【正文】 .........10 初選摩 擦半徑 .........................................................................................11 摩擦材料及摩擦片的選擇 .....................................................................11 起動過程中各傳 動件的受力分析 .........................................................12 復位彈簧的設計計算 .............................................................................15 離心塊的設 計計算 .................................................................................203 各傳動件的強度 校核 .......................................................................26 輸出花鍵軸的參數(shù)計算及強度校核 .........................................................................26 摩擦片的強 度驗算 ..........................................................................................................27 軸承的壽命校核 ...............................................................................................................31山東科技大學學士學位論文V 端蓋處的連接螺栓的設計計算 ..................................................................................32 裝配尺寸鏈 的求解 ..........................................................................................................354 摩擦偶合器帶載起動 過程的動力學分析 .......................................39 摩擦偶合器帶載起動力學模型的建立 ....................................................................39 摩擦偶合器帶載起動過程分析 ..................................................................................42 摩擦偶合器軟起動精確動力微分方程的建立 ......................................................44 技術經(jīng)濟性 分析 ...............................................................................................................46總 結 ......................................................................................................48參考文 獻 ..............................................................................................50致謝 ......................................................................................................51附錄 1 ...................................................................................................52附錄 2 ...................................................................................................58山東科技大學學士學位論文11 緒論機械原動機（電動機或內(nèi)燃機等）和工作機之間都需要連接裝置，如聯(lián)軸器等，這一裝置一般是將原動機和工作機剛性連接在一起的，這樣就能夠?qū)崿F(xiàn)原動機和工作機一起轉(zhuǎn)動，其作用是連接和傳動。另外選擇摩擦性能較好的摩擦材料對本次設計來說顯得尤為重要，是關系到成敗的關鍵因素。本文的主要任務是整體結構的合理設計，包括摩擦元件的設計計算，各個傳動部件的設計等。從動軸為花鍵軸，固定反饋級離心塊的錐面圓盤可以在花鍵軸上滑動，使得其兩側(cè)的摩擦片分擔相等的負載，杜絕了兩邊承載不均勻的現(xiàn)象。 國內(nèi)外軸向摩擦偶合器的研究現(xiàn)狀國內(nèi)外軸向摩擦偶合器的研究現(xiàn)狀概述近年來，隨著機械類偶合器行業(yè)的發(fā)展，各種偶合方式的頻頻出現(xiàn)，摩擦作為一種傳動方式也利用到了偶合器的發(fā)展行業(yè)，慢慢出現(xiàn)了徑向摩擦偶合器，軸向摩擦偶合器，這兩種摩擦偶合器相比較而言，前者相對來說是發(fā)展較快的一種偶合器。就目前來說，有多處研究所都在研究這種偶合器產(chǎn)品。這或許會給我們國家?guī)砗艽蟮慕?jīng)濟利益。干式摩擦材料主要采用無石棉有機摩擦材料和燒結摩擦材料， 濕式摩擦材料主要采用紙基摩擦材料、石墨基摩擦材料和燒結摩擦材料。摩擦片大多根據(jù)使用場合的不同而被設計成各種不同式樣，但由于工作條件惡劣，磨損嚴重，因此需要量大。③鑄鐵摩擦片；如 HT200、HT250 等，其特點是：具有較好的耐磨性，也有一定的強度和抗膠合能力，但不耐沖擊，適宜于中、低速和輕載工況下，制成較厚的摩擦片或摩擦盤，在干式或濕式的條件下與淬火鋼或青銅配對使用。因為這些材料的制造設備、制造工藝、測試方法、設計依據(jù)、所用原材料等有相通和類似之處，所以已有越來越多的粉末冶金摩擦制品企業(yè)突破了現(xiàn)有的粉末冶金行業(yè)界線，逐步地向摩擦制品，即按大產(chǎn)品分類的格局發(fā)展。 