I本科畢業(yè)論文（設計）一種加長臂電動欄桿的設計 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2015-JXLW商 丘 工學院 專業(yè)代碼-編號II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(shù)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 I摘 要近些年來，伴隨著我國固定資產投資的飛速增長、基礎設施建設和大型項目的不斷上馬，使得我國機械行業(yè)獲得了空前的發(fā)展，也受到了人們越來越多的關注。我國的起吊機制造商與歐美的競爭對手相比在技術上還存在著差距，在產業(yè)鏈條，產品結構方面也存在著一定的劣勢，但這并非遙不可及。更主要的是，我國在這一領域從未放棄過自主研發(fā)，而且已經具備了相當大的產業(yè)規(guī)模，創(chuàng)造了幾個蜚聲全球的知名品牌。 本課題研究的主要內容有：一種加長臂電動欄桿方案的擬定與選擇、起升機構總體設計、減速器類型選擇、緩沖器的選用，另外，本課題還從性價比等方面的因素來選擇或設計了電動機、帶的類型、齒輪的設計、緩沖器等一些部件和機構。 關鍵詞：一種加長臂電動欄桿,加長臂,電動欄桿,總體設計,減速器IIAbstractIn recent years, with the rapid growth of fixed asset investment, infrastructure construction and constantly launched large-scale projects, so that China's machinery industry achieved unprecedented development, but also by the people more and more attention. Our lifting machine manufacturer compared with European and American competitors in technology, there are still gaps in the industrial chain, product structure there are also some disadvantages, but it is achievable. More important is that China has never given up in this area, independent research and development, and already has a large industrial scale, it created several world renowned brands.The main contents of this research are: one plus the long arm of the preparation and selection of electric fence program, from the overall design, the gear unit type selection, selection buffer lifting mechanism. In addition, this study also factors to choose from, or other aspects of the cost designed motor type band, gear design, buffer and some other components and institutions.Keywords: one long arm electric fence, plus the long arm, electric fence, the overall design, reducerIII目 錄摘 要 IAbstractII第 1 章 緒論11.1 課題的研究意義11.2 電動欄桿的使用現(xiàn)狀21.3 發(fā)展前景31.4 本次設計內容3第 2 章 一種加長臂電動欄桿傳動方案分析4第 3 章 電機的選擇及傳動裝置的運動和動力參數(shù)的計算53.1 電機類型和結構形式的選擇53.2 選擇電機的容量53.3 確定電機轉速63.4 傳動比分配63.5 傳動裝置各軸的運動和動力參數(shù)7第 4 章 帶傳動的計算94.1 帶傳動的類型和特點 94.1.1 帶傳動的類型 94.1.2 帶傳動的特點 104.2 V 帶和帶輪 .104.2.1 帶的構造和標準 104.2.2 V 帶輪的材料和結構 114.3 V 帶傳動工作能力分析 134.3.1 帶傳動的受力分析 134.3.2 帶傳動的應力分析 .144.3.3 帶的彈性滑動和打滑 144.4 普通 V 帶傳動設計計算 .154.4.1 設計準則和單根 V 帶的額定功率 154.4.2 帶傳動設計步驟和參數(shù)選擇 154.5 帶傳動設計 184.6 選擇帶型 194.7 確定帶輪的基準直徑并驗證帶速 194.8 確定中心距離、帶的基準長度并驗算小輪包角 204.9 確定帶的根數(shù) z .214.10 確定帶輪的結構和尺寸 214.11 