双绞龙馒头成型机设计

毕业设计说明书双绞龙馒头成型机设计学 号：姓 名： 班 级： 专 业：指导教师：学 院：年摘要摘要此论文主要讲述的是双绞龙馒头机的设计。在原有馒头机基础上由单绞龙改作双绞龙，改善了绞龙受力过大、轴承寿命低等不足，性能更稳定。设计中根据现有馒头机原型先进行整体的的结构和制作工艺分析，确定绞龙在揉面和出面绞龙轴、轴承受到径向力的大小，得出馒头的加工制造过程，计算传动装置的运动与动力参数。除此之外，还设计了与双绞龙相对应的齿轮箱。将所学的专业知识综合运用到设计中，熟悉并掌握机械设计的方法，对齿轮箱的传动系统，齿轮、轴、轴承等主要部件设计技术校核，最后完成齿轮箱的整体设计。关键词：注塑模具，盒形件，型芯，单型腔AbstractThis paper is about the design of twin dragon Steamed buns machine. In the original Steamed buns machine based on improved auger, excessive force, bearing life is low, the performance is more stable. Analysis of structure and process the first design, determine the auger in the dough and come from radial force, the process that Steamed buns, kinematic and dynamic parameters of transmission device.In addition, also designed gear box corresponds with the twin dragon. The knowledge of the integrated use of the design, familiar with and master the methods of mechanical design, the transmission system for gear box, main parts of gear, shaft, bearing, design verification, and finally to complete the overall design of gear box.Keywords: injection mold, box shaped parts, core, single cavity引言馒头一直以来都是我国北方地区传统的主食，但它的生产方式一直保持着最为传统方式手工揉面、塑性的生产方式。然而这种传统原始的生产方法不仅不能保证高的生产质量，而且不能高效大批量生产，制作成本高，不能保证现有对食品的卫生要求，而且会耗费大量的人力资源，物力，财力。而这对于未来食品机械工业现代化，提高产品质量具有很大的负面影响。现在制造面粉的行业的兴起没有带起馒头成型设备的开发与研究，馒头制造机械设备的开发与研究都是最近十几年才兴起的，这是也适合我国民族传统文化以及现代工业技术有关。为了满足广大国民尤其一馒头为主食的北方人的需求，解决馒头制造机械的自动化、规模化、连续化的生产的问题，制作研发这种食品机械设备是必经之途，这不单单是食品机械工业化所面临的问题，而且也是对我国解放广大基础劳动力，从而对形成馒头等食品制作机械的规模化、系列化成产，实现食品制作机械自动化是非常有帮助的。相比于那些西方发达国家在食品生产制造方面的开发和研制相比较，我们国家的起步比较晚、起点相对低、技术和其理论方面都还不是很成熟，并且大多工厂都只是小批量家族性生产，相对造价会比较高，机器自动化等各方面还都达不到相应的技术指标，还都急需要待改进和提高。目前为止在市场上主要流行的馒头制作机械大致有两种类型：其一是辊成型机械，而另外一种是槽式型或着盘成型机械。而这两种成型机中存在的差异是：辊成式机型生产的馒头、刀口位置随机性定量误差比槽式成型的较大，这种机械产品的随意性相对较小，有利于馒头机的发展。相对我国馒头制造成型机械水平来说，那些西方发达国家生产的馒头制造塑形机造型合理视觉美观，所用材料也是更能满足食品对于生产的要求，但是无论是我国还是其他发达国家的机型都存在着问题：第一，不能保证定量精度；第二，不能很好保证馒头的光洁度，尤其是在现在，人们都对食品要求越来越高，在保证美味的前提下，还要美观，这样对于制造机械的要求就要提高。