和面机 毕业设计论文Word文档下载推荐.docx
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分解的零部件各个部位要便于洗涤,不允许有死角存在;
(2)在环境保护上,必须有可靠的密封措施,严防杂物混入食品和食品物料损失,特别要注意各传动部件的密封,严防润滑油流出污染食品;
(3)在材料上,对直接接触食品的零部件要尽可能采用不锈钢或者其他防锈且无污染的材料,比如某些塑料,它不但重量轻,振动小和噪音低,而且耐腐蚀,耐磨和绝缘性能良好,故容易被广泛应用做食品机械的材料;
(4)在温度上,要有可靠的控温措施,由于某些工件部件长期与物料摩擦,容易产生大量的热量导致物料变质,所以要随时把温度控制在允许的范围之内;
(5)在工作环境上,由于食品物料对温度,湿度极为敏感,食品机械应安装在空气流通,光线,温度和湿度适宜的地方。
1.3和面机的概述
和面机又称调粉机,普遍用来调剂各种性质不同的面团。
根据食品生产的种类和特点不同,面团的性质各不相同,可以分为韧性面团,水性面团以及酥性面团。
和面机调制面团的基本过程在于搅拌浆的运动。
首先搅拌使面粉颗粒比较均匀地与液体物料结合,形成胶体状的非规则小团粒,然后小团粒互相粘结,逐步形成若干分散的大团块。
由于搅拌器的折叠,压缩,拉伸以及柔和等操作,大团块扩散,而被调制成表面光滑的,具有一定延伸性,弹性及柔韧性的整体面团。
和面机大致可以分为以下两种:
卧式和面机,立式和面机。
卧式和面机的调和容器轴线与搅拌旋转轴线都处在一个水平位置,其结构简单,紧凑,制造成本低,卸料,清洗方便,可以与其它设备完成连续生产,但是占地面积比较大。
卧式和面机主要有搅拌器,调和容器,传动装置,容器翻转机构与机架组成。
立式和面机的调和容器的轴线沿垂直方向布置,搅拌轴线一般对中垂直安排,其结构简单,制造成本不高,但与卧式和面机相比,结构不够紧凑,卸料不够方便,其和面容量大多较少,故适用小规模面类食品的生产部门。
和面机主要有搅拌器、搅拌容器、传动装置、机架、容器翻转机构等。
(1)、搅拌器也称搅拌桨,是和面机最重要的部件,按搅拌轴数目分为单轴式和双轴式两种。
卧式与立式也有所不同。
单轴式和面机的结构简单,紧凑,操作维修方便,是我国面食加工中普遍使用的机型。
这种和面机只有一个搅拌桨,每次和面机搅拌时间比较长,生产效率低,由于它对面团拉伸作用比较小,如果投料少或操作不当,则容易出现抱轴现象,使操作发生困难,因此单轴式和面机适用于揉制酥性面团,不适宜调制韧性面团。
双轴式和面机具有卧式和面机的优点,它有两组相对反向旋转的搅拌桨,并且两个搅拌桨相互独立,转速也可以不同,相当于两台单轴式和面机共同工作。
运转时两桨时而相互靠近,时而又加大距离,可以加速均匀搅拌。
双轴式和面机对面团的压捏程度较彻底,拉伸作用强,适用于揉制韧性面团。
缺点是造价高于卧式和面机,起面比较困难,需要附加相应装置,如果手工起面则劳动强度大。
(2)、搅拌容器由不锈钢焊接、铆接、螺栓连接而成。
搅拌容器的翻转机构通常分为机动和手动两种型式。
机动翻转容器的机构一般是在容器的侧壁装设齿轮,并有单独的电机及减速器带动实现翻转。
手动翻转容器机构一般是在搅拌容器上装设蜗轮蜗杆或齿轮机构,通过手动转动手轮,带动该机构时容器实现翻转。
(3)、和面机的传动装置较为简单,主要由电机、减速器及联轴器等组成。
和面机工作转速低,其减速比较大,故一般采用蜗轮蜗杆减速器或者行星减速器。
前者传动效率较低,摩擦磨损较大,但其结构简单成本低;
后者结构紧凑,传动效率较高,能效好,然而成本较高。
1.4和面机设计的目的及内容要求
本课程设计的内容选择具有代表性的中小型机械作为设计课题,使学生能在相应时间内完成和面机整体设计的全部过程和基本任务。
设计内容:
(1)、参数设计根据课题要求确定和面机种类用途及生产能力来确定和面机主要部件,如桨叶、容器、电动机、传动部分等结构形式和尺寸参数运动参数,如桨叶转数以及动力转数的电动机功率。
(2)、方案设计根据和面机主要部件的形式性质、及运动参数,拟定整机的机械传动链和传动系统图。
计算并确定各级传动的传动比,皮带传动、齿轮传动、蜗轮蜗杆传动等传动机构参数及尺寸,拟定整机的结构方案图。
