机械夹袋式面粉打包机机械结构设计设计说明书.docx

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机械夹袋式面粉打包机机械结构设计设计说明书

机电工程学院

毕业设计说明书

设计题目:

机械夹袋式面粉打包机机械结构设计

学生姓名：

学号：

专业班级：

指导教师：

2012年5月19日

目次

1设计方案说明1

1.1面粉打包机简介1

1.2面粉打包机的研究现状1

1.3设计要求1

2设计方案分析2

3设计计算书5

3.1进料部分的设计计算5

3.2带传动设计计算7

3.3链传动设计计算10

3.5凸轮机构的设计13

3.6夹紧杆设计15

3.7夹紧电机功率的确定16

4轴、轴承及各部分校核计算16

4.1绞龙轴校核16

4.2绞龙轴上轴承校核19

4.3凸轮轴校核20

5机器的安装、试车和调整21

5.1安装21

5.2试车22

6安全操作、维护和保养23

设计总结24

致谢26

参考文献27

1设计方案说明

本次毕业设计的课题名称为机械夹袋面粉打包机机械结构设计该机用于面粉装包，其进料部分为螺旋，夹袋部分为间歇运动机械夹紧。

面粉打包机属于包装机械。

包装机械是指完成全部或部分包装过程的机器的总程，其中包装过程包括包装物的成型、充填、裹包等主要包装工序，也包括与其相关的前后工序。

1.1面粉打包机简介

面粉打包机是面粉自动化装袋过程中所使用的机器，具有设计简便、结构简单，能够有效提高面粉装袋效率的优点。

然而在我平时的了解中，面粉打包机在村镇级的地区使用还不是很普遍，大多采用的仍是人工撑袋装面粉，这样做不仅工人的劳动强度大，而且效率较低。

所以为了提高生产效率，实现现代化，国家应该加大在这些方面的投入，应该大力推广面粉打包机在面粉厂的使用率。

1.2面粉打包机的研究现状

我国是一个粮食生产大国，而且我们河南更是我国重要的粮食生产基地，其中以小麦的种植为主，所以面粉的生产，运输，贮存等是我们要解决的重要问题。

其中，面粉打包机是包装机械在粮食加工方面的重要应用，其主要用于面粉的装袋过程，是粮食机械里面重要的组成部分。

以前，我们的面粉装袋以人力为主，后来随着打包机从国外的引入，面粉打包机极大提高了装袋效率，解放了人力。

随着近来技术的进步，面粉打包机更是引入了自动称重部分，得到了极大发展，应用也更加广泛。

1.3设计要求

根据调研参观学习发现，现在的面粉打包机绝大多数的夹紧方式都是气缸驱动的。

而气缸驱动的方式虽然驱动简单，易于操作，但是仍有很多弊端，例如气缸使用时间长了会容易出现漏气，造成面粉袋在夹持过程中出现松动，造成夹不紧等问题。

而更为关键的是，气缸驱动需要布置复杂的供气系统，给本不复杂的机器制造人为的设计困难。

所以本次设计便针对这一点进行改进，将使用气动的夹紧方式改为使用机械式的夹紧方式。

机械夹紧方式不仅有结构简单、夹紧牢固等优点，更能省去占很大部分的供气系统，从而优化机器的整体性。

使用机械的夹紧方式将是面粉打包机未来的发展趋势。

2设计方案分析

本次设计要求是对面粉打包机中的夹紧部分进行改进，将现在多数面粉打包机上使用的气动夹紧方式改进为机械式夹紧方式。

与气动夹紧方式相比，机械夹紧方式有很多优点，由于夹紧完全是靠机械力提供，所以夹紧的过程安全可靠，不会出现夹不紧等问题。

而且夹紧力是由电动机驱动，而电动机是一系列的标准件，设计过程中只需通过数据计算，选出设计所需要的电动机即可，不需再对驱动元件进行额外的设计计算。

这一方面与气动的夹紧方式相比，省去了驱动元件的设计，省去了供气系统的设计以及其布置。

因此，机械加紧在打包机中的推广具有很大的应用价值。

以上这些便是采用机械加紧方式的诸多优点，然而，由于机械加紧方式在现实中并没有太多的应用，并没有一个成熟的设计思路，所以在改进过程中难免会有诸多问题，设计中也会存在很多缺点。

