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机械毕业设计论文
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机械毕业设计1140木耳块自动热压机正文,机械毕业设计论文
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1 第 1 章 绪 论 1.1 课题背景 黑木耳是我国林区主要的林国产品之一，也是人仍生活中的珍贵副食品， 木耳作为一种营养丰富，药用价值高的山珍食品， 其较高的经济价值倍受产品开发者和消费者的重视。 目前国内外多是以袋或盒散包装木耳。松散状态的木耳体积大、重量轻、易破碎储运费用高，且因包装档次低而降低了售价，因此木耳压缩技术应运而生，该产品对木耳生产又积极意义。 压缩黑木耳不但具 有优质黑木耳的所有属性，而且还解决了黑木耳易脆，易霉变、虫蛀等问题，保证了质量，而且携带、保管、使用更方便。缩小了体积，按不同用途分量包装，开启发水后即可食用，顺应了现代消费理念 .压缩木耳市场前景广阔。 木耳压块机是一种用于山产品深加工的机械，主要用于木耳、蘑菇等。将木耳、蘑菇、猴头等山产品经筛选后压缩成块，可以减少包装体积，便于运输、储存，携带方便，使传统的山产品提档升级。 1.2 现有木耳压缩设备分析与发展趋势 目前我国年产鲜木耳万吨，占世界第一位，我国北方地区的木耳人工栽培技术和生产规模位居世界前列，木 耳绿色加工的需求也日益增加，我国的块状木耳加工技术已经日趋成熟，块状木耳加工设备生产已经开始工业化，其加工技术和设备逐渐普及。但是同时一系列的问题也随之而来，现有的块状木耳生产规模小，食用范围有限，没有进行大规模 的机械件和自动化块状生产，由于黑木耳干燥压缩技术的普及造成压缩黑木耳块掺假伪劣产品进入市场，对广大消费者和名牌生产企业的信誉造成了不良影响和危害。 这种现象产生的原因之一是压缩产品过厚、透明度低，此外传统压缩产品每一块太多，食用时需要分两次，在食用时不方便。而现在的黑木耳压缩机在加工原料和产品尺寸方面 无法满足 厚度要求，质量减少为一半的要求。有以上可知，为黑木耳压缩技术提出了型的挑战和要求，也就是说，传统的压缩方法已经在一定程度上无法解决块状食用菌中易掺假，不易干燥，不能即食的问题，黑木耳压缩产品应增加科技含量和透明度。 传统的黑木耳压缩方法是采用液压加压的曲柄压力装置进行冷压，由于在室温左右的温度下黑木耳发生并 保持变形所需的压力很大，决定传统压缩设备需要动力能消nts 2 耗过大和成本过高 。 黑木耳传统的干燥多采用子让干燥和热风干燥，干燥的条件食被干燥物表面所产生的水汽或其它蒸汽，压力要大于干燥介质表面的水汽或其它蒸 汽压力，因此，在黑木耳干燥时要有持续热源促使黑木耳中的水分蒸发掉。 现有的木耳压缩 技术对木耳进行压缩的工艺流程可分为木耳清洗、木耳冷压缩、高温定型、产品包转。其中木耳压缩阶段采用的压缩 设备均为冷压成型 设备 ，所需的压力 较大，多采用液压为压缩动力。冷压成型后木耳易运输、易保管，但冷压成型也有缺点：一是液压设备体积大，效率较低，设备投资较大；二是采用液压系统，容易产生污染 ，影响木耳的质量。冷压成型后，木耳需要高温定型，高温定型消耗能源较大，也易影响质量。 由于木耳冷压的以上缺陷，要求以 后的木耳压缩设备要减少工人的 劳动强度，压缩过程和简化 、 操作方便 ，降低成本、 节约能源、 占地面积小、效率高、安全可靠 。 1.3 木耳热压机的提出和优点 木耳在温水中浸泡后明显变软，在此条件下对木耳进行可控温度下的加热，同时对木耳进行压缩 ，这时所需要的压力比单纯的冷压缩所需要的压力大为降低，简单的机械力就可以达到所需要的压力，而不必采用液压装置。 木耳热压设备至今为止还没有一套成型设备。 