食品机械课程设计果蔬高速链式运输机设计 精品.doc

食食品品机机械械课课程程设设计计 果果蔬蔬高高速速链链式式运运输输机机设设计计 目录 1 前前 言言 1 2 设计要求设计要求 2 3 设计方案设计方案 2 3 1 方案的比较方案的比较 2 3 2 装置图及其工作原理装置图及其工作原理 3 4 设计内容设计内容 3 4 1 选择电动机 确定各轴的运动和动力参数选择电动机 确定各轴的运动和动力参数 3 4 1 1 求电动机的输出功率 3 4 1 2 选择电动机的型号 计算总传动比 4 4 2 齿轮的选择与校核齿轮的选择与校核 4 4 2 1 高速级齿轮 4 4 34 3 链传动的设计与计算链传动的设计与计算 9 4 3 1 链型号的选择 9 4 3 2 链轮的主要尺寸计算 11 4 3 3 链的运动简图 12 4 44 4 轴的计算与校核轴的计算与校核 12 4 4 1 轴上零件的固定 12 4 4 2 轴径的确定与齿轮的受力 以 轴为例 13 4 4 3 轴的选择与校核 13 4 4 4 轴的转矩弯矩受力图 16 4 54 5 联轴器的设计联轴器的设计 16 4 5 1 确定联轴器的计算转矩确定联轴器的计算转矩 16 4 6 键的设计键的设计 16 4 6 1 选择键的类型 材料 16 4 6 2 键的尺寸的确定 17 4 6 3 校核键联接的强度 17 4 7 轴承的设计 17 4 7 1 轴承的选择 17 4 7 2 计算轴承寿命 17 5 设计小结 18 1 前前 言言 在现代这样一个节约型社会中 机械设备自动化已广泛存在于生产生活的各个领域 中 而在大型的果蔬制品企业中 能够实现其生产的自动化与连续化将会大大提高其生 产效率从而创造更多的经济效益 果蔬链式运输机即为这一过程的实现做出了重大贡献 链式运输机结构紧凑 占用空间小 可以三维改变输送方向 与相关装置配合使用可 实现物料的输送和计量 链式输送机工作时 机槽下部的链条向前运动 使机槽里物料 内部压力增加 物料颗粒之间的内磨擦力随之增加 当物料的内磨擦力大于物料与机槽 壁的外磨擦力时 物料便随着输送链一起向前作连续的整体运动 输送机轴可以正反转 设备可以随时改变输送方向 被输送的物料从进口到出口法兰之间是处于密闭状态的故出 口不必设置除尘器 根据不同的加料情况 进口之间可相距超过 10 米远 链轮有优化的 肩 表面有沉积排水和齿面 设计优化 该设计中传动装置选用没有滑动的链传动 传 递效率高 轴及轴承上的载荷小且可在油污 温度较高的环境中使用 在该输送机的齿 轮传动选择方式方面 由于开式齿轮是外露的 粉尘容易落入啮合区且不能保证良好的 润滑 故采用了闭式传动 既保证了果蔬的卫生又提高了运送效率 链式运输机有如下特点 1 输送效率高 物料在链式输送机的机槽内呈整体流动 因而较小的机槽空间可以 输送大量的物料 设备的外形尺寸也相应较小 2 能耗低 链式输送机借助物料内磨擦力进行输送 输送链与机壳无磨擦运动 在 同等输送量和较长输送距离的条件下 链式运输机的电力消耗比螺旋输送机低 40 左右 3 故障率低 输送链上的滚子在导轨上滚动 输送链与机壳无磨擦 链条采用合金 钢热处理加工制成 其正常使用寿命 3 年左右 运行中故障率低 由于链式运输机具有诸多优点 除用于果蔬的运输外配合其它装置被广泛的运用到 机械 轻工 邮政 运输 医疗 牧业 木业 家具 汽车 摩托车 酿酒 饮料 电 子电器 食品 塑胶 化工 烟草等各行各业中 该设计为果蔬链式运输机 主要适用于大型果蔬制品企业 可实现其操作的半自动 化 既保证了产品质量又提高了工作效率 深受众多生产企业的青睐 目前已广泛应用 到果蔬制品加工领域 该设计主要对链式运输机的电动机 减速器 传动链 轴 联轴器 键 轴承等部 件进行了设计与选择 鉴于本人水平有限 该设计中难免存在不妥之处 恳请老师批评 指正 2 设计要求 要求滚筒传动带速度 v 2 4m s 输出功率 P 6Kw 即工作转速要求为 nw 91 72r min 能够基本实现链式运输机的高速运送 D v 60 3 设计方案 3 1 方案的比较 