肉类切片机设计

i目录TOC\o"1-3"\h\u摘要 IAbstract II1绪论 11.1研究背景 11.2研究意义 11.3国内外研究现状 21.3.1国外研究现状 21.3.2国内研究现状 21.3.3研究述评 32肉类切片机总体方案的确定 53传动设计计算、零部件的强度、刚度计算 73.1动力计算 73.1.1主要参数 73.1.2肉类在料斗、刀片间被切削的受力分析 93.1.3输出轴的转速计算 93.1.4切削功耗P切 103.1.5传动、摩擦等的功率损失 103.1.6选择电机 113.1.7切片可靠性的计算 113.1.8求计算功率PC 113.1.9选V带的型号 113.2求大小带轮d2、d1基准直径 123.2.1验算带速V 123.2.2计算V带的基准长度Ld和中心距a 123.2.3验算小带轮包角α1 133.2.4求V带的根数 133.2.5求作用在带轮轴上的压力FQ 134V带轮的设计 154.1带轮结构形式的设计 154.2带轮尺寸的设计 155轴的选择 176.1轴的结构尺寸确定 176.2轴的校核 186.3按弯扭合成应力校核轴的强度 196切割工作机构设计 206.1电机的选型 206.2切碎刀及刀盘的设计 216.3同步带传动计算 226.3.1同步带计算选型 226.3.2同步带的设计 256.4切割主轴的设计 256.4.1确定切割主轴最小直径 256.4.2求轴上的载荷 266.4.3按弯曲扭转合成应力校核轴的强度 276.4.4精确校核轴的疲劳强度 27结论 31参考文献 32致谢 341绪论1.1研究背景在肉类加工过程中，应根据肉类的结构特点，选用适当的刀角和刀刃。从材料力学的角度来看，切削力、切削热及刀具-材料接触摩擦是刀具设计的基础。肉在加工过程中会散发出一部分湿气，这与液体的流动及传递有关。为了保证处理过程平稳，减少肉类的损耗，一些流体动力学的基本原理是必须要考虑的。肉类切碎机中的齿轮、传动带、滑块、曲柄等运动部件的功率传递、转速和扭矩的计算均涉及到机械动力学问题。另外，机械系统的振动与稳定也离不开该理论的支持。现代的切肉机可能需要配备自动控制系统的电动马达驱动。电动机的选型、控制及优化均建立在电气与自动控制的基础上。在长时间的连续加工过程中，机器可能会发热.为了保证肉制品的品质，在保证肉品品质的前提下，有必要对冷却系统进行设计。在我国经济步入现代社会后，人民群众对物质、精神、社会福利等方面的需求不断提高，肉制品、禽蛋蛋白等被大量使用。近年来，中国的肉类食物——家禽制品的加工制造业得到了迅猛的发展，它在社会主义时代已是国民经济与社会发展中的一项主要的支柱产业。肉类消费的可承受性，是一个发达国家政治、社会、经济生活质量与发达国家之间的关系。肉制品加工行业的迅速发展，已逐渐成为一个重要的龙头企业，直接带动了农业、畜牧业、饲料等多个行业的迅速发展。目前，中小型企业管理体制的改革和创新得到大力推进，使国民经济保持平稳增长，走上了可持续发展的道路。1.2研究意义目前出现的大量问题都是因为注重工艺，对设备的重视程度不够，这一点从很多专门从事食品科学研究的机构和各种食品机器加工厂的专业技术人才编制比例、经费投入以及课题时间安排等方面就能得到充分的说明。我国虽然资源丰富，但严重依赖国外先进生产技术与设备，构建完善的食品机械生产制造及科研服务体系已成为当务之急。肉类切肉机已成为现代食品生产、加工制造领域中不可或缺的一部分，受到越来越多中小型食品加工企业的关注。传统的食品加工机械模拟人工切肉，用刀把肉的横、纵两部分分开。与其它传统手工剪切切割工艺相比，该工艺具有诸多优点和优点，但在加工过程中不能实现连续进给、切；而且在肉加工过程中，还需要夹住肉，这会影响肉加工的效率和肉的品质。1.3国内外研究现状1.3.1国外研究现状上个世纪七十年代末，国外的切肉机发展得很快，因为国外的切肉机比其他国家的切肉机要先进得多，所以现在的切肉机已经很成熟了。