馒头机设计说明书

1、摘要SHANDONG毕业设计说明书双绞龙馒头成型机设计学 号：姓 名： 孔德玉 山曙光 潘博班 级： 农机1003班专 业：农业机械设计制造及其自动化指导教师：王相友学 院：机械工程学院2014 年 5 月 30 日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

2、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AbstractAbstract This 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 struc

3、ture 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 des

4、ign, 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目录目 录 引言 引言馒头一直以来都是我国北

5、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

6、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

7、，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。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

8、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

9、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-

10、88）。电机型号Y100L-4，额定功率1.5KW，满载转速1400r/min。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）。图1图2图3图3二、对于设计的具体要求： 1.成型机的型号：FMJ-II 2.本机器产量：4000个/h 3.工作电压：380V 4.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（1） 判

11、定工作机所需功率=KW=0.69KW（2） 判定电动机所需功率（3） 判定安全系数为则（）判定电动机的额定功率按照实际所需功率小于或等于额定功率原则，选择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（） 第2条路线（） 3条路线 各级的传动比合理分配：（） 皮带传动比减速器：链轮与间的传动比与之间的传动比（）皮带传动之比齿轮与间的传动比与间的传动比（

12、）皮带传动比齿轮与间的传动比与间的传动比齿轮与间的传动比（三）传动装置运动与动力的参数设计各种转速设计各轴输入功率各轴输入转矩（四）减速器的选择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

13、时，油的搅动损失较大，一般用于蜗杆圆周速度v1。（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

14、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=2.5由图10-26查表得=0.8，=0.7，=+=1.5选齿宽的系数fd为1.从表10-6查出为190Mp从图10-21中以齿面硬度查出小齿轮接触疲劳强度为600Mpa，为550Mpa.算出循

15、环应力次数 N2=60n 1 j L h = 3.57* N1= 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.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= 500Mpa = /S=468Mpa = =483Mpa =107.9圆周的速度V= = 47m/s齿宽b和模数 b=108mm =2.2mm h= = 5mm b/h = 22纵向重合度 = =3.0载荷系数K =1.375,以V=47m/s，4级精度，查出 =1.0从表10.4， =1.4从图10.13， =1.4从表10.3， =1.0则载荷系数 K

16、=2.0从分度圆直径用实际载荷系数校正 =127.0mm计算模数 =2.6mm以齿根弯曲强度设计 = K=2.2以纵向重合度=3.0，从图10-28查出螺旋角影响的系数=0.9.计算当量齿数 =50.8 =1406从表10.5看出，=2.14, =2.32 =1.83, =1.70从图10.20 C 小齿的弯曲疲劳强度极限 =500Mpa，算出大齿轮的弯曲疲劳强度极限 = 380Mpa从图10.18，则弯曲疲劳寿命系数=0.85, =0.88S=1.4 =303.6Mpa =238.9Mpa =0.012994 =0.016360从此知道大齿轮的数值大计算出 =2.20以=3， =41.60以

17、 =115， =41 。以中心距a =238.40mm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，,等不用修正。算出大，小齿轮的分度圆直径 =351.0mm =125.0mm算出齿轮的宽度b=125.0mm圆整以 =125mm，=120mm。6.2高速齿轮传动已知：N3=29718r/min,P3=447.1KW,T3=143.22N.m N2=8256r/min，P2=475.4KW,T2=609.10N.m1）、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4

18、5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=2.5由图10-26查表得=0.8，=0.7，=+=1.5选齿宽的系数fd为1.从表10-6查出为190Mp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.算出循环应力次数 N2=60n 1 j L h = 1.290* N1= N2 / 2.8 = 3.580*

19、从图10-19中可以看出 接触疲劳寿命系数 是0.80, 是0.83.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 = /S = 631Mpa = =631.4Mpa =55圆周的速度V= = 86m/s齿宽b和模数 b=54.9mm =2.24mm h= = 5.04mm b/h = 10.9纵向重合度 = =1.60载荷系数K =1.375,以V=85m/s，4级精度，查出 =1.0从表10.4， =1.4从图10.13， =1.4从表10.3， =1.0则载荷系数 K=2.0从分度圆直径用实际载荷系数校正 =故载荷系数K=2.10按实际载荷

