缓降器性能试验机设计

吉林大学本科生毕业论文1目录目录 .11 绪 论 .32 总体方案设计 .43 电动机的选择 .63.1 选择电动机的型号和结构型式 .63.2 分配传动比 .73.3 传动装置动力与运动参数设计 .83.3.1 各轴转速 .83.3.2 各轴功率 .83.3.3 各轴转矩 .94 减速器设计 .104.1 圆锥齿轮设计 .104.2 圆柱齿轮设计 .144.3 锥齿-圆柱齿轮设计数据小结 .194.3.1 锥齿轮数据 .194.3.2 圆柱齿轮数据 .194.4 轴、轴承、键及联轴器型号的选择 .204.4.1 - 轴上轴径、轴承、键及油封的确定 .204.4.1.1 - 轴上各轴段直径 .204.4.1.2 -及-轴段上轴承的确定 .214.4.1.3 -轴段及-轴段上键的确定 .214.4.1.4 - 轴上油封的确定 .224.4.2 - 轴上轴径、轴承、键的确定 .224.4.3 - 轴上轴径、轴承、键及联轴器的确定 .235 其它机械结构设计 .245.1 带传动设计 .245.1.1 带传动的类型 .245.1.2 带传动的选择 .245.1.3 V 带轮设计 .245.2 联轴器的设计 .255.2.1 联轴器的分类 .255.2.2 联轴器的选择 .26吉林大学本科生毕业（设计）论文25.3 电磁离合器的选择 .265.3.1 电磁离合器的特点 .265.3.2 电磁离合器的分类 .275.3.3 各种电磁离合器的使用范围 .285.3.4 电磁离合器在机械传动装置上的应用形式 .305.3.5 电磁离合器的选择 .325.4 传感器的选择 .335.4.1 传感器的分类 .335.4.2 传感器的选择 .336 数据采集与处理 .346.1 数据采集原理 .346.2 数据采集系统 .356.2.1 数据采集系统的基本组成 .356.2.2 数据采集系统的特点 .366.2.3 数据采集系统的主要性能指标 .376.2.4 数据采集系统的结构形式 .381多通道共享采样 /保持器和 A/D 转换器 .382多通道同步型数据采集系统 .383 多通道并行数据采集系统 .396.3 程序控制设计 .396.4 转速测量 .426.4.1 直流测速发电机 .436.4.2 交流测速发电机 .446.4.3 测速发电机的选择 .45吉林大学本科生毕业论文31 绪 论现代社会高度发展，城市化进程进一步加快，高楼大厦曾出不穷，如何让人们的生活富足且具有更高的安全系数，是消防人员的重大责任。救生缓降器就是在高楼出现火灾等危险情况时，供人们逃生的装置。该装置主要由新型限速器、绳索卷盘、安全带、安全钩、挂环及连接钢丝绳等组成，性能优异，安全可靠。 适用范围该装置适用于各类高层建筑如办公楼、写字楼、公共娱乐场所、宾馆、饭店、住宅、公寓、商厦、机关、医院、学校等场所配备，并是消防部门施救装置，还可用于高空作业等需匀速缓降的场合。产品特点1.降速平稳，安全可靠。采用最新技术，完全消除重力加速度，降速平稳均匀，限速阻尼感、安全感强，无空程。检测结果表明：在使用载荷 25-100kg 时的下降速度为 0.5-2.0m/s，重复下降速度偏差5%。2.自动+手动，可悬停。除限速器自动调速外，还可进行手动降速干预，可刹车悬停。3.安全裕度高，使用寿命长。采用纯裸镀锌钢丝绳，强度高、阻燃、寿命长。4.灵活实用的两种使用方式。该装置研制出便携式（手提箱）和固定安装式（壁挂箱）两种产品，既可供多人（操控）稳定使用，又可供个人（操控）移动使用。5.设计先进，结构紧凑。限速器采用精铸铝合金外壳，精美，轻质（仅重2.5kg） 。 2 总体方案设计42 总体方案设计设计题目：缓降器性能试验机设计设计要求：1）了解缓降器性能试验机的用途，主要构成；策划系统的总体结构和实现方案。2）了解缓降器性能试验机的工作原理，设计缓降器性能试验机的机械结构。