螺旋管狀面筋機總體及坯片導出裝置設計

1、目目 錄錄 1 前言 .1 2 面筋機系統(tǒng)整體設計 .2 2.1 總體方案論證 .2 3 面筋機坯片導出及切斷部分具體設計說明 .4 3.1 進出料口形狀設計 .4 3.2 電動機及減速機選擇.6 3.3 電磁離合器選擇.6 3.4 聯(lián)軸器選擇.7 3.5 鏈輪設計及校核 .7 3.5.1 鏈輪的設計.7 3.5.2 鏈輪較核.8 3.6 凸輪設計.9 3.7 軸設計與主要軸的校核.10 3.7.1 傳動軸的尺寸設計.10 3.7.2 中空軸的尺寸設計 .13 3.7.3 從動軸的尺寸設計.14 3.7.4 傳動主軸較核.15 3.8 滑動絲杠副選擇計算.16 3.9 軸承及軸承座選取.16

2、3.9.1 軸承的選取.16 3.9.2 軸承的安裝方法 .17 3.9.3 軸承的預緊.17 3.10 彈簧的設計計算及校核.17 3.10.1 彈簧的設計.17 3.10.2 彈簧疲勞強度驗算 .21 4 強度校核 .22 4.1 螺栓校核.22 4.2 鍵校核.22 4.3 銷校核.23 5 結論 .24 參考文獻 .25 致 謝 .26 附 錄 .27 1 1 前前 言言 文明的發(fā)展和進步可以說與小麥的歷史連在一起。早在有歷史記載前，人類就 種植小麥。1948 年，芝加哥大學的考古學家證明小麥的種植起源于中東土壤肥沃的 新月形地帶。小麥是谷物中最重要的，世界上靠小麥作為食品的人多于靠其

3、它任何 食品生活的人。世界上 70%以上的可耕地種植糧食，小麥占地最多，高于 22%。一 年中每個月，世界上都有一個地區(qū)收獲小麥1。 小麥面筋除了在食品行業(yè)應用廣泛外，在其它行業(yè)的應用亦得到蓬勃發(fā)展，如 醫(yī)用膠囊；發(fā)膠等化妝品；香煙的過濾嘴；魚蝦的飼料；可降解可重新利用的綠色 粘貼劑；水泥制造中亦可加入面筋，因為其與 Ca 交聯(lián)而增強了水泥的粘合性和防 水性；環(huán)境保護工作者可將其作為處理廢水的固化物2。 目前國內外還沒有該種設備，面筋的生產過程全部為手工作業(yè)，工作環(huán)境十分 的惡劣，急需得到改進。整個面筋的生產過程共包括：面筋的繞制在形、水煮、挑 選清理、包裝等。在這些生產過程中，以面筋繞制成形

4、的工作量最為大，生產條件 最為惡劣。這一生產過程為生產工人手拿夾持筷將剪成段的生面筋纏繞在筷上，整 個生產過程工人的手須不時的浸入生面筋的保護液中（保護液為稀氯化鈉溶液，即 稀鹽水） 。人的手在無防護的情況下，長時間的與稀鹽水接觸，將很大程度上地傷 害我們的皮膚。但如若在生產過程中加帶防護手套作業(yè)，以將出現一系列影響生產 的問題，使生產操作和靈活性不能適應生產。工人的操作將變得笨拙，在取生面筋 時也時常批滑，從而影響生產率和生產質量。由于以上諸多原因，所以操作工人生 產時必需徒手生產。然而在如此惡劣的生產環(huán)境下，只有相當少一部分工人的手能 適應。絕大部分的人都是工作一段時間后就不能再從事生產。

5、 因此若能設計一部機器來代替或部分代替水面筋操作工人的這一生產過程將是 一個很好的想法。 當前關于面筋及面筋相關的產品越來越多,但由于面筋本身的高粘結性和高彈 性，機械成形難度很大，現行的螺旋管形水面筋成形都為手工制作,尚未曾搜索到 一例面筋成形機產品或研究論文。因而本課題研究當屬首創(chuàng)。 面筋成形機的設計共分三部分的設計：1、面筋坯片導出裝置的設計，2、面筋 切斷裝置的設計，3、面筋卷繞裝置的設計。這里的設計說明主要是關于面筋坯片 導出裝置以及面筋切斷裝置的設計。 設計的總體思路是為生產實踐服務的，設計好的面筋成型機可直接用于工業(yè)生 產，具有很高的市場價值。 2面筋機系統(tǒng)整體設計 2 21 1

6、總體方案論證 由于面筋本身所特有的彈性和延展性，面筋很容易恢復原來的形狀。而使面筋 變形又只有靠拉力或者靠壓力來完成。面筋很柔軟，又很容易被拉斷，所以靠拉力 來使面筋變形是不理想的。在選擇如何擠壓面筋使它變形的方案上最終確立的是使 面筋變形最切實際的方法就是靠壓力來實現。本設計主要依賴擠壓力使面筋成型導 出，考慮到面筋的特性，設計用的是滑動螺桿的結構，滑動螺桿的結構是為了增加 推動力，采用大小料斗是有助于其成型成功，面筋一次導出的量越多越不容易成型， 這是因為其具有高粘彈性。 一開始設計的時候所采用的是絞肉機改裝成的小型單螺旋軸擠壓機構的設計方 案，在實驗中發(fā)現，由于箱體與螺旋軸之間的間隙較小