例如，面粉打包机在打包过程中，夹紧是一个间歇式的运动，有放松，夹紧两个动作，而且这些动作都具有连续性，所以，结合自己所学过的知识，便采用凸轮机构来实现这一间歇运动。

然而，由于夹紧的两个臂需要同步运动，在出料口两端需要对称布置，而要实现它们的同步运动，就要使用至少两对凸轮来实现，这样，便会造成夹紧部分这一块元件过于多且复杂，整体不够紧凑，以后的后续开发设计可以对这方面的问题进行设计改进。

另一个缺点就是面粉装包质量的范围柔性不够。

这次设计面粉打包机的只能是固定的装袋质量，因为它的夹紧过程是由凸轮机构进行控制的，而凸轮又只有一个外形轮廓，只能进行一种固定模式的间歇运动。

所以如果要打包的面粉质量改变了，要么就要重新设计一组凸轮，或者改变电动机的转速。

而绞龙的转速又有一个范围，所以电动机的调速范围也不宽，这样造成装袋质量的柔性范围不宽。

虽然这个设计方案有这些缺点，但它的优点还是远远大于缺点的，通过后续的研究，以上的这些问题都会慢慢得到解决。

今后研究的重点就可以放在“夹紧—放松”这一控制范围上，通过夹紧时间的控制，来控制面粉的装袋质量，从而实现多重量的面粉袋型的打包，这样，便可以将这种设计方案推广到实际的生产实践过程当中了。

本次的设计主要内容包括进料部分的设计与夹紧部分的控制这两个重要的环节。

通过这两个方面来协调控制面粉打包机的工作过程。

对于面粉打包机进料部分的设计，通过查阅资料发现，发现物料的输送有多种方式包括螺旋输送及振动输送等几种输送方式。

螺旋输送机的设计简单，造价低廉，在相同的可比输送能力下，螺旋输送机比其他类型的输送机的投资费用更低；可以呈现水平、垂直或倾斜输送；可以保证防尘及密封结构的槽体设计，工业生产中零部件的标准化程度较高。

并且螺旋输送的最大优点便是结构紧凑，可以再有限空间内进行物料的大功率输送。

而面粉打包机的空间有限，需要在狭小的空间里进行面粉的输送，并且面粉打包机的进料部分需要在一个密闭的空间内实现，通过这些客观条件，便将进料的方式设计为螺旋进料方式，下面两张图片便是螺旋进料部分的简单示意图以及其实物图，本次设计将会借鉴已有生产螺旋进料机的公司的设计思路。

图2-1螺旋进料原理

图2-2螺旋进料

通过原理示意图可以看到，面粉的进料过程可以再一个密闭的空间内实现，这样便能保证面粉在输送过程中不被污染。

在实物图中，绞龙叶片上方的轴为搅杆，通过链传动与绞龙一块转动，可以防止面粉结块成拱。

夹紧部分的设计是本次设计任务的重中之重。

因为现在的夹紧方式多为气动，而机械式的夹紧方式还没有成型，改成机械加紧方式具有很大的挑战性需要多方查阅资料才能完成。

图2-3气动夹紧装置

上图便是已生产的面粉打包机的夹紧部分，这种夹紧方案是由气缸驱动两边的夹紧杆的放松，夹紧等动作。

但是可以看到气缸都需要专门的供气系统进行供气，这样便会是整机看起来比较复杂，所以这次设计便对这一方面进行改进，采用凸轮机构来控制夹紧杆的夹紧与放松。

图2-4凸轮夹紧机构原理图

上图便是凸轮机构运动的原理图。

中间凸轮随轴转动，从而带动凸轮上的摆杆上下摆动，，摆杆的摆动控制夹紧杆的运动，两边使用弹簧可以对摆杆进行预紧，使其上的小轮始终与凸轮接触。

而夹紧与放松的时间，便由凸轮的轮廓与凸轮的转速进行控制，这些可以根据实际的需要进行计算设计。

3设计计算书

3.1进料部分的设计计算

3.1.1已知参数和工作条件

本次设计的面粉打包机装袋面粉量为1.5t/h。

3.1.2螺旋输送机输送量和功率计算

水平螺旋输送机的生产率可以按照下边的经验公式进行计算:

Q=3600Fvγ（t/h）

式子中，F——机槽内物料的横断面积（m²）；

V——被输送的物料的轴向的运动速度；

γ——物料的单位容积重量（t/m³）

机槽内物料的横断面积为：

F=（πD²/4）ψβK

其中，D——螺旋叶片直径（m）；

Ψ——机槽的填充系数，其具体数据可见下表3-1；

β——倾斜布置的输送机对F的修正系数，由于本次设计的输送进料部分是水平方向布置，故其值为1.0

K——螺旋叶片的形式对输送量的影响系数，见表3-2。

表3-1各种散料的特性系数

物料名称

推荐填充系数ψ

A值

小麦

0.30～0.40

65

稻谷

0.30～0.40

60

面粉

0.30～0.40

40

麸皮、米糠、胚芽

0.20～0.35

40～50

棉籽

0.30～0.35

55

碎油饼

0.25～0.30

40

表3-2螺旋叶片形式的修正系数

叶片形式

满面式

齿式

带式

浆式

K

1.0

0.8

0.7

0.3

查询粮食工程设计手册中的关于螺旋输送轴的有关设计技术要求等，选择满面式叶片的螺旋体，根据螺旋输送机螺旋体与螺旋轴的系列推荐尺寸，选择螺旋体直径D=160mm，对应的螺旋轴直径d=36mm。

在根据以下公式进行计算：

Q=47D²ψSnγCK

其中,D——螺旋叶片直径，以选择的为160mm；

Ψ——物料的装满系数；

S——螺距，推荐的直径为160mm的叶片对应的螺距为130mm；

n——螺旋轴转速（r/min），系列值为60、70、80、90、100、110、120、140、160、190，选择推荐值100r/min；

γ——物料容重，上面表格可查阅；

C——倾斜修正系数，为水平布置，其值为1.0

K——螺旋叶片叶形的影响系数，选择的为满面式，其值1.0。

驱动电动机功率（kw）计算公式：

N=Q/367η（wL+H）K

式中，Q——输送量，已知数据是1.5t/h；

W——物料阻力系数：

粮食及其加工产品取1.2～1.3，棉籽、麦芽、糖块取1.5，苏打、食盐取2.5；

L——螺旋输送机的水平投影长度，设计量为1.0m；

H——倾斜输送时物料提升的高度，向上为+，向下为-，本次设计为水平布置，为0；

K——电机功率储备系数，取1～1.4；

η——总传动效率，减速器取0.94，三角带取0.95；

根据粮食部门对螺旋输送机的测试结果，实际轴的功率要比理论计算功率大3～4倍。

根据以上公式及一些已知数据，最后算出电动机的理论功率为0.0082kw，考虑到绞龙轴还要带动搅杆轴转动，电动机所需功率应比理论计算的大，查询建明机械零件设计手册，选择YS系列小功率三相异步电动机，其具体参数为机座号56，铁芯书2，极数4，电机功率90w，电机转速1400r/min。