20、系数校正分度圆直径 =63.2mm计算模数 =2.6mm以齿根弯曲强度设计 = K=2.15以纵向重合度=1.60，从图10-28查出螺旋角影响的系数=0.9.计算当量齿数 =25.6 =92.96从表10.5看出，=2.61, =2.19 =1.59, =1.78从图10.20 C 小齿的弯曲疲劳强度极限 =550Mpa，算出大齿轮的弯曲疲劳强度极限 = 480Mpa从图10.18，则弯曲疲劳寿命系数=0.78, =0.80S=1.4 =306.4Mpa =274.3Mpa =0.01358 =0.0142从此知道大齿轮的数值大计算出 =2.0以=2， =31以 =111， =31 。以中心

21、距a =145.17mm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，,等不用修正。算出大，小齿轮的分度圆直径 =226.7mm =63.3mm算出齿轮的宽度b=63.3mm圆整以 =65mm，=70mm。 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, =51N =6745N =3330N 于是仅仅需要校核即可 因为P=500KW, ,n=2980r/min，可以得出 =32684h通

22、过表13-3查出=20000-30000 $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=50mm油膜厚度的最小安全值选择=0.4mm，从表21.6-1得出h=6.2mm油膜厚度最小的极限值 =13.50mm润滑油选择L-FD46进瓦油温设定为附温升初值 有效油温 润滑油得粘度 =0.0210Pa.s粘度比 =1.34 =载荷 油膜最小厚度数 =0.0980温升数 =8.8内外径比

23、=1.30瓦块数 Z=20瓦面的升高比 =3.0轴承的外径 =118mm轴承的中径 =84mm轴瓦的宽度 =34mm轴瓦的中径周长 L=B=34校核的填充因子 =1.3合适校核计算：瓦载荷 =490N瓦载荷数 温度的修正因子 =0.97瓦温的升数 =12.5温升 =6.9 与初值差不多瓦油膜最小厚度数 =0.50油膜最小厚度 =41.60mm$最高的油温 瓦面积 =1134静载荷 静载的压力 =0.60Mpa瓦面升高 =0.130mm瓦功耗数 =13.7瓦功耗 =0.42KW总功耗 =8.40KW瓦端泄漏的流量数 瓦端泄漏量 =0.0370L/S需要的供油量 =44.60L/min2）.径向滑

24、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=31.50Mpa，压力比 =0.50，最大的偏心率=0.5油垫的位置角 ，偏心率 ，油垫曲度因子 =0.600压力比因子 =1 =0.210 =-0.210 =-0.210 =0.210载荷数 =0.6720 =0.360 =0.360 =0.670有效的承载面积 轴承的承载能力=2033N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。7.3 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）

25、.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=45mm油膜厚度最小安全值取=0.40，从表21.6.1得出 h=6.20mm油膜最小厚度的极限值 =13.50mm润滑油应选择L-FD46进瓦油温设定为附温升的初值 有效的油温 润滑油的粘度 =0.0210Pa.s粘度比 =1.330 =载荷 油膜最小厚度数 =0.0980温升数 =8.71内外径比 =1.30瓦块数 Z=20瓦面的升高比 =3.0轴承的外径 =77mm轴承的中径 =61mm轴瓦的宽度 =16mm轴瓦中径周长 L=B=16校核填充因子 =1.3合适校核计

26、算：瓦载荷 =166N瓦载荷数 温度的修正因子 =0.970瓦温升数 =12.50温升 =7.0 与初值很接近瓦油膜最小厚度数 =0.50最小的油膜厚度 =41.60mm$最高油温 瓦面积 =936静载荷 静载压力 =0.47Mpa瓦面升高 =0.106mm瓦功耗数 =11.31瓦功耗 =0.32KW总功耗 =6.4KW瓦端泄漏流量数 瓦端泄漏量 =0.0252L/S需要供油量 =36.6L/min2）.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=31.52Mpa，压力比=0.50，最大偏心率=0.50油垫位置角，偏心率 ，油垫曲度因子 =0.6