方案一 减速器采用齿轮传动 齿轮传动能保证恒定的传动比 适用的功率和速度范围广 效率高 但制造及安装精 度要求较高 成本高 方案二 减速器采用蜗杆传动 蜗杆传动的传动比大 传动平稳 但其传动功率低 发热量大 而闭式传动长期连续 工作时必须考虑散热问题 且其传递功率小 通常不超过 5Kw 综合比较以上两种方案 选择方案一较为合适 另外由于斜齿圆柱齿轮轴承的组合设 计较为复杂 所以选用直齿圆柱齿轮传动 3 2 装置图及其工作原理 图 1 果蔬链式运输机 1 电动机 2 联轴器 3 齿轮减速器 4 传动链 5 卷筒 6 运输带 4 设计内容 4 1 选择电动机 确定各轴的运动和动力参数 4 1 1 求电动机的输出功率 1 确定传动装置的总效率 联轴器 0 99 1 圆柱闭式齿轮 0 96 2 对 2 传动链 0 96 3 轴承 0 98 4 对 4 传动滚筒 0 91 5 则 0 73 1 2 2 3 4 4 5 2 计算需要电动机输出的功率 8 22 d P W P6 0 73 4 1 2 选择电动机的型号 计算总传动比 1 由上分析可选择电动机型号为 Y160M1 参见于 新编机械设计手册 额定功率 P 11Kw 满载转速 1460r min 最大转矩 2 3 2 计算总传动比 15 92 i w d n n 1460 9172 3 分配总传动比 计算各轴的运动和动力参数见表一 表 1 各轴的运动和动力参数 轴号输入功率 转矩 转速 传动比 电动机轴 8 22 53 77 1460 8 14 53 24 1460 3 75 7 81 191 59 389 3 2 62 7 50 482 0 148 6 1 62 7 20 749 59 91 72 4 2 齿轮的选择与校核 4 2 1 高速级齿轮 传递功率 P 8 14Kw 输出轴转速 1460r min 传动比 i 3 75 1n 一般减速器对传动尺寸无特殊限制 采用软齿面传动 小齿轮选用 45 钢调质 齿面平均硬度 240HBS 大齿轮选用 45 钢正火 齿面平均硬度 200HBS 这是闭式软齿面齿轮传动 故先按接触疲劳强度设计 再校核其疲劳强度 计算与说明主要结果 1 按齿面接触疲劳强度设计 1 许用接触应力 极限应力 Hlim 0 87HBS 380 安全系数 取 许用接触应力 H Hlim SH 取 H1 H2中较小者代 入计算公式 2 计算小齿轮分度圆直径 小齿轮转矩 T1 9 55 9 55 Nmm 6 10 n P 1 6 10 8 14 1460 齿宽系数 齿轮相对轴承非对称布置 取 载荷系数 工作平稳 软齿面齿轮 取 节点区域系数 标准直齿圆柱齿轮传动 弹性系数 查弹性系数 ZE表 小齿轮计算直径 1 d3 1 2 1 2 i i KTZZ dH HE 52 93mm 2 确定几何尺寸 齿数 取 z2 iz1 3 75 40 模数 m d1 z1 52 93 40 分度圆直径 d1 1 5 40mm 60mm d2 1 5 150mm 225mm 中心距 a 0 5 d1 d2 142 5mm b dd1 1 60mm 60mm 取 b2 b Hlim1 589MPa Hlim2 554 MPa SH 1 H1 589 MPa H2 554 Mpa T1 5 32 Nmm 4 10 d 1 K 1 5 ZH 2 5 ZE 189 8 MPa z1 40 z2 15 m 1 5mm d1 60mm d2 225mm a 142 5mm b 60mm b2 60mm b1 78mm 4 2 2 低速级齿轮 功率 P 7 81Kw 输入轴转速 n2 389 3r min 传动比 i2 2 62 小齿轮选用 45 钢 调质 齿面平均硬度 240HBS 大齿轮选用 45 钢 正火 齿面平均硬度 200HBS 先按接触疲劳强度设计 再校核其弯曲疲劳强度 b1 b 5 10mm 顶圆直径 da1 m z1 2 1 5 40 2 63mm da2 m z2 2 1 5 150 2 228mm 根圆直径 df1 m z1 2 5 1 5 40 2 5 