1770_螺旋管状面筋机总体及坯片导出装置设计
1770_螺旋管状面筋机总体及坯片导出装置设计,螺旋,管状,面筋,总体,整体,导出,装置,设计
南昌航空大学科技学院学士学位论文目 录1 绪论 .21.1 概述.21.2 国内外现状.21.3 题目的选取.32 面筋机系统整体设计 .42.1 总体方案论证 .42.2 面筋机坯片导出及切断部分具体设计说明 .52.2.1 进出料口形状设计 .62.2.2 电动机及减速机选择 .72.2.3 电磁离合器选择. .82.2.4 联轴器选择 .92.2.5 链轮设计及校核 .92.2.6 凸轮设计 .112.3 轴设计与主要轴的校核 .132.3.1 传动轴的尺寸设计 .132.3.2 中空轴的尺寸设计 .152.3.3 从动轴的尺寸设计. .172.3.4 传动主轴较核 .182.4 滑动丝杠副选择计算 .192.5 轴承及轴承座选取 .192.5.1 轴承的选取 .202.5.2 轴承的安装方法 .202.5.3 轴承的预紧. .212.6 弹簧的设计计算及校核. .212.6.1 弹簧的设计 .212.6.2 弹簧疲劳强度验算 .253 强度校核 .253.1 螺栓校核 .273.2 键校核 .283.3 销校核 .294 面筋机的的机构仿真.304.1 UG 的简介.304.1.1UG 的结构.304.1.2UG 的优势.304.2 面筋机得基本机构.314.2.1 进出料口形状设计.314.2.2 传动系统.324.2.3 剪切机构.334.3 零件模型的确定.344.4 虚拟装配.374.4.1 模块化的虚拟装配.37南昌航空大学科技学院学士学位论文14.4.2 装配过程中出现的常见问题及解决法.374.5 面筋机运动仿真的建立.394.5.1 运动仿真.394.5.2 干涉检验.394.5.3 保存结果.405 结论 .41参考文献 .42致 谢 .43南昌航空大学科技学院学士学位论文 21 绪论1.1 概述面筋,自古有之。元代关汉杂剧中,已提到“闲时磨豆腐,忙时做面筋”。可是面筋至今都是手工加工成形,没有相配套的加工机器。下面重点讲述食品机械的发展状况及食品加工机器材料的发展,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。1.2 国内外的现状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。食品加工机器材料的发展目前, 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。南昌航空大学科技学院学士学位论文31.3 题目的选取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。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.未来的面筋机向着自动化、高效率、安全生产以及减少原料和能量的消耗,减少环境的污染等方面靠近在设计中通过计算和考虑实际情况选则合适的结构及参数,从而达到设计要求,同时尽可能的降低成本,这也是一个综合运用所学专业知识的过程。毕业设计是对四年大学所学知识的一个总结,也是走上工作岗位前的一次模拟训练。南昌航空大学科技学院学士学位论文 42面筋机系统整体设计21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:南昌航空大学科技学院学士学位论文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 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,我在网上找到相关资料,也计算过工人卷制时的面筋的尺寸,同时也在资料里找到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。南昌航空大学科技学院学士学位论文 62.21 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。南昌航空大学科技学院学士学位论文7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2.2.2 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。如若在以后生产实践中有更为可靠的功率将作南昌航空大学科技学院学士学位论文 8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) 2091 (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()。2.2.3 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南昌航空大学科技学院学士学位论文9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。2.2.4 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。2.2.5 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。