螺旋管状面筋机总体及胚片导出装置设计 开题报告.doc
哈理工螺旋管状面筋机总体及胚片导出装置设计(带CAD图）
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哈尔滨理工大学毕业设计（论文）任务书学生姓名：李京沅 学号：1330060211学 院：荣成学院 专业：机械设计制造及其自动化任务起止时间：2017年2月27日至2017年6月23日毕业设计（论文）题目： 螺旋管状面筋机总体及坯片导出装置设计毕业设计工作内容：1、 收集有关资料、完成外文翻译与开题报告； 3周2、 牵伸机构的整体分析； 2周3、 牵伸辊及轴等的设计与校核； 4周4、 装配图和零件图绘制； 4周5、 撰写论文、准备答辩。 3周资料：1、 小麦面筋与面粉面筋的经验测算方法J2、 面筋形成机理的解析J3、 机械制造工艺设计简明手册4、 机械原理5、 机械设计手册6、 机械设计7、 机械零件设计实用手册指导教师意见：签名：2017 年 2 月 23 日系主任意见：签名：2017 年 2 月 25 日教务处制表哈尔滨理工大学学士学位论文I螺旋管状面筋机总体及胚片导出装置设计螺旋管状面筋机总体及胚片导出装置设计摘摘 要要本论文主要是对螺旋管状面筋机总体及胚片导出装置设计。所研究开发的螺旋管状面筋机，要求面筋成形到蒸煮期间卷绕尾端不松脱并且面筋的长度要求在160至200mm之间。本人主要承担螺旋管状面筋机的总体及坯片导出装置的设计。具体内容为：（1）面筋机的总体设计：面筋坯料成型特性研究分析；坯片导出方案设计；坯片切断装置及与卷绕装置的同步设计；卷绕方案设计。（2）面筋机的结构设计：坯片导出装置设计；坯片切断装置设计。（3）坯片导出装置和切断装置部装图及全部零件图。（4）试验样机的检测试验。现有的手工面筋的成形方法不仅加工速度慢而且加工环境差，卫生要求也不达标。面筋机的研究开发迎合了现代食品加工生产的要求：质量好、效率高、能耗低、可靠性强和成套性优。为顺利设计出面筋机，并能够使其应用于工业实际生产中，面筋机设计过程中具体要解决面筋固化，面筋脱模以及面筋卷绕放松等问题，通过实验解决以上问题。此外面筋机的防锈也是必须解决的问题。面筋成形机必须充分考虑饮食的加工卫生, 与面筋接触的主要附件均要采用不锈钢和铸铝合金, 不容易生锈, 其余零部件表面镀铬。设计出面筋机的具体结构，算出其具体尺寸。运用CAD二维绘图软件绘制面筋机相关的零件图及装配图。特提出以下几个解决方案： （1）面筋表面固化的实验方案； （2）坯片导出的设计方案； （3）坯片切断装置及与卷绕装置的同步的设计方案； （4）卷绕放松的设计方案。关键词关键词: :螺旋管状; 面筋机; 结构设计; 坯片导出装置哈尔滨理工大学学士学位论文IIHelical Tubular Mmachine Gluten Green Sheet and Deriving the Overall Apparatus DesignAbstractThis paper mainly deriving means for helical tubular design and overall machine gluten green sheet. The helical tubular machine gluten research development, shaping the gluten required during the winding the trailing end of the digester is not loose and the length between gluten claims 160 to 200mm. I helical tubular machine gluten is mainly responsible for overall design and the green sheet feeding apparatus. Specific content: Overall Design (1) Machine gluten: Characteristics of Study gluten blank molding; green sheets deriving design; synchronous design device and the winding device and cutting the green sheet; winding design. (2) Machine Design gluten structure: green sheet feeding apparatus design; Design green sheet was cut. (3) green sheet means and the cutting device part and all the parts mounted FIGS FIG. (4) testing of the prototype test. The conventional manual method of forming not only gluten slow processing speed and poor working environment, hygiene requirements are not standard. Research and development gluten machine to meet the requirements of modern food processing production: good quality, high efficiency, low energy consumption, superior reliability and complete sets. Machine for the successful design of gluten, and it can be applied 哈尔滨理工大学学士学位论文IIIto actual industrial production, particularly gluten Design To resolve during curing gluten, gluten