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小型面条压延机的设计,小型,面条,压延机,设计
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目 录摘要1关键词11 前言12 总体结构23 压辊的设计43.1 压辊的结构和规格43.2 压辊的轴承43.3 压辊与轴系零件的连接53.4 压辊的表面技术参数53.4.1 齿数53.4.2 压齿的斜度53.4.3 齿形53.4.4 压辊的表面参53.4.5 在选择辊速时考虑的因素63.4.6 横压力63.4.7 压辊的清理及冷却64 进料机构64.1 进料板75 切面棍76 计算部分86.1 传动设计、选配电机86.1.1 传动方案的拟定86.1.2 电机的选择86.1.3 V带的设计96.1.4 双面圆弧同步带的设计106.2 压延辊齿轮传动设计计算116.2.1 选用齿轮类型、精度等级、材料及齿数126.2.2 按齿面接触强度设计K1T1126.2.3 按齿根弯曲强度设计136.2.4 几何尺寸计算146.3 压辊和切面棍受力分析146.3.1 结构设计156.3.2 压辊受力分析及校核156.4压辊轴承的选择计算166.4.1 压辊轴承的选择166.4.2 轴承校核设计167 结论17参考文献17致谢18小型面条压延机的设计学 生：徐贞 指导老师：高英武（湖南农业大学东方科技学院，长沙410128）摘 要：本文对小型面条压延机进行了总体方案设计，确定了面条机的技术参数。同时对面条机使用过程中可能出现的问题做了详细的分析，并提出了相应的解决方法，且对面条机中的主要零件进行了结构设计、分析计算和校核。此次设计的面条机是将已经揉好的面团经过面辊相对转动挤压形成面片，再经压面棍对面片进行切条。此面条机的传动：以电动机为动力源，电机和切面辊之间通过皮带轮传动，两压面棍之间的传动是齿轮传动。关键词：压面辊；皮带轮；齿轮The Design of Small Noodles Rolling MachineStudent：Xu ZhenTutor：Gao Yingwu （Oriental Science Technology College of Hunan Agricultural University, Changsha 410128）Abstract：This thesis, the small noodles calender for the overall design, make sure the technical parameters of the pasta machine at the same time in the course of using the pasta machine problems that may occur has made the detailed analysis, and proposes the corresponding solution method, and the main parts of pasta machine for structure design analysis, check the design of the pasta machine is will have been knead dough after face relatively good roller rotation extrusion forming strips, then the pressure to cut across the face of the rod .The pasta machine article transmission: to the motor as power source, motor and cut between rollers through the pulley transmission, the two pressure surface of transmission between stick is gear transmission.Keywords: pressure roller；belt pulley；wheel gear1 前言20科技大革新，时代的进步和经济的飞速发展使得人们的生活水平不断提高，人们日常生活中所使用的各种类型产品的要求也逐渐升高，特别的对那些日常生活密切相关的厨房类电器产品-因为人们每天的起居饮食都离不开这类产品。