《低速袋装小麦输送机机械设计说明书.doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《低速袋装小麦输送机机械设计说明书.doc（27页珍藏版）》请在三一办公上搜索。
1、目 录1前言12.设计要求23设计方案23.1设计方案选择比较23.2设计方案简述34设计内容44.1.各主要部件选择44.2.设计步骤54.3减速器齿轮设计64.4.减速器轴及轴承装置、键的设计144.5.链传动的设计194.6润滑与密封224.7减速器箱体结构尺寸225.设计总结23参考文献25致谢26低速袋装小麦输送机1前言带式输送机经过两个世纪的发展,已成为煤炭、冶金、港口、化工、电力等领域广泛使用的连续运输设备,具有连续运输、运行阻力小、输送量大、耗电量低、运行平稳、较易自动控制等优点。带式输送机技术趋向于功能多元化、应用范围扩大化、长运距、大运量、高带速的方向发展。研究带式输送机的
2、意义不仅在于保证平稳地起动、制动,而且还可降低带式输送机的成本，对经济的发展起了很大的推动作用。目前我国带式输送机整体技术水平落后于国际先进水平。起动和制动问题是开发长距离、高带速输送机必须解决的问题之一。起动和制动是带式输送机的非稳定工况。带式输送机能否安全高效运行首先取决于其起停特性的好坏。尽管带式输送机的起制动时间很短,但其起制动性能对带式输送机性能和结构的影响却是很大。影响起停特性的因素不仅与驱动装置的布置有关,而且与张紧系统的性能和胶带本身的特性有密切关系。为了研究带式输送机的起停特性,在实验室建立集软起动、软制动、张紧为一体的小型带式输送机模拟试验系统,设计合理的电控系统、液压系统
3、、机械传动及连接装置,实现了软起动、软制动的功能模拟。分析一般带式输送机的起动、制动过程,同时对带式输送机模拟试验系统的起动、制动、运行过程进行了分析。确定影响其起动、制动性能的关键动力学参数,通过力控组态软件采集起动、制动过程的关键动力学参数的变化曲线,从而可以研究分析影响起停特性的因素。通过试验,能够探索提高和改善起停特性的途径。 下运带式输送机的制动一直是国内外学者讨论的焦点。在实验室构建带式输送机液压调速软制动加载试验系统,设计试验系统结构、试验方案,模拟被制动系统的制动过程,研究制动过程中液压系统压力、两点式变量泵的转速、扭矩的变化规律。利用力控组态软件采集加载试验系统的制动过程系统
4、压力、泵的扭矩、转速的变化曲线,分析试验结果。通过试验,对带式输送机特别是高速重载倾斜带式输送机有十分重要的意义。通过对液压调速制动系统进行的模拟试验,证明液压调速制动不仅能够进行高速减速制动,也可用于过载限速保护和停车稳车制动。带式输送机的应用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，可以使用多种传动方式，如链传动，带传动，齿轮传动等多种传动方式。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。链传动
5、兼有带传动和齿轮传动的特点。 主要优点：与摩擦型带传动相比，链传动无弹性滑动和打滑现象，因而能保持准确的传动比（平均传动比），传动效率较高（润滑良好的链传动的效率约为97 98%）；又因链条不需要象带那样张得很紧，所以作用在轴上的压轴力较小；在同样条件下，链传动的结构较紧凑；同时链传动能在温度较高、有水或油等恶劣环境下工作。与齿轮传动相比，链传动易于安装，成本低廉；在远距离传动时，结构更显轻便。 主要缺点：运转时不能保持恒定传动比，传动的平稳性差；工作时冲击和噪音较大；磨损后易发生跳齿；只能用于平行轴间的传动。链传动主要用在要求工作可靠,且两轴相距较远,以及其他不宜采用齿轮传动的场合。2.设计
6、要求设计一个链式带传动输送机，输送物是袋装小麦。由电动机驱动，输送带的牵引力F=7000N，运输带速度V=0.5m/s，运输机滚筒直径为D=300mm。单向运转，载荷平稳，室内工作，有粉尘。工作寿命为八年，每年300 个工作日，每天工作16小时，具有加工精度7级（齿轮）。3设计方案3.1设计方案选择比较 根据设计方案分析其优缺点如下：链传动的特点是：可以在两轴中心距较远的情况下传递运动和动力。能在低速，重载和高温条件下及尘土大的情况下工作。能够保证准确的传动比，传递功率较大，并且作用在轴上的力较小。传动效率高。相比于链传动，带传动，当过载是容易产生打滑，或卡死现象，使电动机产生过多的热量，烧坏