確定帶的張緊裝置 21第 5 章 傳動零件的設計計算245.1 高速級齒輪的設計計算245.2 低速級齒輪的設計計算27第 6 章 軸的計算316.1 高速軸的計算316.2 中間軸的計算346.3 低速軸的計算38IV第 7 章 鍵連接的選擇和計算417.1 高速軸（I 軸）上鍵的選擇及校核 .417.2 中間軸（II 軸）上鍵的選擇及校核 417.3 高速軸（III 軸）上鍵的選擇及校核 .42第 8 章 滾動軸承的選擇和計算43第 9 章 聯(lián)軸器的選擇和計算46第 10 章 控制電路的設計4710.1 引言 4710.2 系統(tǒng)整體方案設計 4710.2.1 電機驅動器 L298 控制直流減速電機部分 .4710.2.2 檢測電路的設計 4810.2.3 顯示單元的設計 4810.2.4 數(shù)字鐘電路 4910.3 軟件設計 4910.3.1 顯示模塊子程序 5010.3.2 按鍵識別報警子程序 51總論52參考文獻53致謝54第 1 章 緒論1第 1 章 緒論1.1 課題的研究意義機械電動欄桿是解決大都市內電動欄桿難問題的有效方法。土地資源緊張是大都市的現(xiàn)狀，在亞洲各國大城市表現(xiàn)的尤為突出，所以機械式電動欄桿在亞洲的應用比較廣泛，目前統(tǒng)計結果表明，電動欄桿市場大多在亞洲的日本、韓國、中國等地。亞洲的電動欄桿技術起源于日本，日本從20世紀60年代開始從事機械電動欄桿的開發(fā)、生產、銷售和服務，至今已有四十多年的歷史。目前在日本從事機械式電動欄桿及其設備開發(fā)、制造的公司約有200多家，其中生產機械式電動欄桿的公司約100多家，比較大的公司有新明和、石川島播磨、日精、三菱重工等。從90年代起日本每年投入運行的機械電動欄桿泊位都在10萬以上。目前全日本己經投入使用的機械式電動欄桿位超過300萬個，其中以升降橫移式電動欄桿為主。對于日本，優(yōu)勢在多層升降橫移類、垂直升降類、水平循環(huán)類、垂直循環(huán)類、簡易升降類等產品上。韓國機械電動欄桿技術是日本技術的派生。產業(yè)從20世紀70年代中期開始起步，80年代開始引進日本技術，經過消化生產和本土化，90年代開始進入使用階段。由于這幾個階段得到政府的高度重視，各種機械電動欄桿得到普遍開發(fā)和利用，韓國近幾年增長速度都在30%左右。目前韓國電動欄桿行業(yè)進入穩(wěn)步發(fā)展階段。在歐洲，德國和意大利等歐洲國家從事電動欄桿開發(fā)和生產也比較早。較好的公司有:意大利Sotefin, Interpark,德國Palis等。由于歐洲國家土地資源比較富余，電動欄桿問題表現(xiàn)不很突出，電動欄桿應用量不是很大。多數(shù)為巷道堆垛式產品，多層升降橫移式產品應用也很好。德國和意大利等歐洲國家的優(yōu)勢主要在巷道堆垛類產品上。我國在20世紀80年代初開始研制和使用機械式電動欄桿。80年代是起步階段，90年代以來，隨著汽車工業(yè)和建筑業(yè)的發(fā)展，尤其是轎車進入家庭后，電動欄桿的應用逐步推廣，已經形成了新興的電動欄桿行業(yè)，步入引進、開發(fā)、制造、使用相結合的初步發(fā)展階段，現(xiàn)在從事電動欄桿制造的企業(yè)數(shù)約有100家，其中主機生產企業(yè)超過50家。目前，電動欄桿的研究工作在國內也得到逐步的重視，國內許多研究院所和高等院校都投入技術力量，對電動欄桿的各個方面.例如結構設計、控制系統(tǒng)、存取策略、可靠性分析、以及生產工藝等方面進行研究，取得了一系列的成果。與此同時 ，國家也進一步發(fā)展和完善與電動欄桿產業(yè)相關的法規(guī)和各項標準，先后制訂了多項電動欄桿的行業(yè)標準和行業(yè)規(guī)范，加強規(guī)劃引導、技術開發(fā)和標準化工作。同時，從中央到地方，都頒布了一系列的法規(guī)條文，對電動欄桿行業(yè)的發(fā)展進行規(guī)劃管理。從2004年起，國家質量監(jiān)督檢驗檢疫總局對電動欄桿生產企業(yè)進行許可證評審工作，規(guī)定在2005年3月31日前未取得生產許可證的企業(yè)，不得從事電動欄桿商丘工學院本科畢業(yè)設計（論文）2的生產工作。本設計是為適應現(xiàn)代化進程和解決小區(qū)電動欄桿（位）嚴重不足而設計研制的一種新型一種加長臂自動欄桿。近年來，隨著經濟的發(fā)展，我國的城市化水平加快和人民生活水平的提高，汽車的數(shù)量不斷增加。截至 2003 年底，我國個人汽車保有量為 12427672 輛。其中，個人轎車 4890387 輛，比 2002 年增加 1462441 輛，增長率為 42.7%。伴隨著經濟的發(fā)展汽車數(shù)量整在急劇增加，電動欄桿場作為交通設施的一部分，合理的電動欄桿場設計不僅解決了城市的額市容、交通、收費問題，也是小區(qū)加強安全和正常運營必不可少的一部分。由于科技的發(fā)展，社會文明的進步人們已經遠遠不能滿足傳統(tǒng)的電動欄桿場管理，更加安全，高效的電動欄桿大門系統(tǒng)和工作人員，是保證小區(qū)居民財產安全的一道屏障。我國城市電動欄桿行業(yè)從80年代末起，經過十幾年的發(fā)展，現(xiàn)在形成了一定的規(guī)模，但是還處于初始發(fā)展階段，電動欄桿建設尚在起步階段，在一些大城市中機械化電動欄桿仍然是空白。