机械毕业设计（论文）-麦芽除根机设计

本 科 毕 业 设 计 (论 文)麦芽除根机设计Design on the Machine toEradicate Malt Root学 院： 机械工程学院 专业班级： 机械设计制造及其自动化 G机械071 学生姓名： 学 号： 010785128 指导教师： 2011年6月毕业设计（论文）中文摘要麦芽除根机设计摘要：麦芽除根机是一种用于啤酒生产工艺过程中一道重要工序的专用机器，该设备主要是由机架、抽风装置、除根装置、风门、打散装置、传动系统组成。本课题主要对麦芽除根机的传动系统及结构进行了设计，分析其国内外研究现状及发展趋势，并对麦芽除根机功能及应用进行了调研。完成了对麦芽除根机总体方案的设计、对带传动的设计、对链传动的设计、对轴的设计、对密封装置的设计、对螺旋输送装置的设计、对筛筒的设计、对旋转刀片的设计、对打散装置的设计、对风扇的设计，以及对麦芽除根机箱体的设计。并根据传动系统的需要，对电动机型号和对各级传动比进行合理的选择。 整个传动系统主要是利用带传动和链传动以及轴来传递运动和动力的，因此对带传动、链传动的相关参数要求和对轴的强度进行设计并校核。关键词：机架；风门；传动系统；筛筒；螺旋推进器毕业设计（论文）外文摘要Design on the Machine to Eradicate Malt Root Abstract: The machine to eradicate malt root is a special equipment used to eradicate the root of the malt root in malt beer production process. The main components of the machine include the rack, ventilation equipment, devices to dig up the roots, throttle devices, beaten device, transmission components. In this paper, mainly designs the drive system and structure of the machine to eradicate malt root, analyzes and researches its status and development trend, and the machine function and application of the machine to eradicate malt root. Completed the overall design of the machine to eradicate malt root, the design of the belt drive, chain drive and the design of the shaft. Completed the design of the seal on the screw conveyor device, the design of the sieve tube, the design of rotating blades, design of scattered equipment, the design of the fan, and the design of machine body chassis, and in accordance with the needs of transmission system, make reasonable choices to the motor model and the transmission ratio at all levels. Mainly uses the whole drive system with shaft drive and chain drive to transmit motion and power, so the relevant parameters and the strength requirements of the belt drive, chain drive is designed.Keywords: Rack；Throttle；Transmission；Sieve tube；Propeller目 录1 绪论11.1 麦芽除根机的国内外研究现状和发展趋势11.2 麦芽除根机的功能及应用11.3 设计目的21.4 设计内容22麦芽除根机的总体设计方案32.1 麦芽除根机的组成结构及原理32.2 旋转刀片式麦芽除根机的总体方案设计步骤及选择33. 