7、,在這樣的空間間隙下,面筋 導出的連續(xù)性達不到預期效果,后來又設法改變螺旋軸的表面粗糙度,發(fā)現在小的空 間中較大的擠壓力破壞了面筋的內部結構, 影響了面筋的質量和口感，所以用單螺 旋軸的設計方案沒有能夠成功。 第二個設計方案采用的是推壓裝置,把面筋放置在一個圓柱形的容器中,靠活塞 的運動將面筋從小口中擠壓出來,從而達到把面筋變形的目的，然而在模擬實驗中 發(fā)現在相同的速度下面筋從出料口出料時的壓力是不均勻的，量越多受到的壓力越 不均勻。后來把出料口做成漏斗狀，并且減少了一次導出的面筋量，出來的面筋料 就近似片狀了，所以把出料裝置設計成了一大一小兩個料斗共同作用的方案。 這種方案有以下幾個特點：首

8、先，滑動螺桿的結構使面筋內部保持完好的網絡 結構；其次，又能有足夠的擠壓推進力使面筋的出料保持連續(xù)；再次，小料斗處的 料較少從而料容易成型導出；最后，滑動螺桿擠壓有較好的穩(wěn)定性能,螺旋轉速和 下料的速度更容易控制。在以上特點的基礎上，螺旋擠壓最為可行的就是滑動螺桿 的擠壓方案，料斗也采用了較復雜的大小料斗共同作用的方案,所以最終確定和使 用這種方案。具體的結構簡圖見圖 2-1： 圖 2-1 面筋成型機坯片導出及切斷裝置結構簡圖 1.下料口 2.小料斗 3.螺桿 4.壓料板 5.大料斗 6.切料刀具 7.切料推桿 8.彈簧 9.凸臺 10. 切料凸輪 11.軸 12.活塞凸輪 13.鏈輪 14.

9、活塞推桿 15.小活塞 3 面筋機坯片導出及切斷部分具體設計說明 本設計主要是面筋成型機的坯片導出裝置以及切斷裝置的設計。設計原則基于 面筋有很高的彈性及延展性，以及柔性突出，很難將它壓制變形。設計的第一個難 點就是如何將面筋變成片狀，為了弄清楚面筋制作的工藝流程和詳細了解面筋的特 性，曾去了樓王的面筋廠實地考察，并且親自動手去卷制了很多，也測量過工人卷 制時的面筋的尺寸，同時也向廠里工人詢問機器制作時應該達到怎樣的尺寸和標準， 在設計的時候所依據的就是這些尺寸和標準。由于設計時把坯片導出裝置與切斷裝 置設計成一個整體，所以這兩個裝置的具體設計將一起說明。 3 31 1 進出料口形狀設計 根據

10、總體方案的設計，首先要設計的是進料和出料料斗的形狀。根據生活中的 常識，選用常見的漏斗式進料設計,面筋出料要成片狀，所以出料部分末端采用長 方口的形狀。具體設計分為兩部分，大料斗進料和送料，小料斗出料。大料斗上部 分是圓柱形，方便滾動絲杠螺桿的擠壓運動；下部分要方便出料，所以選擇了漏斗 形狀。小料斗上部分也采用圓柱形的，下部分采用圓積方的形狀。 工作原理：將大團的面筋原料從送料口送入大料斗裝置中，靠滑動螺桿的擠壓 推力向前運動，直至小料斗的空間被面筋充滿，切片裝置切斷面筋的同時滑動螺桿 停止運動，小料斗處的活塞快速向下送料，等活塞恢復原狀的同時滑動螺桿再次旋 轉。 通過實驗測得 0.075kg

11、 重的面筋其體積為 0.0628L，0.1kg 重的面筋其體積為 0.0879L。所以小料斗以及大料斗的設計尺寸就是根據這些數據來的。 小料斗一次下料的量在 150g200g 之間，符合設計規(guī)定的要求。 大料斗一次裝料的量為 5kg，符合人工加料的要求。 大料斗和小料斗的具體結構尺寸見圖 3-1 和圖 3-2。 圖 3-1 大料斗的具體結構及尺寸 圖 3-2 小料斗的結構與尺寸 3 32 2電動機及減速機選擇 面筋的繞制過程原為純手工操作，生產處于一個輕微耗能的狀況。設計中將考 慮電動機長時間連續(xù)運轉，常溫下工作。因無同類設計產品的比較，在此功率的確 定僅依靠面筋廠的電動機使用功率。如若在以后

12、生產實踐中有更為可靠的功率將作 進一步的改進。此電動機是進出料裝置以及坯片切斷裝置中的電動機。 Y 系列(IP44)封閉式三相異步電動機15主要性能及結構特點：效率高，耗電少， 性能好，噪音低，震動小，重量輕，運行可靠，維修方便。為 B 級絕緣。結構為全 封閉、自扇冷式，能防止灰塵、鐵屑等雜物侵入電動機內部。冷卻方式為 IC411。 面筋機選用 Y90L-6 型號，根據裝配的需要選用立式電機，其主要參數為： 額定功率: 1.1KW； 轉速 : 1000r/min； 電流: 3.2A； 效率: 73.5%； 功率因數 cos:0.72； 額定轉矩:2.0N.m； 額定電流:5.5A； 噪聲:65

