可隐藏式电动投影屏幕的研究与设计【2013年最新整理毕业论文】

1 本科毕业设计（论文）说明书 可隐藏式电动投影屏幕的研究与设计 学 院 机械工程学院 专业班级 机械三班 学生姓名 郭志威 学生学号 201038686167 指导教师 张木青 提交日期 年 月 日 华南理工大学广州学院本科毕业设计（论文）说明书 华南理工大学广州学院 学位论文原创性声明 本人郑重声明：所呈交的学位论文，是 本人在导师的指导下，独立进行研究工作所取得的成果。除文中已经注明引用的内容外，本论文不含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的作品成果。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体，均已在文中以明确方式标明。本人完全意识到本声明的法律结果由本人承担。 学位论文作者签名： 日期： 年 月 日 学位论文版权使用授权书 本人完全了解华南理工大学广州学院关于收集、保存、使用学位论文的规定，即：按照有关要求提交学位论文的印刷本和电子版本；华南理工大学广州学院图书馆有权保存学位论 文的印刷本和电子版，并提供目录检索与阅览服务；可以采用复印、数字化或其它复制手段保存论文；在不以赢利为目的的前提下，可以公布论文的部分或全部内容。 学位论文作者签名： 日期： 年 月 日 指导教师签名： 日期： 年 月 日 作者联系电话： 电子邮箱： I 全套资料带 CAD 图， QQ 联系 414951605 或 1304139763 华南理工大学广州学院本科毕业设计（论文）说明书 II 摘 要 随着时代的信息化以及多 媒体技术的快速发展，现代化会议室视听设备的组成 将会 越来越完善、先进 。 会议 的 模式呈现出了多元化状态 。例如： 在政府行政部门中，会议系统在各种会议及文件学习中具有举足轻重的作用，使得政府领导之间的工作交流更加便捷 ； 在教育中，会议系统可充分利用 多媒体教育网络，以此 实现远程教育，为 社会各界人士 提供多层次、 多选择， 多样化的教育服务 。所以，现代会议系统在各行各业都有广泛的应用。 针对办公场所实际情况，设计一种可隐藏式电动投影屏幕，并对关键结构进行运动分析与受力分析，对其主要结构的技术参数进行分析与计算，以完善机器结构和工作 原理。该种形式的电动投影屏幕适合办公场所的设计工作，其传动方式为电动机通过二级皮带传动和一 III 级减速器实现减速，并通过凸缘联轴器与屏幕轴相连。该机器采用一级蜗杆减速器能够很大程度上减小减速器的设计尺寸；可隐藏式电动投影屏幕，关闭时完全隐藏在天花板内，能够大大减少占用空间。可隐藏式电动投影屏幕的正反转实现卷帘和放帘作业。 关键词 ： 屏幕 ；减速；可隐藏 华南理工大学广州学院本科毕业设计（论文）说明书 IV Abstract With the rapid development of information technology and the era of multimedia technology , the composition of a modern conference room audio-visual equipment will be more complete and modern . Mode meeting showing a diverse state. For example: In the executive branch of government , the conference system has at various meetings and documents a pivotal role in learning , making the work exchange between government leaders more convenient ； in education , multimedia conferencing systems can take advantage of educational networks , in order to achieve distance education , provide community multi-level, multi- select , diverse educational services. So, modern conferencing systems have wide applications in various industries . Office space for the actual situation , to design a motorized projection screen can