机械设计课程设计-步进式传动机构设计(共19页).docx

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1、精选优质文档-倾情为你奉上机械式物料步进传送装置的传动设计 专心-专注-专业目 录设计任务书1、题目：机械式步进式物料传送装置的传动设计2、本文的目的、意义：在很多流水线作业的制造现场，都在使用各种物料传送带来实现工件的顺序传递过程。在大型流水线设备中，传送带的步进式动作主要依靠伺服电动机或者步进电动机来实现，具有简单、高效、可编程、易于监控管理等诸多优点。然而成本却也相对于普通的机械式步进传动高出许多，这对于日益蓬勃发展的小微生产企业来说，是不得不着重考虑的一个方面。本选题针对简易的步进物料传送装置进行设计，在熟知系统的技术要求和各项性能指标的基础上，完成其机械传动部分的设计。通过本设计，可

2、以为不需要经常调速、载荷相对较低的物料传送装置找到一种低成本而又相对可靠的传动系统。3、说明书各部分内容及时间分配：第一部分：设计准备，包括自由搜集资源，规划设计内容，选定设计方案等等，用时5周；第二部分：方案详细设计及初步机构建模，相关数据的计算处理等，用时4周；第三部分：机构整体建模及装配，撰写设计说明书与规格要求等，用时5周；第四部分：参加设计答辩，完成设计说明书，提交设计作品等，用时2周。第1章 前言连续式传送带在很多实际工程现场都广泛使用，譬如大型热电厂、矿厂、水泥厂等等。然而，也有少部分工作场合需要传送带以一固定节奏步进式前进，现如今，利用伺服电机或者步进式电机可以很容易实现上述动

3、作，但是对于较小的生产线来说，伺服或步进电机的购买、维护成本将成为不可忽视的生产成本之一，这大大提高了各种小微企业对于全自动流水线购买的门槛，不利于自动化生产。本文的设计目的即为了以上问题而存在，采取机械式构件实现传送带的步进运动。如此大大降低了整个传动装置的购买、维护成本，同时一定程度上保证了传动系统的可靠性。为了实现机械构件的周期性运动与停歇，可以采用棘轮机构，槽轮机构，不完全齿轮机构等等。综合各种因素进行考虑，本设计采用槽轮机构，以避免物料传送过程中产生过大的冲击震动，影响物料后续的加工精度。整个传送装置的传动链如图1-1所示：电动机V带传动减速器槽轮输送平带轮。本选题主要对槽轮机构进行

4、设计计算与三维建模仿真，列出详细的设计计算过程以及主要的模型三维草图。其余部分，如电动机，带传动机构，减速器，输送平带轮等，仅进行设计计算，通过计算结果直接选择型号装配即可，不单独绘制三维模型。图1-1 传动装置运动简图1 电动机；2带传动；3齿轮传动；4槽轮机构；5滚筒第2章 传动装置总体设计的分析与计算首先确定传送带的各种原始条件与数据：传送带工作最大拉力Fmax=2500N；传送带最大速度vmax=1ms；卷筒直径D=300mm。在室内常温下长期连续工作，载荷相对平稳，单向运转，环境有灰尘，无其他特殊要求。有三相交流电源，电压380V。根据以上数据选择合适的电动机，计算传动装置的总传动比

5、，并分配各级传动比；计算传动装置的运动和动力参数。2.1 选择电动机2.1.1 选择电动机类型按已知工作要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。2.1.2 确定电动机功率工作装置所需最大功率Pmax按公式（2-1）进行计算： Pw=Fwvw1000w kW （2-1）式中，Fmax=2500N，vmax=1ms，工作装置的效率由于考虑到槽轮机构，胶带卷筒及轴承的效率取w=0.85。代入上式得： Pw=Fwvw1000w=2500110000.85=2.94kW电动机的输出功率P0按公式（2-2）计算： P0=Pw kW （2-2）式中，为电动机轴至卷筒轴的传动装置总效率