国外的切肉机公司很多，他们起步比较早，技术也比较成熟，价格也比较便宜[1]。八十年代中后期，国际上的肉类切割设备得到了迅猛的发展，八十年代中叶之后的一到两年时间里，又有了长足的进步，各种全自动、多用途的肉类切割机器相继问世，以横向内圆式切割机为代表[2]。21世纪初期，外国肉类切割设备不再仅仅满足于独立研发，开始向自主研发和优化方面发展，一种新型肉类切割设备的刀具头部已问世，其刀刃位于两块驱动器中间，通过与光盘连接进行动力。肉类加工中常用的切肉器在使用过程中容易发生化学侵蚀，为了改善其抗腐蚀性，对其进行了专门的改性。猪肉切片在国际上发展比较快，而且发展得比较完善，其中以丹麦、布格耶等为代表。由于目前国际上对肉类切割设备的研究日趋完善，所以一些外国肉类加工企业也逐渐放弃了人工加工，转而朝着智能加工的方向发展[4]。2012年国际食品业展览会上，日本Nantsune展示了一种高精度切肉机Libra165C，该设备被称为Libra165C。Libra165C切肉机是专门用来切肉的，它可以预先设定好要切的肉的大小和数量，其原理是通过三维模型来模拟切肉，然后再进行切割，这样得到的肉才会更加的精准[5]。Libra165C切肉机一小时能切出六千块，这台切肉机的价格在一百万左右，主要用在工厂和餐厅里[6]。1.3.2国内研究现状在20世纪90年代后期，北京市首次开发了全自动SH-全自动自动切羊刀，取得了良好的经济效益。本产品具有使用简便、构造简易、拆装容易、易清洁、安全性高、功耗小、切羊肉时能自动收线、降低人工损耗等优点。SH-山羊切片机是一款多用途、多用途、多用途的自动切割装置，适用于酒店、餐馆、食堂等。从21世纪开始，中国的肉类切割机器得到了飞速的发展，而且随着科技的不断进步，它的售价也在不断降低，而且利润也在不断的增加[7]。中国人口众多，粮食消耗量巨大，随着人民生活水平的不断提高，对肉类食品的需求量越来越大，推动了肉类切肉机的发展[8]。广东嘉宏股份有限公司引进了全球第一款全自动（不需要电源）198B手持圆形刀具的肉类切割设备。产品简介：本产品具有：工作简便、安全、舒服、耗电少、工作效率高、工作效率高、安全性高。本产品的裁断结果可以应用在伦比市的各种类型的全自动和半切片机中；裁切速度可达120件/分钟；用广东锐迩威公司生产的小蛮刀具121C直刀式切片机[9]。小蛮刀121C型直刀切肉机具有切片均匀，操作简便，干净卫生，清洗方便，符合人们对于安全卫生的要求，体积小方，便于搬运，效率高。小蛮刀121C直刀切肉机，对于一些坚硬的蔬果来说，是一种非常不错的工具，可以随意调整切肉的厚度，而不是只用来切肉，还可以用来切其他的东西。这款绞肉机经过特殊处理，比其他绞肉机更坚固，更耐腐蚀，寿命更长[10]。该传动系统采用自润滑方式进行润滑，从而延长了其使用寿命。刀片是用高速钢高密度制造的，比其他刀具更耐久，但是成本也更高。体积小，移动方便，能耗低，多用于餐厅，学校餐厅，工厂餐厅，家庭厨房[11]。苏州和谐康机械厂开发的“和康切碎机”以一次切、二次切削为主。和和康肉品切肉机的主要特征在于：简易的操作平台，易于操作，设有专用的收纳盒，用于对被裁下的物料进行回收，切肉底部设有可活动的皮带轮，其刀片组采用了悬挂形式，可以很容易地将其拆除与清理，具有紧急开关，可以对用户的身体进行保障。本机适合于校园餐厅、肉食厂、饭店等场所使用[12]。1.3.3研究述评从肉类加工机械的研究和发展来看，不断进步的技术和市场需求是紧密结合的。国产切肉机的研发体现了本土化的需求。SH-羊肉切片机是一种把羊肉加工和自动化技术有机地结合在一起的产品。而手动圆刀198B型切肉机、小蛮刀121C型直刀型，则是兼顾了操作简单、功能强大、经济实用的特点，能够满足不同人群的需求。和谐康切肉制品在功能上做了进一步的改进，实现了一次切片，二次切片的多功能设计[13]。