机械传动综合实验台系统结构设计.doc

1 绪论
1.1机械传动综合实验台系统设计的目的和要求
  结合自己所学的专业设计机械传动方案，并组装成机械传动装置。通过毕业设计能全面了解机械传动方案设计的多样性，并对多种可行方案进行比较、分析，从而确定最佳的传动方案，通过对传动效率、动态性能及工作稳定性的分析，了解各种传动零件的适用条件及其对传动系统的影响。在设计综合实验台实验中将机械系统形式将V带 ，减速箱，速度转距传感器，磁粉制动器，圆柱齿轮，链传动，发电机等组合在一起，系统地了解机械传动、联接功能和设计原理[1, 2-5]。
1.2机械传动综合实验台机构特点及设计分析
根据课程设计要求，设计机械传动综合实验台系统设计其输入转矩为200N•m .实验设备载荷波动较小，使用年限8年，动力来源选用电力较好，具有方便、转换及时、成本低等优点的三相异步电动机，由于它体积小，价格低，所以选择Y系列三相交流异步电动机最合适。由任务书可知此实验台除减速外，还要位置传动，故采用二级齿轮传动，总传动由圆柱齿轮和皮带传动，链传动分担，圆柱齿轮只受径向载荷，轴承可选用向心球轴承，载荷不大。键联接采用普通平键，可拆联接，具有装拆方便、对中性好等优点，齿轮传动采用浸油润滑，传动部件部分浸入油中，传动时，油可渗到啮合进行润滑，同时油可甩到箱壁上可以散热，输入轴，输出轴采用弹性柱销联轴器，能缓冲减振，为减小减速箱体积达到额定转矩，同时许用转速不致下降大多，采用HL型联轴器。
机械传动方式的多种多样,而其性能测试对象则有传动效率、疲劳强度、磨损状况、振动情况等多项。针对如此多的传动方式和测试内容以及小批量、多品种的产品发展趋势，必须研制出一台适应面广综合性强的试验台。根据上述情况以采取组合式结构较为合理，在测试仪器通用的情况下，可根据不同的测试对象和测试内容，组装出不同形式的试验台。根据这一设想，配以电机、磁粉制动器、转矩转速传感器、转矩传动器、互换型半导体点温度计、旋转式铁谱仪、谱片光密度测量仪、正置式金相显微镜、测振仪等测试仪器[5, 1-4]。

1.3机械传动综合实验台输入和输出的分析
输出的要求为了保证实验台的输入输出转矩能受到有效控制，设计时在电动机与减速器的输入端之间加设了一个转矩传感器，又在减速器的输出端与磁粉制动器之间加设了一个转矩传感器，并且电动机，转矩传感器，磁粉制动器都与电脑控制单元连接用于检测实验台输入输出两端的转矩变化情况，当输入端转矩低或高于要求值时通过转矩传感器反馈到控制单元控制电动机提高或降低输入转矩，当输出端转矩低或高于要求值时通过转矩传感器反馈到控制单元控制磁粉制动器制动或不制动输出转矩整个过程是个闭环控制过程[3, 3-5]。

2 电动机的选择
选用一般的Y系列三相交流异步电动机。Y系列三相异步电动机，作为一种驱动元件，广泛使用于各种不含易燃、易爆或腐蚀性气体的一般场合和特殊要求的机械设备上，如金属切削机床、泵、风机、运输机械、搅拌机、农业机械和食品机械等[9, 2-5]。该系列电机是全封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机，符合IEC标准的有关规定，具有高效、节能、起动转矩大，噪声低，振动小，可靠性高，使用维护方便等特点。电动机的容量的确定，初定：皮带传动比i皮＝2齿转传动比i齿＝4 链轮传动比i链＝2总传动比i总＝16电动机转速， 因为工作机转速n=1420/18=44.375(r/min)电动机的功率（额定功率）≥工作机所需的功率。,取0.96，根据工作机类型所选为工作机的阻力矩，为230 N•m（已知的）取44.375()根据机械设计手册查表 Y系列电机有1.6和2.0，根据取大不取小的原则我们选择Y100L1-4电动机，额定功率为2.2。
表2.1电动机的选择
电动机   
型号                                
Y100L1-4

