番茄打浆灌装机设计

机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩摘 要番茄打浆机适用于多种新鲜的果品和蔬菜打浆分离之用, 随着人们生活水平的提高，西红柿打浆灌装机在人们的生活中扮演的角色越来越重要。对于打浆灌装机，在工程设计及使用中还存在一些的缺陷，如参数选择不合理等。目前，打浆灌装机的设计仍是依靠经验公式计算，在经验公式中许多参数的选择是在一定范围内凭经验选取的，这使得打浆灌装机的设计较落后，无法提高其设计水平和提高产品的性能。关键词：打浆机、灌装机、经验公式、西红柿、设计机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩AbstractTomato beating filling machine for a variety of fresh fruits and vegetables with isolated beating, with the improvement of living standard, tomatoes beater filling machine in peoples lives more and more important role. The tomato beater filling machine, the engineering design and the use there are still some defects, such as the parameters unreasonable. At present, the beater is still relying on experience in the design formula, the empirical formula is the choice of many parameters within a certain range of the selected rule of thumb, which makes the design tomato beater filling machine than backward, unable to raise design standards and improve performance .Keywords: beater, filling machine ,empirical formula, tomatoes, design机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩目 录绪论 .1第 1 章本课题国内外研究动态及意义 .21.1 毕业设计课题意义 .21.2 毕业设计课题背景 .21.3 本课题的国内外研究发展概况 .21.4 本课题的主要研究内容 .31.5 本章小结 .4第二章 番茄打浆灌装机机构的概述 .42.1 打浆设备及原理 .42.2 国内外灌装设备及其原理 .52.3 打浆灌装机构及其原理 .52.4 打浆灌装机机构的技术参数 .72.5 本章小结 .7第三章 传动方案的选择 .73.1 驱动方式的选择 .73.2 传动机构的选择 .83.3 本章小结 .8第四章 番茄打浆灌装机机构的设计 .84.1 皮带轮的设计和校核 .84.2 皮带轮带动的三个齿轮的设计和校核 .114.3 打浆部分滚筒和滚刀的设计 .124.4 物料开启及压料凸轮滑块机构的设计 .154.5 灌装部分三个圆柱齿轮的设计 .164.6 灌装机构的设计 .204.7 槽轮机构的设计 .214.8 压盖机构的设计 .214.9.传送带的设计 .224.10 轴的结构设计 .234.10.1 初步计算轴的直径 .234.10.2 轴的结构设计 .244.10.3 根据定位要求确定轴的各段直径和长度 .244.10.4 轴上零件的定位 .254.10.5 确定轴上的圆角和倒角 .254.10.6 滚动轴承 .254.10.7 按扭转强度条件计算 .254.10.8 按弯扭合成强度条件计算 .274.10.9 轴的扭转刚度校核计算 .284.11 本章小结 .28第五章 主要部件和整机的三维和二维建模 .295.1 皮带轮和齿轮的三维和二维建模 .295.2 打浆机机箱的三维和二维建模 .305.3 物料开启凸轮滑块机构的三维和二维建模 .32机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩5.4 灌装间歇转盘机构的三维和二维建模 .335.5 打浆机部分三维和二维建模 .345.6 本章小结 .34致谢 .35参考文献 .36附录 I 外文文献翻译 .37附录 II 外文文献原文 .45附录 1 外国文献翻译附录 2 外国文献原文附录 3 番茄打浆机装配图 A0附录 4 空心轴 A4附录 5 长实心轴 A3附录 6 轴承座 A2附录 7 大带轮 A4附录 8 小带轮 A4附录 9 短实心轴 A4附录 10 旋转灌装机装配零件图 A2附录 11 大齿轮 A4附录 12 槽轮 A4附录 13 番茄打浆灌装机装配图 A0机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩绪论近十几年来国内外无菌打浆灌装技术发展越来越成熟，现代化饮料灌装生产技术，随着碳酸饮料、果汁及果蔬汁饮料、茶饮料、咖啡饮料、含乳饮料、功能饮料、瓶装饮用水等品种不断丰富。