没有之后
图2.1偏心块结构
根据图中尺寸，确定工作所需功率，本设计中假设夯头连杆间距离为900mm ，
由公式 P=FR ω，首先需要确定离心力的大小，
离心力公式为F=ma=mR ω2，
其中R 为偏心块到转轴中心的距离，在本设计中，其计算过程如下：
有偏心块计算公式:φ
φ3sin 2R B =可得： φ
φ3sin 2R B ==250mm 夹角值取22.5度。
根据图2.1中偏心块尺寸，计算其质量，需要说明的是，由于偏心块受到较大的冲击载荷，在
选择材料时，选用铸钢材料，其密度3/8.7cm g =ρ，扇形面积计算公式:1/2×弧长×半径。体积：面
积?高 由kg m 257.251000]32)1540(36045[
8.722=÷??-?==πρν 2.2确定电动机功率
故以上得夯头受力为：F=mR ω2=25.257?0.25?(2π)2=249.3N
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计算工作时所需功率：由
KW FR P 409.129.03.249=??==πω η＝3
22
21
ηηη＝0.962×0.982×0.99＝0.876
由于带在传动过程中，存在着功率的损失，查《机械设计课程设计手册》[3]可得， 1η为V 带的效率,2η为第一、二对轴承的效率， 3η为联轴器的效率。 则电机所需功率为P o =1.409÷0.876=1.608KW 查《机械设计课程设计手册》得： 选择，其铭牌如下表2.1：
表2-1 Y 系列三相异步电动机
电动机型号 额定功率 KW 满载转速 r/min 堵转转矩/额定转矩 最大转矩/
额定转矩 质量 Kg
Y112M-6 2.2
同步转速1000r/min,6级
940
2.0
2.0
45
2.3第一对带轮的设计
2.3.1带传动设计
输出功率P=2.2kW,转速n1=940r/min,n2=300r/min d A d P K P ε=
根据V 带的载荷平稳，两班工作制（16小时），查《机械设计》P296表4， 取KA=1.1。即d A d P K P ε==2.42KW 2.3.2选取带型
普通V 带的带型根据传动的设计功率Pd 和小带轮的转速n1按《机械设计》[4]中数据选取。 根据算出的Pd ＝2.42kW 及小带轮转速n1＝940r/min ，查图得：d d =80～100可知应选取A 型V 带。
2.3.3确定带轮的基准直径并验证带速
由《机械设计》P 298表13－7查得，小带轮基准直径为80～100mm 则取d d1=90mm> d dmin .=75 mm ，如表2.2（d d1根据P 295表13-4查得）
表2.2 V 带带轮最小基准直径
min
d d
槽型 Y Z A B C D E min
d d
20
50
75
125
200
355
500
mm d d d i d d d 28213.390,13.3300940
2121=?====
所以
由《机械设计》P295表13-4查“V 带轮的基准直径”，得
2
d d =250mm
误差验算传动比：
21250
=
2.83
(1)90(12%)d d d i d ε==-?-误 （ε为弹性滑动率）
误差
11 2.83 2.88
100%100% 1.58%5%2.88i i i i --=
?=?=误＜ 符合要求
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第 5 页 共 37 页 带速 s m n d v d /43.41000
60940901000601=???=
?=ππ 满足4m/s 2.3.4确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角 由式()()120120.72d d d d d d a d d +≤≤+ 可得0.7（90+250）≤ 0a ≤2（90+250） 即238≤0a ≤680，选取 0a =340mm 所以有： 由《机械设计》P293表13－2查得Ld ＝1250mm 实际中心距014001250340+348.5mm 22d do L L a a --≈+== 21125090a 18057.318057.3153.7120348.5o o o o o o d d d d a --=-? =-?=＞ 符合要求。 2.3.5确定带的根数z 根据三角带根数1 01C N N Z = 式中：N 1为—根三角带传动的功率，N 0为单根三角带在?