帶式輸送機傳送裝置的設(shè)計含9張CAD圖

帶式輸送機傳送裝置的設(shè)計含9張CAD圖,輸送,傳送,裝置,設(shè)計,CAD 帶式輸送機傳送裝置答辯人：XXXX指導(dǎo)教師：XXX單 擊 此 處 添 加 小 標(biāo) 題 內(nèi) 容CONTENTS目 錄04總結(jié)03總體方案設(shè)計02主要研究內(nèi)容01課題的研究背景課題研究背景國內(nèi)的輸送機行業(yè)起步較晚，但經(jīng)過不懈研究，在輸運設(shè)備的結(jié)構(gòu)設(shè)計方面也取得了可喜的成果。邱海飛以輸送機機架進行參數(shù)化建模和靜力學(xué)分析，根據(jù)應(yīng)力與位移分布情況優(yōu)化結(jié)構(gòu)，提高了機架剛度的同時，機架體積減小了16%。秦皇島玻璃工業(yè)研究院研發(fā)的軟件基于CAD圖形庫，能實現(xiàn)結(jié)構(gòu)計算校核和CAD總裝圖和零件圖繪制的雙重功能。張青花采利用VB語言在CAD平臺上開發(fā)出帶式輸送機參數(shù)化繪圖模塊，實現(xiàn)了不同工況下帶式輸送機的總裝配圖快速生成。我國輸運設(shè)備與國外先進輸運設(shè)備相比，差距主要體現(xiàn)在如下方面。課題研究背景1.均衡技術(shù)與軟啟動可控技術(shù)間的差距。由于輸送機運輸路線長、功率大，需采用軟啟動來減小輸送機啟動時的張力和對電網(wǎng)的沖擊性。同時。由于設(shè)備的制造誤差及電機自身差異，各電機驅(qū)動功率的不一致可能導(dǎo)致某一電機功率過大而發(fā)生燒機現(xiàn)象。目前我國已投用的調(diào)速液力偶合器雖能一定程度解決軟啟動時的功率平衡問題，但控制精度方面，與國外仍有較大的距離。課題研究背景2.核心技術(shù)間的差距。我國輸送機的理論基礎(chǔ)以靜態(tài)輸送機研究與制造理論為主，而國外輸運機常配有張力動態(tài)分析與監(jiān)測系統(tǒng)，其能有效保障輸運安全、延長使用壽命。3.技術(shù)性能的差距。技能性能的差距直接關(guān)系到使用功能、制造成本、故障發(fā)生和維修保養(yǎng)。技術(shù)性能差異主要體現(xiàn)在裝機功率、輸運能力和機型種類上本課題所設(shè)計的帶式輸送機傳送裝置能夠達(dá)到的性能為：1、帶式輸送機傳送裝置的設(shè)計壽命為8年，每年工作天數(shù)為300天，8小時工作制，中等載荷。2、根據(jù)車間實際情況，設(shè)備長度為10m，總寬不超過0.8m，輸入功率不超過4kW。3、設(shè)備的速度需達(dá)到25m/min，每小時輸運10000kg。主要研究內(nèi)容l總體方案設(shè)計l本帶式輸運機傳送裝置因輸運速度較低，通常電機轉(zhuǎn)速不易直接滿足要求，故采用電機與減速器相配合的形式，在降低輸入轉(zhuǎn)速的同時，還可提高輸入轉(zhuǎn)矩。l減速器采用二級直齒圓柱齒輪減速器，一方面其單級傳動比可達(dá)到7，二級傳動能夠滿足輸運要求。另一方面直齒圓柱齒輪的制造成本和制造要求較低，在使用中因損壞而更換時，維修成本較低。l在部件的排布放置上，可以將動力源和傳動部件布置在機架內(nèi)，并且動力源和傳動部件前后排列，以避免無謂增加輸運機的外形寬度尺寸。輸運機設(shè)計電機選型傳動設(shè)計軸的設(shè)計詳細(xì)方案設(shè)計 帶型的選擇根據(jù)實現(xiàn)工廠場地和設(shè)備的實際情況，設(shè)備長度設(shè)計為10m，外形寬度設(shè)計為0.8m，帶寬為500mm，屬于小型輸運機。小型帶式輸送機輸送帶通常選用織物輸送帶，中間為織物，上下包裹橡膠?？椢飵?002000mm，312層，上包裹厚度36mm，下包裹厚度1.54.5mm。本輸運帶類型選用尼龍帆布NN-100型，其具體參數(shù)為扯斷強度100mm/N，每層質(zhì)量，單層1.02mm厚，織物24層，本設(shè)計中取2層，上、下橡膠覆蓋1.5mm厚，單層質(zhì)量輸運機設(shè)計滾筒直徑的確定滾筒根據(jù)作用有傳動、改向和導(dǎo)向三種。其中，傳動滾筒與電機相連，用于提供轉(zhuǎn)矩。傳動滾筒的最小直徑計算公式為，式中，為相關(guān)系數(shù)，如表3-1所示。為芯層厚度，mm。表3-1 相關(guān)系數(shù) 則計算有，故滾筒直徑根據(jù)規(guī)格，取D=200mm。輸運機設(shè)計點擊返回根據(jù)故輸運機要求，v=25m/min和D=200mm，計算傳動滾筒轉(zhuǎn)速為，根據(jù)輸運機輸輸運能力10000kg/h，計算每秒輸運物料重量為，則輸送帶上的物料重量為，輸送帶重量的計算公式為，式中，為單位平方米重量，l為長度，w為寬度。則輸運總重量為：電機選型滑動部的摩擦力為 F=mg=0.45118.410=532.8N其中，為輸送帶與滾筒面間的摩擦系數(shù)，如表3-5所示，取=0.45。表3-2 摩擦系數(shù)負(fù)載轉(zhuǎn)矩為 式中，為皮帶與滾筒的傳動效率，取=0.9。電機選型在將負(fù)載轉(zhuǎn)矩?fù)Q算成電機輸出軸的轉(zhuǎn)矩時，需考慮傳動比值，擬定采用電機極數(shù)為6級，其異步轉(zhuǎn)速為960r/min，則總傳動比為，則有，式中，i為傳動比，按照電機轉(zhuǎn)速為1400r/min預(yù)估傳動比為i=70。為傳動部件的效率，預(yù)估為=0.7。則根據(jù)上述計算結(jié)果，且為發(fā)揮輸運機的最大效果，電機按4kW進行選型，電機型號為YVF2-132M1-6，此為變頻調(diào)速電機，考慮到設(shè)備的使用年限較長，若中途需要進行轉(zhuǎn)速等性能參數(shù)改變時，也能夠做到快速便捷響應(yīng)。電機選型點擊返回傳動參數(shù)計算1、確定傳動比為避免傳動比取值較大導(dǎo)至傳動零件結(jié)構(gòu)過大，將傳動比分配為，V型傳送帶傳動比為 ，高速級傳動比分配 ，低速級傳動比分配為2、各軸的轉(zhuǎn)速：電機輸出軸，減速箱I軸，減速箱II軸，減速箱III軸，3、各軸功率：電機輸出軸，減速箱I軸，減速箱II軸，減速箱III軸，式中，為V帶的傳動效率，取0.91。為直齒圓柱齒輪的傳動效率，取0.94。