致謝藥板裝盒機傳動系統主要機構的選擇和校核計算案例目錄TOC\o"1-3"\h\u20101藥板裝盒機傳動系統主要機構的選擇和校核計算案例 192801.1電動機選型 162981.1.1電機種類的選擇 2281861.1.2電動機功率的確定 2236451.1.3選擇電機 2291781.1.4計算傳動比 3189151.2減速器高速軸直徑的選擇和強度校核 425881.3減速器齒輪設計計算 5314941.1.1選擇齒輪材料，確定許用應力 5141371.1.2按接觸疲勞強度設計齒輪 5109411.1.3齒根彎曲疲勞強度的校核 664051.4V帶傳動的設計計算 6287041.4.1初選中心距 7203921.4.2V帶帶長的確定 7252101.4.3確定中心距 7138111.4.4驗算小輪包角 7305011.5鍵的選擇和校核 788101.6傳送帶帶輪參數設計 81.1電動機選型選擇電動機的型號和結構時，需考慮電源類型、工作環(huán)境、工作時長、以及載荷的大小，并考慮其整體性能，隨后進行選擇。正常來講，電機同步轉速越高，磁極對數越小，電機的尺寸也越小，相應的成本越低。電動機的功率確定也非常重要，功率過小會導致整機無法達到正常水平，電動機也會長期處于過載狀態(tài)；功率過大雖然可以正常工作，但對資源是一種很大的浪費，且大功率電機造價都很高。1.1.1電機種類的選擇工業(yè)機械通常采用供電方式為三相交流的電動機，其中Y系列的異步電機依靠結構簡單、高性價比和便于維修等優(yōu)點，成為應用最廣的電動機類型，適用于轉動慣量和轉動力矩小的機械結構。從工作時間方面考慮，對于一些間歇式工作、頻繁啟動關閉或翻轉的機械例如冶金機械和起重機等，需要求電動機的轉動慣量較小，具備較大的過載能力，因此在運輸機械中多選用YZ和YZB系列的電動機。具體的電動機結構包括防爆式、開啟式、密封式等，具體可根據實際情況進行選擇。Y系列電動機屬于全封閉式三相異步電動機，其冷卻方式為自扇冷卻，設計過程根據ICE（國際電工委員會）標準，主要用于環(huán)境較安全，不含有易燃易爆氣體的工作環(huán)境中，其電源電壓為380V，例如大型切削機床、水泵、運輸機、工程機械等都采用了Y系列三相異步電動機。按照轉子結構可以分為鼠籠式和繞線式，由于藥板裝盒機對電機啟動要求不高，因此本次藥板裝盒機設計采用籠型Y系列三相異步電機。電動機的安裝方式有立式和臥式，由于藥板裝盒機所需載荷較小，因此臥式安裝就可以滿足需求。而對于電動機機殼的確定，由于藥板裝盒機對環(huán)境的要求較高，需要保證藥品的清潔，因此電動機機殼采用防護式。1.1.2電動機功率的確定藥板裝盒機的工作類型屬于連續(xù)性工作且負載穩(wěn)定，因此通過工作時長和負載情況以及發(fā)熱量對電動機的容量進行確定。具體根據電動機所需功率Pd來確定電動機型號。電動機所需功率Pd計算過程如下：Pd=Pw/η（3-1）式中：Pd——電機功率；Pw——藥板裝盒機有效功率；η——傳動裝置總效率；根據以往的設計經驗，初步估測藥板裝盒機有效功率Pw為0.8Kw，傳動裝置總效率η為0.8，而且根據設計要求可知藥板裝盒機裝盒速度為90-120盒/分。代入式（3-1）得：1.1.3選擇電機根據設計要求可知，最小的裝盒速度為90盒/min，因此可知槽輪機構的主動輪速度最低為90r/min。由于本次設計的藥板裝盒機總傳動比約為1:15，故可以大致估算出對電動機的轉速需求為n=90×15=1350r/min以上。根據本文1.1.2計算結果可知Pd=1kw，根據電動機額定功率Pc確定原則，Pc需大于Pd，查閱《機械設計手冊》，確定藥板裝盒機的電動機為Y90S-4電動機，其額定功率Pc=1.1Kw，滿載轉速1400r/min，同步轉速為1500r/min，均符合本次藥板裝盒機的設計要求。1.1.4計算傳動比設傳動系統總傳動比為i，其計算公式如下：i=Nm/Nw（3-2）式中：Nm——電動機滿載時轉速；Nw——藥板裝盒機所需轉速；根據上文結果并代入（3-2）得：i=1400/90=15.56。