56 25mm df2 m z2 2 5 1 5 150 2 5 221 25mm 齿距 p m 4 71mm 齿厚 s 0 5p 2 355mm 3 校核齿根弯曲疲劳强度 1 许用齿根应力 极限应力 Flim 0 7HBS 275 安全系数 取 许用齿根应力 Flim SF F 2 验算齿根应力 复合齿形系数 查复合齿形系数 YFS表 齿根应力 1F 1 1 1 2 FS Y bmd KT MPa 5 16060 1032 5 5 12 4 29 26 MPa 2F 1F 2 1 FS FS Y Y 由于 故 1F 1 F 2F 2 F da1 63mm da2 228mm df1 56 25mm df2 221 25mm p 4 71mm s 2 355mm Flim1 443 Mpa Flim2 415 Mpa SF 1 4 29 56 316 Mpa 1 F 296 Mpa 2 F YFS1 4 04 YFS2 4 00 29 56 MPa 1F 29 26 MPa 2F 弯曲疲劳强度足够 计算与说明主要结果 1 按齿面接触疲劳强度设计 1 许用接触应力 极限应力 Hlim 0 87HBS 380 安全系数 取 许用接触应力 H Hlim SH 取 H1 H2中较小者代 入计算公式 2 计算小齿轮分度圆直径 小齿轮转矩 T1 9 55 9 55 Nmm 6 10 1 n P 6 10 3 389 78 齿宽系数 齿轮相对轴承非对称布置 取 载荷系数 工作平稳 软齿面齿轮 取 节点区域系数 标准直齿圆柱齿轮传动 弹性系数 查弹性系数 ZE表 小齿轮计算直径 1 d3 1 2 1 2 i i KTZZ dH HE 83 43mm 2 确定几何尺寸 齿数 取 z2 iz1 2 62 35 91 7 模数 m d1 z1 83 43 35 分度圆直径 d1 mz1 2 5 35mm 60mm d2 mz2 2 92mm 225mm 中心距 a 0 5 d1 d2 184mm Hlim1 589MPa Hlim2 554 MPa SH 1 H1 589 MPa H2 554 Mpa T1 1 91 Nmm 5 10 d 1 K 1 5 ZH 2 5 ZE 189 8 MPa z1 35 z2 92 m 2 5mm d1 87 5mm d2 184mm b dd1 1 87 5mm 87 5mm 取 b2 b b1 b 5 10mm 顶圆直径 da1 m z1 2 2 5 35 2 92 5mm da2 m z2 2 2 5 92 2 235mm 根圆直径 df1 m z1 2 5 2 5 35 2 5 81 25mm df2 m z2 2 5 2 5 92 2 5 223 75mm 齿距 p m 7 85mm 齿厚 s 0 5p 3 925mm 3 校核齿根弯曲疲劳强度 1 许用齿根应力 极限应力 Flim 0 7HBS 275 安全系数 取 许用齿根应力 Flim SF F 2 验算齿根应力 复合齿形系数 查复合齿形系数 YFS表 齿根应力 1F 1 1 1 2 FS Y bmd KT 121 54 Mpa06 4 5 2 5 87 5 87 1091 1 5 12 5 118 55 Mpa 2F 1F 2 1 FS FS Y Y 由于 故 1F 1 F 2F 2 F a 184mm b 87 5mm b2 87 5mm b1 78mm da1 92 5mm da2 235mm df1 81 25mm df2 223 75mm p 7 85mm s 3 925mm Flim1 443 Mpa Flim2 415 Mpa SF 1 4 316 Mpa 1 F 296 Mpa 2 F YFS1 4 04 YFS2 4 00 121 54 Mpa 1F 118 55 Mpa 2F 弯曲疲劳强度足够 4 34 3 链传动的设计与计算链传动的设计与计算 4 3 14 3 1 链型号的选择链型号的选择 已知 功率 P 7 50Kw 转速 n1 148 6r min n2 91 72 r min 计算与选择如下 