13、dB； 凈重:24Kg； 電動機的滿載時轉速為 910r/min。 根據電動機的滿載時轉速 910r/min 以及輸出軸的轉速 20r/min 來確定總的傳 動比為： i = = 45.5(r/min) 20 910 (3-1) 所以選用減速器的型號為 WD80 的蝸輪蝸桿雙輸出軸減速器,其傳動比為 41。WD 型圓柱蝸桿減速器為一級傳動的阿基米德型圓柱減速器，具有結構緊湊，安 裝方便，工作平穩(wěn)可靠，無噪音，能做正反運轉，并有自鎖作用等特點。 適用條件：a) 蝸輪滑動速度不大于 7.5(m/s)； b) 高速軸運轉速度不大于 1500(r/s)； c) 工作的環(huán)境溫度為-4040()。 3 3

14、3 3電磁離合器選擇 由于實驗生產時，面料不能一直導出，必須要用離合器，所以要選擇離合器。 鑒于磁粉離合器的以下諸多優(yōu)點，在設計時選用的是磁粉離合器。 磁粉離合器是由傳動單元(輸入軸)和從動單元(輸出軸)合并而成。在兩組單元 之間的空間，填有粒狀的磁粉（休積大約 40 微米） 。當磁性線圈不導電時，轉矩不 會從傳動軸傳至從動軸，但如將線圈電磁通電，就由于磁力的作用而吸引磁粉產生 硬化現象，在連繼滑動之間會把轉矩傳達。 磁粉離合器的特點： a.轉矩隨激磁電流成線性變化，轉矩控制范圍廣，控制精度高，輸出轉矩與轉 速無關，可在主從動軸轉速同步或有轉速差下工作。 b.接合平穩(wěn)，動作迅速，響應快，控制功

15、率?。s為輸出功率的 1%） ，而且傳 遞轉矩大。 c.從動部分轉動慣量小，結構簡單，重量輕，噪音低。 d.具有恒轉矩特性，過載時有保護作用。 磁粉離合器主要用于接合頻率高，要求接合平穩(wěn)，需要調節(jié)起動時間，或過載 時能起安全保護作用及要求自動調節(jié)轉矩，轉速和保持恒轉矩的轉動系統(tǒng)。 3 34 4聯(lián)軸器選擇 凸緣聯(lián)軸器是應用最廣泛的一種固定式剛性聯(lián)軸器，它的結構簡單，工作可靠， 傳遞轉矩大，裝拆方便，可以聯(lián)接不同直徑的兩軸，也可以聯(lián)接圓錐形軸伸。凸緣 聯(lián)軸器有三種不同的對中方式。有利用絞制孔螺栓對中的，有利用凹凸對中，還有 一種用一對部分環(huán)對中的。在這里我們考慮使用第二種凹凸對中的凸緣聯(lián)軸器。 3

16、 35 5鏈輪設計及校核 面筋機的傳動主要依靠鏈輪，本設計中的鏈輪有兩對，兩對鏈論的轉速一致，其具 體的結構設計如下具體說明。 3 35 51 1 鏈輪的設計鏈輪的設計 第一對鏈輪的具體設計：總傳動比為 i=45.5,減速機的傳動比為 i=41,所以鏈 輪的傳動比 i=1.1098。 已知：n1= 22.195 (r/min)，P1 =1.045(kw)，具體設計尺寸見表 3-1： 表 3-1 鏈輪具體設計尺寸表 設計項目設計依據及內容設計結果 1.選擇鏈輪齒數 （1）小鏈輪齒數 （2）大鏈輪齒數 （3）實際傳動比 i=1.1098 時, 推薦 z1=17 z2=z1i=171.1098，取

17、z2=19 i=z2/z1=19/17=1.1176 Z1=17 Z2=19 i=1.1176 2.初取中心距 a0以結構定尺寸。 3.確定鏈節(jié)數 Lp p待定待定 48 ACf Q S K FFF 續(xù)表 3-1 4.計算額定功率 p0 （1）工況系數 ka （2）齒數系數 kz （3）鏈長系數 kl （4）排數系數 km （5）計算額定功率 p0 查表得 ka=1.0 查表得 kz=0.887 查表得 kl=1.016 查表得 km=1（單排） ka=1.0 kz=1.34 kl=1.016 km=1（單排） p0=0.92(kw) 5.選取鏈條型號，確定鏈 條節(jié)距 p 根據 n1,p0,