3）完成缓降器性能试验机的电气部分设计。包括：直流电机的加载原理，直流电机控制器的控制电路，拉力测量电路设计，线速度测量电路设计，微机计数卡的原理框图，控制软件流程图。4）完成翻译译文，最少工作量为 5000 汉字。5）针对本课题内容需要绘制 4 张 工作图，撰写 2 万字设计说明书。0A设计参数：1、绳的直径：4mm。2、下降速度：1.52.0m/s。3、承载力：100kg。4、机架高度：1.52.0m。5、脉冲测长：100m。6、调速器：欧陆直流调速器。7、采集卡：宏拓 7484 采集卡。8、电磁离合器：2 个，一开一合。本设计为缓降器性能试验机设计。在设计的过程中，需要由电机提供动力。而电动机的转速较高，传递的转矩则较小，故不能将电动机输出轴和电磁离合器输入轴直接联结，须经过减速、增扭过程，再与电磁离合器输入轴联结。在设计中，一般采用减速器作为电动机与工作机之间的联结装置。在本设计中，我们采用锥齿-圆柱齿轮减速器做联结装置，将电动机的动力通过减速器传递给电磁离合器。电磁离合器通过绕在其上面的缓降绳与缓降盘联结，缓降盘上装有拉力传感器，通过传感器测定通过缓降盘的拉力的变化，传递给采集卡及微机控制系统。在电动机上装有测速发电机，测定电动机转速的变化。在设计中，电动机和减速器之间通过 V 带或联轴器联结，减速器和电磁离合器之间通过联轴器联结。实际选择时应根据实际情况选择 V 带或联轴器作为电动机输出轴与减速器输入轴之间的联接装置。在设计中，一般将机器之间的传动设计成直线联结形式，因此，我们选择联轴器作为减速器输出轴和电磁离合器输入轴之间的联接装置，选择 V 带作为电动机输出轴与减速器输入轴之间的联结装置。之所以选择锥齿-圆柱齿轮减速器，是因为用它可实现将机器设计成直线传动形式的目的。考虑到减速的程度问题，选择两级锥齿-圆柱齿轮减速器。综上所述，系统总体传动方案如图 2.1 所示。吉林大学本科生毕业论文5在检测中，需采集缓降绳所受拉力的大小及其下降速度的大小，将两个参数分别列在坐标轴横纵坐标上。当拉力在 245N980N 之间变化时，下降速度在 1.52.0m/s 之间变化，则试验机是合格的，可作为救生装置装在楼道内。实际上，我们是通过测定电动机的转速来间接测定缓降绳的下降速度的。电动机转速的测定是同过测速发电机来实现的，具体测定过程见 6.4 节。缓降绳下降速度-所受拉力（V-F 曲线）曲线如图 2.2 所示。3 电动机的选择63 电动机的选择3.1 选择电动机的型号和结构型式电动机的选择既要考虑实用性、节能型，又要考虑其满足设计要求的性能，在缓降器性能试验机设计中，人的重量为:25Kg100 Kg,下降速度为:1.0m/s1.5 m/s,设计中，我们均取最大值，作为缓降绳所受拉力和下降速度，则拉力 F=mg=1000N,V=2 m/s,去工作机效率 =0.9，可求得工作机（即电磁w离合器绕绳轮）功率为：= = =2.22KW (3-1)WP10FV9.02式中，工作机效率；w工作机要求的输入功率；PF工作机阻力；V工作机线速度。电动机所需的输出功率为：= （KW） (3-2)dPw式中，工作机要求的输入功率；wP电动机至工作机的传动效率。设计中要求电动机额定功率 。edP电动动机至工作机的传动效率： = 123n由机械设计课程设计查得 V 带、轴承、联轴器等的传动效率分别为：0.98、0.99、0.97、0.99、0.97、0.99、0.98，则吉林大学本科生毕业论文7=0.980.990.970.990.970.990.98=0.8768则 = = =2.532KWdPw876.02故 =2.532 KW。