電動欄桿行業(yè)的發(fā)展仍存在著一些問題:第一，電動欄桿企業(yè)己經形成了一定的規(guī)模，但是發(fā)展不平衡，骨干的大中型企業(yè)在20家左右，其它的則是中小企業(yè)居多，技術力量薄弱，缺乏自主開發(fā)能力，靠引進國外技術圖紙。第二，產品的種類增多了，但是質量、可靠性、安全性、耐久性均存在著較大的問題，產品的技術水平和質量難以保證。第三，電動欄桿行業(yè)的市場開始發(fā)育，但是競爭太殘酷，目前總體能力過剩，價格偏低，有的產品已經降到行業(yè)平均成本價以下。電動欄桿的工作原理：欄桿控制系統(tǒng)通過驅動電機轉動，再靠減速系統(tǒng)或機構把電機轉動變?yōu)闄跅U在垂直與水平之間的循環(huán)擺動。電動欄桿應具備自鎖、反饋、防護等功能，并有與多項附屬設備的接口。1.2 電動欄桿的使用現(xiàn)狀在公路的收費站處以及小區(qū)的入口處我們都能看見一個會自動升起和降落的類似閘門一樣的東西，這個就是電動欄桿。電動欄桿的發(fā)明大大方便了收費站的工作人員，他們只需要按下一個開關，就可以自由的控制電動欄桿的抬起和降落進而控制車輛的通過了，而不需要像以前那樣人工搬運阻礙物，既浪費時間又耗費體力。伴隨著城市化進程的加快，中國的基礎設施和小區(qū)建設越來越多，需要與之相配應的電動欄桿收費欄桿越來越多。防撞車功能的電動欄桿：在欄桿臂下落至水平夾角大于 15°的范圍內，如有車輛駛入線圈感應區(qū)，欄桿臂將自動抬起防止砸車。必要性：電動欄桿場的自動電桿，由于使用頻繁會出現(xiàn)不同程度的損壞，從而影響它自身的使用壽命。其中防撞的要求日益需要解決。無論什么類型的電動欄桿場都第 1 章 緒論3有電動欄桿大門，電動欄桿大門不僅適用電動欄桿場各種小區(qū)，公寓門口都可以。其中，撞擊問題日益需要解決以增加其使用壽命，使其更好，更長時間的為我們服務。1.3 發(fā)展前景電動欄桿機是機械、電氣、控制有機結合的小型機電一體化設備，廣泛用于公路、橋梁、隧道、口岸、場區(qū)的禁行管理。電動欄桿系統(tǒng)設計的技術水平對產品的消耗功率、壽命次數(shù)、可靠性指標影響很大，所以設計開發(fā)時，對相應的關鍵技術設計必須有充分的理論依據。有了這種電動欄桿機可以減少工作人員的勞動強度，減少服務人員的勞動時間，提高車輛的通行效率，而且還可以避免車輛擁擠發(fā)生的撞車事故，可以避免因為人工操作不當導致的意外事故，減少人與人之間的矛盾和摩擦，促進社會和諧進步。1.4 本次設計內容在本次設計中，擬應用到的文獻涉及機械原理機械設計類，機械繪圖類，機械工程控制類，機械工程材料和力學以及一種加長臂的電動欄桿的資料，在設計過程中這些材料可以首先幫我們從整體上了解與一種加長臂的電動欄桿相關的技術以及現(xiàn)在國內外的發(fā)展趨勢；其次，利用這些資料，可以在設計過程中進行合理的結構分析和設計方案的初步制定；最后，電動欄桿臂設計過程中的所需材料的選擇，設計與校核計算，運動過程的控制以及其他的注意事項，都可以在相關文獻資料中得到一些指導與幫助。商丘工學院本科畢業(yè)設計（論文）4第 2 章 一種加長臂電動欄桿傳動方案分析 傳動方案：電機→帶傳動→兩級圓柱齒輪（直齒）減速器→工作機 假設工作條件：由電動機驅動，電動欄桿工作力為 3.12KN，轉動速度為0.3333m/s， （ 20m/min） ，直徑為 200mm 。減速器類型選擇：選用展開式兩級圓柱齒輪減速器 方案分析：結構簡單，但齒輪相對于軸承的位置不對稱，因此要求軸有較大的剛度。高速級齒輪布置在遠離轉矩輸入端，這樣，軸在轉矩作用下產生的扭轉變形和軸在彎矩作 用下產生的彎曲變形可部分地互相抵消，以減緩沿齒寬載荷分布不均勻的現(xiàn)象。 總體傳動簡圖： 第 3 章 電機的選擇及傳動裝置的運動和動力參數(shù)的計算5第 3 章 電機的選擇及傳動裝置的運動和動力參數(shù)的計算3.1 電機類型和結構形式的選擇由于直流電機需要直流電源，結構較復雜，價格較高，維護比較不便，因此選擇交流電動機。我國新設計的 Y 系列三相籠型異步電機屬于一般用途的全封閉自扇冷電動機，其結構簡單、工作可靠、價格低廉、維護方便，適用于不易燃、不易爆、無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械上，如金屬切削機床、運輸機、風機、攪拌機等，由于啟動性能較好，也適用于某些要求啟動轉矩較高的機械，如壓縮機等。在這里選擇三相籠式異步交流電機，封閉式結構，電壓 380V， Y 型。3.2 選擇電機的容量本次設計為設計不變（或變化很?。┫麻L期連續(xù)運行的機械，只有所選電機的額功率 Ped 等于或稍大于所需的電動機工作功率 Pd,即 Ped ≥Pd ，電動機在工作時就不會過熱，通常就不必校驗發(fā)熱和啟動力矩。電動機傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算公式引自【1】第 12~20 頁電機所需工作功率按式（1）為kwwdP??由式 = kww10Fv因此 adP??設： ——為帶傳動的效率。 =0.96?帶 輪 帶 輪——為聯(lián)軸器的效率。 =0.99聯(lián) 軸 器 聯(lián) 軸 器——對滾動軸承效率。 =0.99軸 承 ?軸 承——為 7 級齒輪傳動的效率。 =0.98?齒 輪 齒 輪——輸送機滾筒效率。 =0.96滾 筒 滾 筒估算傳動系統(tǒng)的總效率： 242 2420.96.0.9.80.97.82????????帶 輪 齒 輪 聯(lián) 軸 器 軸 承 滾 筒工作機所需的電動機功率為：kw310.1.68dFvP?商丘工學院本科畢業(yè)設計（論文）63.3 確定電機轉速卷筒工作轉速為 r/min601601.31.85.42vnD?????按表 1 推薦的傳動比合理范圍，取 V 帶傳動比 2-4，二級圓柱齒輪減速器的傳動比 =8-40，則總傳動比合理范圍為 =8-40，故電機轉速的可選擇范圍為'2i ir/min??''258031.509.637dan??????符合這一范圍的同步轉速為 1500r/min,3000r/min. 查閱相關手冊得到符合這一范圍的同步轉速有 750 r/min，1000 r/min，1500 r/min 和 3000r/min，由于 750 r/min 型電動機的尺寸過大，重量較重，且價格高，故不可取，而 3000r/min 價格高，轉速高,也不可取。所以在沒選擇 1000 r/min 與 1500 r/min兩種一中選取，根據容量和轉速，由有關手冊查出有兩種適合的電機型號，因此有兩種傳動方案，如下頁表一。表 3-1 兩種傳動方案電機轉速r/min方案電動機型號額定功率kedPw同步轉速滿載轉速1 Y100L-6 1.5 1000 9402 Y90L-4 1.5 1500 1400綜合考慮電機和傳動裝置的尺寸，重量，價格，減速器的傳動比，可見第 2中方案比較合理，因此選擇電機型號 Y90L-4,其主要性能表二。表 3-2 型號 Y90L-4 主要性能表型號 額定功率 KW同步轉速r/min滿載轉速r/min堵轉轉矩額定轉矩最大轉矩額定轉矩Y90L-4 1.5KW 1500 1400 2.0 2.03.4 傳動比分配電機型號 Y90L-4，滿載時轉速 nm=1400r/min.(1)總傳動比 1403.96.85ai?(2)分配傳動裝置傳動比：第 3 章 電機的選擇及傳動裝置的運動和動力參數(shù)的計算7取 V 帶的傳動比為 2.5.那么減速器的傳動比為： 43.96=17.25ai?（3） 分配減速器的各級傳動比按展開式布置，考慮潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相近，由經驗公式：21)4.3(ii?取 5?且有： 21i?得 4.896237i?3.5 傳動裝置各軸的運動和動力參數(shù)(1）各軸轉速由式(9)-(10) 電機軸： r/min140mnⅠ軸： r/min256.i?帶 輪Ⅱ軸： r/min134.38.9ni卷筒軸、Ⅲ軸： r/min342.1.567i?(2)各軸輸入功率：由式（12）-（15）Ⅰ軸： 1.50961.4kwdP?????帶 輪Ⅱ軸： kw212 0.981.40???齒 輪軸 承Ⅲ軸： kw33 36?齒 輪軸 承（3）各輸入轉矩由式（16-21）電動機軸輸出轉矩： N.m6.9795058.10ddmpTn???Ⅰ到Ⅲ軸輸入轉矩：Ⅰ軸： 11 .42.65Nm商丘工學院本科畢業(yè)設計（論文）8Ⅱ軸： 22 1.4095056.893pTNmn???Ⅲ軸： 33 .7.運動和動力參數(shù)計算結果整理如表四：表 3-3 傳動裝置各軸運動參數(shù)和動力參數(shù)表項目軸號功率 ??kw轉速 ??minr轉矩 ??mNT?傳動比0 軸 1.5 1400 10.23 2.5Ⅰ 軸 1.44 560 24.564.896Ⅱ 軸 1.40 114.38 116.89Ⅲ軸 1.36 31.85 407.793.627第 4 章 帶傳動的計算9第 4 章 帶傳動的計算4.1 帶傳動的類型和特點帶傳動由主動帶輪 1、從動帶輪 2 和撓性帶 3 組成，借助帶與帶輪之間的摩擦或嚙合，將主動輪 1 的運動傳給從動輪 2，如圖 8-1 所示。圖 8-1 帶傳動示意圖4.1.1 帶傳動的類型根據工作原理不同，帶傳動可分為摩擦帶傳動和嚙合帶傳動兩類。1.摩擦帶傳動 摩擦帶傳動是依靠帶與帶輪之間的摩擦力傳遞運動的。按帶的橫截面形狀不同可分為四種類型，如圖 8-2 所示。(1)平帶傳動。平帶的橫截面為扁平矩形（圖 a） ，內表面與輪緣接觸為工作面。常用的平帶有普通平帶(膠帆布帶)、皮革平帶和棉布帶等，在高速傳動中常使用麻織帶和絲織帶。其中以普通平帶應用最廣。平帶可適用于平行軸交叉?zhèn)鲃雍徒诲e軸的半交叉?zhèn)鲃印?2)V 帶傳動。V 帶的橫截面為梯形，兩側面為工作面（圖 b） ，工作時 V 帶與帶輪槽兩側面接觸，在同樣壓力 FQ 的作用下，V 帶傳動的摩擦力約為平帶傳動的三倍，故能傳遞較大的載荷。(3)多楔帶傳動。多楔帶是若干 V 帶的組合(圖 c),可避免多根 V 帶長度不等,傳力不均的缺點。(4)圓形帶傳動。橫截面為圓形(圖 d), 常用皮革或棉繩制成, 只用于小功率傳動。a) b) c) d)圖 8-2 帶傳動的類型2.嚙合帶傳動嚙合帶傳動依靠帶輪上的齒與帶上的齒或孔嚙合傳遞運動。嚙合帶傳動有兩種類型，如圖 8-3 所示。(1)同步帶傳動。利用帶的齒與帶輪上的齒相嚙合傳遞運動和動力，帶與帶輪間為嚙合傳動沒有相對滑動，可保持主、從動輪線速度同步（圖 a） 。(2)齒孔帶傳動。帶上的孔與輪上的齒相嚙合，同樣可避免帶與帶輪之間的相商丘工學院本科畢業(yè)設計（論文）10對滑動，使主、從動輪保持同步運動（圖 b） 。