18、選單排 16A 型滾子 鏈，p=25.4(mm) 單排 16A 型滾子鏈， p=25.4(mm) 6.驗算鏈速 vV=0.1597(m/s)（合適） 7.計算理論中心距待定 8.計算對軸的壓力FQ=1.2Fe=1.2*1000(p/v)FQ=6912.96(N) 9.結構設計及潤滑方式小鏈輪 d=153.43(mm)，實心式結構，工 作如圖所示。 大鏈輪 d=154.31(mm)，實心式結構，工 作如圖所示。 第二對鏈輪的設計與第一對鏈輪，只是根據軸的直徑選取不同的 dk，具體的結 構尺寸見圖紙。 3 35 52 2 鏈輪校核鏈輪校核 鏈的靜強度校核公式為： (32) 式中 Q-鏈的抗拉載荷（

19、N） -工況系數 A K F-有效圓周力（N） ， 1000P F V -離心力引起的拉力（N） ， C F 2 Fcqv -懸垂拉力（N）, f F 2 10 ff FK qa 為系數，取決于兩鏈輪中心連線對水平線的傾角； f K 查表 3-2 得 Q=55.6KN,=1.0,省略，=4，q=2.6() A K C F 2 10 ff FK qa f K 1 /Kg m a=350(mm)所以經過計算的 S4,符合設計要求。 表 3-2 滾子鏈的主要尺寸和極限拉伸載荷 鏈號鏈節(jié)距 P 滾子 直徑 D1max 銷軸 直徑 D2max 內鏈節(jié) 內寬 B1min 內鏈節(jié) 外寬 B2min 內鏈板

20、高度 H2 排距 pt 單排每 米質量 q/(kg/ m) 單排鏈極 限拉伸載 荷 Flim/N 16A25.40015.887.9215.8822.6124.1329.292.655590 3 36 6凸輪設計 凸輪是一個具有曲線或凹槽的構件，它運動時，通過高副接觸可以使從動件獲 得連續(xù)或不連續(xù)的任意預期的往復運動。 凸輪機構的優(yōu)點是 ：只需要設計適當的凸輪輪廓，便可以使從動件得到任意 的預期運動，而且結構簡單、緊湊、設計方便，因此在自動機床、輕工機械、紡織 機械、印刷機械、食品機械、包裝機械和機電一體化產品中得到廣泛的應用。 凸輪機構一般由凸輪、從動件和機架三個構件組成。本設計中所用的凸輪

21、為盤 形凸輪，從動件選用平底從動件?；钊茥U 14 和切料推桿 7 分別裝在活塞和切料 板上方，活塞凸輪 12 和切斷凸輪 10 通過軸連接到電機上。凸輪與從動件維持高副 接觸（鎖合）的方法為利用彈簧力使其保持良好的接觸。因為活塞及壓料板的運動 速度較小，所以選用等速的運動規(guī)律。 具體的凸輪設計的結構參數見表 3-3： 表 3-3 凸輪設計參數 凸輪機構的基本參數活塞凸輪壓料板凸輪 基圓半徑 r07070 從動件行程 h40100 推程運動角 15075 遠休止角 s45165 回程運動角 9060 近休止角 s7560 因凸輪的工作輪廓已經確定，所以凸輪的結構設計主要是確定曲線輪廓的軸向 厚

22、度和凸輪與傳動軸的連接方式。因為活塞及壓料板處的載荷較小，所以凸輪的軸 向厚度取為凸輪最大矢徑的 1/101/5，最終確定為。根據凸輪尺寸大小以及加工 工藝確定凸輪設計成整體式，凸輪的繪制采用描點法，其具體的加工可以使用數控 加工。凸輪的具體外形見圖 3-3 和圖 3-4。 圖 3-3 活塞凸輪的輪廓形狀 圖 3-4 切料刀具凸輪的輪廓形狀 3 37 7軸設計與主要軸的校核 3 37 71 1 傳動軸的尺寸設計傳動軸的尺寸設計 軸的材料種類很多，設計時主要依據對軸的強度，剛度，耐磨性等要求，以及 為實現這些要求而采用的熱處理方式，同時考慮制造工藝問題加以選用，力求經濟 合理。綜合考慮這些問題所

23、以選用 45 鋼調質，設計過程列表進行。 為方便拆裝，軸的結構形式及尺寸如圖 3-5 所示: 圖 3-5 傳動主軸的結構與尺寸 具體的設計過程見表 3-4 表 3-4 主動軸的具體設計尺寸表 1.確定主動軸運動和 動力參數 （1）確定電動機額定 功率 p 和滿載轉速 n1 由 Y90L-6， 查標準 JB 3074-82P=1.1(kw) n1=1000(r/min) （2）確定相關件的效 率 減速器的效率 減速機 選擇 WD 型圓柱蝸桿減速器，型號：WD 63-50 =0.75減速機 連軸器效率 聯(lián)軸器 采用普通對中的連軸器 =0.99聯(lián)軸器 一對滾動軸承的效率 軸承 軸不承受徑向力，轉速不

24、高，全部采用滾動軸 承 =0.98軸承 電動機-輸出軸總效率 總 總= 減速機聯(lián)軸器軸承軸承 =0.750.990.980.98 總=0.71 （3）主動軸的輸入功 率 P1 P1=p0總 =1.10.71P1=0.781(kw) （4）主動軸的轉速 n1 n1=n/i=1000/41n1=24.39(r/min) （5）主動軸的轉矩 T1 T1 = 305.8 6 . 9 529 . 0 95509550 1 1 n p (Nm) T1 =305.8 (Nm) 2.軸的結構設計 （1）確定軸上零件的 裝配方案 機構方案如圖所示，鏈輪由小端裝入 （2）確定軸的最小直 徑 右端直徑最小 續(xù)表 3