and gluten winding relaxation release problems, to solve the problem by the above experiment. In addition rust problem gluten machine also must be addressed. Gluten molding machine must consider eating process hygiene, the primary accessories are to be brought into contact with gluten cast aluminum alloy and stainless steel, rust is not easy, the remaining chrome plated parts. Design of a specific structure of gluten machine, calculating the specific dimensions. Using CAD software to draw two-dimensional graphics gluten-associated part and assembly of FIG. Patent proposes the following solutions: (1) Experimental Protocol gluten cured surface; (2) derived from the design sheet blank; (3) cut green sheet and the design of the synchronizing device of the winding device; (4) Volume relax around the design.Keywords: helical tube; Gluten; Structural design; Billet export devices哈尔滨理工大学学士学位论文IV目目 录录摘要.IAbstract.II第 1 章 绪论.11.1 课题研究的意义.11.2 国内外研究现状.1第 2 章 面筋机总体部分的设计.42.1 总体方案论证.42.2 各部件设计.52.2.1 确定容量.62.2.2 总方案的设计.62.2.3 搅拌装置设计.7第 3 章 面筋机坯片导出及切断部分具体设计.103.1 进出料口形状设计.103.2 电动机及减速机选择.123.3 电磁离合器选择.123.4 联轴器选择.133.5 链轮设计及校核.133.5.1 链轮的设计.133.5.2 链轮校核.143.6 凸轮设计.153.7 轴设计与主要轴的校核.173.7.1 传动轴的尺寸设计.173.7.2 中空轴的尺寸设计.203.7.3 从动轴的尺寸设计.213.7.4 传动主轴校核.233.8 滑动丝杠副选择.243.9 轴承及轴承座选取.253.9.1 轴承的选取.253.9.2 轴承的安装方法.253.9.3 轴承的预紧.263.10 弹簧的设计计算及校核.263.10.1 弹簧的设计.263.10.2 弹簧疲劳强度验算.31第 4 章 强度校核.32哈尔滨理工大学学士学位论文V4.1 螺栓强度校核.324.1.1 螺纹连接的实效形式.324.1.2 下料口处螺栓设计计算.324.2 键强度校核.334.2.1 键连接的主要实效形式.334.2.2 中空轴平键连接的强度计算.33总 结.35致 谢.36参考文献.37 哈尔滨理工大学学士学位论文1第第 1 章章 绪论绪论1.1 课题研究的意义课题研究的意义“民以食为天” ，自古面筋是高蛋白食品，其蛋白质含量高于瘦猪肉、鸡肉、蛋和大部分豆制品，属于高蛋白、低脂肪、低糖、低热量的食品1。但现行面筋都是手工成形，手必须长期与水接触，这样的制作方法对手的伤害极大，而且不符合现在的产业需求，市场急需一种面筋机来代替手工制作。了解了我国目前食品加工业的发展状况也粗步了解了食品加工机械化的发展趋势：食品机械装备业是实现食品工业结构调整和产品升级换代，加快食品工业技术创新步伐的关键性配套部门和基础行业。随着“十五”我国食品工业产业能力的快速提升，食品机械装备业的落后已成为食品工业上新台阶的“瓶颈”问题。在新的世纪里，科学技术必将以更快的速度发展，更快更紧密得融合到各个领域中，而这一切都将大大拓宽食品机械化加工的发展方向。1.2 国内外研究现状国内外研究现状(1)、国内外研究现状食品机械装备业是实现食品工业结构调整和产品升级换代,加快食品工业技术创新步伐的关键性配套部门和基础行业。随着“十五”我国食品工业产业能力的快速提升,食品机械装备业的落后已成为食品工业上新台阶的“瓶颈”问题。为此“十一五”期间要加快发展食品机械装备业,支撑食品工业跨越发展。一是支持企业对关键食品相关机械设备的生产投入力度,特别是对机械设备中信息技术、新材料技术,以及自动化生产技术研发的投入给予研发补贴。二是鼓励食品工业走引进和自主开发相结合的食品加工与包装装备机械制造业的发展道路,在加大主要的成套设备和关键性食品加工设备及技术引进的同时,努力搞好本土的消化吸收和转化利用;同时,要加快常规设备的自主研发和生产进程,尤其是要首先满足国内具有竞争力的龙头企业的关键设备的引进和需要。三是注意引进成套设备和技术,注意食品加工和包装机械设备的专用、多品种、多规格需要;四是国家在引进加工设备的同时,要重视注意引进先进技术和管理经验,以提高食品工业整体加工工艺水平和管理水平。上世纪八十年代初，我国大量引进食品机械并生产出自己的产品。以日清品牌为代表，主要针对方便面生产线配套使用。上世纪九十年代，这种机型开始大量用于粮食流通，同时派生出各种各样的类似包装机。随着机电一体化的应用，粉料自动包装也向着高速全自动模块化的方向发展及哈尔滨理工大学学士学位论文2创新。现今国外开发的食品机械已极其人性化:高速、节能、全自动、模块化。就国内外食品机械的开发情况来看，主要从以下几点进行:(l)不断扩大其通用能力，以满足多种属性粉料的包装。(2)高速全自动，配备微机控制系统，借助预先储存的程序控制多台伺服电机，分别驱动有关执行机构。