饮料的作用已经不仅仅限于止渴，还承担着营养、保健功能。在保留饮料中功能成份的生理活性，营养成分的同时，又能保持原料原来的口感和风味，天然、绿色、营养、健康、不添加防腐剂、这是新时期人们对饮料提出的要求。饮料行业的不断发展和人民对饮料需求的增长也带动了打浆灌装机械制造和控制技术的不断发展。机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩第 1 章本课题国内外研究动态及意义1.1 毕业设计课题意义因为市场的大量需求，番茄打浆灌装生产线成为广受欢迎的产品，具有高速、成套、自动化水平高、稳定性好等特点，灌装、封口、贴标、喷印、装箱等一条龙服务，大大的降低了生产时间，提高了生产效率，是生产厂家的首选设备。为提高生产质量，缩短生产周期的要求,提高劳动生产率，节约大量劳动力，可降低劳动强度，改善劳动条件.1.2 毕业设计课题背景番茄的果实，又称西红柿、番柿。有苹果青、粉红甜肉、桔黄嘉辰的品种，是营养价值极高的食物。据营养专家研究确定，每人使用 50 克 100 克鲜番茄，可以满足人体几种维生素和矿物质的需要。番茄所含的番茄红素，有抑制细菌的作用。含有的苹果酸、柠檬酸和糖类，有助消化功能。番茄所含的营养，被称为菜中之果。番茄中所含的胡萝卜素 A，能促进骨骼生长，防止佝偻病、眼干燥症、夜盲症、及某些皮肤病的良好功效。现代医学表明，人体中维生素 C 的含量，是控制和提高机体抗癌能力的决定因素。番茄内的苹果酸、柠檬酸等有机酸，还有增加胃液酸度、帮助消化，调整胃肠功能的作用。美国、意大利、中国。美国所产的番茄酱主要提供美国国内食用，其出口量仅占全球贸易总量的 6%7%；意大利和中国的出口量各占全球贸易总量的 30%。近两年美国番茄大幅度减产，欧盟番茄种植加工量急剧下降，中国番茄酱市场所占份额逐渐加大。 1.3 本课题的国内外研究发展概况打浆灌装机是围绕打浆灌装的工艺流程展开的，其工作原理是：主轴带动叶轮高速旋转，物料被叶轮带动形成挤压，使得番茄的肉、汁、皮和籽分离，肉和汁通过筛网上的小孔，产品由出料口接管道把液体引流再灌入洗瓶机出来的洁净瓶子由输瓶带送入灌装机的进瓶螺旋，经进瓶星轮送至回转台的托瓶气缸上并升高瓶口在定中装置的 导向下紧压灌装阀的下料口，形成密封。瓶子机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩在被抽真空后，贮液缸内的背压气体被冲 人瓶中，当瓶中气体压力与贮液缸内气体压力 相等时，液阀在液阀弹簧的作用下开启此时 啤酒通过回气管上伞型反射环的导向作用自 动沿瓶壁灌入玻璃瓶内，玻璃瓶中的，通过 回气管被置换回贮液缸内当液面上升到一定 高度并将回气管口封闭时自动停止下流的液体。然 后将液阀和气阀关闭，排掉瓶颈部位的压力气 体以防止带气液在玻璃瓶下降时的喷涌，这 样便完成了整个灌装过程。 当前国内外番茄打浆灌装方式是通过打浆机打浆。各式各样的打浆机大同小异，有单道打浆机、双道打浆机甚至多道打浆机。灌装机主要有：液体灌装机，颗粒灌装机，膏体灌装机等。但他们的原理都是到旋转型灌注机进行灌装和封口，在通过带轮运输出去。如果是双道打浆或者多道打浆，就是第一道产品到第二道继续打浆再进过管道运输到灌装机进行灌装封口，以此类推。随着食品工业的发展，在番茄打浆灌装、包装设备不断的向高的方向发展。目前这方面的发展水平主要是澳大利亚、日本、法国等国家。主要表现为生产效率高、设备结构优化、多功能化、自动化等。灌装机按灌装原理可分为定量灌装机、常压灌装机、液体灌装机、脂类灌装机、膏体灌装机、酱类灌装机、颗粒浆状灌装机、粉剂灌装机、大桶水灌装机和真空灌装机。国内灌装机在设计时考虑不充分，没有为进一步的改造留出足够的空间，致使设计的打浆灌装机械只能适应几种简单的打浆灌装容器，不适应打浆灌装机械材料或模版尺寸的变化。另外许多设计人员对伺服传动控制技术、电机拖动同步技术不了解，可用简单的电气设备解决的问题却用复杂的机械装置来实现。目前，法国、澳大利亚、日本等国的灌装机设备设计制造水平相对较高。1.4 本课题的主要研究内容(1)番茄打浆机的主要打浆机构的设计、灌装机构设计；(2)主要参数的确定；(3)利用 Soliworks2010 进行零部件的三维造型、零件的虚拟制造与装配；(4)利用 Soliworks2010 建立该出料粉碎圆锥式破碎机三维模型；(5)主要零部件设计及校核；(6)利用 CAD 进行二维图绘制；(7)进行完整的机构设计真正完成打浆、装瓶动作。