1、自动送料装置传动系统设计附：零件图及装配图1绪论近年来，我国的工业水平发展得越来越快，机器的自动化更是普遍。目前，使用自动化的带式输送机的工厂多得数不胜数，正因为它的输送能力大、能耗低、结构简单、维护方便这些特点深受广大企业的青睐。本文是经过不断查阅资料后确定的题，然后结合自己在学校所学到的专业知识并通过在图书馆找到的相关手册资料进行的设计，目的是使自己设计的自动送料机具有实用价值。2 拟定传动方案本设计设计的是“自动送料机”，也称为“自动带式运输机”，其由原动机、传动装置及工作机三部分组成。由于运动简图能明确地表示这三部分之间的运动和动力传递关系，且为传动装置、输送装置中各零、部件的设计提供
2、了重要依据，故“自动送料机”的传动方案由运动简图图1表示：图1 传动简图 1、滚筒轴承 2、圆柱齿轮 3、V带传动 4、电动机 5、带轮 6、一级减速器 7、联轴器 8、传动滚筒 9、运输带 3 电机的选用 经查阅相关资料，本设计的“自动送料机”所送的物料为30cm长、15cm宽、10cm高的铝制棒料。故有关原始数据及工作条件如下： 1、原始数据： 输送带工作拉力F：7KN； 输送带速度V：1M/S； 卷筒直径D：500mm； 2、工作条件： （1）工作情况：两班制工作（每班按8h计算），连续单向运转，载荷变化不大，空载起动；输送带速度允许误差5%；滚筒效率筒 =0.96。 （2）工作环境：室
3、内，环境温度26 C左右。 （3）使用期限：折旧期8年，4年一次大修。 （4）制造条件及批量：普通中、小制造厂，小批量。 3、根据以上工作条件所选传动零件及其机械传动的效率值如下： 8级精度的一般圆柱齿轮（油润滑）齿=0.97，V带传动带=0.96，滚动轴承（球轴承）承=0.99（一对），弹性联轴器联=0.99，（以上数据在机械设计课程设计的P10表23查得）。3.1 类型的选择根据已知的工作条件，所选的电机的类型为Y系列（2923）笼型三相异步电动机。3.2 功率的确定 电动机功率的确定主要根据工作机的功率来确定：Pd= Pw/总 （1） Pw=FV/1000w （2） 则 Pd=FV/10
4、00总 其中 总=带m 承 齿 联 筒 （m为轴承对数） 本设计中，m=3，且： Pd电动机工作功率（KW）， Pw工作机的功率（KW）； F工作机的阻力（N）， V工作机的线速度（m/s）； 总电动机到工作机的传动装置总效率； w 工作机的效率（即滚筒的效率）； 因此，可以求得： （1）总=带m 承齿联筒 =0.960.9930.970.990.96=0.86 （2）Pw=FV/1000w=（70001）/（10000.96）=7.29（KW） （3）Pd=Pw/总=7.29/0.86=8.48（KW） 所以，计算得电动机的工作功率Pd为8.48KW。3.3 转速的确定 因为电机转速范围的确
5、定可由工作机的转速要求和传动机构的合理传动比范围来确定，即 ： nd=（i1i2in）nw （3） 式中：nd为电机的可选转速范围； i1in为各级传动比的合理范围； nw为工作机的转速； 又因为工作机（即卷筒轴）的工作转速为： nw=（601000v）/D且v=1m/s,D=500mm所以可求得 nw=（6010001）/（3.14500）=47.77（r/min）又根据机械设计基础课程设计教材P5的表21推荐的合理传动比范围，初选V带传动比i1=24，齿轮传动比i2=35。所以i总=i1i2=（24）（35）=620。因为i总=nd/nw，所以电动机转速的可选范围为：nd=i总nw=（62
6、0）47.77=286.62955.4（m/s）。由于本设计中，工作机是长期运转、载荷不变的，所以选择电动机功率的原则是其额定功率Ped应稍大于其工作功率Pd ，且符合这一范围电动机的同步转速范围为:750r/min。所以，经查机械零件设计手册P824表198，选择电动机的型号为：Y1808。所以电机主要性能和外观尺寸见表1和表2：表1 电动机（型号Y180M-8）的主要性能额定功率Ped/kw同步转速n/（r/min）满载转速nm/（r/min）电动机总量/N启动转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩1175072721501.82.0表2 电动机（型号Y180M-8）的主要外形尺寸和安装尺寸中心
