毕业设计（论文）-炒货机设计.doc

全套图纸加扣 3012250582炒货机设计目 录1 绪论11.1 概述:炒货机食品机械的应用前景和发展现状11.2 炒货机的相关介绍、研制意义和目标、未来的发展方向12 机械系统总体方案的拟定 32.1动力系统的拟定32.2传动系统的拟定32.3执行机构的拟定33 工作机构运动需求分析及初步设计43.1模型的建立与分析43.2 生产效率与转轴桨的设计43.3 转轴机构设计54 传动系统的设计计算741 主轴转速的确定94.2 传动齿轮参数175 转轴及其附件的设计计算185.1 转流轴的设计与校核195.2 轴承的设计与校核205.3 键联接的设计与校核216结论23参考文献23致 谢23炒货机设计1 绪论1.1 炒货机(食品机械的应用前景和发展现状炒货机(食品在我国历史悠久，伴随着几千年的文明的发展已经成为我国食品文化中的代表，如饺子、包子、馄沌是主食的一部分；瓜子，花生，栗子等干果类食品是传统节日中必不可缺的食物。如今，经济的迅速增长、人民生活水平的提高和生活节奏的加快，对食品行业提出了新的要求。而本人认为这些要求可以归纳为两大类：其一是食品的质量：如食用口感、卫生状况、营养含量等。其二便是食品供应的速度。而解决这两个矛盾要求的办法便是实现食品生产的机械化和自动化，通过机械动作可以极大程度的提高食品的生产率；采用环保的机械材料和严格的密封技术可以很好的保证食品卫生；而合理的工艺编排更能改善食品的口感。目前国内外厂家在炒货机(食品机械化上的研究已经取得了一定的成果,成功研发了饺子机、包子机、馄沌机、汤圆机、月饼机，炒瓜子机以及自动化程度更高的全自动炒货机。因东西方饮食文化的差异，目前国外炒货机成型类机械主要为日本所生产，如日产的自动万能炒货机，其最大生产能力可达每小时8000个左右，且加工范围极广，还能能生产各式馒头、包子、饺子、夹馅饼干、寿司、等等近百种产品，采用可拆卸料斗能实现快速更换馅料。而国内相关机械虽然在自动化和多功能方面较之日本产品还有一定的差距，但是通过改革开放以后二十余年的发展亦取得了很大的进步。以上海富众食品机械有限公司生产的炒货机机为例：配备1.1Kw的电动机，生产效率达每小时7000个。已相当接近日产炒货机机的生产水平。1.2 炒货机的相关介绍、研制意义和目标、未来的发展方向1.2.1 炒货机的介绍“炒货机”顾名思义是以机械动作代替手工操作来进行炒干果类食品的机械。按照食品机械的分类应属于食品炒货机成型类机械，其能实现的功能均为通过机械动作将某一类干果食品生产出来。当前该类机械中比较成熟的有瓜子机、花生机、栗子机。而其他特殊类型的食品炒货机成型机械一般通过借鉴以上四类机械的某些结构并加以改良设计从而使之适应本类食品生产加工的需求。本课题所设计的自动炒货机便属于后者。1.2.2 炒栗栗子机的研制意义和目标及未来的发展方向干果类食品是一种非常受欢迎的小吃，以其独特外型和口感在全国各地博得人们的欣赏，但长期以来它只能通过手工生产，既费时费力，又难以保证卫生，而且无法长期在常温下保存。因此如果能研究开发一种能够以机械动作代替人工劳动的机器，那么除了可以节约大量的时间、降低干果的生产成本、提高利润之外，更可以免除人们冬日里冒寒排队购物之苦，一举多得。炒货机的初步目标确定为能够实现炒货机工艺的机械化。未来可在此基础上加以改进和扩展，以实现横纵两方向发展。即炒货全过程的无人干预自动化与多功能化。2 机械系统总体方案的拟定2.1动力系统的拟定动力系统可按原动机的类型分为电动式、气动式、液压式等。炒货机功率小、结构较简单、产品无严格精度要求，因此对动力源亦没有过多限制，且通过从便捷性和适用性方面的考虑决定选用两相或三项交流电动机作为动力输出装置。经比较国内众多相关机械的电机型号及结合本设计自身特性，选用1.5Kw三相交流电动机Y112M-6带变频调速。2.2传动系统的拟定传动系统按传动件的不同可分为带传动、链传动、齿轮传动、蜗轮蜗杆传动等几大类。炒货机的传动系统属于齿轮传动系统，以实现传动系统的最优化。2.3执行机构的拟定执行机构包括三个大部分：其一是传动机构。其二是搅拌机构。包括转轴组件和转轴桨组件。其三是出料机构，采用出料斗，便于炒完的料送出。3 工作机构运动需求分析及初步设计3.1干果模型的建立与分析由于炒货的样品多种，就按根据栗子的实物研究，初步选定:使用体积测量功能测得栗子总体积为，其中空心部分(即馅部分)体积为，实心部分体积（即部分）。