be hidden , and the key structural stress analysis and motion analysis , technical analysis and calculation of parameters of its main structure to improve the machine structure and working principle . The forms of motorized projection screen suitable for the design of office space , the drive motor way through secondary and primary belt drive gear reducer to achieve , and the screen is connected to the shaft through a coupling flange . The machine uses can greatly reduce the level of worm gear reducer design dimensions ； electric projection screen can be hidden when closed completely hidden in the ceiling , can greatly reduce the space occupied . Can achieve hidden reversing electric projection screen roller blinds and curtains to put the job . Key Words： Can conceal； Decelerate； Hold the act V 目 录 摘 要 . Abstract . 第一章 绪论 .1 第二章 可隐藏式电动投影屏幕机构的整体设计 .2 2.1 整机结构 .2 2.2 投影屏幕尺寸及要求 .3 2.3 屏幕转角及自由度的确定 .4 2.4 中心轴位置确定 .5 2.5 中心轴的长度 .6 2.6 电动投影屏幕总传动比及分配 .6 第三章 电动投影屏幕受力分析 .8 3.1 主要部件的质量 .8 3.2 阻力矩及电机功率 .8 第四章 减速器设计 .9 4.1 传动装置总体设计方案 .9 4.2 电机的选择 .9 4.3 计算 传动装置的总传动比并分配传动比 .10 4.4 计算传动装置各轴的运动和动力参数 .10 4.4.1 确定各轴转速 .10 4.4.2 确定各轴输入功率 . 11 4.4.3 确定各轴输入转矩 . 11 4.5 传动件的设计计算 .12 4.6 轴的设计计算 .14 4.6.1 蜗杆轴的设计计算 .14 4.6.2 联轴器的选择 .17 4.6.3 减速器的润滑与密封的选择 .17 第五章 带传动设计 .18 5.1 皮带设计计算 .18 5.2 皮带设计计算 .22 第六章 控制技术 .24 6.1 PLC 概述 .24 华南理工大学广州学院本科毕业设计（论文）说明书 VI 6.2 PLC 的选型原则 .24 第七章 系统其余部件的选型 .26 7.1 光电开关 .26 7.2 外观处理 .26 结论 .27 参考文献 .29 致 谢 .30 1 绪论 1 1 绪论 投影机 自从 90 年代左右进入我国市场以来，其发展势头迅猛，市场销量日渐增多，截止 2014 年为止，预测销量大概达到 90 万台。投影仪市场的增大，也带动了与其配套的投影屏幕的完善和发展。随着投影机的功能享受不断扩展，目前已经由政府、教育、企业领域延伸到个人家庭领域中，而其 价格 也越来越大众化。这也是预示着投影屏幕生产厂商的机遇降临。中国投影幕市场将越来越大，与之伴随的是各投影幕厂商的市场竞争也越来越激烈。随着中国投影幕市场的不断成熟，其竞争格局也逐渐开始发生变化。投影幕是投影系统里最直接的一环，是画面直接显示的地方，其重要性不用多说。但大部分的消费者对投影幕有着这样的一个误解：认为投影屏幕是投影机的一个附带品，只要选择最好的投影机，至于是什么样的投影屏幕，其直接展示在眼前的效果都应该差不了多少。但是，伴随着人们教 育水平的提高，用户对投影知识的理解程度也越来越高，投影屏幕也越来越受到消费者的高度重视。而且随着投影画面显示技术的不断发展、创新以及用户对画面享受水平要求的提高，画面大、亮度高、分辨率高、对比度高以及更好的视觉保护效果的投影显示屏幕便成为市场的最迫切需求。 从如今的投影市场看，我国国内的中高档投影屏幕市场一直以来基本被国外的厂商享有。国内厂商长期以来被困于技术程度的限制，只能着重于中端甚至于低端市场。