飞锯机控制系统的设计毕业设计论文(编辑修改稿)

飞锯机控制系统的设计毕业设计论文(编辑修改稿)内容摘要：

动机常用的有四种同步转速，即 3000、 1500、 1000、 750r/min（相应的电动机定子绕组的极对数为 8）。 低速电动机的极对数多，转矩也大，因此外廓尺寸及重量都较大，价格较高，但可以使传动装置总传动比减小，使传动装置的体积、重量较小；高速电动机则相反。 因此确定电动机转速时要综合考虑，分析比较电动机及传动装置的性能，尺寸、重量和价格等因素。 通常多选用同步转速1500 和 1000r/min 的电动机（轴不需要逆转时常用前者），但由于此电机用于驱动飞锯，需高速运转，因 此选用电动机的额定转速为 3000r/min 左右。 电动机容量的选择 电动机的选择主要是容量的选择，如果电动机的容量选小了，一方面不能充分发挥机械设备的能力，使生产效率降低，另一方面电动机经常在过载下运行，会使他过早损坏，同时还可能出现启动困难、经受不起冲击负载等故障。 如果电动机容量选大了，则不仅使设备投资费用增加，而且由于电动机经常轻载下运行，运行效率和功率因数（对异步电动机而言）都会下降。 由上面计算可知 选用 15KW的电机 查产品目录且进行市场调研选取 Y160M22型异步电动机。 Y160M22 型异步电动机的外形及主要尺寸如下： 东北大学 (本科段 )毕业论文 19 图 12 电动机外形 其主要参数如下： 额定功率： 15KW 同步转速： 3000r/min 满载时， 额定电流： 转速： 2930 r/min 效率： % 功率因数： 重量： 125kg 带传动设计 V带传动设计计算 (1) 选择 V带型号 V 带有普通 V带、窄 V 带、宽 V 带、大楔角 V带等多种类型，其中普通 V 带应用最广，窄 V带的使用也日见广泛。 普通 V带由顶胶、抗拉体（承载层）、底胶和包布组成。 抗拉体由帘布或线绳组成，是承受负载拉力的主体。 其上下的顶胶和底胶分别承受弯曲时的拉伸和压缩变形。 线绳结构普通 V 带具有柔韧性好的特点，适用于带轮直径较小，转速较高的场合。 窄 V带采用合成纤维绳或钢丝绳作承载层，与普通 V 带相比，当高度相同时，其宽度比普通 V带小约 30％。 窄 V 带传递功率的能力比普通 V带大，允许速度和挠曲次数高，传动中心距小。 适用于大功率且结构要求紧凑的传动。 东北大学 (本科段 )毕业论文 20 普通 V带有 Y、 Z、 A、 B、 C、 D、 E七种型号，窄 V带有 SPZ、 SPA、 SPB、 SPC四种型号。 V带都制成无接头的环形。 V 带的楔角都是 ，带弯曲时受拉部分在横向要收缩，受压部分在横向要伸长，因而楔角将减小。 为保证带和带轮工作面能良好接触，除直径很大的带轮外，带轮沟槽的楔角都应适当减小。 带的型号可根据计算功率 PC和小带轮转速 n1选取。 计算功率 PC=KAP 式中 KA工作情况系数 P名义传动功率（ kW） 当工况位于两种型号相邻区域时，可分别选取这两种型号进行计算，最后进行分析比较，选用较好者。 (2) 确定带轮基准直径 在 V带轮上，与所配用 V带的节面宽度 bp 相对应的带轮直径称为基准直径dd。 带轮愈小，传动尺寸结构越紧凑，但带的弯曲应力愈大，带容易疲劳断裂。 为避免产生过大的弯曲应力，对各种型号的 V 带都规定了最小带轮基准直径 ddmin。 设计时小带轮基准直径 可参考相关手册选取，大带轮基准直径按公式计算，并圆整为标准尺寸。 圆整后应检验传动比或从动轮转速 是否在允许的变化范围内。 (3) 验算带速 带速太高，会因离心力太大而降低带和带轮间的正压力，从而降低摩擦力和传动的工作能力，同时也降低带的疲劳强度； 带速太低，所需有效拉力 F 大，要求带的根数多。 