机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩图 1 番茄打浆灌装示意图1.5 本章小结第一次做毕业设计不仅对课题十分陌生还对接下来做什么十分迷茫，听从老师意见去图书馆借相关资料查阅，并借助网络进行更多的查阅。仔细的研究本课题，了解本课题的研究动态、意义、目的及其主要内容。查阅报刊杂志等国内外相关文献资料，了解选题有关的社会背景，目前存在的观点，问题和意见，初步为论文定下了基本框架和初步模糊的建立了番茄打浆灌装示意图。机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩第二章 番茄打浆灌装机机构的概述2.1 打浆设备及原理当前国内外番茄的打浆方式主要是通过打浆机打浆，各式各样的打浆机但都大同小异，有单道打浆机，二道打浆机，甚至多道打浆机，但他们的原理都是：主轴带动叶轮高速旋转，物料被叶轮带动与筛网磨擦挤压，使得番茄的肉、汁与皮、籽分离，肉和汁通过筛网上的小孔，产品由出料口排出，废品由排渣口排出；如果是双道打浆或者多道打浆，就是第一道的产品进入第二道继续打浆，以此类推。打浆设备如下图 2.图 2 打浆机原理图1- 电动机 2-皮带轮 3-进料控制板 4-进料装置 5-螺旋进料 6-破碎浆 7-实心长轴 8-棍棒 9-滚筒 10-筛筒 11-销钉 12-机架 13-废料出口 14-出料口原理：如上图所示，它具有开口的圆筒筛水平安装在机壳内部,筒身用 0.35-1.20 毫米厚的不锈钢板（在其上面冲有孔眼）弯曲成圆厚焊接而成，并在其两边焊上加强圈以增加其强度。但也有用两个半圆体由螺钉连接而成筒体。轴支撑在轴承上，在轴上装有使物料移向破碎桨叶的螺旋推进器以及擦碎物料用的两根棍棒（棍棒又称刮板） ，棍棒是用螺栓和安装在轴上的夹持器相连的，通过调整螺栓可以调整棍棒与筛筒壁之间的距离。棍棒对称安装于轴的两侧，而且与轴线有一夹角，这夹角叫导程角。棍棒用不锈钢制造，实际上是一块长方形的不锈钢板，为了保护圆筒筛，有时还在棍棒上装上耐酸橡胶板。还有下料斗、收集漏斗及机架、传动系统等。物料进入筛筒后，由于棍棒的回转作用和导程角的存在，使物料沿着圆筒向出机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩口端移动，移动的轨迹实际上是一条螺旋线。物料就在棍棒与筛筒之间的移动过程中守离心力作用而被擦碎，汁液和肉质（已成浆状）从筛孔中通过到收集器中送到下一道工序。皮和籽等则从圆筒另一开口端排出，以此达到分离的目的。2.2 国内外灌装设备及其原理当前国内外灌装机就是将一定量的液体物料注入到包装容器中的过程。这种液体物料主要是指具有低粘度的可流动型液体物料，如酒类、汽水、果汁等。它们可以依靠自重以一定速度流入到包装容器中。另外还可灌装一些中等粘稠液体物料和一些高粘度物料，如果酱、油脂，牙膏及黄油等。对这些物料的灌装依靠重力是不能使其按要求流动的，因此需要施加一定的压力将其挤入或压入到包装容器中。旋转型灌装机原理是：在转动工作台上对包装容器（如玻璃瓶）连续灌装流体（如饮料、酒、冷霜等） ，转台有多工位停歇，以实现灌装、封口等工序。为保证在这些工位上能够准确地灌装、封口，应有定位装置。如图 3.7 中，工位 1：输入空瓶；工位 2：灌装；工位 3：封口；工位 4：输出包装好的容器。图 3 灌装机构简图2.3 打浆灌装机构及其原理本设计中在整个系统运用到了皮带轮、连杆机构，齿轮机构，锥齿轮机构、不完全机构，凸轮机构等常用机构。完成了从番茄打浆到灌装，压瓶盖，最后输出的机器。物料开启部分，采用凸轮连杆机构。番茄打浆部分,采用锥齿轮传动和皮带轮传动。番茄酱灌装部分，同时要求有圆盘的转动和传送带的传送的机构，而且这两部分要相互协调，相互配合工作的过程。圆盘间歇转动部分引入了可以实现间歇转动的不完全齿轮。且不完全齿轮的转动速度是圆盘转速的机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩6 倍，并且在转动时分别在 6 个工位进行停歇。此外，我们采用了凸轮连杆机构来完成压盖过程。图 4 番茄打浆灌装机三维图机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩图 5 番茄打浆灌装机半剖三维图图 4 番茄打浆灌装机机构简图机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩1-电动机 2-打浆机滚筒 3-过滤装置 4-皮带轮 5-槽轮机构6-凸轮机构 7-连杆机构 8-槽轮上的瓶子打浆灌装机原理：电机转动通过皮带轮分别传给滚筒，进料阀和灌装机构完成番茄从个体到打浆再到自动灌装最后到封盖运出成品。