7、电机。带传动稳定性不够稳定。 斜齿圆柱齿轮较直齿圆柱齿轮传动平稳，承载能力大、噪音小，能减轻振动和冲击，若设计时旋向选择合理，可减轻轴的负荷，延长使用寿命，故此减速器的两对齿轮中高速齿轮采用斜齿圆柱齿轮传动，低速级齿轮采用直齿圆柱齿轮。高速级齿轮布置在远离扭矩输入端，这样可以减小轴在扭矩作用下产生的扭转变形，以及弯曲变形引起的载荷沿齿宽分布不均匀的现象。缺点：链条的铰链磨损后，使节距变大造成脱节。安装和维护要求较高;失效较大,传动精度不高。齿轮相对轴和轴承不能对称分布，因而对轴的要求更高，给制造带来一定麻烦。综上所述，这种传动方案的优点多，缺点少，且不是危险性的缺点，故这种传动方案是可行的。3
8、.2设计方案简述整体布置如下图：图1 机械设计简图图示： 1为输送机滚筒，2为链传动，3为减速器，4为联轴器，5为电动机，6为低速级齿轮传动，7为高速级齿轮传动，。辅助件有:观察孔盖,油标和油尺,放油螺塞,通气孔,吊环螺钉,吊耳和吊钩,定位销,启盖螺钉,轴承套,密封圈等.。4设计内容4.1.各主要部件选择表1 主要部件的选择部件因素选择动力源电动机齿轮斜齿传动平稳高速级做成斜齿，低速级做成直齿轴承此减速器轴承所受轴向力不大球轴承联轴器结构简单，耐久性好弹性联轴器链传动工作可靠，传动效率高单排滚子链4.2.设计步骤4.2.1电动机的选择根据一般带式输送机选用的电动机选择选用Y系列封闭式三相异步电
9、动机工作机所需有效功率为PwFV 7000N0.5m/s圆柱齿轮传动(8级精度)效率(两对)为10.97 2滚动轴承传动效率(四对)为20.98 4弹性联轴器传动效率30.99 输送机滚筒效率为40.97链传动的效率50.96电动机输出有效功率为 电动机输出功率为 4734.6w查得型号Y132S-4封闭式三相异步电动机参数如下额定功率p=5.5 kW满载转速1440 r/min同步转速1500 r/min4.2.2.分配传动比传动系统的总传动比其中i是传动系统的总传动比，多级串联传动系统的总传动等于各级传动比的连乘积；nm是电动机的满载转速，r/min；nw 为工作机输入轴的转速，r/min
10、。计算如下 取 i1=4 取 i:总传动比 ：链传动比 ：低速级齿轮传动比 ：高速级齿轮传动比4.2.3传动系统的运动和动力参数计算设：从电动机到输送机滚筒轴分别为1轴、2轴、3轴、4轴；对应于各轴的转速分别为、 、 、 ；对应各轴的输入功率分别为、 、 、 ；对应名轴的输入转矩分别为、 、 、 ；相邻两轴间的传动比分别为、 、 ；相邻两轴间的传动效率分别为、 、 。表2 动力参数分配轴号电动机两级圆柱减速器工作机0轴1轴2轴3轴4轴转速n(r/min)n0=1440n1=1440n2=381.96n3=127.32n4=31.85功率P(kw)P=5.5P1=4.244P2=4.034P3=
11、3.834P4=3.607转矩T(Nm)T1=28.146T2=101T3=288T4=1055两轴联接联轴器齿轮齿轮链轮传动比 ii01=1i12=3.77i23=3i34=4传动效率01=0.9912=0.9723=0.9734=0.964.3减速器齿轮设计4.3.1减速器设计简述齿轮减速器是原动机和工作机之间的独立的闭式传动装置，用来降低转速和增大转矩，以满足工作需要，在某些场合也用来增速，称为增速器。载荷分类与减速器联接的工作机载荷状态比较复杂，对减速器的影响很大，是减速器选用及计算的重要因素，减速器的载荷状态即工作机（从动机）的载荷状态，通常分为三类：均匀载荷，中等冲击载荷，强冲击载
12、荷。选用减速器时应根据工作机的选用条件，技术参数，动力机的性能，经济性等因素，比较不同类型、品种减速器的外廓尺寸，传动效率，承载能力，质量，价格等，选择最适合的减速器。图2 减速器设计简图4.3.2.1减速器类型选择：选用展开式两级圆柱齿轮减速器。4.3.2.2特点及应用：结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，这样，轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分地互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。高速级一般做成斜齿，低速级可做成直齿。4.3.3高速级齿轮设计设计小齿轮为1号，大齿轮为2号4.3.3.1选精度，