人们对食品的口感也越来越挑剔，随之一些大型的生产食品的机械纷纷都对机械进行改进，产生了各种家用的食品生产机器1。面条机以其方便快捷逐渐成为了北方大部分家庭日常生活不可少的产品，这类产品须同时具有使用功能及相应的审美形式，即具有物质功能和文化功能双重属性。通过查阅资料对国内外相关产品的了解，对其产品技术和机构先进行深入研究，对面条机已经有了一定的了解。2 总体结构进料板：进料板是敞开式的，由钢板制成，可以观察进料情况，而且质轻美观。延压部分：可以观察到压辊的转动及料流等情况切面部分：本机采用钢板制造，焊接制成，切面到直接装在罩壳上，因此此结构拆装方便，实用性强，便于开启关闭。罩壳：本机罩采用钢板冲压，焊接制成。总体装配图如图一 （a） (b) (c) 图1 装配图 Fig1 assembly drawing 小型面条压延机的工作过程是先将揉好面团经过两压辊压成面皮，在经过切面辊压成面条，其中两切面棍之间是用齿轮传动来带动两辊转动，然后是用电机与切面辊之间用带轮传动，切面棍和压辊直接用也用皮带轮来传动。关于具体的计算将在后面的设计计算中给出。3 压辊的设计3.1 压辊的结构和规格如图2为常用的压辊结构图，它由辊体和两根辊轴组成2。压辊的辊体由双金属离心浇铸而成，外层为保证辊面有一定硬度和耐磨性的合金铸铁，内层为使压辊具有一定韧性和吸振性能的灰口铸铁，辊轴材料为机械性能较好的45号钢；辊体和两只辊轴经必要的机加工后，采用过盈配合压配成一体，再一起加工到要求的几何尺寸和形状。图2 压辊结构示意图Fig 2 Pressure roller structure schematic drawing大量的实验研究和生产证明：压辊直径130mm时，小型面条压延机压延效果和综合技术经济指标较好。根据小型面条压延机标准，选择压辊直径为130mm，辊长为200mm，根据压辊标准，压辊的动平衡精度为G6.3；整个辊面上的硬度尽可能的均匀，硬度偏差要求达到HS4的水平；辊面的粗糙度要求为Ra0.08mm，圆柱度精度为9级。3.2 压辊的轴承根据压延机工艺要求的特点，对压辊轴承除载荷方面的基本要求，现粮食行业标准面条机规定，本机选用滚动轴承3。此轴承有自位性能，而且承受载荷较大，为了便于拆装压辊，在轴承内侧和压辊之间加了紧固轴套，轴承座为整体式4。3.3 压辊与轴系零件的连接 绝大多数面条机上，压辊与轴系零件大带轮及同步带轮的连接键，虽然键连接具有简单、紧凑、可靠，成本低等优点。但是，减少了被连接件的承载面积，特别是会引起高度的应力集中，被连件也难以获得精确的定心，而且装拆也不方便，本机采用轴承座连接。轴承座连接的定心性好。轮毂可以相对于轴紧固在任意轴向位置上，装拆方便，只要把紧固螺钉松开，轴承座连接避免轴因键槽等原因而削弱，承载能力高，可获得紧密的连接，而且有安全保护作用，只要过载、内、外环就会打滑，形成相对转动，避免零件损坏，压辊轴与轴承通过紧定套连接，这样有利于拆装轴承，两辊带轮的连接用螺钉，也便于装拆5。3.4 压辊的表面技术特征3.4.1齿数压辊齿数的多少是根据需要压延的物料、性质以及要求达到的压延厚度比来确定，齿数少时，齿间距就大，齿槽也深，适用于压延较多的物料；如用于压延不多的的物料，则物料容易嵌在齿槽内面得不到应有的厚度；齿数多时，齿间距就小齿槽也较浅，适用于压延厚度较小的物料，如要压延较多的物料，轧距小时会使面皮压坏，轧距大是会使面皮厚度过大，得不到想要的效果，并且齿的磨损较块6。齿数的多少还与入料的流量有关，流量大时，齿数应少一些；流量小时，齿数应多一些。3.4.2 压齿的斜度当压辊长度和齿数不变时，斜度越大，交叉点数越多，功耗会降低，面皮就越厚；反之，面皮越薄，功耗会提高，齿的斜度最大不应超过1：6，否则面团将在压辊表面作轴向移动，而削弱压辊对物料的压延作用。本机压辊的斜度选为1：46。3.4.3齿形齿形的大小决定了压延和切面作用力的性质，它直接影响着面团的压延程度、能耗以及中间产品的数量和质量。随着齿脚的增大，辊齿对面团的挤压力增强，剪切力减小，易将面团挤压成面皮，然而可使能耗降低。目前面粉厂所采用的齿角一般在90100之间，其中锋角2040，钝角5570。