【《某水果自动套网机的传动装置的设计计算案例》4200字】

某水果自动套网机的传动装置的设计计算案例目录TOC\o"1-3"\h\u69321.1电动机的选择 1316111.2传动比分配 3150471.3减速器的设计 5133881.4运输带的设计 10221871.4.1带速的数据参考和选取 10253981.4.2选择带的型号 11167181.4.3确定带的基准直径 11163331.4.4验算带的速度 11200101.4.5确定中心距 11186771.4.6初算带的基准长度 12237111.4.7计算实际中心距 12298091.4.8计算小轮包角 12224601.4.9确定V带根数 1210271.4.10确定初拉力 14146951.4.11计算作用在轴上的压力 14298231.4.12带轮结构设计 15214061.5转轴的设计 161.1电动机的选择圆柱水果自动化套网包装机在各种条件下工作情况分别是:空载启动,单向旋转。满载状态下采取双班制运行,工作年限控制为10年,每年可以工作300天,允许的速度误差控制在4%。要求能够确保水果套网包装机中的效率以及精度，在进行套网包装中定位输送设备中需要由电动发生器进行提供。动力装备主要是依靠电动机进行提供，电动机选用的基本原则为具有安全性、经济性以及合理性，进而对发动机进行正确的选择，该原则对于发动机的工作性以及设备的使用性将会产生非常大的影响在水果定位输送带的机械装置中，总传输带距离大约是2.2m,通常0.6s定位进行间隔输送，有32个进行定位的环形果盘，水果套网包装机在进行输送过程中，速度往往采用V1=0.8m/s,根据对果盘自身进行设计的工作原理以及解决方案，为主动驱动电机中的运输带提供相应的驱动力F1,水果套网包装机环形定位果盘中水果的重量大约为2Kg，如果将重力加速度取为10N/kg，在定位输送器中的环形链上进行苹果盘定位，重力的公式为：G=2×10×32=640N(1-1)水果的质量介于1.5Kg～2.5Kg，取水果的质量为2Kg，则其水果的重力为：G1=10×2=20N(1-2)由于在输送区域以及套网区域的单层，对定位盘进行13个方位的设置，使得13个水果的定位重力同时具备,其中一个是水果的定位重力：G2=20×13=260N(1-3)其它重力G3=1000N；则总得重力为：G4=640＋260＋1000=1900N(1-4)因此，输送装置在进行输送时，需要的拉力为F1=1900N,考虑到公式中的阻力以及摩擦力的问题，在套网装置中，进行间歇式的套网装置需要进行的拉力设置为F2=400N，依据公式得出：(1-5)使用这个计算方法我们可以直接得出该输送带进行有效拉力大约为1980N，从中，我们能够直接得出该滚筒丝网在直径中最大的使用长度为450mm，还要特别注意输送带在新鲜水果输送套筒丝网机正常运行工作过程中,能够保证运输带进行稳定的运行。通常情况下，该机器能够进行不间断的正常工作，这将对工作中的环境以及使用条件有着更加严格的要求。(1)选取电动机的类型。经过计算得出条件，对三相异步交流电动机的型号种类进行确定。(2)选择电动机的容量。根据已经知道的条件，经过公式计算得出机器的工作效率为(1-6)电动机的工作效率为：（1-7）电动机工作所需要的功率为：(1-8)根据上述计算所得，电动机额定功率为：(1-9)(3)确定电动机的传动比以及转速。根据电动机的转速公式：(1-10)算出引导辊筒的转速：（1-11）符合水果套网电动机设计中的主要型号，将水果套网电动机中各个数据的技术指标进行数据的分析以及比较，见表1-1:表1-1Y133S-2与Y133S-5电动机技术数据方案型号额定功率/kW满载转速/(r/min)质量/kg传动装置的传动比1Y133S-24.3529086241.492.84.581.682Y133S-54.3513966421.872.21.422.56从上述表1-1中得出的结论,电动机技术资料是准确的,因此选择第二组Y133S-5电动机。