而当前最关键的一点还是因为之前的中高档投影幕市场并不及现在大，反而是最大的投影屏幕市场教育市场一直以来都因为 费用的问题而尽量选取中端或者低端投影幕。但是随着中高端投影幕市场的日益扩展，国内的厂商也意识到这一点，因此越来越重视这一领域的发展。特别是随着投影幕技术的不断成熟与资本积累的完成，我国的投影屏幕龙头企业也慢慢向中高档的屏幕市场发起进攻。随着投影屏幕的低端市场利润日益递减，中高端市场已经成了这些企业开发新利润增长点的重要目标。从之前的北京 2009Infocommmm 展上，大量的投影屏幕生产商参展 产品 即可一见。而在展会上红叶、白雪等知名品牌也集中展出了中高端的投影幕，因此可以预示，我们国家的投影屏幕市场竞争已经开始进入白热化阶段。 随着数字技术和显示技术的高速发展，目前全世界正在进入一个创新的高清时代，画面的数字化和高清晰度成为消费者消费的主要欲望和需求。高清时代的出现，改变了人们习惯上的视觉需求，对消费者来讲，高清是一场时代生活娱乐方式变革。其清晰的画面、细腻的画质，这些展示无不给处于旧画面时代的人们带来了强而有力的视觉 效果撞击。而展现在直接投影显示上，投影屏幕最终显示的影像决定了带给观众的享受，因此为在经营这块市场的屏幕生厂商带给了希望。而能否提供最佳视觉效果的高清屏幕将会是消费者选择消费的重要一环。华南理工大学广州学院本科毕业设计（论文）说明书 2 第二章 可隐藏式电动投影屏幕机构的整体设计 2.1 整机结构 可隐藏式电动投影屏幕的主要结构如 图 2-1 所示 (1、屏幕 2、屏幕轴 3、皮带 4、减速机 5、电机上固定座 6、机壳 7、中心轴固定座 8、皮带轮 )。该电动投影屏幕的屏幕是通过中心轴与可控电机形成皮带联接，中心轴与电机或者减速器的底座相连，电机固定在减速器底座上。电机的输 出扭矩通过两级带传动传至一级蜗杆减速器的蜗杆轴上，蜗轮轴将输出扭矩通过凸缘联轴器或法兰盘传到屏幕轴，从而实现屏幕轴的屏幕和收放动作。 图 2-1 电动投影屏幕 主要结构 电动投影屏幕做收幕动作时，电机通过减速器带动屏幕轴转动，拴在屏幕轴上的屏幕卷在屏幕轴上，完成收幕动作；电动投影屏幕作铺帘作业时，电机旋转方向相反，通过屏幕配重向下力，完成放幕动作。 如下图 2-1.1工作状态 . 第二章 可隐藏式电动投影屏幕机构的整体设计 3 屏幕 可隐藏机体 天花板 投影机 图 2-1.1 2.2 投影屏幕尺寸及要求 幕厚 mmx 5 ，幕宽 mmB 2319 ，幕长 mmL 15811 。如图 2-2 收幕或铺帘作业 5 mmin内结束；屏幕轴转速 min31 rn 。华南理工大学广州学院本科毕业设计（论文）说明书 4 长 1581mm 图 2-2 宽 2319mm 2.3 屏幕转角及自由度的确定 屏幕轴收幕过程中忽略屏幕的压缩量，屏幕以屏幕轴为中心按 阿基米德螺旋规律运动。屏幕轴每转 1周，屏幕半径变化量为 mmx 5 。 屏幕半径 由公式（ 1）给出： 2 525.020 rr (1) 为屏幕轴转角。为屏幕轴半径；式中： r 阿基米德螺旋长度的微分方程 由公式（ 2）给出： drrddB )2( 0 (2) 为屏幕轴转角。为屏幕半径；式中： r 第二章 可隐藏式电动投影屏幕机构的整体设计 5 积分得： 20 4 rB 代入基本尺寸整理得： 03 7 7 047.102 解方程得屏幕轴转角为： rad39.56 屏幕轴回转圈数 为： 122 39.562 电机通过减速器带动屏幕轴转动时，屏幕轴在屏幕配重上下空间内一方面作上下铅锤运动。如图 2-3 图 2-3 自由度 由公式 （ 3）给出： HLa PPnF 23 (3) 为高副。为低副；为运动构件数；为机构自由度；式中： HLa PPnF 机构中有 3个运动件， 3 个低副， 1个高副，故 : 213233 aF 2.4 中心轴位置确定 为使机构的结构紧凑，应正确选择中心轴的位置，否则电动投影屏幕工作时屏幕中心轴收幕完毕后会出现空间不足，进而对整个机构的寿命大打折扣。屏幕宽度方向为 X轴，高度方向为 Z轴。 屏幕轴最高位置 由公式 （ 4）给出： 华南理工大学广州学院本科毕业设计（论文）说明书 6 mmrHH 78)30512(08.19)( 01 (4) 为屏幕轴半径。为收幕后圈数；为屏幕高度；式中： 01 rH 顶杆最大伸张量发生在屏幕轴最高位置和壳体前端拐点处。故： 2121212120121 hxBrHxR (5) 为屏幕轴半径。为收幕后圈数；为屏幕高度；式中： 01 rH 即 21222122 2.1703.09025.05.2 xx 解方程得 mmx 04.3 中心轴的坐标为 (3.04， 0) 2.5 中心轴的长度 顶杆最大伸张量 1R 由公式 （ 6）给出： 2120121 rHxR (6) 为屏幕轴半径。