3.2 生产效率与转轴桨的设计因本设计为地方特殊食品的生产机械，故没有完善的理论计算方面的支持，因此在参考了国内外众多成型机械后拟定生产效率为个每小时，且由于转轴桨每旋转一周可生产栗子一个，故而确定成型盘的转速为。通过观察手工炒栗子过程了解到速度越快越易成型，手工生产时速度大约为。因考虑到机器生产效率高的影响，决定将搓制速度提高一倍，初步确定为。则转轴桨的基础直径应为，圆整后取268mm。3.3 转轴机构的设计因为炒货料需要在底部搓制完成时方可送入，输送频率在数值上等同于转轴桨每秒的旋转次数，即有Z=1Hz。根据转轴机构为268mm的结构可确定。4. 传动系统的设计计算41 主轴转速的确定4.1.1 电动机转速的确定 Y112M-6型电动机额定转速为360r/min。4.1.2 主轴转速的确定电动机带动主轴采用相同齿轮传动，变速采用电机带变频器调速。、n2 = n1（D1/D2）= 36019/116= 59（转/分）感应式交流电机（以后简称为电机）的旋转速度近似地确决于电机的极数和频率。由电机的工作原理决定电机的极数是固定不变的，由于极数值不是一个连续的数值（为2的倍数，例如极数为2，4，6），所以不适和改变该值来调整电机的速度。另外，频率是电机供电电源的电信号，所以该值能够在电机的外面调节后再供给电机，这样电机的旋转速度就可以被自由的控制。因此，以控制频率为目的的变频器，是电机调速设备的优选设备。 n = 60f/p n：同步速度 360r/min f：电源频率 60Hz p：电机极数 6 如果仅改变频率，电机将被烧坏。特别是当频率降低时，该问题就非常突出。为了防止电机烧毁事故的发生，变频器在改变频率的同时必须要同时改变电压。例如：为了使电机的旋转速度减半，变频器的输出频率必须从60Hz改变到30Hz，这时变频器的输出电压就必须从200V改变到约100V。又如：为了使电机的旋转速度减半，变频器的输出频率必须从60Hz改变到30Hz，这时变频器的输出电压就必须从200V改变到约100V。变频器驱动时的起动转矩和最大转矩小于直接工频电源驱动转矩。我们常听到下面的说法：电机在工频电源供电时时，电机的起动和加速冲击很大，而当使用变频器供电时，这些冲击就要弱一些。如果用大的电压和频率起动电机，如：使用工频电网直接供电，则将产生一个大的起动冲击（大的起动电流）。而当使用变频器时，变频器的输出电压和频率是逐渐加到电机上的，所以电机产生的转矩小于工频电网供电的转矩值，从而，变频器驱动的电机起动电流要小些。通常，电机产生的转矩要随频率的减小（速度降低）而减小（减小的实际数据在有的变频器手册中会给出说明）。使用磁通矢量控制的变频器，将改善电机低速时转矩的不足，甚至在低速区电机也可输出足够的转矩。但当变频器调速到大于60Hz频率时，电机的输出转矩将降低。通常电机按50Hz(60Hz)电压设计制造的，其额定转矩也是在这个电压范围内给出的，因此，额定频率下的调速称为恒转矩调速(T=Te, P=Pe) 。变频器输出频率大于50Hz频率时，电机产生的转矩将以和频率成反比的线性关系下降。当电机以大于60Hz频率速度运行时，电机负载的大小必须要给予考虑，以防止电机输出转矩的不足。举例说，电机在100Hz时，产生的转矩大约要降低到50Hz时产生转矩的1/2。因此在额定频率之上的调速称为恒功率调速. (P = Ue Ie)。 4.2根据传动齿轮可得传动齿轮的参数表如下安装中心距A122法向模数Mn2齿数Z57法向压力角arfa20分圆螺旋角bita0齿顶高系数hap1顶隙系数cp0.25端面模数Mt2分圆直径d114理论中心距Ao114端面压力角arfat20.00000874端面啮合角arfatp28.5891829法向中心距变动系数Yn4inv ARFAt0.014904424inv ARFAtp0.045997501总变位系数Xz4.869364421变位系数X0.5 