功率                  
KW            
2.2

持续率                
%
65

转速                  
r/min         
1420
Ｙ系列（ＩＰ44）是全封闭扇冷式笼型三相异小电机。是我国统一设计的新的基本系列。
它具有效率高，起动转矩大，噪音低、振动小、性能优良、外型美观等优点。功率等级和安装尺寸符合国际电工委员会（IEC）标准。
3 带传动设计
3.1设计计算功率和V带型号的选取
3.1.1 计算设计功率
由表11-5查得KA＝1.1确定计算功率=KA · P  (kW)式中  P--传递的额定功
表3.1工况系数KA
工况
KA
空、轻载启动
重载启动
每天工作小时数（h）
＜10
10~16
＞16
＜10
10~16
＞16
载荷变动最小
液体搅拌机、通风机和鼓风机（≤7.5kW）、离心式水泵和压缩机、轻负荷输送机
1.0
1.1
1.2
1.1
1.2
1.3
载荷变动小
带式输送机（不均匀负荷）、通风机（＞7.5kW）、旋转式水泵和压缩机（非离心式）、发电机、金属切削机床、印刷机、旋转筛、锯木机和木工机械
1.1
1.2
1.3
1.2
1.3
1.4
载荷变动较大
制砖机、斗式提升机、往复式水泵和压缩机、起重机、磨粉机、冲剪机床、橡胶机械、振动筛、纺织机械、重载输送机
1.2
1.3
1.4
1.4
1.5
1.6
载荷变动很大
破碎机（旋转式、颚式等）、磨碎机（球磨、棒磨、管磨）
1.3
1.4
1.5
1.5
1.6
1.8
率（kW）；K--工况系数表3.1）
3.1.2 选取V带的型号
根据计算功率和小带轮转速n1由图3.1选择V带型号。当在两种型号的交线附近时，可以对两种型号同时计算，最后选择较好的一种。

图 3.1 普通V带选型图

根据
由图3.1确定选用A型V带
3.2带轮基准直径确定和V带速度的验算
3.2.1 带轮基准直径确定
为了减小带的弯曲应力应采用较大的带轮直径，但这使传动的轮廓尺寸增大。一般取d1≥dmi，比规定的最小基准直径略大些。大带轮基准直径可按 计算。大、小带轮直径一般均应按带轮基准直径系列圆整。仅当传动比要求较精确时，才考虑滑动率e来计算大轮直径，即 。选取A型V带轮基准直径 则 传动比
，若考虑皮带滑功率ε对传功比的影响，
则 转速误差为
一般V带传动要求转速误差不超过±5％，故合适。
3.2.2 验算V带速度
由 可知，当传递的功率一定时，带速愈高，则所需有效圆周力F愈小，因而V带的根数可减少。但带速过高，带的离心力显著增大，减小了带与带轮间的接触压力，从而降低了传动的工作能力。同时，带速过高，使带在单位时间内绕过带轮的次数增加，应力变化频繁，从而降低了带的疲劳寿命。由表3.1可见，当带速达到某值后，不利因素将使基本额定功率降低。所以带速一般在v=5~25m/s内为宜，在v=20~25m/s范围内最有利。如带速过高（Y、Z、A、B、C型v>25m/.s；D、E型v>30m/s）时，应重选较小的带轮基准直径。带速越高，离心拉应力就越大，带的疲劳寿命越低；带速过低，带传动的功率一定时有效拉力F增大，所以一般选择在5～25m/s的规定范围内合适。
3.3确定V带的基准长度Ld和中心距a[6]。
根据结构要求初定中心距a0。中心距小则结构紧凑，但使小带轮上包角减小，降低带传动的工作能力，同时由于中心距小，V带的长度短，在一定速度下，单位时间内的应力循环次数增多而导致使用寿命的降低，所以中心距不宜取得太小。但也不宜太大，太大除有相反的利弊外，速度较高时还易引起带的颤动。由公式：得： 初定中心距
计算在初定中心距时相应带的长度Ld0

