毕业设计（论文）-火腿肠肠衣自动压缩设备结构设计.doc

黄河科技学院毕业设计说明书 第 45 页1.绪论肠衣主要用在火腿、香肠等产品的包装上，包装可分成内包装和外包装，外包装主要是使产品与外部隔绝，保证卫生，让消费者了解产品的名称、成分、重量、制造厂家、生产日期等。内包装主要目的是防止在制造过程中产品形状被破坏，保持产品规格化。在市场经济条件下，许多食品包装厂越来越重视生产线的自动化，生产的高效率化。用最低的成本实现最大的经济效率。 目前，国内火腿、香肠等食品生产厂家普遍使用的是片状PVDC膜来包装食品，PVDC是聚偏二氯乙烯的英文缩写,它是由偏二氯乙烯单体(以下简写PVDC)经过聚合反应生成的高分子化合物。PVDC是当今世界上塑料包装材料中综合阻隔性能最好的一种包装材料。 PVDC是一种优秀的食品包装材料,特别是耐高温蒸煮和对氧气、水蒸气、各种气味具有很好的阻隔性。PVDC 是世界上目前惟一大工业化生产、可以承受高温蒸煮、具有高阻隔性能的塑料。用它制造的薄膜在中国获得广泛的应用,其中最大用途就是用于火腿肠肠衣,这些应用充分显示了PVDC材料的性能和无与伦比的优势。由于它的性能独特,在塑料包装材料行业特别是食品包装行业占 据着重要位置。用它作为中间层, 制造多层复合材料,更是目前塑料包装行业技术进步和技术创新的前沿阵地。 我国从20世纪80年代初开始了PVDC 树脂实际应用的研究工作,首先是火腿肠的诞生将PVDC薄膜引入中国, 后以洛阳春都为代表打破美国和日本对此技术的封锁, 引进了PVDC 薄膜的加工技术和设备,开创了中国PVDC 薄膜加工工业。20世纪90年代末以我国著名的PVDC 薄膜加工专家、洛阳春都高级工程师范书德先生为代表的一批包装材料研究工作者,尝试着将PVDC 塑料应用到其它包装领域,并取得了成功。 通过采用PVDC 共挤薄膜对肉制品进行包装,可以延长肉制品的保鲜期,大大提高了肉制品在长途运输中的储存期,扩展了肉类加工企业的销售领域,可以覆盖到国内外远距离的市场。 圆筒状PVDC包装膜压缩技术在国内应用较少，研究领域接近空白，但是在当今最优化生产，最大经济效率化，激烈竞争化的社会，力求创新成为产品保证市场竞争的基石，在竞争激烈的浪潮中，如何实现成本最小化，提高生产效率，是一个企业值得深刻思考的问题。2.机械系统方案的简述2.1运动方案选择 现代机械通常由动力机、传动系统和执行机构三部分组成。此外，为了保证机器的正常运转还需要控制系统，用来控制机械各组成部分协调运作。由于设计的多解性和复杂性，满足某种功能要求的机械系统运动方案可能会有很多种，因此，在考虑机械系统运动方案时，除了满足基本的功能要求外，还应该遵循以下原则：1.机械系统尽可能简单 机构运动链尽量简短 在保证实现功能要求的前提下，应尽量采用构件数和运动副少的机构，这样能够简化机械的构造，减轻重量，节省材料，避免浪费，降低成本。此外，也可以减少由零件的制造误差形成的运动链的积累误差。 选择运动副 高副机构可以减少构件数和运动副数，设计简单。但是低副机构的运动副元素加工方便，容易保证配合精度以及有较高的承载能力。在一般情况下，应优先考虑低副机构，而且尽量少用移动副；执行构件的运动规律要求复杂，采用连杆机构很难完成精确设计时，应考虑采用高副机构。 选择原动机 机械系统的运动与原动机的形式密切相关。目前，电动机、内燃机使用最广泛，应结合具体情况灵活选择。2.尽量缩小机构尺寸 机械的尺寸和重量随选择的机构类型不同而有很大差别，在相同的传动比情况下，周转轮系减速器的尺寸和质量比普通定轴轮系减速器要小的多。在连杆机构和齿轮机构中，可利用齿轮传动时节圆作纯滚动的原理，或者利用杠杆放大或缩小的原理来缩小机构尺寸。3.机构应具有良好的动力特性 机构在机械系统中不仅传递运动，同时还要传递动力，因此要选择有较好动力学特性的机构。 采用传动角较大的机构 要尽可能选择传动角较大的机构，以提高机器的传动效率，减少功耗。 采用增力机构 对于执行构件行程不大，而短时克服工作阻力很大的机构，应采用增力的方法，即瞬时有较大机械增益的机构。 