傳動設(shè)計7、張緊力V型帶單位長度質(zhì)量：8、作用在軸上的載荷9、V帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計帶輪材料HT200，小V帶輪直徑為100mm，采用實心式結(jié)構(gòu)，大V帶輪直徑為200mm，采用孔板式結(jié)構(gòu)。傳動設(shè)計輸入端帶傳動設(shè)計1、帶型帶傳動輸入功率4kW，小帶輪轉(zhuǎn)速 ，大帶輪轉(zhuǎn)速 ，本傳送帶結(jié)合工作情況，工況系數(shù)選取確定計算功率 ，則，選取A型V帶。2、帶輪基準(zhǔn)直徑選取小帶輪基準(zhǔn)直徑 ，則大帶輪的基準(zhǔn)直徑3、驗算帶速 由于 ，故V帶合適。4、中心距、帶長傳動設(shè)計初定中心距：初步計算帶的基準(zhǔn)長度：查表選取帶的長度為1250mm。計算實際中心距，中心距的變化范圍為367mm424mm。傳動設(shè)計5、小帶輪上包角：因此，主動輪上的包角合適。6、帶的根數(shù)根據(jù) ，得根據(jù) ，得根據(jù)小帶輪包角取根據(jù)基準(zhǔn)長度取計算V型帶的根數(shù)Z為，故取4根。傳動設(shè)計高速級齒輪設(shè)計低速齒輪的設(shè)計傳動設(shè)計1、材料、初選齒數(shù)類型選用直齒圓柱齒輪，精度等級選用8級。小齒輪40Cr材質(zhì)，經(jīng)過調(diào)質(zhì)處理后，硬度達(dá)到280HBS。大齒輪45材質(zhì)，經(jīng)過調(diào)質(zhì)處理后，硬度達(dá)到240HBS。初選小齒輪的齒數(shù)為 ，大齒輪的齒數(shù)為2、按齒輪面接觸強度設(shè)計確定公式內(nèi)各計算數(shù)值：（1）選擇載荷系數(shù)（2）輸入小齒輪的轉(zhuǎn)矩為（3）由小齒輪不對稱布置，齒寬系數(shù)?。?）材料的彈性影響系數(shù)高速級齒輪設(shè)計（5）小齒輪的接觸疲勞強度極限 ，大齒輪的接觸疲勞強度極限（6）應(yīng)力循環(huán)次數(shù)（7）接觸疲勞壽命系數(shù)（8）計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù)s=1 ，高速級齒輪設(shè)計3、計算（1）小齒輪分度圓直徑 帶入 中較小的值：（2）計算圓周速度：（3）計算齒寬：（4）計算齒寬與齒高之比模數(shù) ，齒高 ，所以齒寬與齒高之比高速級齒輪設(shè)計（5）計算載荷系數(shù)：動載系數(shù) ，直齒輪 ；使用系數(shù) ，齒向載荷分布系數(shù) ，齒向載荷分布系 。故載荷系數(shù)，校正分度圓直徑為：4、按齒根彎曲疲勞強度計算：由彎曲強度的設(shè)計計算公式：高速級齒輪設(shè)計確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值：（1）小齒輪的彎曲疲勞強度極限 ，大齒輪的的彎曲疲勞強度極限（2）彎曲疲勞壽命系數(shù)（3）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)，得（4）計算載荷系數(shù)：（5）查取齒形系數(shù)：計算大、小齒輪 并加以比較。高速級齒輪設(shè)計大齒輪的數(shù)值大。（7）設(shè)計計算模數(shù)按彎曲強度計算為2.2mm，取m=3mm，分度圓直徑根據(jù)接觸疲勞強度計算為5、幾何尺寸計算（1）大、小齒輪的齒數(shù)為，高速級齒輪設(shè)計（2）大、小齒輪的分度圓直徑為，計算中心距：計算齒輪寬度：圓整取 ，則高速級齒輪設(shè)計1、材料、初選齒數(shù)類型選用直齒圓柱齒輪，精度等級選用8級。小齒輪40Cr材質(zhì)，經(jīng)過調(diào)質(zhì)處理后，硬度達(dá)到280HBS。大齒輪45材質(zhì)，經(jīng)過調(diào)質(zhì)處理后，硬度達(dá)到240HBS。初選小齒輪的齒數(shù)為 ，大齒輪的齒數(shù)為2、按齒面強度設(shè)計由計算公式進行計算確定公式內(nèi)各計算數(shù)值：（1）選擇載荷系數(shù)（2）輸入小齒輪的轉(zhuǎn)矩為（3）由小齒輪做不對稱布置，齒寬系數(shù)取低速齒輪的設(shè)計（4）材料的彈性影響系數(shù)（5）小齒輪的接觸疲勞強度極限 ，大齒輪的接觸疲勞強度極限（6）應(yīng)力循環(huán)次數(shù)（7）接觸疲勞壽命系數(shù)（8）計算接觸疲勞許用應(yīng)力：取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1 低速齒輪的設(shè)計3、計算（1）小齒輪分度圓直徑 帶入 中較小的值：（2）計算圓周速度：（3）計算齒寬b：（4）計算齒寬與齒高之比：模數(shù)齒高所以齒寬與齒高之比低速齒輪的設(shè)計（5）計算載荷系數(shù)：動載系數(shù) ，直齒輪 ，使用系數(shù) ，齒向載荷分布系數(shù) ，齒向載荷分布系故載荷系數(shù)校正分度圓直徑為：4、按齒根彎曲疲勞強度計算由彎曲強度的設(shè)計計算公式：確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值：低速齒輪的設(shè)計（5）計算載荷系數(shù)：動載系數(shù) ，直齒輪 ，使用系數(shù) ，齒向載荷分布系數(shù) ，齒向載荷分布系故載荷系數(shù)校正分度圓直徑為：4、按齒根彎曲疲勞強度計算由彎曲強度的設(shè)計計算公式：確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值：低速齒輪的設(shè)計（1）小齒輪的彎曲疲勞強度極限 ，大齒輪的的彎曲疲勞強度極限（2）彎曲疲勞壽命系數(shù)（3）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)，得（4）計算載荷系數(shù)：（5）查取齒形系數(shù)：（6）計算大、小齒輪 并加以比較：大齒輪數(shù)值大。低速齒輪的設(shè)計（7）設(shè)計計算模數(shù)按彎曲強度算得2.9mm，取標(biāo)準(zhǔn)值m=3mm，分度圓直徑按接觸疲勞強度算得的5、幾何尺寸計算（1）大、小齒輪的齒數(shù)為，（2）大、小齒輪的分度圓直徑為，計算中心距：計算齒輪寬度：圓整取 ，則低速齒輪的設(shè)計高速軸的設(shè)計中間軸的設(shè)計低速軸的設(shè)計軸的設(shè)計1、材料選擇由于高速軸受到載荷較小，材質(zhì)為45鋼并進行調(diào)質(zhì)處理。