传动计算与说明结果 1 选定链轮齿数 小链轮的齿数 设链速 v 3 8m s 传动比 i n1 n2 1 62 大链轮齿数 z2 iz1 1 62 21 34 02 取 2 确定链节距 a0 40p 计算链长 2 P L 2 21 ZZ P a0 212 0 2 ZZ a P 2 2 3421 P p40 2 2 2134 40 P P 111 79 节 取 工况系数 工作机平稳 小齿轮齿数系数 Z K 08 1 1 19 Z 08 1 19 21 链长系数 L K 26 0 100 P L 26 0 100 112 多排链系数 设为单排链 额定功率 Kw PLZ A KKK PK P 0 11 031 11 7 51 0 链节距 由 P0及 n1根据单排滚子链额定 功率曲线选 40A 滚子链 实际中心距 a 2 8 2 2 4 2 12 2 2121 ZZZZ L ZZ L P PP 3 验算链速 v m s 100060 11 pnz 100060 40 256 14821 4 计算作用在轴上的载荷 z1 21 i 1 62 z2 34 112 节 P L 1 0 A K 1 11 Z K 1 03 L K 1 P K 6 56 Kw 0 P P 63 5mm a 2679 7mm v 3 30 m s 与初设相符 工作拉力 N 2272 73N 1 F v P1000 30 3 5 71000 轴上载荷 1 2F1 2727 27N Q F 5 定润滑方式 查推荐使用润滑方式图 2727 27N Q F 油浴或飞溅润滑 由上可知 所选链为 40A 滚子链 参见于 新编机械设计手册 其各项尺寸见下表 表 2 40A 滚子链的主要尺寸 链号链节距 P mm 滚子外径 d1 mm 销轴直径 d2 mm 内链节内宽 b1 mm 内链节外宽 b2 mm 排距 Pt mm 单排链极限拉伸载荷 FB N 40A63 5039 6819 8437 8554 8971 55347000 4 3 24 3 2 链轮的主要尺寸链轮的主要尺寸计算计算 计算与说明 1 小链轮 分度圆直径 d 423 33mm 1 0 180 sin z P 21 180 sin 5 63 0 齿顶圆直径 0 54 a dp 21 180 cot 0 63 5 0 54 21 180 cot 0 454 82mm 齿根圆直径 423 33 39 68 383 65mm f d 1 dd 结果 d 423 33mm 454 82mm da 383 65mm f d 2 大链轮 分度圆直径 690 22mm d 34 180 sin 5 63 0 齿顶圆直径 0 54 cot a dp 0 2 180 z 齿根圆直径 d d1 690 22 39 68 650 54mm f d 690 22mm d 717 09mm a d 650 54mm f d 4 3 34 3 3 链的运动简图链的运动简图 图 2 链运动简图 4 44 4 轴的计算与校核轴的计算与校核 4 4 14 4 1 轴上零件的固定轴上零件的固定 1 轴上零件的轴向固定 可用圆螺母的固定方法 该方法固定可靠 可承受大的轴向力 但轴上须车制 螺纹和退刀槽 应力集中较大 常用于轴端零件固定 2 轴上零件的周向固定 可采用键联结的平键联结的固定方法 该方法定心性好 可用于较高精度 高转 速及受冲击作用的场合 4 4 24 4 2 轴径的确定与轴径的确定与齿轮的受力 以齿轮的受力 以 轴为例 轴为例 轴传递的功率 P 8 14Kw 轴的转速 n 1460r min 轴材料选用 45 钢 45 钢对应的 C 118 d 118 mm 20 92mm 计入键槽的影响 d 1 03 20 92mm 21 55mm 3 n P C 3 1460 14 8 取标准直径 d 25 0mm 已知轴上齿轮的分度圆直径 60mm 齿轮转矩为 5 32 104mm 1 d 1 T 齿轮上切向力 1 77 103N t F 1 1 2 d T 60 1032 5 2 4 径向力 1 77 103 644 23N