4.1.2 帶傳動的特點摩擦帶傳動具有以下特點：(1)結構簡單，適宜用于兩軸中心距較大的場合。(2)膠帶富有彈性，能緩沖吸振，傳動平穩(wěn)無噪聲。(3)過載時可產生打滑、能防止薄弱零件的損壞，起安全保護作用。但不能保持準確的傳動比。(4)傳動帶需張緊在帶輪上，對軸和軸承的壓力較大。(5)外廓尺寸大,傳動效率低(一般 0.94~0.96)。根據上述特點，帶傳動多用于①中、小功率傳動（通常不大于 100KW） ；②原動機輸出軸的第一級傳動（工作速度一般為 5~25m/s） ；③傳動比要求不十分準確的機械。a)同步齒形帶傳動 b)齒孔帶傳動圖 8-3 嚙合帶傳動4.2 V 帶和帶輪4.2.1 帶的構造和標準標準 V 帶都制成無接頭的環(huán)形，其橫截面由強力層 1、伸張層 2、壓縮層 3 和包布層 4 構成，如圖 8-4 所示。伸張層和壓縮層均由膠料組成，包布層由膠帆布組成，強力層是承受載荷的主體，分為簾布結構（由膠簾布組成）和線繩結構（由膠線繩組成）兩種。簾布結構抗拉強度高，一般用途的 V 帶多采用這種結構。線繩結構比較柔軟，彎曲疲勞強度較好，但拉伸強度低，常用于載荷不大，直徑較小的帶輪和轉速較高的場合。V 帶在規(guī)定張緊力下彎繞在帶輪上時外層受拉伸變長，內層受壓縮變短，兩層之間存在一長度不變的中性層，沿中性層形成的面稱為節(jié)面，如圖 8-4 所示。節(jié)面的寬度稱為節(jié)寬 bp。節(jié)面的周長為帶的基準長度 Ld。第 4 章 帶傳動的計算11a)簾布結構 b)線繩結構圖 8-4 V 帶剖面結構V 帶和帶輪有兩種尺寸制，即有效寬度制和基準寬度制?；鶞蕦挾戎剖且?V 帶的節(jié)寬為特征參數(shù)的傳動體系。普通 V 帶和 SP 型窄 V 帶為基準寬度制傳動用帶。按 GB/T11544-97 規(guī)定，普通 V 帶分為 Y、Z、A、B、C、D、E 七種，截面高度與節(jié)寬的比值為 0.7；窄 V 帶分為 SPZ、SPA、SPB、SPC 四種，截面高度與節(jié)寬的比值為 0.9。帶的截面尺寸如表 8-1 所示，基準長度系列如表 8-5 所示。窄 V 帶的強力層采用高強度繩芯，能承受較大的預緊力，且可撓曲次數(shù)增加，當帶高與普通V 帶相同時其帶寬較普通 V 帶小約 1/ 3,而承載能力可提高 1.5~2.5 倍。圖 8-5 V 帶的節(jié)面和節(jié)線在傳遞相同功率時，帶輪寬度和直徑可減小，費用比普通 V 帶降低 20~40％，故應用日趨廣泛。V 帶的型號和標準長度都壓印在膠帶的外表面上，以供識別和選用。例：B2240,GB/T11544-97,表示 B 型 V 帶，帶的基準長度為 2240mm。4.2.2 V 帶輪的材料和結構制造 V 帶輪的材料可采用灰鑄鐵、鋼、鋁合金或工程塑料，以灰鑄鐵應用最為廣泛。當帶速 v 不大于 25m/s 時，采用 HT150，v＞25~30m/s 時采用 HT200，速度更高的帶輪可采用球墨鑄鐵或鑄鋼，也可采用鋼板沖壓后焊接帶輪。小功率傳動可采用鑄鋁或工程塑料。帶輪由輪緣、輪輻、輪轂三部分組成。V 帶輪按輪輻結構不同分為四種型式，如圖 8-6 所示。商丘工學院本科畢業(yè)設計（論文）12帶輪基準直徑 dd≤（2.5~3）d0（d0 為帶輪軸直徑）時可采用 S 型(實心帶輪,圖 a)；dd≤300mm 時可采用 P 型（腹板式帶輪，圖 b） ；且當 dd－d1≥100mm 時，可采用 H 型（孔板式帶輪，圖 c） ；dd＞300mm 時可采用 E 型（輪輻式帶輪，圖 d） 。每種型式根據輪轂相對腹板（輪輻）位置不同分為Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ等幾種.帶輪的輪緣尺寸如表 8-4 所示。表中 bd 表示帶輪輪槽的基準寬度，通常與 V帶的節(jié)面寬度 bp 相等，即 bd = bp?；鶞蕦挾忍帋л喌闹睆椒Q為基準直徑 dd，如表 8-4 中的插圖所示。V 帶輪的基準直徑系列如表 8-5 所示。表 8-4 V 帶輪的輪緣尺寸（摘自 GB/ T13575. 1—92） (mm)第 4 章 帶傳動的計算13c) H 型 d) E-Ⅲ型 圖 8-6 V 帶輪的結構4.3 V 帶傳動工作能力分析4.3.1 帶傳動的受力分析帶以一定的預緊力套在帶輪上。靜止時帶輪兩邊的拉力相等，均為預緊力F0，如圖 8-7a)所示。負載轉動時，由于帶與帶輪接觸面摩擦力的作用，帶繞上主動輪的一邊被拉緊，稱為緊邊，緊邊的拉力由 F0 增加到 F1；另一邊被放松，稱為松邊，拉力由 F0 降至 F2。如圖 8-7b)所示。a) b)圖 8-7 帶傳動的受力分析緊邊與松邊拉力的差值 （ F1－ F2） 為帶傳動中起傳遞力矩作用的拉力，稱為有效拉力 F 即：F = F1－ F2 (8-1)若帶傳遞功率為 P （KW） 、帶速為 v（m/s）則：N (8-2) F10?如果近似的認為工作前后膠帶總長不變，則帶的緊邊拉力增量應等于松邊拉力的減少量，即 F1－ F0＝ F0－ F2 ，即：(8-3)01?由式（8-1 ） 、 （8-3 ）得：(8-4) ????20124.3.2 帶傳動的應力分析帶在工作過程中主要承受拉應力，離心應力和彎曲應力三種應力。三種應力迭加后，最大應力發(fā)生在緊邊繞入小帶輪處，其值為：≤ （8-5）cb????1max??