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:n 1= 22.195 (r/min),P 1 =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=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。南昌航空大学科技学院学士学位论文 1048ACfQSKF3.确定链节数 Lp 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 v V=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。链轮校核链的静强度校核公式为:(32)式中 Q-链的抗拉载荷(N)-工况系数AF-有效圆周力(N) , 10PFV南昌航空大学科技学院学士学位论文11-离心力引起的拉力(N) ,CF2Fcqv-悬垂拉力(N) ,f 10ffKa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, , =4,q=2.6( )ACF210ffKqaf 1/Kgma=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/N16A 25.400 15.88 7.92 15.88 22.61 24.13 29.29 2.6 555902.2.6 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 r0 70 70从动件行程 h 40 100南昌航空大学科技学院学士学位论文 12推程运动角 150 75远休止角 s 45 165回程运动角 90 60近休止角 s 75 60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。图 3-3 活塞凸轮的轮廓形状南昌航空大学科技学院学士学位论文13图 3-4 切料刀具凸轮的轮廓形状 2.3 轴设计与主要轴的校核2.31 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 3074-82 P=1.1(kw)n1=1000(r/min)(2)确定相关件的效率减速器的效率 选择 WD 型圆柱蜗杆减速器,型号:WD 63-50 =0.75减 速 机南昌航空大学科技学院学士学位论文 14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 =1.10.71 P1=0.781(kw)(4)主动轴的转速n1n1=n/i=1000/41 n1=24.39(r/min)(5)主动轴的转矩T1 T1 = 305.8 6.95209501np(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1)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)南昌航空大学科技学院学士学位论文15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2.3.2 中空轴的尺寸设计南昌航空大学科技学院学士学位论文 16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 d12 45 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)南昌航空大学科技学院学士学位论文17(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2.3.3 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:南昌航空大学科技学院学士学位论文 18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(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=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)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 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 如上图所示南昌航空大学科技学院学士学位论文196.绘制轴的结构配合尺寸如上图所示2.3.4 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:69.510T TTPnW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 3mP-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)Wd式中: ,即空心轴内径 d1 与外径 d 之比;/则 3428.9500.1()T这里的 =2545,T=284.394(N.m),d=50, =40, =0.8,所以 T 1dT南昌航空大学科技学院学士学位论文 20所以轴的强度符合设计要求。 2.4 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)。