2、最小軸徑計算式中，C為材料系數(shù)，45鋼進行調(diào)質(zhì)后，C為103126，取C=125。p1為高速軸的功率，n1為高速軸的轉(zhuǎn)速。此外，由于在最小軸段需要開始鍵槽以安裝V型帶輪，同時在軸端面設(shè)置螺紋孔，故最小軸徑增大20%，即，故取最小軸徑為d=40mm。高速軸的設(shè)計3、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計擬定高速軸的尺寸方案如下所示。圖3.1 高速軸的結(jié)構(gòu)方案高速軸的設(shè)計軸段1：用于安裝V帶從動帶輪，在此軸段上設(shè)置有鍵槽用以輸送轉(zhuǎn)矩。從動帶輪的厚度為b=43mm，為了能夠確保其能緊固，此軸段需要比帶輪厚度稍微短些，故軸段長取L=40mm。在端面上設(shè)有螺紋孔進行擋圈的安裝，以完成對帶輪的緊固。本段根據(jù)最小直徑的計算結(jié)果，取d=40mm，帶輪與其為過渡配合H7/j6，并保證表面粗糙度達(dá)到1.6。軸段2：用于安裝滾動軸承，同時為使大帶輪端面能利用端肩進行定位，則軸徑為50mm。軸承選用圓錐滾子軸承，型號為30210，規(guī)格為509020，軸段與軸承內(nèi)圈采用k6配合，并保證表面粗糙度達(dá)到1.6。同時，結(jié)合零件的厚度和軸承蓋的結(jié)構(gòu)，此段長度為L=69mm。軸段3：為過渡軸段，不安裝任何零件。為使圓錐滾子軸承利用端肩進行軸向定位，軸肩高度取5mm，則軸徑為d=60mm，軸段長度取L=113mm。軸段4：為高速級主動齒輪，軸段長度等于齒輪寬度，即L=70mm。軸段5：為過渡軸段，不安裝任何零件。為使圓錐滾子軸承利用端肩進行軸向定位，軸肩高度取5mm，則軸徑為d=60mm，軸段長度取L=24mm。軸段6：用于安裝滾動軸承。軸承選用圓錐滾子軸承，型號為30210，規(guī)格為509020，軸段與軸承內(nèi)圈采用k6配合，并保證表面粗糙度達(dá)到1.6。同時，結(jié)合零件的厚度和軸承蓋的結(jié)構(gòu)，軸段長度取L=40mm。表3.1 高速軸尺寸值高速軸的設(shè)計1、材料選擇選用45鋼并進行調(diào)質(zhì)處理，其硬度為170217HBS。2、最小軸徑計算式中，C為材料系數(shù)，45鋼進行調(diào)質(zhì)后，C為103126，取C=125。P2為中間軸的功率，n2為中間軸的轉(zhuǎn)速。3、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計擬定中間軸的尺寸方案如下所示。中間軸的設(shè)計 圖3.2 中間軸的結(jié)構(gòu)方案中間軸的設(shè)計（1）軸段1：用于安裝滾動軸承。軸承選用圓錐滾子軸承，為減少零件種類，型號同樣選擇30210，規(guī)格為509020，故軸徑取d=50mm。軸段與軸承內(nèi)圈采用k6配合，并保證表面粗糙度達(dá)到1.6。同時，結(jié)合零件的厚度和軸承蓋的結(jié)構(gòu)，此段長度取L=40mm。（2）軸段2：為過渡軸段，不安裝任何零件。為使圓錐滾子軸承利用端肩進行軸向定位，軸肩高度取5mm，則軸徑為d=60mm，軸段長度取L=16mm。（3）軸段3：為低速級主動齒輪端，此段長度等于齒輪厚度，即L=90mm。（4）軸段4：為過渡軸段，不安裝任何零件。為使高速級從動齒輪利用端肩進行軸向定位，軸肩高度取5mm，則軸徑為d=70mm，軸段長度取L=13mm。（5）軸段5：用于安裝高速級從動齒輪。從動齒輪的厚度為b=65mm，為確保其能軸向緊固，此段需要比齒輪厚度稍微小些，故段長度取L=62mm。軸徑取d=60mm，齒輪與此段采用過渡形式H7/n6，并保證表面粗糙度達(dá)到1.6。（6）軸段6：用于安裝滾動軸承。軸承選用圓錐滾子軸承，型號同樣選擇30210，規(guī)格為509020，故軸徑取d=50mm。軸段與零件采用k6配合，并保證表面光潔度為1.6。同時，結(jié)合軸承的厚度和軸承蓋的尺寸，軸段長度取L=67mm。圖3.2 中間軸的結(jié)構(gòu)方案中間軸的設(shè)計1、軸的受力分析低速軸的轉(zhuǎn)矩為：大齒輪的圓周力：大齒輪的徑向力：2、軸的材料的選擇低速軸由于受到載荷較大，故使用調(diào)質(zhì)后的40Cr。3、最小軸徑計算式中，C為材料系數(shù)，45鋼進行調(diào)質(zhì)后，C為97112，取C=125。P3為低速軸的功率，n3為低速軸的轉(zhuǎn)速。低速軸的設(shè)計4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計擬定低速軸的結(jié)構(gòu)方案如下圖3.3所示 圖3.3 低速軸的結(jié)構(gòu)方案低速軸的設(shè)計（1）軸段1：用于安裝滾動軸承。軸承選用圓錐滾子軸承，為減少零件種類，型號同樣選擇30210，規(guī)格為509020，故軸徑取d=50mm。軸段與其采用k6配合，并保證表面光潔度達(dá)到1.6。同時，本段靠近大齒輪，需要安裝擋油環(huán)，故本段長度取L=60mm。（2）軸段2：用于安裝低速級從動齒輪。從動齒輪的厚b=85mm，確保其緊固，該段需要比齒輪厚度稍微短些，所以該段長L=80mm。軸徑取d=60mm，齒輪與軸段采用過渡配合H7/n6，并保證表面粗糙度達(dá)到1.6。（3）軸段3：為過渡軸段，不安裝任何零件。為使低速級從動齒輪利用端肩進行軸向定位，軸肩高度取5mm，則軸徑為d=70mm，軸段長度取L=13mm。（4）軸段4：為過渡軸段，不安裝任何零件。為使圓錐滾子軸承利用端肩進行軸向定位，軸肩高度取5mm，則軸徑為d=60mm，軸段長度取L=95mm。（5）軸段5：用于安裝滾動軸承。軸承選用圓錐滾子軸承，型號為選擇30210，規(guī)格為509020，故軸徑取d=50mm。軸段與軸承內(nèi)圈采用k6配合，并保證表面粗糙度達(dá)到1.6。結(jié)合零件的厚度和軸承蓋的結(jié)構(gòu)，故本軸段長為L=70mm。（6）軸段6：用于安裝輸出端主動帶輪。