=1801 α、特定长度、平稳工作情况 下传递的功率，查表得N 0=0.56 C 1—包角系数，查表得C 1=0.98 三角带传递的功率N 1=2.2 KW 将所查数据代入可得1014N Z N C =≈ 所以，所需带轮的根数为4根 2.3.6确定带轮的结构和尺寸 根据V 带轮结构的选择条件，电机的主轴直径为d=28mm ； 由《机械设计》P293 ，“V 带轮的结构”判断：当3d ＜dd1(90mm)＜300mm ，可采用实心式带轮作为小带轮。 由于dd2=250mm ，所以宜选用孔板式带轮。 总之，小带轮选实心式结构，大带轮选择孔板式结构。 带轮的材料：选用灰铸铁，HT200。 2.3.7计算压轴力 由《机械设计》P303表13－12查得，A 型带的初拉力F0＝133.46N ，上面已得到?=7.1531a ， 22101202()2()24(25090)2340(90250)243401469mm d d do d d d d L a d d a mm ππ-=+++??-=?+++???? ?= 陕西理工学院毕业设计 第 6 页 共 37 页 z=8，则N N a zF F Z 8.207927.153sin 46.133822sin 210=????== 对带轮的主要要求是质量小且分布均匀、工艺性好、与带接触的工作表面加工精度要高，以减少带的磨损。转速高时要进行动平衡，对于铸造和焊接带轮的内应力要小, 带轮由轮缘、腹板（轮辐）和轮毂三部分组成。带轮的外圈环形部分称为轮缘，轮缘是带轮的工作部分，用以安装传动带，制有梯形轮槽。由于普通V 带两侧面间的夹角是40°，为了适应V 带在带轮上弯曲时截面变形而使楔角减小，故规定普通V 带轮槽角 为32°、34°、36°、38°（按带的型号及带轮直径确定），。装在轴上的筒形部分称为轮毂，是带轮与轴的联接部分。中间部分称为轮幅（腹板），用来联接轮缘与轮毂成一整体。 V 带轮按腹板（轮辐）结构的不同分为以下几种型式： （1） 实心带轮：用于尺寸较小的带轮(dd ≤(2.5～3)d 时)，如图2.3a 。 （2） 腹板带轮：用于中小尺寸的带轮(dd ≤ 300mm 时)，如图2.3b 。 （3） 孔板带轮：用于尺寸较大的带轮((dd －d)＞ 100 mm 时)，如图2.3c 。 （4） 椭圆轮辐带轮：用于尺寸大的带轮(dd ＞ 500mm 时)，如图2.3d 。 （a ） （b ） （c ） （d ） 图2.3 带轮结构类型 根据设计结果，可以得出结论：小带轮选择实心带轮，如图（a ）,大带轮选择孔板带轮如图（c ）。 大带轮结构尺寸如图2.4所示： 图2.4 带轮 2.4第二对带轮的设计计算 2.4.1带传动设计 输入功率1P =P 1η2η3η＝2.2kW ×0.96×0.98×0.99＝2.04kW 由于带在传动过程中，存在着功率的损失，查《机械设计课程设计手册》可得， 1η为V 带的效率,2η为第一、二对轴承的效率， 3η为联轴器的效率。 转速n 2=300r/min ,n 3=60r/min 计算设计功率ed A d P K P = 根据V 带的载荷平稳，两班工作制（16小时），查《机械设计》P 296表4， 取K A ＝1.1。即KW P d 224 .2= 陕西理工学院毕业设计 第 7 页 共 37 页 2.4.2选取带型 普通V 带的带型根据传动的设计功率P d 和小带轮的转速n 1按《机械设计》中查的。 根据算出的Pd ＝2.224kW 及小带轮转速n 2＝300r/min ，查图得：d d =80～100可知应选取A 型V 带。 2.4.3确定带轮的基准直径并验证带速 由《机械设计》查得，小带轮基准直径为80～100mm 则取d d1=100mm> d dmin .=75 mm ，如表2.3： 表2.3 V 带带轮最小基准直径min d d 槽型 Y Z A B C D E min d d 20 50 75 125 200 355 500 mm d d d i d d d 5005100,560300 4431=?==== 所以 由《机械设计》P 295表13-4查“V 带轮的基准直径”，得 2 d d =500mm 误差验算传动比： 21500 = 5.1020 (1)100(12%)d d d i d ε==-?-误 （ε为弹性滑动率） 误差 11 5.105 100%100%2%5%5i i i i --= ?=?=误＜ 符合要求 带速 s m n d v d /92.41000 60940 1001000 601=???= ?= ππ 满足4m/s 2.4.4确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角 由式 ()() 120120.72d d d d d d a d d +≤≤+ 可得0.7（100+500）≤0a ≤2（100+500） 即420≤0a ≤1200，选取0a =700mm 所以有： 由《机械设计》P293表13－2查得Ld ＝2400mm 实际中心距 024002399 700+700.5mm 22d do L L a a --≈+ == 22101202()2()24(500100)2700(100500)247002399mm d d do d d d d L a d d a mm ππ-=+++??