13、材料及齿数，齿型确定齿轮类型两齿轮均为标准圆柱斜齿轮斜齿圆柱齿轮传动时逐渐进入和逐渐退出啮合的，而且重合度也较直齿圆柱齿轮传动大，具有传动平稳，承载能力达等优点。故适合高速和大功率场合，但也具有缺点，比如工作是会产生轴向力，使轴承的组合设计变得复杂。材料的选择 小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为200HBS，二者材料硬度差为80HBS运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度选小齿轮齿数10，大齿轮齿数2114.224=100.8,取Z2=101选取螺旋角。初选螺旋角=15o4.3.3.2按齿面接触强度设计传递功率p=4.244w 传动比i
14、=3.77 转速n=1440r/min材料：小齿轮 40Cr表面调质 齿面平均硬度280HRC 大齿轮 45钢表面正火 齿面平均硬度200HRC安全系数取Sf=1极限应力 许用齿轮应力 确定齿轮模数小齿轮转矩 齿宽系数二级齿轮设计按照相对轴承对称分布由表3-7得 d =1.4载荷系数取K=2齿数取 Z1=40Z2=iZ1=403.77=150.8取Z2=152初设螺旋角=15o当量齿数 复合齿形系数 由表3-6查的 YFS1=4.04 YFS2=4.00判断对象 取二者较大代入下式标准模数由表3-2得 mn=1.5mm确定几何参数与尺寸中心距 实际旋角实际旋角与前设旋角150很接近，故上述设定
15、参数可使用分度圆直径 齿宽 b=d1=0.862.08=49.66 取b2=b=50mm b1=b+（510） 取b1=60顶圆直径 da1=d1+2mn=62.8+21.5=65.08 da2=d2+2mn=236+2V1.5=239根圆直径 df1=d1-2.5mn=62.08-22.5=58.33df2=d2-2.5mn=236-22.5=232.25当量齿数 4.3.3.3校核齿面接触疲劳强度极限应力 安全系数 取Sh=1许用接触用力验证齿面接触应力弹性系数由表3-5 ZE=289.8节点区域系数由表3-9 ZH=2.42齿面接触应力 由于二者均成立，则疲劳强度合适4.3.4低速级齿轮
16、设计小齿轮为1号，大齿轮为2号4.3.4.1选精度等级、材料及齿数，齿型确定齿轮类型两齿轮均为标准圆柱直齿轮材料选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS二者材料硬度差为40HBS。运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度选小齿轮齿数135大齿轮齿数211435=1404.3.4.2按齿面接触强度设计传递功率p=4.03w 传动比i=3.77 转速n=381.96r/min材料：小齿轮 40Cr表面调质 齿面平均硬度280HRC大齿轮 45钢表面调质 齿面平均硬度240HRC计算小齿轮分度圆直径小齿轮转矩 齿宽系数 二级减速器设计令
17、齿轮相对轴承对成分布 由表3-7得 d=1载荷系数 工作平稳，软齿面齿轮 K=1.4节点区域系数 标准圆柱直齿齿轮传动 ZH=2.5弹性系数 由表3-5 小齿轮直径 4.3.4.3确定几何尺寸齿数 小齿轮齿数135大齿轮齿数211435=140查表3-2取标准模数m=2中心距：a=m*（z1+ z2）/2=175mm齿宽： b=d *m* z1=1*2*35=70mm 所以取b1=80 b2=70小齿轮分度圆：d1=m* z1=2*35=70mm大齿轮分度圆：d2=m* z2=2*140=280mm齿顶高：ha=m=2mm齿根高：hf=1.25m=1.25*2=2.5mm齿顶圆直径：da1=
18、d1+2 ha =70+2*2=74mm da2= d2+2 ha =2280+2*2=284mm齿根圆直径：df1= d1-2 hf =70-2.5*2=65mm df2= d2-2 hf =280-2.5*2=275mm齿距：p=m=6.25mm齿厚：S=p/2=3.14mm4.3.4.4校核齿根弯曲疲劳强度许用齿根用力：极限应力根据表3-4查的小齿轮 大齿轮 安全系数取SF=1.4许用应力 验算齿根应力复合齿形系数 由表3-6得 齿根应力：由于 3.384所选链功率合适链节距：由P及n根据图6-30可得选择12A滚子链 p=44.5实心距 验证链速符合设计要求4.5.3链轮的设计已只选择