采用对称布置的机构 对于高速运转的机构，其作往复运动和平面一般运动的构件以及偏心的回转构件的惯性力和惯性力矩较大，在选择机构时，应尽可能考虑机构的对称性，以减少运转工程中的动载荷和振动。4.机械系统应具有良好的人机性能任何机械系统都是有人类设计的，并且用来服务人类，而且大部分机械都是有人老操作和使用，因此在机械设计的同时，必须考虑人的生理特点，以求得人与机械系统的和谐统一。 图2.1 压缩设备机构布局图2.2电动机类型和结构型式 根据直流电动机需直流电源，结构复杂，成本高且一般车间都接有三相交流电，所以选用三相交流电动机。又由于Y系列笼型三相异步交流电动机其效率高、工作可靠、结构简单、维护方便、起动性能较好、价格低等优点均能满足工作条件和使用条件。根据需要运送型砂，为防止型砂等杂物掉入电动机，故选用封闭式电动机。根据本装置的安装需要和防护要求，采用卧式封闭型电动机。Y(IP44)笼型封闭自扇冷式电动机,具有防止灰尘或其他杂物侵入之特点。故优先选用卧式封闭型Y系列三相交流异步电动机。2.3选择电动机容量由于压缩设备主要靠滚轮与轴之间的摩擦力来压缩肠衣，所需要的力较小，故选择的电机Y132S-8,同时带动四台压缩设备。实现资源的最大化利用的同时也保证工人工作的安全性，提高生产效率。表2.1电机型号及参数电动机型号额定功率kw同步转速r/min最大转矩额定转矩满载转速r/min质量kgY132S-82.2750 2.0710632.4电机的外形 图2.2 电动机示意图（1） 图2.3 电动机示意图（2） 图2.4 电动机示意图（3）表2.2 电机的安装及外形尺寸型号尺 寸HABCDEADGADACHDLY132-8132216140893880210332101353154752.5总传动比的确定及各级传动比的分配2.5.1 理论总传动比 未压缩肠衣进给速度5m/min,则取进给速度为8m/min。 选取压缩滚轮的直径D=50 mm ； （2.1） 由式（2.1） ； 总传动比 ；2.5.2 各级传动比的分配（1）V带传动的理论传动比 初取 （2）直齿圆柱齿轮的理论传动比 初取（3）链轮的理论传动比 2.6各轴转速，转矩与输入功率 设定电动机轴为0轴， 减速器高速轴为1轴， 减速器低速轴为2轴， 大链轮轴为3轴。2.6.1 各轴理论转速 2.6.2 各轴的输入功率 2.6.3 各轴的理论转矩 （2.2） 由式（2.2）得 2.6.4 各轴运动和动力参数表2.3 运动和动力参数汇总表轴号理论转速（r/min）输入功率（kw）输入转矩(Nmm)理论传动比电动轴7102.22.963第轴236.62.0918.443第轴78.92.0282.4311.54第轴51.21.9473.5933.传动设计3.1 V带传动设计3.1.1 原始数据电动机功率 kw 电动机同步转速 r/min电动机满载转速 r/minV带理论传动比3单向运转、双班制、工作机为带式运输机3.1.2 设计计算（1）确定计算功率 （3.1） 根据双班制工作，即每天工作16小时，工作机为带式运输机， 由表2.4查得工作系数KA=1.1表3.1 工作情况系数工况空、轻载启动每天工作小时数/h16载荷变动微小液体搅拌机、通风机和鼓风机、离心式水泵和压缩机、轻载荷输送机1.1 由公式（3.1）得 =1.12.2= 2.42 kw（2）选取普通V带带型 由图3.1 根据，nd确定选用普通V带A型。 图3.1 普通V带选型图（3）确定带轮基准直径 和 a.初选 小带轮基准直径=140mm b.计算 mm 根据普通V带轮的基准直径系列标准 圆整=400mm，（4）确定普V带的基准长度和传动中心距根据公式0.7（+） 2（+) （3.2）根据公式（3.2）得 0.7（140+400）mm 2（140+400)mm 378mm a 01080mm初步确定中心距 a 0 = 500mm （3.3） 由式（3.3）得 根据V带基准长度系列标准圆整后 取= 1800 mm 。 