系数，取，取于是，计算安全系数值，按课本式（15-6）(15-8)则得S66.07S16.9211.73S1.5 故该轴的截面右侧的强度也是足够的。本轴因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。至此，低速轴的设计计算即告结束。5 液压缸元件的计算5.1液压缸的选择液压缸的选用要根据以下方面进行分析：1、类型的选择根据工作要求和条件，正确选择液压缸的类型。要求液压缸到达行程终端无冲击现象和撞击噪声应选择缓冲液压缸；要求重量轻，应选轻型缸；要求安装空间窄且行程短，可选薄型缸；有横向负载，可选带导杆液压缸；要求制动精度高，应选锁紧液压缸；不允许活塞杆旋转，可选具有杆不回转功能液压缸；高温环境下需选用耐热缸；在有腐蚀环境下，需选用耐腐蚀液压缸。在有灰尘等恶劣环境下，需要活塞杆伸出端安装防尘罩。要求无污染时需要选用无给油或无油润滑液压缸等。 2、安装形式根据安装位置、使用目的等因素决定。在一般情况下，采用固定式液压缸。在需要随工作机构连续回转时（如车床、磨床等），应选用回转液压缸。在要求活塞杆除直线运动外，还需作圆弧摆动时，则选用轴销式液压缸。有特殊要求时，应选择相应的特殊液压缸。 3、作用力的大小即缸径的选择。根据负载力的大小来确定液压缸输出的推力和拉力。一般均按外载荷理论平衡条件所需液压缸作用力，根据不同速度选择不同的负载率，使液压缸输出力稍有余量。缸径过小，输出力不够，但缸径过大，使设备笨重，成本提高，又增加耗气量，浪费能源。在夹具设计时，应尽量采用扩力机构，以减小液压缸的外形尺寸。 4、活塞行程与使用的场合和机构的行程有关，但一般不选满行程，防止活塞和缸盖相碰。如用于夹紧机构等，应按计算所需的行程增加1020的余量。5、活塞的运动速度主要取决于液压缸输入压缩液压油流量、液压缸进排气口大小及导管内径的大小。要求高速运动应取大值。液压缸运动速度一般为50800/s。对高速运动液压缸，应选择大内径的进气管道；对于负载有变化的情况，为了得到缓慢而平稳的运动速度，可选用带节流装置或气液阻尼缸，则较易实现速度控制。选用节流阀控制液压缸速度需注意：水平安装的液压缸推动负载时，推荐用排气节流调速；垂直安装的液压缸举升负载时，推荐用进气节流调速；要求行程末端运动平稳避免冲击时，应选用带缓冲装置的液压缸。 图5.1 液压缸实物图6、液压缸的选型步骤及其类型介绍程序1：根据操作形式选定液压缸类型：液压缸操作方式有双动，单动弹簧压入及单动弹簧压出等三种方式程序2：选定其它参数：1、选定液压缸缸径大小 根据有关负载、使用液压油压力及作用方向确定2、选定液压缸行程 工件移动距离3、选定液压缸系列4、选定液压缸安装型式 不同系列有不同安装方式，主要有基本型、脚座型、法兰型、U型钩、轴耳型5、选定缓冲器 无缓冲、橡胶缓冲、气缓冲、油压吸震器6、选定磁感开关 主要是作位置检测用，要求液压缸内置磁环7、选定液压缸配件 包括相关接头（一）单作用液压缸 单作用液压缸只有一腔可输入压缩液压油，实现一个方向运动。其活塞杆只能借助外力将其推回；通常借助于弹簧力，膜片张力，重力等。其原理及结构见下图：图5.2单作用液压缸1 缸体；2活塞；3弹簧；4活塞杆；单作用液压缸的特点是：1）仅一端进（排）气，结构简单，耗气量小。2）用弹簧力或膜片力等复位，压缩液压油能量的一部分用于克服弹簧力或膜片张力，因而减小了活塞杆的输出力。3）缸内安装弹簧、膜片等，一般行程较短；与相同体积的双作用液压缸相比，有效行程小一些。4）液压缸复位弹簧、膜片的张力均随变形大小变化，因而活塞杆的输出力在行进过程中是变化的。由于以上特点，单作用活塞液压缸多用于短行程。其推力及运动速度均要求不高场合，如气吊、定位和夹紧等装置上。单作用柱塞缸则不然，可用在长行程、高载荷的场合。（二） 双作用液压缸双作用液压缸指两腔可以分别输入压缩液压油，实现双向运动的液压缸。其结构可分为双活塞杆式、单活塞杆式、双活塞式、缓冲式和非缓冲式等。此类液压缸使用最为广泛。1） 双活塞杆双作用液压缸双活塞杆液压缸有缸体固定和活塞杆固定两种。2） 缸体固定时，其所带载荷（如工作台）与液压缸两活塞杆连成一体，压缩液压油依次进入液压缸两腔（一腔进气另一腔排气），活塞杆带动工作台左右运动，工作台运动范围等于其有效行程s的3倍。