具 有 節(jié) 電 的 性 能 ： 與 剛 性 傳 動 相 比 具 有 起 動 電 流 小 和 對 電 網(wǎng) 沖 擊小 的 特 點 ， 這 在 起 動 大 慣 量 負 載 時 更 為 顯 著 。隨著各種傳動技術的發(fā)展，傳統(tǒng)的軟啟動技術雖然基本上能夠滿足要求，但各種工作機械都對原動機的軟啟動性能提出了更加嚴格的要求。并通過合理設計使各個零件具有良好的結構及加工工藝性以降低制造成本。同時也將在一定程度上推動我國機械行業(yè)的發(fā)展。該方案的采用離心式接合楔緊以實現(xiàn)傳動，且采用主動級的離心結合機構關于反饋級對稱布置的設計思想，這一設計思想實際上是為了能夠獲得更好的軟啟動效果，這是本次設計的根本宗旨所在。電機的主要參數(shù)為：轉(zhuǎn)子的中心高為 280mm，即轉(zhuǎn)子中心距離底座的 280mm。12 摩擦材料及摩擦片的選擇根據(jù)其使用條件和煤礦的有關規(guī)定，由于摩擦盤一般是片狀，其厚度是相當小的，一般的材料是不能滿足本次設計所要求的強度的，并且一般的摩擦材料的擠壓強度也是不夠的，為此經(jīng)過多方面的考慮應選擇綜合力學性能好的摩擦材料。當淬火鋼和淬火鋼配1對時，其摩擦系數(shù)為 f =。則主動級離心塊的受力分析圖如下圖 所示。所以由以上三式可以解得：F =4210 N，F(xiàn) = N，以及關系式2cfQ F = N 式（）cCE通過反復計算可以確定：m = Kg ，r =95 mm。1 111（3）計算彈簧的有效圈數(shù) n ，由式n = 式（）11348FfGd得：n =，取 n =。則由離心力的計c算公式 Q = 式（）c9021　rm?山東科技大學學士學位論文19式中：n=n =650 rpm，m = Kg, r =95mm。（2）計算彈簧的實際剛度 P ，由式2P = 式（）?fQ將數(shù)據(jù)代入并整理得：P = N/ mm。反饋1級彈簧：d = mm，D = mm，H =30 mm，反饋級的初始壓縮量 S = 222 0mm，當達到額定轉(zhuǎn)速時需增加的彈簧壓縮量為：S = mm。而與彈簧座孔同軸的螺栓孔的質(zhì)量為y Kg。222 3③去掉的斜體其質(zhì)心坐標為 X =0， Z =45/2= mm，其體積為10125 mm 。圖 反饋級離心塊的截面尺寸計算該離心塊的質(zhì)心，根據(jù)該離心塊的結構特點可以將該離心塊分成以下四部分：（1）大空心圓柱體，X =0,Y =0,Z =54/2=27 mm （根據(jù)其對稱性） ，其體積11為 V = = mm = mm)(42dDh??)367(452???33式（）（2）中間的空心小圓柱體，同理有，X =0，Y =0，Z =9/2 mm= mm，體222積為 V = mm 。s校核螺栓的強度，有公式σ= 式（）214dFKs?式中：K ——安全系數(shù)，在此取 K =；ss山東科技大學學士學位論文26 F——螺栓所受的載荷； d ——螺紋的小徑， （由螺紋手冊可以這樣計算螺紋的小徑，即 d =d1 1 P=（）mm= mm，其中 P 是螺紋的螺距，P= mm；d 是螺紋的公稱直徑，即 d=12 mm） 。花鍵軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩為T=K T =484 = 式（）zN其中：K ——為綜合過載系數(shù)，K =；zz T ——電動機的額定轉(zhuǎn)矩，T =484 ；NN計算花鍵的抗扭截面系數(shù) W ,由公式：TW = 式（）??Dzbdd16))(24???式中：D——花鍵的大經(jīng)，D=75 mm； d——花鍵的內(nèi)經(jīng)，d=69 mm； z——花鍵的齒數(shù)，z=6； b——花鍵的寬度，取標準的花鍵齒，在此取 b=10 mm。根據(jù)此條件查表知該材料的許用應力為[σ]=54 Mpa。滿足強度條件。由式≤[σ] 式（）hldzTm2?式中：T——摩擦盤所傳遞的轉(zhuǎn)矩，T=T =247520 ψ——載荷分配不均勻系數(shù)，在此取 ψ=； z——摩擦盤的齒數(shù)，與內(nèi)摩擦片的齒數(shù)相同，z=6； d ——摩擦盤花鍵齒接觸處的平均直徑，易知該摩擦盤的平均直徑與m內(nèi)摩擦片與花鍵軸接合處的直徑相同，有前面的計算知都 d =83 mm ；m h——花鍵齒的接觸高度， h=3 mm； l——花鍵的接觸長度，其值等于摩擦盤的厚度，即 l=10 mm。軸承的靜強度應滿足下式C ≥S P 式（）00式中：C ——軸承的基本額定靜載荷，查軸承手冊知 C =102 KN；0 0 P ——軸承的當量靜載荷 S ——軸承的安全系數(shù)，可以有以下方法確定：對于轉(zhuǎn)速較低的場合，0經(jīng)過綜合考慮并查手冊可以確定 S =。N= N 式（）N因此，端蓋所受到的合正壓力為F = F z=3 N= N 式（）NH式中：z——主動機離心塊的個數(shù)，z=3。lx計算每個螺栓所受的軸向載荷，由前面的計算結果知螺栓所收到的總軸向載荷為 F = N，那么每個螺栓所受的軸向載荷為 F= NHF /z =。則[σ]= 1s caσ / S =900/5 Mpa=180 Mpa。同樣由式（）可求0得 F ≥ N。 裝配尺寸鏈的求解由于偶合器在工作過程中難免有磨損，使得零件的尺寸發(fā)生變化，這樣就影響了摩擦偶合器的傳動能力，使得偶合器不能正常工作，為此需要根據(jù)其磨損量定期調(diào)整偶合器右端蓋處的調(diào)整墊圈，以使偶合器重新獲得原有的傳動能力，這就要求計算其許用磨損量，因此需要解裝配尺寸鏈以求得此調(diào)整值。畫裝配尺寸鏈，判斷增、減環(huán)，校驗各環(huán)基本尺寸根據(jù)題意，軸向間隙為 ，則封閉環(huán)尺寸 A =0 mm,公差 T = 06.?0山東科技大學學士學位論文38mm。實踐證明，傳動裝置在整臺機器的質(zhì)量和成本中都占有很大的比例。 ABNCMMAMnnn0nn圖 交流異步電動機機械特性曲線山東科技大學學士學位論文42M ——堵轉(zhuǎn)力矩； M ——額定力矩； M 最大力矩； n ——同步轉(zhuǎn)速； n ——額AnB0定轉(zhuǎn)速電機起動階段可用直線 AN 近似代替；正常運行階段可用直線 NC 近似代替，兩直線的方程可近似表示為：AN 直線：M= M + 式（）nnA?)(?NC 直線：M= 式（）n?0)(執(zhí)行工作機構等效力學模型的建立不同的工作機構，根據(jù)機械原理的有關知識，可簡化為等效構件 E，其等效轉(zhuǎn)動慣量時 J ；等效的阻力矩