6、。一般地，=bgr2c；取V带传动效率b=0.96，滚动轴承效率r=0.995,8级精度齿轮传动（稀油润滑）效率g=0.97，滑块联轴器效率c=0.98，则=0.960.970.99520.98=0.90故 P0=Pw=2.940.90=3.27 kW因为载荷相对平稳，有少许冲击震动，电动机额定功率Pm需稍大于P0，按照Y系列电动机技术数据表，选择的电动机的额定功率Pm为4.0kW。2.1.3 确定电动机转速主动卷筒轴为工作轴，其最大转速应为：nmax=6104vmaxD=61041300=63.70r/min按照推荐的个传动机构传动比范围：V带传动比范围ib=24,单级圆柱齿轮传动比范围ig

7、=35，则总传动比范围应为i=2345=620，可见电动机转速的可选范围为：n= inmax=(620)63.70=382.21274 r/min符合这一范围的同步转速有750 r/min和1000 r/min两种，为减少电动机的重量和价格，选择常用的同步转速为1000 r/min的Y系列电动机Y132M1-6，其满载转速nw=960 r/min。电动机的安装结构型式以及其中心搞、外形尺寸、轴伸尺寸等均可以由机械设计手册查到，这里从略。2.2 计算传动装置的总传动比和分配各级传动比2.2.1 传动装置总传动比i=nmnmax=96063.70=15.072.2.2 分配传动装置各级传动比由：i

8、=ibig，为使V带传动的外廓尺寸不致过大，取传动比ib=3，则齿轮传动比ig=iib=15.073=5.022.3 计算传动装置的运动和动力参数2.3.1各轴转速轴 n=nmib=9603=320 r/min轴 n=nig=3205.02=63.70 r/min工作轴 nw=n=63.70 r/min2.3.2 各轴输入功率轴 P=P0b=3.270.96=3.14 kW轴 P=Prg=3.140.9950.97=3.03 kW工作轴 Pw=Prc=3.030.9950.98=2.95 kW2.3.3 各轴输入转矩轴 T=9550Pn=95503.14320=93.71 Nm轴 T=9550

9、Pn=95503.0363.7=454.26 Nm工作轴 Tw=9550Pwnw=95502.9563.7=442.27 Nm电动机轴输出转矩 T0=9550P0nm=95503.27960=32.53 Nm将以上计算所得的运动和动力参数列表如下：轴名参数 轴名参数电动机轴轴轴工作轴转速n（r/min）96032063.7063.70功率P（kW）3.273.143.032.95转矩T（Nm）32.5393.71454.26442.27传动比i35.021效率0.960.9650.9752.4 V带传动设计2.4.1 确定V带型号和带轮直径为了保证整个传送装置的尺寸不至于过大，希望带传动中心距

10、不超过800mm。工作情况系数查表得KA=1.5；计算功率 Pc=KAPA=1.54.0=6kW选择A型V带，小带轮直径D1=125mm；大带轮直径D2按公式（2-3）计算： D2=（1-）D1n1n2 （2-3）取=1%， 圆整后D2=355mm大带轮转速n2由公式（2-4）计算： n2=（1-）D1n1D2 （2-4）n2=334.6r/min2.4.2 计算带长求Dm Dm=D1+D22=355+1252求 =D2-D12=355-1252初取中心距 a=750mm带长 L=Dm+2a+2a （2-5） =240+2750+基准长度 查表得 Ld=2240mm2.4.3 求中心距和包角中

11、心距 a=L-Dm4+14（L-Dm）2-82 （2-6） =2240-2404+14（2240-240）2-81152 a=734.2mm 1202.4.4 求带根数带速 v=D1n1601000=125960601000 v=6.28m/s传动比 i=n1n2=.6 i=2.87带根数 查表得P0=1.40kW；ka=0.95；kL=1.06；P0=0.11kW z=Pc(P+P0)kakL （2-8） =6(1.40+0.11)0.951.06 取z=4根2.4.5 求轴上载荷张紧力 F0=500Pcvz2.5-kaka+qv2 （2-9）查表得q=0.10kg/m =50066.284

12、2.5-0.950.95+0.106.282 F0=198.80N轴上载荷 FQ=2zF0sina12 （2-10） =24198.8sin161.22 FQ=1569.04N带轮结构 略2.5单级齿轮减速器齿轮结构设计由于整个传动装置传递的载荷相对较小，但冲击振动较大。故而采用单级斜齿圆柱齿轮减速器。其原始条件与数据为：名义功率3.14kW；小齿轮转速n1=320r/min；传动比i（=u）=5。动力机为电动机带动的V带轮，工作中有中等振动，传动不逆转，齿轮对称布置。传动尺寸无严格限制，小批量生产，齿面允许少量点蚀，无严重过载。因传动尺寸无严格限制，批量较小，故小齿轮用40Cr，调质处理，硬

