食品机械课程设计果蔬高速链式运输机设计

1、 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院院 系系 化学化工学院化学化工学院 专专 业业食品科学与工程食品科学与工程 班班 级级20072007 级级 3 3 班班 学学 号号 学学 生生 姓姓 名名 联联 系系 方方 式式 20102010 年年 0606 月月摘 要链式输送机是利用链条牵引、承载，或由链条上安装的板条、金属网、辊道等承载物料的输送机。根据链条上安装的承载面的不同，可分：链条式/链板式/链网式/板条式/链斗式/托盘式/台车式，此外，也常与其他输送机、升降装置等组成各种功能的生产线。 链式输送机被广泛的运用到机械，轻工，邮政，运输，医疗，牧

2、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。关键词：链式运输机 减速器 齿轮 轴abstractthe chain type conveyer is uses the chain link hauling, the load bearing, or load bearing material and so on plank, wire netting, table which installs by the chain link on conveyers.loading end difference installs which according

3、to the chain link on, separable: chain link type/link joint type/chain net type/plank type/chain bucket type/tray type/trolley type, in addition, also often with other conveyers, the elevating gear and so on composes each kind of function the production line. the chain conveyer by the widespread uti

4、lization machinery, the light industry, the postal service, the transportation, the medical service, the animal husbandry, the wood industry, the furniture, the automobile, the motorcycle, brews alcohol, drink, electronic electric appliance, food, revertex, chemical industry, all the various trades

5、and occupations and so on in tobacco.key word: chain conveyor reduction gear gear axis 目录1.前前 言言 .12 设计要求设计要求 .23 设计方案设计方案 .23.1 方案的比较方案的比较 .23.2 装置图及其工作原理装置图及其工作原理 .34 设计内容设计内容 .34.1 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 .34.1.1 求电动机的输出功率.34.1.2 选择电动机的型号，计算总传动比.44.2 齿轮的选择与校核齿轮的选择与校核 .44.2.1 高速级齿轮.44

6、.34.3 链传动的设计与计算链传动的设计与计算 .94.3.1 链型号的选择.94.3.2 链轮的主要尺寸计算.114.3.3 链的运动简图.124.44.4 轴的计算与校核轴的计算与校核 .124.4.1 轴上零件的固定.124.4.2 轴径的确定与齿轮的受力（以轴为例）.134.4.3 轴的选择与校核.134.4.4 轴的转矩弯矩受力图.164.54.5 联轴器的设计联轴器的设计 .164.5.1 确定联轴器的计算转矩确定联轴器的计算转矩 .164.6 键的设计键的设计 .164.6.1 选择键的类型、材料.164.6.2 键的尺寸的确定.174.6.3 校核键联接的强度.174.7 轴

7、承的设计 .174.7.1 轴承的选择.174.7.2 计算轴承寿命.175 设计小结 .18参考文献 .19致谢致谢 .2011.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

8、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

9、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

10、，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2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。dv603 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

11、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。33.2 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=0.991圆柱闭式齿轮=0.96（2 对）2传动链=0.963轴承=0.98（4 对）4传动

12、滚筒=0.915则 =0.7312234454（2）计算需要电动机输出的功率 =8.22dpwp60.734.1.2 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 =15.92iwdnn14609172（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 14608.14 53.24 1460 3.757.81 191.59 389.3 2.627.50 482.0

13、 148.6 1.627.20 749.59 91.724.2 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=3.751n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。6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

14、)计算小齿轮分度圆直径小齿轮转矩 t1=9.55=9.55nmm610np16108.141460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 1d312)1(2)(iiktzzdhhe =52.93mm2.确定几何尺寸齿数 取 z2=iz1=3.7540模数 m=d1/z1=52.93/40分度圆直径 d1=1.540mm=60mm d2=1.5150mm=225mm中心距 a=0.5(d1+d2)=142.5mm b=dd1=160mm=60mm 取 b2=bhlim1=589mpa