在此軸段上設(shè)置有鍵槽用以傳遞扭矩。該帶輪的厚為b=43mm，確保其能緊固，此段需要比帶輪厚度稍微短些，故本段長為L=40mm。在端面設(shè)有螺紋孔進行擋圈的安裝，以完成對帶輪的緊固。本段軸徑根據(jù)最小直徑計算結(jié)果，取d=44mm，帶輪與本段為過渡配合H7/j6，并保證表面粗糙度達(dá)到1.6。表3.3 低速軸尺寸值低速軸的設(shè)計5、求軸上的載荷進行受力分析時，首先確定軸承的支點位置，結(jié)合輸出軸上零部件的裝配圖，得知左軸承受力點到齒輪受力點的距離a=71mm，齒輪受力點到右軸承受力點的距離b=160mm。彎矩圖和扭矩圖如圖4.4所示。低速軸的設(shè)計低速軸的設(shè)計圖3.4 低速軸的受力分析 表3.5 低速軸上的載荷分布低速軸的設(shè)計從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面，截面C的載荷分布如表3.5所示。低速軸的設(shè)計6、疲勞強度校核強度校核時，只分析軸上危險截面的強度，此處為截面C，根據(jù)下式計算為其中，通過校核強度，所設(shè)計的低速軸滿足要求?？偨Y(jié)帶式輸送機傳送裝置作為自動化生產(chǎn)流水線核心部件，在工業(yè)農(nóng)業(yè)、交通運輸、服務(wù)業(yè)等領(lǐng)域被廣泛應(yīng)用。本課題根據(jù)帶式輸送機傳送裝置的性能要求，為提高工作效率、降低勞動強度，進行了該設(shè)備的設(shè)計。1、因輸運機輸運速度較低，電機轉(zhuǎn)速不易直接滿足要求，故采用電機與減速器相配合的形式，在適應(yīng)輸入轉(zhuǎn)速的同時，還提高了輸出轉(zhuǎn)矩。2、在輸運部件中，輸運帶類型選用尼龍帆布NN-100，滾筒外徑根據(jù)規(guī)格選取為D=200mm。3、動力源選用YVF2-132M1-6變頻調(diào)速電機，在滿足功率、轉(zhuǎn)矩要求的同時，速度調(diào)節(jié)功能還在今后需要改變輸運速度時做到快速便捷響應(yīng)。4、減速器采用帶傳送與二級直齒圓柱齒輪副相組合的形式，并對核心部件帶輪、齒輪和傳動軸進行了結(jié)構(gòu)設(shè)計和強度校核，均能滿足輸運機使用要求。謝 謝 觀 看 帶式輸送機傳送裝置的設(shè)計 摘要 帶式輸送機傳送裝置作為自動化生產(chǎn)流水線核心部件，在工業(yè)農(nóng)業(yè)、交通運輸、服務(wù)業(yè)等領(lǐng)域被廣泛應(yīng)用。本課題根據(jù)具體要求，為提高工作效率、降低勞動強度，設(shè)計了此傳送裝置。 輸運機采用電機與減速器相配合的形式，一方面使電機轉(zhuǎn)速能適應(yīng)到輸運機中，另一方面提高了輸運機的輸出轉(zhuǎn)矩。在輸運部件中，輸運帶類型選用尼龍帆布NN-100，滾筒規(guī)格為D=200mm。動力源選用YVF2-132M1-6變頻調(diào)速電機，在滿足功率、轉(zhuǎn)矩要求的同時，速度調(diào)節(jié)功能還在今后需要改變輸運速度時做到快速便捷響應(yīng)。減速器采用帶傳送與二級直齒圓柱齒輪副相組合的形式，并對核心部件帶輪、齒輪和傳動軸進行了結(jié)構(gòu)設(shè)計和強度校核，均能滿足輸運機使用要求。 關(guān)鍵詞：輸運機，減速機構(gòu)，結(jié)構(gòu)設(shè)計，強度校核 25 the Desgin of Belt Conveyor Transmission Abstract As the core part of the automatic production line, the belt conveyor is widely used in industry, agriculture, transportation and other fields. According to the performance requirements of the belt conveyor transmission, it’s designed in order to improve the work efficiency and reduce labor intensity. The belt conveyor transmission adopts the form of the combination of motor and reducer. On the one hand, it makes the motor speed can adapt to transport machine. On the other hand, the output torque of improved transport machine parts in transport. The transport belt type is choose nylon canvas NN - 100, the roller diameter is selected for D = 200mm according to specification. Power source is selected YVF2-132-6 frequency conversion motor. While satisfies the requirement of output torque, speed regulating function also needs to change in the future transport speed to be quick and easy response with belt transmission speed reducer and the secondary in the form of a spur gear pair is combined, and the core components of belt wheel gear and shaft structure design and strength check, all can meet the requirements of transport machine use. Key words: conveyor, reducer, structure design, strength check 目錄 摘要 1 Abstract 2 1緒論 4 1.1 課題背景 4 1.2 主要研究內(nèi)容 5 2 總體方案設(shè)計 5 3 詳細(xì)方案設(shè)計 5 3.1 輸運機設(shè)計 6 3.3.1 帶型的選擇 6 3.3.2 滾筒直徑的確定 6 3.2電機選型 6 3.3傳動設(shè)計 8 3.3.1 傳動參數(shù)計算 8 3.3.2 輸入端帶傳動設(shè)計 9 3.3.3 高速級齒輪設(shè)計 11 3.3.4 低速齒輪的設(shè)計 14 3.4軸的設(shè)計 18 3.4.1高速軸的設(shè)計 18 3.4.2中間軸的設(shè)計 20 3.4.3低速軸的設(shè)計 21 4 總結(jié) 25 參考文獻(xiàn) 26 1緒論 1.1 課題背景 輸運機作為工業(yè)中主要的傳送裝置，廣泛應(yīng)用于機械制造、交通運輸、礦山開采等各個領(lǐng)域。