木耳 热 压成型机，是在压力机冲头上装有凸模盘，位于凸模盘下面与之相对应有一个压缩凹模盘，凹模盘中心轴与工作台下面的传动机构相连，组合凹模下面有固定垫板，垫板上 有一对出料口，该装置解决了现有黑木耳压缩成型没有实用的设备而存在的效率低的问题，可广泛用作黑木耳的压缩成型专用设备 。 本设备正是为了满足需求而设计。通过机械传动，效率高，而且采用单片机控温系统，温度设定可以通过拨码盘输入，如温度超出范围系统会发出报警信号。整套设备启动后，如安装传送带，则可以实现全自动。 木耳压缩的工艺流程可分为，木耳清洗浸泡、木耳热压缩、木耳干燥定型、产品包装。虽然压缩流程没有减少， 但 木耳冷压缩改为热压缩所需要的压力大为减少， 可节约能源，操作更为简单。采用上述工艺可以将木耳压缩成块状，也可 以将木耳压缩成类似纸状的薄片。 木耳热压则可以去掉高温定型的过程，降低成本，而且热压所需的压力小，设备可以简化，由于压力小，可以采用机械传动，效率高，而且加工过程简便，可以提高设备的自动化程度，以降低工人的劳动强 度 。 nts 3 第 2 章 传动部分的总体设计 2.1 传动方案 的拟定 方案选择的原则： 1、经济高效 尽可能设计制造成本低廉，这样可以使本产品应用范围更广泛。在追 求低成本的过程中更主要的是要保证设备的性能。高的性价比是设备在同类产品市场竞争中取胜的关键。 2、安全可靠 本设备在设计过程中要保证在运转过程中要保证操作者及附近人的安全，保证在任何情况下不会对人造成严重的伤害。 3、保证稳定性 保证在运行过程中的稳定性。稳定的设备是扩大产品适用范围，增加经济效益的关键。 4、操作简单 1。 合理的传动方案首先要满足工作及的性能要求，适应工作条件，工作可要，此外还应使传动装置的结构简单、 尺寸紧凑、加工方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便，下面是 三 种传动 方案 。 方案 一 : 采用 TYVZ 系列直线往复减速电动机，其传动原理 如图 2.1 所示：通过控制电动机的升降进行木耳压缩，下方工作台的转动靠手动实现。 图 2.1 方案一 方案二 : 采用螺旋增力夹紧机构 压缩的主要工艺过程为 :将待压的木耳装入模具中，沿导轨推入指定位置，转动手柄，压脚对木耳进行压缩，保持一定时间，松开转动手柄，取出模具，并从模具中取出木耳，压缩完成。 如图 4.2 nts 4 图 4.2 方案二 方案 三 : 采用偏心轮机构压缩木耳 压缩的主要工艺过程为 :将待压的木耳放到模具里，模具转到压缩位置，偏心轮轴带动连杆，压头沿着导轨 ，进而将木耳压紧，保持一段时间，压头抬起，转盘转到下一位置，木耳被压出，压缩完成。 传动原理如图 2.2 所示。 图 2.2 方案三 2.2 传动方案的评估与确定 方案一：结构简单，但控制系统复杂，且压力小，电动机的购买和维修不方便，TYVZ 系列直线往复减速电动机价格昂贵，且不易实现自动化。 方案二： 螺旋增力夹紧机构的使用比较普遍，结构简单，增力大，自锁性能较好，适用手动操作，但螺旋增 力机构夹紧动作慢，实际操作效率较低。 方案三： 结构简单，制造容易，操作方便，夹紧和增力比较迅速，效率高， 易实现自动化，工人劳动强度低，污染小。 经以上评估，确定传动方案三 。 电动机经联轴器传递到轮一，经 V带 传递到轮二，轮二经轴二传递到轮三和轮 四，进而传递到轮九 和轮十，轮十通过曲轴一带动工作压头座上下往复运动；轮四通过轴nts 5 三传递到轮五，进而传递到轮六，轮六通过轴四传递到轮七，进而带动轮八转动，轮八经轴五传递到工作台，使工作台转动。 为使工作台和工作压头运动同步，应使轮九到轮十的传动比和轮三到轮八的传动比相同。 其中为实现工作台的步进，将齿轮七制成四分之一齿轮（不完全齿轮），从而实现工作压头上下往复运动一次，工作台转动四分之一周，压缩成一块木耳块。 在工作压头处为实现压缩木耳块的厚度可选，在压杆处安装弹簧，起减震器的作用。这样既可以实现压头的保压时间又可以减少冲击，增加机器的耐用度 根据工作要求选用三角带传动和开 式齿轮传动 。