25、-4 1）估算軸的最小直徑 dmin 45 鋼調質處理，查表得確定 c 值取 C=112 d0min =16(mm) 2）選擇主動軸聯(lián)軸器 型號 聯(lián)軸器的計算轉矩 Tca 確定工作情況系數 KA Tca= KAT1=1.3305.8(N.mm) 取 KA=1.3 Tca=397.54(N.mm) 主動軸上聯(lián)軸器型號采用普通對中的聯(lián)軸器 半聯(lián)軸器長度 L與軸小端連接L1=54(mm) 3)確定軸的最小直徑 應該滿足 dmind0min取 dmin=24(mm) dmin (3)確定軸的各段尺寸 1-2 段軸頭的長度 L12 為了保證半聯(lián)軸器的軸向定位可靠性 L12 應 該小于 L1 L12=52

26、(mm) 3-4 段的直徑和 7-8 段的直徑 d34 d78 此兩段上安裝軸承，必須符合軸承內經D34=30(mm) d67=30(mm) 3-4 段軸頸的長度 L34此段上安裝軸承及軸承座，必須長于軸承座 的寬度 L34=70(mm) 7-8 段軸頸的長度 L78此段安裝軸承L78=17(mm) 4-5 段的直徑此段安裝小鏈輪D34=35(mm) 4-5 段軸頸的長度此段安裝鏈輪，軸頸小于鏈輪的寬度L34=53(mm) 5-6 段軸環(huán)的寬度根據結構的需要軸頸做的稍微長點L45=37(mm) 6-7 段軸頸的長度 L56此段裝軸承座L56=35(mm) （4）軸上零件的周向 固定 聯(lián)軸器的平

27、鍵選擇選 A 型普通平鍵，由 d12 查設計手冊 平鍵截 面尺寸 bh=8(mm)7(mm),鍵長為 45(mm) 鍵 745 GB 1095-79 小鏈輪處的平鍵選擇選 A 型普通平鍵，由 d34 查設計手冊 平鍵截 面尺寸 bh=10(mm)8(mm)，鍵長 36(mm) 鍵 836 GB 1095-79 小鏈輪與軸的配合為了保證對中良好，采用較緊的過度配合配合為 K7/h6 聯(lián)軸器與軸的配合采用過渡配合配合為 K7/h6 滾動軸承與軸的配合采用較緊的過渡配合公差 n6 （5）確定倒角和圓角 軸兩端的倒角此軸較小，所以采用 145導角取倒角 145 各軸肩處圓角半徑如上圖所示 （6）繪制軸

28、的結構配如上圖所示 合尺寸 3 37 72 2 中空軸的尺寸設計中空軸的尺寸設計 為方便拆裝，軸的結構形式及尺寸如圖 3-5 所示: 圖 3-5 中空軸的結構和尺寸 中空軸的具體設計過程見表 3-5： 表 3-5 中空軸的具體設計尺寸表 1.軸的結構設計 （1）確定軸上零件的裝配方 案 機構方案如圖所示，鏈輪由小 端裝入 （2）確定軸的最小直徑左右端直徑最小 估算軸的最小直徑 d1245 鋼調質處理，軸中間裝螺 桿 取 d12=60(mm) (3)確定軸的各段尺寸 1-2 段軸頸的長度 L12此段裝軸承以及軸承座 L12=124(mm) 6-7 段軸頸的長度以及直徑 L67 和 d67 此段上

29、安裝軸承，必須符 合軸承內經 L67=69(mm) D67=60(mm) 5-6 段軸頸的長度 L56 以及直 徑 d56 此段軸肩頂著軸承,所以軸的 直徑必須符合軸承的安裝尺寸 L56=10(mm) D56=68(mm) 4-5 段軸頸的長度 L45 以及直 徑 d45 此段安裝軸承座的一部分,直 徑符合軸承座的安裝尺寸 D45=70(mm) L45=36(mm) 2-3 段的直徑 d23 和軸頸的長 度 L23 此段安裝小鏈輪 D23=66(mm) L23=53(mm) 3-4 段軸環(huán)的寬度按照經驗一般取 10(mm)- 15(mm) L34=13(mm) （4）軸上零件的周向固定 小鏈輪

30、處的平鍵選擇選 A 型普通平鍵，由 d45 查設 計手冊 平鍵截面尺寸 bh=18(mm)11(mm)，鍵長 45(mm) 鍵 1145 GB 1095-79 小鏈輪與軸的配合為了保證對中良好，采用較緊 的過度配合 配合為 K7/h6 滾動軸承與軸的配合采用較緊的過渡配合公差 n6 （5）確定倒角和圓角 續(xù)表 35 軸兩端的倒角此軸較小，所以采用 145 導角 取倒角 145 各軸肩處圓角半徑如上圖所示 （6）繪制軸的結構配合尺寸如上圖所示 3 37 73 3 從動軸的尺寸設計從動軸的尺寸設計 為方便拆裝，軸的結構形式及尺寸如 3-6 圖所示: 圖 3-6 從動軸的結構和尺寸 從動軸的具體設計