选择电动机43.1 选择电动机的类型及结构43.2 计算并确定电动机功率43.3 确定电动机转速43.4 确定电动机型号44 分配传动比54.1 总传动比54.2 分配传动装置各级传动比54.3 运动和动力参数计算55 带传动设计75.1 电机与主轴间的带传动设计75.2 确定计算功率Pca75.3 主轴与风扇间的带传动96 链传动设计126.1 链传动的参数选择126.2 滚子链传动的设计计算126.3 链轮设计147 轴的设计177.1 轴设计（主轴）177.2 轴设计317.3 轴设计328 平键校核358.1 轴上的键的校核358.2 轴上的键的校核368.3 轴上的键的校核369 密封装置设计379.1 密封圈设计379.2 轴承端盖设计3710 螺旋输送装置的设计3911 筛筒设计4112 旋转刀片的设计4213 打散装置设计4314 风扇设计4415 麦芽除根机的箱体设计4515.1 入料口设计4515.2 出料口设计4615.3 出根口设计46结论47致谢48参考文献49淮海工学院二一一届本科毕业设计（论文） 第 49 页 共 49页1 绪论1.1 麦芽除根机的国内外研究现状和发展趋势国内外研究现状：世界啤酒工业的特点是生产能力已过剩。大公司占统治地位，中国啤酒发展是一技独秀，世界啤酒界及投资者看好中国市场啤酒产品存在保守性的一面，重视原辅材料研究和生产，以保持一定的风格啤酒是经现代化技术生产的“传统产品”。啤酒机械设备的改进以包装最为活跃中国啤酒与先进国家比具有极大的发展潜力但管理体系尚不完善，管理水平，基础研究等工作有待提高，以迎接新的发展和挑战。近年来，随着我国农业产业结构的调整和啤酒麦芽生产的国产化，加速了啤酒大麦生产的专业化和区域化。国内外研究水平：啤酒生产新技术主要有：1）、1967年开始应用于生产的浓醪发酵。2）、通过控制发酵条件，在保持原有风味的基础上，缩短发酵周期，提高设备利用率，增加产量的快速发酵。3）、1906年已有啤酒连续发酵的方案，但直到1967年才得到工业化的应用的连续发酵。主要应用国家有新西兰、英国等。4）、1966年起开始应用于生产的柱圆锥露天发酵罐。5）、随著除菌过滤、无菌包装技术的成功，自70年代开始开发了不经巴氏杀菌而能长期保存的纯生啤酒的开发。6）、为汽车司机、妇女、儿童和老年人饮用的一种清凉饮料低醇无醇啤酒的开发等。啤酒生产大致可分为麦芽制造啤酒酿造啤酒灌装3个主要过程 。大麦在人工控制的条件下，经浸麦、发芽、千燥、除根的操作过程，生产上称为制麦。发展趋势：制麦工艺主要分为：1）选麦; 2）浸麦； 3）催芽；4）发芽；5）干燥；6）除根。由于经干燥后的麦芽，根十分焦脆，只要稍加摩擦就能脱落。因此，出塔以后的干麦芽，须随用除根机将根除去。目前，无论在国内还是国外，在整个啤酒生产过程中，麦芽除根工艺还没有发展到较高水平，麦芽除根机的型号或者品种在世界上较为稀少。因此，麦芽除根机的研究应当引起社会的重视，我们对旋转刀片式麦芽除根机结构及其传动系统的研究有着很重要的意义。1.2 麦芽除根机的功能及应用本机属于啤酒制造工艺中的制麦设备，使用本设备可将带根麦芽的根除去，且不对麦芽产生破碎性作用，在旋转式筛筒的大面积过筛下，彻底分离，实现低破碎率、高除根效果的设计目的。该机器是一项关于啤酒生产工艺过程中的一道重要工序专用机器。其组成系统结构简单、设计合理、易于加工、使用方便、自动化程度高、除根率高、除尘效果好、不仅能有效地延长下一道工序麦芽粉碎机的使用寿命、提高生产效率、而且还能有效地改善啤酒品质等特点，因而，具有很好的使用价值。1.3 设计目的设计麦芽除根机的目的主要包括这样几个方面：1）、培养综合运用所学的理论知识与技能，树立正确的设计思想，掌握设计的一般方法和规律，提高设计能力；2）、通过设计实践，熟悉设计过程，学会准确使用资料、设计计算、分析设计结果及绘制图样，在机械设计基本技能的运用上得到训练；3）、锻炼翻译外文资料、撰写科技论文和技术、学术报告的能力。