食品带式运输机轴系设计与校核

1、食品分装低速带式运输机1.前言带式输送机是连续运行的运输设备，在冶金、采矿、动力、建材等重工业部门及交通运输部门中主要用来运送大量散状货物，如矿石、煤、砂等粉、块状物和包装好的成件物品。带式输送机是煤矿最理想的高效连续运输设备，与其他运输设备相比，不仅具有长距离、大运量、连续输送等优点，而且运行可靠,易于实现自动化、集中化控制,特别是对高产高效矿井，带式输送机已成为煤炭高效开采机电一体化技术与装备的关键设备。特别是近10年，长距离、大运量、高速度的带式输送机的出现，使其在矿山建设的井下巷道、矿井地表运输系统及露天采矿场、选矿厂中的应用又得到进一步推广。选择带式输送机这种通用机械的设计作为课程设

2、计的选题，能培养我们独立解决工程实际问题的能力，通过这次毕业设计是对所学基本理论和专业知识的一次综合运用，也使我们的设计、计算和绘图能力都得到了全面的训练。带式输送机是连续运输机的一种，连续运输机是固定式或运移式起重运输机中主要类型之一，其运输特点是形成装载点到装载点之间的连续物料流，靠连续物料流的整体运动来完成物流从装载点到卸载点的输送。在工业、农业、交通等各企业中，连续运输机是生产过程中组成有节奏的流水作业运输线不可缺少的组成部分。其中带输送机是连续运输机中是使用最广泛的，带式输送机运行可靠，输送量大，输送距离长，维护简便，适应于冶金煤炭，机械于带式输送机的结构特点决定了其具有优良性能，主

3、要表现在：运输能力大，且工作阻力小，耗电量低，约为刮板输送机的1/3到1/5；由于物料同输送机一起移动，同刮板输送机比较，物料破碎率小；带式输送机的单机运距可以很长，与刮板输送机比较，在同样运输能力及运距条件下，其所需设备台数少，转载环节少，节省设备和人员，并且维护比较简单。由于输送带成本高且易损坏，故与其它设备比较，初期投资高且不适应输送有尖棱的物料。输送机年工作时间一般取4500-5500小时。当二班工作和输送剥离物，且输送环节较多，宜取下限；当三班工作和输送环节少的矿石输送，并有储仓时，取上限为宜。电力，轻工，建材，粮食，食品等各个部门，本设计就是运用于食品方面。2.设计要求2.1 工作

4、条件连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限为10年，小批量生产，单班制工作（8小时/天）。2.2 原始数据表表1 原始数据表运输拉力f（kn）运输机带（m/s）工作转矩t/(n.m)卷筒直径d/mm50.86903203.设计方案3.1 方案选择 二级展开式直齿圆柱齿轮减速器3.2 方案确定 （如图1）图1 传动方案3.2.1方案比较根据题目的要求，该带式运输机传动装置的工作环境为室内工作，湿度和粉尘含量为正常状态，环境最高温度为35度；工作情况是两班制，连续单向运转，载荷较平稳而且为低速，并且要求齿轮使用寿命为10年（每年按300天计）；因此可选用二级直齿圆柱齿轮减速器，该工作机有轻微振动

5、，由于v带有缓冲吸振能力，采用v带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用v带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。原动机部分为y系列三相交流异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。4.设计内容4.1 原动机选择（y系列三相交流异步电动机）4.1.1 电机的输出功

6、率(1)工作机所需功率：pw w=0.96 (2)传动装置总效率：=0.960.9940.9820.990.9=0.7894.1.2 电动机的输出功率pw=50000.8/1000=4kwpd=pw/a=4/0.789=5.07kw 取pd=5.5kw4.1.3 电机选择由简明机械设计手册表19-5选择电动机为y132m1-6型 技术数据：额定功率（） 4 满载转矩（） 960 额定转矩（） 2.0 最大转矩（） 2.0 4.2 传动装置总体传动比的确定及各级传动比的分配4.2.1重新分配传动比4.2.1.1计算总传动比： 4.2.1.2 各级传动比分配： 4.2.1.3 初定 =2.5 =2