它的通用性无疑能满足高效率，多功能的市场需要。2肉类切片机总体方案的确定切割装置：肉类切片机的切割装置通常由刀片和刀架组成。刀片是切割肉类的主要部件，其锋利度和耐磨性直接影响到切割效果和使用寿命。刀架则用于固定刀片，保证切割过程中的稳定性。传动系统：肉类切片机的传动系统通常采用电机驱动，通过皮带或链条将动力传递给切割装置。传动系统的设计和选用对切割速度、精度和噪音等性能指标有很大影响[14]。控制系统：肉类切片机的控制系统主要包括开关、调速器和安全保护装置等。开关用于控制设备的启动和停止，调速器用于调节切割速度，安全保护装置则用于防止操作过程中的意外伤害。机身结构：肉类切片机的机身结构通常采用不锈钢材质，具有较好的耐腐蚀性和耐磨性。机身内部的布局和结构设计应充分考虑设备的操作便捷性、清洗方便性和维修保养的可行性。输送带：肉类切片机的输送带主要用于将待切割的肉类送入切割区域。输送带的材质、厚度和表面处理方式等因素会影响到肉类在切割过程中的稳定性和切割质量[15]。清洁系统：为了确保肉类切片机的卫生安全，一些高端设备还配备了清洁系统，如自动喷水清洗、高压空气吹扫等。这些功能可以有效降低设备的清洗难度，提高生产效率。如图所示：1-刀盘2-传动轴3-皮带以及皮带轮4-电动机图2.1肉类切片机原理图3传动设计计算、零部件的强度、刚度计算3.1动力计算3.1.1主要参数刀盘的直径：根据甘薯的外形大小，根据切割时需要的速度和生产率等条件，选择了300毫米的刀盘直径。切割力：根据资料显示，每一根刀刃所能承受的切割力最低为0.3公斤/毫米。下面介绍了在切削过程中，直刀刃与弧形刀刃之间的受力情况，以便选用合适的刀具[16]。表3.1直刃刀片分析表3.2圆刃刀片分析由上述两个表格可知，圆形刃口的刀具较之直线刃口的刀具节省了约50%的人力，因此在本次设计中，选择了45#材质为圆形刃口的刀具。3.1.2肉类在料斗、刀片间被切削的受力分析肉类在切削时的受力情况示意图1-刀盘2-肉类3-料斗壁图3.1肉类受力分析图当它被切割的时候，它的刀刃会产生一个切割力P，而在切割的时候，它会产生一个反作用力N，这个反作用力会产生一个横向的分力R1，纵向的分力N1，这样就会产生一个力矩M1=R1L2，M2=N1L1，为了让它不会跳跃，不会旋转，要维持它的平衡，PL2=M2+M2。反方向。3.1.3输出轴的转速计算由小时生产效率500kg/h来确定转速nQ=60*B*r*n/1000*a*b*l*zZ=1V=S×LQ=500kg/hK1=0.7K2=0.2取L=0.5，P=1.033×10×0.001来确定n，则Z是料斗中出现的刀片数量；L是切片厚度；Q是该设备的生产率；K1是刀片利用率；K2是刀盘的不旋空概率；Q=60*B*r*n/1000*a*b*l*z=60*80*250*n/1000*70*3*4=350因此我们将转速定为n=350rpm。3.1.4切削功耗P切由前面得知，切削平均阻力P=0.3kg/mm，则刀片在切削长度内承受的阻力矩积分得：图3.2扭矩图P=0.3×0.5X²|=2756.3Kg·㎜3.1.5传动、摩擦等的功率损失由机械设计上表可得可知总功率=0.96×0.97×0.97×0.96=0.9033=1.414÷0.9033=1.565Kw由此得到的额定功率是1.56Kw，我们选择电动机的功率为1.5Kw。3.1.6选择电机按照电脑计算的额定功率、刀盘速度和本机采用的减速机构的齿轮比，选取1.5kw。旋转速度在其本身的减速之后为1500rpm，操作电压为380V。3.1.7切片可靠性的计算在切割期间，为了确保材料的输送是稳定的，很明显，材料落入隔板的时刻t1比刀片缝隙的时刻t2要短。