选取带的基准长度Ld＝1000mm计算实际中心距
式中
故 实际中心距。
3.4验算主动轮上的包角α1
小带轮上的包角a1可按式计算 为使带传动有一定的工作能力，一般要求a1≥120°（特殊情况允许a1＝90°）。如a1小于此值，可适当加大中心距a；若中心距不可调时，可加张紧轮。从上式可以看出，a1也与传动比i有关，d2与d1相差越大，即i越大，则a1越小。通常为了在中心距不过大的条件下保证包角不致过小，所用传动比不宜过大。普通V带传动一般推荐i≤7，必要时可到10。
3.5 V带的根数Z和初拉力的计算
3.5.1 计算V带的根数Z
为使每根V带受力比较均匀，所以根数不宜太多，通常应小于10根，否则应改选V带型号，重新设计。
由
由V＝6.69m/s，dd1＝90mm 查表11-4用内插法得 P1＝1.05kw
由查图3.1得
查表3.1用内插法得Ka＝0.91查表3.1得Kl＝0.99，则
3.5.2 计算初拉力F0
适当的初拉力是保证带传动正常工作的重要因素之一。初拉力小，则摩擦力小，易出现打滑。反之，初拉力过大，会使V带的拉应力增加而降低寿命，并使轴和轴承的压力增大。对于非自动张紧的带传动，由于带的松驰作用，过高的初拉力也不易保持。为了保证所需的传递功率，又不出现打滑，并考虑离心力的不利影响时，单根V带适当的初拉力为      (N) 由于新带容易松驰，所以对非自动张紧的带传动，安装新带时的初拉力应为上述初拉力计算值的1.5倍。初拉力是否恰当，可用下述方法进行近似测试。如图3.2所示，在带与带轮的切点跨距的中点处垂直于带加一载荷G，若带沿跨距每100mm中点处产生的挠度为1.6mm（即挠角为1.8°）时，则初拉力恰当。这时中点处总挠度y=1.6t/100mm。跨度长t可以实测，或按下式计算 得q＝0.1kg/m
故
3.6轴上载荷的计算FQ
确定作用在轴上的压力FQ传动带的紧边拉力和松边拉力对轴产生压力，它等于紧边和松边拉力的向量和。但一般多用初拉力F0由图3.2近似地用下式求得
带传动靠摩擦力工作。当传递的圆周阻力超过带和带轮接触面上所能产生的最大摩擦力时，传动带将在带轮上产生打滑而使传动失效。另外，传动带在运行过程中由于受循环变应力的作用会产生疲劳破坏。因此，带传动的设计准则是：既要在工作中充分发挥其工作能力而又不打滑，同时还要求传动带有足够的疲劳强度，以保证一定的使用寿命。对带轮的主要要求是重量轻、加工工艺性好、质量分布均匀、与普通V带接触的槽面应光洁，以减轻带的磨损。对于铸造和焊接带轮、内应力要小。带轮由轮缘、轮幅和轮毂三部分组成。带轮的外圈环形部分称为轮缘，装在轴上的筒形部分称为轮毂，中间部分称为轮幅。

图3.2  V带轮的结构
带轮结构形式按直径大小常用的有S型实心带轮（用于尺寸较小的带轮）、P型腹板带轮（用于中小尺寸的带轮）、H型孔板带轮（用于尺寸较大的带轮）及E型椭圆轮幅带轮（用于大尺寸的带轮）。轮缘部分的轮槽尺寸按V带型号查表3.2。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，楔角减小，故规定普通V带轮槽角f为32°、34°、36°、38°（按带的型号及带轮直径确定）[3, 6-9]。

项目
符号
槽型
Y
Z
A
B
C
D
E
基准宽度
bp
5.3
8.5
11.0
14.0
19.0
27.0
32.0
基准线上槽深
hamin
1.6
2.0

2.75
3.5
4.8
8.1
9.6
基准线下槽深
hfmin
4.7
7.0
8.7
10.8
14.3
19.9
23.4
槽间距
e
8±0.3
12±0.3
15±0.3
19±0.4
25.5±0.5
37±0.6
44.5±0.7
第一槽对称面至端面的距离
f
7±1
8±1

最小轮缘厚
dmin
5
5.5
6
7.5
10
12
15
带轮宽
B
B=(z-1)e+2f  z—轮槽数
外径
da

轮
槽
角
f
32°
相应的基准直径d
≤60
-
-
-
-
-
-
34°
-
≤80
≤118
≤190
≤315
-
-
36°
-
-
-
-
-
≤475
≤600
38°
-
＞80
＞118
＞190
＞315
＞475
＞600
极限偏差
±30′
表3.2 普通V带轮的轮槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92）
4 减速器设计
4.1齿轮减速箱设计
对传动实验台的减速箱，圆周速度不大，所以选用圆柱直齿齿轮传动圆锥齿轮齿数一般取Z1＝75～25轴颈初算取20mm（齿轮输入轴，也就是皮带轮的输出轴）闭式传动，对轮齿面，调质处理，齿面硬度≤350HBS闭式单级传动一般i取≤5我们取i＝4选择齿轮材料，确定许用应力查表 小齿轮采用45#钢，调质220HBS大齿轮采用45#钢，调质190HBS查表取SH＝1.1得最小接能应力，表面疲劳破坏 ，所以许用接能应力。
则

