一種公路用電動欄桿的設計【8張CAD圖紙】【含CAD高清圖紙和文檔】【GC系列】

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商 丘 工學院 2015-JXLW 專業(yè)代碼-編號 本科畢業(yè)論文（設計） 一種公路用電動欄桿的設計 學 院 小三號黑體居中（下同） 專 業(yè) 學 號 學生姓名 指導教師 提交日期 年 月 日 III 誠　信　承 諾 書 本人鄭重承諾和聲明: 我承諾在畢業(yè)論文撰寫過程中遵守學校有關規(guī)定,恪守學術規(guī)范,此畢業(yè)論文(設計)中均系本人在指導教師指導下獨立完成,沒有剽竊、抄襲他人的學術觀點、思想和成果,沒有篡改研究數據,凡涉及其他作者的觀點和材料,均作了注釋,如有違規(guī)行為發(fā)生,我愿承擔一切責任,接受學校的處理,并承擔相應的法律責任。 畢業(yè)論文（設計）作者簽名：　　　　　　　 　　　　　年　　　月　　　日　 摘 要 本次設計是對一種公路用電動欄桿的設計。為了提高了機器的自動化，以電動高速公路欄桿1，從實際需要出發(fā)，工人的舊動態(tài)強度，以減少主體，包含在這里實現：工廠設計 - 設計。解決分析和技術的問題，以創(chuàng)造一個一定條件下，畢業(yè)基本功訓練一般設計工作，以改善，以提供一個機械設計的能力。 本論文研究內容： 1. 高速公路電動欄桿整體結構設計。 2. 公路電動欄桿工作性能分析。 3. 驅動機構的選擇。 4.公路電動欄桿的傳動系統(tǒng)、執(zhí)行單元設計。 5.對設計零件進行設計計算分析和校核。 6.繪制總裝配圖及重要部件裝配圖和設計主要零件圖。 關鍵詞：一種公路用電動欄桿， 聯軸器，減速器 Abstract This design is the road to one with electric fence design. In order to improve machinery automation, reduce workers' old dynamic strength, the subject from the actual needs, to one with an electric highway railing studied design, implementation here include: plant design design. The graduation of the basic skills of design work training to improve the analysis and the ability to solve technical problems and provide general mechanical design to create a certain condition. Contents of this paper: 1. A highway design with electric fence overall structure. Analysis 2. A road with electric fence performance. 3. Select the drive mechanism. 4. A highway driveline electric fence, the execution unit design. 5. Calculation of design parts design analysis and verification. 6. to draw the whole assembly drawings and assembly drawings and important parts of the design part of the part drawing. Keywords: one road with electric fence, coupling, reducer 目 錄 第1章 緒論 1 1.1 選題背景與意義 1 1.2 電動欄桿的使用現狀及發(fā)展前景 1 1.3 主要內容 2 1.4 擬解決的主要問題 3 第2章　一種公路用電動欄桿結構方案設計 4 第3章 公路用電動欄桿傳動裝置設計 6 3.1 電動機類型的選擇 6 3.2 電動機功率選擇 6 3.3 確定電動機轉速 6 3.4 總傳動比 8 第4章　動力學參數計算 9 4.1 蝸桿蝸輪的轉速 9 4.2 功率 9 4.3 轉矩 9 第5章　傳動零件的設計計算 10 5.1 蝸桿與蝸輪的設計計算 10 5.1.1 選擇蝸桿傳動類型 10 5.1.2 選擇材料 10 5.1.3 按齒面接觸疲勞強度進行設計 10 5.1.4 蝸桿與蝸輪的主要參數與幾何尺寸 11 5.1.5 校核齒根彎曲疲勞強度 12 5.1.6 驗算效率 13 5.1.7 精度等級公差和表面粗糙度的確定 13 5.1.8 熱平衡核算 13 5.2 同步帶的概述及計算 13 5.2.1 同步帶介紹 13 5.2.2 同步帶的特點 14 5.2.3 同步帶傳動的主要失效形式 15 5.2.4 同步帶傳動的設計準則 17 5.2.5 同步帶分類 17 5.3 同步帶傳動計算 17 5.3.1 同步帶計算選型 17 5.3.2 同步帶的設計 21 5.4 切割主軸的設計 22 5.4.1 確定切割主軸最小直徑 22 5.4.2 算出軸上的載荷 23 5.4.3 按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度 24 5.4.4 精確校核軸的疲勞強度 24 第6章　軸的設計計算 29 6.1 連軸器的設計計算 29 6.2 輸入軸的設計計算 