计算实际中心距a （5）验算主轮上的包角 （3.4） 由式(3.4)得：= 主动轮上的包角合适（6）计算V带的根数z （3.5） 基本额定功率；额定功率的增量；包角修正系数； 长度系数； 由表3.2 得 表3.2 单根普通V带的基本额定功率带型小带轮基准直径/mm 转速700r/min转速800r/minA1400.740.83 由表3.3得 表3.3 单根普通V带的额定功率的增量带型传动比转速700r/min转速800r/minA0.090.10 由表3.4 得 表3.4 包角修正系数包角度数0.930.92 由表3.5 得表3.5 V带的基准长度系列及长度系数基准长度带长修正系数A1800mm0.99 = 取z=4根（7）确定带的初拉力 （3.6） V带单位长度质量 表3.6 V带的单位长度的质量带型Y ZABCDEq/(Kg/m)0.020.060.100.180.300.610.92 由表3.6 查得 =0.10 kg/m 由式3.6得 =138.65 N 应使带的实际出拉力 （8）计算作用在轴上的压轴力FP （3.7） 由式3.7得 =1068.05 N3.1.3 带传动主要参数表3.7 带传动主要参数汇总带型mmZdd1mmdd2mmammF0NFPNA18004140400475.82138.651068.053.1.4 带轮材料及结构（1）带轮的材料 带轮材料常采用HT150或HT200,另外还有灰铸铁、钢、铝合金或工程塑料等。根据带速选择材料: V20-30m/S时，选用HT200， V35m/S,直径较大，功率较大时用35钢、40钢或高速小功率用工程塑料。 批量大时，可选用压铸铝合金或其它合金。 （2）带轮的结构V带轮的结构形式与基准直径有关，当带轮基准直径为d小于等于2.5倍的轴颈时，可采用实心式，当d300mm时，可采用腹板式，当d300mm同时D-d100mm时，可采用孔板式，当d300mm时，可采用轮辐式。所以小带轮选用实心式，大带轮选用轮辐式。 图3.2 小带轮结构图 图3.3 小带轮三维实物图 图3.4 大带轮结构图 图3.5 大带轮三维实物图3.2链轮传动设计3.2.1 原始数据 输入转矩 = Nmm输入功率 =2.028 kW小链轮转速 =78.9 r/min传动比 =1.54 3.2.2 选择链轮齿数 小链轮的齿数z不宜过小，一般z17，小链轮的齿数也不宜太大，会增大传动的总体尺寸而且还容易发生跳链和脱链。所以选取小链轮的齿数=17 ， 则大链轮的齿数为= =1.5417=26.18 取大链轮齿数=273.2.3 确定计算功率由表3.8查得工况系数=1.0 表3.8 工况系数从动机械特性主动机械特征平稳运转电动机、汽轮机和燃气轮机、带有液力耦合器的内燃机平稳运转离心式的汞和压缩机、印刷机械、均匀加料的带式输送机、纸张压光机、自动扶梯、液体搅拌机和混料机、回转干燥炉、风机1.0 由图3.6查得主动链轮齿数系数=1.52，单排链，图3.6 主动链轮齿数系数 则计算功率为 =1.01.521.947 kW =2.959kW3.2.4 选择链条型号和节距 根据=2.959kW ，=78.9 r/min 由图3.7可选链号20A图3.7 A系列、单排滚子链额定功率曲线由表3.9查得链条节距为=31.75mm 。表3.9 滚子链规格和主要参数ISO链号节距滚子直径内链节内宽销轴直径内链板高度排距抗拉载荷单排双排31.7519.0519.5610.1926.4236.45951703.2.5 计算链条型号和中心距 初选中心距 =(3050) 取=40 则=1270 mm 。 相应的链长节数为= （3.8） = =102.06 取链长节数=102节。 表3.10 中心距计算系数80.24978 =8.5， 由表3.10查得中心距计算系数=0.24978 （3.9） 由公式3.9得 =1268.9 mm3.2.6 计算链速，确定润滑方式 （3.10） 由公式3.10得 m/s 由图3.8查得，=0.709m/s 链号为20A ，应采用滴油润滑。图3.8 润滑范围选择图3.2.7 计算压轴力 有效圆周力为：=4173.5 N 链轮水平布置时的压轴力系数 ， 则压轴力为 N3.2.8 链轮结构设计与计算图3.9链轮结构图表3.11 滚子链链轮的主要尺寸名称计算公式小链轮大链轮分度圆152.71mm313.83mm齿顶圆173.35mm162.02mm334.47mm324.89mm齿根圆133.66mm294.78mm轮毂厚度20mm20mm3.2.9 链轮材料链轮轮齿要具有足够的耐磨性和强度，由于小链轮轮齿的啮合次数比大链轮多，所受的冲击也较大，故小链轮应采用较好的材料制造。