减速器选用谐波减速器，根据设计手册选择NAF型减速器，其公称传动比为7。

减速器通过带传动与螺旋轴传动。

3.2带传动设计计算

电机输出转速为1400r/min,螺旋轴转速为100r/min,其总传动比i=14，减速器分配传动比为i1=7，则带传动分配到的传动比为i2=2。

（1）确定计算功率

计算功率是Pca是根据传递的功率和带的工作条件而确定的

Pca=KAP

式中Pca——计算功率，kw；

KA——工作情况系数，打包机在工作过程中载荷变动微小，每天工作时间10到16个小时，故其工作系数情况系数选择1.2。

P——所需传递的额定功率，如电动机的额定功率或名义的负载功率，kw。

根据公式得出计算功率Pca=0.108kw。

（2）选择v带的带型

根据计算功率Pca和小带轮转速，从图3-1选取普通v带的带型

图3-1普通v带选型图

根据算出的计算功率Pca=0.108kw以及小带轮的转速，结合上图，确定选择的带型为Z型带。

（3）确定带轮的基准直径并验算带速v

1）初选小带轮的基准直径d1

根据v带的带型，参考机械设计课本157页表格，确定小带轮基准直径为80mm

2）计算大带轮基准直径

有d2=id1计算，得出大带轮基准直径为160mm

（4）确定中心距a，并选择v带的基准长度L

1）根据带传动的总体尺寸的限制条件或要求的中心距，初定中心距400mm。

2）计算相应的带长L0

L0=2a0+π/2（d1+d2）+（d2-d1）²/4a0

计算最后结果为1180.8mm，根据推荐值最后圆整为1120mm。

3）计算中心距a及其变动范围

传动的实际中心距近似为

a=a0+（L-L0）/2

最后计算出实际中心距为370mm。

4）确定带根数z

最后根据课本上的相应计算公式确定带的根数为2。

（5）v带轮的设计

V带轮材料选用HT200，大小带轮设计成实心式，以下两图是大小带轮的设计图

图3-2小带轮设计尺寸

图3-3大带轮设计尺寸

3.3链传动设计计算

小链轮在螺旋转轴上装，转速为100r/min，大链轮在带动搅杆转动，转速50r/min。

（1）选择链轮齿数Z1、Z2和确定传动比i

一般链轮齿数在17～114之间。

传动i按下式计算

i=Z2/Z1

根据推荐值，选择小链轮齿数Z1=21，由以计算得到的数据知道链轮传动比为i=2，则，大链轮齿数Z2=42

（2）计算当量的单排链的计算功率Pca

根据链传动的工作情况、主动链轮齿数和链条排数，将链传动所传递的功率修正系数为当量的单排链的计算功率

Pca=KAKZP/Kp

式中，KA——工况系数，其从动机械特性与主动机械特性均为平稳运行，工况系数为1.0

KZ——主动链轮齿数系数，查课本图可知其修正系数为1.2

Kp——多排链系数，本次选择单排链，修正系数为1.0

P——传递的功率，kw。

带入各已知数据计算而得单排链的计算功率为0.024kw。

（3）确定链条型号和节距p

链条型号根据当量的单排链的计算功率Pca和主动链轮转速n1由图3-4得到。

由下图可以确定选择的链条型号为08A，由课本表可以得出链条的规格和主要参数

ISO链号

节距

P

滚子直径d1

链节内宽b1

销轴直径d2

内链板高度h2

排距p1

08A

12.7

7.92

7.85

3.98

12.07

14.38

表3-308A链条的主要参数

图3-4

（4）计算链节数和中心距

初选中心距a0=320mm，按下式计算链节数Lp0

Lp0=2a0/p+（z1+z2）/2+（（z2-z2）/2π）²P/a0

带入各已知数据计算而得链节数为83.43，将其圆整为偶数，确定为84个链节数，最后再根据链节数确定最终的中心距a=330mm。

（5）计算链速v，确定润滑方式

最后计算其平均链速为v=0.445m/s,润滑方式为定期人工润滑。

（6）大小链轮的设计

大小链轮转速不高，传递的功率不大，工作过程中无较大载荷冲击，选择大小链轮的材料为40钢。

具体设计尺寸如下图3-5、3-6

图3-5小链轮设计尺寸

图3-6大链轮设计尺寸

3.4绞龙轴轴承选择

螺旋输送机的轴承根据其安装的位置和作用，可分为头部轴承、尾部轴承和中间悬挂轴承。

对于长度在三米以上的螺旋轴，为了避免螺旋轴受力弯曲，所以每隔两米左右应设置一个中间悬挂轴承。

本次设计的螺旋输送部分长度仅为一米左右，故无需设置中间悬挂轴承。

而考虑到设计的绞龙的功率仅为8w，其在工作过程中轴收到的轴向力很小，由于角接触球轴承可以同时承受轴向载荷与径向载荷，这样便考虑使用角接触球轴承，最后经过计算确定下来的轴承型号为7206C。