7、高H（mm）外形尺寸L（AC/2+AD）HD（mm）地脚安装尺寸AB（mm）地脚螺栓孔直径K（mm）轴伸出端直径D/（mm） /轴伸出端长度（mm）1805955354452792411555/1104 分配传动比4.1 传动装置的总传动比由电动机的满载转速nw和工作机的转速nw,可计算出传动装置的总传动比为： i总=nm/nw （4） 或 i总=i1i2in （5） 因为由以上内容可知：nm=727r/min, nw=47.77r/min 所以 ：i总=nm/nw=727/47.77=15.22 即传动装置总传动比i总为15.22。4.2 分配各级传动比 由式i总=i1i2，取V带传动比i1
8、=3.5,则齿轮的传动比为： i2=i总/i1=15.22/3.5=4.35 所以，分配的传动比V带为3.5,齿轮为4.35。5 确定运动和动力参数5.1 确定各轴的转速 由 i12=n1/n2,n2=n1/i12可计算得：轴（输入轴）：n1=nm/i1=727/3.5=207.71（r/min）轴（输出轴）：n2=n1/i2=207.71/4.35=47.75（r/min）滚筒轴：nw=n2=47.75（r/min） 5.2 确定各轴的功率由 P1/P2= （6） 可计算得：（注：式中Pm为电动机额定功率）轴：P1/Pm=带,则P1=Pm带=110.96=10.56（kw）轴：P2/P1=齿
9、泵,则P2=P1齿=Pm带齿泵=110.960.970.99=10.14（kw）滚筒轴：Pw/P2=联承,则Pw=P2联承=10.140.990.99=9.94（kw）5.3 确定各轴的转矩 由 T=9550P/n （7）可计算得：电动机轴：T0=9550Pm/nm=955011/727=144.50（n/m）轴：T1=9550P1/nw=955010.56/207.71=485.52（n/m）轴：T2=9550P2/n2=955010.74/47.75=2028（n/m）滚筒轴：Yw=9550Pw/nw=95509.94/47.75=1988（n/m）现将以上算得的运动参数和动力参数列表如下
10、：表3 各轴的动力参数参数电动机轴轴轴滚筒轴转速n/（r/min）727207.7147.7547.75功率P/kw1110.5610.149.94转矩T/（nm）144.50485.5220281988传动比i 3.54.351效率 0.960.960.986 传动零部件设计6.1 V带传动设计该设计是由电动机驱动带式输送机系统中的高速级普通V带传动，根据之前的已知条件及设计出的结果有以下已知条件：所需传递的额定功率Ped=11kw，带的传动比i1=3.5。电机满载转速nw=727r/min,两班制工作（每班8h计算），载荷变化不大。设计如下： （1）确定计算功率Pc Pc可按公式（8）求得
11、： Pc=KaP （8）式中：P需要传递的名义功率（即额定功率）（KW）； Ka工作情况系数。 Ka经查机械零件设计手册P603表148后取：Ka=1.1 因为 p=ped=11kw 所以 Pc=1.111=12.1（kw）（2）选择带的型号 因为小带轮转速即为电机满载转速，即n小带=727r/min. 又根据计算功率： Pc=12.1kw， 由机械手册P62图14-2选带型 则所选V带型号为：B型。 （3）确定带轮基准直径1）自定小带轮基准直径dd1并符合机械设计基础P226表164的基准直径系列要求，取dd1=125mm.2）验算带速v：v=（dd1n1）/（601000）=（dd1n带）