在現(xiàn)代工業(yè)中，輸運機根據(jù)實際需求研發(fā)出來，基于機械設(shè)計、數(shù)據(jù)采集、信息處理等技術(shù)，與生產(chǎn)加工環(huán)節(jié)相互融合，實現(xiàn)自動化生產(chǎn)作業(yè)。為此，該課題一種帶式輸送機傳送裝置，用于在自動流水線上進行產(chǎn)品輸運。 輸送機結(jié)構(gòu)由美、德兩國在20世紀(jì)50年代開始系統(tǒng)化研究，并提出行業(yè)化標(biāo)準(zhǔn)，如ISO5048標(biāo)準(zhǔn)、CEMA標(biāo)準(zhǔn)、DIN22101-2011標(biāo)準(zhǔn)。1985年，A.Kanarachos基于CEMA算法，開發(fā)出帶式輸送機設(shè)計軟件，可通過改變托輥的間距尺寸來對其它參數(shù)確定，進而估算所有部件的尺寸。1992年，MotorSoft自主研發(fā)的HelixDelta-T軟件，其根據(jù)CEMA、ISO及VISCO規(guī)范，能夠?qū)崿F(xiàn)輸運機的動態(tài)分析。1996年，美國Conveyor Dynamics公司和Professional Designers & Engineers公司基于CEMA算法，分別開發(fā)出CAE軟件和PRO-BELT軟件，這兩款設(shè)計軟件均可以實現(xiàn)結(jié)構(gòu)設(shè)計和分析，是行業(yè)最早的CAE軟件。隨后，美國Overland公司開發(fā)出的Belt-AnalystII軟件，在繼承CDI和PRO-BELT軟件優(yōu)勢的同時，還提供了良好的人機交互界面及數(shù)據(jù)分析處理功能，并具有滾筒軸校核模塊。 國內(nèi)的輸送機行業(yè)起步較晚，但經(jīng)過不懈研究，在輸運設(shè)備的結(jié)構(gòu)設(shè)計方面也取得了可喜的成果。邱海飛以輸送機機架進行參數(shù)化建模和靜力學(xué)分析，根據(jù)應(yīng)力與位移分布情況優(yōu)化結(jié)構(gòu)，提高了機架剛度的同時，機架體積減小了16%。秦皇島玻璃工業(yè)研究院研發(fā)的軟件基于CAD圖形庫，能實現(xiàn)結(jié)構(gòu)計算校核和CAD總裝圖和零件圖繪制的雙重功能。張青花采利用VB語言在CAD平臺上開發(fā)出帶式輸送機參數(shù)化繪圖模塊，實現(xiàn)了不同工況下帶式輸送機的總裝配圖快速生成。 我國輸運設(shè)備與國外先進輸運設(shè)備相比，差距主要體現(xiàn)在如下方面。 1. 均衡技術(shù)與軟啟動可控技術(shù)間的差距。由于輸送機運輸路線長、功率大，需采用軟啟動來減小輸送機啟動時的張力和對電網(wǎng)的沖擊性。同時。由于設(shè)備的制造誤差及電機自身差異，各電機驅(qū)動功率的不一致可能導(dǎo)致某一電機功率過大而發(fā)生燒機現(xiàn)象。目前我國已投用的調(diào)速液力偶合器雖能一定程度解決軟啟動時的功率平衡問題，但控制精度方面，與國外仍有較大的距離。 2. 核心技術(shù)間的差距。我國輸送機的理論基礎(chǔ)以靜態(tài)輸送機研究與制造理論為主，而國外輸運機常配有張力動態(tài)分析與監(jiān)測系統(tǒng)，其能有效保障輸運安全、延長使用壽命。 3. 技術(shù)性能的差距。技能性能的差距直接關(guān)系到使用功能、制造成本、故障發(fā)生和維修保養(yǎng)。技術(shù)性能差異主要體現(xiàn)在裝機功率、輸運能力和機型種類上， 1.2 主要研究內(nèi)容 本課題所設(shè)計的帶式輸送機傳送裝置能夠達(dá)到的性能為： 1、帶式輸送機傳送裝置的設(shè)計壽命為8年，每年工作天數(shù)為300天，8小時工作制，中等載荷。 2、根據(jù)車間實際情況，設(shè)備長度為10m，總寬不超過0.8m，輸入功率不超過4kW。 3、設(shè)備的速度需達(dá)到25m/min，每小時輸運10000kg。 2 總體方案設(shè)計 本帶式輸運機傳送裝置因輸運速度較低，通常電機轉(zhuǎn)速不易直接滿足要求，故采用電機與減速器相配合的形式，在降低輸入轉(zhuǎn)速的同時，還可提高輸入轉(zhuǎn)矩。 減速器采用二級直齒圓柱齒輪減速器，一方面其單級傳動比可達(dá)到7，二級傳動能夠滿足輸運要求。另一方面直齒圓柱齒輪的制造成本和制造要求較低，在使用中因損壞而更換時，維修成本較低。 在部件的排布放置上，可以將動力源和傳動部件布置在機架內(nèi)，并且動力源和傳動部件前后排列，以避免無謂增加輸運機的外形寬度尺寸。 圖2.1 輸運機布置方案 3 詳細(xì)方案設(shè)計 3.1 輸運機設(shè)計 3.3.1 帶型的選擇 根據(jù)實現(xiàn)工廠場地和設(shè)備的實際情況，設(shè)備長度設(shè)計為10m，外形寬度設(shè)計為0.8m，帶寬為500mm，屬于小型輸運機。 小型帶式輸送機輸送帶通常選用織物輸送帶，中間為織物，上下包裹橡膠。織物帶寬300~2000mm，3~12層，上包裹厚度3~6mm，下包裹厚度1.5~4.5mm。 本輸運帶類型選用尼龍帆布NN-100型，其具體參數(shù)為扯斷強度100mm/N，每層質(zhì)量，單層1.02mm厚，織物2~4層，本設(shè)計中取2層，上、下橡膠覆蓋1.5mm厚，單層質(zhì)量 3.3.2 滾筒直徑的確定 滾筒根據(jù)作用有傳動、改向和導(dǎo)向三種。