三角带传动布置在高速级，能发挥其传动平稳、缓冲吸振和过载保护的优点，在需要改变轴的 传动方向，所以 轮三和轮四处采用锥齿轮。 2.3 电动机的选择 2.3.1 选择电动机的类型及结构形式 的选择 电动 机类型和结构型式要根据电源（交流或直流）、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。 根据工作要求选用交流电动机为原动机。选用允许有较大振动、冲击、转动惯量小、过载能力大的 Y 系列笼型三相异步电动机，封闭式结构 。 2.3.2 选择 电动机的 容量 所选电动机的额定功率应等于或大于工作要求的功率，容量小不能保证工作机正常工作，或使电动机长期过载、发热大过早损坏；容量大增加成本， 并且由于效率和功率因数低而造成浪费 13 。 计算电动机功率由 公式 （ 2-1） (2-2) wdpP KW (2-1) wwTnwp 9550 KW (2-2) 式中：dP-工作机实际需要电动机输出功率， KW； wP-工作机所需要输入功率， KW； -电动机至工作及机之间的总效率 ； T-工作机的阻力矩， Nm； nts 6 wn-工作机的转速， r/min; w-工作机的效率。 压机工作时工作压头所受阻力为： F 工作压强 ： P=20 kpa； 每块大小为： 10 12 cm； 则工作压力为： PSF =(20 1000)pa 0.1m 0.12m=240 N； 因设备需三个压头则总压力为： 总F=3F=720 N； 初定曲轴的摆杆长为 10 cm； 则工作轴的工作扭矩为： 1T =720 0.1=72 Nm； 压机工作台转动 所受阻力主要是模具盘和限位钢板相对转动时所受的摩擦阻力。 铁的密度： =7.9 g/ 3cm ； 两钢板之间的摩擦系数： =0.15； 初定模具盘半 径： r=24 cm； 模具盘厚度： h=10 cm； 模具盘上四个孔的大小均为 :10 12 2cm ； 则钢板的体积： V= abhhr 42 = 1.012.01.041.024.0 2 =13295.6 3cm 模具盘的质量： m =105.04 Kg； 产生的摩擦阻力： mgf =157.56 N； 由于木耳的粘性时阻力增大，估计所增大的阻力小于 80N。共四块 ,则阻力增大：增F=80 4=320 N 则 总F=157.56+320=477.56 N； 转距 : 2T =2 rF 总=57.3 Nm ； 压机阻力矩： 工作T= 2T +1T =72Nm+57.3Nm=129.3Nm ； 总效率 ： 5345321 =0.99 0.96 0.985 0.963 0.95=0.76； 压机工作效率： 8.0w； 弹性联轴器效率 1 =0.99； 带传动效率 2 =0.96； 轴承传动效率3=0.98； 开式圆nts 7 柱齿轮传动效率4=0.96,； 开式圆锥齿轮传动效率5=0.951 。 压机功率 ： kwpwwTnw 84.08.09550 503.1299550 电动机所需功率 ： KwpP wd 11.176.0 84.0 电动机的额定功率edP略大于dP即可，由机械设计手册查，选择电动机的额定功率edP为 1.5 Kw。 2.3.3 电动机的转速 的 选择 要求工作机的速度为 50 块 /min，则曲轴的转速为 50 r/min，由推荐传动比的合理范围带的传动比为 (2-6)，开始齿轮的传动比为 (3-7)，则总的传动比合理范围为 (2-6) (3-7)=(6-42)经两级传动后转速为 50 r/min，则电机的合理转速范围为 (6-42)50=(300-2100) r/min。 符合这一范围的常用同步转速有 750， 1000， 1500r/min 三种。由机械设计手册查得相应的技术数据，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、价格和质量选定电机型号为Y90L-4,如图 2.4 所示。 