29 6.3　輸出軸的設計計算 32 第7章 滾動軸承的選擇及校核計算 36 7.1 計算輸入軸軸承 36 7.2 計算輸出軸軸承 37 第8章 鍵及聯軸器連接的選擇及校核計算 40 8.1 連軸器與電機連接采用平鍵連接 40 8.2 輸入軸與聯軸器連接采用平鍵連接 40 8.3 輸出軸與聯軸器連接用平鍵連接 40 8.4 輸出軸與渦輪連接用平鍵連接 40 第9章　減速器結構與潤滑的概要說明 41 9.1 箱體的結構形式和材料 41 9.2 鑄鐵箱體主要結構尺寸和關系 41 9.3 齒輪的潤滑 42 9.4 滾動軸承的潤滑 42 9.5 密封 42 9.6 注意事項 42 第10章　電路部分設計（單片機） 43 10.1 簡介 43 10.2 系統(tǒng)工作原理 43 10.3 控制電機的軟件設計 45 10.4 本章小結 46 結論 47 致 謝 48 參考文獻 49 第1章 緒論 第1章 緒論 1.1 選題背景與意義 汽車數量是由于整體經濟的發(fā)展，隨著交通基礎設施的組成部分，在一個合理的解決方案，以停車場設計和城市運輸，以及負責全市，安全性，同時加強的需要的重要組成部分的正常運作，汽車數量作為交通基礎設施的一部分，停車場，由于的增加會對整體經濟發(fā)展的房子。發(fā)展和社會文明和人與技術，以確認它是安全的進步，切斷住宅物業(yè)的居民，工作人員停車場門系統(tǒng)，更安全，更高效的傳統(tǒng)楚Kurumajo它不能滿足管理。然后，通過驅動電動機旋轉的控制，并且，在垂直和水平擺動欄桿系統(tǒng)中，為了減速電機到扶手周期的旋轉取決于系統(tǒng)和機制。公路電動欄桿將工作。公路電動欄桿，自鎖，反饋，環(huán)保等特點，你一定有很多的接口與外圍設備。近年來，經濟得到了迅速發(fā)展，中國的城市化水平，汽車的數量有所增加，以改善提高人民的生活水平，我們增加發(fā)展的步伐。截至2003年底，中國的個人汽車的所有權是12427672。這些中，增加了1462441 4890387,2002，比一個個人車的增加42.7％。 1.2 電動欄桿的使用現狀及發(fā)展前景 公路電動欄桿，有效的方式，以解決停車難題大城市。在這種情況較大的城市，更廣泛的使用在亞洲機械式停車設施，大部分亞洲地區(qū)，日本，韓國，在為了顯示停車市場，而中國的其他本期統(tǒng)計的土地資源的限制，特別是在城市，以顯示亞洲的位置。 公路電動欄桿技術在亞洲，電動欄桿機，從20世紀60年代開發(fā)，生產，銷售，開始從事服務，它已成為日本40年歷史的發(fā)源地。日本目前，該公司已生產了約200家公司，約100臺或多臺電動欄桿，而新的大公司，你IHI，一直從事日精，機械設備車庫的發(fā)展具有三菱重工業(yè)我創(chuàng)造了你。這一年，日本工作機械的停車場，90多10萬人。目前日本3000000，發(fā)送主起重機和電動欄桿被放置在使用機械式停車的頂部。日本，多級升降垂直升降，旋轉，垂直循環(huán)類，其他產品層次，以方便等優(yōu)點解除。該技術的機械和電氣圍欄是日本技術的韓國協(xié)會的衍生物。自20世紀80年代開始到70年代中期，在同行業(yè)中，生產的本地化和消化后的20世紀90年代，它是在使用階段開始推出已經開始進入日本的技術。它是韓國的，因為它已被添加到生長速率的約30％，以獲得政府，近年來，這些階段，各種機械和電子圍欄廣泛的開發(fā)和利用的，是非常重要的。目前，韓國是公路電動欄桿行業(yè)已經進入穩(wěn)定發(fā)展的階段。。 我們的入口收費公路，同樣的事情，同樣的門自動增加可以在大量化合物的電動欄桿秋季可以看出。如果沒有他們，為了方便收費站的顯著的工作人員，本發(fā)明的電動欄桿，車輛控制的崩潰，比如自由地提升它，手冊只阻礙你面前后，需要的是你，這是可以控制的電動欄桿，你需要時間和稅收開關的浪費。如果可以防止自動升降臂扶手欄桿汽車炸彈爆炸事件，車輛感應線圈面積：中國的快速城市化，通過增加基礎設施和住房建設，停車扶手的數量，需算出增加，它提供了具有15°或小于水平起重臂角度的范圍的電動欄桿以匹配車禍。 需要：自動泊車極了，因為你正在使用頻繁，影響你的生活，你會被不同程度受損。碰撞索賠，則需要你處理很多很多?？傊?，停車場的入口，不僅可以具有公路電動欄桿，公寓門公路電動欄桿，停車場是不適合門的各種細胞。其中，為了提高它，為了改善自己的生活，為了實現長期影響我們，您將需要處理，你正在成長的問題。 視角： 此前，歐洲，德國，意大利和電網的開發(fā)和生產英寸的好公司的其他歐洲國家：意大利我Sotefin，國際米蘭，巴黎，德國等。比較豐富，在歐洲的土地資源，性能不應用公路電動欄桿的數量很多，如果不是在停車場的問題，是非常明顯的。此外，訪問被轉移到堆疊產品的提升，對于大多數多個產品的應用的非常好。德國，意大利等作為胡同，歐洲國家的主要產品的優(yōu)勢。中國是在20世紀80年代發(fā)展初期，就開始使用機器公路電動欄桿。在20世紀80年代初期，尤其是房子的車子后，逐漸自20世紀90年代，為擴大汽車行業(yè)，建筑行業(yè)的電動欄桿的應用，引進制造業(yè)，發(fā)展，形成新的電動欄桿行業(yè)馬蘇使用公路電動欄桿產業(yè)是發(fā)展的初級階段的組合，生產目前接待50多個制造商的公司，它已經參與了一系列的約100。 目前，國內電動柵欄的研究，以經營中的技術機構和一些高校越來越重視的投資，它已經成為了電動欄桿的各個方面。這樣的結構設計，控制系統(tǒng)，準入政策，可靠性分析，研究和生產技術，我們不得不在結果范圍內已經提供了。與此同時，加強技術開發(fā)和標準化，規(guī)劃指導，在其相對也增加了進一步發(fā)展和停車法規(guī)和行業(yè)標準的狀態(tài)，我們已經制定了一些行業(yè)標準和行業(yè)標準的電動柵欄。