【文章內容簡介】 本次設計所選用的電動機的類型和機構形式應根據(jù)電源種類、工作條件、載荷大小和性質變化、啟動性能、制動、正反轉的 頻率程度等條件來選擇。 根據(jù)工作環(huán)境和要求 ,選用 Y 系列三相異步電動機。 電動機功率的選擇 考慮電動機的工作和經濟性的影響，必須對電動機的功率進行選擇 ,功率選的過小 ,則不能保證工作機的正常運轉或電動機因過載而過早的損壞 。而功率選的過大 ,則使電動機的價格高功率又不能充分利用 ,而且由于電動機經常不滿載運行 ,增加電能消耗而造成能源的浪費。 電動機功率確定： 根據(jù)要求該剪板機剪切力 10 噸，根據(jù)公式： P = )σδ101 α1(g αδσ 0 . 62b xx2xbxytgZth??? （ 41） 其中： P 剪切力 P =10103=98000N bσ 被剪材料的強度極限， bσ =500N/mm XXXX 大學本科畢業(yè)設計（論文） 19 xσ 被剪材料的延伸率， xσ =25% h 被剪材料的厚度 ? 上刀刃的傾斜角度 ?=2176。 Z 彎曲力系數(shù)， Z = y 前刃側的向間隙相對值， y = x 壓具的影響系數(shù) x= 把已知數(shù)據(jù)代入式（ 41） )1(g20 . 2 5500 0 . 6 9 8 0 0 022??????????????tgth 解得： h = 根據(jù)表， Q11 型剪板機技術參數(shù)，類比工廠樣機，確定電動機的功率為 。 轉速的確定： 傳動由皮帶和齒輪組成。推薦的傳動副傳動比較合理的范圍，取一級三角帶傳動比合理范圍為 1i =2～ 4。二級圓柱齒輪減速器傳動比合理范圍為 2i =8～ 40，則總傳動比范圍為 39?？俰 =16～ 160,則電動機轉速范圍為： 總i = 39?？俰 wn =(16～ 160)wn =480～ 4800r/min 查表 Y 系列三相異步電動機的數(shù)據(jù)參數(shù) ,選取 Y132M26 型電動機 ,其技術參數(shù)為 :功率 ， 6 級，滿載電流 、轉速 960r/min、效率分別為 %。 4. 3 計算傳動裝置的傳動比和動力參數(shù) 計算傳動裝置的合理傳動比 總傳動比 39。總i = 3230960 ??主nnm （ 42） 39?？俰 =1i 2i 式中 1i 三角帶傳動比 XXXX 大學本科畢業(yè)設計（論文） 20 2i 圓柱 齒輪傳動比 取 1i =4 2i = 8432? 計算動力參數(shù) 從n = 24049601??imn r/min 主n = 308496021 ???iinm r/min 查得各部件傳動效率合理范圍為： 圓柱齒輪： ～ 取 2? = 三角帶傳動： ～ 取 1? = 軸承 (每對 )： ～ 取 3? = 則總傳遞效率為： 總? = 1? 2? 23? = ?? = 1P = 01??dP = 31 ????dP = ?? = 2P = 0201 ?? ??dP = 2321 ??? ???dP = ??? = 軸轉矩 電T = wdnP9550 式中 電T —— 電動機的轉矩； 電P —— 電動機的功率； wn —— 滿載時的轉速； XXXX 大學本科畢業(yè)設計（論文） 21 電T = wnP電9550 = ? Nm = Nm 從T = 010 ???iT電 = ??? mN? = Nm 主T = 020200 ?? ???? iiT電 = 5 ?????? Nm = Nm XXXX 大學本科畢業(yè)設計（論文） 22 第五章 帶傳動的設 選擇與設計 在相同的張緊力下， V 帶傳動允許的傳動比大，結構比較緊湊，價格低廉， V 帶比平帶傳動能產生較大的摩擦力，傳動平穩(wěn)。 功率的計算 caP = PKA? (51) = ?? kW 其中 P傳動的額定功率（ kW ） AK 工作情況系數(shù) 查表，每天工作時間不超過 10 小時，則 AK =。 帶型的選擇 根據(jù) caP 、主動小帶輪轉速 wnn?1 = 960r/min，選定 A型 V帶。 小帶輪基準直徑的確定 初選小帶輪的基 準直徑 取主動輪 D =125mm 為基準直徑。 驗算帶速度 V = )100060/()( 11 ??? nD? = )100060/()( ??? = m/s 由于 V 較小，所選的 1D 過小，會導致所需要的拉力過大。 取 1D =160mm V = )100060/()( 11 ??? nD? = )100060/()( ??? m/s XXXX 大學本科畢業(yè)設計（論文） 23 = m/s 計算從動輪基準直 徑 2D = 1Di? = 4160? =640mm 按圓整 V 帶輪的基準直徑系列 2D =640mm 中心距 a 和帶輪的基準長度的確定 1 初步中心距 0a 取 )(2)( 21021 DDaDD ???? 