(3)参数化调整和设置，对主要操作部件(供送、袋成型、牵引、封切等)作适当调整有关工作参数，便可在较宽的尺寸范围内，满足不同品种不同尺寸的包装。(4)模块化结构设计，对供送、牵引、封切等主要部件进行相对独立并又能较为自由组合的结构设计，以满足卧式组合和立式组合的包装机。我国食品行业技术与机械近些年所取得的成绩是显著的，其起步于 20世纪 70 年代末，刚起步时年产值仅七、八千万元，产品品种仅 100 余种，技术水平也较低。在 20 纪 80 年代中期至 20 世纪年代中期十余年的时间里，才得到快速发展，年增长率达到 20%30% ，到 1999 年底塑料和食品机械达 40 大类，品种达 1700 种，到 2000 年产值增加到 300 亿元，且技术水平也上了个台阶，开始出现了规模化、自动化趋势，传动复杂、技术含量高的设备也开始出现，许多食品机械如液体塑料灌装机等设备已开始成套出口。目前, 我国食品机械中直接接触食品的表面材料及相关零部件大都使用不锈钢, 但是不锈钢价格较高, 而且它的不锈和耐蚀是有条件的, 必须根据使用环境选择合适的不锈钢种类和型号。近年来, 在食品机械中开始使用一般碳素结构钢作为基体制成双层或三层复合材料来代替不锈钢, 它是使基体材料经过一定的表面处理后形成一层致密的保护膜来达到防腐的目的。与食品直接接触的材料的表面处理主要用塑料喷涂和电镀等。(2)、国外研究现状：食品机械，最初是由美国于上世纪五十年代开发出来的产品。后来日本得到发展，并于上世纪六七十年代随日本经济高速发展，技术性能得到长足的进步。国外食品机械的发展状况要比我国好许多：美国有许多食品加工机械制造公司，分公司和制造厂遍布世界几十个国家，各公司有自己研究机构，对生产工艺进行系统研究，对机械设备进行开发与改进。德国食品机械工业在德国占有重要地位，食品机械行业职工人数占整个机械制造业的6%。德国与美国、日本、意大利均为世界食品机械机械大国。在食品机械机械设计、制造、技术性能等方面居于领先地位。德国食品机械机械的设计是依据市场调研及市场分析结果进行的，其，目标是努力为客户，尤其是为大型企业服务。为满足客户要求，德国食品机械机械制造厂商和设计部门哈尔滨理工大学学士学位论文3采取了诸多措施： (1)工艺流程自动化程度越来越高，以提高生产率和设备的柔性及灵活性。采用机械手完成复杂的动作。操作时，在由电脑控制的摄像机录取信息和监控下，机械手按电脑指令完成规定动作，确保包装的质量。(2)提高生产效率，降低生产成本，最大限度地满足生产要求。德国食品机械机械以饮料、啤酒灌装机械和塑料食品机械机械见长，具有高速、成套、自动化程度高和可靠性好等特点。其饮料灌装速度高达 12 万瓶/h，小袋食品机械机的包装速度高达 900 袋min。 (3)使产品机械和食品机械机械一体化。许多产品要求生产之后直接进行包装，以提高生产效率。如德国生产的巧克力生产及包装设备，就是由一个系统控制完成的。两者一体化，关键是要解决好在生产能力上相互匹配的问题。(4)适应产制品变化，具有良好的柔性和灵活性。由于市场的激烈竞争，产品更新换代的周期越来越短。如化妆品生产三年一变，甚至一个季度一变，生产量又都很大，因此要求食品机械机械具有良好的柔性和灵活性，使食品机械机械的寿命远大于产品的寿命周期，这样才能符合经济性的要求。 (5)普遍使用计算机仿真设计技术。随着新产品开发速度不断加快，德国食品机械机械设计普遍采用了计算机仿真设计技术，大大缩短了食品机械机械的开发设计周期。食品机械设计不仅要重视其能力和效率，还要注重其经济性。所谓经济性不完全是机械设备本身的成本，更重要的是运转成本，因为设备折旧费只占成本的 68，其他的就是运转成本。新型食品机械往往是机、电、气一体化的设备。充分利用信息产品的最新成果，采用气动执行机构、伺服电机驱动等分离传动技术，可使整机的传动链大大缩短，结构大为简化，工作精度和速度大大提高。其中的关键技术之一是采用了多电机拖动的同步控制技术。其实掌握这种技术并不很难，只是一些设计人员不了解食品机械的这一发展趋势。如果说以前我国食品机械设计是仿制、学习阶段，那么现在我们应该有创新设计的意识。 哈尔滨理工大学学士学位论文4第第 2 章章 面筋机总体部分的设计面筋机总体部分的设计2.1 总体方案论证总体方案论证由于面筋本身所特有的弹性和延展性，面筋很容易恢复原来的形状。而使面筋变形又只有靠拉力或者靠压力来完成。面筋很柔软，又很容易被拉断，所以靠拉力来使面筋变形是不理想的。在选择如何挤压面筋使它变形的方案上最终确立的是使面筋变形最切实际的方法就是靠压力来实现。本设计主要依赖挤压力使面筋成型导出，考虑到面筋的特性，设计用的是滑动螺杆的结构，滑动螺杆的结构是为了增加推动力，采用大小料斗是有助于其成型成功，面筋一次导出的量越多越不容易成型，这是因为其具有高粘弹性。一开始设计的时候所采用的是绞肉机改装成的小型单螺旋轴挤压机构的设计方案，在实验中发现，由于箱体与螺旋轴之间的间隙较小,在这样的空间间隙下,面筋导出的连续性达不到预期效果,后来又设法改变螺旋轴的表面粗糙度,发现在小的空间中较大的挤压力破坏了面筋的内部结构, 影响了面筋的质量和口感，所以用单螺旋轴的设计方案没有能够成功。第二个设计方案采用的是推压装置,把面筋放置在一个圆柱形的容器中,靠活塞的运动将面筋从小口中挤压出来,从而达到把面筋变形的目的，然而在模拟实验中发现在相同的速度下面筋从出料口出料时的压力是不均匀的，量越多受到的压力越不均匀。后来把出料口做成漏斗状，并且减少了一次导出的面筋量，出来的面筋料就近似片状了，所以把出料装置设计成了一大一小两个料斗共同作用的方案。这种方案有以下几个特点：首先，滑动螺杆的结构使面筋内部保持完好的网络结构；其次，又能有足够的挤压推进力使面筋的出料保持连续；再次，小料斗处的料较少从而料容易成型导出；最后，滑动螺杆挤压有较好的稳定性能,螺旋转速和下料的速度更容易控制。在以上特点的基础上，螺旋挤压最为可行的就是滑动螺杆的挤压方案，料斗也采用了较复杂的大小料斗共同作用的方案,所以最终确定和使用这种方案。具体的结构简图见图 2-1：哈尔滨理工大学学士学位论文5图 2-1 面筋成型机坯片导出及切断装置结构简图1.下料口 2.小料斗 3.螺杆 4.压料板 5.大料斗 6.切料刀具 7.切料推杆 8.弹簧 9.凸台 10. 