为收幕后圈数；为屏幕高度；式中： 01 rH 中心轴坐标 (3 04， 0) 中心轴的最小垂直距离 由公式 （ 7）给出： 21222 BACBzAxR (7) 为直线方程的系数。、为最小伸张量；式中： CBAR 2 代入数据得： mmR 91.11185.05.2004.3185.0 21222 顶杆的滑动距离 R 为： mmRRR 23.291.114.421 设计中心轴长度时必须满足：屏幕宽度 2319 mm；传动轴长度 45HRC,可从手册中查得 蜗轮的基本许用应力 MPaH 268 。 应力循环次 52 1094.3)153006020(5.8716060 hLjnN 寿命系数 498.11094.3 1010 8 5787 NK HN 则 M P aM P aK HHNH 2 1 82 6 84 9 8.1 mmmma 131.155218 9.21601 5 0 8 7 721.132 取中心距 mma 160 ，因 62i ，完全满足要求， 取模数 mmm 4 ，蜗杆分度圆直径mmd 711 。这时 44.01 ad ， 从图 11 18 中可查得接触系数 0.3Z ，因为 , ZZ 因此以上计算结果可用。 轴向齿距 mmp a 566.12 ；直径系数 mmq 65.5 ；齿顶圆直径 mmd a 791 ；齿根圆直径 mmd f 611 ；分度圆导程角 0369.10 ；蜗杆轴向齿厚 mms a 14.3 。 蜗杆齿数 11z ；蜗轮齿数 622 z ；变位系数 02 x ；验算传动比 6216212 zzi，这时传动比误差为 062 6262 ，是允许的。 蜗轮分度圆直径 ；24862422 mmmzd 蜗轮喉圆直径 ；2561422482 222 mmhdd aa 蜗轮齿根圆直径 ；23825.01422482 222 mmhdd ff 蜗轮喉母圆半径 ；322562116021 22 mmdar ag FFaF YYmdd KT 221253.1 当量齿数： 94.640369.10c o s62c o s 3322 ZZv 根据 02 x ， 94.642 VZ ，从图 11 19 中可查得齿数系数 27.22 FaY 。 螺旋角系数 9 2 8 3 1.01400 3 6 9.1011401 Y 许用弯应力 FNFF K 从表 11 8中查得由铸锡磷青铜制造得蜗轮得基本许用弯曲应力 MPa56 ， 华南理工大学广州学院本科毕业设计（论文）说明书 14 寿命系数为 1 0 9 0 3.11094.3 109 56 FNK M P aM P aF 106.6210903.156 ，MP aF 9407.592831.027.2424871 1 5 0 8 7 721.153.1 FF ，可见弯曲强度是满足的。 考虑到所设计的蜗杆是动力传动属于通用机械减速器，从 GB/T1008 圆柱 3蜗杆，蜗轮精度中选择 8 级精度，侧隙种类为 f 标注为 8f ，查表得蜗杆，蜗轮齿面精度均为 1.6 而蜗杆顶圆为 1.6，蜗轮顶 圆为 3.2。 4.6 轴的设计计算 4.6.1 蜗杆轴的设计计算 该轴是蜗杆轴，其所选材料是 45 号钢，调质处理。 该轴的转速为 min/14401 rn ，功率为 kwp 45.31 ，转矩为 mNT 88.221 。 蜗杆轴所受各力的大小为： Nd TFF at 06.425071150877221121 , Nd TFF ta 96.5 9 1 4 32487 3 3 3 8 5 1222221 NFFF trr 53.525520t a n96.59143t a n221 根据 3 110min npAd ，其 中 1120 A ，于是得 mmd 9.1735044.1112 3m in ，输出轴的最小直径显然是带轮，为了使选的轴直径与带轮的孔径相适应，取 mmd 35min 。 蜗杆轴的结构与受力图 如图 4-2 所示。 为满足小带轮的轴向定位要求，段的左端制出轴肩，故取 d =45mmmm；段长度取 L - 40mmmm。因轴承同时受有轴向力和径向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据 d =50mmmm 初步选取 0 组基本游隙组标准精度级的单列圆锥滚子轴承，轴承代号是 30210,其尺寸是 mmmmmmTDd 75.219050 ，故d - =d - =50mmmm, 右端采用轴肩定位，由手册查得轴肩高度 h=3mmmm,于是d - =50mmmm.而 L - =56mmmm。由于蜗杆螺旋部分半径不大，蜗杆的齿根圆直径与轴的比值小于 1.7 时一般将蜗杆的螺旋部分与轴加工成整体，蜗杆齿宽 1b 按 mb )45.10(1 算，于是 mmb 35.913.6)405.1(1 取 1b =92mmmm 。 