12、/（601000）=（3.14125727）/（601000）=4.76（m/s）因为带速太小说明所选dd1太小，这将使所需圆周力过大，从而使所需带根数过多，一般不应小于5m/s，若速度过大，则会因离心力过大而降低带和带轮间的正应力，从而降低摩擦力和传动的工作能力，同时离心力过大又降低了带的疲劳强度，所以通常5m/sv25m/s。所以，由于取dd1=125mm,则v5m/s,故重选。经同样方法验算后，取dd1=180mm，v=6.85m/s。3）计算大带轮基准直径。由公式 i=d2/d1 （9）可得: dd2=i带dd1=3.5180=630（mm）同上参考表164，取dd2=630mm。 （
13、4）确定中心距a和胶带长度Ld 1）初步确定中心距a0: 因为中心距小虽能使传动紧凑，但带长太小，单位时间内胶带绕过带轮次数增多，即带的应力循环次数增加，将降低带的寿命。中心距又减小包角1，降低摩擦力和传动能力。中心距过大除有相反的利弊外，高速时还易引起带的颤动，故一般按式（10）初步定中心距a0： 0.7（dd1+dd2）a02（dd1+dd2） （10） 则 0.7（180+630）a02（180+630） 即 567mma01620mm 初取 a0=800mm.2）初选a0后，根据式（11）初选带的长度Ld0： Ld0=2a0+（dd1+dd2）/2+（dd2-dd1）2/（4a0） （
14、11） 则 Ld0=2800+3.14（180+630）/2+（630-180）2/（4800） =1600+1271.7+63.281 =2934.98（mm）由简明机械零件设计实用手册P294表11-2查得，选取和Ld0相近的标准带基准长度：Ld=2800mm。（5）计算出实际中心距 由 a=a0+（Ld-Ld0）/2 （12） 可得a=800+（2934.98-2800）/2=867.49（mm）因为考虑到安装调整和带松弛后张紧的需要，应给中心距留出一定的调整余量，中心距的变动范围为： -0.015Ld+0.03Ld则 a-0.015Ldaa+0.03Ld即 867.49-0.01528
15、00a867.49=0.032800所以 a=825.49951.49。（6）验算小带轮包角1可按式（13）计算： 1=180-57.3（dd2-dd1）/a120 （13） 若小于此值，应增大中心距。 因为：1=180-57.3（630-180）/867.49 所以：1=150.28120所以初选的中心距是符合要求的。（7）确定带根数z带传动设计准则是：单根V带传递的计算功率小于或等于单根V带的许可额定功率。 zPc/P0=Pc/（P1+P1）KKL （14）式中：PC计算功率（kw）； P1当包角等于180时、确定带长、工作平稳的单根普通V带的额定功率（kw），可根据V带的型号查表； P1
16、当包角不等于180时，单根普通V带额定功率的增量（kw），可根据V带的型号查表； K包角系数，可查表； KL长度系数，可查表。因为已知 Pc=12.1kw，且由查机械零件设计手册表并通过“插值法”求得： P1=2.6kw, P1=0.23kw且同样查机械手册P604表149和表1411分别得到; K=0.92, KL=1.05所以按公式可得： z12.1/（2.6+0.23）0.921.05=2.73则取 z=3。即确定带根数为3。（8）计算预拉力F0预拉力越大，带对轮面的正应力和摩擦力也越大，不易打滑，即传递载荷的能力越大；但太大会增大带的拉应力，从而降低其使用寿命，同时作用在轴上的载荷也大
17、，故单根带的预拉力按式（15）计算： F0=500（Pc/vz）（2.5/K-1）+qv2 （15）式中： F0初拉力（N）； V带速（m/s）； Z带根数； Pc计算功率（kw）； K包角系数； q带每米长的质量（/m）。因为已知： Pc=12.1kw ，V=6.85m/s，z=3，K=0.92 q经查机械手册P604表1410，得q=0.17/m所以得：F0=500（12.1/6.853）（2.5/0.92-1）+0.176.852 得：F0=514.35（N）（9）带传动作用在轴上的压力FQ（为了设计安装带轮的轴和轴承）可按式（16）计算： FQ2zF0sin（1/2） （16）则 FQ
