螺旋管状面筋机总体及坯片导出装置设计毕业设计.doc

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1、目目 录录 1 前言 .1 2 面筋机系统整体设计 .2 2.1 总体方案论证 .2 3 面筋机坯片导出及切断部分具体设计说明 .4 3.1 进出料口形状设计 .4 3.2 电动机及减速机选择.6 3.3 电磁离合器选择.6 3.4 联轴器选择.7 3.5 链轮设计及校核 .7 3.5.1 链轮的设计.7 3.5.2 链轮较核.8 3.6 凸轮设计.9 3.7 轴设计与主要轴的校核.10 3.7.1 传动轴的尺寸设计.10 3.7.2 中空轴的尺寸设计 .13 3.7.3 从动轴的尺寸设计.14 3.7.4 传动主轴较核.15 3.8 滑动丝杠副选择计算.16 3.9 轴承及轴承座选取.16

2、3.9.1 轴承的选取.16 3.9.2 轴承的安装方法 .17 3.9.3 轴承的预紧.17 3.10 弹簧的设计计算及校核.17 3.10.1 弹簧的设计.17 3.10.2 弹簧疲劳强度验算 .21 4 强度校核 .22 4.1 螺栓校核.22 4.2 键校核.22 4.3 销校核.23 5 结论 .24 参考文献 .25 致 谢 .26 附 录 .27 1 1 前前 言言 文明的发展和进步可以说与小麦的历史连在一起。早在有历史记载前，人类就 种植小麦。1948 年，芝加哥大学的考古学家证明小麦的种植起源于中东土壤肥沃的 新月形地带。小麦是谷物中最重要的，世界上靠小麦作为食品的人多于靠其

3、它任何 食品生活的人。世界上 70%以上的可耕地种植粮食，小麦占地最多，高于 22%。一 年中每个月，世界上都有一个地区收获小麦1。 小麦面筋除了在食品行业应用广泛外，在其它行业的应用亦得到蓬勃发展，如 医用胶囊；发胶等化妆品；香烟的过滤嘴；鱼虾的饲料；可降解可重新利用的绿色 粘贴剂；水泥制造中亦可加入面筋，因为其与 Ca 交联而增强了水泥的粘合性和防 水性；环境保护工作者可将其作为处理废水的固化物2。 目前国内外还没有该种设备，面筋的生产过程全部为手工作业，工作环境十分 的恶劣，急需得到改进。整个面筋的生产过程共包括：面筋的绕制在形、水煮、挑 选清理、包装等。在这些生产过程中，以面筋绕制成形

4、的工作量最为大，生产条件 最为恶劣。这一生产过程为生产工人手拿夹持筷将剪成段的生面筋缠绕在筷上，整 个生产过程工人的手须不时的浸入生面筋的保护液中（保护液为稀氯化钠溶液，即 稀盐水） 。人的手在无防护的情况下，长时间的与稀盐水接触，将很大程度上地伤 害我们的皮肤。但如若在生产过程中加带防护手套作业，以将出现一系列影响生产 的问题，使生产操作和灵活性不能适应生产。工人的操作将变得笨拙，在取生面筋 时也时常批滑，从而影响生产率和生产质量。由于以上诸多原因，所以操作工人生 产时必需徒手生产。然而在如此恶劣的生产环境下，只有相当少一部分工人的手能 适应。绝大部分的人都是工作一段时间后就不能再从事生产。

5、 因此若能设计一部机器来代替或部分代替水面筋操作工人的这一生产过程将是 一个很好的想法。 当前关于面筋及面筋相关的产品越来越多,但由于面筋本身的高粘结性和高弹 性，机械成形难度很大，现行的螺旋管形水面筋成形都为手工制作,尚未曾搜索到 一例面筋成形机产品或研究论文。因而本课题研究当属首创。 面筋成形机的设计共分三部分的设计：1、面筋坯片导出装置的设计，2、面筋 切断装置的设计，3、面筋卷绕装置的设计。这里的设计说明主要是关于面筋坯片 导出装置以及面筋切断装置的设计。 设计的总体思路是为生产实践服务的，设计好的面筋成型机可直接用于工业生 产，具有很高的市场价值。 2面筋机系统整体设计 2 21 1

6、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

7、,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

8、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： 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.