引言在基于各种文化、风俗传统、饮食上午习惯不同，西方发达国家很少对馒头机进行研发与创新，所以这就要我们自己动手开创一个新的别人没有涉足过的行业，在理论上、技术上都要自己潜心要就大胆设想，尽快实现中国特色食品机械的工业化和自动化。第一章 设计方案的初步确定（一）馒头生产线及其工艺流程馒头生产线及其工艺流程是指馒头工业化生产，即揉面、出面、成型、排出等工序连续生产的作业方式，所有这些工序都是集中在一条馒头生产线上实现的，这条生产线由两个基本部分组成：揉面和出面：是将面粉和水按一定比例混合，同时加入酵母搅拌，放入揉面箱内搅拌一段时间。成型：通过两个螺旋结构将由出料函传送来的面团成圆形，并将已成型的馒头有秩序地排出（二）设计主体任务本毕业设计的主要任务在该自动生产线的第一部分，主要使面揉均匀，解决现有馒头机在揉面、出面这道工序上存在的缺陷，使产品寿命提高，并保证汽蒸后的产品具有鲜亮的色泽和一定的光洁度。该部分质量好坏，是影响整条生产线最终产品的质量的关键一环。（三）现有馒头成型机存在问题及设计目的（1） 现有馒头成型一体机存在的问题：揉面过程中绞龙所受到的径向力过大，压迫斜轴承，使斜轴承寿命较低，长时间的运作使减速机寿命较低，出料函设计不合理，增大了对面的挤压力，也是绞龙受径向力过大的原因之一。（2） 设计目的：由单绞龙改为双绞龙，不仅分担了径向力，也提高了揉面的速度和量；同时对出料函进行改进，出面的拐角由直角改为斜角，减小了出料函内对面的挤压力，进而减小了绞龙受到的径向力。第 2 章 传动方案及总体参数设计一、传动方案的确定.我们这种新型馒头制作机器采用 Y 系列的三相异步电动机（ZBK22007-88） 。电机型号 Y100L-4，额定功率 1.5KW，满载转速 1400r/min。引言2.本机器装有一台一级减速器，主要靠 V 形带，链轮，齿轮传动（见图 1） 。3.本机器采用食品带为输送馒头机构（见图 2） 。4.采用的折叠成型辊来实现面带成型（见图 3） 。传 动 原 理 图图 1图 2图 3引言图 3二、对于设计的具体要求：1.成型机的型号：FMJ-II2.本机器产量：4000 个/h3.工作电压：380V4.产品规格：100g/个5.机器外形尺寸：1500*750*1100三、具体参数的设计与计算（一）电动机的选择：1电动机类型的选择：根据实际的工作环境和各具体参数从而选择 Y 系列电动机，2电动机功率的选择与确定 wPd（1） 判定工作机所需功率= KW= =0.69KWwP950Tn95072.68（2） 判定电动机所需功率 dP d引言 12n dP57.0w.69（3） 判定安全系数为则 Pd, （）判定电动机的额定功率 edP按照实际所需功率小于或等于额定功率原则，选择 edP电动机转速的选择对于额定功率相同的电动机，转速越是高，重量越是轻，尺寸越是小，其价格也越是低，相对效率也越是高。考虑到各种各样的因素，为了减小减速器尺寸，选择电动机的转速综上选用电动机型号为（二）总传动比的计算与分配总传动比的计算根据传动的原理图，该机构一共分 3 个传动路线（）第 1 条路线 1iwmn72.940（）第 2 条路线 2i8.6（）3 条路线 3740各级的传动比合理分配：（）皮带传动比 1ai52减速器 ：b链轮 与 间的传动比 1L21ci28 与 之间的传动比 34d（）皮带传动之比 2ai齿轮 与 间的传动比 1Z2bi1590引言 与 间的传动比 5L82ci（）皮带传动比 3ai齿轮 与 间的传动比 1Z23bi1590 与 间的传动比 7L0c42齿轮 与 间的传动比 13di（三）传动装置运动与动力的参数设计各种转速设计 In1im I2i In3im各轴输入功率 IPd1 Id2 IP3各轴输入转矩 ITIn95072.90m IIP8.6415 ITIn9072. m（四）减速器的选择引言减速器是由各个独立部件所组成的，其中包括蜗杆传动或齿轮-蜗杆传动、齿轮传动。减速器由于效率相对高、结构比较紧凑、传递运动比较准确可靠、使用维护很简单便捷，所以在现代的机器中应用相对广泛。在此机构中减速器输入转速， 低于 500r/min.由计算输出扭转矩值按 的额定输38.9/minnr 50/minr出扭矩选用。公称传动比 i=40.根据机构要求初步选用定轴，涡轮蜗杆减速器。i=880。