切料凸轮 11.轴 12.活塞凸轮 13.链轮 14.活塞推杆 15.小活塞2.2 各部件设计各部件设计 功能介绍：功能多样，用途广泛，可以用来 和面、打年糕、打鸡蛋等。1、搅拌器 搅拌器也叫搅拌桨，是最重要的部件。按搅拌轴数目分，有单轴式和双轴式两种。卧式的与立式的也有所不同。本次设计的绞龙既适用和面粉，也可以用于打年糕，以及打鸡蛋等。2、搅拌容器容器多由不锈钢焊接而成。容器的容积由的适用的面团大小决定。为了防止轴承处物料或润滑油泄漏，污染，容器与搅拌轴之间必须密封。因为轴的转速普遍低，工作载荷变化又大，密封处间隙变化无常，本设计的密封装置采用了应 J 型无滑架橡胶密封圈。当然也可以采用空气端面密封装置，密封效果更完美。本设计采用机动翻转容器，由电动机，减速器及容器翻转齿轮组成。和面完成后，打开步进电机，通过蜗轮蜗杆、减速器带动与容器固接的齿轮转动，使容器翻转一定的角度，方便使用者取出面团。当搅拌轴搅拌时通过蜗轮蜗杆的自锁原理将哈尔滨理工大学学士学位论文6其锁死。3、机架小型搅拌轴转速低，工作阻力大，振动不会很剧烈，噪音也不会很大。本设计的机架结构采用焊接结构。4、传动装置本的传动是由电动机，皮带轮，减速器及联轴器等组成。工作转速低，多为 25-35r/min，所以应选用较大的减速比。本设计采用行星轮减速器，其传动效率高，结构紧凑。表表 2-12-1 容量与所配电机额定功率的关系容量与所配电机额定功率的关系生产力（/次）12255075100主电机（千瓦）1.12.23.04.05.52.2.1 确定容量确定容量一般选 5/次、10/次、15/次。设计 10kg/次，和面时间为 10min。2.2.2 总方案的设计总方案的设计1、搅拌容器的总体尺寸搅拌时,搅拌容器的装料系数可取 0.5-0.6查有关资料可得我国面粉的吸水系数为 15%一般面粉的密度为 0.5g/ml, 和面过程中加 40%的水（以和面为例） ，水的密度为 1g/ml。面粉的质量：10kg 水的质量：4kg计算得总体积为：10000/0.5+4000/170000mm3所以取搅拌容器容积为 200000mm3（1）宽度（B）B = 2 ( R+) 式中 R = 搅拌浆半径 R 的大小取决于面团性质及生产（2.1）= 浆叶与容器的间隙 取为 5mm=5 mm B=2（R5）（2） 高度（ H ）H = h +B 式中 h=(0.5-1)R 取 h=0.5R （2.2） （3）长度（ L ） L = (2-2.5)R（2.3） 哈尔滨理工大学学士学位论文7搅拌容器的体积为 V=（2.4） 329.14R2R2R1.5R/2R2R经计算可取 R=25cm 取 B=50cm H=66.5cm L=75cm 选择本设计的搅拌容器材料为 1Ge18Ni9Ti2、搅拌浆的选择本设计选择的搅拌器,搅拌轴上设置 2 个搅拌叶片，搅拌叶片是两片对称固定在搅拌轴上的弧形叶片，叶片与搅拌轴旋转 1/4 圆连接，主要适用于加工小型面团。这种搅拌装置适合多种作业，比如和面团，打鸡蛋以及做蛋糕等。搅拌均匀，搅拌效率高。与容器壁间距 1-2cm,选择轴半径为 d=23cm。 3、搅拌传动的选择选用三相异步电机，通过带轮、两级齿轮传动，带动搅拌装置旋转。4、卸料形式本设计和面量较小，因此选择电动翻缸的方式。系统副电动机安装在机座上，通过蜗杆、蜗轮、齿轮传动带动筒体传动，和面过程中利用蜗轮蜗杆自锁效应，控制旋转角度。2.2.3 搅拌装置设计搅拌装置设计1、搅拌容器设计容器壁设计为 3mm，两侧连接轴承支承处设置加强圈，厚度为 2mm，每处两个，采用焊接结构，选择本设计的搅拌容器材料为 1Ge18Ni9Ti。结构如图 2.1 所示。图 2.1 搅拌容器具体尺寸及参数要求见设计图纸2、搅拌器设计设计搅拌叶片宽度为 50mm，厚度为哈尔滨理工大学学士学位论文84mm，径向旋转角度为 1/4 圆，轴向长度为 450mm。搅拌叶片厚度设计为 10mm,根部宽度为 50mm，顶部宽度为 20mm。为轮毂内径 85mm，外径为 100mm，宽度为40mm。搅拌叶片、轮毂采用焊接方式连接，材料选用 1Ge18Ni9Ti。结构简图如图2.2。具体参数见设计图纸。 图 2.2 搅拌器结构简图3、搅拌装置支座设计材料取为铸铁 HT150，基本结构如图 2.3图 2.3 搅拌装置支座具体尺寸、参数见设计图纸4、其它零件设计哈尔滨理工大学学士学位论文9材料取为 45 钢，搅拌轴左、右支撑，如图 2.4图 2.4 搅拌轴支撑左、右盖装配关系见装配图5、搅拌系统部件图图 2.14 搅拌装置部件图哈尔滨理工大学学士学位论文10第第 3 章章 面筋机坯片导出及切断部分具体设计面筋机坯片导出及切断部分具体设计本设计主要是面筋成型机的坯片导出装置以及切断装置的设计。设计原则基于面筋有很高的弹性及延展性，以及柔性突出，很难将它压制变形。设计的第一个难点就是如何将面筋变成片状，为了弄清楚面筋制作的工艺流程和详细了解面筋的特性，曾去了楼王的面筋厂实地考察，并且亲自动手去卷制了很多，也测量过工人卷制时的面筋的尺寸，同时也向厂里工人询问机器制作时应该达到怎样的尺寸和标准，在设计的时候所依据的就是这些尺寸和标准。由于设计时把坯片导出装置与切断装置设计成一个整体，所以这两个装置的具体设计将一起说明。3.1 进出料口形状设计进出料口形状设计根据总体方案的设计，首先要设计的是进料和出料料斗的形状。根据生活中的常识，选用常见的漏斗式进料设计,面筋出料要成片状，所以出料部分末端采用长方口的形状。具体设计分为两部分，大料斗进料和送料，小料斗出料。大料斗上部分是圆柱形，方便滚动丝杠螺杆的挤压运动；下部分要方便出料，所以选择了漏斗形状。小料斗上部分也采用圆柱形的，下部分采用圆积方的形状。工作原理：将大团的面筋原料从送料口送入大料斗装置中，靠滑动螺杆的挤压推力向前运动，直至小料斗的空间被面筋充满，切片装置切断面筋的同时滑动螺杆停止运动，小料斗处的活塞快速向下送料，等活塞恢复原状的同时滑动螺杆再次旋转。通过实验测得 0.075kg 重的面筋其体积为 0.0628L，0.1kg 重的面筋其体积为 0.0879L。所以小料斗以及大料斗的设计尺寸就是根据这些数据来的。小料斗一次下料的量在 150g200g 之间，符合设计规定的要求。