现在进行以下的分析：假定物质道与物质之间的摩擦因子为0.4，而送料道的倾角为45度，那么对物质进行受力分析：F=mgsina-Nμ;N=mgcosa所以F=mgsina-mgcosaμ又F=ma所以a=101.6N计算作用在轴上的压力QQ=2zFf0sin(α/2)=2×5×101.6×sin（132.7/2）=930.67（包角：127°计算见后）3.1.8求计算功率PC因为=3.13kW则由机械设计手册表13-15可知选KA=1.1则由公式：PC=KAP则得出PC=1.414×1.1=1.55kw3.1.9选V带的型号可用普通V带或窄V带，现选普通V带。根据PC=1.5kw，nd＝1500r/min，由机械设计手册查出为V带为SPZ型带。3.2求大小带轮d2、d1基准直径由机械设计手册中表13-9可知d1=50～71mm，现在取小轮d1=63mm由公式：d2=n1d1(1-ε)/n2可得出d2=n1d1(1-ε)/n2=3.53×71×0.98=252mm。其中ε在机械设计手册查出为0.02由机械设计手册表13-9取d2=2526虽然n2略有增大，但其误差小于5%，在允许的范围内，所以d2=250可以。3.2.1验算带速V由公式V=则可以算出V带的速度V==π63×2000/(60×1000)=8.12m/sV带的带速度5～25m/s的范围内，合适。3.2.2计算V带的基准长度Ld和中心距a查机械设计手册由其中计算V带公式：a0=1.5(d1+d2)初步计算选取V带的中心距a0则可以得出a0=1.5(d1+d2)=1.5×(63+250)=248，现在取a0=248，由公式0.7(d1+d2)<a0<2(d1+d2)可以得出中心距在其范围内，所以取a0=250可以。查机械设计手册由式：L=2a0++可以得出带长为L=2×250++=1026.3mm由机械设计基础查表13-2选用V带的型号，对Z型带选用Ld=1000mm。再由其公式：a≈a0+可以确定V带的中心距a=250—（1000-1026.6）/2=237mm3.2.3验算小带轮包角α1查机械设计基础由公式α1=180°-×60°可以得出α1=180°-×603°=132.7°>120°所以得出包角合适。3.2.4求V带的根数查机械设计基础由公式：Z=已知n1=1500r/min，d1=63查表可以得出P0=1.45KW由传动比i=4查表13-5得P0=0.45KW由α1=132.7°查表13-7得Kα=0.87，查表13-2得KL=0.90，由此可得Z=≈1.81所以V带取2根3.2.5求作用在带轮轴上的压力FQ查机械设计手册表13-1得出V带每米长的质量q=0.07kg/m由公式：F0=其中Pc为功率，Z为v带的根数，V为v带的带速，Kа为包角修正系数可以查表得出其值为0.95可以得出F0=≈82.4N现在计算作用在带轮上的压力FQ，由公式：FQ=可以得出FQ=402.5N4V带轮的设计在设计三角皮带轮时，要满足重量轻、结构技术好、不存在过量的内应力、重量均匀、高速运转时要做好动平衡、对轮槽面进行精细加工（为了减少皮带的磨擦）、对每一条沟槽的大小及角度要保持适当的精度，从而使载荷分配相对均衡。辊筒的材料主要是铸铁，通常选用HT150和HT200等材料，在高速时选用钢铁，在慢速时选用铝合金，塑料等材料。考虑到项目的动态情况和施工进度，本项目采用HT200材料的铸铁。4.1带轮结构形式的设计常见的生铁三角带轮有实心、腹板、孔板式和椭圆形轮辐等多种类型。V型皮带轮的几何形状与其参考口径密切相关。滑轮参考直径为dd≥d(d是滑轮所用轴线的直径，单位：毫米），可以使用整体型；在直径小于300毫米的情况下，可以使用网状结构；在dd小于300毫米的情况下，d1~d1大于100毫米的情况下，可以使用孔片型；从6.3的计算可知d1、d2：主动轮基准直径d1=63mm安装轴带轮轴的直径d=25mm∵dd≤d∴小带轮选用实心式从动轮基准直径d2=232mm∵dd≤300mm∴大带轮选用腹板式4.2带轮尺寸的设计V带轮的轮槽与所选用的V带的型号相对应，此设计选的是SPZ带，根据书上表格可直接得出基准宽度b0=10mm基准下槽深度hfmin=10mm槽间距e=14±0.3mm最小轮缘厚δmin=6.5mm带轮宽度B=28带轮的总长L=（1.5~2.5）d=40图4.1主动轮大V轮d=200mm小于350，所以采用腹板式。