式中： σ 1 = F1/A 為緊邊拉應力(MPa), A 為帶的橫截面積(mm 2)； σ b1= Eh/dd 為帶繞過小帶輪時發(fā)生彎曲而產生的彎曲應力, E 為帶的彈性模量 (MPa),h 為帶的高度(mm),d d 為帶輪的基準直徑(mm)； σ C =qv/A 為帶繞帶輪作圓周運動商丘工學院本科畢業(yè)設計（論文）14產生的離心應力，q 為每米長帶的質量（kg/m） ，見表（ 8-1） 。在帶的高度 h 一定的情況下，d d 越小帶的彎曲應力就越大，為防止過大的彎曲應力對各種型號的 V 帶都規(guī)定了最小帶輪直徑 dmin 如表 8-6 所示。表 8-6 V 帶輪的最小基準直徑型 號 Y Z SPZA SPA B SPB C SPC D Eddmin(mm) 20 50 6375 90 125 140200 224355 5004.3.3 帶的彈性滑動和打滑1.彈性滑動由于帶傳動存在緊邊和松邊，在緊邊時帶被彈性拉長，到松邊時又產生收縮，引起帶在輪上發(fā)生微小局部滑動，這種現(xiàn)象稱為彈性滑動。彈性滑動造成帶的線速度略低于帶輪的圓周速度，導致從動輪的圓周速度 v2 低于主動輪的圓周速度 v1,其速度降低率用相對滑動率 表示。相對滑動率 ＝0.01~0.02,故在一般計算中可不??考慮，此時傳動比計算公式可簡化為：（8-12dni?6）2.打滑與極限有效拉力當外載較小時，彈性滑動只發(fā)生在帶即將由主、從動輪離開的一段弧上。傳遞外載增大時，有效拉力隨之加大，彈性滑動區(qū)域也隨之擴大，當有效拉力達到或超過某一極限值時，帶與小帶輪在整個接觸弧上的摩擦力達到極限，若外載繼續(xù)增加，帶將沿整個接觸弧滑動，這種現(xiàn)象稱為打滑。此時主動輪還在轉動，但從動輪轉速急劇下降，帶迅速磨損、發(fā)熱而損壞，使傳動失效。所以必須避免打滑，在設計時應限制帶的最大拉力。當帶有打滑趨勢時，帶與帶輪間的摩擦力達到極限值，即有效拉力達到最大值，這時可由歐拉公式推導得極限有效拉力為：（8-7）)1(lim?feF??式中：e 為自然對數(shù)的底， ；f 為摩擦系數(shù)（V 帶用當量摩擦系數(shù) 代?78.2e vf替 ， ） ； 為包角，即帶與帶輪接觸弧對應的中心角（rad ） ，f)/sin(?fv?因大帶輪包角總是大于小帶輪包角，故這里應取 為小帶輪包角。4.4 普通 V 帶傳動設計計算4.4.1 設計準則和單根 V 帶的額定功率1.設計準則根據帶傳動工作能力分析可知，帶傳動的主要失效形式有：①帶在帶輪上打滑，不能傳遞動力；②帶發(fā)生疲勞破壞（經歷一定應力循環(huán)次數(shù)后發(fā)生拉斷、撕裂、脫層） 。因此帶傳動的設計準則為：①帶在傳遞規(guī)定功率時不發(fā)生打滑,即滿足式（8-7） 。②具有一定的疲勞強度和壽命,即滿足式（8-5） 。第 4 章 帶傳動的計算152.單根 V 帶所能傳遞的額定功率。經推導可得單根 V 帶所能傳遞的額定功率為：（8-8）310 10)/)(]([ ???AvePfcb??式中：v 為帶速 m/s。在特定帶長、使用壽命、傳動比(i=1、 )以及在載荷平穩(wěn)條件下，通過??8疲勞試驗測得帶的許用應力 后，代入式（8-8）便可求出特定條件下的 P0 值，??4.4.2 帶傳動設計步驟和參數(shù)選擇設計 V 帶傳動的原始數(shù)據為帶傳遞的功率 P,轉速 n1、 n2（或傳動比 ）以及外i廓尺寸的要求等。設計內容有：確定帶的型號、長度、根數(shù)、傳動中心距、帶輪直徑以及帶輪結構尺寸等。設計步驟一般為：1.確定設計功率 Pc（8-kAc?9）式中：P 為帶傳遞的額定功率（KW） ；K A 為工況系數(shù)，見表（8-8） 。表 8-8 工況系數(shù) KA原 動 機空、輕載啟動 重 載 啟 動每 天 工 作 小 時 數(shù) h載 荷性 質工 作 機1616載荷變動微小液體攪拌機、通風機和鼓風機（≤7.5KW） 、離心式水泵和壓縮機、輕型輸送機1.0 1.1 1.2 1.1 1.2 1.3載荷變動小帶式輸送機（不均勻負荷） 、通風機（7.5KW）旋轉式水泵和壓縮機（非離心式） 、發(fā)電機、金屬切削機床、旋轉篩、鋸木機和木工機械1.1 1.2 1.3 1.2 1.3 1.4載荷變動較大制磚機、斗式提升機、往復式水泵和壓縮機、起重機、磨粉機、沖剪機床、旋轉篩、紡織機械、重載輸送機1.2 1.3 1.4 1.4 1.5 1.6載荷變動很大破碎機（旋轉式、顎式等） 、磨碎機（球磨、棒磨磨、管磨）1.3 1.4 1.5 1.5 1.6 1.82.選擇 V 帶的型號商丘工學院本科畢業(yè)設計（論文）16根據設計功率 Pc 和主動輪轉速 n1 由圖 8-8、9 選擇帶的型號。3.確定帶輪的基準直徑 dd1 和 dd2小帶輪直徑 dd1 應大于或等于表 8-6 所列的最小直徑 dmin。d d1 過小則帶的彎曲應力較大，反之又使外廓尺寸增大。一般在工作位置允許的情況下，小帶輪直徑取得大些可減小彎曲應力，提高承載能力和延長帶的使用壽命。由式（8-6）得： 12ddn?dd1、d d2 均應符合帶輪直徑系列尺寸，見表 8-5。 設計功率 Pc /（KW）圖 8-8 普通 V 帶選型圖設計功率 Pc /（KW）圖 8-9 窄 V 帶選型圖第 4 章 帶傳動的計算174.驗算帶速 v(8-10)106??ndv?