大料斗一次装料的量为 5kg，符合人工加料的要求。大料斗和小料斗的具体结构尺寸见图 3-1 和图 3-2。哈尔滨理工大学学士学位论文11图 3-1 大料斗的具体结构及尺寸图 3-2 小料斗的结构与尺寸哈尔滨理工大学学士学位论文123.2 电动机及减速机选择电动机及减速机选择面筋的绕制过程原为纯手工操作，生产处于一个轻微耗能的状况。设计中将考虑电动机长时间连续运转，常温下工作。因无同类设计产品的比较，在此功率的确定仅依靠面筋厂的电动机使用功率。如若在以后生产实践中有更为可靠的功率将作进一步的改进。此电动机是进出料装置以及坯片切断装置中的电动机。Y 系列(IP44)封闭式三相异步电动机15主要性能及结构特点：效率高，耗电少，性能好，噪音低，震动小，重量轻，运行可靠，维修方便。为 B级绝缘。结构为全封闭、自扇冷式，能防止灰尘、铁屑等杂物侵入电动机内部。冷却方式为 IC411。面筋机选用 Y90L-6 型号，根据装配的需要选用立式电机，其主要参数为：额定功率: 1.1KW；转速 : 1000r/min；电流: 3.2A；效率: 73.5%；功率因数 cos:0.72；额定转矩:2.0N.m；额定电流:5.5A；噪声:65dB；净重:24Kg；电动机的满载时转速为 910r/min。根据电动机的满载时转速 910r/min 以及输出轴的转速 20r/min 来确定总的传动比为：i = = 45.5(r/min) (3-1)20910所以选用减速器的型号为 WD80 的蜗轮蜗杆双输出轴减速器,其传动比为 41。WD 型圆柱蜗杆减速器为一级传动的阿基米德型圆柱减速器，具有结构紧凑，安装方便，工作平稳可靠，无噪音，能做正反运转，并有自锁作用等特点。适用条件：a) 蜗轮滑动速度不大于 7.5(m/s)；b) 高速轴运转速度不大于 1500(r/s)；c) 工作的环境温度为-4040()。3.3 电磁离合器选择电磁离合器选择由于实验生产时，面料不能一直导出，必须要用离合器，所以要选择离合器。鉴于磁粉离合器的以下诸多优点，在设计时选用的是磁粉离合器。哈尔滨理工大学学士学位论文13磁粉离合器是由传动单元(输入轴)和从动单元(输出轴)合并而成。在两组单元之间的空间，填有粒状的磁粉（休积大约 40 微米） 。当磁性线圈不导电时，转矩不会从传动轴传至从动轴，但如将线圈电磁通电，就由于磁力的作用而吸引磁粉产生硬化现象，在连继滑动之间会把转矩传达。磁粉离合器的特点：a.转矩随激磁电流成线性变化，转矩控制范围广，控制精度高，输出转矩与转速无关，可在主从动轴转速同步或有转速差下工作。b.接合平稳，动作迅速，响应快，控制功率小（约为输出功率的 1%） ，而且传递转矩大。c.从动部分转动惯量小，结构简单，重量轻，噪音低。d.具有恒转矩特性，过载时有保护作用。磁粉离合器主要用于接合频率高，要求接合平稳，需要调节起动时间，或过载时能起安全保护作用及要求自动调节转矩，转速和保持恒转矩的转动系统。3.4 联轴器选择联轴器选择凸缘联轴器是应用最广泛的一种固定式刚性联轴器，它的结构简单，工作可靠，传递转矩大，装拆方便，可以联接不同直径的两轴，也可以联接圆锥形轴伸。凸缘联轴器有三种不同的对中方式。有利用绞制孔螺栓对中的，有利用凹凸对中，还有一种用一对部分环对中的。在这里我们考虑使用第二种凹凸对中的凸缘联轴器。3.5 链轮设计及校核链轮设计及校核面筋机的传动主要依靠链轮，本设计中的链轮有两对，两对链论的转速一致，其具体的结构设计如下具体说明。3.5.1 链轮的设计链轮的设计第一对链轮的具体设计：总传动比为 i=45.5,减速机的传动比为 i=41,所以链轮的传动比 i=1.1098。已知：n1= 22.195 (r/min)，P1 =1.045(kw)，具体设计尺寸见表 3-1：哈尔滨理工大学学士学位论文14表 3-1 链轮具体设计尺寸表设计项目设计依据及内容设计结果1.选择链轮齿数（1）小链轮齿数（2）大链轮齿数（3）实际传动比i=1.1098 时, 推荐 z1=17z2=z1i=171.1098，取 z2=19i=z2/z1=19/17=1.1176Z1=17Z2=19i=1.11762.初取中心距 a0以结构定尺寸。3.确定链节数 Lp p待定待定续表 3-14.计算额定功率 p0（1）工况系数 ka（2）齿数系数 kz（3）链长系数 kl（4）排数系数 km（5）计算额定功率p0查表得 ka=1.0查表得 kz=0.887查表得 kl=1.016查表得 km=1（单排）ka=1.0kz=1.34kl=1.016km=1（单排）p0=0.92(kw)5.选取链条型号，确定链条节距 p根据 n1,p0, 选单排 16A 型滚子链，p=25.4(mm)单排 16A 型滚子链，p=25.4(mm)6.验算链速 vV=0.1597(m/s)（合适）7.计算理论中心距待定8.计算对轴的压力FQ=1.2Fe=1.2*1000(p/v)FQ=6912.96(N)9.结构设计及润滑方式小链轮 d=153.43(mm)，实心式结构，工作如图所示。大链轮 d=154.31(mm)，实心式结构，工作如图所示。第二对链轮的设计与第一对链轮，只是根据轴的直径选取不同的 dk，具体的结构尺寸见图纸。3.5.2 链轮校核链轮校核链的静强度校核公式为：哈尔滨理工大学学士学位论文1548ACfQSK FFF (32)式中 Q-链的抗拉载荷（N）-工况系数AK F-有效圆周力（N） ， 1000PFV-离心力引起的拉力（N） ，CF2Fcqv-悬垂拉力（N）,fF210ffFK qa为系数，取决于两链轮中心连线对水平线的倾角； fK 查表 3-2 得 Q=55.6KN,=1.0,省略，AKCF，=4，q=2.6()210ffFK qafK1/Kg ma=350(mm)所以经过计算的 S4,符合设计要求。表 3-2 滚子链的主要尺寸和极限拉伸载荷链号链节距P滚子直径D1max销轴直径D2max内链节内宽B1min内链节外宽 B2min内链板高度 H2排距pt单排每米质量q/(kg/m)单排链极限拉伸载荷Flim/N16A25.40015.887.9215.8822.6124.1329.292.6555903.6 凸轮设计凸轮设计凸轮是一个具有曲线或凹槽的构件，它运动时，通过高副接触可以使从动件获得连续或不连续的任意预期的往复运动。