31、尺寸見表 3-6： 表 3-6 從動軸的具體設計尺寸表 軸的結構設計 1.確定軸上零件的裝 配方案 機構方案如圖所示，凸輪和鏈輪由小端裝入 2.確定軸的最小直徑兩端直徑最小 估算軸的最小直徑 d12 45 鋼調質處理，軸上裝有鏈輪及凸輪取 d12=35(mm) 3.確定軸的各段尺寸 1-2 段和 5-6 段軸頸 的長度 L12，L56 和 直徑 d12，d56 此段裝軸承，直徑必須符合軸承內徑要求D12=35(mm) D56=35(mm) L12=90(mm) L56=57(mm) 2-3 段的直徑 d23 和 軸頸的長度 L23 此段裝凸輪和鏈輪，其長度比鏈輪和 凸輪的總長短一點 d23=3

32、5(mm) L23=78(mm) 4-5 段軸頸的長度 L45 以及直徑 d45 此段上安裝凸輪，其長度比凸輪的長度短一點L23=38(mm) D45=35(mm) 3-4 段軸環(huán)的寬度按照經驗一般取 15(mm)L45=15(mm) 續(xù)表 3-6 4.軸上零件的周向固 定 凸輪處的平鍵選擇選 A 型普通平鍵，由 d45 查設計手冊 平鍵截 面尺寸 bh=10(mm)8(mm)，鍵長 30(mm) 鍵 830 GB 1095-79 小鏈輪處的平鍵選擇選 A 型普通平鍵，由 d45 查設計手冊 平鍵截 面尺寸 bh=10(mm)8(mm)，鍵長 70(mm) 鍵 870 GB 1095-79 小

33、鏈輪，凸輪與軸的 配合 為了保證對中良好，采用較緊的過度配合配合為 K6/h7 滾動軸承與軸的配合采用較緊的過渡配合公差 n6 5.確定倒角和圓角 軸兩端的倒角此軸較小，所以采用 145導角取倒角 145 各軸肩處圓角半徑如上圖所示 6.繪制軸的結構配合 尺寸 如上圖所示 3 37 74 4 傳動主軸校核傳動主軸校核 軸的強度計算方法主要有三種：按扭轉強度計算，按彎扭合成強度計算，安全 系數校核。軸按扭轉強度計算只需要知道轉矩的大小，方法簡單，但計算精度較低， 它主要用于以下情況： a) 傳遞轉矩或以轉矩為主的傳遞軸； b) 初步估算軸徑以便進行結構設計； c) 不重要的軸的最終計算。 根據傳

34、動主軸的受力情況，我們采用按扭轉強度計算的校核方法來校核軸，原 因是主動軸主要是以傳遞轉矩為主的軸。 軸的扭轉強度條件為： 6 9.55 10 TT TT P T n WW 式中:T-軸傳遞的轉矩,N.mm -軸的抗扭截面系數,按機械設計手冊表 19.2 中的公式計算14； T W 3 mm P-軸傳遞的功率，Kw； n-軸的轉速，r/min； -許用切應力，MPa. T (33) 34 0.2(1) T Wd 式中： ，即空心軸內徑 d1 與外徑 d 之比； 1/ dd 則 34 284.394 50 0.2501() 40 T 這里的=2545，T=284.394(N.m),d=50,=4

35、0,=0.8,所以 T 1 d T T 所以軸的強度符合設計要求。 3 38 8滑動絲杠副選擇 本方案選用的螺旋傳動為滑動螺旋，而且是以傳遞動力為主的傳力螺旋。 滑動螺旋的優(yōu)點： a)結構簡單，加工方便，成本低廉； b)當螺紋升角小于摩擦角時，能自鎖； c)傳動平穩(wěn)； 滑動螺旋傳動選用的是螺母轉動，螺桿作直線運動的運動方式，這里的螺母在 設計時直接在中空軸內攻螺紋，把中空軸當螺母使用。 螺桿的螺紋選用應用最廣泛的梯形螺紋。根據生產實踐可選梯形螺紋（GB- 5796.3-1986） ，中等精度，螺紋副標記為 Tr403-7H/7e。 螺桿的運動規(guī)律為間隙式的運動，當小料斗中充滿了面筋時，通過時間

36、繼電器 控制磁粉離合器使螺桿停止運動，當小料斗中的活塞向上運動致頂部時，螺桿再次 向前送料。螺桿每次送料的時間為 0.5s，螺桿轉過 1/6 圈，壓料板前進 0.5mm，其 前進的面筋正好為 150g。所以螺桿的設計符合要求。 磁粉離合器的導電時間為 0.5s 一個周期，周期 T=3(s)。 3 39 9軸承及軸承座選取 3 39 91 1 軸承的選取軸承的選取 選定了軸承類型后，決定軸承尺寸是根據主要的時效形式進行計算，疲勞點蝕 是疲勞壽命計算的主要依據，塑性變形是靜強度計算的主要依據。對一般工作條件 下作回轉的滾動軸承處進行接觸疲勞壽命計算外，還要做靜強度計算。高速軸承由 于發(fā)熱易造成粘著