表3.12 链轮常用的材料及齿面硬度材料热处理热处理后的硬度应用范围15、20渗碳、淬火、回火5060HRC，有冲击载荷的主、从动链轮35正火160200HBS在正常工作条件下，齿数较多（）的链轮40、50、ZG310570淬火、回火4050HRC无剧烈振动及冲击的链轮15Cr、20Cr渗碳、淬火、回火5060HRC有动载荷及传递较大功率的重要链轮（）35SiMn、40Cr、35CrMo淬火、回火4050HRC使用优质链条的重要链轮Q235、Q275焊接后退火140HBS中等速度、传递中等功率的较大链轮普通灰铸铁淬火、回火260280HBS的从动轮夹布胶木功率小于6、速度较高、要求传动平稳和噪音小的链轮 由表3.12可知选择小链轮材料为20号钢，选择大链轮的材料为普通灰铸铁。 3.3齿轮传动设计3.3.1 原始数据 输入转矩= Nmm 小齿轮转速=236.7 r/min 齿数比 由电动机驱动单向运转、每天工作16小时、工作寿命为10年、工作机为带式运输机、载荷较平稳。（设每年工作日为300天）3.3.2 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）选择直齿圆柱齿轮传动。（2）工作机速度不高，选择齿轮精度为7级精度（GB 1009588）.（3）材料的选择表3.13 常用齿轮材料及其力学特性材料牌号热处理方式强度极限屈服极限硬度齿芯部齿面HT250250170240HT300300188255HT350350197269QT500-5常化500147241QT600-2600229302ZG310-570580320156217ZG340-64065035016922945580290162217ZG340-640调质7003802412694565036021725530CrMnSi110090031036035SiMn75045021726938SiMnMo70055021726940Cr70050024128645调质后表面淬火2172554050HRC40Cr2412864855HRC20Cr渗碳后淬火65040030058-62HRC20CrMnTi110085012CrNi110085032020CrNi1200110035035CrAIA调质后氮化（氮化层后）950750255321850HV38CrMoAIA1000850夹布塑料1002535 由表3.13选择小齿轮材料为40(调质)，硬度为275HBS；大齿轮材料为45号钢（调质），材料硬度为236HBS，二者材料硬度差为39HBS。（4）初选小齿轮齿数（5）修正传动比 修正后的带轮传动比 链轮传动比 取63 、互为质数。（6）工作寿命计算 （小时）3.3.3 按齿面接触强度设计 （3.11）（1）确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数 2）计算小齿轮传递的转矩 3）由表3.14选取齿宽系数表3.14 圆柱齿轮的齿宽系数装置状况两支承相对于小齿轮做对称布置两支承相对于小齿轮做不对称布置小齿轮做悬臂布置0.91.4（1.21.9）0.71.15（1.11.65）0.40.64）由表3.15查得材料的弹性影响系数。表3.15 弹性影响系数 齿轮 材料 弹性模量E/MPa 配对齿轮材料灰铸铁球墨铸铁铸钢 锻钢夹布塑胶锻钢162.0181.4188.9189.856.4铸钢161.4180.5188球墨铸铁156.6173.9灰铸铁143.75）由图3.10查得按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ；大齿轮的接触疲劳强度极限。图3.10 调质处理钢的6）由公式（3.12）计算应力循环次数。 （3.12） 7）由图3.11查得接触疲劳寿命系数 。