查表最小弯曲应力
SF＝1.4
故许用弯曲应力：
；
。
因采用是闭式轮齿面传动，故按齿面接能强度设计由公式修正系数查表13-4， 取Z1=25 Z2=100小轮上的转矩 齿宽系数取0.4（直齿一般常用取0.4）载齿系数K取1.4（常用值1.4～2）齿轮按一般按8级精度制造 则初算中心距：。
确定模数则m＝1.968 取模数为2mm，为标准模数实际中心距计算传动主要尺寸分度圆直径： 。
齿宽小齿轮齿宽；
齿顶圆直径 正常齿ha*＝1 ，；
齿根圆直径，正常齿C*＝0.25；
；
；
齿高。
4.2齿轮结构设计
齿轮做成齿轮轴材料：45钢热处理硬度HBS ，小齿轮220调质 大齿轮190火压力角：20°模数：2mm，齿宽：小齿轮55mm，大齿轮50mm，齿高：h＝4.5mm，中心距：a＝125mm，传动比：i＝8。
4.3传动轴设计
4.3.1 高速轴的设计计算
初算轴直径d1＝20mm
4.3.2 低速轴的设计计算
得C＝116
取d2min＝30mm
4.4轴的强度校核计算

受力图如下：
Fr

B Ft D

C

50 50

水平面：支座反力图： Ft＝1173N

FHB＝586.5N FHD＝586.5N

弯矩图：

最大弯距586.5×50mm＝23.46Nm
垂直图：
Fr=425.88

212.94N 212.94N

最大弯距212.94×50＝14.6Nm
合成弯距：

扭矩图：
T2=14.66

当量弯矩
α取0.3，为不变载荷截面C的强度为：
故安全。
4.5低速轴上键的校核
由于d=35mm，轴长度80mm查表得键尺寸：b＝100mm，h＝8mm，L＝70mm，键的工作长度：l＝L-b＝70-10＝60mm，查表得[σ]P=100mpa，因为σP<[σ]P由d＝50mm，轮壳长度为56mm查表选b=14mm h=9mm， L=45mm键有效长度l＝L-b＝45-14-31mm查表的[σP] =100Mpa，所以σP<[σP] 。
5 滚动轴承的寿命校核
使用期限8年，工作时间[Lh]=23360h选用6209深沟球轴承Cr＝24.5KN C0r=17.5KN
因为轴向力Fa＝0，所以径向载荷故当量动载荷额定寿命，查表：湿度系数，载荷系数， ，所以。 因为，所以轴承寿命满足要求，由于制造精度、材料的均质程度等的差异，即使是同样材料、同样尺寸以及同一批生产出来的轴承，在完全相同的条件下工作，它们的寿命也会极不相同。
轴承的寿命，不能以同一批试验轴承中的最长寿命或者最短寿命作为标准。因为前者过于不安全，在实际使用中，提前破坏的可能性几乎为100%；而后者过于了保守，使几乎100%的轴承都可以超过标准寿命继续工作。
滚动轴承的正常失效形式是滚动体或内外圈滚道上的点蚀破坏，这是在安装、润滑、维护良好的条件下，由于大量重复地承受变化的接触压力所致。单个轴承，其中一个套圈或滚动体材料首次出现疲劳扩展之前，一套圈相对于另一套圈的转数为轴承的寿命，轴承点蚀破坏后，在运转时通常会出现较强烈的振动、噪声和发热现象。由于基本额定寿命与破坏概率有关，所以在实际上按基本额定寿命计算而选择出的轴承中，可能有10%的轴承发生提前破坏；同时，也可能有90%的轴承超过基本额定寿命后还能继续工作，甚至相当多的轴承还能再工作一个、两个或更多个基本额定寿命期。对每一个轴承来说，它能顺利地在基本额定寿命期内正常工作的概率为90%，而在基本额定寿命期末达到之前即发生点蚀破坏的概率仅为10除了点蚀以外，轴承还可能发生其他多种形式的失效。例如，润滑油不足使轴承烧伤；润滑油不清洁而使滚动体和滚道过度磨损等。
6 减速器的应用
6.1减速器箱体的结构特点
减速箱结构尺寸设计箱座壁厚δ，δ＝0.025a+1≥8，考虑制造工艺，取δ＝8mm ，大齿轮顶圆与内机壁距离Δ1≥8，取Δ1≈8齿轮端面与内机壁距离Δ2≥8，取Δ2＝8mm 齿轮顶圆与内机壁距离Δ4＝（0.5～1.0）da，取Δ4＝40mm地脚螺栓直径df＝0.036a+12，取16mm轴承旁联接螺栓直径d1＝0.75df，取12mmd1到外箱壁距离C1，取C1＝18mmd1至凸缘边缘距离C2，取16mm箱盖与箱座联接螺栓直径d2＝（0.5～1.6）df，取d2＝10mm d2到外箱壁距离C1，取16mmd2到凸缘边缘距离，查表取14mm。
外箱壁至轴承座端面距离l1＝C1+C2+（5～8）， 取l1＝40mm
箱座凸缘厚度 b＝1.5δ＝12mm
箱盖凸缘厚度 b1＝1.5δ＝12mm
箱座底凸缘厚度 b2＝2.5δ＝20mm
6.2传动的润滑方法和润滑剂选择
6.2.1 齿轮润滑（直齿圆柱）
齿轮圆周速度，故采用浸油润滑方法。
表6.1齿轮润滑剂的标准
名称
代号
运动粘度mm2/s
闪点℃
倾点℃
中负荷齿轮油GB5903-86
100
40℃
50℃
不低于180
不低于-8
90～110
52.4～63
6.2.2 轴承润滑
轴承本身是不会耗油的，只是在运转过程中需要润滑油或润滑脂的润滑，轴承在运转过程中会产生一些金属微粒，会使在轴承中的润滑油脂的润滑效果变差，严重会使轴承本身损坏，知道保持润滑油脂清洁即可，定期的检查设备，定期的加油换油即可。 滚动轴承用润滑脂的选择速度及负荷因素 球轴承：（内径小于65mm）， dn值<300000用润滑脂 ；dn值>300000用润滑油滚子轴承：（内径小于50mm） dn值<150000用润滑脂 ；dn值>150000用润滑油 ，速度高：基础油粘度低、稠度大润滑脂 速度低：基础油粘度高、稠度小润滑脂 ；负荷大：基础油粘度高、具有极压抗磨性的润滑脂 负荷小：基础油粘度低、稠度大润滑脂.根据轴承工作条件如环境查表6.2，选择如下润滑脂。
表6.2轴承润滑脂标准
名称
牌号
滴点℃
工作锥入度
（25℃，150g）1/10mm
滚动轴承脂
GSY1514-82
ZGN69-2
不低于120
250～290
-40℃时为30