37、磨損和燒傷，除計算壽命外，還要核驗極限轉速。 此外，決定軸承工作能力的因素還和軸承組合的合理結構、潤滑和密封等，他 們對保證軸承正常工作起重要的作用。 軸承的主要失效形式：疲勞點蝕；塑性變形；磨損；其他失效形式。 a) 傳動軸軸承的選擇：根據軸承的受力情況,只受徑向力，選擇滾動軸承，深 溝球軸承（GB/T276-1994）型號 108。 b) 中空軸軸承的選擇：根據軸承的受力情況，受軸向和徑向力，選擇滾動軸 承，圓錐滾子軸承（GB/T297-1994）型號 32012。 c）從動軸軸承的選擇：根據軸承的受力情況，只受徑向力，選擇滾動軸承， 深溝球軸承（GBT278-1994）型號 206。 工

38、作條件：工作轉速低，轉矩小。 所以所選軸承符合標準。 3 39 92 2 軸承的安裝方法軸承的安裝方法 軸承安裝的好壞與否，將影響到軸承的精度、壽命和性能。因此，請充分研究 軸承的安裝，即請按照包含如下項目在內的操作標準進行軸承安裝。 清洗軸承及相 關零件， （對已經脂潤滑的軸承及雙側具油封或防塵蓋，密封圈軸承安裝前無需清 洗。 ） 檢查相關零件的尺寸及精加工情況，安裝方法。軸承的安裝應根據軸承結構， 尺寸大小和軸承部件的配合性質而定，壓力應直接加在緊配合的套圈端面上，不得 通過滾動體傳遞壓力。 a. 軸承內圈與軸是緊配合，外圈與軸承座孔是較松配合時，可用壓力機將軸承 先壓裝在軸上，然后將軸連

39、同軸承一起裝入軸承座孔內，壓裝時在軸承內圈端面上， 墊一軟金屬材料做的裝配套管（銅或軟鋼） 。 b. 通過加熱軸承或軸承座，利用熱膨脹將緊配合轉變?yōu)樗膳浜系陌惭b方法。是 一種常用和省力的安裝方法。此法適于過盈量較大的軸承的安裝 c. 推力軸承的周全與軸的配合一般為過渡配合，座圈與軸承座孔的配合一般 為間隙配合，因此這種軸承較易安裝，雙向推力軸承的中軸泉應在軸上固定，以防 止相對于軸轉動。 軸承的安裝方法，一般情況下是軸旋轉的情況居多，因此內圈與軸的配合為過 贏配合，軸承外圈與軸承室的配合為間隙配合。 3 39 93 3 軸承的預緊軸承的預緊 軸承的預緊是指在裝配的過程中，通過某種方法在軸承中產

40、生被保持某中形式 的預緊載荷，預緊載荷的作用是使軸承消除間隙，并使?jié)L動體和坐圈的接觸點處產 生預變形。通過預緊可以使?jié)L動軸承在工作載荷作用下具有較高的剛度和旋轉精度。 如果被預緊的軸承是向心軸承， （角接觸軸承和圓錐滾子軸承） ，則預緊載荷通常為 軸向載荷，如果被預緊的軸承是向心軸承（通常為圓柱滾子軸承） ，則預緊力為徑 向力載荷，預緊力的作用是會使?jié)L動軸承摩擦阻力增大，工作壽命降低，預緊結構 在使用中要嚴格控制預緊力的大小。 面筋機所選用的滾動軸承座適用于深溝球軸承，調心球軸承，徑向接觸滾子軸 承。線速度 v5m/s，工作溫度 t90，采用油潤滑。其對應所選軸承的型號分 別為 Z2508Y，

41、Z2512Y 和 Z2506Y。 3 31010 彈簧的設計計算及校核 3 310101 1 彈簧的設計彈簧的設計 3 310102 2 彈簧疲勞強度驗算彈簧疲勞強度驗算 (319) max max 2 8KFC d (320) min min 2 8KFC d (321) 0min max 0.75 ss 彈簧材料的脈動循環(huán)剪切疲勞極限，MPa,根據循環(huán)次數 N 選??； S安全系數。 精度要求高時，取，精度要求較底時，取。1.31.7:1.82.2: 1.184K 9C max 135()FN min 15()FN2d 所以， 。 max 916.3()MPa min 101.8()MPa

42、ss 4 強度校核 4 41 1 螺栓強度校核 4 41 11 1 螺紋連接的實效形式螺紋連接的實效形式 在螺栓連接中，單個連接螺栓的受力形式不外乎是軸向力、軸向力矩與扭矩的 聯(lián)合作用、橫向剪切力及擠壓力 4 種。在軸向力或軸向力與扭矩的作用下，螺栓產 生拉伸或拉扭組合變形，主要實效形式時螺栓桿螺紋部分發(fā)生斷裂。 4 41 12 2 下料口處螺栓設計計算下料口處螺栓設計計算 表 4-1 螺栓強度校核表 設計項目設計內容及依據設計結果 1.計算螺栓受力 料斗所受合力 FQ200() Q FN200() Q FN 單個螺栓所受最 大工作載荷 max F max 200 4 Q F F n max

