机械设计课程设计-步进式传动机构设计

1、机械式物料步进传送装置的传动设计设计任务书 - 3 -1、题目： - 3 -2、本文的目的、意义： - 3 -3、说明书各部分内容及时间分配： - 3 -第 1 章 前言 - 4 -第 2 章 传动装置总体设计的分析与计算 - 5 -2.1 选择电动机 - 5 -2.1.1 选择电动机类型 - 5 -2.1.2 确定电动机功率 - 5 -2.1.3 确定电动机转速 - 6 -2.2 计算传动装置的总传动比和分配各级传动比 - 6 -2.2.1 传动装置总传动比 - 6 -2.2.2 分配传动装置各级传动比 - 6 -2.3 计算传动装置的运动和动力参数 - 6 -各轴转速 - 6 -2.3.2

2、 各轴输入功率 - 6 -2.3.3 各轴输入转矩 - 7 -2.4 V带传动设计 - 7 -2.4.1 确定 V 带型号和带轮直径 - 7 -2.4.2 计算带长 - 8 -2.4.3 求中心距和包角 - 8 -2.4.4 求带根数 - 8 -2.4.5 求轴上载荷 - 8 -2.5单级齿轮减速器齿轮结构设计 - 9 -2.5.1 齿面接触疲劳强度计算 - 9 -2.5.2 齿根弯曲疲劳强度验算 - 12 -2.6 槽轮结构设计 - 13 -2.6.1 槽轮机构简介 - 13 -2.6.2 槽轮机构的结构设计计算 - 15 -2.7 传送带结构设计 - 16 -2.7.1 传送带简介 - 1

3、6 -2.7.2 传送带设计计算 - 16 -结 论 - 17 -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。

4、通过本设计， 可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

5、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

6、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 ?m?ax = 2500N ； 传送带最大速度 ?m?ax = 1 m?s；卷筒直径 ?= 300mm 。在室内常温

7、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， 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：?w? = ?w ·w? kW（ 2-1）w 1000 · w?式中，?m?ax = 2500N ，?m?ax = 1 m?s，工作装置的效率由于考虑到槽轮机构，

8、 胶带卷筒及轴承的效率取 ?w? = 0.85。代入上式得：?w? ·?w?2500 ×1?w? = 10?w0?0·?·w?w? = 10205000××0.185 = 2.94kW电动机的输出功率 P0按公式（ 2- 2）计算：?0?= ?w? kW（2-2）式中， 为电动机轴至卷筒轴的传动装置总效率。一般地， ?= ?·?g? ·?r2 ·?c?；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 ?=

9、 0.96 ×0.97 ×0.9952 ×0.98 = 0.90?w 2.94故?0?= ?w? = 02.9940 = 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：?max6 × 10 ?m?ax ?6 ×104 ×1×300= 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

10、范围 ig'=35，则总传动比范围应为 i'=2×34×5=620，可见电动机转速 的可选范围为：n' =i'·nmax=( 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

11、传动比和分配各级传动比2.2.1 传动装置总传动比?=?m?max96063.70= 15.072.2.2 分配传动装置各级传动比由： i=ib·ig，为使 V 带传动的外廓尺寸不致过大，取传动比 ib=3，则齿轮 ? 15.07传动比 ?g?= ?= 153.07 = 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?m ? =960320 r/min?b?3轴? = ? =32063.70 r/min?g?5.02工作轴nw=n=63.70 r/min2.3.2 各轴输入功率轴 ? = ?0? ·?b? = 3.27 ×0.96 = 3.14

12、 kW 轴 ? = ? ·?r ·?g?= 3.14 ×0.995 ×0.97 = 3.03 kW 工作轴 ?w?= ? ·?r ·?c? = 3.03 ×0.995 ×0.98 = 2.95 kW2.3.3 各轴输入转矩?3.14轴? = 9550×? = 9550 ×33.2104 = 93.71 N·m轴 ? = 9550 ×? = 9550 ×3.03 = 454.26 N ·m?63.7?w?2.95工作轴 ?w? = 9550 × w

13、 = 9550 × = 442.27 N ·m?w63.7电动机轴输出转矩 ?0?= 9550 ×?0 = 9550 ×3.27 = 32.53 N ·m?m960将以上计算所得的运动和动力参数列表如下：轴名轴 参数 参 数 名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（ N·m）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