1.4 设计内容设计类容主要包括以下：1）、麦芽除根机总体方案设计及方案选择；2）、麦芽除根机的组成结构设计；3）、麦芽除根机的方案设计及方案选择；4）、传动件设计，如：带传动、链传动；5）、麦芽除根机箱体的设计；6）、各组成零件的设计，如：轴、轴承、筛筒、风扇、刀片等。2麦芽除根机的总体设计方案2.1 麦芽除根机的组成结构及原理麦芽除根机结构主要是由机架、抽风装置、除根装置、风门、打散装置、传动系统组成。其结构如图2-1所示：除根装置为一筛筒，内置螺旋刀片（刀片倾角5）。麦芽由入料口进入，经打散装置打散后由螺旋输送装置将将其传递进入筛筒，由螺旋刀片进行快速旋转，被螺旋刀片翻拌。芽根因撞击、摩擦而脱落，由筛筒筛出大部分落入出根斗排出，轻小部分被抽风装置抽走排出。除根麦芽由螺旋刀片推送出料。生产能力可达6t/h。2.2 旋转刀片式麦芽除根机的总体方案设计步骤及选择麦芽除根机是由原动机、传动部分和执行机构组成的，其设计任务是拟定执行机构和传动部分方案，先选原动机的类型和具体的规格型号，确定传动部分的总传动比，合理分配各级传动比，计算传动机构和执行机构的运动及动力参数，为传动机构和执行机构的设计提供依据图2-1 麦芽除根机组成结构1-抽风装置 2-除根装置 3-风门 4-机架 5-打散装置 6-传动系统3. 选择电动机3.1 选择电动机的类型及结构按工作条件和要求选用Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机该电动机工作条件：环境温度不超过+40；相对湿度不超过95%；海拔不超过1000m；额定电压380V；频率50Hz；接法为“接法”；工作方式连续工作制（SI）；防护等级IP44（GB4942.1）。3.2 计算并确定电动机功率计算电动机所需功率Pd，查参考文献1表2-5得V带传动效率=0.96已知Pw=7.5KW由式=得：=7.8125KW (3-1)因在和平稳，电动机额定功率Ped略大于Pd即可，由于Y系列电动机技术数据选用电动机额定功率Ped=11KW3.3 确定电动机转速通常取V带的传动比范围i=24，又因搅刀转速n1=200r/min故电动机转速可选范围是nd=in=(24)200r/min=400800r/min根据以上条件，查参考文献2表3-2得，符合这一范围的同步转速只有级数为8级的电动机满足，其同步转速为750r/min.3.4 确定电动机型号根据前面计算出数据：额定功率Ped=11kw，电动机级数为8级，查参考文献2表3-2得出方案如下表3-1：表3-1 额定功率为2.2时电动机选择对总体方案的影响方案电动机型号额定功率（kw）同步转速/满载转速功率因数1Y180L-811750/7300.77只有该方案满足要求，故选该方案。4 分配传动比4.1 总传动比ia=3.65 (4-1)4.2 分配传动装置各级传动比主轴与打散装置间用链传动，则传动比为：i22=5 (4-2)主轴与风扇间用带传动则传动比为：i33=0.4以上传动比的分配只是初步的。传动装置实际传动比必须在各级传动零件的参数，如带轮直径。链轮齿数等确定后才能计算出来，故应在各级传动零件的参数确定后计算实际总传动比。一般总传动比的实际值与设计要求值的允许误差为%5%。4.3 运动和动力参数计算0轴（电动机轴） =7.8125kw =730r/min =9550=9550=102.20Nm (4-3) 轴（主轴） P1=7.5kw n1=200r/min T1=9550=9550=358.125 Nm (4-4) 轴 P2=P112=7.5kw0.95=7.125kw (4-5) n2=40r/min (4-6) T2=9550=9550=1701.09 Nm (4-7) 轴 P3=P113=7.5kw0.96=7.2kw (4-8) n3=500r/min (4-9) T3=9550=9550=137.52 Nm (4-10)轴轴的输出功率或输出转矩分别为各轴的输入功率或输入转矩乘以轴承效率0.99，故轴：输出功率： P1=P10.99=7.50.99=7.425kw 输出转矩： T1=T10.99=358.1250.99=354.544 Nm轴：输出功率： P2=P20.99=7.1250.99=7.054kw输出转矩： T2=T20.99=1701.090.99=1684.08 Nm轴：输出功率： P3=P30.99=7.20.99=7.128kw输出转矩： T3=T30.99=137.520.99=136.145 Nm现将以上所算得的运动和动力参数的计算结果加以汇总，列出表4-1，供以后的设计计算使用。