7、.62 =3.07（其中v带传动比为1）4.2.2各轴的输入功率和转矩4.2.2.1各轴的输入功率p1=pd=5.07kwp2=pdd=5.070.96=4.87kwp3=p2d z=4.870.960.99=4.63kwp4=p3d zc =4.630.960.990.98=4.31kw4.2.2.1各轴的输入转矩t1=9.55106p1/n=9.551065.07/384=126089 nmmt2= t1d =126.082.620.96=317.11nmt3= t2d z =317.113.070.960.99=925.23t4= t3d zc =925.230.960.990.98=8

8、61.78表2 各轴转速、输入功率、输入转矩表轴号功率p转矩t转速n传动比i电机轴5.52.0960115.07126.083842.524.87317.111482.6234.63925.23483.07工作机轴4.31861.784814.3 v带设计外传动带选为 普通v带传动 4.3.1 选择v带型号由机械设计基础表6-4查得工作情况系数 ka=1.1pd= kap=1.15.5=5.65kw 选a型v带。4.3.2 确定v带轮直径4.3.2.1 选取带轮直径由机械设计基础图6-13及表6-3选取小带轮直径 dd1=112mm4.3.2.2 验算带速 4.3.2.3 从动带轮直径 4.3

9、.2.4 传动比 4.3.2.5 从动轮转速4.3.3 确定中心距和带长4.3.3.1 初选中心距 取4.3.3.2 初定带的基准长度 查机械设计基础表6-2取带的基准长度ld=2000mm4.3.3.3 传动中心距:a 4.3.3.4 确定中心距调整范围 4.3.3.5 验算小带轮包角14.3.4 确定v带根数4.3.4.1额定功率由机械设计基础表6-5查得dd1=112mm n1=800r/min及n1=980r/min时，单根v带的额定功率分别为1.00kw和1.18kw，用线性插值法求n1=960r/min时的额定功率p0值。 4.3.4.2 额定功率增量由机械设计基础表6-6查得p1

10、=0.11kw4.3.4.3 选取包角系数和长度系数 由机械设计基础表6-7查得查得包角系数由机械设计基础表6-2查得长度系数kl=1.034.3.4.4 计算v带根数z 取z=54.3.5 计算对轴的压力4.3.5.1计算单根v带初拉力 q机械设计基础由表6-1查得q=0.1kg/m4.3.5.2 计算对轴的压力 4.3.6 确定带轮的结构尺寸小带轮基准直径dd1=112mm采用实心式结构。大带轮基准直径dd2=280mm，采用幅板式结构。4.4 齿轮的设计4.4.1 高速级减速齿轮设计（直齿圆柱齿轮）4.4.1.1 齿轮的材料齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，材料都采用

11、45钢，大齿轮正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取z1=34 则z2=z1=342.62=894.4.1.2 设计计算(1) 设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。(2) 按齿面接触疲劳强度设计 a 许用接触应力极限应力hlim=0.87hbs+380极限应力为 hlim1=580mpa hlim2=560mpa安全系数取sh=1 b 计算小齿轮分度圆直径p1=pd=5.07kwt1=9.55106p1/n=9.551065.07/384=126089 nmm齿宽系数=1，载荷系数取k=1.4，节点区域系数取zh =2.5弹性系数由机械设计基

12、础表3-5取ze=189.8小齿轮计算直径 由机械设计基础表7-6取标准模数：m=2mm(3) 确定几何尺寸齿数取z1=37 z2=372.5=93模数，由机械设计基础表3-2取标准模数m=2mm分度圆直径 d1=mz1=237=74mm d2=mz2=293=186mm 中心距齿宽 取 b2=b=74mm b1=b2+5=79mm(4) 校核齿根弯曲疲劳强度a 许用齿根应力极限应力 hlim=0.7hbs+275hlim1=443mpa hlim2=415mpa安全系数 取sf=1.4许用齿根应力 b 验算齿根应力复合齿形系数由机械设计基础表3-6采用线性插值法得，yfs1=4.1，yfs2