由其轴径为35mm.基准宽度b0=10mm基准下槽深度hfmin=10mm槽间距e=14±0.3mm最小轮缘厚δmin=6.5mm带轮宽度B=26带轮的总长L=（1.5~2.5）d=45图4.2从动轮轮槽面的粗糙度分别为1.6和4.2，因为这两个皮带轮对切割机的运转有很大的影响，因此两个皮带轮的磨削加工时，其粗糙度都是1.6。5轴的选择所选主轴材质为45级钢材，并进行了调质。通过对轴上零件的安装定位和加工过程的分析，得出了轴的结构如下，5.1：图5.1轴轴的强度计算，由公式计算轴的最小直径，由公式：dmin=得出dmin=≈28mm计算轴的输出力矩T，由公式：T=9550×可以得出T=9550×经带轮转换后扭矩≈36N.m很明显，该轴的输出直径并不很大，并且与轮盘及驱动轮的大小比例不相称，将35毫米的输出与键槽及电机相比较。由于dmin比dmin大得多，因此最小的轴直径dmin为35毫米。6.1轴的结构尺寸确定该轴的两个端部都与该刀片的驱动轮相连，因此，d1—2=2d7—8=35毫米。对皮带轮和刀盘进行了台肩位置的调整，调整的位置高度h大于0.07dd2~3=d6~7=42毫米。从这里的轴径来看，在轴承产品目录中，我们可以在这里选择6209深沟球轴承，它的尺寸为d×D×B=45×85×19，因此d3-4=d5-6=45mm。参考说明书6209深沟滚珠轴承，其轴肩高度是4毫米，因此d4-5=53毫米1~2=25毫米，1~8=35毫米，这取决于刀片的大小和驱动轮的大小。根据支座的大小，l3~4=l5~6=50毫米。有轴承端盖的结构和传动轴，将轴承端盖的总宽度确定为20，以轴承端盖的安装及便于对轴承添加润滑剂的需要为依据，去l2-3=30，l6-7=50mm。以轴杆的整体大小为准，选取长4~5为130毫米。6.2轴的校核为了得到轴受力，先从轴受力的角度出发，给出了轴受力分析的简图。由车桥的设计图纸，绘制车桥的力矩、力矩图表。图7轴的载荷分析图通过对传动轴的构造图和力矩、力矩曲线的分析，可知在皮带大支承上接近的部分是有风险的部分。本文给出了在临界断面上的平均速度。所选用的主轴材质是经过调质的45型钢。由《机械设计》中的表格14-2可知，该轴的最小直径是35毫米，转矩是36牛·米，因此，能够算出该轴的力圆周力Ft：Ft=Ft==200N作用在刀片上的力径向力Fr：F，=F×tan30°可以得出Fr=166.2N根据上面的数据和轴的机构以及弯矩和扭矩图中可以看出，受载荷最大的面是靠近大带轮的轴承端面，因此求得此截面的弯矩扭矩如下表：表3截面的弯矩扭矩6.3按弯扭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《机械设计》式（15-5），以及上表的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，计算轴的应力，由公式：得出轴的应力：=37.6Mpa前面已经选定轴的材料为45号钢，调质处理，由《机械设计》表15-1可查得[σ-1]=60Mpa，所以计算出轴安全。故该轴在此截面的右侧的强度也是足够的。本机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，轴的校验结束，轴的校验合格。6切割工作机构设计6.1电机的选型参考市场上同类产品，考虑到本机器体积小，功率消耗不大。只是旋转运动。初步选择电动机为普通三相异步电动机Y90S-4型。