2.4 打浆灌装机机构的技术参数技术参数表方案号转台直径mm电动机转速r/min灌装速度r/min打浆机生产能力 T/hA 600 1440 10 2.5B 550 1440 12 2.3C 500 960 10 1.82.5 本章小结根据技术参数表给出的参数，电动机转速为 1440r/min，灌装速度为10r/min。得出如下计算：10*6/60=1 灌/s。所以罐装的速度为 1 灌/s，由此判断，在六工位转台上，每一秒钟就要转动一个工位，进而得知槽轮主动轮的转速为1r/s,而六个工位转台每一个工位相对其转动中心的转角为 60，再根据槽轮的运动规律可知，主动轮在每一秒钟转动过程中，只有 60的转动用来驱动槽轮从动轮做转动，其余的 300的转动用来定位。所以，1s 的时间内，有 1/6s 的时间工位转动，5/6s 的时间工位静止。而灌装和封盖的过程均要在这 5/6s 的时间内完成，根据调研此为最佳数据。故选 A 方案。机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩第三章 传动方案的选择3.1 驱动方式的选择 如上图 4 所示打浆灌装机的结构原理简图得轴既要带动滚轮转动，又要控制进料口的间隔性开启和关闭，还要带动灌装机的自动灌装和压盖故采用电动机驱动，传动方式为机械传动。3.2 传动机构的选择首先电机输出运动，通过轴分别进过一级皮带轮降低转速并且带动主轴运动，在分别经过直齿轮传递运动，通过锥齿轮改变运动方向，再通过行星轮系改变传动比来实现转速的转变。最后进过槽轮，棘轮，曲柄滑块改变运动性质使匀速和单一的直线运动变间歇运动从而实现灌装，压盖和进料等动作来实现自动打浆灌装。3.3 本章小结一个好的驱动东方式和传动机构不经能使加工自动化，还能节约资源，提高效率减小安全事故等。故驱动和传动机构的一样很重要不仅要考虑安全还要本着效益最大化。机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩第四章 番茄打浆灌装机机构的设计4.1 皮带轮的设计和校核图 4 皮带轮零件图由上述可知，电动机的额定转速为 1440r/min,额定功率为 15KW，传动比=1.5，一台运转时间大于 10h。（1）设计功率机器每天工作小时数 16h，载荷变动较大，查阅机械设计手册表 6-1-11AK得=1.4。 .147.50dAP（2）选定带型根据 =21kw 和 1n=1440r/min，查阅机械设计手册图 6-1-3 得：选择 B 带型（3）传动比 21460.597pdin其中: 为大带轮的转速1p 为小带轮节圆直径机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩2pd为大带轮节圆直径（4）小带轮基准直径 1p为了提高 V 带的寿命在结构允许条件下，宜选较大的基准直径。由机械设计手册表 6-1-22 和表 6-1-23 选定 1mindmind=125mm 所以取 1d=200mm(5) 大带轮基准直径 2d2d =i 1 =1.5x200=300mm查机械设计手册表 6-1-22 得：2d=315mm（6）带速 V 13.420165.3/0dnms符合要求max25说明：一般 V 不要低于 5m/s，为了充分发挥 V 带的传动能力，应使V 20m/s(7) 初定轴间距 0a0.7（ 1d+ 2） 012()d360.5 1030初选轴间距=600（视具体结构而定）（8）所需带的基准长度 0dL210 012()2()4ddaa=2(35)6(0)6=215由表 6-1-19 选择带的基准长度 dL=2000mm机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩(9) 实际轴间距 a 002015692.2dLa（10）小带轮包角 121857.319da一般 0，最小不低于 0，如果 1较小，应增大或用张紧轮（11）单根 V 带的基本额定功率 1P根据带的型号， 1pd和 n普通 V 带查表得1P=5.14kw单根普通 V 带额定功率的增量 1P=0.410.98K 0.98L于是 1()r LPK5.4.5.4kw（12）V 带的根数 Z 213.79.8.5drP取 4 跟皮带（13）单根 V 带的预紧力 0F202.5(1)dPmvKZV=2.()0.175.3983.250N（14）作用在轴上的力（或称压轴力） QF10sinQFZ(15)带轮的结构和尺寸设计带轮时应满足的要求有：质量小，结构工艺性好，无过大的铸造内机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩应力；质量分布均匀，轮槽工作面要精细加工（表面粗糙度一般应为 3.2）,以减少带的磨损；各槽的尺寸和角度应保持一定的精度，以使载荷分布较为均匀等。