2.5 轴承及轴承座选取2.5.1 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,深南昌航空大学科技学院学士学位论文21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。2.5.2 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。2.5.3 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。南昌航空大学科技学院学士学位论文 222.6 弹簧的设计计算及校核2.6.1 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 。0.5,170TBMPa0.5.17085()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 (35)0.6154CK.81.4又根据公式得(36)max1.6TKCFd1358.4.6.9()m与估计的弹簧丝直径相似,故取标准值 d=2.0mm 于是 (37) 2DCd918()m(38)2d南昌航空大学科技学院学士学位论文2318206()m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)41328GdnFD4309.1取弹簧工作圈数为 n1=10。(310)42328GdnFD430105.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 , :minFmaxFminax(311)3i21min48DGd34510.67()(312) 3max21ax48FDnGd345109.2()3min2in48FDGd南昌航空大学科技学院学士学位论文 24348012()m3ax22ax4FDnGd348150.()m实际弹簧的工作行程 :o(313) 1maxino49.25673()2maxino10.3()(314)lim.2T18597.6()MPa计算极限载荷:(315)2limli8dFKC2957.63.1414.()N与之对应的变形量 :min3li2min48FDGd南昌航空大学科技学院学士学位论文253481.210()md.计算弹簧的其余几何尺寸弹簧节距 t: (316)1max1dn49.207.1()2max2tdn103.7.()弹簧总圈数 : 0n(317)10220n13弹簧钢丝间距 : td7.125弹簧的自由长度 :0H(318)101(.5)nd南昌航空大学科技学院学士学位论文 26105.(20.)74)m2020(.Hnd15.)28()由稳定性要求可知 ,满足稳定性要求。274.1538OHbD2.6.2 弹簧疲劳强度验算(319)maxax28KFCd(320)inin(321)0minax.75ss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 。1.37:1.82:1.84K9Cmax5()FNmin5()Fd所以, 。max6.()MPin10.8Pas南昌航空大学科技学院学士学位论文273 强度校核31 螺栓强度校核311 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。312 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 FQ 20()QFN20()QFN单个螺栓所受最大工作载荷 maxmax4nmax5剩余预紧力 0有紧密性要求,取 ,则0max1.5F0.()FN螺栓所受最大拉 max27175()FN南昌航空大学科技学院学士学位论文 28力 F相对刚度系数 Kc 用石棉橡胶垫片,查表 0.8cK0.8cK预紧力 F0 0max152cF145()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80()BMPa64s计算许用应力 查表,取安全系数 ,4S640sS1()计算螺栓直径 d1 15.2.175360Fd1.35()dm2032 键强度校核321 键连接的主要实效形式普通平建连接的主要实效形式是工作面的压溃,按工作面上的挤压力进行强度校核计算;导向平键和滑键的主要实效形式是工作面的过渡磨损,按工作表面上的压强进行条件性的强度校核计算。只有在严重过载情况下,平键连接才可能出现剪断。322 中空轴平键连接的强度计算图 4-1 平键连接受力情况南昌航空大学科技学院学士学位论文29假设键的工作表面上载荷均匀分布,合成后的集中力 F(圆周力)作用于接触面高度中点,参照图 4-1,普通平键连接的挤压强度条件: 2ppTdkl式中:T传递的转矩,单位为 Nmm;k键与轮毂的接触高度,k=h/2;d轴的直径,单位为 mm;l键的工作长度,单位为 mm; p键、轴、轮毂 3 者中最弱材料的许用挤压力,见参考资料15,表12.1,单位为 MPa。已知: ; ; ; ;305.8(/)TNm5()k50()dm48()l。()pMPa 2308.()54p pMPa所以此键连接强度足够。33 销强度校核销主要用来固定零件之间的相对位置或作为安全装置中的过载剪断元件。面筋机定位装置处用的是销连接,其主要受的是剪切力,所以强度校核按销的抗剪强度校核: 式中 Z销数R载荷(N)为许用切应力,对 45 钢取=80MPa.根据实验测得其载荷为 800N.m,d=6,z=1,计算得 。