齿顶平面可以缓和辊齿的剪切作用，减小面皮切坏的机会，改善辊齿的耐磨性，提高辊齿一次拉丝的寿命。3.4.4 压辊的表面参数表征压延机的参数很多，其中主要有辊筒数目及其排列型式、辊筒的直径和长度、辊筒的调速范围、速比和生产能力、压延制品的最小厚度和厚度公差、辊筒的横压力和驱动功率等7。辊筒的长度和直径是指辊筒工作部分的长度和直径。压辊辊面磨光后的粗糙度为Ra0.08mm，光辊的表面要求非常的光滑那样压延出来的面皮才有能细嫩平滑且美观，保证物料能被压辊进去压面区和切面区，提高切面效果。光辊的硬度一般为Ra1.52.5m。光辊工作时的轧距较小但辊间压力较大，压辊会产生一定的弯曲变形，这样轧距就会出现中间大两端小的现象，造成压延效果的不均匀和下降，甚至导致面条机不能正常工作。3.4.5 在选择辊速时考虑的因素辊筒速度直接影响压延机的功率消耗和生产能力。辊速越大，则功率与产量越高，对压延机的机械化自动化水平要求也越高。因此，在选择辊速时要考虑： 1）压延的工艺要求；2）压延机的制造水平；3）压延机组的自动化水平；4）辊筒速度应能广泛的平稳地调整；5）压延时辊速尽可能用高值，这有利于发挥设备能力。可见辊速的高低标志着压延机组的先进水平。近年来，由于采用电动机单独地传动每个辊筒，它可使辊筒间的速比在一定范围内（从1：1到高达1：1.3）任意调节，从而可在一台压延机上完成多种作业，这就使机台的适应性更加宽广，并有利于提高辊速8。3.4.6 横压力横压力的概念：面团通过辊筒间隙时，对辊筒产生径向作用力和切向作用力，径向作用力垂直于辊面，力图将辊筒分开，这个力就叫横压力，也叫分离力。辊筒横压力的特征，面团通过压延机辊筒辊隙时，面团的厚度逐渐由大变小，而压力逐渐上升，在压延过程中影响横压力的因素是多方面的：压延制品的厚度； 制品厚度越薄，辊隙越小，分离力越大。辊筒直径和压延宽度越大，所产生的横压力也越大9。3.4.7 压辊的清理与冷切清理方法；压辊工作时，辊面会粘附一些面制物料，物料水分越高、轧距越小，粘附情况就越严重。为了保证压面机的机械和工艺性能，应使用清理装置来保持辊面的正常工作状态。目前，一般是在压面切面完成以后，可以拆下来对其进行清理，清洗干净在将辊和切面刀安装上去。这既有利于压辊和切面辊的保养因而使其寿命增长10。冷却问题：本机没有设计专门的冷却装置，而是利用空气自行冷却。目前，国外先进的面条机不采用专门的冷却装置，而是靠空冷。4 进料机构4.1 进料板进料板位于压面机的顶部，它的主要作用是：连接进料板和压延部分，并对物料起一定的缓存作用；将物料尽可能地沿压辊辊轴敞开；便于观察物料的压延和切面部分。简体的上端安装有进料口的顶盖下端有与压面机机架连接的法兰；相比平截正圆锥形形状，平截长方形锥形进料筒具有更大的容量，同时物料也更容易沿压辊轴向分布。5 切面辊切面刀可根据个人爱好选择，选择需要的面宽厚度与宽度，切面辊与轴连接，面辊的设计方便拆装，结果简单，适合于家庭用。传动：面条机的传动是指动力输入和压辊之间传动两部分。压辊采用一台电动机独立驱动，电动机通过V带一级减速直接拖动压辊。两辊之间采用同步齿形带传动。双面齿形带为了双面啮合的挠性传动，传动比精确，结构也能自动适应离合轧和轧距调节所引起的两辊中心距变化；当压辊磨损引起较大的中心距变化时，可通过调节紧张轮补偿。改变两辊带轮的齿数，就可方便地提供多种传动比11。该传动平稳，噪声较小，且无需润滑。其基本构造与压辊相似。6 计算部分6.1 传动设计、选配电机6.1.1传动方案的拟定V带传动具有的结构特点：传动效率高；传动摩擦力大；整体尺寸较小，结构较为紧凑。所以，在高速级布置一级V带传动，电机直接通过V带拖动辊轴。6.1.2 电机的选择（1）电动机类型的选择：Y系列三相异步电动机（2）电动机的功率选择表1 机械传动的效率值Chart1 The mechanical transmission efficiency value种类 效率滚动轴承 0.99/对V带传动 0.96同步齿形带 0.97传动装置的总效率： 总=轴承轴承带V =0.990.970.960.894 (1)电动机所需的功率 Pd= P带/=0.62Kw (2)（3）确定电动机转速12V带轮传动比：24，为了防止打滑，增大带轮包角，传动比尽量取小。 