图3.11 接触疲劳寿命系数（当时，可根据经验在网纹区内取值） 8）计算接触疲劳许用应力。 取失效率为1%，安全系数S=1， （3.13） 由式3.13得 （2）计算1）试算小齿轮分度圆直径，带入中较小的值。 带入公式3.11得 =61.540 mm 2）计算圆周速度。 m/s 3）计算齿宽 mm 4）计算齿宽与齿高之比。 模数 mm 齿高 mm 5）计算载荷系数。 根据 m/s,7级精度，由图3.12查得动载系数 直齿圆柱齿轮，；图3.12 动载系数值 由表3.16查得使用系数；表3.16 使用系数载荷状态工作机器原动机电动机、均匀运转的蒸汽机、燃气轮机均匀平稳发动机、均匀传送的带式输送机或板式输送机、螺旋输送机、轻型升降机、包装机、机床进给机构、通风机、均匀密度材料搅拌机等1.00由表3.17用插值法查得7级、小齿轮相对支承非对称布置时，。表3.17 接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数小齿轮支承位置软齿面齿轮非对称布置 b/mm 等级精度6781.0401.4041.4171.450801.4101.4261.463由，并由图3.13查得；图3.13 弯曲强度计算的齿向载荷分布系数故载荷系数6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径， （3.14） 由式3.14得 mm 7）计算模数。 ，3.3.4 按齿根弯曲强度设计 弯曲强度的设计公式为 （3.15）（1）确定公式内的各计算数值1）由图3.14查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限；图3.14 调质处理钢的2）由图3.15取弯曲疲劳寿命系数；图3.15 弯曲疲劳寿命系数（当时，可根据经验在网纹区内取值） 3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4 ， （3.16）由式（3.16）得 4）计算载荷系数 5）查取齿形系数由表3.18查得 6）查取应力校正系数由表3.18查得表3.18 齿形系数及应力校正系数171819202122232425262728292.972.912.852.802.762.722.692.652.622.602.572.552.53 1.521.531.541.551.561.571.5751.581.591.5951.601.611.623035404550607080901001502002.522.452.402.352.322.282.242.222.202.182.142.122.06 1.6251.651.671.681.701.731.751.771.781.791.831.8651.97 7)计算大、小齿轮的并加以比较。 大齿轮的数值大。（2） 设计计算 由式3.15得 = mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数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，可取由弯曲强度算得的模数2.19就近圆整为标准值，按接触强度算得的分度圆直径， 算出小齿轮的齿数 大齿轮齿数。 这样设计出的齿轮，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到了结构紧凑，避免了浪费。3.3.5 几何尺寸计算（1）计算分度圆直径 （3.17）由式（3.17）得 （2）计算中心距 （3.18）由式（3.18）得 （3）计算齿轮宽度 （3.19）由式（3.19）得 小齿轮宽度要比大齿轮大5mm10mm，取。3.3.6 齿轮结构小齿轮由于分度圆直径较小，故和轴做成一体，为齿轮轴。表3.19 齿轮尺寸参数名称代号小齿轮大齿轮分度圆65mm185mm齿顶圆70mm190mm齿根圆58.75mm178.75mm 大齿轮的机构为腹板式机构，如图3.16所示图3.16 大齿轮结构图3.4减速器箱体及其附件3.4.1 箱体结构形式及材料 本减速器采用剖分式箱体，分别由箱座和箱盖两部分组成。