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-dd
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