13、=4.0 取y=0.7齿根应力 疲劳强度足够.4.4.2 低速级减速齿轮设计（直齿圆柱齿轮）4.4.2.1 齿轮的材料齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，材料都采用45号钢，大齿轮正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。齿轮精度用8级，软齿面闭式传动，失效形式为占蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取z1=35 z2=353.5=1234.4.2.2设计计算(1) 设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。(2) 按齿面接触疲劳强度设计a 许用接触应力极限应力 hlim=0.87hbs+380极限应力 hlim1=589mpa hlim2=554mpa安全系数取sh

14、=1 b 计算小齿轮分度圆直径齿宽系数=1，载荷系数取k=1.4，节点区域系数取zh =2.5弹性系数由机械设计基础表3-5取ze=189.8小齿轮计算直径 (3) 确定几何尺寸齿数取z1=38 z2=383.07=118模数，由机械设计基础表3-2取标准模数m=2.5mm分度圆直径 d1=mz1=2.538=95mm d2=mz2=2.5118=295mm 中心距齿宽 取 b2=b=95mm b1=b2+5=100(4) 校核齿根弯曲疲劳强度a 许用齿根应力极限应力 hlim=0.7hbs+275hlim1=443mpa hlim2=415mpa安全系数 取sf=1.4许用齿根应力 a 验算

15、齿根应力复合齿形系数 由机械设计基础表3-6采用线性插值法得，yfs1=4.1，yfs2=4.0 取y=0.7齿根应力 疲劳强度足够总结：高速级 z1=37 z2=93 m=2 低速级 z1=38 z2=118 m=2.54.5 轴系的设计现只对高速轴作设计,其它两轴设计略4.5.1高速轴的设计图1 高速轴的结构4.5.1.1 选择轴的材料及热处理由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料45钢,调质处理.4.5.1.2 各轴段直径的确定(1) 根据轴的材料及弯矩的影响,查表7-4,得c=106至118,取c=110则:，考虑到轴上有键槽，轴径应增大3%-5%,则mm，

16、取=27mm(2) 轴段上安装带轮此段设计应与带轮设计同步进行由最小直径可初步确定轴段的轴径d1=27mm，带轮轮毂宽度为（1.5-2）d1=40.5-54mm,取为50mm则轴段的长度略小于毂孔宽度，取l1=48mm；轴段，考虑带轮的轴向固定及密封圈的尺寸，带轮用轴肩定位轴肩高度a=（0.070.1）d1=1.89-2.7mm。所以轴段的轴径d2=d1+2(1.89-2.7)=31.78-32.4mm,选用毛毡圈油封。由表8-27，选取毡圈30 jb/zq46061997,则d2=30mm。由于轴段涉及因素较多，稍后再确定长度。轴段和安装轴承，考虑齿轮只受径向力和圆周力，所以选用球轴承即可，

17、其直径应便于安装，又符合轴承的内径系列现暂取轴承为6007，由表查的轴承内径为d=35mm，外径d=72mm，宽度b=17mm内圈定位轴肩直径da=42mm，外圈定位凸肩内径da65mm，故d3=35mm，该轴承采用油润滑，挡油环端面到内壁距离取b1=2mm，靠近箱体到内壁轴承端面到箱体内壁距离取=14mm，则l3=b+b1=33mm。通常一根轴上的两个轴承选相同型号，则d7=35，l7=l3=33mm轴段长度l2除与轴上零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关。由表4-1知下箱座壁厚有由公式=0.025a1+3=0.025130+3=6.25mm取=8mm，上箱座壁厚=0.9=7.2m

18、m，取=8mm；由于中心距a1=130mm300mm,可确定轴承旁链接螺栓直径m12，相应的c1=20mm，c2=16mm，箱体凸缘链接螺栓直径m10，地角螺栓直径m16，轴承端盖连接螺栓直径m8，由表8-29取螺栓gb/t 57812000 m825.则轴承端盖厚e=1.28mm=9.6mm，取e=10mm。轴承座宽度为l=+c1+c2+（58）mm=8+20+16+（58）=4952mm，取l=50mm，取端盖与轴承座间的调整垫片厚度为=2mm，为了在不拆卸带轮的条件下，方便拆轴承端盖，取带轮凸缘端面至轴承端盖表面的距离k=28mm，带轮采用腹板式，则有l2=l+e+k+-b=50+10+