支 承 跨 度第四章 减速器设计 15 mmdL a 298284)1.19.0( 2 ,取 L=294mmmm。小带轮与轴的轴向定位采用平键联接 ,轴段由手册选用平键为 mmmmmm 3266 ，小带轮与轴的配合为 H7/K6，轴承与轴的轴向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 mm6。 在水平面上 NLL dFLFR arH 1245110 115709569912/3231 NRFR HrH 254124599112 负号表示 力的方向于受力简图中所设方向相反。 在垂直平面上 NFRR tVV 13602/21 轴承上的总支承反力 NRRR VH 8.184313601245 2221211 轴承上的总支承反力 NRRR VH 92222222 校核轴的强度 对于调质处理的 45 钢，由表 10.1 查得 MPaB 650 ， MPa3001 ， MPa1551 ， 由表 10.1 注 查得材料的等效系数 2.0 ， 1.0 。 键槽引起的应力集中系数，由表 10.4 查得 6 25.1,8 25.1 KK 绝对尺寸系数，由附图 10.1 查得 76.0,8.0 轴磨削加 工时的表面质量系数由附图 10.2 查得 92.0 。 安全系数 49.1402.035.88.092.0 825.13001 maKS 85.114.51.04.576.092.0 625.11551 maKS 17.985.1149.14 85.1149.14 2222 SSSSS 查表 10.5 得许用安全系数 5.13.1 S ，显然 SS ，故 C-C剖面安全。 小带轮处键连接的挤压应力 MP ad h lTP 4.88)1050(840 2 8 3 0 0 044 取键、轴、联轴器的材料都为钢，查表 6.1 得 M PaP 150120 。显然， PP ，故强度足够。 齿轮处键连接的挤压应力 华南理工大学广州学院本科毕业设计（论文）说明书 16 M P adhl TP 37.38)1170(1050 28300044 取键、轴、齿轮的材料都为钢，查表 6.1 得 M PaP 150120 。显然， PP ，故强度足够。由表 11.13 查得 70309 轴承内部轴向力计算公式，则轴承、的内部轴向力分别为 NFS r 52.7378.18434.04.0 11 NFS r 76.5529.13814.04.0 22 比较两轴承的受力，因 2121 aa FFRR 及 ，故只需校核轴承。 根据 对轴的校核可知 ,轴所受到的径向载荷为： NFFF NHNVr 70.1 2 6 03.82502.953 2212121 NFFF NHNVr 00.8813.82599.305 2222222 轴向载荷为： NYFS r .19.3508.12 70.12602 11 NYFS r 7.2448.12 00.8812 22 又知 NFa 35.726 ， 12 SFS a 。因此 NSF a 7.24421 ， NFSF aa 05.97122 。 轴的当量载荷 21 PP和 33.010.100.88105.97133.019.070.12607.2442211eFFeFFrara 11 rFP )( 22222 arp FYFXfP 查表可知径向载荷系数和轴向载荷系数分别为 4.02 X ， 8.12 Y ， 2.1pf 。所以：NFP r 7.126011 。 滚子轴承的寿命指数 =310 ,按表 13 6取载荷 系数 2.1pf ， ,温度系数 0.1tf 。于是，计算寿命： 6310366 1031.235.2520100.4673.10460106010 pCnLrn hh LL 所选轴承满足寿命要求。 4.6.2 联轴器的选择 本设计用到一个联轴器，用来连接输出轴和屏幕轴。联轴器的选择主要考滤它的孔径和它受的转矩而且载荷平稳无冲击，同时构造简单，轴的刚性大，对中性也较好。根据所选的电机的传动轴轴径和输入轴的轴径，选择凸缘联轴器（ GB/T5843-86）联轴器的型号 选为 YL7。对所选的联轴器，其公称转矩为： mmNmNT 1 6 0 0 0 0 01 6 0 0 第四章 减速器设计 17 于是： mmNmmNTKT Aca 11167918590703.13 因为 caT T ，可见联轴器的强度是符合要求的。 4.6.3 减速器的润滑与密封的选择 蜗轮圆周速度： smndV /22.1601000 73.045.346601000 22 蜗杆圆周速度： smndV /8.4601000 11 由于 V 较小，采用浸油润滑，蜗杆浸油深度约为一个齿高，但不应超过滚动轴 承最下面滚动体的中心线，否则容易漏油，为防止运转时过多的润滑油流入轴承，在轴承内侧加挡油板。