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 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。電機選型在將負載轉(zhuǎn)矩換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、帶輪基準直徑選取小帶輪基準直徑 ，則大帶輪的基準直徑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，硬度達到280HBS。大齒輪45材質(zhì)，經(jīng)過調(diào)質(zhì)處理后，硬度達到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)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，硬度達到280HBS。大齒輪45材質(zhì)，經(jīng)過調(diào)質(zhì)處理后，硬度達到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，取標準值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。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。謝 謝 觀 看