带轮上带速 25/Nms，所以选用 HT150 材料制作。查机械设计手册 6-1-22：小带轮的直径为 207mm 带轮的直径为 322mm查手册表 6-1-27 得：选小带轮的孔径 0d=50 则小带轮为实心轮大带轮的孔径 =55带轮宽度的选择：查机械设计手册表 6-1-21 得，对于 B 槽型基准宽度 14.0db基准线上槽深 min35ah 取 =4基准线下槽深 if=10.8 或 14.0 取 f=14槽间距 e=190.4 取 e=19.4槽边距 min1.5f 取 =14最小轮缘厚 it=7.5 取 t=9带轮宽 B=（Z-1）xe+2f=(4-1)x19.4+2x14=86.2所以小带轮的直径为： 1208daah大带轮的直径为 ： 3小带轮直接与电动机相连，无较大载荷 05的孔径可以安全工作大带轮的的重量 mg2r=3.14x157.5x0.0862x7.8=52371N4.2 皮带轮带动的三个齿轮的设计和校核机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩图 5 齿轮三维建模机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩图 5 齿轮二维建模由轮齿的失效形式可知，设计齿轮传动时，应使齿面具有较强的抗磨损，抗点蚀，抗胶合及抗塑性变形的能力，而齿根要有较高的抗折断的能力。因此，对轮齿材料性能的基本要求为：齿面要硬，齿芯要韧。常用的齿轮材料有钢，铸铁和非金属材料等。在本课题里齿轮为轻载，低或中速、精度较高下工作，齿轮选用钢做材料。为使齿轮具有足够的抗磨损及抗点蚀的能力，齿面的硬度应为 250350HBS。已知输入功率 ，小齿轮转速 n1=1440r/min，齿数比 4.32，电kw8.31P动机驱动工作寿命 15 年（设每年工作 300 天）两班制，以下查表，图均来自机械设计高教地八版)1，选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数。选用斜齿轮圆柱齿轮传动模切机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度（GB 10095-88）材料选择，由表 101 选择小齿轮材料为 40Cr（调质）硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质）硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。选择小齿轮 z1=20，大齿轮齿数 z2=20 4.32=86.4 取 87，选取螺旋角，初选 042，按齿面接触强度设计 23EHad1tt1Zuk）（T1.确定公式内的各计算数值试选 6.t由图 10-30 选取区域系数 43.2HZ由图 10-26 查得 ， =0.74+0.87=1.61807.a1a， 2a1a计算应力循环次数， h1jn60LN=60 720 1 （2 8 300 15）=3.11 980.73.4计算小齿轮传动转矩=5.04m720.951NT14由表 10-7 选取齿宽系数 d机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩由表 10-6 查得材料的弹性影响系数 21a8.9MPZE由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ，大a1lim60MPH齿轮的接触疲劳强度极限 a2lim50H由图 10-19 取得接触疲劳寿命系数 9.1.2NHNK，计算接触疲劳选用应力取失效效率为 ，安全系数 s=1，所以01aalim1 5469. MPSKHN2li2 286a1537HH2.计算试计算小齿轮分度圆直径 ，由计算公式得t1d234t1 5378.9.261.052d ）（ m9t1计算圆周速度 s7.1062450ndv1t 计算齿宽 b 及模数 nt1d18.204cosm5zcostnt =2.25 18mm=4.905nt2.h17.905.4b计算纵向重合度 ，=0.318tanZ38.1d 586.14tan2010计算载荷系数 k已知使用系数 ka=1，根据 v=1.7 ,7 级精度，由图 10-8 查得动载系数smkv=1.04。由表 10-4 用插值法查得 7 级精度，小齿轮相对支撑非对称布置， ，32.1HK由表 10-3 查得 ， ，由图 10-13 查得 ，由表 10-3418.FK.9hb.F查得 ，故载荷系数 =2aH HVAKa7.48210.