（1）蜗杆下置式：蜗杆布置在涡轮的下方，啮合处的冷却和润滑较好，蜗杆轴承润滑也方便。但当蜗杆圆周速度太大时，油的搅动损失较大，一般用于蜗杆圆周速度v1。引言（3） 类似于不完全的齿轮间歇的运动机构，在链传动的过程中其间歇运动要依靠不完全链轮和链条来实现传动，其中不完全链轮机构由普通的链轮机构慢慢改变而成的另外一种间歇运动机构。不完全的链轮机构在主动轮上只做出几个齿甚至一个齿，并且根据运动的时间和间歇的时间要求，在从动轮分段上做出若干个与链条互相啮合的齿，在通过与其链条的啮合就能实现其间歇运动六 齿轮设计校核计算6.1 低速齿轮计算已知：N1=2980r/min,P1=500KW,T1=1600N.m N2=8255r/min，P2=475KW,T2=609N.m1）确定齿轮形状、精度级别、材料模数和螺旋角a 、以任务书和齿轮制作整体规则，大齿轮要 Z1 左旋，小齿轮 Z2 右旋。b、齿轮精度需要 4 级。c、材料为 45 井小齿轮调质到 280 HBS大齿轮调质到 240 HBSd、齿数：Z1 的齿数为 132，Z2 的齿数为 40e、螺旋角的度数 为 11.2)以齿面疲劳触接强度的设计因为 HB 小于 350，则为软齿面接触，它的破坏形式大多为点蚀，所以接触强度设计，以弯曲强度检测。选不妨选 Kt=1.3.由图 10-30 查表选择系数 =2.5HZ由图 10-26 查表得 =0.8， =0.7， = + =1.52112选齿宽的系数 d 为 1.从表 10-6 查出 为 190MpEZ2/1a从图 10-21 中以齿面硬度查出引言小齿轮接触疲劳强度 为 600Mpa， 为 550Mpa.2lim1lim算出循环应力次数 N2=60n 1 j L h = 3.57* 10N1= N2 / 2.8= 1.28*从图 10-19 中可以看出 接触疲劳寿命系数 是 0.9, 是 0.8.1HNK2HN接触疲劳许用应力，取时效概率=1%安全系数 S=1. 从 10-21 得 = /S= 500Mpa2H2Nlim= /S=468Mpa11Kli= =483MpaH2H=107.9td1321dHEut ZTk圆周的速度 V= = 47m/s06nt齿宽 b 和模数 b= =108mmtd1=2.2mm2cosZMtnth= = 5mmnt5.b/h = 22纵向重合度 = =3.0ta318.02dZ载荷系数 K =1.375,A以 V=47m/s，4 级精度，查出 =1.0Kv从表 10.4， =1.4H从图 10.13， =1.4F引言从表 10.3， = =1.0HKF则载荷系数 K= =2.0AvH从分度圆直径用实际载荷系数校正=127.0mm31ttKd计算模数 nM= =2.6mm21cosZd以齿根弯曲强度设计=nM32cosFSYdZKTK= =2.2AvF以纵向重合度 =3.0，从图 10-28 查出螺旋角影响的系数 =0.9. Y计算当量齿数=50.832cosZV=1406321V从表 10.5 看出， =2.14, =2.321FY2F=1.83, =1.70S1S从图 10.20 C 小齿的弯曲疲劳强度极限 =500Mpa，2FE算出大齿轮的弯曲疲劳强度极限 = 380Mpa1从图 10.18，则弯曲疲劳寿命系数 =0.85, =0.882FNK1FNS=1.4=303.6MpaSFENF22引言=238.9MpaSKFENF11=0.0129942FY=0.0163601FS从此知道大齿轮的数值大计算出=2.20nM32cosFSYdZKT以 =3， =41.60nZcos2以 =115， =41 。1以中心距 a = =238.40mmcos2)(1n通过中心距圆整出 a=240mm。修正的螺旋角 =10.50，因为 值改变少所以参数 ， ,aMnZ2)(ars1K等不用修正。HZ算出大，小齿轮的分度圆直径 =351.0mmcos1nd=125.0mm2MZ算出齿轮的宽度 b= =125.0mm2d圆整以 =125mm， =120mm。2B16.2 高速齿轮传动已知：N3=29718r/min,P3=447.1KW,T3=143.22N.mN2=8256r/min，P2=475.4KW,T2=609.10N.m引言1） 、选则齿轮形状、精度级别、材料及螺旋角度a 、以任务书和齿轮制作整体规则，大齿轮要 Z3 左旋，小齿轮 Z4 右旋。b、齿轮精度需要 4 级。