代入 1D 、 2D 得 1600560 0 ?? a mm 2 首取 0a =60 mm 則所需帶的基準長度 39。dL 為 39。dL ≈ 02a +2? 1(D + )2D +02124 )( aDD ? =2552 mm 取 39。dL =2700 mm，一般是可以調整 V帶的中心距 ,采用下式進行近似計算 a ≈ ?0a 2 39。dd LL ? = 2 2 5 5 22 7 0 06 0 0 ?? mm =674 mm 考慮補償預緊力和安裝調整的需要，中心距的變化范圍為 mina = dLa ? = ?? mm＝ mm maxa =a ? = ?? mm= mm。 XXXX 大學本科畢業(yè)設計（論文） 24 主動輪上的包角驗算 對包角的要求，所以包角應當滿足 1? ≈ ??? 12060180 12 ???? a DD 1? ≈ ???? 1 2 01 3 7606 7 41 6 06 4 01 8 0 ????? 因此主動輪上的包角滿足要求。 帶的根數(shù)確定 lca kkpp pZ?)( 0 ??? (53) 其中 ?k 包角系數(shù)， lk 長度系數(shù)， 0p 單根 V帶的基本額定功率， p? 單根 V帶額定 功率的增量 , Z =)( ???=5 根 帶的預緊力確定 考慮離心力不利的影響，和包角對所需預緊力的影響，單根 V 帶的預緊力為 0F = 2)(500 ?? ? qkZp ca ??? 其中 q V 帶單位長度質量，取 q = 0F = ) ( ????? = N 安裝新帶時的 預緊力取上預緊力的 倍。 帶傳動作用在軸上壓軸力計算 在設計安裝安裝帶輪的軸和軸承時，需要確定帶傳動作用在軸上的力 pF 。壓軸力的計算可以近似的按帶的預緊力 0F 的合力， XXXX 大學本科畢業(yè)設計（論文） 25 pF = 02ZF 2sin 1? 式中： Z 帶的根數(shù) 0F 單根帶的 預緊力 1? 主動輪上的包角 pF = 02ZF 2sin 1? = 21 4 7s 4 952 ???? N = 輪結構的設計 小帶輪的結構設計 ： HT200 D =38mm，電動機軸伸出長度 L=80mm，小帶輪的基準直徑 1D =160mm，公式 =38mm=95mm ＜ 1D ＜ 300mm 因此采用小帶輪腹板式結構?；鶞手睆綖?160mm，外徑 ad =168mm。 查資料得帶輪的輪槽具體尺寸如下： 輪槽基準寬度 db = 基準線上槽深 minah = 基準線下槽深 minfh = 槽間距 e =15177。 第一槽對稱面距離端面 f = 2110?? mm 最小輪緣厚度 min? =6mm 輪槽角 ? =38176。 輪槽具體結構如圖 51 所示。 XXXX 大學本科畢業(yè)設計（論文） 26 圖 51 輪槽結構 帶輪寬： B = feZ 2)1( ?? =(51) 15+2 10mm=80mm 帶輪外徑： 1ad = ahD 21? =160+2 4mm=168mm 輪緣外徑： 1d =(～ 2) d =(～ 2) 38mm=(～ 76)mm，取 1d =70mm 輪轂長度： B =80mm＞ = 38mm=57mm 所以 1L =(～ 2) D =(～ 2) 38mm=(57～ 76)mm，取 1L =60mm。 39。C =(1/71/4) B =(1/71/4) 80mm=(～ 20)mm 取 39。C =15mm 小帶輪的結構形式如圖 52 XXXX 大學本科畢業(yè)設計（論文） 27 圖 52 小帶輪結構 大帶輪的結構設計 材料： HT200 帶輪的結構結構形式確定 初步選則大帶輪的軸直徑 d =35mm 因大帶輪的基準直徑 D =640mm＞ 300mm，則大帶輪的結構選用輪輻式。 輪槽尺寸與小帶輪輪槽尺寸一樣。 輪轂及輪緣的尺寸： 帶輪寬： B = feZ 2)1( ?? =(51) 15+2 10mm=80mm 帶輪外徑： aa hDd 222 ?? =640+2 4mm=648mm 輪轂外徑： 2d =(～ 2)d =(～ 2) 35mm=(63～ 70)mm，取 2d =70mm 輪轂長度：因為 B =80mm＞ = 35mm= 所以 XXXX 大學本科畢業(yè)設計（論文） 28 2L =(～ 2) D =(～ 2) 38mm=(57～ 76)mm，取 2L =60mm。 1h =3290anzP 其中： P 傳遞的功率， n 帶輪的轉速， 240r/min aZ —— 輪輻數(shù)，取 4 1h = 3290anzP = 3 ?