机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩按实际的载荷系数校正所得分度圆直径，由式 m54.6.174kd33t1计算模数 mn m26.14cos.zcosd01n 3，按齿轮弯曲强度设计由式 aa21dncosYkmFSZT确定计算参数计算载荷系数65.123.041aFVAK根据纵向重合度 ，从图 10-28 查得螺旋角影响系数9. 8.0Y计算当量齿数， 89.214.012331v COSZ.9532V查得齿形系数由表 10-5 查得 ，214.80.2a1aFFY，由表 10-5 查得应力校正系数 75.52aSS，由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ，大齿轮的弯曲a01MPFE强度极限 a32MPFE由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 .9802FNK计算弯曲疲劳选用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 ,57.311SE 57.2412SFKEF计算大小齿轮的 并且加以比较。1FSAY043.57.3821aFSY1627.2aFS机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩设计计算=1.52mm32204n 167.1.04cos8.5612m）（对比计算结果，由齿轮接触疲劳强度计算的法面模数 mn 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取 mn=2.0mm 已可以满足弯曲强度。但是为了同时满足接触疲劳强度，需按接触强度算的分度圆直径 d1=46.54mm 来计算应有齿数58.214cos5.6mcosdz0n1取 z1=23，z2=994几何尺寸计算计算中心距 mn73.1254cos2)93(cos)za021 （将中心距圆整为 126mm按圆整后的中心距修正螺旋角 0n 48.12693arcos2mz1arcos ）（）（因为 值改变不多，故参数 等不必修正HZ， k计算大小齿轮分度圆直径 5.478.1cos3zd0n1m.2.9m0n2计算齿轮宽度圆整后取 B2=45mm,B1=50mm47.5.1db减速齿轮3：模数2，齿数20，标准齿轮（齿顶高系数1，顶隙系数0.25，压力角20，）齿轮分度圆直径D=mz=2*20=40mm减速齿轮4：模数2，齿数60，标准齿轮齿轮分度圆直径D2=2*60=120mm具体参数为：z1=20，z2=60，m=2，=20中心距：a=m(z1+z2)/2=2*(20+60)/2=80mm分度圆直径：d1=m*z1=2*20mm=40mm机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩D2= =m*z2=2*60=120mm基圆直径： db1=m *z1*cos=2*20*cos20=16.32mmdb2=m*z2*cos=2*60*cos20=48.97mm齿顶圆半径：da1=(z1+2ha*)*m/2=(20+2*1)*2/2=22mmda2=(z2+2ha*)*m/2=(60+2*1)*2/2=62mm齿顶圆压力角：a1=arccos【z1cos/（z1+2ha*）】=acrcos【20cos20/（20+2*1）】=68.2227a2=arccos【z2cos/（z2+2ha*）】=acrcos【60cos20/（60+2*1）】=66.7403基圆齿距：pb1=pb2=mcos=3.14*2*cos 20=2.56mm重合度：a=【z1(tana3-tan)+z2(tana4-tan)】/2=【20(tan68.2227-tan20)+60(tan66.7403-tan20)】/2=1.2518a1可连续传动齿轮 4 模数 2，齿数 60，齿轮 5 模数为 2，齿数 80， 齿轮传动比为 3：4，小齿轮转速 n1=1440r/min，齿数比 4.32，电动机驱动工作寿命 15 年（设每年工作300 天）两班制，以下查表，图均来自机械设计高教地八版)1，选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数。选用斜齿轮圆柱齿轮传动模切机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度（GB 10095-88）材料选择，由表 101 选择小齿轮材料为 40Cr（调质）硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质）硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。选择小齿轮 z1=20，大齿轮齿数 z2=20 4.32=86.4 取 87，选取螺旋角，初选 042，按齿面接触强度设计 23EHad1tt1Zuk）（T3.