其主要技术参数如下： 型 号： Y90L-4 额定功率 : 1.5 Kw 同步转速 : 1500 r/min 满载转速 : 1400 r/min 满载电流 : 6.5A 满载时效率 : 79% 满载时；功率因数 : cos =0.79 额定电流 : 6.5A 额定转矩 （堵转转矩） : 2.2 Nm 额定转矩 （最大转矩） : 2.2 Nm 噪 声 : 67dB(A) 转动惯量 : 0.0027 2mkg 净 重 : 27 kg nts 8 图 2.4 电动机的外形及安装尺寸 Y90L-4电动机的外形及安装尺寸如 表 2.1所示 ： 表 2.1 Y90L-4 外形尺寸及安装尺寸 A B C D E F G H K AB AC AD HD BB L 140 125 56 24 50 8 20 90 10 180 175 155 190 155 335 2.4 计算 总传动比 及各级传动比的分配 2.4.1 总传动比 有电动机的满载转速mn和 工作机的转速 nw可得传动装置的总传动比为 ： 30501500 wmnni2.4.2 初定传动比 轮一和轮二之间的传动比为： 50 i； 轮三和轮四之间的传动比为： 21i ； 轮五和轮六之间的传动比为： 2i = 3； 轮七和轮八之间的传动比为： 3i= 1； 轮九和轮十之间的传动比为： 64 i ； 2.5 计算传动装置的运动和动力参数 2.5.1 各轴转速 轴一的转速： 401 iinn m =1400/(56)=46.7 r/min; 轴二的转速为： 2n =0inm =1400/5=280 r/min; nts 9 轴三的转速为： 3n=10iinm =1400/(52)=140 r/min; 轴四的转速为： 4n=210 iiinm =1400/(523)=46.7 r/min; 轴五的转速为： 5n=3210 iiiinm =1500/(5231)=46.7 r/min。 式中：mn-电动机的满载转速 (r/min)； 1n 、 2n 、 3n 、 4n 、 5n -分别为轴 I、轴 II、轴 III、轴 IV、轴 V 的转速； 0i、 1i 、 2i 、3i、 4i -分别 电动机轴至轴 II， II、 III 轴， III、 IV 轴， IV、 V 轴 ，I、 II 轴 间的传动比。 2.5.2 各轴 功率 轴 I 的功率：3424521 PPP =1.04kw0.96 99.0 =0.99 Kw； 轴 II 的功率：231012 dd PPP =1.11kw0.990.960.99=1.04 Kw； 轴 III 的功率：3521223 PPP =1.04kw0.950.99=0.98 Kw； 轴 IV 的功率：3432334 PPP =0.98kw0.960.99=0.93 Kw； 轴 V 的功率3443445 PPP =0.93kw0.960.99=0.99Kw 式中：dP-电动机的 输出功率 (Kw); 1P 、 2P 、 3P 、 4P 、 5P -分别为 I、 II、 III、 IV、 V 轴输入功率 (kw)； 01、 12 、23、34、45-分别为电动机轴至轴 II， II、 III 轴， III、 IV 轴， IV、V 轴 , I、 II 轴间的传动效率。 2.5.3 各轴转矩 nts 10 轴 II 的输入转矩 ： 28004.195509550222 nPT=35.47 Nm 轴 I 的输入转矩 ： 7.4699.09 5 5 09 5 5 0111 npT=202.45 Nm 轴 III 的输入转矩 ： 14098.095509550333 npT=66.85 Nm 轴 IV 的输入转矩 ： 7.4693.095509550444 npT=190.18 Nm 轴 V 的输入转矩 ： 7.4699.09 5 5 09 5 5 0555 npT=202.45 