对于轴承的润承，由于蜗轮 V1.5mm/s，不宜采用飞溅润滑，宜采用润滑脂润滑，为了防止在运转时润滑脂被飞溅起来的油稀释应在轴承内侧设挡油环。 因为该减速器为蜗轮蜗杆减速器，查机械手册可选蜗轮蜗杆润滑油代号 320，轴承选用 ZGN 2 润滑脂。 计算可得，各轴与轴承接触处的线速度 smv 10 ，且根据润滑要求，所以采用毡圈密封。 华南理工大学广州学院本科毕业设计（论文）说明书 18 第五章 带传动设计 5.1 皮带设计计算 计算功率是根 据需要传递的名义功率及考虑载荷性质、原动机类型和每天连续工作的时间长短等因素共同确定的。 计算功率 由公式（ 13）给出： PKP Aca (13) 。为为 工况系数名义功率，式中： AKP 按教材表 8 7，查得工作情况系数 AK ，选取1.1AK 。所以， kWkWPKP Aca 65.15.11.1 。 皮带型号根据设计功率 caP 和小带轮转速 0n 确定，查教材图 8 11 可选取 Z 型带。 由教材表 8 6和表 8 8，取小带轮的基准直径 mmd d 751 。 带的速度 由公式（ 14）给出： 100060 01 ndv d (14) 。为为 10 小带轮基准直径电动机转速，式中： ddn 代入数据得： smsmndv d 50.56 0 0 0 0 1 4 0 0751 0 0 060 01 。 因为 5mm/s v 30mm/s，故带速合适。 根据 112 dd did ，计算大带轮的基准直径 2dd ， mmmmdid dd 300754112 ,根据教材表 8 8，圆整为 mmd d 3152 。 根据 21021 27.0 dddd ddadd 初步确定中心距， mmamm 780273 0 ，选取中心距 mma 5000 。 带所需的基准长度 由公式（ 15）给出： 02122100 422 addddaL ddddd (15) 。为为 00 为初选中心距带的初算基准长度，带的标准基准长度，式中： aLL dd 第五章 带传动设计 19 代 入数据得： mmL d 16425004 75315315752500220 。查教材表 8 2，确定带的基准长度 mmL d 1600 。 带的实际中心距 由公式（ 16）给出： 2 00 dd LLaa (16) 。为为 00 为初选中心距带的初算基准长度，带的标准基准长度，式中： aLL dd 代入数据得： mmmmLLaa dd 4792 164216005002 00 。所以中心距的变化范围为 470mmmm 542mmmm。 带的包角 由公式（ 17）给出： add dd 3.57180 121 (17) 。为为 21 为实际中心距大带轮基准直径小带轮基准直径， add dd 代入数据得： 90151479 3.57753151803.57180 121 add dd 。 由 mmd d 751 和 min14000 rn ，查教材表 8 4a得 kWP 064.10 。根据min14000 rn ， 41i 和 Z型带，查教材表 8 4b得 kWP 03.00 。查教材表 8 5 得96.0aK ，表 8 2得 16.1LK 。 于是 kWKKPPP Lar 73.116.1924.003.0064.100 。皮带的根数 Z 为95.073.1 65.1Pr caPZ 。所以，选取皮带根数 1Z 。 单根带初拉力 由公式（ 18）给出： 华南理工大学广州学院本科毕业设计（论文）说明书 20 2m i n0 )5.2(500)( qvZvK PKFacaa (18) 。为为度质量为带每米长为包角修正系数，为带的根数，带的速度，计算功率， qKZvP aca 代入数据得： NNF 2585.506.05.51924.0 65.1)923.05.2(500)( 2m i n0 。 应使带的实际初 拉力 min0 )(FF 。 压轴力 由公式（ 19）给出： 2s in)(2)( 1m in0m in FZF p (19) 为小轮包角。为带的根数，初拉力， 1m i n0 为 ZF 代入数据得： NNFZF p 5002151s i n258122s i n)(2)( 1m i n0m i n 。 计算功率是根据需要传递的名义功率及考虑载荷性质、原动机类型和每天连续工作的时间长短等因素共同确定的。 计算功率 由公式（ 20）给出： PKP Aca (20) 。为为 工况系数名义功率，式中： AKP 按 教材表 8 7，查得工作情况系数 AK ，选取1.1AK 。所以， kWkWPKP Aca 584.144.11.1 。 皮带型号根据设计功率 caP 和小带轮转速 0n 确定，查教材图 8 11 可选取 Z 型带。 