14、证整个传送装置的尺寸不至于过大，希望带传动中心距不超过800mm。工作情况系数查表得 KA=1.5；计算功率Pc=KAPA=1.5×4.0=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：?2 = （1- ）?1 ?1?2（2-3）取 =1%，圆整后 D2=355mm大带轮转速n2由公式（ 2- 4）计算：?2?= （1- ）?1 ?1?2（2-4）n2=334.6r/min- 7 -计算带长求 Dm求初取中心距?m =?=基准长度求中心距和包角?1 +?22=?2-? 12=a=750mm?=355+1252355-1252?m?+

15、 2?+ ?×240 + 2 ×750 +查表得2-5)1152750Ld=2240mm中心距 ?= ?- 4 ?m? + 14 (?- ?m?)2 - 8?22240- × 240 1 2= + (2240 - ×240 ) - 8 ×115244小带轮包角?2 -?1?1 = 180 °- ?2 -?1 ×60= 180355-125734.2×60a1=161.2(2-6) a=734.2mm<800mm(2-7)>120°求带根数带速?= ?1?1 =60× 1000 =&#

16、215; 125× 96060× 1000v=6.28m/s传动比?= ?1 = 960?2334.6i=2.87带根数查表得 P0=1.40kW；ka=0.95； kL=1.06；P0=0.11kW?c?= c(?+ 0?)?L2-8)6= (1.40+0.11) × 0.95 × 1.06取 z=4 根求轴上载荷张紧力?0?= 500 ?c?(?2.5?-?) + ?2?(2-9)查表得 q=0.10kg/m= 500 ×6.286 ×4×（ 2.50-.09.595 ） + 0.10 ×6.28228 

17、15;4 0.95F0=198.80N轴上载荷?Q?1= 2?0?sin ?2?1（2- 10）=2161.2 °×4 ×198.8 ×sin 2FQ=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

18、严格限制，批量较小，故小齿轮用40Cr，调质处理，硬度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?3.14?1?= 9.55 ×106 ?= 9.55 ×106 ×3.14T1=93709N·mm查表得 d=1.0 查表得 Hlim1 =710MPa Hlim2=580MPaH1=639 MPa H2=522 MPa?1320齿宽系数 d接触疲劳极限 Hlim初步计算的需用接触应力 H H1 0.9 Hl

19、im1=0.9×710H20.9Hlim2=0.9×580Ad 值估计20°查表得 Ad=85初步计算的小齿轮直径 d1?1? ?3? ?1? 2 ·?+?1（2-11）取 d1=65mm85 ×319×37502922 ×5+51 =63.271× 52225初步齿宽 bb=d d1=1× 65b=65mm校核计算 圆周速度 v 齿数 z 模数 m?= ?1?160× 1000 =× 65 × 32060× 1000取 z1=20，z2=iz1=5× 2

20、0=100?t = ?11 =6520查表得 mn=3螺旋角=22°37'12''?= cos-1?n?tcos-133.25使用系数 KA动载系数 KV 齿间载荷分配系数 KH2?1? 2 ×93709?= 1 = = 2883? ?165?A ?t? 1.5 ×2883= = 66.53N/mmb 65<100N/ mm = 1.88 - 3.2( ?1?1 - ?12?) cos?11= 1.88 - 3.2 ×( -) cos22°37' 12'20 100?sin ? ? ?1?= ? =

21、 ? 1 tan ? ?n?1× 20= 1× 20tan 22°37'12''v=1.09m/s z1=20，z2=100 mt=3.25 mn=3 和估计值接近) 查表得 KA=1.5 查表得 KV=1.1?t = tan-1=+=1.62+2.65tan ?n cos ? =tan-1tan 20 ° cos22° 3731cos ?b? = cos ?cos ?n ?cos ?t= cos22°37' c1o2s'20'°?cos21° 31' 1=0

22、0'.9'3由此可得 KH =KF=/cos b=1.62/0.932=1.9(2-11)=1.62=2.65=4.2710''K H=1.9齿向载荷分布系数 KH - 10 -载荷系数 K弹性系数 ZE 节点区域系数 ZH 重合度系数 Z螺旋角系数 Z 接触寿命系数 ZN 许用接触应力 H验算189.8?H = A+?=1.71+0.16×12+0.61×10-3×65K=K AKV KHKH=1.5×1.1×1.9×1.91因 >1，取 =1，故4-?= 4-?3? (1KH=1.91K= 5

23、.99查表得 ZE=189.8MPa查表得 ZH=2.37?) + ? =?= cos?= cos22°37' 12''?H?1 =?Hlim1 ?N1 =710× 1.18SHmin1.05?H?2 =?Hlim2 ?N2 =580× 1.25SHmin1.05?H? = ?E?H?2?2?1? ·?+?1×2.37 ×0.79 ×0.96 ×Z=0.79Z=0.96查表得 ZN1=1.18，ZN2=1.25H1=798MPa H2=690MPa(2- 12)×5.99 