43、50()FN 剩余預緊力 0 F有緊密性要求，取，則 0max 1.5FF 0 1.5 100()FN 螺栓所受最大拉 力F max0 25 150175FFF 175()FN 相對剛度系數 Kc用石棉橡膠墊片，查表0.8 c K 0.8 c K 預緊力 F0 00max 1500.8 25 c FFK F 0 145()FN 選擇螺栓材料及 等級 因螺栓受平穩(wěn)載荷作用，按靜強度條件進行設計， 45 鋼，強度等級 8.8 級 800() B MPa 640() s MPa 計算許用應力 查表，取安全系數，4S 640 4 s S 160()MPa 計算螺栓直徑 d1 1 5.25.2 175

44、3.14 160 F d 1 1.35()dmm 2 11.03()dmm 4 42 2 鍵強度校核 4 42 21 1 鍵連接的主要實效形式鍵連接的主要實效形式 普通平建連接的主要實效形式是工作面的壓潰，按工作面上的擠壓力進行強度 校核計算；導向平鍵和滑鍵的主要實效形式是工作面的過渡磨損，按工作表面上的 壓強進行條件性的強度校核計算。只有在嚴重過載情況下，平鍵連接才可能出現剪 斷。 4 42 22 2 中空軸平鍵連接的強度計算中空軸平鍵連接的強度計算 圖 4-1 平鍵連接受力情況 假設鍵的工作表面上載荷均勻分布，合成后的集中力 F（圓周力）作用于接觸 面高度中點，參照圖 4-1，普通平鍵連接

45、的擠壓強度條件： 2 pp T dkl 式中：T傳遞的轉矩，單位為 Nmm； k鍵與輪轂的接觸高度，k=h/2； d軸的直徑，單位為 mm； l鍵的工作長度，單位為 mm； p鍵、軸、輪轂 3 者中最弱材料的許用擠壓力，見參考資料15，表 12.1，單位為 MPa。 已知：；305.8(/)TN mm5()kmm50()dmm48()lmm 。50() p MPa 2 308.5 0.05() 50 5 48 pp MPa 所以此鍵連接強度足夠。 4 43 3 銷強度校核 銷主要用來固定零件之間的相對位置或作為安全裝置中的過載剪斷元件。面筋 機定位裝置處用的是銷連接，其主要受的是剪切力，所以強

46、度校核按銷的抗剪強度 2 4R d z 校核： 式中 Z銷數 R載荷（N） 為許用切應力，對 45 鋼取=80MPa. 根據實驗測得其載荷為 800N.m,d=6,z=1,計算得。所以符合設計要求。 5 結論 設計課題是螺旋管狀面筋機的總體及坯片導出裝置的設計。面筋成形機是一種 用機器代替手工來完成面筋繞制的機器。面筋成形機可以完全讓操作者的手脫離鹽 水，而讓機器來完成在水里的動作。所以具有較好市場價值，經濟效益和較好的社 會效益。 面筋機的設計分為坯片導出裝置的設計，切斷裝置的設計以及卷繞裝置的設計。 此方案在上屆的設計基礎上有所創(chuàng)新。具體體現在以下幾點： 1面筋的坯片導出采用螺旋絲杠的擠壓

47、而不采用螺旋軸的結構，采用螺旋絲 杠的結構主要的好處是保證了面筋的內部結構，使其導出能夠連續(xù)不斷，方便了卷 繞，并且具有良好的口感。 2面筋機的切斷裝置放置在大小料斗之間，這樣的結構的好處是可以使坯片 導出更容易，而且可以不用輥子輥壓的結構就可以使面筋成型，減小機器結構的復 雜性，降低了廠家的生產成本。 3面筋機采用一大一小兩個料斗而不采用一個料斗的結構是為了減少面筋粘 彈性對導出成型的影響，因為一次擠壓的量過多的話，面筋導出就不是片狀的而是 近似圓狀的，近似圓狀的面筋不利于卷繞裝置的卷繞。 4小料斗的下料口采用了法蘭連接的方法來解決，這樣可以根據不同的生產 要求來更換下料口的大小，滿足了生產

48、需要。 在指導老師咸斌老師的嚴格要求下，在最低限度的降低其制作費用的前提下， 我對其方案進行了數次修改，但是由于能力所限可以說現在的方案不是最好的，但 已盡了我的最大能力。 本次設計中由于自己能力的有限，肯定存在不少錯誤，一旦用于制造，肯定有 不少問題，好多東西都是憑自己的想象，可能在現實生產中卻是行不通的，咸老師、 葛院長為了能豐富我的社會實踐，解決書本和現實的距離，曾親自帶我去樓王淀粉 廠實地觀看和動手制作，開拓了我的視野，給我深深的上了一堂課。 參 考 文 獻 1 辰工高蛋白“素肉”面筋J中國保健營養(yǎng)，2002，(04)：34-35 2 丁玉庭，皺禮根,陳艷,殷亞峰非水法面筋提取的研究J中國保健營養(yǎng)，2003,