经过以上的这些计算便可最终确定出螺旋进料部分的设计，图3-7为螺旋进料部分的部装图：

图3-7螺旋进料部分部装图

3.5凸轮机构的设计

给定的面粉打包量为1.5t/h，本次设计每袋面粉的装袋质量为25kg。

3.5.1凸轮摆角分配

根据已知的数据可以推算出，本次设计的面粉打包机需要每分钟装一袋25kg的面粉。

在这60s内，通过凸轮机构来控制夹紧部分的放松与夹紧过程，考虑到人工上袋时间以及有松到紧与由紧到松的过渡时间，同时还要保证夹紧动作的迅速，现将时间与凸轮对应圆心角度分配如下：

上袋，10s，对应凸轮圆心角-30º～30º；松-紧过渡，2s，对应圆心角30º～42º；夹紧保持，46s，对应圆心角42º～318º；紧-松过渡，2s，对应圆心角318º～330º。

摆杆摆角设定为5º，经计算，得出凸轮摆杆位角与凸轮圆心角转过角度关系如下表3-3所示：

表3-4凸轮摆杆位角与凸轮圆心角对应关系

位角

16º

16.43º

16.85º

17.26º

17.68º

18.09º

18.51º

18.93º

凸轮转角

0º～30º

31º

32º

33º

34º

35º

36º

37º

位角

19.34º

19.76º

20.17º

20.58º

21º

…

21º

20.58º

凸轮转角

38º

39º

40º

41º

42º

…

318º

319º

位角

20.17º

19.76º

19.34º

18.93º

18.51º

18.09º

17.68º

17.26º

凸轮转角

320º

321º

322º

323º

324º

325º

326º

327º

位角

16.85º

16.43º

16º

…

16º

凸轮转角

328º

329º

330º

…

360º

由于凸轮的两段过渡段是对称结构，所以其推程阶段与回程阶段一样，凸轮近休止使夹紧杆保持放松状态，远休止使夹紧杆保持夹紧状态，所以凸轮的理论廓线应该是由两段半径不同的圆弧以及两边的对称过渡线组成。

3.5.2凸轮设计

凸轮上摆杆滚子半径15mm，摆动点偏心距178.3mm，摆杆长186.1mm，摆点与凸轮基圆圆心竖直距离163.53mm，凸轮基圆半径100mm，根据以上数据以及表3-3，使用反转法绘出凸轮的理论廓线与实际廓线，图3-8为凸轮廓线的反转法绘制过程。

图3-8凸轮轮廓

由于两边的夹紧机构的夹紧杆要实现的运动轨迹一样，所以两边有两个夹紧杆需要两套凸轮，且凸轮的外形轮廓一致，并且，夹紧杆运动需要同步，所以将两凸轮通过键装到一根轴上，使两凸轮随轴转动带动两摆杆摆动，从而带动两边夹紧杆的夹紧与放松。

3.6夹紧杆设计

因为面粉出料口是竖直方向圆筒，所以夹紧杆处于夹紧位置时应处于竖直方向，此时加紧点与转动点的竖直距离为0.196m。

处于夹紧位置时，其竖直方向杆长130mm，倾斜方向杆长130mm，由于摆杆摆动角度为5°，则夹紧杆摆动也为5°，其从夹紧状态转到放松状态中，经过计算，其水平移动距离36mm，以可以轻松装上面粉袋，设计可用。

为了便于套装面粉袋，所以出料筒要比面粉袋口直径小，将出料口直径定为250mm。

由于摆动角度5°，其摆动角度不大，且在凸轮旋转一圈的过程中，摆杆只有4s钟绕轴转动，其他的56s时间都处于静止，所以其转动轴对摩擦不敏感，将连接摆杆与夹紧杆的转动轴悬挂于机床上，润滑采用脂润滑。

下图3-9为夹紧杆处于夹紧位置时，摆杆、夹紧杆相对于出料筒的位置：

图3-9夹紧机构

3.7夹紧电机功率的确定

面粉袋在夹紧悬空装面粉的过程中，其夹紧力由电动机最终提供。

在面粉袋装满面粉的时候，电动机所需提供的力最大。

此时，面粉装满质量为25kg，面粉重量为250N，通过查阅建明机械零件设计手册无润滑表面的摩擦因数，皮革与铸铁或钢间的静摩擦系数μ=0.55，则夹紧杆须提供的夹紧力至少为F=250/μ=455N。