n带=（24）750=15003000r/min 符合这一范围的同步速度为：1500r/min（4）确定电动机型号根据以上选用的电动机的类型，所需的额定功率及同步转速选定电动机的型号为Y80M2-4调速电机，其主要性能： P额=0.75Kw n满载=130r/minT额=2.3Nmm运动参数、动力参数计算 实际传动比：i=n满载/nk=1.85P1=P额V带=0.7Kw0p=P1轴承带=0.67 KwP= P轴承带=0.65 Kw6.1.3 V带的设计（1）选择V带的带型12：表查的工作情况系数KA=1.1，故计算功率Pca=KAP=1.10.75=0.825Kw根据Pca，选用A型带2。（2）确定带轮的基准直径dd112。取小带轮的基准直径；（3）验算带速V12： V=m/s=5.46m/s (3)因为5m/sV25 m/s,故此带轮适合。（4）计算大带轮基准直径12。 dd2=idd1=1.8575mm=138.75mm （4）圆整为dd2=140mm12.（5）确定V带的中心距a和基准长度Ld120.7（dd1+dd2)a02（dd1+dd2)，150.5a0430初定中心距a0=300mm.计算带轮所需的基准长度12 Ld02a0+(dd1+dd2)+ （5）=2300（75140）mm941mm选带的基准长度Ld=1000mm12计算实际中心距a。12 aa0+=(300+)mm329.5mm （6）计算中心距的变化范围12amin=a+0.015Ld=314.5；amax=a+0.03Ld=359.5中心距的变化范围为314.5359.5mm（6）验算小带轮上的包角11=180（dd2dd1）180(14075)=17490 （7）（7）计算带的根数Z计算单根V带的额定功率P112由dd1=75mm和n1=1390r/min,得P0=0.68Kw。根据n1=1390r/min,i=1.85和A型带12，得P0=0.15Kw。得包角修正系数Ka=0.9912，得KL=0.89，于是Pr=(P0P)KaKL=(0.68+0.15) 0.990.89Kw=0.73Kw 计算V带的根数Z。 Z=1.13 （8）取2根。（8）计算单根V带的初拉力的最小值（F0）min12得A型带的单位长度质量q=0.1Kg/m,所以 （F0）min=500+qv （9）=500+0.15.46N=60.6N应使带的实际初拉力F0（F0）min（9）计算压轴力Fp压轴力的最小值为 （Fp）min=2z（F0）minsin=2260.6sin=241.3N （10）（10）带轮结构设计带轮的材料采用HT200。根据轴径的大小，选择带轮孔径，大带轮孔径d1=42mm，小带轮孔径d2=32mm。根据经验公式，大带轮结构形式采用腹板式，小带轮采用实心式，具体尺寸见零件图。6.1.4 双面圆弧同步带的设计（1）确定设计功率Pd=KAPkw取KA=1.6，计算得Pd=1.2kw。（2）选择带型按n1=750rpm，Pd=1.2kw，根据JB/T7512.3，选5M型。（3）确定带轮直径确定带轮齿数：小带轮齿数按Z1Zmin原则确定，Zmin根据JB/T7512.3选14.大带轮直径Z2=i ；Z1=66，带轮节圆直径d1、d2和带轮外径dn1、dn2由 JB/T7512.2 中查的。d1=54.65mm，d2=166.70mm, dn1=56.02mm，dn2=168.07mm。（4）确定带的基本额定功率P0 根据GB/T 7512.3中表查的P0=1.225Kw。（5）确定带的额定功率Pr带的额定功率按GB/T 7512.3中表公式计算： Pr=KLKZKWP0kW=2.31kw （11）查GB/T 7512.3， KL=1.2，KZ=1，KW=（bs/bs0）=1.57（6）确定带和带轮的宽度按PdPr的原则选择带的宽度bs,则： bsbs0 （12）式中bs0见GB/T7512.3中表6，bs0=20，计算得bs57.45mm。按计算结果从JB/T7512.1表2中选择标准bs=60mm，并从JB/T7512.2 表3中确定带轮宽度br=62.7mm， 取br=69.0mm。（7）计算压力轴带的紧边张力F1和松边张力F2计算13：F1=1250Pd/v=792.77N F2=250Pd/v=158.55N式中：v带速，m/s；v=d1n1/6000压力轴由GB/T 7512.3式（13）计算：当工况系数KA1.3时，Q=0.77KF（F1+F2）=717.87N式中：矢量相加修正系数KF=0.9813。