c、材料为 45 井小齿轮调质到 280 HBS大齿轮调质到 240 HBSd、齿数：Z4 的齿数为 24 齿，Z3=Z1*3.6=87 齿e、螺旋角度 为 122)以齿面疲劳触接强度的设计因为 HB 小于 350，则为软齿面接触，它的破坏形式大多为点蚀，所以接触强度设计，以弯曲强度检测。选不妨选 Kt=1.3.由图 10-30 查表选择系数 =2.5HZ由图 10-26 查表得 =0.8， =0.7， = + =1.52112选齿宽的系数 d 为 1.从表 10-6 查出 为 190MpEZ2/1a从图 10-21 中以齿面硬度查出小齿轮接触疲劳强度 为 790Mpa， 为 760Mpa.2lim1lim算出循环应力次数 N2=60n 1 j L h = 1.290* 10N1= N2 / 2.8 = 3.580*从图 10-19 中可以看出 接触疲劳寿命系数 是 0.80, 是 0.83.1HNK2HN接触疲劳许用应力，取时效概率=1%安全系数 S=1. 从 10-21 得 = /S= 632Mpa 2H2Nlim= /S = 631Mpa11Kli引言= =631.4MpaH21H=55td1321dHEut ZTk圆周的速度 V= = 86m/s06nt齿宽 b 和模数 b= =54.9mmtd1=2.24mm2cosZMtnth= = 5.04mmnt5.b/h = 10.9纵向重合度 = =1.60ta318.02dZ载荷系数 K =1.375,A以 V=85m/s，4 级精度，查出 =1.0Kv从表 10.4， =1.4H从图 10.13， =1.4F从表 10.3， = =1.0HK则载荷系数 K= =2.0AvH从分度圆直径用实际载荷系数校正=故载荷系数 K= =2.1031ttKdAKvH按实际载荷系数校正分度圆直径=63.2mm31ttd计算模数 nM引言= =2.6mmnM21cosZd以齿根弯曲强度设计=n32cosFSYdZKTK= =2.15AvF以纵向重合度 =1.60，从图 10-28 查出螺旋角影响的系数 =0.9. Y计算当量齿数=25.632cosZV=92.96321V从表 10.5 看出， =2.61, =2.191FY2F=1.59, =1.78S1S从图 10.20 C 小齿的弯曲疲劳强度极限 =550Mpa，2FE算出大齿轮的弯曲疲劳强度极限 = 480Mpa1从图 10.18，则弯曲疲劳寿命系数 =0.78, =0.802FNK1FNS=1.4=306.4MpaSFENF22=274.3Mpa KFEF11=0.013582FSY=0.01421FS从此知道大齿轮的数值大引言计算出=2.0nM32cosFSYdZKT以 =2， =31nZcos2以 =111， =31 。1以中心距 a = =145.17mmcos2)(1n通过中心距圆整出 a=145mm。修正的螺旋角 =11.68，因为 值改变少所以参数 ， ,aMnZ2)(ars1K等不用修正。HZ算出大，小齿轮的分度圆直径 =226.7mmcos1nd=63.3mm2MZ算出齿轮的宽度 b= =63.3mm2d圆整以 =65mm， =70mm。2B1七 轴承的校核设计7.1 低速轴的轴承低速轴因为转速很低，且受到轴向力的影响，因此选用圆锥滚子轴承33115，D=125,T=37,B=37,C=29。轴承需要受到的载荷为： =5945N, =3330N, =3190N, =51N1NHF1NV2NHF2NV=6745N2C=3330N22NVH引言21C于是仅仅需要校核 即可)(60PnLh因为 P=500KW, ,n=2980r/min，可以得出31=32684hh通过表 13-3 查出 =20000-30000Lh所以轴承满足要求。7.2 中速轴轴承此轴因为转速很高，为了消减摩擦应选择滑动轴承，而且因为轴向载荷大，需要在轴的一端选择用一个止推轴承。1）.止推轴承的设计和计算：因为轴径 d=45mm，轴的工作转速 n 为 8255r/min，工作载荷 F 为 9800N。