夹紧点与转动点的竖直高度为H=0.196m，则其扭矩为Tmin=F*H=89.18N*m。

由于凸轮转速为n=60r/n,则凸轮轴上的输出功率应为P=T*n/9550=0.56kw,考虑到摩擦以及凸轮，联轴器的传动效率，凸轮传递转矩效率η1=0.86，转动副效率η2=0.8，轴承效率η3=0.95，则减速电机的输出功率为P出=P/（η1*η2*η3）=0.86kw,查机械设计手册减速动机，选择电机型号为Y90L-6，额定功率1.1kw，同步转速1000r/min,电机效率为77.5%，减速器型号选NBD，传动比16。

4轴、轴承及各部分校核计算

4.1绞龙轴校核

4.1.1按轴的扭转强度条件计算

先确定轴的最小直径，可按下边公式进行计算

（4-1）

式中，p——电动机功率，0.09kw；

n——绞龙轴转速,100r/min；

τ——轴材料的许用剪切应力，所选轴材料为40Cr，许用切应力为45MPa；

A0——

，查机械设计课本知40Cr钢A0=103。

代入各已知数据计算得出轴最小直径为dmin

9.94mm,所选绞龙轴直径最小处直径为24mm，满足轴的扭转条件。

4.1.2按轴的弯扭组合进行强度校核

绞龙轴的各受力点与支撑点如下：

图4-1绞龙轴受力点

装带轮处轴受到向下的拉力，在装链轮处轴受到向上的拉力。

带轮的除拉力为38.12N，带的有效拉力与带所传递的功率P有关,其关系式为:

带轮传递功率为90w，带的压轴力为301.32N，则带轮处轴受到的向下的拉力为339.44N。

链轮处压轴力为196.85N，则，绞龙轴上的受力情况为：

22.63N

165.22N

8.595N*mN

196.85N

339.44N

56.6N

图4-2绞龙轴受力图

该轴弯矩图如下：

图4-3绞龙轴受力弯矩图

轴扭矩图为：

图4-4绞龙轴受力扭矩图

从弯矩图与扭矩图可以明显看出，轴上危险点在装链轮的中心处，其中

Mmax=41.07N*m

Tmax=8.595N*m

绞龙轴材料为40Cr，钢对称循环时的许用弯曲应力为[σ-1]=70MPa,又由于轴受到的扭转切应力也为对称循环变应力，故取α=1。

对于直径为d的圆轴，弯曲应力

扭转切应力

将σ和τ带入公式4-2

σca=

（4-2）

则可得轴的弯扭合成强度条件为

σca=

[σ-1]（4-3）

式中，σca——轴的计算应力，MPa；

M——轴所受的弯矩，N*mm；

T——轴所受的扭矩，N*mm；

W——轴的抗弯截面系数，mm³，对于实心圆轴，截面抗弯截面系数计算公式为W=0.1d³。

带入数据计算的轴的计算应力为σca=30.35MPa<70MPa=[σ-1],及校核后，绞龙轴安全。

4.2绞龙轴上轴承校核

两轴承承受的径向载荷，由绞龙轴的受力情况可知，两对轴承受到的径向载荷分别为：

Fr1=165.22N，其受力方向向下；

Fr2=22.63N，其受力方向向上。

两轴承受到的轴向载荷相同，为

Fa1=Fa2=

由于轴承在运转过程中无冲击或冲击很小，故其载荷系数fP=1.2。

分别求两轴的当量载荷：

对轴承一

=0.34

故轴承一的当量载荷为

P1=fP*Fr1=198.26N

对轴承二

=2.5>e=0.56

故轴承二的当量载荷为

P2=fP*（XFr+YFa）=79.87N

轴承寿命校核

所选轴承型号为7206C,轴承的基本额定动载荷Cr=22.0kN，

验算轴承一寿命

Lh1=

=116670*1366.35=1.59

h，

预期轴承可安全连续使用时间为十年，则

Lh0=24*365*10=87600h，

故轴承一寿命Lh1>Lh0，轴承一所选轴承安全；

验算轴承二寿命

Lh2=

=2.44

>Lh0

故所选轴承二安全。

4.3凸轮轴校核

4.3.1按轴的扭转强度计算

凸轮轴与绞龙轴所用的制造材料一