由教材表 8 6和表 8 8，取小带轮的基准直径 mmd d 801 。 带的速度 由公式（ 21）给出： 100060 01 ndv d (21) 。为为 10 小带轮基准直径电动机转速，式中： ddn 代入数据得： smsmndv d 86.56 0 0 0 0 1 4 0 0801 0 0 060 01 。 第五章 带传动设计 21 因为 5mm/s v 30mm/s，故带速合适。 根据 112 dd did ，计算大带轮的基准直径 2dd ， mmmmdid dd 320804112 ,根据教材表 8 8，圆整为 mmd d 3552 。 根据 21021 27.0 dddd ddadd 初步确定 中心距， mmamm 8705.304 0 ，选取中心距 mma 5000 。 带所需的基准长度 由公式（ 22）给出： 02122100 422 addddaL ddddd (22) 。为为 00 为初选中心距带的初算基准长度，带的标准基准长度，式中： aLL dd 代入数据得： mmL d 17215004 80355355802500220 。查教材表 8 2，确定带的基准长度 mmL d 1600 。 带的实际中心距 由公式（ 23）给出： 2 00 dd LLaa (23) 。为为 00 为初选中心距带的初算基准长度，带的标准基准长度，式中： aLL dd 代入数据得： mmmmLLaa dd 5.4392 172116005002 00 。所以中心距的变化范围为 415.5mmmm 487.5mmmm。 带的包角 由公式（ 24）给出： add dd 3.57180 121 (24) 。为为 21 为实际中心距大带轮基准直径小带轮基准直径， add dd 代入数据得： 901445.439 3.57803551803.57180 121 add dd 。 由 mmd d 801 和 min3500 rn ，查教材表 8 4a 得 kWP 064.10 。根据华南理工大学广州学院本科毕业设计（论文）说明书 22 min14000 rn ， 41i 和 Z型带，查教材表 8 4b得 kWP 03.00 。查教材表 8 5 得96.0aK ，表 8 2得 16.1LK 。 于是 kWKKPPP Lar 73.116.1924.003.0064.100 。皮带的根数 Z 为95.073.1 65.1Pr caPZ 。所以，选取皮带 根数 1Z 。 单根带初拉力 由公式（ 25）给出： 2m i n0 )5.2(500)( qvZvK PKFacaa (25) 。为为度质量为带每米长为包角修正系数，为带的根数，带的速度，计算功率， qKZvP aca 代入数据得： NNF 27686.506.05.51924.0 65.1)923.05.2(500)( 2m i n0 。 应使带的实际初拉力 min0 )(FF 。 压轴力 由公式（ 26）给出： 2s in)(2)( 1m in0m in FZF p (26) 为小轮包角。为带的根数，初拉力， 1m i n0 为 ZF 代入数据得： NNFZF p 5322144s i n276122s i n)(2)( 1m i n0m i n 。 5.2 皮带设计计算 皮带传动为具有中间挠性件的啮合传动，从理论上讲它有很好的工作可靠性。但是，在实际使用过程中，当不能保证它们的正常啮合条件时，会出现脱离与掉链现象。脱离瞬间，皮带传动的从动轮会出现丢速，并且伴有剧烈的冲击与振动。所以，脱离的发生会严第五章 带传动设计 23 重的破坏皮带传动的传动质量，并损坏传动皮带。 为了避免脱离，在设计时，我们应该采取以下措施： 合理的设计张紧装置。设计链传动时，应认真考虑张紧装置的设计，使传动传动轴在最大教荷下工作时，保证松边张力仍可维持平衡点处在围齿区间 内。张紧装置设计的具体内容，包括合理地确定张紧量，皮带磨损伸长后的补偿，以及安放位置等。 正确选择皮带宽度与中心距。选择皮带与中心合距时，要考虑保证围齿区间内有足够多的轮齿参加工作，使平衡点不容易完全移到围齿区外。在设计多轴传动的链传动时，这一因素更是重要。 正确确定松边垂度。从不发生脱离的角度确定松边垂度，应该保证皮带松边实际长度比理论长度小于一个链节距，这对小节距长中心距的传动十分重要。因为在这种情况下，每个皮带铰链磨损量的累积，容易使松边实际长度增加到比理论长度超过一个链节距。 限制传动轴最大啮 合作用角。如果限于空间尺寸无法安装张紧装置及增大围链齿数时，防止脱离有效的措施是设计非标准的小啮合作用角传动轴。只要啮合作用角小于摩擦角，滚子的向外移动就不会出现，从而也不会出现脱离。