变幅机构计算.docx

变幅机构零件的设计计算及校核3.1 变幅机构零件的设计计算3.1.1 电动机的选择1 选择电动机类型和结构型式 电动机类型和结构型式可以根据电源的种类、工作条件（温度、环境、空 间尺寸）和载荷特点（性质、大小、启动性能和过载情况）来选择 因为塔式起重机回转实验台的变幅机构需要小车快速的频繁的启动、停止，启 动时间在0〜0.1S之间，所以选择交流伺服电动机2 确定电动机容量 电动机容量（功率）选得合适与否，对电动机的工作和经济性都有影响， 当容量小于工作要求的时候，电动机不能保证工作机的正常工作，或使电动机 因长期过载发热量大而过早损坏；容量过大则电动机价格高，能量充分利用， 经常处于不满载运行，其效率和功率因数都降低，增加电能消耗造成很大浪费 电动机容量主要根据电动机运行的发热条件来决定电动机的发热与其运行状 态有关对于长期连续运转，载荷不变或变化很小，常温下工作的机械，只要 所选电动机的额定功率Pm等于或大于所需电动机功率P0，即Pm>=P0，电动机 在工作时就不会过热，而不必校验发热和起动力矩伺服电动机也称为执行电动机，在控制系统中用作执行元件，将电信号转 换为轴上的转角或转速，以带动控制对象。

伺服电动机有交流和直流两种，它 们的最大特点是可控在有控制信号输入是，伺服电动机就转动；没有控制信 号输入时，则停止转动；所受控制电压的大小和相位（或极性）就可以改变伺 服电动机的转速和转向因此，它与普通电动机相比具有如下特点：调速范围 广，伺服电动机的转速随着控制电压改变，能在宽广的范围内连续调速1） 工作机所需功率 Pw工作机所需功率Pw （W）应由机器的工作阻力和运动参数确定此设计中， 由于本实验台要求快速的频繁的启动、停止、运动，所以瞬时加速度在 0〜20m/S， 由设计任务书中给定的工作参数按式（3-1）计算：Pw=FwVw/qw （3-1）式中Fw是工作机的阻力（N）； Vw是工作机的额定速度（m/s）； nw是工 作机的效率对于带式运输机，一般取 0.94〜0.96Fw=am+CVw+ymg(3-2)=20x5+0.2x0.5+0.2x5x10=110.1N式中(3-2)a为小车瞬时加速度，C为粘性系数(C=0.2N/(m/s))，卩为摩擦系 数(卩=0.2)Pw=FwVw/qw= (110.1x0.5) /0.96=57.34W(2) 计算电动机所需功率 P0P0=Pw/n (3-3)n=n联轴器•n同步带•n轴承(3-4)由《机械设计课程设计》第二篇第十一章查得n联轴器=°.99, n轴承=°・98, n同步带=°.98。

□=0.99x0.98x0.98=0.95P0=Pw/n=57.34/0.95=60.36W选取电动机的额定功率Pm，查《电机手册》取Pm=100W，额定转速为2000r/min3.1.2传动装置的设计及计算1 选择传动方案小车变幅机构采用同步带传动，其综合了带传动和链传动的优点，表现在 a) 无滑动，能保证固定的传动比；b)预紧力较小，轴和轴承上所受的载荷小；c) 带的厚度小，单位长度的质量小，故允许的线速度较高；d)带的柔性好，故所用 的带轮的直径可以较小其主要的缺点是安装时中心距的要求比较严格，且价 格较高与链传动和齿轮传动相比，噪声小，不需润滑，传动比固定，线速度 范围大，传递功率大，耐冲击，维修方便，经济2 同步带的设计计算(1) 初定带型 初步认定选用梯形齿周节制同步带2) 设计功率 PdPd=KA・P (3-5)KA -工况系数，由《机械设计手册》第3卷，表13-1-67查得KA =1.2 P-传动功率 P=100WPd=KA^P=1.2x100=120W(3) 选择带的型号根据带轮的中心距要大于1500mm，知道带长大于3000mm，所以选用H 型号节距pd=12.700mm，基准带宽76.2mm。

4) 带轮齿数 Z 因为本实验台传动比为1:1，由《机械设计手册》第3卷，表13-1-68查得Zmin=20,取 Z1=205) 计算带轮的直径d]=pdZ]/n=12.7x20/3.14=80.89mm (3-6)(6) 带速 VV=0.5m/s(7) 传动比 i=1:1(8) 初定中心距 a0由《机械设计手册》第3卷，表13-1-52查得型号为H的同步带节线长为 3556±1.22mm初定中心距 a0=1651基准额定功率P0=(Ta-mv2)v/1000 (3-7)由《机械设计手册》第3卷，表13-1-75查得Ta=2100.85N,m=0.448kg/m,v=0.5m/s, 代入公式(3-7)得P0=1.05kW(9)带宽 bs(3-8)因为选择周节制同步带，所以bs-bs01.1^' KpV z 0bs0--选定型号的基准带宽，mm，由《机械设计手册》第3卷表13-1-75查 得为 76.2mm=11.37 mmKz—小带轮啮合齿数系数，取Kz=1.00bs-bs01.^4 Kp=76・2 xY z 0查《机械设计手册》第3卷表13-1-51，取bs=19.1mm 作用在轴上的力Fr为(3-9)F = P X103 = 012 X103 = 240Nr v 0.5(10)带轮的设计查《机械设计手册》第3卷表13-1-58得节距 P 土 0.003 d齿半角A土 0.12。