Nm 电 动机和各轴的分配参数 如表 2.2 表 2.2 电动机和各轴分配参数 编号 电动机轴 I 轴 II 轴 III 轴 IV轴 V 轴 功率 P/(Kw) 1.5 0.99 1.04 0.98 0.93 0.99 转速 n/(r min 1 ) 1400 46.7 280 140 46.7 46.7 转矩 T/(N M) 7.7 35.47 202.45 66.85 190.18 202.45 传动比 （ i） 30 6 2 3 1 效率 （ ） 0.904 0.95 0.95 0.95 0.95 2.6 本章小结 本章主要介绍 了 确定设备的传动方 案 ，电动机的选择以及各轴个参数的计算、设备整体的传动比和各级传动比的分配。 为下文的设计提供了良好的设计方案及步骤，根据这个总体的思路完成以下的设计 。 nts 11 第 3 章 设备部件 的设计 及校核 3.1 带轮的设计计算 9,4 3.1.1 带轮的设计 电动机的额定功率为 1.5 Kw,转速为 1400 r/min,轴二转速为 280 r/min,每天工作 16小时 1、 确定计算功率 Pc 查得工作情况系数 Ka=1.3 则计算功率 Pc=KaPc=1.51.3=1.95 Kw 2、 选择 V 带型号 根据 Pc=1.95 kw n1=1400r/min 查得选用 Z 型 V 带。 3、 确定带轮基准直径1dd、2dd(1)查表选用 Z 型 V 带轮基准直径1dd=70 mm (2)大带轮基准直径2dd为 2dd=280140070=350 mm (3)查表选取标准值2dd=355 mm，则实际传动比 i、从动轮的实际转速分别 i=mmmm70355=5.07 2nin1=07.5 min/1400 r=276.3 r/min (4)从动轮转速滑差率为 =m in/280 m in/280m in/3.276 r rr 100%=1.4%e 查得 2X =0.4, 2Y =1.6。 查得 载荷系数pf=2 1P= )(1111 arp FYFXf =3044 N 2P = )( 2222 arp FYFXf =1036.4 N 因两轴承的型号相同所以当量动载荷 打的寿命短，因 1P 2P ,只 需 计算轴承 1 的寿命。 查得 温度系数 1Tf ,寿命指数 3/10 hL10= 3/1066010 pCfnrT =377068h 610 h 1P=3044 N 2P =1036.4 N hL10=377068 h 所以轴承 30206 合适。 4.3 轴三的设计与校核 1、 选用轴的材料，确定许用应力 选用 45 钢，正火处理，估计轴径 d 100mm， 表查得强度极限 B =588Mpa,许用弯曲应力b1=55Mpa 2、 按扭转强度估算轴的直径 查的 C=118 d 3npC =22.57 mm 所求 d 为受扭部分最细处， 即装齿轮处的轴径。因为该处有键槽 ,故轴径应增大 3 ，即 d=1.0322.57=23.25 mm。取 d=30 mm 为标准轴径。 3、 轴 三 的结构设计（如图 4.11） nts 28 图 4.11 轴三结构图 4、 确定各轴段直径 齿轮四处基本直径，轴径为 30mm； 上轴承盖处为满足齿轮的轴向固定要求而设一轴肩防止齿轮轴向串动， 轴肩高 a=(0.07 0.1)d=2.45 3.5mm 取 a=3mm。此段轴径为 36mm； 上轴承处 因轴承要受的径向力很小，而周向同轴度要求较高，故选用调心滚子轴承 ,为便于轴承从右端拆装，取轴径为 40mm，初定轴承型号为22208/W33； 上油封处为减少轴承的润滑油损失而加一油封，为便于油封拆装，此段直径应略大于轴承处直径，取 43mm； 为固定油封而在轮五左加一轴肩，轴径为47mm； 安装的齿轮五分度圆直径小于两倍轴的直径，故制成齿轮轴，轴径为 96mm； 下油封处同轮五得上轴肩处相同为 47mm； 下轴承处有轴向力故采用圆锥滚子轴承的中宽系列的 32308。 