在另一方面，它發(fā)出中央政府和地方政府，法律，一系列的停車管理方案的開發(fā)和管理。自2004年以來，而不是總局和公路電動欄桿質量監(jiān)督檢驗檢疫總局的行業(yè)，2005年3月31日，拿到審核公司的牌照，從事收購公司是生產電動欄桿的生產許可證工作的以建立不應該。 從1980年代末，中國的停車產業(yè)，在城市地區(qū)，經過10多年的發(fā)展，在發(fā)展的初期階段，只有建筑的車庫開始，全市的機器，有的認為車庫現在，某些它已形成規(guī)模仍是空白。首先，中小型企業(yè)是具有一定規(guī)模，大部分公司的其他公路電動欄桿，發(fā)展不平衡，信息技術的弱形式，在缺乏自我發(fā)展的，還是少約20個大型，中型骨干企業(yè)它被示出。停車產業(yè)的發(fā)展，還是有一些問題的能力依靠引進國外技術圖紙。二，產品質量，可靠性，提高了安全性，耐用性大的問題的范圍，以確保產品質量，擁有一支技術水平，是困難的。三，市場開始在停車產業(yè)發(fā)展，競爭是目前整體產能過剩，價格低廉，是一種野蠻，部分產品，行業(yè)平均成本低。 1.3 主要內容 在本設計中，包括機械原理，一流的機械設計機械工程，機械，機械工程材料，趨勢，是當前文學應用，可以在國內和海外的號碼，第二，這個信息這是合理的使用，它是可能發(fā)展初步設計過程的結構分析和設計。最終，供電，設計，計算和運動控制的選擇，確保如果在設計過程中必要的扶手材料等方面的考慮，我們，你能得到一些相關文獻你可以指導和幫助。。 1.4 擬解決的主要問題 前段時間做準備了大量的文獻，以了解公路電動欄桿，CAD，以了解這種您精心結構的初始，被吸引到手動的機器的一部分喜歡的書，以及相關的文件和參考文獻，和必要的，以便能夠選擇一些工具將需要的植物，如研究，最后，在上述條件下，它項目已會見了條件，但是必要的工作。 47 第2章　一種公路用電動欄桿結構方案設計 　本實用新型公開了一種電動升降欄桿,它由機架、旋轉欄桿、電動機和減速箱組成,它解決了路口欄桿需人工搬動升降的問題：適用于公路、道口、車站!碼頭、停車場等需要控制機動車輛通行的場合,可實現遠距離控制升降。 圖2.1　方案簡圖 電動欄桿原理： 一種電動升降欄桿,其特征是:在立式機殼5.的底部裝有電機1.,電機的轉動軸與設置在機殼中部的減速箱2.的轉動軸用傳動帶相連接,減速箱的輸出軸與設置在機殼上部的可轉動欄桿3.的轉動軸用傳動帶相連接,在機殼的上部還設有手柄4.,在機殼的下部還設有地腳螺檢孔6.,在電機上還接有控制開關(7)。 本實用新型涉及一種電動升降欄桿。 我們過馬路，火車站，在碼頭，停車場，人往往是必要的，以便旋轉升降使用3用切桿扶手的車輛懸掛的扶手，這個缺點扶手，升降慢，易是有效的勞動力密集型的事故，是低的。實用新型的目的是用于驅動電動升降扶手提供動力，它不僅能降低工人的勞動強度，也就是旨在實現實用新型遙控器如下設計一個垂直殼體可以實現，上部殼體，使可旋轉扶手轉動導軌設置，所述電動機安裝在殼體的底部，在所述殼體，減速的中心作為扶手驅動減速機構，包括一個機構，與皮帶的減速機構的馬達的輸入軸旋轉軸線被連接，可以在水平狀態(tài)旋轉時，帶軸減速機構的輸出軸，被連接到控制開關，用于控制電機的反向旋轉，這是棒狀切再次旋轉時，走在綠色狀態(tài)到垂直狀態(tài)。 在本實用新型可互動參與扶手抬起輕松互動，還可以遠程控制，電梯扶手，更方便，因為它更安全，互動，與3名工作人員。 下面用附圖進一步說明本實用新型： 整個產品用金屬材料制成,在機殼5.的下部裝有電機1.,電機的轉動軸用傳動帶與設置在機殼中部的減速箱2.的輸入轉動軸相連接,而減速箱的輸出轉動軸用傳動帶與設置在機殼上部的可轉動欄桿3.的轉動軸相連接,欄桿可轉動至水平狀態(tài)和垂直狀態(tài)一;另外在機殼的底部還設有地腳螺栓孔6.,用于安裝和固定"遠距離控制開關(7)可根據距離要算出設置控制開關可控制電機的正反轉,以實現攔桿的升降功能,為保證在停電時也能操作,在機殼的側面還設有手搖桿4.。 圖2-2　實用新型電動欄桿 第3章 公路上電動欄桿傳動裝置設計 第3章 公路用電動欄桿傳動裝置設計 3.1 電動機類型的選擇 按工作要算出和條件，選擇全封閉自散冷式籠型三相異步電動機，電壓380Ｖ，型號選擇Y系列三相異步電動機。 3.2 電動機功率選擇 1.電動機輸出功率： 電動機所需工作功率按設計指導書式1.為 由設計指導書公式子（2） 因此 估算由電動機至運輸帶的傳動的總效率為 ---聯軸器的傳動效率根據設計指導書參考表1初選 ---蝸桿傳動的傳動效率 ---軸承的傳動效率出選 ---卷筒的傳動效率出選 工作機所需的功率： 3.3 確定電動機轉速 卷筒軸的工作轉速 從相關引用書本里獲取每個級別的齒輪傳動比如下：; 理論總傳動比：; 電動機的轉速的范圍： 因為 符合這一范圍的同步轉速為：找到相關引用專業(yè)書本表格可以了解到,,。 根據容量和轉速，由設計手冊查出的電動機型號，因此有以下三種傳動比選擇方案，如下表： 表3-1　三種傳動比選擇方案 方案 電動機型號 額定功率 同步轉速 滿載轉速 電動機質量 傳動裝置傳動比 1 Y-132S-4 5.5 1500 1440 68 52.78 2 Y132M2-6 5.5 1000 960 84 35.19 3 Y160M2-8 5.5 750 720 119 26.39 Y系列電機，同步速度通常為2合適的電機模型，來識別的技術參數的比較，而無需使用比用表的計算能力，或者不特別需要一1000rpm的少750rpm震馬達它已被用作電機表1的1500rpm的： 根據標準系列的蝸輪比的容量和速度，以及考慮，選擇通過手動設計分離電機模型電動機1440的速度，有比傳輸選項少一個類型，如下表： 表3-2　傳動比方案一 方案 電動機型號 額定功率 同步轉速 滿載轉速 電動機質量 傳動裝置傳動比 1 Y132S-4 5.5 1500 1440 68 52.78 綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量和減速器的傳動比，可以了解到方案1比較適合。