帶速太高離心力增大，使帶與帶輪間的摩擦力減小，容易打滑；帶速太低，傳遞功率一定時所需的有效拉力過大，也會打滑。一般應使普通 V 帶 5m/s＜v＜25m/s 窄 V 帶 5m/s＜v＜35m/s否則重選 dd1。5.確定中心距 a 和帶的基準長度 Ld在無特殊要求時，可按下式初選中心距 a0：≤a o≤ mm (8-11))(7.021d?)(21d?由帶傳動的幾何關系，可得帶的基準長度計算公式：mm (8-12)012210 a4)(addL???按 查表 8-2 得相近的 V 帶的基準長度 Ld，再按下式近似計算實際中心距：0La ≈ a0 + （8-13 ）20?當采用改變中心距方法進行安裝調整和補償初拉力時，其中心距的變化范圍為（8-14 ）?????dL3.15maxin6.驗算小帶輪包角 1?≥ （8-15 ）??3.57a80121???d201與傳動比 有關， 愈大（d d2－d d1）差值愈大，則 1愈小。所以 V 帶傳動的傳動比一?ii ?般小于 7,推薦值為 2~5。速比不變時，可用增大中心距 a 的方法增大 1。7.確定 V 帶根數(shù) zz ≥ （8-16 ）??LccKP?)(00???式中：P c 為設計功率，按式（8-9 ）計算；P 0 為特定條件下單根 V 帶所能傳遞的功率（KW ） ，查表（8-7） ；Δ P0為 i＞1 時的額定功率增量（KW） ，從書本找到相關表格； K 為包角系?數(shù)，考慮不是特定長度時，對傳動能力的影響，查表（8-10） 。8.確定單根 V 帶初拉力 F0（8-17）2)15.(qvKzvc????9.計算帶對軸的壓力 FQFQ （8-18）)/sin(210表 8-10 小帶輪的包角修正系數(shù) ?K包角 1?180° 175° 170° 165°160°155° 150°145° 140°135° 130° 125°120°110°100°90°K1 0.99 0.98 0.96 0.95 0.93 0.92 0.91 0.89 0.880.86 0.84 0.820.78 0.74 0.6商丘工學院本科畢業(yè)設計（論文）1894.5 帶傳動設計輸出功率 P=1.5kW,轉速 n1=1400r/min,i=2.5edAdPK?表 3-1 工作情況系數(shù) AK原動機ⅰ 類 ⅱ類一天工作時間/h工作機 10?10~1616?0?10~1616?載荷平穩(wěn)液體攪拌機；離心式水泵；通風機和鼓風機（ ） ；7.5kW?離心式壓縮機；輕型運輸機1.0 1.1 1.2 1.1 1.2 1.3載荷變動小帶式運輸機（運送砂石、谷物） ，通風機（ ） ；7.5k?發(fā)電機；旋轉式水泵；金屬切削機床；剪床；壓力機；印刷機；振動篩1.1 1.2 1.3 1.2 1.3 1.4載荷變動較大螺旋式運輸機；斗式上料機；往復式水泵和壓縮機；鍛錘；磨粉機；鋸木機和木工機械；紡織機械1.2 1.3 1.4 1.4 1.5 1.6載荷變動很大破碎機（旋轉式、顎式等） ；球磨機；棒磨機；起重機；挖掘機；橡膠輥壓機1.3 1.4 1.5 1.5 1.6 1.8根據 V 帶的載荷平穩(wěn)，兩班工作制（16 小時） ，查 《機械設計》P 296 表 4，第 4 章 帶傳動的計算19取 KA＝1.1。即 1.51.6kWdAedPK???4.6 選擇帶型普通 V 帶的帶型根據傳動的設計功率 Pd 和小帶輪的轉速 n1 按《機械設計》P297 圖 13－ 11 選取。圖 3-1 帶型圖根據算出的 Pd＝1.5kW 及小帶輪轉速 n1＝1400r/min ，查圖得：d d=80～100 可知應選取 A 型 V 帶。4.7 確定帶輪的基準直徑并驗證帶速由《機械設計》P 298 表 13－7 查得，小帶輪基準直徑為 80～100mm則取 dd1=90mm ddmin.=75 mm（d d1 根據 P295 表 13-4 查得）表 3-2 V 帶帶輪最小基準直徑 mind槽型 Y Z A B C D Emind20 50 75 125 200 355 50021 240=.5,90.5=6dd??所 以 由《機械設計》P 295 表 13-4 查“V 帶輪的基準直徑” ，得 =224mm2d誤差驗算傳動比： （ 為彈性滑動率）214.5()90(12%)di????誤 ?誤差 符合要求1.54.0%.3i????誤 ＜商丘工學院本科畢業(yè)設計（論文）20② 帶速 19014v=6.79/606dnms????滿足 5m/s300mm，所以宜選用 E 型輪輻式帶輪?？傊?，小帶輪選 H 型孔板式結構，大帶輪選擇 E 型輪輻式結構。帶輪的材料：選用灰鑄鐵，HT200。4.11 確定帶的張緊裝置選用結構簡單，調整方便的定期調整中心距的張緊裝置。對帶輪的主要要求是質量小且分布均勻、工藝性好、與帶接觸的工作表面加工精度要高，以減少帶的磨損。轉速高時要進行動平衡，對于鑄造和焊接帶輪的內應力要小, 帶輪由輪緣、腹板（輪輻）和輪轂三部分組成。帶輪的外圈環(huán)形部分稱為輪緣，輪緣是帶輪的工作部分，用以安裝傳動帶，制有梯形輪槽。由于普通 V 帶兩側面間的夾角是 40°，為了適應 V 帶在帶輪上彎曲時截面變形而使楔角減小，故規(guī)定普通 V 帶輪槽角 為 32°、34° 、36°、38°（按帶的型號及帶輪直徑確定） ，輪槽尺寸見表 7-3。裝在軸上的筒形部分稱為輪轂，是帶輪與軸的聯(lián)接部分。