5、 确定各轴段长度 已知齿轮四的轮毂宽度为 35mm,此段轴长度应略小于齿轮轮榖宽，故取 34mm； 为便于拆装取齿轮与轴承外端盖间距 35mm轴承盖厚 25mm,所以取 25+35=60mm； 上轴承处 22208/W33 的宽度为 23mm，此段轴径为 23mm； 上油封处为 20mm；因工作台结构需要取轮五轴肩段长为 693.5mm；齿轮五的齿宽为 66mm； 为同轴四轴五的配合取此段长 43.5mm； 下轴承处因轴承 32308 的宽度为 33mm,取此段长33mm。 轴三的总长为 34+60+23+20+693.5+66+43.5+32=962mm。 6、 传动零件的周向定位 轮四处采用 A 型普遍平键固定以带动轮转动，其中齿轮四处为：键 822 /GB1096-79。 为加工方便，并参照 32308 和 22208/W33 的安装尺寸，轴上的过渡圆角半径全部取值为 r=1mm;轴端倒角为 2450 。 7、 轴的受力分析 轴所传递的转矩 nts 29 轴三所传递的功率为3P=0.98kw,转速为3n=140r/min，则轴三的输入的转矩mmNnpT 668501055.9 63 轴上的作用力 NFFar 8.15312 ； NFFra 26612 ； NFFtt 5.84412 8、 按当量弯矩校核轴的强度 作空间受力图（如图 4.12） 图 4.12 轴三空间受力图 作水平受力图及弯矩图 (如图 4.13， 4.14) mNFF tx 2.9 498 519 56 521 mNFFF xtx 1047122 mmNFMtH 1 2 7 6 85.1 0 521F t F 1 x F 2 x图 4.13 水平 方向 受力图 1 2 7 6 8图 4.14 弯矩图 做垂直方向受力图及弯矩图（如图 4.15， 4.16） F r 2 F 1 y F 2 yFa2图 4.15 垂直方向受力图 NF ar FFy 8.157851 483.9561 22 NFFF yty 7.686122 mmNFM yV 4 9 5 3 65.1 0 511 4 9 5 3 6图 4.16 弯矩图 合成弯矩图（如图 4.17） nts 30 mmNMMM Hv 51 1552 1214953651155图 4.17 合成弯矩图 作扭矩图（如图 4.18） 6 6 8 5 0图 4.18 扭矩图 在上方轴承处所受弯距最大。 maxM=beM= 22 )( TM =65004 Nmm 查表得b=588 Mpa，b1=55 Mpa 故得： 31.0 dMbe be=10.2 Mpae=0.37，由表得 7.1,4.0 22 YX P= )(2222 arp FYFXf1027 N hhpCnL rh 583/10610 101005.86010 轴承 2 合适 4.4 轴四的设计与校核 1、 选用轴的材料，确定许用应力 选用 45 钢，正火处理，估计轴径 d 100mm， 表查得强度极限 B =588Mpa,许用 弯曲应力b1=55Mp 2、 按扭转强度估算轴的直径 查的 C=118 d3 npC=31.98 mm 所求 d 为受扭部分最细处，即装齿轮处的轴径。因为该处有键槽 ,故轴径应增大 3 ，即 d=1.0331.98=32.94mm。取 d=40mm 为标准轴径。 3、 轴 四 的结构设计 (如图 4.19) 图 4.19 轴四结构 图 4、 确定各轴段的直径 轮七处为设计基本直径为 40mm; 轴承端盖处为满足齿轮的轴向固定要求而设一轴肩以防止齿轮轴向串动 ,轴肩高 a=(0.07 0.1)d=2.8 4mm 取 a=3mm，此段直径为 46mm； 上轴承处为便于轴承从右端拆装，取轴径为 50mm，初定轴承型号为 30210，两端相同；为减少轴承的润滑油损失而加一油封，此段轴径 54mm；为安装齿轮方便和固定油封而加一轴肩，轮六处轴径为 60mm； 齿轮左端用轴环固定，有齿轮处轴径 d=60mm，轴环高度 a=(0.07 0.1)d=4.2 6mm 取 a=5mm，此段轴径为 70mm；下端油封轴径为 58mm。 