15、hlim2=554 mpa sh=1 h1=589 mpa h2=554 mpa t1=5.32 nmm410d=1 k=1.5zh=2.5ze=189.8 mpaz1=40z2=15m=1.5mmd1=60mmd2=225mma=142.5mmb=60mmb2=60mmb1=78mm74.2.2 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+510mm顶圆直径 da1=m(z1

16、+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=2.355mm3.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/sff(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 = 1f1112fsybmdkt =mpa5 . 160601032. 55 . 124=29.26 mp

17、a2f1f21fsfsyy由于, , 故1f1f2f2fda1=63mmda2=228mmdf1=56.25mmdf2=221.25mmp=4.71mms=2.355mmflim1=443 mpa flim2=415 mpasf=1.4=29.56=316 mpa1f=296 mpa2fyfs1=4.04yfs2=4.00=29.56 mpa1f =29.26 mpa2f弯曲疲劳强度足够8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

18、圆直径小齿轮转矩 t1=9.55=9.55nmm6101np6103 .38978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 1d312)1(2)(iiktzzdhhe =83.43mm2.确定几何尺寸齿数 取z2=iz1=2.6235=91.7模数 m=d1/z1=83.43/35分度圆直径 d1=mz1=2.535mm=60mm d2=mz2=292mm=225mm中心距 a=0.5(d1+d2)=184mmhlim1=589mpa hlim2=554 mpa sh=1 h1=589

19、 mpa h2=554 mpat1=1.91nmm510d=1k=1.5zh=2.5ze=189.8 mpaz1=35z2=92m=2.5mmd1=87.5mmd2=184mm9b=dd1=187.5mm=87.5mm 取 b2=b b1=b+510mm顶圆直径 da1=m(z1+2)=2.5(35+2)=92.5mmda2=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=3.925mm3.校核齿根弯曲

20、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/sff(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 = 1f1112fsybmdkt = 121.54 mpa06. 45 . 25 .875 .871091. 15 . 125 =118.55 mpa2f1f21fsfsyy 由于, , 故1f1f2f2fa=184mmb=87.5mmb2=87.5mmb1=78mmda1=92.5mmda2=235mmdf1=81.25mmdf2=223.75mmp=7.85mms=3.925mmflim1=443 mpa flim2

21、=415 mpasf=1.4=316 mpa1f=296 mpa2fyfs1=4.04yfs2=4.00=121.54 mpa1f=118.55 mpa2f弯曲疲劳强度足够104.34.3 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=38m/s传动比 i=n1/n2=1.62大链轮齿数 z2=iz1=1.6221=34.02，取2. 确定链节距 a0=40p 计算链长 = + 2+ pl2

22、21zz pa02120)2(zzap =+ 2+23421pp402)22134(40pp =111.79 节 取工况系数 工作机平稳小齿轮齿数系数 =zk08. 11)19(z08. 1)1921(链长系数 =lk26. 0)100(pl26. 0)100112(多排链系数 设为单排链 额定功率= kwplzakkkpkp 011.031.117.51.0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(421222121zzzzlzzlppp3.验算链速 v= = m/s10006011pnz10006040.256 .148214.计

23、算作用在轴上的载荷z1=21i=1.62z2=34=112 节pl=1.0ak=1.11zk=1.03lk=1pk6.56 kw0pp=63.5mma=2679.7mmv=3.30 m/s，与初设相符11工作拉力 = = n=2272.73n1fvp100030. 35 . 71000轴上载荷 =1.2f1=2727.27nqf5.定润滑方式 查推荐使用润滑方式图 =2727.27nqf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

24、宽b2/mm排距pt/mm单排链极限拉伸载荷fb/n40a63.5039.6819.8437.8554.8971.553470004.3.24.3.2 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=423.33mm10180sinzp21180sin5 .630齿顶圆直径 =(0.54+)adp21180cot0 =63.5（0.54+）21180cot0=454.82mm齿根圆直径 =423.33-39.68=383.65mmfd1dd 结果d=423.33mm=454.82mmda=383.65mmfd122.大链轮分度圆直径 =690.22mmd34180sin