ed取工作机鼓轮直径（即电磁离合器绕绳轮直径）D=400mm,则工作机轴转速为：= = =95.54r/min (3-3)wnDv31064023查机械设计课程设计表 2-3，2-4 知，锥齿-圆柱齿轮减速器传动比范围为i=815,则电机的转速范围为： = =（815）95.54 = ,d,aiwn（764.321433.1 ） r/min,查机械设计课程设计表 2.1-2，取电机同步转速为：1000 r/min，电机额定功率为： =3KW，电机型号为：Y132S-6，将电机型edP号及主要尺寸列表如下（表 3.1）：表 3.1 电机型号及主要尺寸型号额定功率（ KWedP）满载功率（r/minmn）同步转速（r/min）电机中心高（mm）外伸轴直径和长度 DE（mm）Y132S-6 3 960 1000 132 38803.2 分配传动比电动机选定以后，根据电动机的满载转速 及工作机转速 即可mnwn确定传动装置的总传动比为：i= = =10.01 。wnm54.960下面将总传动比分配给锥齿-圆柱齿轮减速器，由机械设计课程设计教材，3 电动机的选择8对于锥齿-圆柱齿轮减速器，取锥齿轮传动比为 =0.25i，并应使 3，最大1i1i允许 4，我们取 =0.25i=0.2510.01=2.5123，取整数 =2.5，符合要1i1i求。对于圆柱齿轮 ，要求 =35，而实际上 =i/ =10.01/2.5=4.004，取22i2i1=4，符合要求。2i故锥齿轮和圆柱齿轮传动比分别为： =2.5， =4。1i2i3.3 传动装置动力与运动参数设计3.3.1 各轴转速= = =960 r/min，nomi1960= = =384 r/min，i5.2= = =96 r/min，ni438= =96 r/min。w3.3.2 各轴功率= =2.5320.98=2.4814KW，Pd1= =2.48140.990.97=2.3829 KW，2= =2.38290.990.97=2.2883 KW，45吉林大学本科生毕业论文9= =2.28830.990.98=2.22 KW。wP673.3.3 各轴转矩=9550 =9550 =24.6887 Nm,TnP960481.2=9550 =9550 =59.2622 Nm,384.=9550 =9550 =227.6382 Nm,TnP962.=9550 =9550 =220.8438 Nm。ww.将传动装置运动和动力参数计算结果列表如下（表 3.2）：表 传 动 装 置 运 动 和 动 力 参 数 表 0.72630.814518927工 作 机 轴I轴轴轴电 动 机 轴效 率传 动 比 i转 矩功 率 p转 速 轴 名参 数4 减速器设计104 减速器设计由总体方案知，采用锥齿-圆柱齿轮减速器作为减速装置，在减速器的设计中，总体尺寸主要由锥齿轮及圆柱齿轮的尺寸决定，因此，锥齿轮及圆柱齿轮的设计是至关重要的。4.1 圆锥齿轮设计1. 选择齿轮材料、热处理根据设计要求，选用闭式软齿轮设计。大齿轮：45#，正火，齿面硬度：190200HBS；小齿轮：45#，调质，齿面硬度：220230HBS。2. 选择齿轮精度等级、齿数、齿宽系数缓降器性能试验机为一般性提升、移位装置，故选用 8 级精度。对闭式软齿轮，推荐小齿轮齿数 =2040,选 =30，则1z1z= =75. = =2.5= 。2z1i1u2z1i由机械设计教材知，齿宽系数 =0.250.3，取 =0.26。RR3. 确定相关参数cos = = =0.9285, = ，12u25.11804.2cos = = =0.3714, = ，222.296.当量齿数： = = =32.31，取 =32，1vz1cos985.031vz吉林大学本科生毕业论文11= = =201.94，取 =202，2vz2cos3714.052vz当量齿轮端面重合度： 。7651.cos1.82zv4. 按齿面接触疲劳强度设计由 （4-1d3221)5.0(8.4HERRZuKT1）确定式中各项数值：由表 3.2 知， = =24.6887 Nmm, 1T 310载荷受中等冲击，查机械设计（以下简称机设） ，初选载荷系数 =1.5，tK查机设表 9-7，取弹性系数 =189.8 ,EZMPa查机设图 9-14，取节点区域系数 =2.5，H由 =1.7651，查机设图 9-13，取接触强度重合度系数 =0.875。