选择轴承内径 =50mmiD油膜厚度的最小安全值选择 =0.4m，从表 21.6-1 得出 h=6.2maR油膜厚度最小的极限值 =13.50mdhs 3in2 10)25.0(润滑油选择 L-FD46进瓦油温 设定为iC40附温升初值 8有效油温 Cje4润滑油得粘度 =0.0210Pa.siy粘度比 =1.34ei/=PC)/(107.6kmJ引言载荷 42107.ienDyF油膜最小厚度数 =0.0980ih2温升数 =8.8FCpi2内外径比 =1.30icD/瓦块数 Z=20瓦面的升高比 =3.02/h轴承的外径 =118mmi)/(0轴承的中径 =84mmimD轴瓦的宽度 =34mm2/)(0iB轴瓦的中径周长 L=B=34校核的填充因子 =1.3 合适)/(mkZLK校核计算：瓦载荷 =490NFP/瓦载荷数 3106.2menBDy温度的修正因子 =0.97k瓦温的升数 =12.5p温升 =6.9 与初值差不多kCBFpP2瓦油膜最小厚度数 =0.50h2油膜最小厚度 =41.60mpFli2h最高的油温 Ci 1075.1max引言瓦面积 =1134ZBAp042.静载荷 NmgFst1静载的压力 =0.60MpapsttP/瓦面升高 =0.130mm2)/(h瓦功耗数 =13.7p瓦功耗 =0.42KWPDmPFn总功耗 =8.40KWpZ瓦端泄漏的流量数 1.spq瓦端泄漏量 =0.0370L/SpsmsFqDnB2需要的供油量 =44.60L/minsZq2）.径向滑动轴承计算：轴承的几何尺寸 B=D=48mm因为 b=12mm， ， ， ，l=6.60mm，供油压力60216.8423.72m=31.50Mpa，压力比 =0.50，最大的偏心率 =0.5sPPax油垫的位置角 ， ， ，451132534偏心率 ， ， ，6.0max6.0max356.0max3356.0max4油垫曲度因子 =0.600lbDBmcossin压力比因子 =10/)1(Pa=0.210max=-0.2102引言=-0.210max3=0.2104载荷数 =0.6720)1(/3max1F=0.36022=0.360)(/3max3=0.670144F有效的承载面积 3109.sin)(mebBDA轴承的承载能力=2033N4321 coscoscoscos FAPFPAF eseseses 因为中速轴的轴承处所受的支承力 =1797NF=2033N,因此该轴承满足要求。NV7.3 高速轴轴承该轴因为转速比较高，为了减小它的摩擦，因此需采用滑动轴承，而且因为轴向载荷比较大，所以需在轴的一端选用一个止推轴承。1）.止推轴承的计算：因为轴径 d=40mm，轴工作转速 n 为 29717r/min，它的工作载荷 F=3323N。因此选则轴承内径为 =45mmiD油膜厚度最小安全值取 =0.40，从表 21.6.1 得出 h=6.20maR油膜最小厚度的极限值 =13.50mdhs 3min2 10)25.0(润滑油应选择 L-FD46进瓦油温 设定为iC40附温升的初值 8有效的油温 Cje4润滑油的粘度 =0.0210Pa.siy引言粘度比 =1.330eiy/=PC)/(107.6kmJ载荷 42.ienDyF油膜最小厚度数 =0.0980ih2温升数 =8.71FCpi2内外径比 =1.30icD/瓦块数 Z=20瓦面的升高比 =3.02/h轴承的外径 =77mmi)(0轴承的中径 =61mm/imD轴瓦的宽度 =16mm2)(0iB轴瓦中径周长 L=B=16校核填充因子 =1.3 合适)/(mkZLK校核计算：瓦载荷 =166NFP/瓦载荷数 3106.2menBDy温度的修正因子 =0.970k瓦温升数 =12.50p温升 =7.0 与初值很接近kCBFpP2瓦油膜最小厚度数 =0.50h2引言最小的油膜厚度 =41.60mpFBh2li2h最高油温 Ci 1075.1max瓦面积 =936ZBAp042静载荷 NgFst静载压力 =0.47MpapsttP/瓦面升高 =0.106mm2)(h瓦功耗数 =11.31p瓦功耗 =0.32KWPDmPFn总功耗 =6.4KWpZ瓦端泄漏流量数 1.spq瓦端泄漏量 =0.0252L/SpsmsFqDnB2需要供油量 =36.6L/minspZq2）.径向滑动轴承计算：轴承几何尺寸 B=D=44mm已知 b=11mm， ， ， ，l=6.4mm，供油压力60216.8423.72m=31.52Mpa，压力比 =0.50，最大偏心率 =0.50sPPax油垫位置角 ， ， ，45132534偏心率 ， ， ，6.0max6.0max2356.0max3356.0max4油垫曲度因子 =0.6lbDBmcossin压力比因子 =10/)1(Pa