凸轮机构的优点是 ：只需要设计适当的凸轮轮廓，便可以使从动件得到任意的预期运动，而且结构简单、紧凑、设计方便，因此在自动机床、轻工机械、纺织机械、印刷机械、食品机械、包装机械和机电一体化产品中得到广泛的应用。凸轮机构一般由凸轮、从动件和机架三个构件组成。本设计中所用的凸轮为盘形凸轮，从动件选用平底从动件。活塞推杆 14 和切料推杆 7 分哈尔滨理工大学学士学位论文16别装在活塞和切料板上方，活塞凸轮 12 和切断凸轮 10 通过轴连接到电机上。凸轮与从动件维持高副接触（锁合）的方法为利用弹簧力使其保持良好的接触。因为活塞及压料板的运动速度较小，所以选用等速的运动规律。具体的凸轮设计的结构参数见表 3-3：表 3-3 凸轮设计参数凸轮机构的基本参数活塞凸轮压料板凸轮基圆半径 r07070从动件行程 h40100推程运动角 15075远休止角 s45165回程运动角 9060近休止角 s7560因凸轮的工作轮廓已经确定，所以凸轮的结构设计主要是确定曲线轮廓的轴向厚度和凸轮与传动轴的连接方式。因为活塞及压料板处的载荷较小，所以凸轮的轴向厚度取为凸轮最大矢径的 1/101/5，最终确定为。根据凸轮尺寸大小以及加工工艺确定凸轮设计成整体式，凸轮的绘制采用描点法，其具体的加工可以使用数控加工。凸轮的具体外形见图 3-3 和图3-4。哈尔滨理工大学学士学位论文17图 3-3 活塞凸轮的轮廓形状图 3-4 切料刀具凸轮的轮廓形状3.7 轴设计与主要轴的校核轴设计与主要轴的校核3.7.1 传动轴的尺寸设计传动轴的尺寸设计轴的材料种类很多，设计时主要依据对轴的强度，刚度，耐磨性等要求，以及为实现这些要求而采用的热处理方式，同时考虑制造工艺问题加以选用，力求经济合理。综合考虑这些问题所以选用 45 钢调质，设计过程列表进行。为方便拆装，轴的结构形式及尺寸如图 3-5 所示:图 3-5 传动主轴的结构与尺寸具体的设计过程见表 3-4：哈尔滨理工大学学士学位论文18表 3-4 主动轴的具体设计尺寸表1.确定主动轴运动和动力参数（1）确定电动机额定功率 p 和满载转速 n1由 Y90L-6， 查标准 JB 3074-82P=1.1(kw)n1=1000(r/min)（2）确定相关件的效率减速器的效率 减速机选择 WD 型圆柱蜗杆减速器，型号：WD 63-50=0.75减速机连轴器效率 联轴器采用普通对中的连轴器=0.99联轴器一对滚动轴承的效率轴承轴不承受径向力，转速不高，全部采用滚动轴承=0.98轴承电动机-输出轴总效率 总总= 减速机联轴器轴承轴承=0.750.990.980.98总=0.71（3）主动轴的输入功率 P1P1=p0总 =1.10.71P1=0.781(kw)（4）主动轴的转速 n1n1=n/i=1000/41n1=24.39(r/min)（5）主动轴的转矩 T1T1 = 305.8 6 . 9529. 09550955011np(Nm)T1 =305.8 (Nm)2.轴的结构设计（1）确定轴上零件的装配方案机构方案如图所示，链轮由小端装入（2）确定轴的最右端直径最小哈尔滨理工大学学士学位论文19小直径续表 3-41）估算轴的最小直径 dmin45 钢调质处理，查表得确定 c 值取 C=112d0min =16(mm)2）选择主动轴联轴器型号联轴器的计算转矩 Tca确定工作情况系数 KATca= KAT1=1.3305.8(N.mm)取 KA=1.3Tca=397.54(N.mm)主动轴上联轴器型号采用普通对中的联轴器半联轴器长度 L与轴小端连接L1=54(mm)3)确定轴的最小直径 应该满足 dmind0min取dmin=24(mm)dmin(3)确定轴的各段尺寸1-2 段轴头的长度 L12为了保证半联轴器的轴向定位可靠性L12 应该小于 L1L12=52(mm)3-4 段的直径和7-8 段的直径 d34 d78此两段上安装轴承，必须符合轴承内经D34=30(mm)d67=30(mm)3-4 段轴颈的长度 L34此段上安装轴承及轴承座，必须长于轴承座的宽度L34=70(mm)7-8 段轴颈的长度 L78此段安装轴承L78=17(mm)4-5 段的直径此段安装小链轮D34=35(mm)4-5 段轴颈的长度此段安装链轮，轴颈小于链轮的宽度L34=53(mm)5-6 段轴环的宽度根据结构的需要轴颈做的稍微长点L45=37(mm)6-7 段轴颈的长度 L56此段装轴承座L56=35(mm)（4）轴上零件的周向固定哈尔滨理工大学学士学位论文20联轴器的平键选择选 A 型普通平键，由 d12 查设计手册 平键截面尺寸 bh=8(mm)7(mm),键长为45(mm)键 745GB 1095-79小链轮处的平键选择选 A 型普通平键，由 d34 查设计手册 平键截面尺寸 bh=10(mm)8(mm)，键长36(mm)键 836GB 1095-79小链轮与轴的配合为了保证对中良好，采用较紧的过度配合配合为 K7/h6联轴器与轴的配合采用过渡配合配合为 K7/h6滚动轴承与轴的配合采用较紧的过渡配合公差 n6（5）确定倒角和圆角轴两端的倒角此轴较小，所以采用 145导角取倒角 145各轴肩处圆角半径如上图所示（6）绘制轴的结构配合尺寸如上图所示3.7.2 中空轴的尺寸设计中空轴的尺寸设计为方便拆装，轴的结构形式及尺寸如图 3-5 所示:图 3-5 中空轴的结构和尺寸中空轴的具体设计过程见表 3-5：表 3-5 中空轴的具体设计尺寸表1.