25、5 .630齿顶圆直径 =(0.54+cot)adp02180z齿根圆直径 =d-d1=690.22-39.68=650.54mmfd=690.22mmd=717.09mmad=650.54mmfd4.3.34.3.3 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13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

26、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=118d=118mm=20.92mm,计入键槽的影响 d=1.0320.92mm=21.55mm3npc3146014. 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=5.32104mm1d1t齿轮上切向力=1.77103ntf112dt601032. 524径向力=1.77103=644.23nrftftan020tan4.4.34.4.3 轴的选择

27、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=nahfbhf2tf550022.绘制水平面弯矩图（图 d）hm=275080nmmchmahf1l3.求垂直面支反力（图 e）由=0,即- =0,得am1lfrlfbv=281.85nbvfllfr11607023.644在铅垂方向上，由f=0，即-=0,得bvfrfavf=-=281.85-644.23=-362.38navfbvfrf4.绘制垂直面弯矩图（图 f）=2750nahfbhf=2.2 nmmchm510=281.85nbvf=-362.38navf14=-362.3870=-25366.56 nmmcvmavf

28、1l=281.8570=19729.5 nmmcvmbvf2l5.绘制合成弯矩 m 图（g）根据合成弯矩 ,得22vhmmmc 截面左侧弯矩 22cvchcmmm= nmm22)56.25366(61950 =6.69nmm410c 截面右侧弯矩 22cvchcmmm = nmm225 .1972961950 =6.69nmm4106 绘制弯矩图（h）t=5.31 nmm2dft31077. 16024107 绘制当量弯矩图em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 =cem22)(

29、 tmc =5.12 nmm510c 截面右侧当量弯矩 = =2.88 nmmcemcm510c 截面当量弯矩 在以上两数值中取较大值d 截面弯矩 =88545 nmm=3.98 nmmdhm3lfah410 =-362.3845nmm=1.63 nmmdvm3lfav410d 截面合成弯矩 =dm22dvdhmm =2424)1063. 1 ()1098. 3( =4.30 nmm410=-25366.56 nmmcvm=19729.5 nmmcvm=6.69nmmcm410=6.69nmmcm410t=5.31 nmm410=5.12 nmmcem510=2.88 nmmcem510=3.

30、98 nmmdhm410=1.63 nmmdvm410=4.30 nmmdm41015d 截面当量弯矩 =dem22)( tmd= nmm2424)1031. 56 . 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 =60mpaw1c 截面计算直径 =mm=23.11mm31 1 . 0wceemd34601 . 01035. 5计入键槽的影响 =1.0423.11mm=24.03mmedd 截面计算直径 =mm=20.74mm31 1 . 0wdedmd34601 . 01035. 59 检查轴的强度经与结构设计图比较，c 截面与 d

31、截面的计算直径分别小于其结构设计确定的直径，故=dem41035. 5=60mpaw1=24.03mmed=20.74mmdd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16a）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hme）垂直面得受力 f）垂直面的弯矩 g）合成弯矩 m h）转矩 tvm4.54.5 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=1.453.24=74.54nmct要求公称转矩，查表 gb/t4323-1984,所选联轴器型号为 tl5cntt 4.6 键的设计4.6.1 选择键的类型、材料 a 型普通平键，键的材料选用 45 钢4.6.2 键的尺寸的确定已知轴径 d=25mm，查表 gb/t1096-1979 知键的各项尺寸为：b=7mm，h=7mm，l=20mm4.6.3 校核键联接的强度普通平键构成静联接，故只需校核轮毂的挤压强度已知齿轮材料为 45 钢，查表知其许用挤压应力为 =100120mpap键的工作长度 =l-b