用于一般场合和无特殊要求90S-4型三相异步电机功率：1.1KW电压：220V电流：2.7A绝缘：B噪音：67dB(A)转速1440r/min该产品可用于不含易燃、易爆、腐蚀性的普通场所，也可用于对机械设备没有特别的需求，例如：金属切割肉类设备，泵，风机，输送机械，混合器，农业机械，食物机械等等。4系列的异步电动机适用于没有易燃、易爆、腐蚀性气体的普通场合，以及对没有特别需求的机器，比如：钢铁切削肉、水泵、风扇、运输机械、混合机、农机、食物机器等。4型三相异步电动机是一种完全密闭的、自扇式、鼠笼式的异步电动机，它的主要型号是按照IEC的有关规范设计的。4型异步电机具有高效、省电、起动扭矩大、噪声低、震动低、稳定性好、操作及维修简便等特点。图6.1电动机6.2切碎刀及刀盘的设计设计刀的参数如下：刀采用弯曲型，半径140mm，刀厚2.5mm，刀宽20mm，材料为65Mn，调质处理，刃口淬火，硬度为HRC62-65。图6.2刀盘65MN具有比65MN更高的强度、硬度、回弹性和淬硬性能，但存在着过热敏感性和回火脆性，并且在水淬过程中易产生裂纹。易切削热处理的不足之处在于冷变形能力较弱，易熔合。这样，由于刮刀没有采用与刀刃直接焊合的螺钉切割方式，所以3个螺钉孔被均匀地布置在刀刃的左边。因为该树枝状纸张以根据该抛光段的20mm的直径确定该刀具通过键，也就是扁平键BH=6mm-6mm(GB1096-79)，手动段12mm，键距键槽的长度是14mm，为确保该小齿轮和一个良好的轴，与该小齿轮和轴的选用是H7/N6，所以，所选用的40mm的盘环，内径10mm,6mm厚的车轮，开16mm的孔长16mm，对轴端环进行切削，使轴环处于无压状态时，即可支起轴，轴环和螺丝帽的端面带有螺母，用于切断定轴的轴，用于轴的支承，也用于叶轮等部件的轴向锁定，并防止潮湿。6.3同步带传动计算6.3.1同步带计算选型该系统的设计功率取决于该系统所需的额定功率，负载的性质，以及原动机的种类以及每日持续工作的时长：式中 ——需要传递的名义功率 ——工作情况系数，按表6.1工作情况系数选取=1.7；表6.1工作情况系数确定带的型号和节距需要使用的皮带的类型和间距，可以从正时皮带的设计动力Pd’和小带锯的速度n1来决定。其中Pd=0.63kw，n1=56rpm。查表6.2表6.2同步带的型号和节距选同步带的型号为H：，节距为：Pb=8.00mm选择小带锯齿数z1，z2可根据同步带的最小许用齿数确定。查表3-3-3得。查得小带锯最小齿数14。实际齿数应该大于这个数据初步取值z1=34故大带锯齿数为：z2=i×z1=1×z1=34。故z1=34，z2=34。确定带锯的节圆直径d1，d2小带锯节圆直径d1=Pbz1/π=8.00×34/3.14≈86.53mm大带锯节圆直径d2=Pbz2/π=8.00×34/3.14≈86.53mm验证带速v由公式v=πd1n1/60000计算得，s﹤vmax=40m/s，其中vmax=40m/s由表3-2-4查得。确定带长和中心矩根据《机械设计基础》得所以有：现在选取轴间间距为取224mm10、同步带带长及其齿数确定=()==719.7mm11、带锯啮合齿数计算有在本次设计中传动比为1，所以啮合齿数为带锯齿数的一半，即=17。12、基本额定功率的计算查基准同步带的许用工作压力和单位长度的质量表4-3可以知道=2100.85N，m=0.448kg/m。所以同步带的基准额定功率为==0.21KW表6.3基准宽度同步带的许用工作压力和单位长度的质量13、计算作用在轴上力==71.6N6.3.2同步带的设计在这里，我们选用梯形带。带的尺寸如表6.4。带的图形如图6.3。表6.4同步带尺寸图6.3同步带6.4切割主轴的设计6.4.1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＝112×10.23根据切削切肉设备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6.4轴的受力图6.4.2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Ｃ是轴的危险截面。