其中，傳動滾筒與電機相連，用于提供轉(zhuǎn)矩。 傳動滾筒的最小直徑計算公式為， 式中，為相關(guān)系數(shù)，如表3-1所示。為芯層厚度，mm。 表3-1 相關(guān)系數(shù) 帶芯材料 帶芯材料 棉織物 80 聚酯 108 尼龍 90 鋼繩 145 則計算有， 故滾筒直徑根據(jù)規(guī)格，取D=200mm。 3.2電機選型 根據(jù)故輸運機要求，v=25m/min和D=200mm，計算傳動滾筒轉(zhuǎn)速為， 根據(jù)輸運機輸輸運能力10000kg/h，計算每秒輸運物料重量為， 則輸送帶上的物料重量為， 輸送帶重量的計算公式為， 式中，為單位平方米重量，l為長度，w為寬度。 則輸運總重量為： 滑動部的摩擦力為 F=μmg=0.45×118.4×10=532.8N 其中，μ為輸送帶與滾筒面間的摩擦系數(shù)，如表3-5所示，取μ=0.45。 表3-2 摩擦系數(shù) 工作條件 滾筒覆蓋面 光面剛滾筒 聚酯覆蓋面 橡膠覆蓋面 陶瓷覆蓋面 干態(tài)運行 0.35~0.4 0.35~0.4 0.4~0.45 0.4~0.45 清潔潮濕運行（水） 0.1 0.35 0.35 0.35~0.4 污濁濕態(tài)運行（泥土） 0.05~0.1 0.2 0.25~0.3 0.35 負(fù)載轉(zhuǎn)矩為 式中，η為皮帶與滾筒的傳動效率，取η=0.9。 在將負(fù)載轉(zhuǎn)矩?fù)Q算成電機輸出軸的轉(zhuǎn)矩時，需考慮傳動比值，擬定采用電機極數(shù)為6級，其異步轉(zhuǎn)速為960r/min，則總傳動比為， 則有， 式中，i為傳動比，按照電機轉(zhuǎn)速為1400r/min預(yù)估傳動比為i=70。η為傳動部件的效率，預(yù)估為η=0.7。 則根據(jù)上述計算結(jié)果，且為發(fā)揮輸運機的最大效果，電機按4kW進行選型，電機型號為YVF2-132M1-6，此為變頻調(diào)速電機，考慮到設(shè)備的使用年限較長，若中途需要進行轉(zhuǎn)速等性能參數(shù)改變時，也能夠做到快速便捷響應(yīng)。 表3-6電機參數(shù) 項目 參數(shù) 額定功率 4kW 額定轉(zhuǎn)速 960r/min 輸出扭矩 39.8Nm 額定電壓 AC 380V 額定電流 9.75A 噪聲 86dB 3.3傳動設(shè)計 3.3.1 傳動參數(shù)計算 1、確定傳動比 為避免傳動比取值較大導(dǎo)至傳動零件結(jié)構(gòu)過大，將傳動比分配為，V型傳送帶傳動比為，高速級傳動比分配，低速級傳動比分配為。 2、各軸的轉(zhuǎn)速： 電機輸出軸， 減速箱I軸， 減速箱II軸， 減速箱III軸， 3、各軸功率： 電機輸出軸， 減速箱I軸， 減速箱II軸， 減速箱III軸， 式中，為V帶的傳動效率，取0.91。為直齒圓柱齒輪的傳動效率，取0.94。 3.3.2 輸入端帶傳動設(shè)計 1、帶型 帶傳動輸入功率4kW，小帶輪轉(zhuǎn)速，大帶輪轉(zhuǎn)速。 本傳送帶結(jié)合工作情況，工況系數(shù)選取。 確定計算功率 則，。 選取A型V帶。 2、帶輪基準(zhǔn)直徑 選取小帶輪基準(zhǔn)直徑 則大帶輪的基準(zhǔn)直徑 3、驗算帶速 由于，故V帶合適。 4、中心距、帶長 初定中心距： 初步計算帶的基準(zhǔn)長度： 查表選取帶的長度為1250mm。 計算實際中心距， 中心距的變化范圍為367mm~424mm。 5、小帶輪上包角： 因此，主動輪上的包角合適。 6、帶的根數(shù) 根據(jù)，，得 根據(jù)，，得 根據(jù)小帶輪包角取 根據(jù)基準(zhǔn)長度取 計算V型帶的根數(shù)Z為， 故取4根。 7、張緊力 V型帶單位長度質(zhì)量：， 8、作用在軸上的載荷 9、V帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計 帶輪材料HT200，小V帶輪直徑為100mm，采用實心式結(jié)構(gòu)，大V帶輪直徑為200mm，采用孔板式結(jié)構(gòu)。 3.3.3 高速級齒輪設(shè)計 1、材料、初選齒數(shù) 類型選用直齒圓柱齒輪，精度等級選用8級。 小齒輪40Cr材質(zhì)，經(jīng)過調(diào)質(zhì)處理后，硬度達(dá)到280HBS。大齒輪45材質(zhì)，經(jīng)過調(diào)質(zhì)處理后，硬度達(dá)到240HBS。 初選小齒輪的齒數(shù)為，大齒輪的齒數(shù)為 2、按齒輪面接觸強度設(shè)計 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值： （1）選擇載荷系數(shù)。 （2）輸入小齒輪的轉(zhuǎn)矩為 （3）由小齒輪不對稱布置，齒寬系數(shù)取 （4）材料的彈性影響系數(shù) （5）小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。 （6）應(yīng)力循環(huán)次數(shù) （7）接觸疲勞壽命系數(shù)，。 （8）計算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1%，安全系數(shù)s=1 3、計算 （1）小齒輪分度圓直徑帶入中較小的值： （2）計算圓周速度： （3）計算齒寬： （4）計算齒寬與齒高之比 模數(shù) 齒高 所以齒寬與齒高之比 （5）計算載荷系數(shù)： 動載系數(shù)，直齒輪；使用系數(shù)；齒向載荷分布系數(shù)；齒向載荷分布系。 故載荷系數(shù)， 校正分度圓直徑為： 4、按齒根彎曲疲勞強度計算： 由彎曲強度的設(shè)計計算公式： 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值： （1）小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的的彎曲疲勞強度極限。 （2）彎曲疲勞壽命系數(shù)、 （3）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)，得 （4）計算載荷系數(shù)： （5）查取齒形系數(shù)： 計算大、小齒輪并加以比較 大齒輪的數(shù)值大。 （7）設(shè)計計算 模數(shù)按彎曲強度計算為2.2mm，取m=3mm，分度圓直徑根據(jù)接觸疲勞強度計算為。 5、幾何尺寸計算 （1）大、小齒輪的齒數(shù)為， （2）大、小齒輪的分度圓直徑為， 計算中心距： 計算齒輪寬度： 圓整取，則 3.3.4 低速齒輪的設(shè)計 1、材料、初選齒數(shù) 類型選用直齒圓柱齒輪，精度等級選用8級。 小齒輪40Cr材質(zhì)，經(jīng)過調(diào)質(zhì)處理后，硬度達(dá)到280HBS。大齒輪45材質(zhì)，經(jīng)過調(diào)質(zhì)處理后，硬度達(dá)到240HBS。 初選小齒輪的齒數(shù)為，大齒輪的齒數(shù)為 1、按齒面強度設(shè)計 由計算公式進行計算 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值： （1）選擇載荷系數(shù) （2）輸入小齒輪的轉(zhuǎn)矩為 （3）由小齒輪做不對稱布置，齒寬系數(shù)取 （4）材料的彈性影響系數(shù) （5）小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。 （6）應(yīng)力循環(huán)次數(shù) （7）接觸疲勞壽命系數(shù)，。 （8）計算接觸疲勞許用應(yīng)力： 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1 3、計算 （1）小齒輪分度圓直徑帶入中較小的值： （2）計算圓周速度： （3）計算齒寬b： （4）計算齒寬與齒高之比： 模數(shù) 齒高 所以齒寬與齒高之比 （5）計算載荷系數(shù)： 動載系數(shù)，直齒輪；使用系數(shù)；齒向載荷分布系數(shù)；齒向載荷分布系。 故載荷系數(shù) 校正分度圓直徑為： 4、按齒根彎曲疲勞強度計算 由彎曲強度的設(shè)計計算公式： 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值： （1）小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的的彎曲疲勞強度極限。 （2）彎曲疲勞壽命系數(shù)、 （3）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)，得 （4）計算載荷系數(shù)： （5）查取齒形系數(shù)： （6）計算大、小齒輪并加以比較 大齒輪數(shù)值大 （7）設(shè)計計算 模數(shù)按彎曲強度算得2.9mm，取標(biāo)準(zhǔn)值m=3mm，分度圓直徑按接觸疲勞強度算得的。 5、幾何尺寸計算 （1）大、小齒輪的齒數(shù)為， （2）大、小齒輪的分度圓直徑為， 計算中心距： 計算齒輪寬度： 圓整取，則 3.4軸的設(shè)計 在減速器中，低速軸所受的力大于高速軸，因此先對低速軸進行設(shè)計和校核，其它軸只進行設(shè)計。 3.4.1高速軸的設(shè)計 1、材料選擇 由于高速軸受到載荷較小，材質(zhì)為45鋼并進行調(diào)質(zhì)處理。 2、最小軸徑計算 式中，C為材料系數(shù)，45鋼進行調(diào)質(zhì)后，C為103~126，取C=125。為高速軸的功率，為高速軸的轉(zhuǎn)速。 此外，由于在最小軸段需要開始鍵槽以安裝V型帶輪，同時在軸端面設(shè)置螺紋孔，故最小軸徑增大20%，即， 故取最小軸徑為d=40mm。 3、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 擬定高速軸的尺寸方案如下所示。 圖3.1 高速軸的結(jié)構(gòu)方案 軸段1：用于安裝V帶從動帶輪，在此軸段上設(shè)置有鍵槽用以輸送轉(zhuǎn)矩。從動帶輪的厚度為b=43mm，為了能夠確保其能緊固，此軸段需要比帶輪厚度稍微短些，故軸段長取L=40mm。在端面上設(shè)有螺紋孔進行擋圈的安裝，以完成對帶輪的緊固。本段根據(jù)最小直徑的計算結(jié)果，取d=40mm，帶輪與其為過渡配合H7/j6，并保證表面粗糙度達(dá)到1.6。 軸段2：用于安裝滾動軸承，同時為使大帶輪端面能利用端肩進行定位，則軸徑為φ50mm。軸承選用圓錐滾子軸承，型號為30210，規(guī)格為50×90×20，軸段與軸承內(nèi)圈采用k6配合，并保證表面粗糙度達(dá)到1.6。同時，結(jié)合零件的厚度和軸承蓋的結(jié)構(gòu)，此段長度為L=69mm。 軸段3：為過渡軸段，不安裝任何零件。為使圓錐滾子軸承利用端肩進行軸向定位，軸肩高度取5mm，則軸徑為d=60mm，軸段長度取L=113mm。 軸段4：為高速級主動齒輪，軸段長度等于齒輪寬度，即L=70mm。 軸段5：為過渡軸段，不安裝任何零件。為使圓錐滾子軸承利用端肩進行軸向定位，軸肩高度取5mm，則軸徑為d=60mm，軸段長度取L=24mm。。 軸段6：用于安裝滾動軸承。軸承選用圓錐滾子軸承，型號為30210，規(guī)格為50×90×20，軸段與軸承內(nèi)圈采用k6配合，并保證表面粗糙度達(dá)到1.6。同時，結(jié)合零件的厚度和軸承蓋的結(jié)構(gòu)，軸段長度取L=40mm。 表3.1 高速軸尺寸值 項目 軸段 mm 1 2 3 4 5 6 長度 40 69 113 70 24 40 直徑 40 50 60 — 60 50 高度 — 3 5 — 5 — 3.4.2中間軸的設(shè)計 1、材料選擇 選用45鋼并進行調(diào)質(zhì)處理，其硬度為170~217HBS。 2、最小軸徑計算 式中，C為材料系數(shù)，45鋼進行調(diào)質(zhì)后，C為103~126，取C=125。為中間軸的功率，為中間軸的轉(zhuǎn)速。 3、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 擬定中間軸的尺寸方案如下所示。 圖3.2 中間軸的結(jié)構(gòu)方案 （1）軸段1：用于安裝滾動軸承。軸承選用圓錐滾子軸承，為減少零件種類，型號同樣選擇30210，規(guī)格為50×90×20，故軸徑取d=50mm。軸段與軸承內(nèi)圈采用k6配合，并保證表面粗糙度達(dá)到1.6。