機械設計課程設計

1、機械設計課程設計說明書前言該設計說明書是對本學期機械設計課程設計的歸納和總結，涵蓋了設計的全部過程。課程的設計任務是：搓絲機傳動裝置設計。從總體方案選擇、傳動結構的設計、再到齒輪、軸等等主要傳動件的選擇設計，檢驗及校核，以及箱體、執(zhí)行機構等的設計，我們最終完成了一個搓絲機傳動裝置的全部設計任務。該傳動裝置是由帶傳動、同軸式圓柱斜齒輪器和曲柄滑塊機構組成，傳動比為45。通過本次課程設計，的基礎理論知識進行了綜合應用，培養(yǎng)了結構設計和計算能力，并由此對一般的機械裝置設計過程有了一定的認識。下面是同軸式器的三維建模效果圖：1機械設計課程設計說明書目錄第一章 設計任務書31.1設計要求3原始技術數(shù)據(jù)3

2、設計任務31.21.3第二章 機械裝置的總體方案設計42.1傳動裝置方案的選擇4執(zhí)行機構方案的選擇4總體方案簡圖4執(zhí)行機構簡圖42.22.32.42.52.6電的選擇5傳動裝置運動及動力參數(shù)的確定6第三章 主要零部件的設計計算83.1齒輪傳動設計計算8帶傳動的設計計算19執(zhí)行機構的設計計算22軸的設計及校核計算25滾動軸承的選擇及校核計算37鍵聯(lián)接的設計及校核計算433.23.33.43.53.6第四章器箱體及附件的設計464.1器箱體結構的確定464.2器的潤滑和密封47第五章其它技術要求49參考文獻：502機械設計課程設計說明書第一章 設計任務書1.1 設計要求（1）該機用于軸輥螺紋，其結

3、構。上搓絲板安裝在機頭上，下搓絲板安裝在滑塊上。時，下搓絲板隨滑塊做往復運動。在起始（前端）位置時，送料裝置將工件送入上下搓絲板之間。滑塊往復運動時，工件在上下搓絲板之 間滾動，搓制出與搓絲板一致的螺紋。搓絲板共兩對，可同時搓出工件兩端的 螺紋?；瑝K往復運動一次， 一件。室內工作，生產批量為 5 臺。（2）（3）（4）（5）動力源為三相交流 280/220V，電單向運荷較為平穩(wěn)。使用期限為 10 年，大修周期為 3 年，制工作。專業(yè)機械廠，可7、8 精度的齒輪、蝸輪。1.2 原始技術數(shù)據(jù)1.3 設計任務（1）（2）（3）（4）完成搓絲機傳動裝置總體方案的設計和論證，繪制總體設計原理圖； 完成主

4、要傳動裝置的結構設計；完成裝配圖（用 A0 圖紙），零件圖兩張；編寫設計說明書一份。3最大直徑/mm12最大長度/mm180滑塊行程/mm340公稱搓動力/kN9生產率/(件/min)32機械設計課程設計說明書第二章 機械裝置的總體方案設計2.1 傳動裝置方案的選擇傳動裝置選用帶傳動和圓柱斜齒齒輪器的組合。其中，在電機到齒輪器之間使用的是帶傳動，這是因為帶傳動傳動平穩(wěn)，成本較低，高速傳動時輸出功率較大。而在帶傳動到執(zhí)行機構之間，使用的是同軸式齒輪器。這是為了在獲得較大的比的同時，盡量縮小器長度方向的，以獲得較為緊湊的結構。由于斜齒輪嚙合特性好，傳動平穩(wěn)，故選用斜齒輪作為齒輪傳動件。2.2 執(zhí)行

5、機構方案的選擇根據(jù)搓絲機的工作原理，我們選用曲柄滑塊機構作為執(zhí)行機構。曲柄滑塊機構能夠 將回轉運動轉化為直線往復運動，其結構簡單、使用較為廣泛，符合設計要求。2.3總體方案簡圖2.4執(zhí)行機構簡圖4機械設計課程設計說明書2.5 電的選擇按工作條件的要求，選用 Y 系列三相異步電，臥式結構。2.5.1 選擇電的容量注：h1 為 V 帶傳輸效率，h1 取 0.96；h2 為滾動軸承效率，h2 取 0.99；h3 為閉式齒輪傳動效率，h3 取 0.97；h4 為連桿機構傳動效率，粗估h4 為 0.7（參考資料1 表 2-5）2.5.2 選擇電型號根據(jù)電所需輸出功率，可以查閱到符合要求的電（參考資料1