轴的结构设计（1）确定轴上零件的装机构方案如图所示，链轮哈尔滨理工大学学士学位论文21配方案由小端装入（2）确定轴的最小直径左右端直径最小估算轴的最小直径 d1245 钢调质处理，轴中间装螺杆取 d12=60(mm)(3)确定轴的各段尺寸1-2 段轴颈的长度 L12此段装轴承以及轴承座L12=124(mm)6-7 段轴颈的长度以及直径 L67 和 d67此段上安装轴承，必须符合轴承内经L67=69(mm)D67=60(mm)5-6 段轴颈的长度 L56 以及直径 d56此段轴肩顶着轴承,所以轴的直径必须符合轴承的安装尺寸 L56=10(mm)D56=68(mm) 4-5 段轴颈的长度 L45 以及直径 d45此段安装轴承座的一部分,直径符合轴承座的安装尺寸D45=70(mm)L45=36(mm)2-3 段的直径 d23 和轴颈的长度 L23此段安装小链轮D23=66(mm)L23=53(mm)3-4 段轴环的宽度按照经验一般取 10(mm)-15(mm)L34=13(mm)（4）轴上零件的周向固定小链轮处的平键选择选 A 型普通平键，由 d45查设计手册 平键截面尺寸 bh=18(mm)11(mm)，键长45(mm)键 1145GB 1095-79小链轮与轴的配合为了保证对中良好，采用较紧的过度配合配合为 K7/h6 滚动轴承与轴的配合采用较紧的过渡配合公差 n6（5）确定倒角和圆角续表 35轴两端的倒角此轴较小，所以采用145导角取倒角 145各轴肩处圆角半径如上图所示（6）绘制轴的结构配合尺寸如上图所示哈尔滨理工大学学士学位论文223.7.3 从动轴的尺寸设计从动轴的尺寸设计为方便拆装，轴的结构形式及尺寸如 3-6 图所示:图 3-6 从动轴的结构和尺寸从动轴的具体设计尺寸见表 3-6：表 3-6 从动轴的具体设计尺寸表轴的结构设计1.确定轴上零件的装配方案机构方案如图所示，凸轮和链轮由小端装入2.确定轴的最小直径两端直径最小估算轴的最小直径d1245 钢调质处理，轴上装有链轮及凸轮取d12=35(mm)3.确定轴的各段尺寸1-2 段和 5-6 段轴颈的长度 L12，L56和直径 d12，d56此段装轴承，直径必须符合轴承内径要求D12=35(mm)D56=35(mm)L12=90(mm)L56=57(m哈尔滨理工大学学士学位论文23m)2-3 段的直径 d23 和轴颈的长度 L23此段装凸轮和链轮，其长度比链轮和凸轮的总长短一点 d23=35(mm)L23=78(mm)4-5 段轴颈的长度 L45 以及直径 d45此段上安装凸轮，其长度比凸轮的长度短一点L23=38(mm)D45=35(mm)3-4 段轴环的宽度按照经验一般取 15(mm)L45=15(mm)续表 3-64.轴上零件的周向固定凸轮处的平键选择选 A 型普通平键，由 d45 查设计手册 平键截面尺寸 bh=10(mm)8(mm)，键长30(mm)键 830GB 1095-79小链轮处的平键选择选 A 型普通平键，由 d45 查设计手册 平键截面尺寸 bh=10(mm)8(mm)，键长70(mm)键 870GB 1095-79小链轮，凸轮与轴的配合为了保证对中良好，采用较紧的过度配合配合为 K6/h7滚动轴承与轴的配合采用较紧的过渡配合公差 n65.确定倒角和圆角轴两端的倒角此轴较小，所以采用 145导角取倒角 145各轴肩处圆角半径如上图所示6.绘制轴的结构配合尺寸如上图所示3.7.4 传动主轴校核传动主轴校核轴的强度计算方法主要有三种：按扭转强度计算，按弯扭合成强度计算，安全系数校核。轴按扭转强度计算只需要知道转矩的大小，方法简单，但计算精度较低，它主要用于以下情况：a) 传递转矩或以转矩为主的传递轴；b) 初步估算轴径以便进行结构设计；c) 不重要的轴的最终计算。根据传动主轴的受力情况，我们采用按扭转强度计算的校核方法来校哈尔滨理工大学学士学位论文24核轴，原因是主动轴主要是以传递转矩为主的轴。轴的扭转强度条件为： 69.55 10TTTTPTnWW式中:T-轴传递的转矩,N.mm -轴的抗扭截面系数,按机械设计手册表 19.2 中的公式计算TW3mm14； P-轴传递的功率，Kw； n-轴的转速，r/min；-许用切应力，MPa. T (33)340.2(1)TWd式中： ，即空心轴内径 d1 与外径 d 之比；1/dd则 34284.394500.2501() 40T这里的=2545，T=284.394(N.m),d=50,=40,=0.8,所以 T1dT T所以轴的强度符合设计要求。 3.8 滑动丝杠副选择滑动丝杠副选择本方案选用的螺旋传动为滑动螺旋，而且是以传递动力为主的传力螺旋。 滑动螺旋的优点：a)结构简单，加工方便，成本低廉；b)当螺纹升角小于摩擦角时，能自锁；c)传动平稳； 滑动螺旋传动选用的是螺母转动，螺杆作直线运动的运动方式，这里的螺母在设计时直接在中空轴内攻螺纹，把中空轴当螺母使用。哈尔滨理工大学学士学位论文25螺杆的螺纹选用应用最广泛的梯形螺纹。根据生产实践可选梯形螺纹（GB-5796.3-1986） ，中等精度，螺纹副标记为 Tr403-7H/7e。螺杆的运动规律为间隙式的运动，当小料斗中充满了面筋时，通过时间继电器控制磁粉离合器使螺杆停止运动，当小料斗中的活塞向上运动致顶部时，螺杆再次向前送料。螺杆每次送料的时间为 0.5s，螺杆转过 1/6圈，压料板前进 0.5mm，其前进的面筋正好为 150g。所以螺杆的设计符合要求。磁粉离合器的导电时间为 0.5s 一个周期，周期 T=3(s)。3.9 轴承及轴承座选取轴承及轴承座选取3.9.1 轴承的选取轴承的选取选定了轴承类型后，决定轴承尺寸是根据主要的时效形式进行计算，疲劳点蚀是疲劳寿命计算的主要依据，塑性变形是静强度计算的主要依据。对一般工作条件下作回转的滚动轴承处进行接触疲劳寿命计算外，还要做静强度计算。高速轴承由于发热易造成粘着磨损和烧伤，除计算寿命外，还要核验极限转速。此外，决定轴承工作能力的因素还和轴承组合的合理结构、润滑和密封等，他们对保证轴承正常工作起重要的作用。轴承的主要失效形式：疲劳点蚀；塑性变形；磨损；其他失效形式。a) 传动轴轴承的选择：根据轴承的受力情况,只受径向力，选择滚动轴承，深沟球轴承（GB/T276-1994）型号 108。b) 中空轴轴承的选择：根据轴承的受力情况，受轴向和径向力，选择滚动轴承，圆锥滚子轴承（GB/T297-1994）型号 32012。c）从动轴轴承的选择：根据轴承的受力情况，只受径向力，选择滚动轴承，深沟球轴承（GBT278-1994）型号 206。工作条件：工作转速低，转矩小。所以所选轴承符合标准。3.9.2 轴承的安装方法轴承的安装方法轴承安装的好坏与否，将影响到轴承的精度、寿命和性能。因此，请充分研究轴承的安装，即请按照包含如下项目在内的操作标准进行轴承安装。 清洗轴承及相关零件， （对已经脂润滑的轴承及双侧具油封或防尘盖，密封圈轴承安装前无需清洗。 ） 检查相关零件的尺寸及精加工情况，安装方法。轴承的安装应根据轴承结构，尺寸大小和轴承部件的配合性质而定，压力应直接加在紧配合的套圈端面上，不得通过滚动体传递压力。