6.2 压延辊齿轮传动设计计算6.2.1 选用齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1） 选用直齿圆柱齿轮传动。（2） 面条机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB1009588）14。（3） 材料选择12，选择齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，两齿轮选一样大小。6.2.2按齿面接触强度设计K1T1先进行试算12，即 （13）（1） 确定公式内的个计算数值1） 试选载荷系数K1=1.12） 计算齿轮传递的转矩。 T1=8.356103Nmm （14）3)选取齿宽系数d=0.6124)查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa12。5）按齿面硬度查得齿轮的接触疲劳强度极限min1=600 Mpa 12；大齿轮的接触疲劳强度极限min2=550Mpa.6)计算应力循环次数12。 N1=60n1jLh=60 801(300815)=1.728108(次) （15）N2=1.728108/2.25=7.68107（次）7）取接触疲劳寿命系数KHN1=1.15，KHN2=1.17128）计算接触疲劳许用应力12取失效概率为1%，安全系数S=1，得： H1= KHN1Lim1/S=1.15600=690Mp （16）H2= KHN2Lim2/S=1.17550=643.5Mp(2)计算1）计算齿轮分度圆的直径d1t，带入H中较小的值。 （17）2）计算圆周速度 V=0.12m/s （18）3）计算齿宽b及模数mnt。齿宽：b=dd1t=0.629mm=17.4mm模数：mnt=d1t/z1=1.45mm齿高：h=2.25 mnt=2.251.45=3.26mm齿宽与齿高之比 b/h=17.4/3.26=5.34mm4）计算载荷系数K根据v=0.12m/s，7级精度12，查得动载系数Kv=1.03；直齿轮，KH=KF=1；查的使用系数KA=112；用插值法查的7级精度、小齿轮悬臂布置时12，KH=1.35。由b/h=5.34，KH=1.35得KF=1.2812；故载荷系数 K=KAKVKHKH=11.0311.351.39 （19）5）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得12 d1=d1t=29=31.35mm （18）6）计算模数mn。 mn=d1/z1=1.57mm （19）6.2.3按齿根弯曲强度设计得弯曲强度的设计公式为12 （20）(1) 确定公式内的个计算数值1） 查的齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500Mpa12； 2）取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.8512；3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.3，得12 （21）4）计算载荷系数K。K= KAKVKFKF=11.0311.281.318a) 查取齿形系数12。得YF1=2.80。b) 查取应力校正系数12。查的Ys1=1.55。 5）计算齿轮的YFYs/F并加以比较。 （22）大齿轮的数值大( 2 ) 设计计算 （23）对比计算结果，由接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算模数；由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关15。可取弯曲强度算得的模数2.05。