r F t F tan 0 20tan 4 4 34 4 3 轴的选择与校核轴的选择与校核 计算与说明结果 校核轴的强度 1 求水平面支反力 N AH F BH F 2 t F5500 2 2 绘制水平面弯矩图 图 d H M 2750 80Nmm CH M AH F 1 L 3 求垂直面支反力 图 e 由 0 即 0 得 A M 1 LFrLFBV 281 85N BV F L LFr 1 160 7023 644 在铅垂方向上 由 F 0 即 0 得 BV F r F AV F 281 85 644 23 362 38N AV F BV F r F 4 绘制垂直面弯矩图 图 f 2750N AH F BH F 2 2 Nmm CH M 5 10 281 85N BV F 362 38N AV F 362 38 70 25366 56 Nmm CV M AV F 1 L 281 85 70 19729 5 Nmm CV M BV F 2 L 5 绘制合成弯矩 M 图 g 根据合成弯矩 得 22 VH MMM C 截面左侧弯矩 22 CVCHC MMM Nmm 22 56 25366 61950 6 69 Nmm 4 10 C 截面右侧弯矩 22 CVCHC MMM Nmm 22 5 1972961950 6 69 Nmm 4 10 6 绘制弯矩图 h T 5 31 Nmm 2 d Ft 3 1077 1 60 2 4 10 7 绘制当量弯矩图 e M 当量弯矩图和轴的结构图可知 C 和 D 处都有可能是危险截面 应分别计 算其当量弯矩 此处可将轴的扭切力视为脉动循环 取 0 6 则 C 截面左侧当量弯矩 ce M 22 TMC 5 12 Nmm 5 10 C 截面右侧当量弯矩 2 88 Nmm Ce M C M 5 10 C 截面当量弯矩 在以上两数值中取较大值 D 截面弯矩 885 45 Nmm 3 98 Nmm DH M 3 LFAH 4 10 362 38 45Nmm 1 63 Nmm DV M 3 LFAV 4 10 D 截面合成弯矩 D M 22 DVDH MM 2424 1063 1 1098 3 4 30 Nmm 4 10 25366 56 Nmm CV M 19729 5 Nmm CV M 6 69 Nmm C M 4 10 6 69 Nmm C M 4 10 T 5 31 Nmm 4 10 5 12 Nmm ce M 5 10 2 88 Nmm Ce M 5 10 3 98 Nmm DH M 4 10 1 63 Nmm DV M 4 10 4 30 Nmm D M 4 10 D 截面当量弯矩 De M 22 TMD Nmm 2424 1031 5 6 0 103 4 8 求危险截面处轴的计算直径 许用应力 轴的材料选用 45 钢 调质处理 查表 得 60MPa W 1 C 截面计算直径 mm 23 11mm3 1 1 0 W Ce e M d 3 4 601 0 1035 5 计入键槽的影响 1 04 23 11mm 24 03mm e d D 截面计算直径 mm 20 74mm3 1 1 0 W De D M d 3 4 601 0 1035 5 9 检查轴的强度 经与结构设计图比较 C 截面与 D 截面的计算直径分别小于其结构设 计确定的直径 故 De M 4 1035 5 60MPa W 1 24 03mm e d 20 74mm D d 轴的强度足够 4 4 44 4 4 轴的转矩弯矩受力图轴的转矩弯矩受力图 图 3 轴强度计算 a 轴的结构 b 轴的空间受力 c 水平面的受力 d 水平面的弯矩 H M e 垂直面得受力 f 垂直面的弯矩 g 合成弯矩 M h 转矩 T V M 4 54 5 联轴器的设计联轴器的设计 4 5 1 确定联轴器的计算转矩 轴的名义转矩为 T 53 24Nm 故其计算转矩为 KT 1 4 53 24 74 54Nm c T 要求公称转矩 查表 GB T4323 1984 所选联轴器型号为 TL5 cn TT 4 6 键的设计 4 6 1 选择键