7 链传动设计
7 .1链传动设计
为使链传动能工作正常，应注意其合理布置，布置的原则简要说明如下：两链轮的回转平面应在同一垂直平面内，否则易使链条脱落和产生不正常的磨损。两链轮中心连线最好是水平的，或与水平面成以下的倾角，尽量避免垂直传动，以免与下方链轮啮合不良或脱离啮合[8]。
表7.1链传动合理布置形式

i链=2

1）选择链轮齿数，由书上表12.5选取
2）计算链节数Lp，初定中心距a0＝40p

取偶数Lp＝112节
3）计算额定功率p0，按式
由书上表7.2选取KA＝1.1
表7.1（估计可能出现链板疲劳破坏），当Z1＝21时，
选用单排链，查表12-8得，Km＝1.0
故所需额定功率
4）选取链的节距p，根据α链轮转速n1＝177.5r/min
及功率p0＝2.89，由图7.1选取链型号为16A，得节距p＝25.4mm
5）确定实际中心距，由公式

中心距可调，实际中心距

取
实际中心距
取
1）、验算链速，由式
得
链速属于较好范围。
2）、选择润滑方式
按p=25.4mm，V=15.8m/s，查图7.2得该链使用滴油润滑
3）、求作用在轴上的载荷
由式FQ=1.2F得

7.2 链传动的张紧和链传动的润滑
链传动中如松边垂度过大，将引起啮合不良和链条振动，所以链传动张紧的目的和带传动不同，张紧力并不决定链的工作能力，而只是决定垂度的大小。张紧的方法很多，最常见的是移动链轮以增大两轮的中心矩。但如果中心距不可调时，也可以采用张紧轮张紧，见图7.1张紧轮应装在靠近主动链轮的松边上。不论是带齿的还是不带齿的张紧轮，其分度圆直径最好与小链轮的分度圆直径相近。此外还可以用压板或托板张紧。特别是中心距大的链传动，用托板控制垂度更为合理[5, 4-9]。