v Z由机设式 9-11 知， = （4-HminlSNZ2）分别查机设图 9-16（d）, 9-16（c ）,取 =525MPa， =390 MPa，1liH2limH查机设表 9-8，取 =1.25，minHS对 ，设锥齿轮工作寿命为 10 年，则NZ，91 1067.)83510(9606 hjL，812 7.5.i4 减速器设计12查机设图 9-15，取 ， ，0.1NZ15.2NZ将以上各参数代入式（4-2） ，得= = 1=420 MPa， 1Hmin1lS1N5.= = 1.15=359 MPa，2in2lH2Z.390取 =359 MPa 设计。 2将以上求得的 、 、 、u、 、 、 、 代入式（4-1） ，得tK1TREZH2H td1 3222)5.0(8.4RRt = 32335987.0.18.)6.1(6. 087= 77.95mm,则 V= = =3.92m/s,310ndt3095.4.由机设表 9-5，取 =1.5，AK由机设图 9-7，取 =1.17，V又锥齿轮齿宽系数 = = = =0.4，dm1bRu226.015查机设图 9-10，取 =1.11，查机设图 9-6，取 =1.2，则KKK= =1.51.171.111.2=2.34,AV所以， = =77.95 =90.94mm,1dt3tk35.142吉林大学本科生毕业论文13由 = m , 所以 m= = =3.013mm,由机设表 9-1，选 m=3。1dz1zd304.9锥齿轮主要几何尺寸如下：= m =330=90mm,1z= m =375=225mm,2dR = = =121.17mm,21z32750b= R = 0.26121.17=31.50mm,因锥齿轮大小齿轮宽度相等，取齿宽 = =32mm,1B2= -2 cos = -21.2mcos =90-21.230.9285=83.315mm,1fdfh1d= -2 cos = -21.2mcos2ff2 2=225-21.230.3714=222.326mm,= +2 cos = +2mcos =90+2130.9285=95.571mm,1adah1d1= +2 cos = +2mcos =225+2130.3714=227.228mm。2225. 校核齿根弯曲疲劳强度由 （4-FRRSaFF umzYKT2321)5.0(8.43）确定 、 、 、 ：YFaSF由机设知， ，675.01.2507.25.0V当量齿数 ，3.98.cos11zZV4 减速器设计14，9.20137.5cos22zZV查机设图 9-19，取 =2.48， ，1FaY.2Fa查机设图 9-20，取 ， ，6.S861S查机设图 9-22（c ） ，在 ML 上取 ，MPaF30lim同理，在机设图 9-22（d）上取 ，2li查机设表 9-8（c）,取 ，又应力循环次数 ，5.1minFS 91067.N，查机设图 9-21，取 ， ，故82107.6N870NY9.02，MPaYSNF23.5130minl1，F9.2inl2将确定出的各项数值代入弯曲强度校核公式（4-3） ，得,23097.245.2187.60563486.3.).1(41332211 MPaPaumzYKTFRRSaFF，MPaPaYFSaF 236.4.9.4121 故齿根弯曲疲劳强度满足要求。4.2 圆柱齿轮设计1. 选择齿轮材料、热处理根据设计要求，选闭式软齿轮设计。吉林大学本科生毕业论文15大齿轮：45#，正火，齿面硬度：190200HBS；小齿轮：45#，调质，齿面硬度：230240HBS。2. 