用螺栓联接起来，组成一个完整箱体。剖分面与减速器内传动件轴心线平面重合。 此方案有利于轴系部件的安装和拆卸。剖分接合面必须有一定的宽度，并且要求仔细加工。为了保证箱体刚度。在轴承座处设有加强肋。 箱体底座要有一定宽度和厚度，以保证安装稳定性和刚度。 减速器箱体用HT200制造。铸铁具有良好的铸造性能和切削加工性能，成本低。铸造箱体多用于批量生产。3.4.2 箱体主要结构尺寸表3.20 箱体主要结构尺寸表名称数值(mm)箱座壁厚=8箱盖壁厚=8箱盖凸缘厚度=12箱座凸缘厚度b=12箱座底凸缘厚度b2=20地脚螺钉直径=16地脚螺钉数目n=6轴承旁联接螺栓直径M12箱盖、箱座联接螺栓直径M10轴承盖螺钉直径和数目高速轴选用M6n=4低速轴选用M8n=4轴承盖（轴承座端面）外径高速轴102低速轴130观察孔盖螺钉直径M7轴承旁凸台高度和半径h由结构确定，R= C1外壁至轴承端面的距离l1=+C2+C1+(510)=403.5轴的设计3.5.1 按扭转强度条件计算 这种方法是只按轴所受的扭矩来计算轴的强度；如果还受有不大的弯矩时，则用降低许用扭转切应力的方法予以考虑。在做轴的结构设计是，通常用这种方法初步估算轴径。对于不大重要的轴，也可以作为最后的计算结果。轴的扭转强度条件为 （3.20）式中：扭转切应力，； 轴所受的转矩，； 轴的抗扭截面系数，； n轴的转速， ； 轴传递的功率，； d计算截面处轴的直径，； 许用扭转切应力，见下表3.21表3.21 轴常用几种材料的及值轴的材料Q235-A、20Q275、35（1Cr18Ni9Ti）4540Cr、35SiMn、38SiMnMo、3Cr13/152520352545355514912613511212610311297注：1)表中值是考虑了弯矩影响而降低了的许用扭转切应力。2)在下述情况时， 取较大值，取较小值：弯矩较小或只受扭矩作用、载荷较平稳、无轴向载荷或只有较大的轴向载荷、减速器的低速轴、轴只做单向旋转；反之，取较小值，取较大值。 （3.21）3.5.2 初步确定轴的最小直径 选取小齿轮轴的材料为40Cr，调质处理。由表3.21取=110，带入公式3.21中得 选取大齿轮轴的材料为45号钢，调质处理。取=120，带入公式3.21中得 所以小齿轮轴的最小径取d=26 ；大齿轮轴的最小处去d=36。3.5.3 确定轴的尺寸 1. 确定高速轴尺寸 图3.17为高速轴图（1）根据装配零件的状况，现选用图3.17所示轴的结构图3.17 高速轴结构图（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，L7轴段左端需制出一轴肩，故取d6=30mm；右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=34mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L7=60mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故L7段长度应略短一些，现取L7=58mm。2） 初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力作用，故选用单列深沟球轴承。参照工作要求并根据d6=30mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列深沟球轴承6207，其尺寸为d=35mm，T=18mm，故d5=d1=35mm；而L1=18mm。左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。因此取d2=40mm3）取安装齿轮处的轴段L4的直径d4=38mm；齿轮的右端与左端轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂宽度为70mm，为了使套筒断面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取L4=68mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h=4mm，则轴环处的直径d3=46mm。