图7.1张紧轮与主动链轮的关系
合适的润滑能显著降低链条铰链的磨损，延长使用寿命链传动的润滑方法可根据图7.2选取。通常有四种润滑方式：Ⅰ-人工定期用油壶或油刷给油；Ⅱ-滴油润滑，用油杯通过油管向松边内外链板间隙处滴油；Ⅲ-油浴润滑或飞溅润滑，采用密封的传动箱体，前者链条及链轮一部分浸入油中，后者采用直径较大的甩油盘溅油；Ⅳ-油泵压力喷油润滑，用油泵经油管向链条连续供油，循环油可起润滑和冷却的作用.链传动使用的润滑油运动粘度在运转温度下约为20～40mm2/s。只有转速很慢又无法供油的地方，才可以用油脂代替。

图7.2润滑方法与磨损关系图
8 传感器选择
8.1传感器的选择
本次设计选用的是北京三承恒薇科技有限公司的JSC4动态传感器
8.2外观尺寸

图8.1 传感器的外观尺寸
本传感器为标准型传感器，适用于所有旋转动力系统扭矩的测量,其中动态特性，是指传感器在输入变化时，它的输出的特性。在实际工作中，传感器的动态特性常用它对某些标准输入信号的响应来表示[2, 1-9]。这是因为传感器对标准输入信 号的响应容易用实验方法求得，并且它对标准输入信号的响应与它对任意输入信号的响应之间存在一定的关系,往往知道了前者就能推定后者。最常用的标准输入信号有阶跃信号和正弦信号两种，所以传感器的动态特性也常用阶跃响应和频率响应来表示。
8.3 产品的特点
1）可测量非旋转扭矩及过渡过程的旋转扭矩；
2）测量正、反向扭矩时，不需调整零点； 
3）信号检测采用数字化处理技术，精度高、稳定性好、抗干扰强；
4）输入电源极性、幅值保护，输出转矩、转速信号保护； 
5）扭矩信号的提取方式为应变电测技术； 
6）扭矩测量精度与旋转速度、方向无关； 
7）可测量正反向扭矩、转速及功率； 
8）输入、输出信号的传输为非接触的耦合方式；
9）体积小、重量轻、安装方便；
10）可靠性高、寿命长。
8.4 技术参数规格
1）测量范围：0.5N·m--5万N·m（分若干档）
2）非线性度：±0.1%--±0.3%（f·s）
3）重 复 性：±0.1%--±0.2%（f·s）
4）滞     后：±0.1%--±0.2%（f·s）
5）精     度：±0.2%--±0.5%（f·s）
6）环境温度：-20℃--60℃
7）过载能力：150%（f·s）
8）频率响应：100 μs
9）输出信号：频率方波 (标准产品)，也可以为4-20毫安电流或电压信号
    零 扭 矩： 10 KHz
  正向满量程：15 KHz
     反向满量程：5 KHz
10）输出电平：5V （可以根据客户的要求作出调整),负载电流<10mA
11）信号插座： (1)0. V (2)+12V. (3)-12V. (4)转速. (5)扭矩信号.
12）绝缘电阻：大于200MΩ
13）相对湿度：≤90%RH

表8.1外形主要尺寸表
规格
(N·m)
Φdj6
ΦD
A
L
L1
H
h
E
B
C
F
最高转速(r/min)
C型键
(b×L1×m×数量)
10
Φ18
Φ85
150
224
32
123
58
72
62
6.5
112
10000
6×32×6×1
20
Φ18
Φ85
150
224
32
123
58
72
62
6.5
112
10000
6×32×6×1
30
Φ18
Φ85
150
224
32
123
58
72
62
6.5
112
10000
6×32×6×1
50
Φ18
Φ85
150
224
32
123
58
72
62
6.5
112
10000
6×32×6×1
100
Φ18
Φ85
150
224
32
123
58
72
62
6.5
112
10000
6×32×6×1
200
Φ28
Φ95
152
242
42
133
63
72
62
6.5
121
10000
8×40×7×1
300
Φ28
Φ95
152
242
42
133
63
72
62
6.5
121
10000
8×40×7×1
500
Φ38
Φ105
154
272