a. 轴承内圈与轴是紧配合，外圈与轴承座孔是较松配合时，可用压哈尔滨理工大学学士学位论文26力机将轴承先压装在轴上，然后将轴连同轴承一起装入轴承座孔内，压装时在轴承内圈端面上，垫一软金属材料做的装配套管（铜或软钢） 。b. 通过加热轴承或轴承座，利用热膨胀将紧配合转变为松配合的安装方法。是一种常用和省力的安装方法。此法适于过盈量较大的轴承的安装c. 推力轴承的周全与轴的配合一般为过渡配合，座圈与轴承座孔的配合一般为间隙配合，因此这种轴承较易安装，双向推力轴承的中轴泉应在轴上固定，以防止相对于轴转动。 轴承的安装方法，一般情况下是轴旋转的情况居多，因此内圈与轴的配合为过赢配合，轴承外圈与轴承室的配合为间隙配合。3.9.3 轴承的预紧轴承的预紧轴承的预紧是指在装配的过程中，通过某种方法在轴承中产生被保持某中形式的预紧载荷，预紧载荷的作用是使轴承消除间隙，并使滚动体和坐圈的接触点处产生预变形。通过预紧可以使滚动轴承在工作载荷作用下具有较高的刚度和旋转精度。如果被预紧的轴承是向心轴承， （角接触轴承和圆锥滚子轴承） ，则预紧载荷通常为轴向载荷，如果被预紧的轴承是向心轴承（通常为圆柱滚子轴承） ，则预紧力为径向力载荷，预紧力的作用是会使滚动轴承摩擦阻力增大，工作寿命降低，预紧结构在使用中要严格控制预紧力的大小。面筋机所选用的滚动轴承座适用于深沟球轴承，调心球轴承，径向接触滚子轴承。线速度 v5m/s，工作温度 t90，采用油润滑。其对应所选轴承的型号分别为 Z2508Y，Z2512Y 和 Z2506Y。3.10 弹簧的设计计算及校核弹簧的设计计算及校核3.10.1 弹簧的设计弹簧的设计已知切料弹簧工作时最大载荷为 135N，最小载荷为 15N，要求弹簧切料的工作行程为 40mm，活塞弹簧工作时最大载荷为 135N，最小载荷为0N，工作行程为 100mm。两端固定支承。因为弹簧在一般的载荷下工作，可按照第类弹簧来考虑，选择 C 级碳素弹簧钢丝。初估弹簧丝直径为d=2mm 左右。查表可知，所以0.5,1710TBBMPa。0.50.5 1710855()TBMPaa. .计算弹簧的直径 d 根据给定的条件选定 C=8,并根据公式得 哈尔滨理工大学学士学位论文27 (35)0.6154144CKCC 0.6154 811.18484 84 又根据公式得(36)max1.6TKCFd135 8 1.1841.6855 1.96()mm与估计的弹簧丝直径相似，故取标准值 d=2.0mm 于是 (37) 2DCd 9218()mm (38)2DDd1822016()mm符合题意要求。b.计算弹簧的有效工作圈数 n 查表得 G=80000MPa，并由公式可得弹簧的工作圈数为: (39)41328GdnFD43800002408 181209.14取弹簧工作圈数为 n1=10。 (310)42328GdnFD哈尔滨理工大学学士学位论文28438000021008 1813520.32取弹簧工作圈数为 n2=21。c.验算载荷与变形计算最小载荷与最大载荷作用下的变形量，：minFmaxFminmax (311)3min21min48FD nGd348 15 18108000025.4675()mm (312) 3max21max48FD nGd348 135 181080000249.2()mm3min22min48FD nGd 3480 18218000020()mm 3max22max48FD nGd 348 135 1821800002103.3()mm实际弹簧的工作行程：o哈尔滨理工大学学士学位论文29 (313) 1max1mino49.25.467543.7()mm2max2mino103.30103.3()mm (314)lim1.12T1.12 855957.6()MPa计算极限载荷： (315)2limlim8dFKC 2957.623.148 1.1849141.1()N与之对应的变形量：min3lim2min48F D nGd348 141.1 1821800002108()mmd.计算弹簧的其余几何尺寸弹簧节距 t： (316)1max1tdn 哈尔滨理工大学学士学位论文3049.220.22107.1()mm2max2tdn 103.220.22217.1()mm弹簧总圈数：0n(317)1012nn102122022nn21223弹簧钢丝间距 ： td 7.125.1弹簧的自由长度：0H (318)1010(0.5)Hnnd105.1(120.5)274()mm2020(0.5)Hnnd哈尔滨理工大学学士学位论文3121 5.1(120.5)2128()mm由稳定性要求可知 ，满足稳定性要求。2744.15.318OHbD3.10.2 弹簧疲劳强度验算弹簧疲劳强度验算 (319)maxmax28KFCd(320)minmin28KFCd (321)0minmax0.75 ss弹簧材料的脉动循环剪切疲劳极限，MPa,根据循环次数 N 选取；S安全系数。精度要求高时，取，精度要求较底时，取。1.31.7:1.82.2: 1.184K 9C max135()FNmin15()FN2d 所以， 。max916.3()MPamin101.8()MPa ss哈尔滨理工大学学士学位论文32第第 4 章章 强度校核强度校核4.1 螺栓强度校核螺栓强度校核4.1.1 螺纹连接的实效形式螺纹连接的实效形式在螺栓连接中，单个连接螺栓的受力形式不外乎是轴向力、轴向力矩与扭矩的联合作用、横向剪切力及挤压力 4 种。在轴向力或轴向力与扭矩的作用下，螺栓产生拉伸或拉扭组合变形，主要实效形式时螺栓杆螺纹部分发生断裂。4.1.2 下料口处螺栓设计计算下料口处螺栓设计计算表 4-1 螺栓强度校核表设计项目设计内容及依据设计结果1.计算螺栓受力料斗所受合力 FQ200()QFN200()QFN单个螺栓所受最大工作载荷maxFmax2004QFFnmax50()FN剩余预紧力0F有紧密性要求，取，则0max1.5FF01.5 100()FN螺栓所受最大拉力Fmax025 150175FFF175()FN相对刚度系
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