并就近圆整为标准值m=2mm，按接触强度算得的分度圆直径d1=31.35mm，算出小齿轮齿数Z1= d1/m=31.35/2=15,取166.2.4几何尺寸计算（1） 计算分度圆直径d1=z1m=162mm=32mm（2） 计算中心距a=( d1+ d2)/2=56mm（3）计算齿轮宽度b=dd1=0.640=24mm 取B2 =28mm，B1 =33mm6.3压辊和切面棍受力分析6.3.1结构设计初步计算压辊轴的结构尺寸：压辊轴为实心轴，按钮转强度15： d=A （24）A=103126 取A=110P=0.55Kw n=750rpm计算得：d=9.92mm按扭转刚度：d=B （25）取B=109，得：d=17.94mm，取整d=18mm。6.3.2压辊受力分析及校核压辊受力分析时，略去压辊齿形及斜度的影响；略去压辊支承处的摩擦阻力；略去皮带传动的损失；略去压延传动中皮带轮的作用力16。以压辊受力分析为例；（1） 辊压力：P=qL=121030.35=4200N （26）（2） 同步齿形带张力产生的力矩：MN=F=12.12（Nm） （27）（3） 通过物料对压辊的摩擦力（均布辊长上）： F1=P=42000.43=1806N （28）（4） 电机输入扭矩M=9549=9549=66.59Nm； （29）（5） 皮轮作用在辊轴上的力Q=1553N；（6） 压辊皮带轮的扭矩 M1=36.68Nm从轴的结构图以及弯矩图中可以看出轴的危险截面17。 图2 载荷分析图 Fig 2 Load were载荷水平面H垂直面V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12，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取=0.6，轴的计算应力 ca=MPa=5.22MPa （30）前面选定轴的材料为45号钢，调质处理，查得-1=60 MPa12。因此ca -1，故安全6.4 压辊轴承的选择计算6.4.1压辊轴承的选择根据分析，采用双向向心球面柱辊子轴承，因为面条机冲击载荷很小，又考虑到减小轴承座的直径，所以采用轻宽系列的轴承18。由于采用了紧定锥套，所以轴承内经d=45mm，外径D=85mm，轴承型号为22209C/W33的双列向心球面圆柱棍子轴承12。6.4.2轴承校核设计压辊和切面棍共有四个轴承，只要校核受力最大的一个就可以了19。根据对轴的受力分析，只需对压辊A端的轴承进行校核。（1） 计算动载荷C： Fr=RA=7150NP=fpFr= fpRA因无冲击， fp取1.2，e=0.2714。双面向心球面圆柱滚子轴承 C0=97.2KN=0e， c=n=250r/min，=10/3Lh=500020000，因连续工作，故取最大值。P=1.22595=8580Nc=8580=47492NC0=97.5KN故选用的轴承都合格。（2） 寿面校核20Lh=122573h按一年300天工作，一天工作10个小时。L=40.9（年）所以轴承全用22209C/W33型，非常合理。7 结论本机的设计综合了国内外先进面条机的优点，并对某些结构进行了改进，使其更加完善，可以说是一台先进的小型面条压延机。本机的结构简单、紧凑，实用性强，装拆检修方便，而且各个结构的尺寸都比较小。其压延性能和切面性能都比较好，并便于操作人观察和及时发现问题，拆换压辊和切面刀也方便。面条机上的大皮带轮和同步带轮均采用胀紧连结，装拆方便。小型面条压延机采用圆弧双面同步齿形带，其结构简单、紧凑；赶得上国际先进水平。参考文献1 阮竞兰.武文斌.粮食机械原理及应用技术M.北京：中国轻工业出版社，2006:45. 2 郑惠强.张氢.机械结构设计M.北京：同济大学出版社，2009:55-56. 3 郭祯祥.小麦加工技术M.北京：化学工业出版社，2003:187.4 罗宗泽.罗圣国.机械设计课程设计手册M.北京：高等教育出版社，2006:35-83. 5 赵如福.金属机械加工工艺人员手册M.上海：上海科学技术出版公司，2008：51-52. 6 齿轮手册编委会.齿轮手册.北京：机械工业出版社，1990:35-100.7 孙桓.陈作模，葛文杰.机械原理M.北京：高等教育出版社，2006:135-169. 8 吴伟光.韩永春等.同步齿形带传动的优化设计J.机械工程师，1990：75.9 王先逵.机械制造工艺学M.北京：机械工业出版社，2010：251.10 侯书林.朱海.机械制造基础M.北京：中国林业出版社，2006:48. 11 徐学林.互换性与测量技术基础M.长沙：
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