陕西理工学院毕业论文题目：变频器应用中的干扰及其抑制姓 名：指导教师： *专 业：机械制造及其自动化前言、设计任务书1. 原始条件和数据：胶带输送机两班制连续单向运转，载荷平稳，空载启动，室内工作 有粉尘,使用期限10年，大修期 3年。该机动力来源为三相交流电，在中等规模机械厂 小批生产。输送带速度允许误差为5%。2. 输送带工作拉力：2200N,输送带速度：0.9m/s卷筒直径：300mm3. 方案：如图4. 传动方案的拟定和说明由题目所知传动机构类型为：圆锥圆柱两级齿轮减速器。故只要对本传动机构进 行分析论证。本传动机构的特点是：共三根轴,每根轴直径依次增大,利用圆锥圆柱齿轮进行传动, 宽度尺寸较小,但锥齿轮加工比圆柱齿轮困难,一般置于高速级,以减小其直径和模数。设计内容计算及说明结果1.电动机的选用Y系列一般用途的三相异步电动机 选择FwvwPw=“22000.9Kw=2确定电动 机功率1000qw10000.94r|w=0.94P0 =Pw=2.106w3.电动机输 出功率因载荷平稳，电动机额定功率4确定电动机转速按表2-1各传动机构传动比范围，圆锥齿轮转动比圆柱齿轮传动比所以总传动比范围是一般传动比为总体传动比的1/4可见电动机转速可选范围：设计内容计算及说明结果III 轴:工作轴：9.各轴输 入转矩I轴:II轴:III 轴:工作轴:电动机输出转矩:设计内容设计及说明结果1.直齿圆 柱齿轮的 设计3. 齿面接 触强度设 计4. 确定公 式内各计 算数值二，传动零件的设计计算1. 选定直齿圆柱齿轮，8级精度，小齿轮材料为 40Gr（调质），硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢（调 质），硬度为240HBS，二者材料硬度相差40HBS。2. 选小齿轮齿数，大齿轮齿数1）选载荷系数2）计算小齿轮传递的转矩3）由表10-7取得齿宽系数4）有表10-6查得材料的弹性影响系数设计内容计算及说明结果2.计算1）试算小 齿轮分度圆直径 ，代入 中较小的 值5）有图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳 强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限6）由式10-13计算应力循环次数，7）由图10-19取接触疲劳寿命系数8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%安全系数S=1.由式10-12得=63.5mmN设计内容计算及说明结果2）计算圆周速度3）计算齿 宽b4）计算齿 宽与齿高之比5）计算载 荷系数模数齿高根据，8级精度，由图10-8查得动载系数直齿轮由表10-2查得使用系数；由表10-4用插值法查得8级精度，小齿轮相对支承非对 称布置时，由，査图10-13得故载荷系数b = 63.50mm m 二 2.646mmh = 5.95 mm设计内容设计及说明结果6）按实际的载荷系 数校所算 得的分度 圆直径， 由式10-10a 得7）计算模 数m3. 按齿根 弯曲强度 计算的设 计公式为4. 确定公 式内的各 计算数值5. 计算弯 曲疲劳许 用应力1）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳极限 大齿轮的弯曲疲劳强度极限2 ）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数取弯曲疲劳安全系数，由式10-12得；计算载荷系数查取齿形系数由表10-5查得d 二 65.85mm1m = 2.74 = 217.86MPaF 15 = 252.43MPaF 2k 二 1.3776.设计计算m 2.09mmZ 二 271大齿轮的数值大对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由 齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数主要取决于 弯曲疲劳所决定的承载能力，而齿面接触强度所决定的承 载能力，仅与齿轮直径有关，即模数和齿数的乘积，可由 弯曲强度算得的模数2.09并就近元稹为标准值m=2.5mm, 按接触强度计算的分度圆直径算出小齿轮齿数7.几何尺 寸计算d = 67.5mmi1）计算分度圆直径d = 225mm2a = 146.25 mm2）计算中心距大齿轮齿数 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触强度，又满足 了齿根弯曲强度，并做到结构紧凑，避免浪费。设计内容设计Z2 二 903）计算齿轮宽度选第一级传动的直1选轴夹角为90度的直齿选择小齿轮材料为40（调质）,材料为45钢（调质），硬度为 40HBS。2.选小齿轮的齿数8.