齿咼h +0.05r0Pd=12.700dA=20h = 2.59r齿顶厚 b +o.5o b = 4.24g 0 g齿顶圆角半径r 土0.03 r二1.4711齿根圆角半径r 土0.03 r二1.4222两倍节根距25二1.372 确定带轮直径：查《机械设计手册》第 3 卷表 13-1-60 得节径 d 二 80.85mm外径 d = 79.48mm0带轮宽度：由《机械设计手册》第 3 卷表 13-1-62 得 b = 20.3mmf 带轮挡圈尺寸：最小高度K二2.0mm厚度 t 二 2.0mm 挡圈弯曲处直径 d ：wd = d + (0.38 土 0.25) = 79.86 土 0.25mm w0挡圈外径 d f ：(3-10)d = d + 2 K = 83.86 土 0.25mm fw挡圈内径d沁31.79mml(3-11)L = (1.5 ~ 2)d 沁 38mm(3-12)3.1.3轴的受力分析及设计计算1、主动轴的受力分析及设计计算1) 求主动轴上的功率P、转速n、转矩TP3=Pn n =100wx0.97=97W3 联轴器 轴承n3=2000r/minT3=463.175N・mm2) 求作用在带轮上的力 因已知带轮的直径为d1=80.89mm Ft=2T3/d1=11.45NFr=240N Fa=0初步确定主动轴的最小直径先按式(3-13)初步估算主动轴的最小直径。

选取轴的材料为 45 钢，调质处理根据《机械设计》表15-3，取A=115，于是得d = Amin=115 x ^097 = 4.19 mm2000(3-13)输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d （如图3.1）为了使I-II所选的轴直径d 与联轴器的孔径相适应，所选联轴器如前所设计的联轴器 I-II半联轴器的孔径d=12mm,故取dI-II=12mm；联轴器长度L=30mm,半联轴器与 轴配合的毂孔长度气=13mm3）主动轴的结构设计a）拟定主动轴上零件的装配方案本题的装配方案如图3.1主动轴的装配图所示1、联轴器2、轴承盖3、带轮支承座4、滚动轴承5、挡油环6、带轮7、键图3.1主动轴的装配图b）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度① 为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-11轴段右端需制出一轴肩，故取 II-III段的直径d[[_[[[=16mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 D=16mm半联轴器与配合的毂孔长度L = 13mm现取l = 13mm1 I-II② 初步选择滚动轴承因轴承承受径向力的作用，故选取深沟球轴承参 照工作要求并根据dII-III=16mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标 准精度级的深沟球轴承6004，其尺寸为dxDxB=20mmx42mmx12mm，故 dIII-IV=dV-VI=20mm而1111则=心亠1=19皿m。

右端深沟球轴承采用轴肩进行轴向定 位用手册上查得6004型轴承的定位轴肩高度h=2.5mm,因此取dVI-VII=25mmo③ 取安装带轮处的轴段W-V的直径dIV-V=25mm已知齿轮轮毂的宽度为 38m m，故取lIV-V=42m m带轮的右端采用锥端紧定螺钉进行轴向定位，取螺钉 型号M4④ 轴承端盖的总宽度为13mm根据轴承端盖的装拆及便对轴承添加润滑脂 的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l=2mm,故取l二15mmII-IIIC）主动轴上零件的周向定位带轮、半联轴器与轴的周向定位采用平键联接带轮与轴的周向定位采用A型平键连接，按d 由手册查得bxh=8mmx7mm,键槽铳刀加工，长为32mm,w-v同时为了保证带轮与轴配合有良好的对中性，故选择带轮轮毂与轴的配合为 H7/k6；同样，半联轴器与轴的联接，选用C型平键（单圆头），按d]』由手册 查得bxhxL为4mmx4mmx12mm，半联轴器与轴配合为H7/k6深沟球轴承与 轴的周向定位是借过渡过配合来保证的，此处选取轴的直径尺寸公差为m6d）主动轴上零件的轴向定位带轮、半联轴器与轴的轴向定位采用螺钉联接，查《机械设计手册》第2 卷，采用开槽锥端定位螺钉，根据GB/T72-1988，带轮与轴的轴向定位，采用 M4开槽锥端定位螺钉，螺距P=0.7mm,n=0.6mm,t=1.42mm,d]=2.1mm,d2=2.2mm,dz=2mm,dt=0.4mm,dp=2.5mm, z=2mm,l=15mm。

联轴器与轴的轴向定位，采用M3开槽锥端定位螺钉，螺距 P=0.5mm,n=0.4mm,t=1.05mm,d1=1.7mm,d2=1.8mm,dz=1.4mm,dt=0.3mm,dp=2mm,z=1.5mm,l =7mm子母代表的含义如图3.2开槽锥端定位螺钉4） 确定圆角与倒角参考表15-2取轴端倒角为0.8x45各轴肩处的圆角半径见图15） 求主动轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图，如图3.3图3.3轴的结构图在确定轴承支点位置时，应从手册中查取值对于6004型深沟球轴承，由 手册查得B/2=6mm因此，作为简支梁的轴的支承跨距L2+L3=30+48=78mm, 根据轴的计算简图作出轴的弯距图和扭距图，弯距图如图3.4、3.5、3.6，扭距 图如图3.7图3.4水平方向弯距图图3.5垂直方向弯距图图3.6总弯距图A D ' I】图3.7扭距图从主动轴的结构图以弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面，见 表 3-1表3-1 C截面弯扭分析表载 荷水平面H垂直面V支反力FF =7 05N F =4 40N 丄NH1 / 2丿丄、 丄NH2 f 2丄、Fnv1=147.69NFnv2=92.3。