表4-1 各轴运动和动力参数轴名功率P/kW转矩T/Nm转速n/(r/min)传动比i效率输入输出输入输出电动机轴7.8125102.207303.65轴7.57.425358.125354.5442000.965轴7.1257.0541701.091684.08400.950.4轴7.27.128137.52136.1455000.965 带传动设计5.1 电机与主轴间的带传动设计已知：电动机功率P=7.8125kW，转速n=730r/min传动比i=3.655.2 确定计算功率Pca由参考文献3表8-7查得工作情况系数KA=1.1，故 Pca=KAP=1.17.8125kW=8.6kW (5-1)5.2.2 选择V带的带型根据Pca,由参考文献3图8-11选用B型带5.2.3 确定带轮的基准直径 （1） 初选小带轮的基准直径并验算带速v 由参考文献3中的表8-6和表8-8取小带轮的基准直径dd1=140mm（2）验算带速v按v=验算带的速度 v=5.35m/s (5-2) 因为5m/sv(F0)min。5.2.8 计算压轴力Fp 压轴力的最小值为（Fp）min=2z（F0）minSin (5-13) =25278Sin 76.7 =2705N5.3 主轴与风扇间的带传动已知：主轴功率P=7.425kW，主轴转速：n1=200r/min传动比i=0.4则风扇转速：n4=500r/min5.3.1 确定计算功率Pca由参考文献3表8-7查得工作情况系数KA=1.1，故 Pca=KAP=1.17.425kW=8.2kW 5.3.2 选择V带的带型 根据Pca, n4由参考文献3图8-11选用B型带5.3.3 确定带轮的基准直径 （1） 初选小带轮的基准直径并验算带速v 由参考文献3中的表8-6和表8-8取小带轮的基准直径dd4=200mm（2） 验算带速v按v=验算带的速度 v= (5-14)=5.24m/s 因为5m/sv(F0)min。5.3.8 计算压轴力FP 压轴力的最小值为（Fp）min=2z（F0）minSin (5-21) =24339.7Sin 80.35 =2679N6 链传动设计6.1 链传动的参数选择6.1.1 传动比验算滚子链所传动的功率：P=7.054kw链传动的主动轮转速：n1=200r/min链传动的从动轮转速：n2=40r/min传动比：i=56则传动比满足要求。6.1.2 链轮齿数确定取链轮齿数：主动轮齿数：Z1=19 从动轮齿数：Z2=iZ1=519=951146.1.3 链的排数确定 节距p越大，承载能力就越高，但总体尺寸增大，多边形效应显著，振动、冲击和噪声也越严重。为使结构经凑和寿命延长，应尽量选用较小节距的单排链，因此较合理选用单排链。6.2 滚子链传动的设计计算已知条件：P=7.054kw；n1=200r/min；n2=40r/min；i=56.2.1 计算当量的单排链的计算功率Pca由参考文献3表9-6得工作情况系数KA KA=1.4由参考文献3图9-13得主动链轮齿数系数Kz Kz=1.37单排链Kp=1根据式：Pca=P得： Pca=7.054 (6-1) =13.53kw6.2.2 滚子链ISO链号选择由参考文献3图9-11可确定滚子链ISO链号为：20A则：节距：p=31.75mm 滚子直径：d1max=19.05mm；取d1=19mm 内链节内宽：b1min=18.9mm；取b1=19mm 销轴直径：d2max=9.54mm；取d2=9mm 内链板高度：h2max=30.18mm；取h2=30mm排距：pt=35.76mm6.2.3 计算链节数和中心距计算初选中心距，根据式a0=（3050）p得： a0=（3050）31.75=（952.51587.5）mm (6-2)取a0=960mm按下式计算链节数：Lp0=2+()2得：则：Lp0=2+()2 (6-3) =122.31为了避免使用过渡链接，应将计算出来的链节数Lp0圆整为偶数Lp。