所以符合设计要求。24dz南昌航空大学科技学院学士学位论文 304 面筋机的机构仿真前面几点都是关于面筋机的每个零件的选择以及强度的计算校核等,但设计一个机械我们不但要对每个零件的有要求,更对其组装之后的运动情况掌握,所以对其做几个结构的仿真设计的必须进行的。机构是一个具有相对机械运动的构件系统,用来传递与变换运动和动力。机构的运 动分析,就是对机构的位移、轨迹、速度、加速度进行分析,根据原动件的运动规律,求解出 从动件的运动规律,这也是机构设计与研究的主要课题川。4.1 UG 简介UG 是 Unigraphics 的缩写,这是一个交互式 CAD/CAM(计算机辅助设计与计算机辅助制造)系统,它功能强大,可以轻松实现各种复杂实体及造型的建构。它在诞生之初主要基于工作站,但随着 PC 硬件的发展和个人用户的迅速增长,在 PC 上的应用取得了迅猛的增长,目前已经成为模具行业三维设计的一个主流应用。 UG 的 开发 始 于 1990 年 7 月 , 它 是 基 于 C 语 言 开 发 实 现 的 。 UG NX 是一个在二和三维空间无结构网格上使用自适应多重网格方法开发的一个灵活的数值求解偏微分方程的软件工具。其设计思想足够灵活地支持多种离散方案。因此软件可对许多不同的应用再利南昌航空大学科技学院学士学位论文31用。4.1.1 UG 的结构一个如 UG NX 这样的大型软件系统通常需要有不同层次抽象的描述。UG 具有三个设计层次,即结构设计(architecturaldesign)、子系统设计(subsystemdesign)和组件设计(componentdesign)。 至少在结构和子系统层次上,UG 是用模块方法设计的并且信息隐藏原则被广泛地使用。所有陈述的信息被分布于各子系统之间。4.1.2 UG 的优势来自 Siemens PLM 的 NX 使企业能够通过新一代数字化产品开发系统实现向产品全生命周期管理转型的目标。 NX 包含了企业中应用最广泛的集成应用套件,用于产品设计、工程和制造全范围的开发过程。如今制造业所面临的挑战是,通过产品开发的技术创新,在持续的成本缩减以及收入和利润的逐渐增加的要求之间取得平衡。为了真正地支持革新,必须评审更多的可选设计方案,而且在开发过程中必须根据以往经验中所获得的知识更早地做出关键性的NX 建立在为客户提供无与伦比的解决方案的成功经验基础之上,这些解决方案可以全面地改善设计过程的效率,削减成本,并缩短进入市场的时间。通过再一次将注意力集中于跨越整个产品生命周期的技术创新, NX 的成功已经得到了充分的证实。这些目标使得 NX 通过无可匹敌的全范围产品检验应用和过程自动化工具,把产品制造早期的从概念到生产的过程都集成到一个实现数字化管理和协同的框架中。4.2 面筋机得基本机构面筋机虽然问世时间不长,但经过发展已经有多种型号的面筋机,殊途同归型号不同的面筋机大体部分零件都是一样的,先利用 UG 做好各个零件的三维图,把机构以及机械 UG 的装配图的基础画好。重要零件其中包括以前几个零件:4.2.1 进出料口形状设计根据生活中的常识,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。其中大小料斗的三维模型图如下:南昌航空大学科技学院学士学位论文 32图 5-1 小料斗的三维模型 5-2 大料斗的三维模型4.2.2 传动系统根据型号不同常见的分为二级、三级传动。面筋机的传动主要依靠链轮,本设计南昌航空大学科技学院学士学位论文33中的链轮有两对,两对链论的转速一致,其具体的结构设计在上文有。其中链轮与齿轮的三维模型图如下图 5-3 链轮的三维模型图 5-4 齿轮的三维模型南昌航空大学科技学院学士学位论文 34图 5-5 链条的三维模型4.2.3 机构筋机的剪切机构主要是刀具与面筋机的切断装置放置在大小料斗之间,这样的结构的好处是可以使坯片导出更容易,而且可以不用辊子辊压的结构就可以使面筋成型,减小机器结构的复杂性,降低了厂家的生产成本。其中刀具的图如下:南昌航空大学科技学院学士学位论文35图 5-5 刀具的三维模型4.3 零件模型的确定现代设计与制造技术发展至今,这一领域的技术人员与专家一致致力于探索更好的设计方法来缩短产品设计与制造的周期,提高生产效率。计算机诞生后,人们开始利用计算机来进行唱片的辅助设计。计算机得辅助设计技术的发展经过了多个发展阶段,从最初的二维设计技术发展到功能强大的三维技术,而三维设计技术在设计方法上法伤了革命性的变化。而 UG 建模的步骤(1) 启动 UG.(2) 通过“文件”菜单或工具条中“新建”图标建立部件文件。(3) 进入建模模块(4) 通过草图或曲线工具建立模型的二维轮廓(5) 通过建模工具建立三维模型(6) 保存文件并推出其中另外一些零件的模型图入下:图 5-6 轴承的三维模型南昌航空大学科技学院学士学位论文 36图 5-7 中空轴的三维模型图 5-8 凸轮的三维模型南昌航空大学科技学院学士学位论文37图 5-9 从动主轴的三维模型4.4 虚拟装配在工业生产中,几乎所有的产品都不是单一零件独立形成的,都是由多个零件通过一定的装配关系组合生成的。UG 在虚拟装配方面的表现非常优秀,充分体现了作为大型设计软件所拥有的强大功能。面筋机的虚拟装配就是在前面建模的基础上,按照模块化的思想、自顶向下的原则,根据钢筋切断机的总装图,把所建立的箱体、齿轮系等模型按照 UG 中装配模块提供的匹配、对齐、插入、坐标系等约束类型和刚
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