nts 32 5、 确定各轴段长度 已知齿轮七的轮毂宽度为 50mm,此段轴长度应略小于齿轮轮榖宽，故取 48mm。 为便于拆装取齿轮与轴承外端盖间距 38mm轴承盖厚 25mm,所以取 25+38=63mm； 上轴承 20mm，两端相同 ；油封处 31mm；已知齿轮六的轮毂宽度为 82mm,此段轴长度应略小于齿轮轮毂宽，故取 80mm； 轴环宽 b=1.4a=1.45=7mm,取 b=17mm；下油封处轴径长 20mm；轴四总长 48+63+20+31+80+17+20+20=299mm。 6、 传动零件的周向固定 轮六和轮七处均采用 A 型普遍平键固定以带动轮转动，其中齿轮七处为：键 1232 /GB1096-79；轮六处为：键 1856/GB1096-79。 为加工方便，并参照 30210 的安装尺寸，轴上的过渡圆角半径全部取值为 r=1mm;轴端倒为 245。 7、 受力分析 因轴四几乎不受径向载荷且轴径较大，而轴又较短，所传递的弯矩也不大，所以轴四只需校核转矩。 轴四所传递的转矩 mmNnpT 1 9 0 1 8 07.46 93.01055.91055.9 644648、 轴的空间受力（如 图 4.20） T2 T1图 4.20 空间受力图 9、 轴四转矩图 （如图 4.21） 190180图 4.21 转矩图 10、 按当量弯矩校核轴的强度 轮七处轴的直径最少，对最小截面处进行校核。 beM 22 )( TM e = T =0.6190180=114108 N 又查得b=588 Mpa，b1=55 Mpa 31.0 dMbe be=17.8 Mpa 给 定 值即 ( 5 0 H ) ( 5 1 H ) 吗 ？温度控制程序返回开 电 热 丝 ： 1 - p 1 . 0差 值 0 4 H ？关 电 热 丝 : 0 - p 1 . 0差 值 0 4 H ？图 5.10 温度控制流程图 定时中断程序 中断返回 开始 初始化 参数输入 等待定时中断 数据处理 N 显示当前温度值 处理程序 30S 定时间？ 温度设定值检测 标 度交换 温度显示 温度检测 温度控制 温度相比较 图 5.8 主程序流程图 图 5.9 中断程序流程图 nts 43 5.4.5 程序的说明 （ 1） 应 用程序的主要功能 （ a）根据拨码盘的设定数值，自动进行钢板的温度控制。当 设定值为 60 时控制温度为 602 ，若温度超出范围，提醒用户重新设定。 （ b）能实时显示钢板温度，显示形式为 3 位十进制数： 2 位整数何一位小数。 （ c）如实际温度预设定温度差值大于 5 ，发出报警信号。差值小于 5 ，报警信号自动撤除。 （ 2）温度控制方式简介 温度控制方式采用继电控制方式，用通断电热丝的方法调节温度，采样周期为 30s。 （ 3）程序的运行 当系统通电后，程序自动从头运行。在运行过程中，若按下复位按钮，程序重新从头运行。 5.5 本章小结 本章主要对木耳热压机的温控系统的设计 。分析系统对温度的要 求，分别从硬件和软件着手。对硬件电路的设计、温度传感器的选择，主程序、中断程序 及温度控制程序的设计。 nts 44 结 论 木耳块热压机是一种山产品深加工的机械，主要用于木耳、蘑菇等。将木耳、蘑菇、猴头等山产品经筛选后压缩成块，可以减少包装体积，便运输 、储存，携带方便，使传统的山产品提档升级。 木耳块自动热压机采用热压，既降低压力，又减去木耳块定型的过程，且采用机械传动，效率高 、成本低、耗电量小、 而此设备的使用寿命长，易操作 ，温度检测自动控制， 木耳块自动热压机 的设计还可以有许多改进之处，此项设计主要是从实际应用出发，尽量设计
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