同時，結(jié)合零件的厚度和軸承蓋的結(jié)構(gòu)，此段長度取L=40mm。 （2）軸段2：為過渡軸段，不安裝任何零件。為使圓錐滾子軸承利用端肩進行軸向定位，軸肩高度取5mm，則軸徑為d=60mm，軸段長度取L=16mm。 （3）軸段3：為低速級主動齒輪端，此段長度等于齒輪厚度，即L=90mm。 （4）軸段4：為過渡軸段，不安裝任何零件。為使高速級從動齒輪利用端肩進行軸向定位，軸肩高度取5mm，則軸徑為d=70mm，軸段長度取L=13mm。 （5）軸段5：用于安裝高速級從動齒輪。從動齒輪的厚度為b=65mm，為確保其能軸向緊固，此段需要比齒輪厚度稍微小些，故段長度取L=62mm。軸徑取d=60mm，齒輪與此段采用過渡形式H7/n6，并保證表面粗糙度達(dá)到1.6。 （6）軸段6：用于安裝滾動軸承。軸承選用圓錐滾子軸承，型號同樣選擇30210，規(guī)格為50×90×20，故軸徑取d=50mm。軸段與零件采用k6配合，并保證表面光潔度為1.6。同時，結(jié)合軸承的厚度和軸承蓋的尺寸，軸段長度取L=67mm。 表3.2 中間軸尺寸值 項目 軸段 mm 1 2 3 4 5 6 長度 40 16 90 13 65 67 直徑 50 60 — 70 60 50 高度 — 5 — 5 5 — 3.4.3低速軸的設(shè)計 1、軸的受力分析 低速軸的轉(zhuǎn)矩為： 大齒輪的圓周力： 大齒輪的徑向力： 2、軸的材料的選擇 低速軸由于受到載荷較大，故使用調(diào)質(zhì)后的40Cr。 3、最小軸徑計算 式中，C為材料系數(shù)，45鋼進行調(diào)質(zhì)后，C為97~112，取C=125。為低速軸的功率，為低速軸的轉(zhuǎn)速。 4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 擬定低速軸的結(jié)構(gòu)方案如下圖3.3所示， 圖3.3 低速軸的結(jié)構(gòu)方案 （1）軸段1：用于安裝滾動軸承。軸承選用圓錐滾子軸承，為減少零件種類，型號同樣選擇30210，規(guī)格為50×90×20，故軸徑取d=50mm。軸段與其采用k6配合，并保證表面光潔度達(dá)到1.6。同時，本段靠近大齒輪，需要安裝擋油環(huán)，故本段長度取L=60mm。 （2）軸段2：用于安裝低速級從動齒輪。從動齒輪的厚b=85mm，確保其緊固，該段需要比齒輪厚度稍微短些，所以該段長L=80mm。軸徑取d=60mm，齒輪與軸段采用過渡配合H7/n6，并保證表面粗糙度達(dá)到1.6。 （3）軸段3：為過渡軸段，不安裝任何零件。為使低速級從動齒輪利用端肩進行軸向定位，軸肩高度取5mm，則軸徑為d=70mm，軸段長度取L=13mm。 （4）軸段4：為過渡軸段，不安裝任何零件。為使圓錐滾子軸承利用端肩進行軸向定位，軸肩高度取5mm，則軸徑為d=60mm，軸段長度取L=95mm。 （5）軸段5：用于安裝滾動軸承。軸承選用圓錐滾子軸承，型號為選擇30210，規(guī)格為50×90×20，故軸徑取d=50mm。軸段與軸承內(nèi)圈采用k6配合，并保證表面粗糙度達(dá)到1.6。結(jié)合零件的厚度和軸承蓋的結(jié)構(gòu)，故本軸段長為L=70mm。 （6）軸段6：用于安裝輸出端主動帶輪。在此軸段上設(shè)置有鍵槽用以傳遞扭矩。該帶輪的厚為b=43mm，確保其能緊固，此段需要比帶輪厚度稍微短些，故本段長為L=40mm。在端面設(shè)有螺紋孔進行擋圈的安裝，以完成對帶輪的緊固。本段軸徑根據(jù)最小直徑計算結(jié)果，取d=44mm，帶輪與本段為過渡配合H7/j6，并保證表面粗糙度達(dá)到1.6。 表3.3 低速軸尺寸值 項目 軸段 mm 1 2 3 4 5 6 長度 40 80 113 70 24 40 直徑 50 60 70 60 50 44 高度 — 5 5 5 3 — 5、求軸上的載荷 進行受力分析時，首先確定軸承的支點位置，結(jié)合輸出軸上零部件的裝配圖，得知左軸承受力點到齒輪受力點的距離a=71mm，齒輪受力點到右軸承受力點的距離b=160mm。彎矩圖和扭矩圖如圖4.4所示。 表3.4 低速軸所受支反力 支反力 水平面 垂直面 合力 左軸承 4211N 1533N 4481N 右軸承 1868N 680N 1988N 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 彎矩M 總彎矩 扭矩T 圖3.4 低速軸的受力分析 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面，截面C的載荷分布如表3.5所示。 表3.5 低速軸上的載荷分布 6、疲勞強度校核 強度校核時，只分析軸上危險截面的強度，此處為截面C，根據(jù)下式計算為， 其中， 通過校核強度，所設(shè)計的低速軸滿足要求。 4 總結(jié) 帶式輸送機傳送裝置作為自動化生產(chǎn)流水線核心部件，在工業(yè)農(nóng)業(yè)、交通運輸、服務(wù)業(yè)等領(lǐng)域被廣泛應(yīng)用。本課題根據(jù)帶式輸送機傳送裝置的性能要求，為提高工作效率、降低勞動強度，進行了該設(shè)備的設(shè)計。 1、因輸運機輸運速度較低，電機轉(zhuǎn)速不易直接滿足要求，故采用電機與減速器相配合的形式，在適應(yīng)輸入轉(zhuǎn)速的同時，還提高了輸出轉(zhuǎn)矩。 2、在輸運部件中，輸運帶類型選用尼龍帆布NN-100，滾筒外徑根據(jù)規(guī)格選取為D=200mm。 3、動力源選用YVF2-132M1-6變頻調(diào)速電機，在滿足功率、轉(zhuǎn)矩要求的同時，速度調(diào)節(jié)功能還在今后需要改變輸運速度時做到快速便捷響應(yīng)。 4、減速器采用帶傳送與二級直齒圓柱齒輪副相組合的形式，并對核心部件帶輪、齒輪和傳動軸進行了結(jié)構(gòu)設(shè)計和強度校核，均能滿足輸運機使用要求。 參考文獻(xiàn) [1]李利，王瑞，黨棟.帶式輸送機的技術(shù)現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢[J]. 橡膠工業(yè)，2015，62(2)：123-127. 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