法向齿顶缩短系数cigmn0.869364421齿顶高ha1.261271158齿全高h2.761271158齿顶圆直径Da116.5225423齿根圆直径Df111法向压力角渐开线函数invarfan0.014904404当量齿数Zv57.0000773无根切最小齿顶高系数Hamin3.833873947基圆直径Db107.124947顶圆压力角arfaDa23.16882494理论接触线长N1-N258.38018271齿顶圆曲率半径Pa22.92241589有效渐开线最小曲率半径P019.81774719有效渐开线起始圆直径D0114.2222688齿数比U1端面啮合角弧度值0.498975586共轭齿轮顶圆压力角弧度值0.623992028齿根滑动率Et0.945853963噪声指标1Bcg0.943364794噪声指标2Brc-1.495340085理论公法线跨齿数 Kv7.643406024各挡传动比1上偏差系数-4下偏差系数-10实际公法线跨齿数 K3齿距极限偏差0.01齿圈径向跳动公差0.036公法线平均长度上偏差-0.046452869公法线平均长度公差-0.085104091公法线平均长度17.04133286公法线平均上限值16.99487999公法线平均下限值16.95622877分圆齿厚（法向）Sn3.869540807分圆齿厚（端面）St3.869541153顶圆齿厚（法向）Sa2.94375282计算齿宽（接触齿宽）Bj14.7径向重合度Ea0.525835875轴向重合度Eb0总重合度Ev0.525835875刀具允许的最大齿顶圆角Ro0.471911167Rc0.805164959无干涉刀具最大齿顶圆角Rc1.223692942输入扭距T1110输入转数N13600基圆齿距极限偏差Fpb9齿形公差ff1.2接触工况系数KA1.3弯曲工况系数KA1.3刀具齿顶圆角系数Raop0.35齿面粗糙度Rz6.3齿根粗糙度Rzr25接触极限应力Chlim1475弯曲极限应力Cflim418接触寿命系数Zn1.21弯曲寿命系数Ynt0.9弯曲计算齿宽Bj18原计算齿宽（接触齿宽）12原弯曲计算齿宽14 切向力Ft1929.824561输入齿轮节圆线速度V21.488544传动比U1齿向载荷分布系数KHB1.182894873N0.817577235齿向载荷分布系数KFB1.147199928基圆螺旋角Bb0当量齿数Zv57单位齿宽柔度q0.059380141刚性系数CP16.84064715啮合刚度Cr10.85172411齿形平均直径dm1113.7612712Q25641.02564诱导质量mred0.223522895主动齿轮临界转数ne11167.307454临界转数比N3.0840204基节偏差对Kv影响系数Cv10.32齿形误差对Kv影响系数Cv22.523956832啮合刚性对Kv影响系数Cv3-0.092828592无量刚参数Bp0.821484118无量刚参数Bf0.051805305无量刚参数Bk1动载系数Kv1.927675428齿廓跑合量Ya0.675FtH5720.595532Kha=Kfa0.261040163重合度系数Ze1.076129503Ye1.676300554Ev/Ea/Ze20.863517063齿间载荷分布系数KHA0.261040163KHA1Ev/Ea/Ye0.596551733KFA0.261040163KFA1Arfat0.349066153Arfatp0.498975586节点区域系数ZH2.038645447弹性系数ZE189.8刀具齿顶高Hao2.5刀具齿顶圆角半径Rao0.7法向压力角Arfan0.349066E0.170728792G-0.4H-0.995079452C-0.014035088Cita00.981306727Cita10.974407788Cita20.97440473Cita30.97440473SFn/Mn2.305813825Pf/Mn0.380335323Pbt5.904276026De118.8370389Arfaet0.447702416invArfaet0.032522079Gamet0.016325615Arfafet0.4313768hfe/Mn1.588622906Bfe0Arfafen0.4313768齿形系数YF1.733048012齿根圆角参数qs3.031290664L1.451454474c0.357830737应力修正系数Ys2.065124188螺旋角系数Zb1Ebj0Ybmin10Yb1弯曲螺旋角系数Yb1重合度系数ZE1.076129503润滑系数ZL0.98438速度系数Zv1.022531464Rz1005.895955908齿面粗糙度系数ZR0.947382509X*1.412516266相对齿根圆角敏感系数Ydrelt1.004807979相对齿根表面粗糙度系数Yrrelt0.941254758Cho631.9246077Ch1087.995187Cfo191.8545471Cf551.5545501接触安全系数SH1.564282694弯曲安全系数SF1.364144308 5.