9、活塞推杆 15.小活塞 3 面筋机坯片导出及切断部分具体设计说明 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 31 1 进出料口形状设计 根据

10、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

11、 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。 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 3 32 2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

12、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:65

13、dB； 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) 20 910 (3-1) 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

14、3 3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。 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

15、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 34 4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

16、 35 5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 35 51 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： 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=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以结构定尺寸。 3.确定链节数 Lp p待定待定 48 ACf Q S K FFF 续表 3-1 4.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=1.0 kz=1.34 kl=1.016 km=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,

18、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 35 52 2 链轮校核链轮校核 链的静强度校核公式为： (32) 式中 Q-链的抗拉载荷（

19、N） -工况系数 A K F-有效圆周力（N） ， 1000P F V -离心力引起的拉力（N） ， C F 2 Fcqv -悬垂拉力（N）, f F 2 10 ff FK qa 为系数，取决于两链轮中心连线对水平线的倾角； 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

20、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/N 16A25.40015.887.9215.8822.6124.1329.292.655590 3 36 6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

21、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

22、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。 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 37 7轴设计与主要轴的校核 3 37 71 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

23、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 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

24、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 P1 P1=p0总 =1.10.71P1=0.781(kw) （4）主动轴的转速 n1 n1=n/i=1000/41n1=24.39(r/min) （5）主动轴的转矩 T1 T1 = 305.8 6 . 9 529 . 0 95509550 1 1 n p (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）确定轴的最小直 径 右端直径最小 续表 3

25、-4 1）估算轴的最小直径 dmin 45 钢调质处理，查表得确定 c 值取 C=112 d0min =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 KA Tca= KAT1=1.3305.8(N.mm) 取 KA=1.3 Tca=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 L1 L12=52

26、(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 联轴器的平

27、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 745 GB 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 836 GB 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

28、的结构配如上图所示 合尺寸 3 37 72 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）确定轴上零件的装配方 案 机构方案如图所示，链轮由小 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

29、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

30、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 1145 GB 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 3 37 73 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

31、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 d12 45 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(mm) 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=3

32、5(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 3-6 4.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 830 GB 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 870 GB 1095-79 小

33、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 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 37 74 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

34、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： 6 9.55 10 TT TT P T n WW 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14； T W 3 mm P-轴传递的功率，Kw； n-轴的转速，r/min； -许用切应力，MPa. T (33) 34 0.2(1) T Wd 式中： ，即空心轴内径 d1 与外径 d 之比； 1/ dd 则 34 284.394 50 0.2501() 40 T 这里的=2545，T=284.394(N.m),d=50,=4

35、0,=0.8,所以 T 1 d T T 所以轴的强度符合设计要求。 3 38 8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。 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

36、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 39 9轴承及轴承座选取 3 39 91 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

37、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

38、作条件：工作转速低，转矩小。 所以所选轴承符合标准。 3 39 92 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，可用压力机将轴承 先压装在轴上，然后将轴连

39、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 39 93 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

40、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，

41、Z2512Y 和 Z2506Y。 3 31010 弹簧的设计计算及校核 3 310101 1 弹簧的设计弹簧的设计 3 310102 2 弹簧疲劳强度验算弹簧疲劳强度验算 (319) max max 2 8KFC d (320) min min 2 8KFC d (321) 0min max 0.75 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 max 135()FN min 15()FN2d 所以， 。 max 916.3()MPa min 101.8()MPa

42、ss 4 强度校核 4 41 1 螺栓强度校核 4 41 11 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 41 12 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() Q FN200() Q FN 单个螺栓所受最 大工作载荷 max F max 200 4 Q F F n max

43、50()FN 剩余预紧力 0 F有紧密性要求，取，则 0max 1.5FF 0 1.5 100()FN 螺栓所受最大拉 力F max0 25 150175FFF 175()FN 相对刚度系数 Kc用石棉橡胶垫片，查表0.8 c K 0.8 c K 预紧力 F0 00max 1500.8 25 c FFK F 0 145()FN 选择螺栓材料及 等级 因螺栓受平稳载荷作用，按静强度条件进行设计， 45 钢，强度等级 8.8 级 800() B MPa 640() s MPa 计算许用应力 查表，取安全系数，4S 640 4 s S 160()MPa 计算螺栓直径 d1 1 5.25.2 175 3.14 160 F d