因此選定電動機型號為Y132S-4,所選電動機的額定功率P = 5.5kw，滿載轉速n= 1440r/min 。 圖3-1　Y132S電機結構圖 機型 H A B C D E F×GD G Y132S 132 216 178 89 38 80 10×8 33 K b h AA BB HA 12 280 210 135 315 60 238 18 515 表3-3　電動機尺寸表 3.4 總傳動比 計算總傳動比和各級傳動比的分配 1.計算總傳動比： 2.各級傳動比的分配： 由于為蝸桿傳動，傳動比都集中在蝸桿上，其他不分配傳動比。 從上表選擇并設出蝸桿頭數Z1=1,那么Z2則在29-82之間取值。 第4章　動力學參數計算 4.1 蝸桿蝸輪的轉速 ---蝸桿的轉速，它和電機相連，所以它的轉速相當于電動機的轉速。 ---蝸輪的轉速，它和工作機聯在一起，它的轉速相當于工作主軸的轉速。 4.2 功率 ---蝸桿軸的功率 = *=4.79×0.99=4.74kW 蝸輪軸功率： = **=4.74×0.99×0.8=3.64kW 卷筒軸功率： = **=3.64×0.99×0.96=3.46kW 4.3 轉矩 電動機軸：T=9550=9550×4.79／1440≈31.76Nm 蝸桿軸：= Nm 蝸輪軸：=Nm 卷筒軸：=Nm 表4-1 各軸動力參數表 軸名 功率P/kw 轉矩T/(N?m) 轉速n/(r/min) 效率 傳動比i 電動機軸 4.79 31.76 1440 0.99 1 蝸桿軸 4.74 31.43 1440 0.8 52.78 蝸輪軸 3.64 1274.26 27.28 0.96 1 第5章 傳動零件的設計計算 第5章　傳動零件的設計計算 5.1 蝸桿與蝸輪的設計計算 5.1.1 選擇蝸桿傳動類型 根據GB/T10085—1988的推薦,采用漸開線蝸桿(ZI) 。 5.1.2 選擇材料 這些期望高效率，因為優(yōu)異的耐磨性，加強蟲，45?55HRC硬度的齒面的要算出，因為這種蠕蟲采用45鋼，考慮到小蟲子的驅動力然后，速度適中。鑄造磷青銅ZCuSn10P1，鑄造的溫暖。貴金屬，僅青銅和環(huán)的，為了節(jié)省灰鑄鐵HT100輪制造的核心。 5.1.3 按齒面接觸疲勞強度進行設計 根據閉式蝸桿傳動的設計準則,先按齒面接觸疲勞強度進行設計,再校核齒根彎曲疲勞強度。從相關教科書式子(11—12),傳動中心距： 1.設出作用在蝸桿上的轉矩=1274.26 Nm 2.設出載荷系數K 因工作載荷有輕微沖擊,從相關教科書找到并設得載荷分布不均系數=1;從相關教科書找到并設得使用系數由于轉速不高,沖擊不大,可取動載系數;則從相關教科書P252： 3.設出彈性影響系數 因選用的是鑄錫磷青銅蝸輪和鋼蝸桿相配,故=160。 4.設出接觸系數 先假設蝸桿分度圓直徑和傳動中心距的比值=0.35從教科書找到3圖11—18中能夠輕松找到并設出=2.9。 5.設出許用接觸應力 因蝸輪材料為鑄錫磷青銅ZCuSn10P1,金屬模鑄造, 蝸桿螺旋齒面硬度>45HRC,可從相關教科書找到并設得蝸輪的基本許用應力=268。從相關教科書【1】P254應力循環(huán)次數 應力循環(huán)次數N=60=60127.28（2810365）=9.56 其中,(---蝸輪轉速) j---蝸輪每轉一周每個輪齒嚙合的次數，j=1 兩班制，每班按照8小時計算，壽命10年。 壽命系數 則 6.計算中心距 7.取中心距a=200mm,因i=52,因此從相關教科書1找到表格取模數m=6.3mm, 蝸輪分度圓直徑=63mm這時=0.315，從以上教科書找到第11章第18個圖中能夠輕松找到并設出接觸系數=2.9因為=,因此以上計算結果可用。 5.1.4 蝸桿與蝸輪的主要參數與幾何尺寸 1. 蝸桿 軸向尺距mm;直徑系數; 齒頂圓直徑; 齒根圓直徑; 蝸桿齒寬B1>=(9.5+0.09)m+25=112mm 蝸桿軸向齒厚mm；分度圓導程角; 2.蝸輪 蝸輪齒數53; 變位系數mm; 演算傳動比mm,這時傳動誤差比為, 是允許的。 蝸輪分度圓直徑mm 蝸輪喉圓直徑=346.5mm 蝸輪齒根圓直徑 蝸輪咽喉母圓半徑 蝸桿和軸做成一體，即蝸桿軸。從相關引用書本1找到P270圖蝸輪采用齒圈式，青銅輪緣與鑄造鐵心采用H7/s6配合，并加臺肩和螺釘固定，螺釘選6個。 5.1.5 校核齒根彎曲疲勞強度 當量齒數 根據，教科書找到第11章第19個圖中能夠輕松找到并設出齒形系數： 螺旋角系數 從教科書找到知許用彎曲應力 從教科書(1)找到第11章第8個表并設出由ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用彎曲應力=56 從相關教科書P255壽命系數 <56Mpa可見彎曲強度是滿足的。 5.1.6 驗算效率 已知=;;與相對滑動速度有關。 從教科書(1)找到第11章第18個表并設出中用插值法找到并設得=0.0264, 把數據代到式子里算出=0.884,大于原估計值,因此不用重算。 5.1.7 精度等級公差和表面粗糙度的確定 屬于一般機械的減速，考慮到蝸桿驅動動力傳輸系統(tǒng)的設計中，從GB / T10089-19887精度，圓柱蝸桿和蝸輪的精度，則間隙型，按GB / T10089-19888f這是一個標志F.