19、28+2-14-17=59mm。轴段和，该轴段间接为轴承定位，可取d4=d6=45mm，齿轮两端面与箱体内壁取为=10mm，则轴段和的长度为l4=- b1=10-2=8mm轴段，上安装齿轮，为了便于安装，d5应略大于d3，取d5=50mm， l5=70mm(3) 轴上零件的周向固定为了保证良好的对中性，齿轮与轴选用过盈配合h7/r6。与轴承内圈配合轴劲选用k6，齿轮与大带轮均采用a型普通平键联接，分别为8*45 gb1096-1990及键10*80 gb1096-1979。(4) 轴上倒角与圆角为保证6007轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为1mm。其他轴肩圆

20、角半径均为2mm。根据标准gb6403.4-1986，轴的左右端倒角均为1*45。4.5.1.3 轴的受力分析于是，可得轴的支点上受力点间的跨距l1=85mm，l2=85mm，l3=62mm。(1) 画轴的受力简图。(2) 计算支座反力。(3) 绘制水平弯矩mh图mch=fahl1=170495nmm=161880 nmm(4) 求垂直面支反力(5) 绘制垂直面弯矩mv图mcv=favl1=58900 nmmmcv= fbvl1=58900 nmm(6) 绘制合成弯矩m图c截面左侧弯矩 c截面右侧弯矩 (7) 绘制转矩t图 (8) 绘制当量弯矩me图c截面左侧当量弯矩c截面当量弯矩 在以上两数

21、值中去较大值 mce=188135nmmd截面弯矩 d截面合成弯矩 d截面当量弯矩(9) 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，由表7-1-1w=60mpac截面计算直径 计入键槽影响dc=1.0431.53=32.79mmd截面计算直径(10) 检查轴的强度经与结构设计比较，c截面和d截面的计算直径分别小于其结构设计确定的直径，故轴的强度足够。图2 受力简图与弯矩图4.5.2 校核轴承的使用寿命4.5.2.1计算当量动载荷 轴承的型号为6007，c0=10.4 knfa/c0=0.056e查表8-8得径向载荷系数x和轴向载荷系数y为x=1，y=04.5.2.2 验算

22、6008轴承的寿命 故轴承寿命足够。4.5.3 键的校核（1） 键1 810 l=40 gb1096-1990 则强度条件为 查机械设计手册表许用挤压应力 所以键的强度足够（2） 键2 1610 l=50 gb1096-1990 则强度条件为 查表许用挤压应力所以键的强度足够4.5.4连轴器的选择联轴器选择为yld8型凸缘联轴器 gb/t5843-864.5.5速器的润滑4.5.5.1齿轮的润滑因齿轮的圆周速度12 m/s，所以才用浸油润滑的润滑方式。 齿轮浸入油里约0.7个齿高，但不小于10mm，低速级齿轮浸入油高度约为1个齿高（不小于10mm），1/6齿轮。4.5.5.2 动轴承的润滑因润

23、滑油中的传动零件（齿轮）的圆周速度v1.52m/s所以采用飞溅润滑，4.5.6 结构尺寸 参考减速器选用手册箱体结构，略去计算过程，得如下简表表 3 箱体结构尺寸目的 分析过程 结论 机座壁厚 =0.025a+38mm 机盖壁厚 1 1=0.025a+3 8mm 机座凸缘壁厚 b=1.5 12mm 机盖凸缘壁厚 b1=1.5 1 12mm 机座底凸缘壁厚 b2=2.5 20mm 地脚螺钉直径 df =0.036a+12 19.1mm 地脚螺钉数目 a250,n=6 6 轴承旁联接螺栓直径 d1=0.75 df 14.3mm 机盖与机座联接螺栓直径d2 d2=(0.50.6) df 10mm 联接螺栓d2 间距 l=150200 160mm 轴承盖螺钉直径 d3=(0.40.5) df 7mm 窥视孔螺钉直径 d4=(0.30.4) df 6mm 5 设计小结 经过两周的机械设计实习，使我学习并掌握了