则：Lp=122传动链最大中心距为：a=f1p2Lp(z1+z2) (6-4)式中，f1为中心距计算系数，见参考文献3表9-7, =1.36则f1=0.23123传动链最大中心距为：a=0.2312331.752122-(19+95) =954.4mm6.2.4 计算链速v，确定润滑方式链传动速度分析如图6-2所示：图6-2 链轮速度分析图平均链速按下式计算： v= (6-5)则：v=2m/s根据链速v，由参考文献3图9-14选择合适的润滑方式应使用油池润滑或者油盘飞溅润滑6.2.5 计算链传动作用在轴上的压轴力Fp压轴力可近似取为： FpKFPFe其中：Fe= (6-6) = =3527N压轴力系数KFP,对于垂直传动KFP=1.05则可计算出：Fp=1.053527 = 3703.35N6.2.6 验算小链轮包角根据式1=180-57.3得： 1=180-57.3 (6-7) =134 1120则满足小链轮包角要求。6.3 链轮设计6.3.1 主动链轮的主要尺寸链轮的主要尺寸如图6-3所示： 图6-3 链轮尺寸图分度圆直径：根据式d=得： d= (6-8) =193mm齿顶圆直径：根据式da=p(0.54+cot)得 da=31.75（0.54+cot） (6-9) =207.4mm 取整得：da=207mm齿根圆直径：根据式df=d-dr得(dr即前面的滚子直径d1) df=193-19=174mm (6-10)分度圆弦齿高：根据式ha=0.27p得 ha=0.2731.75=8.57mm (6-11)最大齿根距离：根据式Lx=d cos-dr得 Lx=193cos=192.34mm (6-12)齿侧凸缘直径：根据式dgp cot-1.04h2-0.76得 dg31.75cot-1.0430-0.76=158.3mm 取整得：dg=158mm6.3.2 齿槽形状齿沟圆弧半径：r1=0.5025dr (6-13) =0.502519 = 9.5475mm齿沟半角：=55- (6-14) =55- =51.8工作段圆弧半径：r2=1.3025dr+0.05 (6-15) =1.302519+0.05 =24.7975mm工作段圆弧中心角：=18- (6-16) =18- =15.05齿形半角：=17- (6-17) =17- =13.63齿顶圆弧半径：r3=dr（1.3cos+0.8cos-1.3025）-0.05 (6-17) =19(1.3cos13.63+0.8cos15.06-1.3025)-0.05 =13.88mm工作段直线部分长度：bc=dr(1.3sin-0.8sin) (6-18) =19(1.3sin13.63-0.8sin15.06) =1.87e点至齿沟圆弧中心连线的距离：H=p(1+) (6-19) =31.75(1+) =31.77mm6.3.3 轴向齿廓 轴向尺寸位置如图6-3所示：齿宽的确定：由于p12.7,且为单排链，则 bf1=0.93b1 (6-20) =0.9319 =17.67mm齿侧倒角计算：ba=0.13p=0.1331.75=4.13mm (6-21)齿侧半径计算：rx=p=31.75mm (6-22)齿全宽：bfm=(m-1)pt+bf1=(1-1)35.76+17.67=17.67mm (6-23)6.3.4 链轮的材料及热处理材料选用：20热处理：淬火、回火7 轴的设计7.1 轴设计（主轴）7.1.1 计算最小直径轴的材料：45钢轴的热处理：调质处理由公式下列初步估算轴的最小直径： dmin=A0 (7-1)根据参考文献3表15-3，取A0=120,于是得dmin=A0=120=40.2mm当轴截面上开有孔槽时，应增大轴径以考虑键槽对轴的强度的削弱，当直径小于100mm时，有一个键槽，轴径应增大5%-7%，故取输出轴的最小直径为dmin=43mm。7.1.2 轴的结构设计（1） 拟定轴上零件的装配方案由于轴上装有螺旋刀片，要保证螺旋刀片便于装拆更换故选用如图7所示的装配方案。图7 轴结构设计 取d6-7=dmin=43mm 为了便于装配零件并去掉毛刺，轴端应制出245的倒角，需要磨削加工的轴段，应留有砂轮越程槽。为了减少加工刀具种类和提高劳动生产率，轴上直径相近处的圆角、倒角、键宽度、砂轮越程槽宽度和退刀宽度应尽可能采用相同尺寸。（2） 根据轴向定位的要求，确定轴各段直径及长度 由于d6-7应略低于安装轴承处d7-8,故取d7-8= d2-3=50mm,因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据d7-8= d2-3=50mm由轴承产品目录中初步选30210，其尺寸为：d=50mm、D=90mm、T=21.75mm，取链轮距箱体内壁之间的距离a=20mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离取s=6mm,取轴肩宽度l8-9=5mm,则由此选定l7-9=65，l7-8=60mm。 