1.2传动比分配1.总传动比所以(1-12)2.分配传动比根据水果套网机中总的转动比的范围，选取V带传动的传动比。所以(1-13)取，(1-14)各轴的转速：(1-15)(1-16)(1-17)(1-18)(1-19)各轴的功率：(1-20)(1-21)(1-22)(1-23)根据公式；(1-24)各轴扭矩：(1-25)(1-26)(1-27)(1-28)(1-29)最终的带式运输机的传动方案如图1.1所示V带传动2-电动机1-圆柱齿轮减速器4-联轴器5-输送带6-滚筒图1.1带式运输机的传动方案1.3减速器的设计1.选择齿轮的精度级别、齿轮的种类，齿轮的齿数以及材质1）因为斜齿轮啮性能较好，传输相对平稳，产生的噪声小，重合度高，承载能力较强，因此，在进行第一级的斜齿圆柱齿轮的选用时，齿轮的转动成为最大的优势；2）通过数据可知，选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS；3）如果初选的小齿轮的牙长为，则大齿轮的牙长为，圆整取；4）初选螺旋角。2.按齿面接触强度设计：按教材公式试算，即(1-30)（1）确定公式内各个零件中的计算数值1）试选载荷系数=1.32）选取区域系数=2.433）查得=0.76，=0.87，故=0.76+0.87=1.634）选取齿宽系数=15）查得材料的弹性影响系数=6）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限7）计算应力中循环的次数(1-31)(1-32)检查得接触疲劳的寿命系数(1-33)(1-34)9）计算接触疲劳允许应力在安全失效概率中取得的概率大约为1%,安全系数表达约为S=1，得(1-35)(1-36)=541.75(1-37)（2）计算1）根据实验结果测试根据计算公式得到的圆在小齿轮轴上划线周角分度的同心圆周角直径应为，由以上计算公式可以得出圆(1-38)2）计算圆周的速度(1-39)3）计算齿宽及模数(1-40)4）计算齿宽以及齿高之比齿高=2.25=2.252.41=5.42==9.21(1-41)5）计算纵向中的重合度(1-42)6）计算载荷系数已知使用系数=1由=1.88m/s,8级精度，通过计算得出动载荷系数=1.05查得用插值法查得8级精度，查得故载荷系数7）根据实际操作中的负载荷数，对积分中的系数进行相应的计算，顶进行核实所需要求得的载荷积分半径为一个矩形圆盘的直径,得(1-43)8）计算模数=(1-44)1.按齿根弯曲强度设计(1-45)（1）对公式内的各计算数值进行确定1）由此我们可以此查得一个同轴小齿轮的弯曲疲劳强度中系数极限为;大齿轮在弯曲强度的极限2）查得弯曲疲劳寿命系数3）按齿根的弯曲强度来设计取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得(1-46)(1-47)4）计算载荷系数(1-48)5）根据纵向的重合程度，查得对于螺旋角的影响程度6）计算当量齿数(1-49)(1-50)7）查取齿形系数查得；8）查取的应力校正系数用插值法得；9）计算大、小齿轮的并加以比较(1-51)(1-52)大齿轮的数值较大设计计算(1-53)对比后通过计算可以得出对平均模量计算的结果，该模量是由多个齿面弯曲角度接触疲劳强度模量计算结果得到的平均法面模量，在计算中，应该按照大于每个齿根弯曲角度接触疲劳强度模量计算结果得到的平均法面模量,取=2已经达到能够完全满足弯曲和拉伸应力。但是为了能够使其他管能够同时分别达到一定的两种接触疲劳强度,则必须按照一定接触疲劳强度进行计算所得出的压力分度对圆形管中的直径进行确定来对齿数进行计算：，圆整取=27；(1-54)，圆整取124;(1-55)4.