选择齿轮精度等级、齿数、螺旋角因缓降器性能试验机为一般性提升、移位装置，故选用 8 级精度。对闭式软齿轮，推荐小齿轮齿数 =2040,选 =25，则1z1z， = =4= 。1025412zi 2u12i初选螺旋角 。3. 按齿面接触疲劳强度设计由 （4-32112HEdZuKT4）确定式中各项数值：由表 3.2 知， = =59.2622 Nmm, 1T 310因载荷平稳，初选载荷系数 ，5.tK查机设表 9-10，取齿宽系数 ，9d查机设表 9-7，取弹性系数 =189.8 ,EZMPa查机设图 9-14，取节点区域系数 =2.42，H由式 9-7，端面重合度 ，6.1cos12.382z纵向重合度 ，92.5tan9.0.tan31.0zd查机设图 9-13，取接触强度重合度系数 ，7Z又螺旋角系数 ，8.01cos4 减速器设计16设圆柱齿轮工作寿命为 10 年，由机设式 9-12 得应力循环次数，81 107.6)3510(3860hjLnN，82.47.i查机设图 9-15，取接触强度寿命系数 ， ，15.1NZ17.2NZ查机设图 9-16（d）,按小齿轮齿面硬度平均值 235HBS，在 MQ 和 ML 线中间（适当延长 MQ 和 ML 线）查得小齿轮接触疲劳极限 ，MPaH5401lim同理，在图（d）上查得大齿轮接触疲劳极限 ，aH3902lim查机设表 9-8，取齿轮最小安全系数 ，则许用接触应力.1inS， MPaZSNH6215.401minl1 ，3.7.392inl2取 设计。 PaH.4562将以上所求各数据代入式（4-4） ，得3 211 2HEdtt ZuTK= 3233.45698.078.1949.0265 = 49.94mm,则 ,smndVt /01.163.163由机设表 9-5，取使用系数 ，5.AK由机设图 9-7，取动载系数 ，V吉林大学本科生毕业论文17由机设图 9-10，取齿向载荷分布系数 ，08.1K由机设图 9-6，取 齿间载荷分配系数 ，则载荷系数2，34.08.15.KVA，mdtt 2.6.349.31，17.5cos21.6cos1zmn由机设表 9-1，取斜齿圆柱齿轮模数 。5.2n圆柱齿轮主要几何尺寸为：中心距 ,取 。mzan 76.1cos2)05(.cos2)(1a160螺旋角 ，4293.25.ar)(r1 mn故 。976.0cos，zdn0.4.2511，mmn.697.cos22，db.5401取大齿轮齿厚 ，小齿轮齿厚 。B62mB6815. 校核齿根弯曲疲劳强度由 （4-FSaFnFYmbdKT124 减速器设计185）计算当量齿轮端面重合度 ，bn2cos由机设表 9-11 知，端面压力角 40.976.0tarcostanrt基圆柱上的螺旋角 的余弦为b，974.04.2cos.coscs tnb故 ，731.9.06122bn由机设式 9-13，重合度系数 ，683.071.5205.0nY由机设图 9-28，取螺旋角系数 ，87.当量齿数 ，4.269.05cos331zZV .107.332V查机设图 9-19，取齿形系数 ， ，58.21FaY18.2Fa查机设图 9-20，取应力修正系数 ， ，6S0SY查机设图 9-21，取弯曲疲劳强度寿命系数 ， ，9.1N92.N由机设 9-22（c ）, 按小齿轮齿面硬度平均值 235HBS，在 ML 线（适当延长）上查得小齿轮弯曲疲劳极限 ，同理，在图（d）上查得大MPaF3401lim齿轮弯曲疲劳极限 ，aF302lim吉林大学本科生毕业论文19查机设表 9-8，取齿轮最小安全系数 ，则许用弯曲应力25.1minFS， MPaYSNF.24791.0531minl1，F 6.8.2inl2将以上所求各数据代入式（4-5） ，得,52.4736.56061.5827.083.1.918.2MPaMPambdYKTFnSaF，MPaaYFSaF 16.2886.1.3.1212 故齿根弯曲疲劳强度满足要求。