取安装链轮处的轴段9-10的直径d9-10=50mm,链轮右端与右带轮之间采用套筒定位，已知链轮的宽度为26mm，为了使用套筒端面可靠地压紧带轮，此轴段应略长于于轮毂宽度，故取l9-10=40mm，右带轮左端面采用套筒定位，轴肩高度h0.07,故取h=2mm，则右带轮处的直径d10-11=46mm，右带轮轴向宽度为100mm,此轴段长度可定为100mm。 取2-3处的轴段的长度为55mm。 左带轮所在轴直径d1-2的确定，应略小于,故取d1-2=46mm，左带轮的宽度B=81mm，为方便左带轮的右端面能够可靠的压紧在轴肩上，则1-2轴段的长度略短于带轮宽度B，则取l1-2=75mm。 左右轴肩尺寸定为：l3-4=l8-9=5mm，d3-4=d8-9=60mm。 由于设计要求麦芽除根机的机身总长近似3000mm， 所以可以根据图5-1所示，得出下列不等式： l1-2 +l2-3 +l3-4 +l4-5+l螺旋+l7-8+l8-9+l9-10+ l10-113000mm 75+55+5+ l4-5+l螺旋+60+5+40+1003000 l4-5+l螺旋2660 初步选定：l螺旋=520mm，l4-5=2080mm。（3） 轴上零件的周向定位 左右带轮与轴的周向定位均采用平键连接，按d1-2=46mm由参考文献3按表6-1查得平键截面bh=149mm，键槽用键槽铣刀加工，由于轴段长度为75mm，键槽长度略短于轴段长度，按表6-1查得平键键槽长为63mm,同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择带轮轮毂与轴的配合为。 滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。 链轮与轴之间的周向定位采用采用平键连接，按d9-10=50mm，由参考文献3按表6-1查得平键截面bh=149mm，键槽用键槽铣刀加工，由于轴段长度为40mm，键槽长度略短于轴段长度，按表6-1查得平键键槽长为25mm,同时为了保证链轮与轴配合有良好的对中性，故选择链轮轮毂与轴的配合为。 轴段4-5上的旋转刀片采用螺栓固定在轴段上，并且刀片与轴有一定的螺旋角。 螺旋传动刀片固定方式：左右两端分别采用螺栓固定，同时为了保证螺旋传动刀片与左右两轴配合具有良好的对中性，故选择配合公差为。（4） 确定轴上倒角尺寸与圆角半径根据参考文献3表15-2得：左轴圆角尺寸和倒角尺寸确定如下：1-2轴段d1-2=46mm，则圆角半径为R1.6；2-3轴段d2-3=50mm，则圆角半径为R1.6；倒角为C1.2；4-5轴段d3-4=48mm，则圆角半径为R1.6；倒角为C1.2；4-5轴段右边轴段直径为43mm，则圆角半径为R1.6；右轴圆角尺寸和倒角尺寸确定如下：6-7轴段d6-7=43mm，则圆角半径为R1.6；7-8轴段d7-8= 50mm，则圆角半径为R1.6；倒角为C1.2；9-10轴段d9-10=50mm，则圆角半径为R1.6；倒角为C1.2；10-11轴段d10-11=46mm，圆角半径为R1.6。7.1.3 螺旋传动刀片上的螺栓选择及强度校核（1）、初选六角螺栓A级根据参考文献5表17.10初选M10螺栓各相关指数分别为： l=40mm b=26mm lg=14mm c=0.5mm K=6.4mm e=18mm（2）、剪切应力校核根据公式=得：该轴转矩：T1=9550=9550=358.125Nm (7-2)则：Fs=16657N (7-3) =21.2MPa (7-4)根据参考文献3表15-13查得： =2545MPa 则：因此螺栓承受的剪切应力符合要求。7.1.4 求轴右轴的轴上载荷确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值，对于30210型圆锥滚子轴承，由手册查得a=20mm，因此，根据轴的计算作出轴的弯矩图和扭矩图如图7-1。根据a=20mm求得：l1=50mm l2=58mm l3=75mm（1） 求作用在带轮上的作用力已知：大带轮的分度圆直径dd2=500mm 转矩T1=358.125Nm则：Ft1=1432.5 (7-5)压轴力：Fp=2 z Fo sin (7-6)其中：Fo=1.3(Fo)min (Fp)min