18、23514.35sin（150.28/2） 3086.1sin75.14 根据以上设计结果，有关V带参数列表如下：表4 V带参数 功率Pc（kw）:12.1预拉力F0（N）:514.35带型号:B轴上压力FQ（N）:3086.1sin75.14中心距a（mm）:867.49小带轮包角1:150.28胶带长度Ld（mm）:2800大带轮基准直径（mm）:180带根数z:3小带轮基准直径（mm）:6306.2 一级减速器的设计6.2.1 圆柱齿轮的设计由以上设计结果作为已知条件，则已知：传递功率P=10.56kw。传动比i=4.35。主动轮（小齿轮）转速n1=207.71r/min。本设计中，齿轮
19、传动为闭式传动，且由于传递的功率不大，转速不高，对结构无特殊要求，故采用软齿面的闭式齿轮传动，按齿面接触疲劳强度设计，再校核弯曲疲劳强度。 （1）选择材料，确定许用应力。 按软齿面定义，查机械零件设计手册P264表1017，小齿轮选用45钢，调制，硬度为260HBS；大齿轮选用45钢，正火，硬度为210HBS（为减小胶合的可能性，并使配对的大小齿轮寿命相当，通常小齿轮齿面硬度比大齿轮的高出3050HBS），由机械设计基础查得。所确定许用应力包括接触疲劳许用应力H和弯曲疲劳许用应力F： H=Hlim/SH （17）式中： Hlim 试验齿轮的接触疲劳极限（Mpa），与材料及硬度有关；（可查图得）
20、 SH 齿面接触疲劳安全系数，可查表。 F=Flim/SF （18）式中： Flim试验齿轮的弯曲疲劳极限（Mpa），对于双侧工作的齿轮传动，齿根承受对称循环弯曲应力，应将查得图中数据乘以0.7； SF齿轮弯曲疲劳强度安全因数，可查表。由机械设计基础P179图1335查得：Hlim主=595Mpa， Hlim从=550MpaFlim主=200Mpa， Flim从=2185Mpa 由机械设计基础表查得：SH=1.0， SF=1.3所以由公式可计算得：H主=Hlim/SH=595/1.0=595（Mpa）H从=Hlim/SH=550/1.0=550（Mpa）F主=Flim/SF=200/1.3=1
21、53.85（Mpa）F从=Flim/SF=185/1.3=142.31（Mpa） （2）按齿面接触强度设计：按设计公式 a（i+1）（335/H）2（KT1/ai）1/3 （19）计算中心距。式中： H齿面最大接触应力（Mpa） a齿轮中心距 （mm） k载荷因数 T1 小齿轮传递的转矩（Nmm） b齿宽 （mm） i 大轮与小轮的齿数比 “”分别标表内啮合和外啮合 a 齿宽系数（a=b/a）1）因为一对齿轮啮合，两齿轮面接触应力相等，但两轮的许用接触应力H不同，故计算时带入两轮中的较小值。所以 H=550Mpa。2）计算小齿轮转矩按公式 T1 =9.55106（P1/n1） （20）计算。式
22、中： T1小齿轮转矩（Nmm）； P1 齿轮传递的功率（kw）； n1 小齿轮转速（r/min）。因为： P1=10.56kw n1=207.71r/min所以： T1=9.55106（10.56/207.71）（Nmm）故小齿轮转矩得： T1=4.86105（Nmm） 3）对一般减速器，取齿宽系数a =0.4，又由i=4.35。因为齿宽选8级精度且载荷运动平稳。故由机械设计基础P183表139查得：选K=1.1。将以上数据代入设计公式（19）：a0（4.35+1）（335/550）2（1.14.8105/0.44.35）1/3=259.17则初得中心距a0=259.17mm。 （3）确定基本
23、参数，计算主要尺寸。1）选择齿数。对闭式软齿面传动，通常z1=4020,故取z主=20。因为z2=iz1,i=4.35所以z从=4.3520=87 2）确定模数。由计算公式： a=m（z1+z2）/2 （21）可得：m=2a0/z主+z从=（2259.17）/（20+87）=4.84（mm）由机械设计基础P160表131查得标准模数，取 m=5mm 3）确定实际中心距。按公式（21）算得： a=m（z主+z从）/2=5（20+87）/2=267.5（mm） 4）计算齿宽由公式： a=b/a （22）算得从动轮（大齿轮）的齿宽。则 b从=aa=0.4267.5=107（mm）为保证接触齿宽，圆柱