13、度241HB286HB，平均取为260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB286HB，平均取为240HB。2.5.1 齿面接触疲劳强度计算2.5.1.1 初步计算转矩T1 T1=9.55106Pn1=9.551063.14320 T1=93709Nmm齿宽系数d 查表得d=1.0接触疲劳极限Hlim 查表得Hlim1=710MPa Hlim2=580MPa初步计算的需用接触应力H H10.9Hlim1 =0.9710 H1=639 MPa H20.9Hlim2=0.9580 H2=522 MPaAd值 估计20查表得Ad=85初步计算的小齿轮直径d1 d1Ad3T1dH2u+1u （

14、2-11） =8552225+15=63.27 取d1=65mm初步齿宽b b=d d1=165 b=65mm2.5.1.2 校核计算圆周速度v v=d1n1601000=65320601000 v=1.09m/s齿数z 取z1=20，z2=iz1=520=100 z1=20，z2=100模数m mt=d1z1=6520=3.25 mt=3.25 查表得mn=3 mn=3螺旋角 =cos-1mnmt=cos-133.25 =223712（和估计值接近）使用系数KA 查表得KA=1.5动载系数KV 查表得KV=1.1齿间载荷分配系数KHFt=2T1d1=2=2883NKAFtb=1.5=66.5

15、3N/mm 1，取=1，故 Z=4-31-+=1=11.62 Z=0.79螺旋角系数Z Z=cos=cos223712 Z=0.96接触寿命系数ZN 查表得ZN1=1.18，ZN2=1.25许用接触应力H H1=Hlim1ZN1SHmin=7101.181.05 H1=798MPa H2=Hlim2ZN2SHmin=5801.251.05 H2=690MPa验算 H=ZEZHZZ2KT1bd12u+1u （2-12）=189.82.370.790.9625.996525+15 H=756MPa H2计算结果表明，接触疲劳强度不够，亦即齿轮尺寸偏小，适当增大尺寸再进行验算。尺寸调整 取d1=70

16、mm d1=70mm b=70mm b=70mm按照以上校核计算的相同步骤，再次求得各参数如下： v=1.17m/s v=1.17m/s z1=22，z2=iz1=522=110 z1=22，z2=110 mt=3.mm, mn=3 mn=3 =192212 =192212 KA=1.5 KA=1.5 KV=1.1 KV=1.1 =1.66，=2.46 =1.66，=2.46 =4.12 =4.12 cos b=0.95 KH=KF=1.84 KH=KF=1.84 KH=1.91 KH=1.91 K=5.8 K=5.8 ZH=2.37 ZH=2.37 Z=0.78 Z=0.78 Z=0.97

17、Z=0.97 ZE和H未变 ZE=189.8MPa H1=798MPa H2=690MPa H=189.82.370.780.9725.87025+15H=664MPa Ymin Y=0.84齿间载荷分配系数KF Y=4.121.660.71=3.5 前已求得KF=1.84Y 故KF=1.84 KF=1.84齿向载荷分布系数KF bh=702.253=10.37 KF=1.54 KF=1.54载荷系数K K= KAKV KFKF =1.51.11.841.54 K=4.68许用弯曲应力F F1=Flim1YN1YXSFmin=6000.9511.25 F1=456MPa F2=Flim2YN2

18、YXSFmin=4500.9711.25 F2=349MPa验算 F1=2KT1bd1mnYFa1YSa1YY F1=147 MPa =24.687032.61.590.710.84 F1 F2=F1YFa2YSa2YFa1YSa1=1472.181.822.61.59 F2=141 MPa F12.6 槽轮结构设计2.6.1 槽轮机构简介图2-1为一常见的槽轮机构，它由主动拨盘1、从动槽轮2和机架组成。一般主动拨盘以角速度1匀速转动。当主动拨盘上的圆销A没有进入槽轮的槽中时，槽轮上的内凹锁止弧被拨盘上外凸的锁止弧卡住，槽轮静止；当主动拨盘上的圆销进入槽轮的槽中时，拨盘锁止弧与槽轮锁止弧分离，