24、5;9370965 ×652计算结果表明， 接触疲劳强度不够， 亦即齿轮尺寸偏小， H=756MPa> H2 适当增大尺寸再进行验算尺寸调整取 d1=70mmd1=70mmb=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/sb=70mmv=1.17m/sz1=22，z2=iz1=5×22=110mt=3.1818181mm, mn=3 =19°22'12''KA=1.5z1=22，z2=110mn=3=19°22'12''KA=1.5KV=1.1=1.66，=2.46KV=1

25、.1=1.66，=2.46- 11 -=4.12 cos b=0.95 KH=KF=1.84 KH=1.91 K=5.8 ZH=2.37 Z=0.78 Z=0.97 ZE和H未变=4.12KH=KF=1.84KH=1.91K=5.8ZH=2.37Z=0.78Z=0.97ZE=189.8MPa H1=798MPa H2=690MPa?H? =189.8 ×2.37 ×0.78 ×0.97 ×× 5.8 × 9370970× 7025+15 H=664MPa < H2确定传动主要尺寸中心距 a实际分度圆直径 d1齿宽 b?

26、1 (?+1)70 ×( 5+1 )?= 2 = 2 = 210mma=210mm因中心距未做圆整，故分度圆直径不会改变，即2?2× 210?1 =1 ?+1 5+1d1=70mmd2=id1=570d2=350mmb= d d1=1× 70取 b1=80mmb2=70mm2.5.2 齿根弯曲疲劳强度验算齿形系数 YFa?v?1?1cos 3 ?22cos3 19 ° 22 ' 1=2 '2'6?v?2?2?cos3 ?110cos 3 19 ° 22' 1=2'1'31应力修正系数 YSa 重合

27、度系数 Y查表可得：YFa1=2.6，YFa2=2.18查表可得：YSa1=1.59，YSa2=1.8211?v= 1.88 - 3.2 ( ?v11 + ?1v2) cos?= 1.88 - 3.2( 216 + 1311 ) cos19°22'1=21'.6'3- 12 -螺旋角系数 Y齿间载荷分配系数齿向载荷分布系数KF载荷系数 K许用弯曲应力 F验算0.75 0.75?= 0.25 += 0.25 +?v1.63Ymin=1- 0.25=1- 0.25× 1=0.75当 1 时，按 =1 计算）?= 1 -?°?1?2?0°

28、;°19.37 °1×120°= 0.84> ? min?4.12?1.664.1×2 0.71= 3.5?前已求得 KF=1.84<?故 KF =1.84? = 70?(2.25 ×3) = 10.37KF=1.54K= KAKV KFKF=1.5×1.1×1.84×1.54? = ?Flim1 ? ?1?X = 600× 0.95 ×1 ?F?1 =SFmin= 1.25? = ?Flim2 ? ?2?X = 450× 0.97 ×1 ?F?2 =S

29、Fmin= 1.252?1?F?1 = ?2?1? ?F?a1 ?S?a1?2×740.6×87×0×933709×2.6×1.59 ×0.71 ×0.84?Fa2 ?Sa22.18 × 1.82?F?2= ?F?1 ?FFaa21 ?SSaa21 = 147 ×22.1.68 ××11.5892Y=0.71Y=0.84KF=1.84KF=1.54K=4.68 F1=456MPa F2=349MPaF1=147 MPa<F1F2=141 MPa<F12.6 槽轮结

30、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 nn 被拨盘上外凸的锁止弧 m'mm 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， 拨盘拨动槽 轮转动，直到圆销与槽轮的槽脱离为止。- 13 -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

31、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：?= ?d?（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 0<k<1。如果 z 个槽在槽轮上是均匀分布的，则 2?2 = 2?，并且有：?=?2?1?1?( -2 ?)1 12?1 =2= ?(2 - ?)22-14)由 0<k 得：槽轮的槽数 z>2 ，又由 k<1 得：圆销数 n< 。?-2当圆销拨动槽轮运动时， 对槽轮机构进行高副低代， 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-

32、14 -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：主动拨盘转速数 n=1，槽数 z=4。主动拨盘转一周所用的时间 t ?= 60 = 60?1 63.711运动系数 k?= ?(21 - 1?)11= 1 ×(21 - 41)n1=63.7r/min，圆销t= 0.94sk=0.25主动拨盘转一周槽轮的运动时间 td td=kt=0.25× 0.94td=0.24s中心距 LL=396mm圆销中心距 RR=280mm槽轮外径 SS=280mm槽深 hh=205mm通孔孔径 dd1