按齿面 接触强度 设计1)2)试选载荷系数计算小齿轮传递的转矩T = 3.215 x 104N -1mm3)最常用的值，齿宽系数由设计计算公式4）由表10-6查得材料的弹性影响系数5）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极 限；大齿轮的齿面的接触疲劳强度极限为6）由式10-13计算应力循环次数N = 3.067 xl09 N - mm1N设计内容设计及说明结果9.计算7 ）由图 10198）计算接触疲劳许用取失效概率为 = 618.75MPaH 21） 试验算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。d2）计算齿宽b3）计算齿宽与齿高之比模数齿高4）计算载荷系数根据，8级精度，由图10-8查得动载荷系数，直齿锥齿轮使用系数由表10-2查得5）齿间载荷分配系数可按下试计算d 48.318mmit5b = 31.254mmHm 二 2.103mmth = 4.53 mmk 二 2.0636）由表10-9中查得取轴承系数故载荷系数k设计内容设计及说明结果10.按齿 根弯曲强 度设计1）确定公 式内的各 计算数值7）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得8）计算模数弯曲 强 度 的 设 计 公 式 为由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲强度极限52）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数由式（10T2）得K4）计算载荷系数k5）查取齿形系数由表10-5查得：6）查取应力校正系数由表10-5查取d 二 56.36mm1m = 1.79 mm5 = 328.57MPaF 15 = 257.86MPaF 2k = 2.063设计内容设计及说明结果11.几何 计算7）计算大，小齿轮的，并加以比较YY大齿轮的数值大9）设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳计算的模数m大于由 齿根弯曲疲劳强大计算的模数，由于齿轮模数m大小主要 取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳 强度所决定的承载能力，反于齿轮直径（即模数与齿数的 乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.26并就圆整为标准值按接触强度算得的分度圆直径算出小齿轮齿数大齿轮齿数这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度， 又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。1）计算分度圆直径3）计算中心距m 1.26 mmd 二 48.318mmiFZ 二 251Z 二 942d 二 50mm1d 二 188mm2a = 177.75 mm设计内容设计及说明结果1.初步确 定轴的最 小直径2）计算齿轮齿宽取三、选取轴的材料为40d = 14.99mmmin1）拟定轴上零件的装配方案2.轴的结 构设计1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，1 -II轴段右端需 制出一轴肩，故取IITII段的直径=24mm;半联轴器与轴配合的孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故I -II段的长度应比 略短一 些，现取。2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的 作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据=24mm,1. I轴的 校核。故小，一般可取直径差13轴承之间采用套筒定位了是套筒端面可靠地nalJlf由轴承产品目 单列圆川业 11U选取0基本游轴承 30右端轴径仅是为了装配方 上零件起定位和固定作用时3）取安装齿轮处的轴段故取不承受轴 邻直径的彳匕取齿轮轮穀轮，此轴段应lllllllllh.M = 366N - m1.已知轴的弯矩和扭矩，可针对某些危险 矩）而轴径可能不足的截面，做弯矩合成弓第三强度理论，计算应力。扭矩所产生的，扭转切应力，则 为了考虑两者循环应力特性不同的影则计算应力为2.轴承I的校核2.通常由弯矩所产生的弯对称循环应力, 折合系数，取a；若扭转切应力亦为应力时，取对于直径为,J将和代入式，贝计算。当扭d的圆轴;力为5 二 68caa ；若扭，扭转T 二 32N m选用安全。如图附页C所示:F = F tan a cos 5 = 439.838Nr1T1F = F tan a sin 5 = 121.14Nal t1F x165 - F x -F =亠= 632.23Nr1v110F = F - F =-192Nr 2vre rlvF 二 632.23Nr1vF =-192 Nr 2vF =1929Nr1H