安装所占空间大，一般用于小型设备上。活塞杆固定时，为管路连接方便，活塞杆制成空心，缸体与载荷（工作台）连成一体，压缩液压油从空心活塞杆的左端或右端进入液压缸两腔，使缸体带动工作台向左或向左运动，工作台的运动范围为其有效行程s的2倍。适用于中、大型设备。 图3.3双活塞杆双作用液压缸a）缸体固定；b）活塞杆固定1缸体；2工作台；3活塞；4活塞杆；5机架双活塞杆液压缸因两端活塞杆直径相等，故活塞两侧受力面积相等。当输入压力、流量相同时，其往返运动力及速度均相等。(三)缓冲液压缸缓冲液压缸对于接近行程末端时速度较高的液压缸，不采取必要措施，活塞就会以很大的力（能量）撞击端盖，引起振动和损坏机件。为了使活塞在行程末端运动平稳，不产生冲击现象。在液压缸两端加设缓冲装置，一般称为缓冲液压缸。缓冲液压缸见下图，主要由活塞杆1、活塞2、缓冲柱塞3、单向阀5、节流阀6、端盖7等组成。其工作原理是：当活塞在压缩液压油推动下向右运动时，缸右腔的气体经柱塞孔4及缸盖上的气孔8排出。在活塞运动接近行程末端时，活塞右侧的缓冲柱塞3将柱塞孔4堵死、活塞继续向右运动时，封在液压缸右腔内的剩余气体被压缩，缓慢地通过节流阀6及气孔8排出，被压缩的气体所产生的压力能如果与活塞运动所具有的全部能量相平衡，即会取得缓冲效果，使活塞在行程末端运动平稳，不产生冲击。调节节流阀6阀口开度的大小，即可控制排气量的多少，从而决定了被压缩容积（称缓冲室）内压力的大小，以调节缓冲效果。若令活塞反向运动时，从气孔8输入压缩液压油，可直接顶开单向阀5，推动活塞向左运动。如节流阀6阀口开度固定，不可调节，即称为不可调缓冲液压缸。图3.4缓冲液压缸1活塞杆；2活塞；3缓冲柱塞；4柱塞孔；5单向阀6节流阀；7端盖；8气孔5.2 液压缸结构 液压缸是由缸筒、端盖、活塞、活塞杆和密封件组成，其内部结构如图所示： 1）缸筒 缸筒的内径大小代表了液压缸输出力的大小。活塞要在缸筒内做平稳的往复滑动，缸筒内表面的表面粗糙度应达到Ra0.8um。对钢管缸筒，内表面还应镀硬铬，以减小摩擦阻力和磨损，并能防止锈蚀。缸筒材质除使用高碳钢管外，还是用高强度铝合金和黄铜。小型液压缸有使用不锈钢管的。带磁性开关的液压缸或在耐腐蚀环境中使用的液压缸，缸筒应使用不锈钢、铝合金或黄铜等材质。 SMC CM2液压缸活塞上采用组合密封圈实现双向密封，活塞与活塞杆用压铆链接，不用螺母。 2）端盖 端盖上设有进排气通口，有的还在端盖内设有缓冲机构。杆侧端盖上设有密封圈和防尘圈，以防止从活塞杆处向外漏气和防止外部灰尘混入缸内。杆侧端盖上设有导向套，以提高液压缸的导向精度，承受活塞杆上少量的横向负载，减小活塞杆伸出时的下弯量，延长液压缸使用寿命。导向套通常使用烧结含油合金、前倾铜铸件。端盖过去常用可锻铸铁，现在为减轻重量并防锈，常使用铝合金压铸，微型缸有使用黄铜材料的。 3）活塞 活塞是液压缸中的受压力零件。为防止活塞左右两腔相互窜气，设有活塞密封圈。活塞上的耐磨环可提高液压缸的导向性，减少活塞密封圈的磨耗，减少摩擦阻力。耐磨环长使用聚氨酯、聚四氟乙烯、夹布合成树脂等材料。活塞的宽度由密封圈尺寸和必要的滑动部分长度来决定。滑动部分太短，易引起早期磨损和卡死。活塞的材质常用铝合金和铸铁，小型缸的活塞有黄铜制成的。 4）活塞杆 活塞杆是液压缸中最重要的受力零件。通常使用高碳钢，表面经镀硬铬处理，或使用不锈钢，以防腐蚀，并提高密封圈的耐磨性。 5）密封圈 回转或往复运动处的部件密封称为动密封，静止件部分的密封称为静密封。 缸筒与端盖的连接方法主要有以下几种： 整体型、铆接型、螺纹联接型、法兰型、拉杆型。 6）液压缸工作时要靠压缩液压油中的油雾对活塞进行润滑。也有小部分免润滑液压缸。 5.3 工作原理根据工作所需力的大小来确定活塞杆上的推力和拉力。由此来选择液压缸时应使液压缸的输出力稍有余量。若缸径选小了，输出力不够，液压缸不能正常工作；但缸径过大，不仅使设备笨重、成本高，同时耗气量增大，造成能源浪费。在夹具设计时，应尽量采用增力机构，以减少液压缸的尺寸。 液压缸 下面是液压缸理论出力的计算公式： F：液压缸理论输出力(kgf) F：效率为85时的输出力(kgf)(FF85） D：液压缸缸径(mm) P：工作压力(kgfcm2) 例：直径340mm的液压缸，工作压力为3kgfcm2时，其理论输出力为多少?芽输出力是多少?