自动送料装置传动系统设计.docx
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自动送料装置传动系统设计
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1绪论1
2拟定传动方案2
3电机的选用3
3.1类型的选择3
3.2功率的确定3
3.3转速的确定4
4分配传动比6
4.1传动装置的总传动比6
4.2分配各级传动比6
5确定运动和动力参数7
5.1确定各轴的转速7
5.2确定各轴的功率7
5.3确定各轴的转矩7
6传动零部件设计8
6.1V带传动设计8
6.2一级减速器的设计11
6.2.1圆柱齿轮的设计11
6.2.2传动轴的设计15
6.2.3滚动轴承的选择22
6.2.4密封装置的选择23
6.2.5端盖的选择23
6.2.6键的选择23
6.2.7箱体的设计25
6.3联轴器的设计27
7输送装置的设计28
7.1运输带的设计28
7.2滚筒的设计30
7.2.1传动滚筒的选择30
7.2.2改向滚筒的选择31
7.3托辊的设计31
7.4机架的设计32
8结论33
致谢34
参考文献35
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η筒=0.96。
（2）工作环境：
室内，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）η齿=0.97，V带传动η带=0.96，滚动轴承（球轴承）η承=0.99（一对），弹性联轴器η联=0.99，（以上数据在《机械设计课程设计》的P10表2—3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/η总
（1）
Pw=FV/1000ηw
（2）
则Pd=FV/1000η总
其中η总=η带·ηm承·η齿·η联·η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）；
η总—电动机到工作机的传动装置总效率；
ηw—工作机的效率（即滚筒的效率）；
因此，可以求得：
（1）η总=η带·ηm承·η齿·η联·η筒=0.96·0.993·0.97·0.99·0.96=0.86
（2）Pw=FV/1000ηw=（7000·1）/（1000·0.96）=7.29（KW）
（3）Pd=Pw/η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=（i1·i2·……·in）nw（3）
式中：
nd为电机的可选转速范围；
i1—in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=（60·1000v）/πD且v=1m/s,D=500mm
所以可求得nw=（60·1000·1）/（3.14·500）=47.77（r/min）
又根据《机械设计基础课程设计》教材P5的表2—1推荐的合理传动比范围，初选V带传动比i1=2—4，齿轮传动比i2=3—5。
所以i总=i1·i2=（2—4）·（3—5）=6—20。
因为i总=nd/nw，
所以电动机转速的可选范围为：
nd=i总·nw=（6—20）·47.77=286.62—955.4（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19—8，选择电动机的型号为：
Y180—8。
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
11
750
727
2150
1.8
2.0
表2电动机（型号Y180M--8）的主要外形尺寸和安装尺寸
中心高H（mm）
外形尺寸L·（AC/2+AD）·HD（mm）
地脚安装尺寸A·B（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）
180
595·535·445
279·241
15
55/110
4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=i1·i2……in（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=i1·i2，取V带传动比i1=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：
Ι轴（输入轴）：
n1=nm/i1=727/3.5=207.71（r/min）
Π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=η（6）
可计算得：
（注：
式中Pm为电动机额定功率）
Ι轴：
P1/Pm=η带,则P1=Pm·η带=11·0.96=10.56（kw）
Π轴：
P2/P1=η齿·η泵,则P2=P1·η齿=Pm·η带·η齿·η泵=11·0.96·0.97·0.99=10.14（kw）
滚筒轴：
Pw/P2=η联·η承,则Pw=P2·η联·η承=10.14·0.99·0.99=9.94（kw）
5.3确定各轴的转矩
由T=9550·P/n（7）
可计算得：
电动机轴：
T0=9550·Pm/nm=9550·11/727=144.50（n/m）
Ι轴：
T1=9550·P1/nw=9550·10.56/207.71=485.52（n/m）
Π轴：
T2=9550·P2/n2=9550·10.74/47.75=2028（n/m）
滚筒轴：
Yw=9550·Pw/nw=9550·9.94/47.75=1988（n/m）
现将以上算得的运动参数和动力参数列表如下：
表3各轴的动力参数
参数
电动机轴
Ι轴
Π轴
滚筒轴
转速n/（r/min）
727
207.71
47.75
47.75
功率P/kw
11
10.56
10.14
9.94
转矩T/（n·m）
144.50
485.52
2028
1988
传动比i3.5
4.35
1
效率η0.96
0.96
0.98
6传动零部件设计
6.1V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：
Pc=Ka·P（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14—8后取：
Ka=1.1
因为p=ped=11kw
所以Pc=1.1·11=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16—4的基准直径系列要求，取dd1=125mm.
2）验算带速v：
v=（πdd1n1）/（60·1000）=（πdd1n带）/（60·1000）=（3.14·125·727）/（60·1000）=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/s≤v≤25m/s。
所以，由于取dd1=125mm,则v<5m/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=3.5·180=630（mm）
同上参考表16—4，取dd2=630mm。
（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α1，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）≤a0≤2（dd1+dd2）（10）
则0.7（180+630）≤a0≤2（180+630）
即567mm≤a0≤1620mm
初取a0=800mm.