(3)、结构设计根据结构的方案图,在CAD图纸上拟定传动部件与执行部件的位置,然后依次进行执行机构及传动系统设计机体,操纵机构设计,密封及润滑的结构设计。
设计要求:
和面机生产能力,以每次调面粉的重量不超过25kg/次
(1)、和面机机型:
卧式和面机。
(2)、搅拌浆形式:
桨叶式、花环式、叶片式、滚笼式。
(3)、加工工艺要求:
调和面团分别为;
水面团、韧性面团、酥性面团。
(4)、设计制图量:
完成装配图及零件图不少于A0-A4幅面6张的和面机传动部分设计图,以及零件图设计。
(5)、设计方案合理:
必须标明每个零件尺寸相互配合的性质及运动关系,必须标明所有配合尺寸,定位尺寸及总体尺寸。
第二章力学计算
2.1电动机的选择计算
2.1.1电动机选择
(1)、根据市场的调查Y系列的电动机最为常用,因此,按工艺要求和条件选取Y系列一般常用的笼型三相异步电动机。
(2)、选择电动机容量
电动机输出功率:
Pd=Pw/
kw,工作电机所需的功率:
Pw=FV/1000kw
于是:
电动机输出功率Pd=FV/1000
kw
由电动机传动到工作电机之间的总效率:
=
4
其中
、
分别为联轴器、轴承、蜗杆、带轮和搅拌轴的传动效率。
查机械设计手册,可知
=0.99(凸缘联轴器)、
=0.98(滚子轴承)、
=0.80(双头蜗杆)、
=0.95(带轮)、
=0.96(搅拌轴)于是:
=0.99*0.984*0.80*0.95*0.96=0.66
根据市场和面机技术参数25Kg和面机采用功率1.5kw
电动机的输出功率:
Pd=Pw/
=1.5/0.66=2.27kw取Pd=2.5kw
(3)、确定电动机转速
根据市场调查和网上数据可知和面机的工作转速约为n=25~50r/min
根据《机械设计基础》中查得蜗杆的传动比在一般的动力传动约为I2=10~80,电动机的转速的范围为:
N电=(20~80)*n=(20~80)*35=700~2800r/min
方案
电动机型号
额定功率
同步转速r/min
满载转速r/min
1
Y802-4
0.75KW
1500
1390
2
Y90S-4
1.1KW
1400
3
Y90L-4
1.5KW
Y90L-6
1000
910
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、功率、带传动、减速器的传动比,选用第2种方案比较合适,因此选用电动机型号为Y90L-4。
2.2传动装置总体传动比确定及各级传动比分配
2.2.1总传动比:
Ia=nm/n=1400/35=40;
初步设定Ia=40=2*20,初步设定:
I1=2;
I2=20
第三章V带及皮带轮设计
3.1确定计算功率
(1)、根据表7-7(机械设计)查得工作情况系数KA=1.0
(2)、V带功率:
由式7-17(机械设计)PC=KA*Pd=1.0*2.5=2.5kw
(3)、选择V带型号,根据图7-12(机械设计)选用A型V带。
3.2确定带轮直径dd1、dd2
(1)、根据表7-6(机械设计)选取小带轮直径:
dd1=90mm,dd1/2<
H(H为电机中心高)
(2)、验算带速:
由式7-19(机械设计)
V1=nm*π*dd1/(60*1000)=1400*3.14*90/60000=6.59m/s
(3)、选取从动带轮直径:
dd2=180mm,dd2=I1*dd1=2*90=180mm
根据表7-5(机械设计)V带轮基准直径取:
dd2=180mm
(4)、皮带轮传动比:
I1=dd2/dd1=180/90=2
(5)、从动带轮转速:
n2=nm/I1=1400/2=700r/min
3.3确定中心距a和带长Ld
3.3.1初选中心距:
a0
0.7*(dd1+dd2)≤a0≤2*(dd1+dd2),即189≤a0≤540取:
a0=300mm
3.3.2求带的计算基础准长度:
L0
L0=2a0+π*(dd1+dd2)/2+(dd1-dd2)2/4a0=2*300+3.14*(90+180)/2+(90-180)2/4*300=1030.65
根据表7-2(机械设计)数据L0=1030.65mm选用带轮的基准长度Ld=1120mm
3.3.3确定中心距:
a
a=a0+(Ld-L0)/2=300+(1120-1030.65)/2≈345mm
3.3.4确定中心距调整范围:
amax=a+0.03Ld=345+0.03*1120=378.6mm
amin=a-0.015Ld=345-0.015*1120=328.2mm
3.4验算小带轮包角:
α1=180°
-(dd2-dd1)/a*57.3°
=180°
-14.9°
≈165.1°
3.5确定V带根数:
Z
单根V带基本额定功率:
由表7-6(机械设计)P0=1.07kw
单根V带额定功率增量:
由表7-8(机械设计)△P0=0.17kw
小带轮包角修正系数:
由表7-9(机械设计)线性差值求得Kα=0.97
V带带长修正系数:
由表7-2(机械设计)KL=0.91
V带根数:
Z≥Pc/[(P0+△P0)KαKL]=2.29,选取V带根数Z=3
3.6计算单根V带初拉力:
F0
V带单位长度质量:
由表7-1(机械设计)选择q=0.10kg/m
F0=500*(2.5/Kα-1)*Pc/ZV1+qV12=104.07N,取F0=105N
3.7计算对轴的压力:
Fr
Fr=2*Z*F0sinα1/2=2*3*105*sin(165.1°
/2)=624.68N
3.8确定带轮的结构尺寸
小带轮基准直径dd1=90mm采用实心式带轮结构。
大带轮基准直经dd2=180mm,采用腹板式带轮结构。
于是,大皮带轮与小皮带轮的传动比为:
I1=dd2/dd1=180/90=2
所以,蜗杆的转速为:
3.8.1各级传动比的分配
由于为蜗轮蜗杆传动,传动比都集中在蜗杆上,其他机构不分配传动比。
3.8.2计算传动装置的运动和动力参数
蜗轮蜗杆的转速:
蜗杆转速与大皮带轮的转速相同,蜗轮转速与搅拌轴转速相同
蜗轮转速:
n3=n2/I2=700/20=35r/min
蜗杆的功率:
P2=Pd*
*
2=2.5*0.99*0.95*0.982=2.26kw
蜗轮的功率:
P3=P2*
=2.26*0.80*0.98=1.77kw
搅拌轴的功率:
P4=P3*
=1.77*0.96*0.98=1.66kw
Td=9550*Pd/nm=9550*2.5/1400=17.05N·
m
T2=9550*P2/n2=9550*2.26/700=30.83N·
T3=9550*P3/n3=9550*1.77/35=482.95N·
T4=9550*P4/n3=9550*1.66/35=452.94N·
m
将所计算的结果列表:
参数
电动机
蜗杆
蜗轮
搅拌轴
转速r/min
700
35
功率P/kw
1.5
2.26
1.77
1.66
转矩N·
2.2
30.83
482.95
452.94
传动比I
20
效率
0.66
0.91
0.78
0.94
第四章蜗轮蜗杆的设计及计算
4.1蜗轮蜗杆材料的选择:
蜗杆材料选择45钢,表面淬火45~55HRC;
蜗轮材料选择铸造锡青铜ZCuSn10P1砂型铸造;
抗拉强度σb=220MPa、屈服点σs=140MPa
4.2确定蜗轮蜗杆头数Z1、Z2
根据表9-3(机械设计)I2=20选择蜗杆头数Z1=2;
Z2=I2*Z1=20*2=40
4.3按蜗轮的齿面接触疲劳强度设计
(1)、确定载荷系数K=KAKVKβ:
根据表9-7(机械设计)选择工作情况系数KA=1.0
初设蜗轮圆周速度V2≤3m/s,由式9-9(机械设计)选择动载荷系数KV=1.0
因载荷平稳,载荷分布不均匀现象将由于工作表面良好的磨合得到改善,选择齿向载荷分布系数Kβ=1.0
故K=KAKVKβ=1.0*1.0*1.0=1
(2)、确定许用接触应力[σH]
应力循环次数:
N=60*n3*t=60*35*10*330*12=8.316*107
根据表9-11(机械设计)得:
[σH]=(0.75~0.9)*σb*(107/N)1/8=125.4~150.5MPa
取[σH]=130MPa
(3)、设计确定蜗杆传动的主要参数
由于Z1=2,根据表9-12(机械设计)查得:
9.47cosγ=9.26
根据表8-6(机械设计)查得铸锡青铜的弹性系数ZE=155根号MPa
根据式9-18(机械设计)m3q≥9.47cosγKT3(ZE/Z2*[σH])2