-=?+++?????= 陕西理工学院毕业设计 第 8 页 共 37 页 211500100a 18057.318057.3147.28120700.5o o o o o o d d d d a --=-? =-?=＞ 符合要求。 2.4.5确定带的根数z 根据三角带根数101 C N N Z = 式中：N 1为—根三角带传动的功率，N 0为单根三角带在?=1801 α、特定长度、平稳工作情况 下传递的功率，查表得N 0=0.50 C 1—包角系数，查表得C 1=0.98 三角带传递的功率N 1=2.04 KW 将所查数据代入可得1014N Z N C =≈ 所以，所需带轮的根数为4根 2.4.6确定带轮的结构和尺寸 根据V 带轮结构的选择条件，电机的主轴直径为d=28mm ； 由《机械设计》P293 ，“V 带轮的结构”判断：当3d ＜dd1(90mm)＜300mm ，可采用孔板式或者实心式带轮，这次选择实心式作为小带轮。 由于dd=500mm ，所以宜选用轮辐式带轮。 总之，小带轮选实心式结构，大带轮选择轮辐式结构。 带轮的材料：选用灰铸铁，HT200。 2.4.7计算压轴力 由《机械设计》P303表13－12查得，A 型带的初拉力F0＝130.59N ，上面已得到?=36.1531a ，z=6，则N N a zF F z 152627.153sin 59.130622sin 210=????== 对带轮的主要要求是质量小且分布均匀、工艺性好、与带接触的工作表面加工精度要高，以减少带的磨损。转速高时要进行动平衡，对于铸造和焊接带轮的内应力要小, 带轮由轮缘、腹板（轮辐）和轮毂三部分组成。带轮的外圈环形部分称为轮缘，轮缘是带轮的工作部分，用以安装传动带，制有梯形轮槽。由于普通V 带两侧面间的夹角是40°，为了适应V 带在带轮上弯曲时截面变形而使楔角减小，故规定普通V 带轮槽角 为32°、34°、36°、38°（按带的型号及带轮直径确定），装在轴上的筒形部分称为轮毂，是带轮与轴的联接部分。中间部分称为轮幅（腹板），用来联接轮缘与轮毂成一整体。 根据设计结果，可以得出结论：小带轮选择实心带轮，大带轮选择轮辐式带轮。 陕西理工学院毕业设计 第 9 页 共 37 页 3轴的设计计算键的选择 3.1轴1的设计与校核 3.1.1求作用在带轮上的力 因已知低速级带轮的直径为2d ＝500 mm 而 F t ＝=232d T ＝321495.510500??＝8926.93 N F r ＝F t N o o n 06.163086.13cos 20tan 16.4348cos tan =?=βα＝ tan 8926.93cos14? ??5420tan ＝3356.64 N F a ＝F t tan β＝4348.16×?54.13tan ＝2315.31 N 圆周力F t ，径向力F r 及轴向力F a 的方向如图3.1所示。 图3.1 轴1的载荷分布图 3.1.2 初步确定轴的最小直径 （1）先按《机械设计》370p 式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢,调质处理。根据《机械设计》查表取取112=o A ，于是得 m m n P A d o 763.3533 3min ==＝112×368.4384.6＝60.36 （2）联轴器的选择。输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径ⅡⅠ-d （图3-2）。为了使所选 陕西理工学院毕业设计 第 10 页 共 37 页 的轴直径ⅡⅠ-d 与联轴器的孔径相适,故需同时选取联轴器的型号。 查课本表14-1,考虑到转矩变化很小，故取a K ＝1.3，则： N T K T a ca ?=?==0275.46735.3115.13＝1.3×1495.5×109＝1834.287 m N / 按照计算转矩Tca 应小于联轴器公称转矩的条件，查《机械设计手册》173p 表17-4，选用LT10弹性套柱销联轴器（GB/T4323—2002），其公称转矩为2000m N /。半联轴器的孔径d1＝65 mm ，故取ⅡⅠ-d ＝65 mm ，半联轴器的长度L ＝142 mm ，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1＝107 mm 。