19、拨盘拨动槽轮转动，直到圆销与槽轮的槽脱离为止。图2-1 槽轮机构为了防止圆销进入和脱离槽轮的槽时产生刚性冲击，在设计时应使圆销在这两个瞬时的线速度方向沿着槽的中心线。即 21+22= （2-12）在槽轮机构的运动设计中，圆销的数目n和槽轮的槽数z确定了机构的运动情况。一般定义机构的运动系数k为： k=tdt （2-13）其中：t主动拨盘转一周所用的时间； td主动拨盘转一周槽轮的运动时间。显然0k1。如果z个槽在槽轮上是均匀分布的，则22=2z，并且有： k=n21121=n-2z2=n12-1z （2-14）由02，又由k1得：圆销数n2zz-2。当圆销拨动槽轮运动时，对槽轮机构进行高副低代

20、，可以将机构演变为摆动导杆机构。对该摆动导杆机构进行运动分析的结果表明：槽数z越大，槽轮机构的运动就越平稳，洞里特性就越好，但是在中心距一定的情况下，槽轮机构的几何尺寸就越大。因此，槽数z的取值通常为48。2.6.2 槽轮机构的结构设计计算首先，确定槽轮机构的原始条件与数据：主动拨盘转速n1=63.7r/min，圆销数n=1，槽数z=4。主动拨盘转一周所用的时间t t=60n1=6063.7 t=0.94s运动系数k k= n12-1z =112-14 k=0.25主动拨盘转一周槽轮的运动时间td td=kt=0.250.94 td=0.24s中心距L L=396mm圆销中心距R R=280m

21、m槽轮外径S S=280mm槽深h h=205mm通孔孔径d d1= d2=70mm圆销半径r r=25mm图2-2 槽轮机构的三维模型2.7 传送带结构设计2.7.1 传送带简介传送带又叫运输带，是用于传送带中起承载和运送物料作用的与纤维、金属复合制品，或者是塑料和织物复合的制品。传送带广泛应用于、焦化、化工、钢铁等行业中输送距离较短、输送量较小的场合。皮带输送机在农业、工矿企业和交通运输业中广泛用于输送各种固体块状和粉料状物料或成件物品，传送带能连续化、高效率、大倾角运输，传送带操作安全，传送带使用简便，维修容易，运费低廉，并能缩短运输距离， 降低工程造价，节省人力物力。2.7.2 传送带

22、设计计算首先，前文已经确定了传送带的各项原始数据：传送带工作最大拉力Fmax=2500N；传送带最大速度vmax=1ms；卷筒直径D=300mm；传送带带宽b=500mm。初选带的材质为尼龙带，带宽500mm，根据机械设计手册，选择抗拉强度为NN100N/mm的尼龙胶带，尼龙带的安全系数为1012。每层扯断强度/（N/mm）：100；每层厚度/mm：1.0；每层重量m/（kg/m2）：1.02；伸长率（定载荷）（%）：1.52；带宽范围b/mm：5001200；层数范围：24；覆盖胶厚度1/mm|上：1.5/1.70；覆盖胶厚度1/mm|下：1.5/1.70。查表得：连续传送带输送能力Q=87

23、m3h（Q值是按照水平输送，动堆积角=20，托辊槽角=35时计算得出的）。由于加装了槽轮机构，使得连续传送带变为步进式传送带，考虑运动系数k，实际传送带输送能力Q=Qk=870.25=21.75m3h。结 论机械式的步进装置机构简单，原理清晰，故障率低，但是很难进行调速或者更改步进频率。同时，由于步进机构的冲击载荷相对连续传送机构要大很多，在设计制造时难免出现加大零件尺寸用来保证强度的情况。这对于以降低成本为目的的本次设计来说，就成了背到相持的事情。本文在这一次设计过程中得出以下结论：1、机械式步进传动装置相对于现如今广泛使用的伺服电机或步进电机来说，可靠性更高，成本更低，但设计难度大大增加，同时没有调速功能。2、步进装置的核心构件为槽轮机构，槽轮机构相对于棘轮机构或者不完整齿轮机构来说，冲击载荷很小，静止时锁止性能好。本次设计过程中发现的不足与缺点：