2）初选a0后，根据式（11）初选带的长度Ld0：
Ld0=2a0+π（dd1+dd2）/2+（dd2-dd1）2/（4a0）（11）
=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）
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-0.015Ld≤a≤a+0.03Ld
即867.49-0.015·2800≤a≤867.49=0.03·2800
所以a=825.49—951.49。
（6）验算小带轮包角α1
可按式（13）计算：
α1=180˚-57.3˚（dd2-dd1）/a≥120˚（13）
若小于此值，应增大中心距。
所以：
α1=150.28˚≥120˚
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。
z≥Pc/P'0=Pc/（P1+ΔP1）KαKL（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；
ΔP1—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；
Kα—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,ΔP1=0.23kw
且同样查《机械手册》P604表14—9和表14—11分别得到;
Kα=0.92,KL=1.05
所以按公式可得：
z≥12.1/（2.6+0.23）·0.92·1.05=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，故单根带的预拉力按式（15）计算：
F0=500·（Pc/vz）·（2.5/Kα-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）；Kα—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，Kα=0.92
q经查《机械手册》P604表14—10，得q=0.17㎏/m
所以得：
F0=500·（12.1/6.85·3）·（2.5/0.92-1）+0.17·6.852
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：
FQ≈2zF0sin（α1/2）（16）
则FQ≈2·3·514.35·sin（150.28˚/2）
≈3086.1·sin75.14
根据以上设计结果，有关V带参数列表如下：
表4V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）:
3086.1·sin75.14˚
中心距a（mm）:
867.49
小带轮包角α1:
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）:
630
6.2一级减速器的设计
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10—17，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30—50HBS），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[δH]和弯曲疲劳许用应力[δF]：
[δH]=δHlim/SH（17）
式中：
δHlim—试验齿轮的接触疲劳极限（Mpa），与材料及硬度有关；（可查图得）
SH—齿面接触疲劳安全系数，可查表。
[δF]=δFlim/SF（18）
式中：
δFlim—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13—35查得：
δHlim主=595Mpa，δHlim从=550Mpa
δFlim主=200Mpa，δFlim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：
[δH]主=δHlim/SH=595/1.0=595（Mpa）
[δH]从=δHlim/SH=550/1.0=550（Mpa）
[δF]主=δFlim/SF=200/1.3=153.85（Mpa）
[δF]从=δFlim/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/[δH]）2·（KT1/Φai）]1/3（19）
计算中心距。
式中：
δH—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（N·mm）
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
Φa—齿宽系数（Φa=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[δH]不同，故计算时带入两轮中的较小值。
所以[δH]=550Mpa。
2）计算小齿轮转矩
按公式
T1=9.55·106·（P1/n1）（20）
计算。
式中：
T1—小齿轮转矩（N·mm）；
P1—齿轮传递的功率（kw）；
n1—小齿轮转速（r/min）。
因为：
P1=10.56kwn1=207.71r/min
所以：
T1=9.55·106（10.56/207.71）（N·mm）
故小齿轮转矩得：
T1=4.86·105（N·mm）
3）对一般减速器，取齿宽系数Φa=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13—9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（1.1·4.8·105/0.4·4.35）]1/3=259.17
则初得中心距a0=259.17mm。
（3）确定基本参数，计算主要尺寸。
1）选择齿数。
对闭式软齿面传动，通常z1=40—20,故取z主=20。
因为z2=i·z1,i=4.35
所以z从=4.35·20=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=（2·259.17）/（20+87）=4.84（mm）
由《机械设计基础》P160表13—1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：
Φa=b/a（22）
算得从动轮（大齿轮）的齿宽。
则b从=Φa·a=0.4·267.5=107（mm）
为保证接触齿宽，圆柱齿轮的小齿轮齿宽比大齿轮齿宽b2略大,b1=b2+（3—5）mm
故取b主=110mm。
（4）校核齿根弯曲疲劳强度。
按公式
δF=（2KT1YFS）/（bm2z）（23）
来校核
式中：
δF—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δF主=（2KT1YFS1）/（b从m2z主），δF从=（2KT1YFS2）/（b从m2z从）
按z主=20，z从=87由《机械设计基础》P185表13—10查得：
YFS1=4.38,YFS2=3.88.
代入上式得：
δF主=（2·1.1·4.86·105·4.38）/（107·52·20）=87.53（Mpa）<[δF]主=153.85Mpa
δF从=（2·1.1·4.86·105·3.88）/（107·52·87）=17.83（Mpa）<[δF]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i
4.35
齿距P（mm）
P=mπ
15.7
齿厚S（mm）
S=mπ/2
7.85
槽宽e（mm）
e=mπ/2
7.85
齿顶高ha（mm）
ha=ha·m
5
齿根高hf（mm）
ha=ha+c=（ha·+c·）m
6.25
全齿高h（mm）
ha=ha+hf=（2ha·+c·）m
11.25
分度圆直径d（mm）
d=mz
100
435
齿顶圆直径da（mm）
da=d+2ha=m（z+2ha·）
110
445
齿根圆直径df（mm）
df=d-2hf=m（z-2ha·-2c·）
87.5
422.5
齿宽b1,b2（mm）
110
107
注释：
齿顶高系数ha·=1，顶隙系数c·=0.25，压力角α=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（Ι轴）传递功率PΙ=10.56kw，转速nΙ=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：
d≥A0（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20—3查得：
取A0=126.又已知P=10.56，n=207.71。
代入公式（24）推得：
d≥126·（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
<1>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。
<2>确定各轴段的直径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=（0.07—0.1）d.
因为h1=（0.07—0.1）d=（0.07—0.1）48=3.36—4.8（mm）
则d1=48+2（3.36—4.8）=54.72—57.6（mm）
由于与密封圈配合，经查《机械设计基础课程设
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