19、16A滚子链查得相关参数链节距 p=25.4mm滚子外径 d1=15.88销轴直径 d2=7.92内链节内宽 b1=15.75内连接外宽 22.61排距 pt=29.29单排链链单位长度质量 q=2.6kg/N单排链极限拉伸载荷 Fb=5560N链轮规格由表6-9得齿宽 bf1=0.93*b1=14.65mm倒角宽 ba=(0.10.15)p=0.14*25.4=3.56倒角半径 取=30mm齿轮凸圆圆角半径单排链轮齿总宽分度圆直径小齿轮 大齿轮 齿根圆直径4.6润滑与密封4.6.1润滑方式的选择因为此变速器为闭式齿轮传动，又因为齿轮的圆周速度，所以采用将大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸油润滑。考
20、虑到高速级大齿轮可能浸不到油，所以在 大齿轮下安装一小油轮进行润滑。轴承利用大齿轮的转动把油溅到箱壁的油槽里输送到轴承机型润滑。4.6.2密封方式的选择由于I，II，III轴与轴承接触处的线速度，所以采用毡圈密封。4.6.3润滑油的选择因为该减速器属于一般减速器，查机械设计手册可选用工业齿轮油N200（SH0357-92）。4.7减速器箱体结构尺寸表3 箱体尺寸箱体结构计算公式机座壁厚=0.025a+58mm机盖壁厚11=0.025a+58mm机座底凸缘壁厚b2=2.520mm联接螺栓d2间距L=150200160mm轴承旁凸台半径R10 mm轴承盖螺钉分布圆直径D1= D+2.5d3(D为轴
21、承孔直径)D1=42.5mm轴承座凸起部分端面直径D2= D1+2.5d3D2=59.5mm大齿顶圆与箱体内壁距离111.210mm齿轮端面与箱体内壁距离229 mm两齿轮端面距离4=55 mm轴承孔边缘到螺钉d1中心线距离e= (11.2)d113mm轴承座凸起部分宽度L1C1f+ C2f+(35)52 mm机座壁厚=0.025a+58mm机盖壁厚11=0.025a+58mm机座凸缘壁厚b=1.512mm机盖凸缘壁厚b1=1.5112mm机座底凸缘壁厚b2=2.520mm轴承旁联接螺栓直径d1=0.75 df21mm机盖与机座联接螺栓直径d2d2=(0.50.6) df14mm联接螺栓d2间
22、距L=150200160mm两齿轮端面距离4=55 mm5.设计总结以前我对机械设计基础这门课的认识是很肤浅的，有的几乎不明白。等到实际动手设计的时候才发现自己学得知识实在是太少了，而且就算上课的时候认真听课，光靠课堂上学习的知识还是无法运用去解决实际问题，必须要靠自己努力学习。我的设计中是很不完美、有不少缺憾甚至是错误的地方，但由于时间的原因，期末考试已经来到了，也不可能一一纠正过来的了。尽管设计中存在这样或那样的问题，我还是从可以中学到很多东西。首先，通过本次设计我体会到参考资料的重要性，设计中，我们应利用一切可以利用的资源，网上的或者图书管查阅。有时候许多数据在教材上是没有的，我们找到的
23、参考资料也不齐全，这时参考资料的价值就立时体现出来了。其次，从设计过程中，我复习了以前学过的机械制图知识，同时我的AUTOCAD的画图水平有所提高，Word输入、排版的技巧也得到了很大的提高，这些应该是我最大的收获。再次，严谨理性的态度在设计中是非常重要的，采用每一个数据都要有根据，设计是一环扣一环的，前面做错了，后面就要全改，工作量差不多等于重做。 因此每个数据都要经过严格计算。通过这次的课程设计,极大的提高了我们对机械设计这门课程的掌握和运用，也让我熟悉了机械设计手册和国家标准的使用，并把我们所学的知识和将来的生产实际相结合，提高了我们独立分析问题并自己去解决问题的能力，也提高了我们各个方
24、面的素质，有利于我们今后更顺利地走上工作岗位。参考文献1机械设计基础第4版 李秀珍 主编 机械工业出版社2005.12机械设计课程设计周元康 林昌华 张海兵 编著 重庆大学出版社2004年致 谢机械设计论文暂总算弄完了，有一种如释重负的感觉，同时也特别有成就感。论文的写作是枯燥艰辛而又富有挑战的，在此，我特别要感谢我的导师李老师。从机械论文的设计分析、文献资料的收集到最终的论文定稿，从内容到格式，从标题到标点，都有他们的悉心指导。在他们的指导与监督下，我发现起初自己的论文有那么多错误，因而进行了一次又一次的修改，终于取得了成功。没有两位老师的辛勤栽培、孜孜教诲，就没有我论文的顺利完成。最后我要感谢我的同学对我的、支持、鼓励和帮助，正是因为有了他们，我所做的一切才更有意义；也正是因为有了他们，我才有了追求进步的勇气和信心。由于接近期末考试，时间的仓促及自身专业水平的不足，整篇论文肯定存在尚未发现的缺点和错误。恳请阅读此篇论文的老师，多予指正，感激不尽！在此我谨向我的导师以及在毕业设计过程中给予我很大帮助的老师、同学们致以最诚挚的谢意！2010年6月20号