6、200-203 頁)5方案電型號額定功率/kW電轉速（ r / min ）同步滿載1Y132S1-25.5300029202Y132S-45.5150014403Y160M2-85.5750720計算項目計算內容計算結果由電機至搓絲板的傳動總效率h總h= h ×h 3 ×h 2 ×h總1234= 0.96´ 0.993 ´ 0.972 ´ 0.7h總 = 0.614搓絲機末端輸出功率P末 計算搓絲板行程 s = 340mm粗取執(zhí)行機構急回系數(shù) k=1， 則搓絲板前進一次所需時間：t = 1min ´ 1 = 0.937s 3

7、22所以末端平均速度： v = s / t = 0.3627m / s 末端輸出功率：P末 = F × v = 9kN ´ 0.3627m / sP末 = 3.264kW電所需實際功率（輸出功率） P0P = P末 = 3.264kW0h0.614總P0 = 5.32kW機械設計課程設計說明書綜合考慮電電型號 Y132S-4的和價格，以及器的傳動比，認為方案 2 較為合適，所以選定2.6 傳動裝置運動及動力參數(shù)的確定2.6.1傳動比的計算2.6.2運動參數(shù)計算2.6.3動力參數(shù)計算6計算項目計算內容計算結果計算各軸的輸入功率輸入軸 P1 = P0 ×h1 = 5.

8、11kW中間軸 P2 = P0 ×h1 ×h2 ×h3 = 4.90kW輸出軸 P = P ×h ×h 2 ×h 2 = 4.71kW30123P1 = 5.11kW P2 = 4.90kW P3 = 4.71kW計算項目計算內容計算結果計算各軸的轉速輸入軸 n = n0 = 512.46r / min1i0中間軸 n = n1 = 128.11r / min2i1n輸出軸 n3 = 2 = 32.03r / mini2n1 = 512.46r / min n2 = 128.11r / min n3 = 32.03r / min計算項

9、目計算內容計算結果電額定轉速n0根據(jù)1表 6-164 得 Y132S-4 額定轉速：n0 = 1440r / minn0 = 1440r / min總傳動比ii =n032r / mini = 45分配各級傳動比由于同軸式器的特點，可取每一級齒輪比： i1 = i2 = 4由此，帶傳動的傳動比為：i = i = 2.81，傳動比較為理想0i 21i1 = i2 = 4i0 = 2.81機械設計課程設計說明書2.6.4 運動和動力參數(shù)計算結果匯總7軸名功率 P/kw轉矩 T/N·m轉速/r·min-1傳動比i效率h輸入輸出輸入輸出電軸5.3235.2814402.810.96

10、輸入軸5.1195.17512.4640.9603中間軸4.90365.57128.1140.9603輸出軸4.711404.132.03計算各軸的輸入轉矩輸入軸T = 9549 × P1 = 95.17N × m1n1中間軸T = 9549 × P2 = 365.57N × m2n2P輸出軸T = 9549 × 3 = 1404.1N × m3n3T1 = 95.17N × m T2 = 365.57N × m T3 = 1404.1N × m機械設計課程設計說明書第三章 主要零部件的設計計算3.1 齒

11、輪傳動設計計算3.1.1輸出級齒輪設計計算由于斜齒輪嚙合特性好，傳動平穩(wěn)，故選用斜齒輪作為傳動件。小齒輪材料選用 40Cr， 調質處理，硬度 241HB286HB，平均取 260HB，大齒輪選用 45 鋼，調質處理，硬度為229HB286HB，平均取 240HB。計算步驟如下：8計算項目計算內容計算結果（1）初步計算小齒輪輸入轉矩T2T = 9549 × P2 = 9549 ´ 4.904 N × m2n128.112T2 = 365.57N × m齒寬系數(shù)Yd由2表 27-14 查得Yd = 1.0Yd = 1.0接觸疲勞極限s H lim由2圖 27

12、-24(a)查得s H lim1 = 710MPas Hl lim 2 = 580MPa初步計算需用接觸應力s HPs HP1 = 0.9s H lim1 = 0.9 ´ 710MPas HP2 = 0.9s H lim2 = 0.9 ´ 580MPas HP! = 639MPas HP2 = 522MPaAd 值由1表 B1，估計 b » 13o 取 A = 756 ，dAd = 756動載荷系數(shù) KK = 1.4K = 1.4初步計算小齒輪直徑 d1d ³ A 3KT2× u + 11dY s 2udHP= 94.55mm初取 d1 = 9