24、齿轮的小齿轮齿宽比大齿轮齿宽b2略大,b1=b2+（35）mm故取 b主=110mm。 （4）校核齿根弯曲疲劳强度。按公式 F=（2KT1YFS）/（bm2z） （23）来校核式中： F 齿根最大弯曲应力。 YFS复合齿形因数，反映轮齿的形状对抗能力的影响，同时考虑齿根部应力集中的影响。则 F 主 = （2KT1YFS1）/（b从m2z主）， F从=（2KT1YFS2）/（b从m2z从）按 z主 =20，z从=87由机械设计基础P185表1310查得： YFS1=4.38, YFS2=3.88.代入上式得：F主=（21.14.861054.38）/（1075220）=87.53（Mpa） F主
25、=153.85Mpa F从=（21.14.861053.88）/（1075287）=17.83（Mpa） F从=142.31Mpa 所以是安全的。根据以上数据可得两齿轮的相关基本参数，列表如下：表5 齿轮的基本参数参数齿轮（主）齿轮（从）中心距a/模数m（mm）267.5/5传动比i4.35齿距P（mm）P=m15.7齿厚S（mm）S=m/27.85槽宽e（mm）e=m/27.85齿顶高ha（mm）ha=ham5齿根高hf（mm）ha=ha+c=（ha+c）m6.25全齿高h（mm）ha=ha+hf=（2ha+c）m11.25分度圆直径d（mm）d=mz100435齿顶圆直径da（mm）da=
26、d+2ha=m（z+2ha）110445齿根圆直径df（mm）df=d-2hf=m（z-2ha-2c）87.5422.5齿宽b1,b2（mm）110107注释：齿顶高系数ha=1，顶隙系数c=0.25，压力角=20。6.2.2 传动轴的设计 1、高速轴的设计计算。 根据以上设计结果，已知高速轴（轴）传递功率P=10.56kw，转速n=207.71r/min。 （1）因为轴的传递功率不大，对材料无特殊要求，故选用45钢并经调制处理。（2）按扭转强度并结合轴的设计计算公式： dA0（P/n）1/3 （24）估算轴的最小直径。 据所选材料由机械设计基础P268表203查得：取A0=126.又已知P=
27、10.56，n=207.71。 代入公式（24）推得： d126（10.56/207.71）1/3=46.42（mm）. 因为最小段轴径可增大3%5%，所以当d增大3%后，d=47.81mm。 经圆整后取d=48mm。 （3）轴的结构设计并附结构草图。由于设计的是单级减速器，将齿轮布置在箱体内部，轴承对称安装在齿轮两侧，轴的外伸端与大带轮相连。草图如图2：图2 高速轴 确定轴上零件的位置和固定方式：齿轮从轴的右端装入，其左端用轴肩（或轴环）定位，右端用套筒定位。齿轮的周向固定采用平键连接。轴承对称安装于齿轮的两侧，轴向采用轴肩定位，外端盖安装于左轴承上，内端盖于右端轴承，且内含密封圈。 确定各
28、轴段的直径d（从右端开始设计）。 1）d1=d+2h1：d1段与密封圈内径相配合，且h1为定位轴肩高度，h1=（0.070.1）d. 因为h1=（0.070.1）d=（0.070.1）48=3.364.8（mm） 则d1=48+2（3.364.8）=54.7257.6（mm）由于与密封圈配合，经查机械设计基础课程设计P96表121后，选择密封圈为毡圈，则取d1=55mm 2）d2=d1+（13）：d2段与轴承内孔相配合，无定位、装配要求等。则d2=55+（13）=5658（mm）.由于与轴承内孔相配合，且因结构无特殊要求，同上查课程设计P85表111后，选择深沟球轴承，则取d2=60mm，即选择的轴承代号为6212。 3）d3=d2+（13）：d3段仅为装配方便。则d3=60+（13）=6163（mm）.取d3=63mm. 4）d4=d3+2h2：该段为齿轮定位段，h2为齿轮定位轴肩高度，h2=（0.070.1）d3.因为h2=（0.070.1）d3=（0.070.1）62=4.346.2（mm）.所以d4=62+2（4.346.2）=70.6874.4（mm）取d4=7