轴环宽度取L3=12mm。4）轴承端盖的总宽度为20mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l=30mm，故取L6=50mm。5）根据轴承宽度和套筒长度取L5=30mm，另外取L2=31mm。因此,高速轴各段的直径为：d1=35 mm ；d2=40 mm ；d3=46 mm ；d4=38 mm d5=35 mm ；d6=30 mm ；d7=26 mm 。确定小齿轮轴各轴段长度：L1=18 mm ；L2=31 mm ；L3=12 mm ；L4=68 mmL5=30 mm ；L6=50 mm ；L7=60 mm 。2. 确定低速轴尺寸（1）根据装配零件的状况，现选用图3.17所示轴的结构图3.18为低速轴图图3.18 低速轴结构图（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，L7轴段左端需制出一轴肩，故取d6=45mm；右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=42mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L7=80mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故L7段长度应略短一些，现取L7=78mm。2） 初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力作用，故选用单列深沟球轴承。参照工作要求并根据d6=45mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列深沟球轴承6310，其尺寸为d=50mm，T=20mm，故d5=d1=50mm；而L1=20mm。左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。因此取d2=56mm3）取安装齿轮处的轴段L4的直径d4=58mm；齿轮的右端与左端轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂宽度为65mm，为了使套筒断面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取L4=63mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h=4mm，则轴环处的直径d3=66mm。轴环宽度取L3=12mm。4）轴承端盖的总宽度为20mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l=30mm，故取L6=50mm。5）根据轴承宽度和套筒长度取L5=45mm，另外取L2=18mm。因此,高速轴各段的直径为：d1=50 mm ；d2=56 mm ；d3=66 mm ；d4=58 mm ；d5=50 mm ；d6=45 mm ；d7=38 mm 。低速轴各轴段长度为：L1=20 mm ；L2=18 mm ；L3=12 mm ；L4=63 mm ； L5=45 mm ；L6=50 mm ；L7=78 mm 。4.压缩滚轮部件的设计 4.1 压缩滚轮部件总体设计根据测量得肠衣周长为L=70mm ,压缩后的外径25mm ,内径12mm 。由此可以求得未压缩前肠衣的半径。4.1 压缩部件总体布局图如图4.1所示，1代表轴 ,2代表橡胶滚轮，3代表轴支撑座，4代表剪切刀具，5代表轴，6代表滑块,7代表轴固定支座，8代表导轨，9代表挡块。