27、压力比因子 =1 =0.210 =-0.210 =-0.210 =0.210载荷数 =0.68 =0.36 =0.36 =0.68有效的承载面积 轴承的承载能力=1690N因为中速轴轴承处所受支承力=1338NF=1690N,因此该轴承满足要求。八 密封系统8.1低速轴的密封低速轴转速很低，因此对密封的要求并不严格，采用旋转式轴唇密封圈（GB/T 13871-1992）相关的尺寸为 d=72mm，D=100mm，H=10mm。8.2 高速轴密封因为高速轴转速比较高超过2万转，所以必须用迷宫 密封，选用油沟式的密封圈（JB/ZQ 4245-1986）相关的尺寸查机械设计手册可得：=d+1=36，

28、,n为槽数 且R=1.5，t=4.5，b=4所以=15mm.第三部分 校核计算主要部件刚强度我们主要是校核计算馒头机中蛟龙轴的刚强度，该设计是双蛟龙馒头机，是馒头机工作的最主要的受力轴，绞龙距离长，左面有两个轴承，其中一个为调心轴承，一个为圆柱滚子轴承，右面为滑动轴承。因此此绞龙轴为本产品的关键，该绞龙的刚强度也变得尤为重要。只有蛟龙轴的刚强度合格，本产品才可能投入生产。下面为绞龙图。首先校核主动辊轴可知 对套筒计算 轴水平的受力图水平截面弯矩图垂直截面受力图垂直截面弯矩图转矩图确定材料，算出许用应力：此轴的材料选择45号调质钢，从机械零件手册查出 用插入的方法从表16-3中查出 当量弯矩有

29、轴颈经校核经校核可知此轴合格。第四部分 小结在王相友老师的指导下，在白鸽食品机械生产公司的帮助下，经过我们小组三位成员艰苦的努力，我们最终比较好的进我们最大努力的完成了我们在学校的最后一次毕业设计，这最后一次毕业设计是对大学三年我们所学知识和实践动手能力的的总结，是对我们大学三年对学问掌握的最后检验，进而也是给我们建立一个从学校进入社会，踏上公司岗位的纽带。通过最后一次的毕业设计，使我们对于机械的设计的环节以及具体的设计经过有了更加深入的了解，而且也帮助我们养成了积极的工作热情和团队之间的协作能力，更重要的是我们通过这次毕业设计认识到了技术设计的辛苦以及获得最后想要的成功的开心，还有那么多指导

30、老师孜孜不倦的研究人生经验。 第一，经过对双绞龙馒头机的设计，以及我们在白鸽食品机械制造有限公司一个多周的学习和实践，我们对食品行业充满了希望，中国是人口大国，对食品的要求更加的高，尤其是馒头，又很悠久的历史。因此做为一个食品机械方面的设计人才，我们必须更该在学校的指导下，努力搞科学研究，努力勤奋，争取为母校贡献自己的买一份力。第二，完成这最后的一次毕业课程设计，我认识到农业机械生产设计所有环节和设计过程中的各个设计阶段，还有各个过程的任务、达到预想结果的方法、提升了自己认真刻苦坚强自信的完成毕业设计的团结的心。而且也比锻炼了我们自己的动手能力和设计头脑。第三 ，听过这次刻骨铭心的毕业设计，我

31、们在设计中推演研究，获取各种所需资料还有知识理论和结合现实的能力有所提高，通过对中国食品现状的了解，设计出最符合时代的食品机械。通过这次毕业设计，为我们更好的融入社会，适应多变的工作，接受先进的知识做好准备。因为我们设计时间有限，学艺不精，所以在设计中还是有一些缺憾。还考虑到我们所研究的课题是同行业所没有研究过的，所以可以获得的资料很少，许多东西还只是理论，不够完整，还有很多不足之处，在以后的研究中还需改善，希望各位老师批评指导。第五部分 致谢经过半个学期的辛苦努力，我们的毕业设计也告一段落了。在毕业设计完成的整个阶段，我遇到了很多困难，在这里我们要感谢王相友和李永军老师，虽然有困难，但在王老师和我们同一组同学的共