=9.26*1*482.95*103*(155/40*130)2=3973
根据表9-2(机械设计)选择m3q=4032、q=7.875、m=8mm、d1=63mm
4.4验算蜗轮的圆周速度V2及滑动速度VS
V2=π*d2*n3/(60*1000)=π*m*Z2*n3/(60*1000)=0.59m/s
符合初设V2≤3m/s,故选择KV=1.0符合要求
蜗杆导程角:
γ=arctan(Z1/q)=arctan(2/7.875)=14.03°
VS=V2/sinγ=0.59/sin14.03°
=2.46m/s
符合VS≤12m/s,故蜗轮材料选择ZCuSn10P1砂型铸造可用
4.5计算蜗轮蜗杆的传动效率
根据VS=2.46m/s由表9-8(机械设计)蜗杆传动的当量摩擦角ρ=1.70°
啮合效率
=tanγ/tan(γ+ρ)=0.89
蜗杆传动的效率
*
*
2=0.89*0.99*0.95*0.982=0.80
实际传动效率与初定蜗杆传动效率相接近,故初定蜗杆效率符合要求
4.6蜗轮蜗杆传动的主要几何尺寸计算
中心距:
a=m*(q+Z2)/2=8*(7.875+40)/2=191.5mm
分度圆直径:
d1=m*q=8*7.875=63mmd2=m*Z2=8*40=320mm
蜗杆齿顶圆直径da1及蜗轮喉圆直径da2:
da1=d1+2ha*m=63+2*1*8=79mm
da2=d2+2m(ha*+x)=320+2*8*1=336mm
蜗杆齿根圆直径df1及蜗轮齿根圆直径df2
df1=d1-2m(ha*+c*)=63-2*8*(1+0.2)=43.8mm
df2=d2-2m(ha*-x+c*)=320-2*8*(1+0.2)=300.8mm
蜗杆齿宽b1及蜗轮齿宽b2
b1=2m*(Z2+1)1/2=2*8*(40+1)1/2=102.45mm≈103mm
b2=2m*[0.5+(q+1)1/2]=2*8*[0.5+(7.875+1)1/2]=55.66mm≈56mm
4.7校核蜗轮轮齿的弯曲疲劳强度及接触疲劳强度
(1)、计算齿根弯曲应力σF
当量齿数:
ZV=Z2/cos3γ=40/cos314.03°
=43.95
齿形系数:
YF,根据表9-13(机械设计)选择蜗轮齿形系数YF=1.70
螺旋角系数:
Yβ,根据公式Yβ=1-γ°
/140°
=1-14.03/140=0.90
根据式9-20(机械设计):
σF=1.64KT3YFYβ/(d1d2m)=1.64*1*482.95*103*1.70*0.90/(63*320*8)=7.51MPa
(2)、计算许用弯曲应力[σF]
根据表9-11(机械设计):
[σF]=(0.25σs+0.08σb)*(106/N)1/9=(0.25*140+0.08*220)*(106/8.316*107)1/9=32.08MPa
结论:
满足弯曲疲劳强度条件σF≤[σF]
(3)、计算齿面接触应力σH
根据式9-17(机械设计):
σH=ZE*(9.47KT3cosγ/d1d22)1/2=155*(9.47*1*482.95*103cos14.03°
/63*3202)1/2
=128.65MPa
满足接触疲劳强度条件σH≤[σH]
第五章轴的设计计算及校核
5.1蜗轮轴的设计
5.1.1蜗轮轴的材料选择
根据减速器为普通用途中小型功率减速传动装置,轴主要传递蜗轮的转矩。
根据表11-1(机械设计)选用45号钢,正火处理,抗拉强度σb=590MPa、对称循环应力[σ-1w]=55MPa、屈服点σs=295MPa、弯曲疲劳极限σ-1=255MPa、扭转疲劳极限τ-1=140MPa
5.1.2联轴器及轴承的选择
由于轴端需要安装联轴器,考虑到补偿轴可能位移,选用弹性元件的联轴器。
根据表14-2选择工作情况系数KA=1.5;
根据式14-1(机械设计):
Tc=KAT3=1.5*9.55*106*1.77/35=7.24*105N/mm=724N·
根据表17-2(机械设计手册)选择HL型弹性柱销联轴器HL4,额定转矩1250N·
m,联轴器材
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