转轴及其附件的设计计算5.1 转轴的设计与校核5.1.1 设计要求转轴上分布有2个以键联接的传动件，位置已固定。轴末端加工成花键轴。轴靠两端两个轴承支撑固定。轴材料采用45钢调质。各个轴端轴向尺寸如下图（5-1）a所示。5.1.2 转轴扭矩图的绘制如下图（5-1）b。图5-1轴结构简图5.1.3 计算初选轴径由扭矩图上可见从左向右数第二键槽左侧位置（设为位置1）与末端花键左侧位置（设为位置2）受扭情况最坏，故以该两位置（定位受扭危险截面）扭矩大小计算初选轴径。由于轴选用45钢，确定扭转应力系数 （5-1）。考虑到轴上开键槽影响轴的强度，故将轴径扩大并圆整数据得。 。 考虑到轴径太小不利于花键的加工，因此选取末端轴径，为花键轴的大径。5.1.4 转轴各段轴径的确定因轴段5需要安放轴承，故在轴段6的基础上略微增大轴径，确定该段轴径为；因轴段5上的轴承需要轴段4来进行轴向定位，故确定轴段4轴径为；轴段1与轴段5同样需要安放轴承，则该段轴径亦为；轴段2上开键槽以便安装圆锥齿轮，且兼有给轴段1上轴承做轴向定位之功用，故确定该段轴径为；轴段3为锥齿轮定位轴环，尺寸选定为。5.1.5 轴的受力分析轴上所有力分布如下图所示：图5-2轴受力示意图将所有受力情况绘制成如下三线表（5-1）：表5-1轴受力状态表（含未知数）力名称力大小()509.5-1979.5-509.5-2341.5115.3316.7289.7795.811141.7可见表中有7个未知数，而根据受力平衡可直接列出下列5个方程。故该结构属于超静定结构。需要根据轴承处（即3位置）挠度为0列变形协调方程方可求解出表中全部未知数。受力平衡条件方程： （5-2） （5-3） （5-4） （5-5） （5-6）其中（60为圆锥齿轮齿宽中点分度圆半径值）。变形协调方程： （5-7） （5-8）其中； （5-9）； （5-10）； （5-11）； （5-12）注：上述4式中x代表位置3至位置1的距离；l代表位置1至位置7的距离；a代表力或力矩的作用点至位置1的距离；b代表力或力矩作用点至位置7的距离；E为材料的弹性模量，I为材料截面的极惯性矩（为简化计算过程，设各个轴径极惯性矩I均相同）。则有： 联立方程 联立方程 根据计算结果重新绘制如下三线表：表（5-2）轴受力状态表力名称力大小()5.1.6 轴的校核根据上节内容绘制如下弯矩图图（5-3）轴弯矩图确定危险截面为4位置左侧，复合弯矩大小为，该段轴径为，键槽宽度，入轴深度，抗弯截面系数，许用弯曲应力。 （5-13）可见轴强度合格。5.2 轴承的设计与校核5.2.1 轴承的选择根据转速及载荷初选为深沟球轴承。根据各个轴径选取具体轴承型号：选取深沟球轴承6205。5.2.2 1位置轴承的校核径向力 ；轴向力 ；轴颈直径25mm ；转速60r/min ；要求寿命；温度系数 ；润滑方式：脂润滑；基本额定动载荷 ；基本额定静载荷；极限转速 ；寿命系数。查表可得判断系数；轴向载荷系数,；载荷系数；当量动载荷轴承寿命。轴承寿命要求合格。5.2.3 3位置轴承的校核径向力 ；轴颈直径 25mm；转速60r/min ；要求寿命；温度系数 ；润滑方式：脂润滑；基本额定动载荷 ；基本额定静载荷；极限转速 ；寿命系数。查表可得判断系数；轴向载荷系数,；载荷系数；当量动载荷轴承寿命。轴承寿命要求合格。5.2.4 7位置轴承的校核径向力 ；轴颈直径 ；转速 ；要求寿命；温度系数 ；润滑方式：脂润滑；基本额定动载荷 ；基本额定静载荷；极限转速 ；寿命系数。查表可得判断系数；轴向载荷系数,；载荷系数；当量动载荷轴承寿命。轴承寿命要求合格。5.3 键联接的设计与校核5.3.1 键的选型4、5、6位置键均为尺寸。5.3.2 键的校核材料选用：Q235钢；许用压强；键校核公式： （5-13）位置4键的校核：；位置5键的校核：；位置6键的校核：；键强度要求均合格。6 结论本设计是以社会现况为出发点，在参考国内外各种类似机械的结构特点和成型原理后设计而成