计算步骤如下：＝＝＝4966.34N＝＝＝3960.59N＝＝＝2676.96N＝＝3356.64-2676.96＝679.68N＝＝4966.34×57.1＝283578.014＝＝2676.96×57.1＝152854.416＝＝679.68×71.6＝48666.09＝＝＝322150.53＝＝＝287723.45表6.5轴设计受力参数6.4.3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＝＝MPa＝12.4MPa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。6.4.4精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面断面A、II、III、B仅受到转矩的影响，尽管键槽、轴肩和过渡装配产生的应力集中都会削弱主轴的疲劳强度，但是，因为轴径的最小尺寸是根据抗扭的要求来决定的，因此，A、II、III、B段都不需要进行验算。结果表明，在IV段、V段干涉配合产生了较大的应力集中，而在段C段则出现了较大的应力集中。断面V对应力集中的效应与断面IV相似，但断面V没有受到力矩的影响，而断面直径又很大，所以不需要进行强度验算。断面C处的应力为最大值，但其应力集中程度较低（干涉配合和键槽产生的应力集中），并且此处为最大的轴径，因此，断面C无需校正，断面VI、Ⅶ则明显不需要校核。从教科书第三章的附件可以看出，与干涉配合相比，键槽的应力集中要小于干涉配合，因此，只要对断面IV的左、右两边进行校核就可以了。（2）截面Ⅳ左侧抗弯截面系数W＝0.1＝0.1＝61412.5抗扭截面系数＝0.2＝0.2＝122825截面Ⅶ的右侧的弯矩M为＝90834.04截面Ⅳ上的扭矩为＝1410990截面上的弯曲应力＝1.48MPa截面上的扭转切应力＝11.49MPa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S＝＝＝66.66S＝＝＝16.92＝＝＝16.38≥S＝1.5故可知其安全。截面Ⅳ右侧抗弯截面系数W＝0.1＝0.1＝72900抗扭截面系数＝0.2＝0.2＝145800截面Ⅶ的右侧的弯矩M为＝90834.04截面Ⅳ上的扭矩为＝1410990截面上的弯曲应力＝1.25MPa截面上的扭转切应力＝9.68MPa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＝0.8×3.24＝2.59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＝3.33＝2.68又由课本及3-2得碳钢的特性系数，取6，取于是，计算安全系数值，按课本式（15-6）(15-8)则得S＝＝＝66.07S＝＝＝16.92＝＝＝11.73≥S＝1.5故该轴的截面Ⅳ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。

结论本项目针对国内电动切肉机的研究现状及发展趋势，提出了一种电动切片机的研制流程。本文主要完成了以下几个方面的工作：1、确定了电动切肉机的结构方案。分析了电动切肉机的特点，确定了电动切肉机的基本结构和基本尺寸；2、确定了自动切肉机的技术参数和技术参数；本文介绍了一种电动切肉机的设计方案。3、对零部件进行刚度、寿命的计算及校核。在此基础上，计算了各零部件的刚度及使用寿命，以保证其工作可靠性。在接触并深入学习专业知识，并查阅有关资料后，我深刻地意识到我国工业在当前的发展水