4.3 锥齿-圆柱齿轮设计数据小结4.3.1 锥齿轮数据; ; ; ; ; ;m3ha3mhf6.32.101z751md901; ; ; ; ;d25R7.2Bda.9a28.72; 。f1.81df4.3.2 圆柱齿轮数据; ; ; ; ;m5.2mha5.2mhf 125.3.1z01； ； ； ; ；493.1976.0cosa0d64m2564 减速器设计20；mB681; ;02 mhdaa 695.216421 ；da .5；ff 7.1。mhff 5249.1262 4.4 轴、轴承、键及联轴器型号的选择由机械设计课程设计（以下简称机设课设） ，初估轴径： ，mnPCd3电机轴： ，取 ；mnPd30.16952.1833 18轴： ，取 ；.4.33 d轴： ，取 ；nPd95.208.1433 m2轴： ，取 。6.1.033 d34.4.1 -轴上轴径、轴承、键及油封的确定4.4.1.1 -轴上各轴段直径根据初估轴径，取 ，则由机设课设得其他轴段直径分别为：md24，mdad 8.241.021.07. 吉林大学本科生毕业论文21取 ；md30-轴段上有角接触球轴承，初取 ，md3601.231.02V 由机设课设表 2.4-3，取 ；m4V；d 48.V-轴段上有角接触球轴承且应和-轴段上轴承型号尺寸相同，故；40。md3V所以各轴段直径分别为： ； ； ；md24d30md40V； ； 。d48V40VV-轴上各轴段直径尺寸及轴承安装如图 4.1 所示。4.4.1.2 -及-轴段上轴承的确定由机设课设，确定两轴承的型号及尺寸如下：型号：滚动轴承 7208C GB292-83尺寸： 1804BDd4 减速器设计224.4.1.3 -轴段及-轴段上键的确定-轴段上键：由机设课设表 2.3-1，查得键型号：键 GB1096-79 28高度： ；mh7-轴段上键：由机设课设表 2.3-1，查得键型号：键 GB1096-79 40高度： 。4.4.1.4 -轴上油封的确定因-轴轴径 ，由机设课设表 2.5-4，确定油封的型号及尺寸如下：md30型号：垫圈油封 30 FZ/T92010-91尺寸： ， ， 。29D42mb414.4.2 -轴上轴径、轴承、键的确定方法同上，确定各尺寸如下：1. 轴径； ； ；md30d36md4V； 。6V 0V-轴上各轴段直径尺寸及轴承安装如图 4.2 所示。吉林大学本科生毕业论文232. 轴承型号：滚动轴承 7206C GB292-83尺寸： 16230BDd3. 键-轴段上键：由机设课设表 2.3-1，查得键型号：键 GB1096-79 2810高度： ；mh-轴段上键：由机设课设表 2.3-1，查得键型号：键 GB1096-79 5高度： 。4.4.3 -轴上轴径、轴承、键及联轴器的确定方法同上，确定各尺寸如下：1. 轴径； ； ； ；md50d58md70V md60V； ； 。V 4V 38-轴上各轴段直径尺寸及轴承安装如图 4.3 所示。2. 轴承型号：滚动轴承 7210C GB292-83尺寸： 2095BDd3. 键-轴段上键：由机设课设表 2.3-1，查得键型号：键 GB1096-79 0164 减速器设计24高度： ；mh10-轴段上键：由机设课设表 2.3-1，查得键型号：键 GB1096-79 32高度： 。84. 联轴器型号：YL7 联轴器 GB5843-8660321J长度： 。mL505 其它机械结构设计265 其它机械结构设计5.1 带传动设计5.1.1 带传动的类型带传动是在两个或多个带轮之间用带作为拉曳元件来传递运动和动力的一种挠性件传动。带传动分为摩擦传动和啮合传动两类。平带V 带多楔带圆带都是利用带与带之间的摩擦力实现传动的，同步带则是靠带齿与轮齿相啮合传递运动和动力的。