中間部分稱為輪幅（腹板） ，用來聯(lián)接輪緣與輪轂成一整體。表 3-5 普通 V 帶輪的輪槽尺寸（摘自 GB/T13575.1-92）項目 符號 槽型 商丘工學院本科畢業(yè)設計（論文）22Y Z A B C D E 基準寬度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基準線上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基準線下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽間距 e 8 ± 0.3 12 ± 0.3 15 ± 0.3 19 ± 0.4 25.5 ± 0.5 37 ± 0.6 44.5 ± 0.7 第一槽對稱面至端面的距離 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小輪緣厚 5 5.5 6 7.5 10 12 15 帶輪寬 B B =( z -1) e + 2 f z —輪槽數(shù) 外徑 d a 32° ≤ 60 - - - - - - 34° - ≤ 80 ≤ 118 ≤ 190 ≤ 315 - - 36° 60 - - - - ≤ 475 ≤ 600 38° 對應的基準直徑 d d - ＞ 80 ＞ 118 ＞ 190 ＞ 315 ＞ 475 ＞ 600 輪 槽 角 極限偏差 ± 1 ± 0.5 V 帶輪按腹板（輪輻）結構的不同分為以下幾種型式： （1） 實心帶輪：用于尺寸較小的帶輪(dd≤(2.5～3)d 時)，如圖 3-2a。 （2） 腹板帶輪：用于中小尺寸的帶輪(dd≤ 300mm 時)，如圖 3-2b。 （3） 孔板帶輪：用于尺寸較大的帶輪((dd－d)＞ 100 mm 時)，如圖 3-2c 。 （4） 橢圓輪輻帶輪：用于尺寸大的帶輪(dd＞ 500mm 時)，如圖 3-2d。（a） （b ） （c ） （d）圖 3-2 帶輪結構類型根據設計結果，可以得出結論：小帶輪選擇實心帶輪，如圖（a）,大帶輪選擇孔板帶輪如圖（c ）第 5 章 傳動零件的設計計算23第 5 章 傳動零件的設計計算5.1 高速級齒輪的設計計算按設計計算公式 1 選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)。1）根據傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。2）運輸機為一般工作機器，速度不高，選用 7 級精度（GB10095-88 ）3）材料選擇 由表(10-1)選擇小齒輪材料為 40Cr（調質） ，硬度為 280 HBS，大齒輪材料為 45 鋼（調質） ，硬度為 240 HBS，二者硬度差為 40 HBS。4）初選小齒輪的齒數(shù) ， ，選124Z?14.8962=1.504iZ??217Z?2 按齒面接觸強度設計由設計公式 （注:腳標 t 表示試選或試 ??2131. ()t Ht dKTud????算值,下同.）（1）確定公式內各計算數(shù)值1）試選載荷系數(shù) 1.3t?2）計算小齒輪轉矩 11 .495052.560pTNmn??3）由表 10-7 選取齒寬系數(shù) （非對稱布置）1.d??4）由表 10-6 查取材料彈性影響系數(shù) 1289.EaZMp5）由圖 10-21d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 ；lim160HaMp??大齒輪的接觸疲勞強度 lim250Ha??6）由式 10-13 計算應力循環(huán)次數(shù) 910614(83).6410hNnjl????（j 為齒輪轉一圈，同一齒面嚙合次數(shù)； 為工作壽命）82.905 hl7）由圖 10-19 取接觸疲勞壽命系數(shù) 12.,.HNHNK?8）計算接觸疲勞許用應力取失效概率為 1%，安全系數(shù)為 S=1，由式 10-12 得 ??1lim2li58HNaMpSK??（2）計算1）試算小齒輪分度圓直徑 ，代入 較小值1td[]H?商丘工學院本科畢業(yè)設計（論文）24由計算式 得，??21312. ()t Ht dKTZud?????mm146.5t?2）計算圓周速度 13.65760tnmVs???3）計算齒輪 b 14.52.dtm???4)計算齒寬與齒高比 h模數(shù) 180124ttz?齒輪高 *().25.4.78ahcmm???齒高比 6.578b5）計算載荷系數(shù) K根據 ，7 級精度，由圖 10-8 查得動載系數(shù) 3.9Vs?1.2v由表 10-2 查得 A?由表 10-4 用插值法，7 級精度,小齒輪相對軸承為非對稱布置查得 1.420Hk?由 查圖 10-13 得1.4,.6Hbkh??1.34FK??故載荷系數(shù)=1.562AVHKK????6）按實際的載荷系數(shù)校正所算分度圓直徑，由式（10-10a）得3147.5ttkdm?7）計算模數(shù) 1.1.9724dZ??3 按齒根彎曲強度設計由式（10-5 ） ??132FasdYKTZ?????（1）確定計算參數(shù)1)圖 10-20C 查得小齒輪彎曲疲勞強度極限 ，大齒輪彎曲疲勞 150FEaMp?強度極限為 2380FEaMp??