变幅机构计算

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/ηw(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）；ηw是工作机的效率。对于带式运输机，一般取0.94～0.96。Fw=am+CVw+μmg(3-2)=20×5+0.2×0.5+0.2×5×10=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)）,μ为摩擦系数（μ=0.2）。Pw=FwVw/ηw=（110.1×0.5）/0.96=57.34W(2)计算电动机所需功率P0P0=Pw/η(3-3)η=η联轴器·η同步带·η轴承(3-4)由《机械设计课程设计》第二篇第十一章查得η联轴器=0.99，η轴承=0.98，η同步带=0.98。η=0.99×0.98×0.98=0.95P0=Pw/η=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/min。3.1.2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=1.2P-传动功率P=100WPd=KA·P=1.2×100=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=20。(5)计算带轮的直径d1=pdZ1/π=12.7×20/3.14=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因为选择周节制同步带，所以bs≥bs01.140dzPKP(3-8)bs0--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76.2mmKz—小带轮啮合齿数系数，取Kz=1.00bs≥bs01.140dzPKP=1.1412076.211.371.001050mm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NvPFdr240105.012.01033(3-9)(10)带轮的设计查《机械设计手册》第3卷表13-1-58得节距0.003dPPd=12.700齿半角0.12AA=20齿高0.050rh2.59rh齿顶厚0.500gb4.24gb齿顶圆角半径10.03r11.47r齿根圆角半径20.03r21.42r两倍节根距21.372确定带轮直径：查《机械设计手册》第3卷表13-1-60得节径80.85dmm外径079.48dmm带轮宽度：由《机械设计手册》第3卷表13-1-62得20.3fbmm带轮挡圈尺寸：最小高度2.0Kmm厚度2.0tmm挡圈弯曲处直径wd：mmddw25.086.79)25.038.0(0(3-10)挡圈外径fd：mmKddwf25.086.832(3-11)挡圈内径mmdl79.31mmdL38)2~5.1((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=Pη联轴器η轴承=100w×0.97=97Wn3=2000r/minT3=463.175N·mm2）求作用在带轮上的力因已知带轮的直径为d1=80.89mmFt=2T3/d1=11.45NFr=240NFa=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1330min10.971154.192000mmPdAN(3-13)输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径ⅡⅠd（如图3.1）。为了使所选的轴直径ⅡⅠ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。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113Lmm。3）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，Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径dII-III=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113Lmm。现取13lmmⅠⅡ。②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d×D×B=20mm×42mm×12mm，故dIII-IV=dV-VI=20mm而lIII-IV=lVI-VI=19mm。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=25mm。③取安装带轮处的轴段Ⅳ-Ⅴ的直径dIV-V=25mm。已知齿轮轮毂的宽度为38mm，故取lIV-V=42mm。带轮的右端采用锥端紧定螺钉进行轴向定位，取螺钉型号M4。④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15lmmⅡⅢ。c)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ⅤⅣd由手册查得b×h=8mm×7mm，键槽铣刀加工，长为32mm，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dI-II由手册查得b×h×L为4mm×4mm×12mm，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m6。d)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,d1=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0.8×45°。各轴肩处的圆角半径见图1。5）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3-1C截面弯扭分析表载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=7.05NFNH2=4.40NFNV1=147.69NFNV2=92.31N弯矩MMH=211.5N·mmMV=443.09N·mm总弯矩M=490.98N·mm扭距TT3=463.175N·mm6）按弯扭合成应力校核轴的强度WTMca22)((3-14)进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据式(3-14)，取6.0，轴的计算应力为0.36MPa，前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得MPa60][1。因此][1ca，故安全。2、从动轴的受力分析及设计计算1）求从动轴上的功率P、转速n、转矩TP3=Pη联轴器·η同步带·η轴承=100w×0.95=95Wn3=2000r/minT=02）求作用在带轮上的力因已知带轮的直径为d1=80.89mmFt=2T/d1=0NFr=240NFa=0初步确定从动轴的最小直径：先按式（3-13）初步估算从动轴的最小直径；选取从动轴的材料为45钢，调质处理；根据《机械设计》表15-3，取A=115，于是得1330min10.951154.012000mmPdAN3）从动轴的结构设计a)拟定从动轴上零件的装配方案本题的装配方案如图3.8从动轴的装配图所示。1、轴承盖2、带轮支承座3、滚动轴承4、挡油环5、带轮图3.8从动轴的装配图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dI-II=20mm，由轴承产品目