5.1.2 带传动的选择平带传动结构最简单，带轮也容易制造，使用成本低廉，形式多样，传动中心距较大，在农业机械中应用较多。V 带是一般机械传动中应用最广泛的。V 带的横截面呈等腰梯形，带轮上也做出相应的轮槽。传动时，V 带只和轮槽的两个侧面接触，即以两侧面为工作面。根据槽面摩擦原理，在同样的张紧力下，V 带传动较平带传动能产生更大的摩擦力。V 带传动的传动比较大，结构较紧凑，并且 V 带多已标准化大批量生产，因而 V 带传动的应用比平带传动广泛得多。在缓降器性能试验机设计中，我们采用 V 带传动，将电机的输出功率等传递给减速器。5.1.3 V 带轮设计1V 带轮设计的要求设计 V 带轮时应满足的要求有：质量小；结构工艺性好；无过大的铸造内应力；质量分布均匀；转速高时要经过动平衡；轮槽工作面要精加工，以减少带的磨损；各槽的尺寸和角度应保持一定的精度，以使载荷分布较为均匀等。2带轮的材料带轮的材料主要采用铸铁，常用的材料牌号为 HT150 或 HT200；转速较高时宜采用铸钢；小功率时可用铸铝或塑料。在本设计中，我们采用 HT200 作为带轮的材料。吉林大学本科生毕业论文273结构尺寸铸铁制 V 带轮的典型结构有以下几种形式：（1）实心式；（ 2）腹板式；（3）孔板式；（4）椭圆剖面轮辐式。带轮基准直径 (d 为轴的直径， mm)时，采用实心式；dD0.352.时，采用腹板式（当 时，采用孔板式） ；m0 mD101时，采用轮辐式。3带轮的结构设计，主要是根据带轮的基准直径选择结构形式，根据带的型号确定轮槽尺寸，如图 5.1 所示，根据普通 V 带轮的结构形式及尺寸，确定电动机输出轴上 V 带轮的结构尺寸如下：； ； ； ； ；md30d601md102da94mB0。L48减速器输入轴上 V 带轮的结构尺寸如下：； ； ； ； ；20451d9a。5.2 联轴器的设计5.2.1 联轴器的分类联轴器是机械传动中一种常用轴系部件，它的基本功能是联结两轴，并传5 其它机械结构设计28递运动和扭矩，并兼有安全保险的作用。联轴器的种类较多，通常根据对相应位移有无补偿能力划分为刚性联轴器和挠性联轴器两大类。刚性联轴器对相应位移无补偿能力，且全部由刚性零件组成，也没有缓冲减振能力，故适用于要求被联结的两轴严格对中，载荷平稳的场合。挠性联轴器具有挠性，对相应位移具有补偿能力。按是否具有弹性元件又分为无弹性元件的挠性联轴器和有弹性元件的挠性联轴器两种。有弹性元件的挠性联轴器可以依靠弹性元件的变形与储能性来缓冲减振，改善传动系统的工作性能。5.2.2 联轴器的选择凸缘联轴器结构简单成本低可传递较大的转矩，在低速无冲击轴的刚性大对中性较好时常采用凸缘联轴器。在缓降器性能试验机设计中，减速器输出轴与电磁离合器输入轴的联结要求无冲击，两轴的刚性强，对中性要好，故选用凸缘联轴器联结两轴。我们知道，联轴器所联两轴的尺寸由联轴器决定，结合其所联两轴（减速器输出轴与电磁离合器输入轴）的尺寸大小，选择联轴器型号及尺寸如下：型号：YL7 联轴器 GB5843-86603281J长度： 。mL505.3 电磁离合器的选择5.3.1 电磁离合器的特点电磁离合器是利用通过激磁线圈的电流所产生的磁力来操纵离合器的各种结合元件，以达到离合器的接合或分离。电磁离合器具有结构简单、操纵方便等优点。主要表现在以下几个方面：（一）提高系统的机械性能1. 传动系统使用电磁离合器后，可实现该系统的快速启动，快速制动及频繁的正反向控制。由于电动机与传动系统不直接连接，在启动或制动过程中，避免电动机出现过大的冲击电流。2. 能使传动系统获得较高的启动转矩。电动机的启动力矩通常为额定力吉林大学本科生毕业论文29矩的 1.52.0 倍，在电磁离合器作传动系统的启动过程中，可利用电动机的惯性能量来增加 启动力矩。一般可增加到电动机额定力矩的 2.53.0 倍。所以，在传动系统的相同条件下，利用电磁离合器启动，能使电动机的容量减小