57
144
69
72
62
6.5
136
10000
10×56×8×2
700
Φ38
Φ105
154
272
57
144
69
72
62
6.5
136
10000
10×56×8×2

根据课题要求输入端转矩为20N.m而输出端转矩一定小于输入端故选择上表中转矩为20N.m型号的传感器[5, 6-9]。
8.5 传感器安装方法
1）测量传感器的轴径和中心高，待装。
2）使用两组联轴器，将传感器安装在动力设备与负载之间。
3）分别调整动力设备、负载、传感器的中心高和同轴度，要求小于 0.05mm，然后将其固定，并紧固可靠，不允许有松动。小量程或  高转速传感器使用时，更要严格保证连接的中心高和同轴度。否则可能造成测量误差及传感器的损坏。
9 磁粉制动器选择
9.1描述
磁粉制动器是根据电磁原理和利用磁粉传递转矩的，磁粉制动器具有激磁电流和传递转矩基本成线性关系。在同滑差无关的情况下能够传递一定的转矩，具有响应速度快、结构简单、无污染、无噪音、无冲击振动节约能源等优点。磁粉制动器是一种多用途、性能优越的自动控制元件。磁粉制动器广泛应用于各种机械中不同目的的制动、功率测试加载、放卷张力的控制等。并且用于缓冲起动、过载保护、调速、卷绕系统中收卷的张力控制等方面。磁粉制动器是以一种高导磁性的磁粉为工作媒介，以激磁电流为控制手段的性能优越的新型自动控制元件，其工作原理是接通直流电源后产生磁场，工作介质磁粉在磁力线作用下形成磁粉链，制动扭矩的目的，其特点是快速反应、线性度好、控制力矩恒定、运转平稳、结构简单、无噪音、维修方便，并具有快速制动、张力控制、位置控制、速度控制、微机等功能，它广泛用于造纸、印刷、纺织、包装、塑料等通用机械中。在两组单元之间的空间，填有粒状的磁粉（休积大约40微米）。当磁性线圈不导电时，转矩不会从传动轴传于从动轴，但如将线圈电磁通电，就由于磁力的作用而吸引磁粉产生硬化现象，在连继滑动之间会把转矩传达[3]。
HELISTAR磁粉离合器/制动器特性
1）高精度的转矩控制
转矩的控制范围非常广，而且控制精度高，传达转矩和激磁电流成正确的比例，可实现高精度的控制。
2）优越的耐久性、寿命长
采用耐热、耐磨耗、耐氧化 、耐蚀性超强的超合金磁粉，寿命长。
3）稳定性超群的定转矩特性
磁粉的磁气特性佳，而且粉粒相互之间的结合力安定，滑动转矩非常稳定，与相对回转数没有关系能持久保持恒定的转矩。
4）连续滑动运转使用
散热效果优良而且采用热变形均一的冷却构造，加上磁粉的高耐热性，容许连结与制动功率及滑动功率大，能够圆滑的滑动运转，不会
引起震动。
5）连结圆滑，无冲击
连结时的冲击极小，能够无冲击的圆滑启动、停止。而且阻力转矩极小，不会引起无用的发热量。
6）适合高频运转
应答敏捷快速及特别的散热构造，适合高频度运转使用。
7）轻量、免保养、寿命长
型式简洁轻量化，使用耐高温之线圈及特殊油脂轴承，并针对易生磨耗的电枢施以耐磨特殊处理，延长使用寿命。
9.2用途
1)、缓冲起动，停止用：利用连结时的圆滑特性及定转矩特性之缓冲效果，即加速 度稳定及不发生冲击的尖峰转矩；
2)、连续滑动、张力控制用；
3)、转矩限制器用；
4)、高速应答用；
5)、动力吸收用；
6)、定位停止用；
7)、模拟负载用。
9.3适用范围
印刷机械、纸工机械制袋机械、造纸机械、电线电缆机械、卷线机械、线材机械、捆包包袋机械、纺织机械、织维机械、木工机械、试验设备、模拟负荷用、各种机械的精密性张力控制用、一般工业用装置、其他一般产业机械。
9.4激磁电流与转矩基本成线性关系
激磁电流与转矩基本成线性关系，通过调节激磁电流可以控制力矩的大小,其特性如图9.1所示。

图9.1激磁电流与转矩基本成线性关系
负载特性磁粉制动器的允许滑差功率,在散热条件一定时是定值。其实际选用选型时，实用滑差功率需在允许滑差功率以内。使用转速高时，需降低力矩使用。其特性如图9.2所示。