通过带轮，齿轮，链轮减速后，经过一对模数齿数相同的啮合齿轮，传到橡胶滚轮出的速度约8m/min，橡胶滚轮2匀速转动，与轴产生摩擦力，套在轴上的肠衣在摩擦力的作用下开始被压缩，轴通过橡胶滚轮2上下支撑，再加上轴支撑座3的软支撑，加上和轴在右端的的一个斜度结合，已经能够保证你安全可靠性。轴固定支座7固定轴的一端，轴II和轴固定支座7一起固定在滑块6上，可以在压缩到一定程度的时候，由PLC控制的滑块沿导轨向右端运动到最大位置，于此同时由安装在气压切削装置上的光栅传感器控制负责切断肠衣的刀具4开始切断肠衣，工人取下肠衣，滑块带动轴和固定支座7再到达原来的结合位置，继续进行肠衣压缩。一对模数齿数相同的啮合齿轮能够保证橡胶滚轮压缩过程中的平稳性，保证了肠衣压缩的质量。经过计算两齿轮中心距a=72mm ,所以 mm，选取模数m=2mm,表4.1 齿轮尺寸汇总表分度圆72mm齿顶圆76mm齿根圆67mm4.2 滚轮结构设计及尺寸计算选择滚轮的最小圆直径=50mm，外径=68mm.轴与孔连接键的尺寸GB/T 1096 键 8725。 孔的直径为d=25mm。 滚轮三维建模如图4.2 图4.2 滚轮三维建模图利用滚轮与轴之间的摩擦力将套在轴上的PVDC膜压缩到一定比率，然后进入下一道工序，实施火腿肠原材料的灌装，选择滚轮材料为橡胶，这样的材料与轴之间的摩擦力大，容易实现压缩，而且保证在压缩过程中，不会对膜的表面产生例如划伤，磨破等不可修复的破坏，造成不必要的损失。4.3 压缩轴的设计 压缩部件中有两个轴，分别为软支撑轴，固定在轴支座上的轴，图4.3 压缩轴结构图如上图所示轴与轴在连接处有一个过渡斜面，这样设计的目的是解决在压缩过程中，对于已经压缩好的PVDC膜能够方便取下，从而实现不需要停机就可以将压缩好的包装膜取下，这样不仅能节省时间，还能避免因经常关机开机，对电机和传动机构的寿命影响。轴I和轴II都为空心轴，内部空心是为了能够输入气流，将肠衣鼓胀起来，和滚轮，轴充分接触，保证压缩质量。由于压缩的PVDC膜的半径为=11.14mm,故取轴的半径=11mm,轴为空心轴，其内部孔径为=2.5mm，轴的长度取=250mm，轴的半径取=10mm，轴为空心轴，其内部孔径为=2.5mm,轴的长度取=180mm。4.4 轴支撑座图4.4 轴支撑座结构图及尺寸 轴支撑座主要作用是对轴进行软支撑，其基本尺寸如图4.4 压缩后的PVDC膜的外径为=12.5mm,故取轴支撑座的孔内径为mm，外径为mm, 轴支撑座三维建模图如图4.5图4.5 轴支撑座三维建模图4.5 轴固定支座图4.6 轴固定支座结构图及尺寸 轴固定支座的作用是固定轴的一端，而轴固定支座固定在滑块上，随着滑块的往复运动，带动轴在导轨上往复运动。4.6 剪切刀具设计剪切刀具采用气压传动，控制气压缸是光栅传感器，当传感器测的固定支座接触到右边的挡块时，剪切刀将压缩好的肠衣截断，以便工人取下。图4.7 气压缸实物图图4.8 气压缸结构图4.7 直线滚动导轨设计导轨主要作用是让滑块在固定的直线上运动，步进电机通过脉冲信号通过齿轮齿条传动带动滑块在导轨上运行，其配置图如图4.9和图4.10图4.9 导轨结构图图4.10 导轨装配图结论2012年2月到2012年5月，经过三个多月的努力，毕业设计终于完成，在毕业设计开始阶段，由于对肠衣自动压缩设备了解较少，再加上国内外在这方面研究技术领域还未成熟，根据书籍和网络搜集来的资料很有限，故在设计之初，有点茫然，随着指导老师的讲解，结合自己所学知识，紧张充实的毕业设计终于落下帷幕。 机械毕业设计是机械工程类专业学生完成本专业教学计划的最后一个极为重要的实践性教学环节，是使学生综合运用所学过的基本理论、基本知识与基本技能去解决专业范围内的工程技术问题而进行的一次基本训练。这对我们即将从事的相关技术工作和未来事业的开拓都具有一定意义。本次设计我的课题是肠衣自动压缩设备机构设计，来源于校企合作项目，针对火腿肠生产线进行改进，帮助企业提高生产线自动化程度，提高生产效率，降低成本，提高企业产品的市场竞争力。这对我以后的工作有很大的帮助。本次设计最后的滑块控制装置，由于时间紧迫，没有进行系统的设计，在正文中一笔带过了。因为可供参考的资料有限，其他地方也有很多不足之处。通过这次比较完整的设计，培养了我综合分析和解决本专业一般机