并且，作為參考，找到齒厚公差=71μm，厚度公差=蝸輪，表面和蝸桿齒1.6μm的體頂部的圓形表面粗糙度的齒的130μm，和蝸輪的齒面頂部是為1.6μm和3.2μm的表面粗糙度的圓形。 5.1.8 熱平衡核算 初步估計散熱面積： 設(周圍空氣的溫度)為。 5.2 同步帶的概述及計算 5.2.1 同步帶介紹 同步帶是的皮帶傳動，鏈傳動和齒輪傳動的優(yōu)點相結合開發(fā)了一種新的塑料帶。它由一個工作表面和齒輪嚙合的帶在鑄驅動齒形食道，這是高拉伸強度，低伸長率纖維材料或金屬材料的強層，使得在傳輸過程中的頻帶，一天的長度保持不變，皮帶和皮帶輪傳動的過程之間幻燈片，離開大殿，從動車輪打滑是一步驅動器之間沒有什么區(qū)別。 皮帶傳動（見圖5-1），功率軸的準確率小，結構緊湊，耐油，耐磨，良好的抗老化性能，整體溫度-20℃-80℃，V<165/ S，P <300千瓦，I <10，用于同步傳輸的要算出，也可以為低齒輪。 圖5-1 同步帶傳動 通過環(huán)形皮帶齒間距帶的內周面上的帶驅動器，并與相應的輪子形成。它結合了皮帶傳動，鏈傳動和??齒輪驅動自己的優(yōu)勢。旋轉和肺泡齒輪嚙合，以提供電力。皮帶傳動具有準確的傳動比，牽引比不變，傳動平穩(wěn)，吸收振動，噪聲，傳動比范圍大，一般可達01:10。允許高達50M / S，從幾瓦的功率傳輸到幾百千瓦線速度。傳動效率高，一般可達98％以上，體積小巧，適合多軸傳動，不需潤滑，無污染，因此可以允許工作沒有污染和惡劣的工作環(huán)境，更多的地方低。該產品廣泛應用于各種紡織，機床，煙草，通訊電纜，輕工，化工，冶金，儀器儀表，食品，礦山，石油，汽車和機械傳動等行業(yè)。皮帶使用時，只需推動轉變觀念皮帶傳動摩擦，擴大皮帶傳動的范圍內，這使得它與研究的一個相對獨立的對象的新方式傳動帶，開辟了皮帶傳動的發(fā)展。 5.2.2 同步帶的特點 1.精確的傳送沒有滑動動作，具有恒定的傳動比; 2.傳動平穩(wěn)，緩沖，減震能力，噪音低; 3.傳動效率高，和0.98，節(jié)能效果明顯; 4.維護方便，不需潤滑，維修率低; 5.比例范圍，通常高達10個，生產線速度高達50米/秒，與大范圍的發(fā)送功率的，高達幾瓦到幾百千瓦; （6），可用于長距離傳輸，可達10m或更多的中心的距離。 5.2.3 同步帶傳動的主要失效形式 在帶驅動器常見的故障模式被概括如下： 1.骨折的表演失敗繩帶 在操作過程中脊髓損傷斷裂背帶是一種常見的故障模式。故障是在功率傳輸，在過大的張力的載體繩索的過程中的條帶，使主機拉動繩子。還主動漁輪直徑當選過小，受攜帶繩索彎曲進出發(fā)呆更經常的疲勞應力，而且會產生彎曲疲勞斷裂（見圖5-2）。 圖5-2 同步帶承載繩斷裂損壞 （2）爬上帶齒和齒跳 基于齒形帶爬升和跳躍現象牙齒分析，一個陽臺和登山齒幾何學和力學是由于兩個因素造成的。因此，為避免跳躍和攀爬的牙齒，使用以下步驟： 1，操作控制傳遞環(huán)形帶，小于或等于所述輪胎模型的承諾是由圓周力來確定。 請參見圖2所示，皮帶和皮帶輪之間的控制音調差，它是間距誤差的允許范圍內。 3，偏置電壓的與正確安裝開口的增加。所以容易打滑的鋸齒狀牙齒插槽。 4，提高了帶的基材的硬度，從而使帶的彈性變形可減小齒跳現象。 （3）帶齒的剪切 定時與牙齒接合動力傳遞過程中，剪切力和壓縮應力鋸齒狀表面裂紋裂紋此逐漸擴大到齒的根部和沿著支承表面延伸構件，并且直到整個帶基質脫離，這是切斷齒形皮帶（見圖5-3）。由此齒形粗切原因如下： 請參見圖1所示，皮帶和皮帶輪需要較大的音程差，從而使齒輪不能完全穿透肺泡，從而不完全耦合狀態(tài)，從而帶齒太沉重一個較小的接觸面積，從而導致應力集中，并因此對于輪胎齒剪切破壞。 2，在牙齒周圍的區(qū)域齒的皮帶和皮帶輪數太小，嚙合齒暴露在過度的負荷，并產生剪切力。 3，帶強度差異的基礎材料。 降低帶齒切割，必須嚴格控制皮帶和皮帶輪之間的間距誤差，鋸齒的齒可以正確接合，其次，我們需要使牙齒的該區(qū)域的數目的皮帶和皮帶輪齒6，并選擇具有材料高強度并沒有減少硬擠出作為基材膠帶。 圖5-3 帶齒的剪切破壞 4.、帶齒的磨損 穿帶齒（見圖5-4）由齒面和頂帶齒的損失，由于角輪廓和齒的下部。導致過度磨損是緊張的牙齒和齒嚙合鑫之間的干擾。應力在安裝帶時也應減少在牙齒上，合理調整的磨損，隨著齒輪齒設計，使用較大的切口尖端半徑，以減小嚙合齒和擠壓刮削器，還帶材料的耐久性絕提高。 圖5-4 帶齒磨損 5.、同步帶帶背的龜裂(圖5-5) 帶在一段時間的操作，有時與烘烤產生龜裂的現象，這使得皮帶斷裂。同步帶回生產 破解健康原因 1，引起基材老化; 2，用于下一較低溫度，支撐帶基體的裂縫的長期工作。 圖5-5 同步帶帶背龜裂 一種方法是，以防止裂縫是與材料的基體材料，冷，耐熱性和耐老化性能表示的材料，除提高到工作頻帶在低溫和高溫下要避免。 5.2.4 同步帶傳動的設計準則 據同步帶失效模式分析，我們可以看到作為一個皮帶和皮帶輪材料具有高機械性能，生產和合理的，與車輪的大小，安裝和調試，嚴格控制是否正確，很多故障模式將被避免。因此，一般情況下，在未來三年的正時皮帶傳動的主要故障狀態(tài); 1.中減去賬面繩帶疲勞; （2皮帶打滑，跳齒; （3）同步帶磨損牙齒。 因此，皮帶傳動帶的情況下滑動懷高抗拉強度，希望確保電纜未減去。此外，在灰塵，雜質工作來處理牙齒磨損計算。 5.2.5 同步帶分類 梯形皮帶齒和齒弧齒分成兩類，有三個圓弧齒系列：圓弧齒（H系列又稱HTD帶），扁平圓弧齒（S系列，也稱為STPD帶），和拋物線形凹頂齒（R系列）。 梯形帶梯形齒同步帶分單面和雙面齒齒兩種，所謂的單面和雙面膠帶。雙面膠帶和壓力在齒（代碼DA）的對稱布置并交錯齒（代碼DB。 梯形齒帶兩種尺寸系統(tǒng)：變槳系統(tǒng)和模塊化系統(tǒng)。