藥板裝盒機的傳動系統如圖3-1所示，傳動系統為電動機→減速器→槽輪→傳送帶，共包括兩次帶轉動和圓柱齒輪傳動，，并將各級傳動比設計為：（3-3）圖3-1主傳動示意圖Fig.3-1Schematicdiagramofmaindrive圖3-2主傳動二維示意圖Fig.3-2Twodimensionaldiagramofmaindrive1.2減速器高速軸直徑的選擇和強度校核計算減速器軸徑可通過扭轉強度計算，認為軸只受到轉矩的作用，利用轉矩來計算出傳動軸的最小直徑，并通過減小許用扭轉應力的方式降低彎矩的影響。根據《機械設計手冊》可知，軸受到轉矩作用剖面強度為：（3-4）式中：——扭剪應力，MPa；——許用扭剪應力，MPa；T——轉矩，N·mm；P——傳遞功率，kW；——扭抗剖面系數，；d——軸徑，mm；n——轉速，r/min。整理后可估算出滿足扭轉強度條件的軸徑：（3-5）式中：C——常數，通過軸的材料和承載情況確定本次課題設計的藥板裝盒機減速器中，軸的材料為45#鋼，查閱《機械設計手冊》知C=100,n=1400/2=700r/min，P=0.95x1.1=1.045kW，將數據代入式（3-5）得d12.57，考慮到設有鍵槽，因此軸徑確定時需比計算值增大5%，故取d=14mm。1.3減速器齒輪設計計算1.1.1選擇齒輪材料，確定許用應力減速器中齒輪材料均為45#鋼，小齒輪進行調制處理，大齒輪采用正火熱處理方式。查閱《機械原理》下冊中表2-2可知，減速器大齒輪硬度為169～217HBS，小齒輪硬度為229～286HBS；通過該書中圖2-13b查得；圖2-14b查得。故減速器中大小齒輪的彎曲許用應力和接觸許用應力的計算過程如下：（3-6）（3-7）將上述數據代入式（3-6）和式（3-7）中，計算得到：。1.1.2按接觸疲勞強度設計齒輪齒輪材料為鋼時有：（3-8）式中：T1——小齒輪轉矩，；ΨR——齒寬系數，取ΨR=0.3；K——載荷系數，取K=1.4代入式（3-8）中，計算得。確定齒輪齒數和模數。選取z1=26，z2=26×3=78。大齒輪模數，根據齒輪設計標準取m=1.75mm。計算齒輪的主要尺寸：1.1.3齒根彎曲疲勞強度的校核確定的較大值：查閱《機械原理》下冊中圖2-19，查得，計算得到因此齒輪校核時只需對大齒輪進行校核，校核齒根彎曲強度公式如下：（3-9）計算得，故所設計的齒輪齒根彎曲強度滿足要求。1.4V帶傳動的設計計算電動機與減速器之間通過V帶傳遞力矩，經二級減速后又通過V帶傳送至槽輪，本節(jié)的V帶設計為以減速器與電動機之間的V帶進行設計計算。V帶的帶型采用A型帶，所用V帶單根額定功率為1.1kW，轉速為1400r/min，查閱《機械原理》下冊表4-5可知，滿足上述要求的小帶輪直徑d1為100mm，根據前文設計的各級傳動比分布，帶傳動比為2，因此大帶輪直徑d2=200mm。1.4.1初選中心距根據前文計算出的大小帶輪直徑d1和d2，可以通過下式計算出中心距：（3-10）計算得，初步取a0=400mm。1.4.2V帶帶長的確定V帶帶長的計算過程如下：（3-11）將各數據代入式（3-11）得到=1277mm，查閱《機械原理》下冊表4-8，選取與計算得到的相近的基準長度。1.4.3確定中心距由于查閱手冊得到的V帶基準長度與設計計算結果有差異，故初步選擇的中心距不再準確，需對其重新計算，計算過程如下：（3-12）將數據代入式（3-12）得a=476.5，為保證V帶的安裝更換便捷，及V帶初拉力的調整方便，將V帶中心距設計為可調節(jié)，范圍如下：1.4.4驗算小輪包角小帶輪包角設計時需滿足：（3-13）驗算小輪包角α1=167.97°，故設計合理。1.5鍵的選擇和校核通過前文可知，軸材料為45#鋼，且鍵槽設在軸徑d=14mm的軸段。鍵類型的選擇，考慮到A型平鍵結構簡單、安裝方便，適合本次藥板輸送機的傳動系統，故選用A型平鍵。鍵的尺寸根據軸徑確定，查閱《機械設計手冊》，選用截面尺寸為（長×寬）b×h=5×5，鍵長通過輪轂長度確定，取L=30mm鍵的失效形式主要為鍵面磨損、工作面破損、剪切斷裂等。由于平鍵的失效主要為磨損和破損，因此對鍵校核時，只對擠壓強度和耐磨性進行校核。（3-14）鍵連接實際接觸長度l=L-b=25mm，與輪轂的接觸高度k=h/2=2.5mm，查閱《機械設計手冊》可知許用擠壓強度=200MPa。并將數據代入式（3