几何尺寸计算（1）对中心距进行计算(1-56)圆整取157（2）根据圆整后的中心点间距对螺旋夹角进行校正(1-57)（3）对大、小齿轮分度圆直径进行计算(1-58)(1-59)（4）对齿轮宽度进行计算(1-60)圆整后数值取；1.4运输带的设计1.4.1带速的数据参考和选取在这次的机械设计中，首要进行考虑的是水果运输中水果皮带在运输中的速度，如果水果皮带中的运输速度能够满足水果在网机运输中获得数据信息的准确性，因此，在进行水果网机中的速度比较中，计算是最为主要的目的。在进行水果网机中实际情况的选择中，应该选择合适的输送带进行传输，在输送带的选择这种，应该考虑一下的几个方面：(1)皮带速度高的传送带根据需要可以变得更长；(2)通常的情况下,当从运输带装载移动到货物时所携带的水果数量较多且体积较小的时候,则其速度范围一般为0.68m/s-1.5m/s；(3)当相关工作人员将水果倒入料斗中去时，倒入的速度影控制在小于1.5m/s。(4)水果进行包装之后，在运输到箱子中的速度应该不需要超过1.5m/s。(5)当在使用精密度非常高的仪器进行质量检测中，在速度的采用上，通常会选择最低的数值。(6)在使用水果套网机中，需要在一定时间中，对其进行适当的润滑。综上分析考虑,可以决定一条从槽型带中运送大量水果的运输速度,其中槽型带在运输中的时间大约为0.8m/s。2.运输皮带主要技术参数的分析与计算(1)确定计算功率Pca由计算资料以及参数进行数据统计分析,Pca=1.756kW(1-61)其转速：n1=56.35r/min(1-62)(1-63)式中:P——需要传递的名义功率,kW；——工作情况系数，按参考文献[2]表7.6选取。根据任务书数据要求，最短工作年限5年，工作环境室外、有尘，查参考文献[2]，得工作情况系数，考虑到本装置的工作环境，值应扩大1.1倍(1-64)1.4.2选择带的型号根据带传动电动机功率和带传动转速，选取带的型号为A型带。1.4.3确定带的基准直径查表格式可初步得知使用A型V带带轮最小的径向基准长度直径尺寸范围大约为75~125mm小带轮的基准直径太大通过时与小包板的角变小,弯曲应力较大;小带轮太大时,传动轴和机械部件结构的基准尺寸范围会因而有所谓的增大。综合函数分析法的考虑,带轮在进行基准直径选择时，用于对轮大小进行基准优选直径的计算(1-65)基准轮轴直径约为(1-66)查表，选取大带轮基准直径传动比误差：(1-67)1.4.4验算带的速度(1-68)式中:——小带轮转速；——小带轮基准直径；可知对于A型带,即QUOTE符合要求。1.4.5确定中心距初步确定中心距(1-70)即：(1-71)要求工作平稳，结构紧凑，选取中心距。1.4.6初算带的基准长度(1-72)式中:QUOTEQUOTE——带的标准基准长度；QUOTE——初选中心距；查表达式确定一个宽条带的两个基准频率长度分别为,和QUOTE，基准宽带长度和的系数公式为QUOTE。1.4.7计算实际中心距(1-73)圆整后取1.4.8计算小轮包角查公式7.3计算小轮包角：(1-74)1.4.9确定V带根数(1-75)式中——包角修正系数，考虑包角传动中能力的影响;——带长修正系数，考虑不同的宽带在特定的使用时间中对使用寿命产生的印象影响;带基本的额定电压和功率;查取;查取;查取单根V带所能传递的功率为;由式QUOTE计算功率增量式中QUOTE——弯曲影响系数；——传动比系数；——小带轮转速，r/min。查取得；查取得；故得：(1-76)取；取；所以(1-77)选取V带根数z=4。1.4.10确定初拉力(1-78)式中 ——设计功率；——带的速度；z——带的根数；——包角修正系数；m——普通v带每米长度质量；查取得带的速度(1-79)QUOTE(1-80)1.4.11计算作用在轴上的压力压力差等于根据传送带中紧边以及松边进行拉力的实际计算之和，若不充分考虑到该按带内侧两边之间的实际拉力差,可以通过近似定义为,并根据按带两边之间拉力所受初始附带拉力的矢量组成计算合力差的公式方法来对其进行合力计算:(1-