确定公式内的各计算数值试选 6.t机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩由图 10-30 选取区域系数 43.2HZ由图 10-26 查得 ， =0.74+0.87=1.61807.a1a， 2a1a计算应力循环次数， h1jn60LN=60 720 1 （2 8 300 15）=3.11 980.73.4计算小齿轮传动转矩=5.04m720.951NT14由表 10-7 选取齿宽系数 d由表 10-6 查得材料的弹性影响系数 21a8.9MPZE由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ，大a1lim60MPH齿轮的接触疲劳强度极限 a2lim50H由图 10-19 取得接触疲劳寿命系数 9.1.2NHNK，计算接触疲劳选用应力取失效效率为 ，安全系数 s=1，所以01aalim1 5469. MPSKHN2li2 286a1537HH4.计算试计算小齿轮分度圆直径 ，由计算公式得t1d234t1 5378.9.261.052d ）（ m9t1计算圆周速度 s7.1062450ndv1t 计算齿宽 b 及模数 nt1d机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩 18.204cosm51zcosdtnt =2.25 18mm=4.905nt2.h7.905.4b计算纵向重合度 ，=0.318tanZ318.d 586.14tan2010计算载荷系数 k已知使用系数 ka=1，根据 v=1.7 ,7 级精度，由图 10-8 查得动载系数smkv=1.04。由表 10-4 用插值法查得 7 级精度，小齿轮相对支撑非对称布置， ，32.1HK由表 10-3 查得 ， ，由图 10-13 查得 ，由表 10-3418.FK.9hb.F查得 ，故载荷系数 =2aH HVAKa7.48210.按实际的载荷系数校正所得分度圆直径，由式 m54.6.174kd33t1计算模数 mn m26.14cos.zcosd01n 3，按齿轮弯曲强度设计由式 aa21dncosYkmFSZT确定计算参数计算载荷系数65.123.041aFVAK根据纵向重合度 ，从图 10-28 查得螺旋角影响系数9. 8.0Y计算当量齿数， 89.214.012331v COSZ.9532V查得齿形系数由表 10-5 查得 ，214.80.2a1aFFY，机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩由表 10-5 查得应力校正系数 75.15.2a1aSSY，由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ，大齿轮的弯曲a0MPFE强度极限 3802MPFE由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 .9802FNK计算弯曲疲劳选用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 ,57.311SE 57.2412SFKEF计算大小齿轮的 并且加以比较。1FSAY043.57.3821aFSY1627.2aFS设计计算=1.52mm32204n 167.1.04cos8.561m）（对比计算结果，由齿轮接触疲劳强度计算的法面模数 mn 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取 mn=2.0mm 已可以满足弯曲强度。但是为了同时满足接触疲劳强度，需按接触强度算的分度圆直径 d1=46.54mm 来计算应有齿数58.214cos5.6mcosdz0n1取 z1=23，z2=994几何尺寸计算计算中心距 mn73.1254cos2)93(cos)za021 （将中心距圆整为 126mm按圆整后的中心距修正螺旋角 0n 48.12693arcos2mz1arcos ）（）（因为 值改变不多，故参数 等不必修正HZ， k计算大小齿轮分度圆直径机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩 m5.478.1cos23mzd0n1.90n2计算齿轮宽度圆整后取 B2=45mm,B1=50mm47.5.1db减速齿轮3：模数2，齿数20，标准齿轮（齿顶高系数1，顶隙系数0.25，压力角20，）齿轮分度圆直径D=mz=2*20=40mm减速齿轮4：模数2，齿数60，标准齿轮齿轮分度圆直径D2=2*60=120mm具体参数为：z1=20，z2=60，m=2，=20中心距：a=m(z1+z2)/2=2*(20+60)/2=80mm分度圆直径：d1=m*z1=2*20mm=40mmD2= =m*z2=2*60=120mm基圆直径： db1=m *z1*cos=2*20*cos20=16.32mmdb2=m*z2*cos=2*60*cos20=48.97mm齿顶圆半径：da1=(z1+2ha*)*m/2=(20+2*1)*2/2=22mmda2=(z2+2ha*)*m/2=(60+2*1)*2/2=62mm齿顶圆压力角：a1=arccos【z1cos/（z1+2ha*）】=acrcos【20cos20/（20+2*1）】=68.2227a2=arccos【z2cos/（z2+2ha*）】=acrcos【60cos20/（60+2*1）】=66.7403基圆齿距：pb1=pb2=mcos=3.14*2*cos 20=2.56mm重合度：a=【z1(tana3-tan)+z2(tana4-tan)】/2=【20(tan68.2227-tan20)+60(tan66.7403-tan20)】/2=1.2518a1可连续传动直齿轮6模数2，齿数40，与惰轮1:1啮合，可以连续传动。机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩4.3 打浆部分滚筒和滚刀的设计根据生产能力和实际要求情况，初定筛筒内径为 D=0.8m。初选筛孔的工作系数为 0.25，导程角 a=1.8 度。(1) 由实验公式得滚圆长度：20.7tanDLG（米）50tan1.820.7.794L式中G-打浆机生产能力（公斤/时）D-筛筒内径（米）L-筛筒长度（米）n-刮板转速（转/分）-筛筒有效截面（%）即筛孔真正工作的系数，占筛孔总数的 1/2 左右，而筛孔占筛筒全部表面积的 50%，故一般 =0.5x50%=25%-导程角（度）必须着重说明，以上公式计算出的生产能力，是指通过筛孔的产品量，而非处理原料的量。因为若不考虑出浆率，供应再多原料也不能视为打浆机的真正生产能力，进料再多，若来不及打浆的话，只能是从一头进去从另一头出来，没有计算的实际意义。物料在筛筒内沿棍棒运动的时间为：= =1.88s160tanLVD602.43.1897tan1.8式中 -物料沿棍棒运动线速度（米/秒）中心截面与筛筒壁间隙最大为 h=6mm。两端处至筛筒壁间隙最小： 22sin4()0.8.i1.80.39RLRhh机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩由于有导程角的存在，间隙之差为：6-4.2=1.8(毫米)式中 h-棍棒最远点截面至筛筒的间隙（米）R -筛筒内半径（米）L-棍棒长度（米）a-导程角（度）h-截面 II-II 处棍棒至筛筒间隙（米）由于是单机工作，所以取 W=4000（牛 米/公斤）传动效率 =0.752504370.36.GWwkN式中 G-生产能力（公斤/时）W-打浆机操作的能量消耗比率（牛 x 米/公斤）其值决定于原料的种类、温度、棍棒转速和筛筒的有效截面等。若概略计算，单机时可取平均值 W=3920-4410（牛 x 米/公斤） ，联动时取 W=4900-5800（牛 x 米/公斤）-传动效率（0.7-0.8）机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩4.4 物料开启及压料凸轮滑块机构的设计图 5 物料开启凸轮滑块机构根据整个运动的一致性可得运动协调表如下：运动协调表凸轮转角 0150 150225 225285 240360近休止 快进 远休止 快退凸轮运动轨迹 堵住进料口 开始进料 进料 减少进料连杆机构间 歇 往 复 运 动图 6 凸轮机构简图机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩运动协调表凸轮转角 060 60140140240240 240360近休止 快进 远休止 快退凸轮运动轨迹 灌装封盖连杆机构间 歇 往 复 运 动4.5 灌装部分三个圆柱齿轮的设计设计灌装机时为了防止瓶托在升降时与齿轮产生干涉，拨轮板直径与大转盘不发生碰撞，齿轮的分度圆尺寸在确定时与拨轮板的直径相等。如下图 7 所示图 7 传动齿轮分度圆直径 d1312mm。齿数 z：根据 d1m z ，模数 m 已确定 m2，则 zd/m3122156齿数也可以根据传动比来确定，大转盘主轴上的大齿轮分度圆直径d21200，大齿轮的齿数 z2600，传动比 i5，同样可以确定齿数 z1120。全齿高： afh式中：ha齿顶高 hf 齿根高 facm正常齿标准 ， 1h0.25求得 h4.5mm。圆整 h4mm。齿宽 b：由齿轮的强度计算公式可知，轮齿愈宽，承载能力也愈高，因而轮齿不宜过窄；但增大齿宽又会使齿面上的载荷分布更趋不均匀，故齿宽系数机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩硬取得适当。因为