中國利用變槳系統(tǒng)，并制定了相應的皮帶傳動標準GB / T 361 11?11362-1989和GB / T 11616-1989 ISO 5296。 圓弧齒形同步帶拱形齒同步帶，除了弧形齒，結構和梯形齒同步帶基本相同，與螺距先前，其齒的高度，厚度和齒根圓角半徑比梯形齒大。負荷下齒后，將應力分布是良好的，柔軟的齒根應力集中，提高了齒的承載能力。因此，可以再到在嚙合齒出現圓弧齒同步帶功率梯形齒同步帶傳輸和中斷。 圓弧齒同步帶耐磨損，低噪音運行，無需潤滑，織物能在惡劣的環(huán)境下使用。它已被用于在食品工業(yè)，汽車，紡織，制藥，印刷紙的大型。 5.3 同步帶傳動計算 5.3.1 同步帶計算選型 設計功率，用于使負載的性質的功率名字一般需要，在其他因素的工作的原動機的時間和類型日期的長度，將下式的基礎上確定： 式子里， ---需要傳遞的名義功率 ---工作情況系數，按下列表格5-1工作情況系數，我設=1.7； 表5-1 工作情況系數 1.確定帶的型號和節(jié)距 可根據同步帶傳動的設計功率Pd'和小帶鋸轉速n1，由同步帶選型圖中來確定所需采用的帶的型號和節(jié)距。 其中Pd=0.63kw，n1=56rpm。找到表格5-2 表5-2 同步帶的型號和節(jié)距 選同步帶的型號為H：，節(jié)距為：Pb=8.00mm 2.選擇小帶鋸齒數z1，z2 可根據同步帶的最小許用齒數確定。找到表格3-3-3得。 找到并設得小帶鋸最小齒數14。 實際齒數應該大于這個數據 預估值z1=34，故大帶鋸齒數為：z2=i×z1=1×z1=34。 故z1=34，z2=34。 3.設定帶鋸的節(jié)圓直徑d1，d2 小帶鋸節(jié)圓直徑d1=Pbz1/π=8.00×34/3.14≈86.53mm 大帶鋸節(jié)圓直徑d2=Pbz2/π=8.00×34/3.14≈86.53mm 4.驗證帶速v 從式子v=πd1n1/60000計算得， s﹤vmax=40m/s,其中vmax=40m/s由表3-2-4找到并設得。 5.設出帶長和中心矩 從相關引用書本得出 所以有： 現在選取軸間間距為取224mm 6、同步帶帶長及其齒數確定 =() = =719.7mm 7、帶鋸嚙合齒數計算 有在本次設計中傳動比為1，所以嚙合齒數為帶鋸齒數的一半，即=17。 8、基本額定功率的計算 查基準同步帶的許用工作壓力和單位長度的質量表5-3可以知道=2100.85N，m=0.448kg/m。 所以同步帶的基準額定功率為 ==0.21KW 表5-3 基準寬度同步帶的許用工作壓力和單位長度的質量 9、計算作用在軸上力 = =71.6N 5.3.2 同步帶的設計 在這里，我們選用梯形帶。帶的尺寸請參見表格5-4。帶的圖形請參見圖5-6。 表5-4 同步帶尺寸 型號 節(jié)距 齒形角 齒根厚 齒高 齒根圓角半徑 齒頂圓半徑 H 8 40。 6.12 4.3 1.02 1.02 圖5-6同步帶 5.4 切割主軸的設計 5.4.1 確定切割主軸最小直徑 1.先從書本式子（15-2）初步估算軸的最小直徑。設定軸是鋼45#材質,調質處理。根據課本，取，于是得： ＝112×10.23 根據切削切肉設備主軸的設計相關知識，前面章節(jié)已經做了說明，在此不具體說明，擬定軸的結構如下圖5-7： 圖5-7　切割主軸的結構圖 軸的受力情況如下圖5-8： 圖5-8 切割主軸的受力圖 5.4.2 算出軸上的載荷 從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面Ｃ是軸的危險截面。計算步驟如下： ＝＝＝4 966.34 N ＝＝＝3 960.59 N ＝＝＝2 676.96 N ＝＝3 356.64-2 676.96＝679.68 N ＝＝4 966.34×57.1＝283 578.014 ＝＝2 676.96×57.1＝152 854.416 ＝＝679.68×71.6＝486 65.09 ＝＝＝322 150.53 ＝＝＝287 723.45 表5-5 軸設計受力參數 載 荷 Z軸面H 垂直面V 支反力 ＝4 966.34 N，＝3 960.59 N ＝2 676.96 N，＝679.68 N 彎矩M ＝283 578.014 ＝152 854.416 ＝486 65.09 總彎矩 ＝322 150.53 ,＝287 723.45 扭矩T 1 410 990 5.4.3 按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度。根據課本式(15-5)及表格7.2中的數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，設出＝0.6，軸的計算應力： ＝＝ MPa＝12.4 MPa 前已選軸材料為45鋼，調質處理，查課本表15-1得[]＝60MP。因此〈 []，故此軸安全。 5.4.4 精確校核軸的疲勞強度 1.判斷危險截面 截面A，Ⅱ，Ⅲ，B只受影響的扭矩，壓力鍵槽，裝配到軸肩的過渡是由于厚的，但削弱這兩個軸的疲勞強度，由于軸決定的抗扭強度最小直徑的質量，這是一種比較寬松的方式，橫截面的，ⅱ，ⅲ，B為無校驗。 軸的疲勞強度，干涉配合在最嚴重的，由于應力集中但從根據第Ⅳ和Ⅴ負載點的應力集中，從最大的截面C的應力的相似的橫截面Ⅴ應力集中和剖Ⅳ而軸徑大，則截面Ⅴ對轉矩效應的效果，這是沒有必要的強度檢查。最大應力，不上的應力集中的橫截面C，這里（由被集中在應力干涉配合和鍵槽兩端）的軸的最大直徑，所以橫截面℃，部分Ⅵ和Ⅶ清晰根據檢查少必要的，你不需要檢查。在附錄的教科書，第3章，有可能學習，應力集中系數比干涉配合鍵槽，因此，只需檢查該軸的橫截面的左側和右側，Ⅳ左右兩側即可。 （2）截面Ⅳ左側 抗彎截面系數 W＝0.1＝0.1＝61 412.5 抗扭截面系數 ＝0.2＝0.2＝122 825 截面Ⅶ的右側的彎矩M ＝90 834.04 截面Ⅳ上的扭矩 ＝1 410 990 截面上的彎曲應力 ＝1.48 MPa 截面上的扭轉切應力 ＝11.49 MPa 因軸是鋼45#材質，調質處理。從教科書表15-1找到并設得： 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數及從書本附表3-2找到并設出。因： ， 經插值后找到并設得： ＝1.9，＝1.29 又從教科書附圖3-1可得軸的材料的敏性系數為： ，＝0.88 故有效應力集中系數按式(課本附表3-4）為： ＝1.756 從教科書附圖3-2的尺寸系數；從教科書附圖3-3的扭轉尺寸系數。 軸按磨削加工，從教科書附圖3-4得表面質量系數為： 軸為經表面強化處理，那么，則從書本式子（3-12）及式子（3-12a）得綜合系數為： 又從教科書及3-2得碳鋼的特性系數： ，設出 ，設出 于是，計算安全系數值，從書本式子（15-6）(15-8)則得： S＝＝＝65.66 S＝＝＝16.92 ＝＝＝16.38≥S＝1.5 故可以了解到其安全。 1. 截面Ⅳ右側 抗彎截面系數 W＝0.1＝0.1＝72 900 抗扭截面系數 ＝0.2＝0.2＝145 800 截面Ⅶ的右側的彎矩M為 ＝90 834.04 截面Ⅳ上的扭矩 ＝1 410 990 截面上的彎曲應力 ＝1.25 MPa 截面上的扭轉切應力 ＝9.68 MPa 過盈配合處的，從教科書附表3-8用插值法算出出，設出＝0.8，于是得 ＝3.24 ＝0.8×3.24＝2.59 軸按磨削加工，從教科書附圖3-4得表面質量系數為： 軸為經表面強化處理，即，則從書本式子（3-12）及式子（3-12a）得綜合系數為： ＝3.33 ＝2.68 又從教科書及3-2得碳鋼的特性系數： ，取 ，取 于是，計算安全系數值，從書本式子（15-6）(15-8)則得 S＝＝＝66.07 S＝＝＝16.92 ＝＝＝11.73≥S＝1.5 故該軸的截面Ⅳ右側的強度也是足夠的。本軸因無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。至此，低速軸的設計計算即告結束。 第6章 軸的設計計算 第6章　軸的設計計算 6.1 連軸器的設計計算 1、輸入軸按扭矩初算軸徑： 選用45調質，硬度217~255HBS 從相關教科書1，P370（15-2）式，并找到表格15-3，取A0=115。 考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則d=17.1068*（1+5%）mm=17.96mm。 標準孔徑d=30mm，即軸伸直徑為30mm，高速軸為了隔離振動與沖擊,選用有彈性柱銷連軸器，一邊連38mm一邊連30mm的只有LX3彈性柱銷連軸器滿足要算出。 2、 輸出軸按扭矩初算軸徑 選用45#調質鋼，硬度（217~255HBS） 從相關教科書1P370頁式子（15-2），表（15-3）取A0=115 軸伸安裝聯軸器，考慮補償軸的可能位移，選用無彈性元件的聯軸器，由轉速和轉矩得： Tc=KT=1.5×9.550××3.136/80=561.4N?m 低速軸選用無彈性擾性聯軸器JB/ZQ4384--1997，標準孔徑d=45mm，許用應力為800許用轉速250。參考【3】P154： 表6-1 無彈性擾性聯軸器參數 型號 公稱轉矩Tn 允許轉速[n] 軸孔直徑d Y型長度 LX3 1250N.m 4750 30mm和38 82mm 無彈性撓性 800N.m 250 45mm 90mm 3、載荷計算 公稱轉矩T1=35.36，T2=374.36。由書中表14-1找到并設得=1.5， 輸入軸1.5*35.36=53.04N.m<1250N.m滿足要算出； 輸出軸1.5*374.36=561.54N.m<800N.m滿足要算出。 6.2 輸入軸的設計計算 軸的結構設計： 1.軸上零件的定位，固定和裝配 單級減速器中可將蝸桿蝸齒部分安排在箱體中央，相對兩軸承對稱布置，兩軸承分別以軸肩和軸承蓋定位。 2.確定軸各段直徑和長度 1段：直徑d1=30mm 長度取L1=80mm（連聯軸器） 2段：從相關教科書P364知h=（0.07~0.1）d得：h=0.08 d1=0. 08×30=2.4mm 直徑d2=d1+2h=30+2×2.4=35mm,長度取L2=50 mm 3段：初選用30208型單列圓錐滾子軸承，其內徑為40mm，a寬度 16.9mm，T寬度為19.75mm取18mm加上沖壓擋油環(huán)薄壁2mm；故III段長：L3=20mm 4段：從相關教科書P364得：h=0.08 *d3=0.08×40=4mm d4=d3+2h=40+2×4=48mm長度取L4=80mm 5段：直徑d5=76mm 長度L5=120mm>B1（由于蝸桿齒頂圓直徑75.6mm，則做成齒輪軸) 6段：直徑d6= d=48mm 長度L6=80mm 7段：直徑d7=d3=40mm 長度L7=L3=20mm 圖6-1 軸的結構圖 初選用30208型單列圓錐滾子軸承，其內徑為40mm，寬度為18mm。 由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=L4+L6+L5+2(t-a)+2*（擋油環(huán)壁2mm）=289.70mm=290mm。為提高剛度，盡量縮小支承跨距L=（0.9--1.1）da1=（272.2--332.6）mm,則290mm滿足要算出。 3.按彎矩復合強度計算 ①算出小齒輪分度圓直徑：已知d1=0.063m d2=302.4mm=0.3024m ②算出轉矩：已知T2=374.28N·m T1=35.0N·m。 ③算出圓周力：Ft 從相關教科書P252（10-3）式得： ==2T1/d1=2*35/0.063=1111.11N ==2T2/d2=2*374.28/0.3024N=2475.4N ④算出徑向力Fr 從相關教科書1P252（10-3）式得： Fr=·tanα=2475.4×tan200=901N ⑤因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=145mm。 1、繪制軸的受力簡圖 2、繪制垂直面彎矩圖 軸承支反力： 由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為： MC2=FrhL=555.6×145×=80.5N·m 3、繪制水平面彎矩圖 截面C在水平面上彎矩為： MC1=d*Ft/2=1111.1*63*/2=35N·m 4、繪制合彎矩圖 MC=(MC12+MC22)1/2=(35280.52)1/2=87.8N·m 5、繪制扭矩圖 轉矩：T= TI=35.0N·m 校核危險截面C的強度。 圖6-2　輸入軸的彎矩和扭矩圖 從相關教科書P373式子（15-5），經判斷軸所受扭轉切應力為脈動循環(huán)應力,取α=0.6, 前已選定因軸是鋼45#材質,調質處理,從相關教科書P362表15-1查： ,因此<,故安全。 ∴該軸強度足夠。 6.3　輸出軸的設計計算 設計軸： 1.軸部的位置被固定，并且安裝 單級減速齒輪，蝸輪，兩個對稱的對面，具有兩個軸承，分別使用密鑰過渡配合，定位軸向和右袖的圓周位置，該蝸桿軸肩可以放置在位置和肩部的左軸承箱和周向定位在套筒的一個地方過渡配合或過盈配合的中心，所述軸左左軸承負荷，蝸桿套筒的步驟，對從右側安裝軸承。 2.設定軸的各段直徑和長度 1、段：直徑d1=45mm 2、段：從相關教科書P364得：h=0.07 d1=0.08×45=3.6mm 直徑d2=d1+2h=45+2×3.6=52mm,該直徑處安裝密封氈圈，查參考文獻[3]知標準直徑可選55mm或50mm，但應大于52mm取d2=55mm。 3.段：直徑d3=60mm ，由GB/T297-1994初選用30212型單列圓錐滾子軸承，其內徑為60mm，T為23.75mm，B=22mm。 4、段：從相關引用書本圖35知：d4=d3+2=60+2=62mm， 5、段:起定位作用，h=0.08 d4=0.08×62=5mm直徑d5=d4+2*5=72mm 6、段：d6=60 圖6-3　各軸段 1、從前面所選取聯軸器知長度取L1=90mm 2、經過初步估算取軸承端蓋的總寬度為26mm，軸長度取L2=50 mm 3、由B=22mm，軸承 離箱體內壁10mm，蝸輪輪轂端面與內機壁距離12mm，再加上與蝸輪輪轂端面間隙2mm，得L3=46mm(安裝套筒定位） 4、由輪轂的寬度L=90mm則此段長度要比L小2mm， 取L4=88mm 5、輪轂離箱體內壁12mm，不能干擾擋油環(huán)的安裝需小于12mm，取L5=8mm 6、由于輪是對稱裝置的，即在箱體中心，經過計算L6=36mm 由上述軸各段長度及正裝T=23.75mm，a=22.4可由L=（L4+2）+L5+（套筒長）+2(T-a)算得軸支承受力跨距L=136.7mm取138計算。 3.按彎扭復合強度計算 ①算出分度圓直徑：已知d2=302.4mm ②算出轉矩：已知T2= TII=374.28N·m ③算出圓周力Ft：從相關教科書P198（10-3）式得 =2T2/d2=2475.4N =1111.1N ④算出徑向力Fr：從相關教科書P198（10-3）式得 Fr=·tanα=2475.4×tan200=901N ⑤∵兩軸承對稱則LA=LB=69mm 圖6-3　輸出軸的彎矩和扭矩圖 1、算出支反力FAY、FBY、FAZ、FBZ 2、由兩邊對稱，截面C的彎矩也對稱，截面C在垂直面彎矩為 MC2=FrhL=1237.7×69×=85.4N·m 3、截面C在水平面彎矩為 MC1=d*Ft/2=2475.4*302.4*/2=374.3N·m 4、計算合成彎矩 MC=（MC12+MC22）1/2=（85.42+374.32）1/2=384N·m 5、校核危險截面C的強度由式子（15-5） ∵從相關教科書P373式子（15-5）經判斷軸所受扭轉切應力為對稱循環(huán)變應力,取α=1, 前已選定因軸是鋼45#材質,調質處理,從相關教科書【1】P362表15-1找到并設得,因此<,故安全。 ∴此軸強度足夠 第7章 滾動軸承的選擇及校核計算 第7章 滾動軸承的選擇及校核計算 根據根據條件，軸承預計壽命： 兩班制，每班按照8小時計算，壽命10年。 =2810365=58400小時。 7.1 計算輸入軸軸承 初選兩軸承30208型單列圓錐滾子軸承經相關引用書目3可以了解到蝸桿承軸Ⅰ30208兩個，蝸輪軸承30213兩個，(GB/T297-1994)。 表7-1　輸入軸軸承參數表： 軸承代號 基本尺寸/mm 計算系數 基本額定/kN d D T a 受力點 e Y 動載荷Cr 靜載荷Cor 30208 40 80 19.75 16.9 0.37 1.6 63.0 74.0 30212 60 110 23.75 22.4 0.4 1.5 103 130 1.算出兩軸承受到的徑向載荷和 將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面圖2.和水平面圖3.兩個平面力系。其中圖3.中的為通過另加轉矩而平移到指定軸線;圖1.中的亦通過另加彎矩而平移到作用于軸線上。由力分析知: N （2）算出兩軸承的計算軸向力 對于30208型軸承,按教材P322表13-7,其中,e為教材P321表13-5中的判斷系數e=0.37,因此估算 按教材P322式(13-11a) =2