带速计算式为 100060 11 nddV  （ m/s） 式中 n1 —— 小带轮转速。 一般情况下，普通 V带速 V在 525m/s 之间为宜，窄 v带一般不超过 35m/s,极限带速为 4050m/s (4)确定中心距 a和带的基准长度 Ld 东北大学 (本科段 )毕业论文 21 ① 初定中心距 带传 动的中心距不宜过大，否则将由于载荷变化引起带的颤动。 中心距也不宜过小，因为：中心距愈小，带的长度愈短，在一定带速下单位时间内带的应力变化次数愈多，会加速带的疲劳损坏；当传动比 i较大时，段的中心距将导致包角α 1过小。 对于 V带传动，中心距 a一般可取 （ dd1+dd2） =a0=2（ dd1+dd2） ② 带长 当 a0确定后，根据开口带传动的几何关系可计算带的基准长度 Ld0。 Ld0=  02210 4 21)(222)( dddd ddADBCABdd 根据计算结果 Ld0,查 [3]表选取接近的标准基准长度 Ld。 (5) 确定带的初拉力 初拉力的大小是保证带传动正常工作的重要因素。 初拉力过小，摩擦力小，容易打滑；初拉力过大，带的寿命低，轴和轴承受力大。 推荐单根 V 带张紧后的初拉力 F0 为 VKPF qZV c 20 0 0    (6) 计算带轮轴上所受的压力 FQ 为了设计带轮的轴和轴承，需求出传动作用在轴上的压力，该压力可以 近似按下式计算： 2s in2 10 FF ZQ  式中 F0—— 单根带的初拉力（ N） Z—— 带的根数； a1—— 小带轮上的包角。 具体计算过程： ① 计算设计功率 Pc 东北大学 (本科段 )毕业论文 22 带传动载荷小，预计每天工作时间 16小时以上。 由表 [9]111查得工作情况系数 KA = =，故 Pd=KA•P 5== ② 选择带型号 和计算传动比 根据 Pd=, n1=4671r/min，由手册图 [9]13初步选用基准宽度窄 V 型带 SPB 型 带轮直径 110180mm。 传动比 i = 21 nn=4671/2930= ③ 选取带轮基准直径 , 由表 136 选取小带轮基准直径 dd1=160mm，则（设滑动率 ）  )()1( 12 idd dd  252mm 取直径系列值： mmdd 2502  修正锯片转速： 根据选好的大小带轮直径，计算实际的传动比 i=，可知锯片的实际转速为 n=2930 250/160=4578r/ v=107m/s ④ 验算带速 V smV nd d / 0 0 060 4 5 7 81 6 01 0 0 060 11    窄 v 带最大速度为 4050m/s，所选 V带合格 ⑤ 确定中心 a 和带的基准长度 在 范围，初选中心距 带的基准长度 Ld0  02210 4 21)(22)( dddd dddd 东北大学 (本科段 )毕业论文 23 计算得 Ld0= mm 在表 [9]13 选取 Ld=1600mm 可得实际中心距  8)(8)(2)(2 22122121 ddddLddL dddddddda   代入数据可得， a =476mm 所以 amin =a( ＋ 2bp ) 查表 [9]12 bp =14 amin = amax = a＋ =508mm 本机采用固定中心距 ，取 a=480mm ⑥ 验算小带轮包角  121   a dd dd 包角合适。 ⑦ 确定带的根数 Z 由表 [9]13115，单根 v带额定功率 P1= kw 由表 [9]13113， K 由表 [9]13114， LK 由公式得  Ld KKP Pz  取 Z=4 根。 ⑧ 确定初拉力 由公式得单根普通 V带的初拉力 东北大学 (本科段 )毕业论文 24 NqvKVZ PF d ) ( 0 0)(5 0 0 220   ⑨ 计算带轮轴所受压力 由公式得 NZFF Q 4 52 6 9s i i n2 10   综上，所选 V带基准宽度制窄 v 带 SPB1600 [3] ⑩ 中心距固定的皮带轮装置易发生松边现象，我们在松边内周上安 装张紧轮，节圆直径 d ()d1d 取 d=120mm 安装在靠近大圆的方向，具体位置根据实际情况调整 带轮材料常采用灰铸铁、钢、铝合金或工程塑料等。 因带轮直径较大选用 45号钢。 V带带轮按轮辐结构不同划分为实心、腹板、孔板和椭圆轮辐四种结构型式。 当带轮直径 dd()d 时（ d为轴径），可采用实心式。 当 dd300 mm时，可采用腹板式或孔板式。 当 dd300 mm时，应采用椭圆轮辐式。 有经验公式可供带轮结构设计时参考。 (1)大带轮的设计 大带轮基准直径 dd2=250300㎜ ,我们采用孔板式，示意图如下 东北大学 (本科段 )毕业论文 25 因为大带轮与电机的伸出轴连接，所以 d=42mm,L=110mm,由 dd=250mm查表[12]1 6 可知 da=257mm 轮齿的基本结构如下图所示 东北大学 (本科段 )毕业论文 26 查表 [12]15 可得轮齿的一些基本参数 e=19mm， e 为轮槽间距， fmin=，f 为轮边到第一个轮槽中心 线的距离，我们取 f=13mm， ha = hf =14  min = 取  = φ =360 由公式 B=(Z1)e+2f 其中 Z为轮槽数 ， Z=4， ，所以 B= （ 41） 19+2 13=83mm d1 2d=2 42=84mm,取 d1=85mm 由公式 d2=da2（ ha+hf+ ) 可计算出 d2 所以 d 2 =195 mm S 由表 [13]117 查得 s=25mm 孔径取 30mm 带轮的形位公差和粗糙度由表 [12]18 查得 (2)小带轮的设计 若小带轮与传动轴相连接 ,传动轴不仅受到扭矩 ,还受到较大弯矩 ,易产生应力集中 ,产生疲劳破坏 ,这使得轴的安全系数降低 ,轴比较贵重 ,不易拆卸 ,为此我们设计时 ,让小带轮和轴不直接相连接 ,在它们之间设一中轴 ,中轴和小带轮之间有轴承 ,轴通过端盖和小带轮连接 ,这样一来 ,轴只受转矩 ,很好的保护了传动轴 ,如下图所示。 东北大学 (本科段 )毕业论文 27 图中 1中轴 2小皮带轮 3轴承 4螺钉 5轴承端盖 6传动轴 小皮带轮的轮槽基本参数与大皮带轮基本一样 ,不过因为论上有螺纹孔 ,f 和 应取较大值 ,我们分别取 f=16mm,  =16mm,查表 [12]15, 可得 e=19mm， ha = h f =14 φ =34 0 所以 B= （ 41） 19+2 16=89mm 传动轴的设计和校核 (1)选择轴的结构材料 选择轴的材料为 45 钢 ,调制处理 .由表 [6]11查得 : b =650MPa, s =360MPa, MPa2701  , 1 =155MPa (2)初步选定轴端直径 由表 [6]119 选取 A=103 轴的输入端直径 d=A3NP=103 4578153 mm 取轴端直径为 35mm (3)轴的结构设计 轴的基本结构草图如下图所示 1处于端盖相连，直径取 35mm； 2 上为中轴，要求中轴不予传动轴相接触，直径取 34mm ； 4和 6处各安 装一对标准轴承 GB2761994，直径为 40mm； 3处安东北大学 (本科段 )毕业论文 28 装圆螺母与止动垫圈， M39,7 处安装挡油环，直径为 38mm； 8 处安装锯齿，直径。