如图 5-1 图 5-1 防脱落隔片 华南理工大学广州学院本科毕业设计（论文）说明书 26 第六章 控制技术 6.1 PLC 概述 可编程逻辑控制器 (PLC)是 20 世纪 80 年代发展起来的新一代工业控制装置 ,是自动控制、计算机和通信技术相结合的产物 ,是一种专门用于工业生产过程控制的现场设备。 11目前 ,PLC 始终处于工业自动化控制领域的主战场 ,为各种各样的自动化控制设 备提供了非常可靠的控制应用。主要原因在于它能够为自动化控制应用提供安全可靠和比较完善的解决方案 ,适合于当前工业企业对自动化的需要。 PLC 之所以得到迅速的发展和越来越广泛的应用，是因为它具有一些良好的特点 PLC 集三电 (电控、电仪、电传 )于一体，实现三电一体化 ； PLC 的输入 /输出系统完善，性能可靠，能够适应于各种形式和性质的开关量和模拟量信号的输出和输入，在 PLC 内部具备计数器、中间继电器等的许多控制功能，而且还具有良好的联网通信功能 ； PLC 的硬件结构全部采用模块化结构，安装方便、接线简单，而且可以通过不 同的模块组合，适应不同规模、功能复杂程度的各种控制要求 ； PLC 能直观地反映现场信号的变化状态和控制系统的运行状态，非常有利于系统的维护和监控， PLC可采用梯形图编程和语句编程多种方式，给编程人员带来了极大的方便 ； PLC 性能稳定，可靠性高，且具有较高的性能 /价格比。 12 6.2 PLC 的选型原则 目前市场上的 PLC 产品众多，除国产品牌外，国外有 :日本的 OMRON C40/C60、MITSUBISHI、 FUJJF50、 Panasonic FP，德国的 SIEMENS57-300/400，韩国的 LG 等。近几年， PLC 产品的价格有较大的下降，其性价比越来越高，这是众多自动化工程技术人员选用 PLC 的重要原因。 13PLC 的选型应注意以下方面 : 1.PLC 控制系统规模的确定 l)一般依据工厂生产工艺流程确定，单机或者小规模生产过程，控制过程主要是条件、顺序控制，以开关量为主， FO 点数小于 128 点 ；建议选用微型 PLC，如 C40/C60、 F50、 57-200等。 2)如果生产过程是复杂逻辑控制和闭环控制，应该选用具有模拟量控制、 PID 控制等功能的 PLC， FO 点数在 128-512 点之间 ；建议选用中档 PLC， 如 0MR0NC2000， SIEMENS57-300等。 3)如果生产过程是大规模过程控制、 DCS 系统和工厂自动化网络控制，应该选用具有通信联网、智能控制、数据库、中断控制、函数运算的高档 PLC， FO 点数在 512 点以上 ；第六章 控制技术 25 建议选用高档 PLC，如 oMRONeZ000H， sIEMENs57-400 等，再和工业现场总线 Profibus 结合实现工厂工业网络的无缝通讯和完美控制。 2.PLC 编程方法的确定 l)一般的手持编程器编程。它只能用商家规定语句表中的语句表 (STL)编程。这种方式效率低，但对于系统容量小， 用量小的产品比较适宜，并且体积小，易于现场调试，造价也较低，这主要用于微型 PLC，如三菱机电 Fl-40MR 的编程器 (F1-20PE)。 2)图形编程器编程。该编程器采用梯形图 (LAD)编程，方便直观，一般的电气人员短期内就可应用自如，但该编程器价格较高，主要用于微型 PLC 和中档 PLC，如 FUJIF50、 OMRONC40/60 的编程器。 3)个人计算机或兼容机加 PLC 软件包编程。这种方式是效率最高的一种方式，但大部分公司的 PLC 开发软件包价格昂贵，并且该方式不易于现场调试，主要用于中高档 PLC 系统的硬件 组态和软件编程，如 SIEMENSSTEPS.O 软件包。 14 基于以上原则，本设计选定采用 OMRON 公司的 CPM2A 型，采用图形编程器编程。 华南理工大学广州学院本科毕业设计（论文）说明书 26 第七章 系统其余部件的选型 7.1 光电开关 光电开关主要用于检测箱体是否到位， 15基于检测范围与检测精度的考虑，选用上海普邦传感器公司生产的 PCBA-R2MNA-D3Y2 型光电式接近开关，具体参数见图 8-1 图 8-1 PCBA-R2MNA-D3Y2 型光电式接近开关参数 7.2 外观处理 1.壳体上盖板可做 喷漆与贴膜 ,具体根据办公室环境相匹配的风格。 2.壳体采用 POM，易加工。 第八章 结论 29 第八章 结论 本次毕业设计是可隐藏式电动投影屏幕的设计。该机主机固定在天花板内部，减速器马达放置该主机上部，通过皮带与中心轴联轴器横贯全屏的屏幕轴相连。接动电动投影屏幕控制开关的按钮，电动投影屏幕组即直接驱动屏幕杆转动。当驱动屏幕杆沿着棚面向上方转动时，屏幕杆即带动屏幕边自旋转收幕隐藏在天花板内。反之，令电动投影屏幕驱动屏幕杆反向转动时，屏幕便在自重作用下天花板面