图 9.2磁粉制动器负载特性
9.4.1 功率控制特性
　　磁粉离合器、磁粉制动器是利用电磁效应下的磁粉来传递转矩的，可以用很小的电功率控制很大的传递功率，很容易用电子线路和计算机控制，可以很方便地应用于各行各业中。
9.4.2 快速响应特性
磁粉离合器、磁粉制动器因其固有的结构特点确定了该种产品的无响应时间、转矩上升时间及转矩下降时间都极短，此特性决定了磁粉离合器、磁粉制动器可以应用于需频繁启停、换向的应用场合。特殊需要的可以经过进一步的优化机械部分和改进加载电源提高响应速度。以5kgm的磁粉制动器为例，其无响应时间为25ms，其转矩上升下降时间分别为270ms和350ms[3, 6-9]。
结 论
在这次传送设计中，我对机械传动综合实验台的传动设计有了进一步的了解和认识，并充分运用了所学的知识，把这四年的学习中所学到的、看到的，尽可能的运用到本次设计中。针对机械传动和机械零件在分析、设计、选用和正确使用以及维护等方面有了长足的进步，总结过去四年中学习到的机械零件的基本知识，了解常用机构、常用传动方式、联接零部件、轴系零部件及其应用，掌握了机器动力源、机器实例综合分析。通过对本设计的学习，掌握了通用零件的设计方法。具备了设计简单机械的能力(运用标准,规范,手册,图册,查资料获取信息)齿轮的设计，轴的结构设计:安装次序,轴上零件的定位(轴向,周向),各段长度与直径,工艺轴的计算:按扭矩计算,按弯扭组合计算等，使我对机械设计方面的基本内容有一个总体了解，对机械设备及其自动化的专业方面有了一个理性认识，使我对机电一体化专业的认识更加具体化、形象化,特别是对传动系统中的带传动，链传动，齿轮传动有了近深一步的理解，从初定到验算再到最后的结论，都暴露了很多不足，但也在错误中不断的进步，最终拿下了此次设计，中间还有不足的地方，我会在未来的的过程中更加改进的。
在机械传动综合实验中掌握机械传动的组成、机构的运动学和动力学分析，理解轮系运动方式及动力传递，掌握传动部件效率测定和计算，进一步了解机构组成及其运动特性，了解确定机械产品设计方案的方法，根据给定工程实际题目，设计最优方案，培养我在实际工程中的动手能力，培养了我创新意识及综合设计能力。
毕业在即，回想起经过的三个多月的做毕业设计日子，感触良多。毕业设计是对自己在大学里学习收获的一次综合的考察，在本次设计中我们可以在温故已学知识的同时，又可以查漏补缺，学习到新的知识，更提高了自己综合运用知识的能力。
致 谢
本设计是在刘万福教授的悉心指导下完成的，刘教授在百忙之中还每周专门抽出时间给我们指导设计，花费了很多的心血，对于我的提问和设计中遇到的困难，都耐心的一一讲解，并指出我的设计中的错误和不足，同时他根据自己的经验给出了自己的观点让我参考，这使我学到了很多书本中没有的宝贵知识，最终使我圆满完成了毕业设计。 刘教授以其严谨求实的治学态度、高度的敬业精神、孜孜以求的工作作风和大胆创新的进取精神对我产生了重要影响。他渊博的知识、开阔的视野和敏锐的思维给了我深深的启迪，我在此向刘教授表示衷心的感谢和由衷的敬意！
论文在即将完成之际，我的心情无法平静，本次毕业设计经历三个多月，从选题、开题报告，到CAD绘制装配图、零件图、到最后完成说明书。期间每一个过程都得到指导教师刘万福教授的细心指导，身体力行、兢兢业业地为我们排忧解难，不仅治学严谨而且为人师表，堪称良师益友，教给我们的不仅有专业知识还有为人处世的道理，在此请接受我最诚挚的谢意！
同时我也要感谢与我同组的同学们，在相互的探讨和交流之中，使我受益匪浅学到了许多新的知识，对课题有了更深层次的理解，这对本次的设计来说是相当重要的。在合作过程中，与他们融洽的相处为我提供了很好的设计氛围。在此，我表示非常高兴能与他们合作，同时感谢他们对我的无私帮助！
我也要感谢大学几年来所有的老师，感谢你们的辛勤培养，使我能够在大学四年当中打下坚实的基础，同时有多少可敬的师长、同学、朋友给了我无言的帮助，在这里表示由衷的谢意！
参考文献
[1] 沈敏德 冯培恩.基于力学效应的机械传动原理设计知识库的结构研究[J].工程设计学报。
[2] 唐林 等.用设计单元法实现计算机辅助机械运动方案设计[J].计算机辅助设计与图形学学报,2000,12(8):614