13、5mm初步齒寬bb = Yd d1 = 1.0 ´ 95 » 95mmb = 95mm（2）齒面接觸疲勞強度校核計算圓周速度v =pd1n2= p ´ 95 ´128.11 60 ´100060 ´1000v = 0.637m / s取 8 級精度較為合理精度等級由2表 27-1 選擇8 級精度齒數(shù) z 、模數(shù)m 和螺旋角b初取 z1 = 31z2 = iz1 = 4 ´ 31 = 124一般 z1 與 z2 應取為互質數(shù)取 z1 = 31， z2 = 123機械設計課程設計說明書9故取 z2 = 123mt = d1 /

14、z1 = 95 / 31 = 3.065mm取法向模數(shù) mn = 3mmd1 = mt z1 = 95.015mm , d2 = mt z2 = 376.995mmb = arccos mn = arccos3mt3.065mt = 3.065mm mn = 3mmd1 = 95.015mm d2 = 376.995mmb = 11.821°使用系數(shù)由2表 27-7 原均勻平穩(wěn)，工作機有中等沖擊K A = 1.50動載系數(shù)由2圖 27-6KV = 1.1齒間載荷分配系數(shù)先求切Ft = 2T2 / d1 = 2 ´ 365.57 / 0.095015KA Ft = 1.5 &

15、#180; 7696.2 = 121.5N / mmb95由2表 27-8，非硬齒面斜齒輪，精度等級8 級Ft = 7696.2NKA Ft > 100N / mm bKHa = 1.2 , KFa = 1.2齒向載荷分布系數(shù)æ b ö2K= A + Bç÷ + C ×10-3 × bHbè d ø1= 1.17 + 0.16´1.02 + 0.61´10-3 ´ 95KHb = 1.388區(qū)域系數(shù)由2圖 27-18 查出非變位斜齒輪 ZH = 2.45ZH = 2.45彈性系數(shù)

16、由2表 27-15 查出 ZE = 189.8 MPaZE = 189.8 MPa重合度系數(shù)由2表 27-5a =æ tan a ö =ætan 20oöarctançn ÷arctanç÷è cos b øè cos11.821o øta= arccos db1 = arcco æ d1 cosat öat1dsç d + 2h÷a1è 1a1 ø= arcco æ 95.015 cos 20.398 &

17、#246; = 28.161o sç÷è95.015 + 2 ´ 3øat = 20.398oa= 28.161oat1aat2 = 22.689o機械設計課程設計說明書10a= arccos db2 = arcco æ d 2 cosa t öat 2dsç d + 2h÷a 2è2a 2 ø= arcco æ 376.995 cos 20.398 ö = 22.689osç÷è376.995 + 2 ´ 3ø由于

18、無變位(x=0)，端面嚙合角a ¢ = a = 20.398°tte = 1 z (tana- tana ¢)a2p1at1t+ z (tan a- tan a ¢)2at 2te= b sin b = 95 ´ sin 11.821obp mp ´ 3n Z =1 =1= 0.76ee1.71aa ¢ = 20.398otea = 1.71eb = 2.064 > 1Ze = 0.76螺旋角系數(shù)Z b =cos b =cos11.821°Zb = 0.989接觸應力s Hs= Z Z Z ZK K KKFt

19、 × u + 1HHE ebAVHbHa d bu1s H = 598.14MPa接觸應力s HP由2表 27-17 取最小安全系數(shù) SH lim總工作時間th = 10 ´ 300 ´16 ´1h應力循環(huán)次數(shù)NL1 = 60g n2th（一對齒輪嚙合取g = 1 ）N3.69´108NL2 = L1 =i4接觸系數(shù) Z NT 由2圖 27-27 查出齒面工作硬化系數(shù)Z= Z= 1.2 - HB2 -130W 1W 21700接觸強度系數(shù) ZX 由2表 27-18 按調質鋼查得SH lim =1.05th = 48000hNL1 = 3.69

20、´108N= 9.22 ´107L 2ZN1 = 1ZN 2 = 1ZW 1 = ZW 2 = 1.14ZX 1 = ZX 2 = 1.0機械設計課程設計說明書11潤滑油膜影響系數(shù)取為ZL1 = ZL2 = ZR1 = ZR 2 = ZV 1 = ZV 2 = 1s= s H lim Z NT ZL ZV ZR ZW ZX HPS帶入公式H lim計算s HP1 = 770.86MPas HP2 = 629.71MPa驗算s H < mins HP1,s HP2 齒面接觸疲勞強度（3）確定主要傳動中心距a = (d1 + d2 )/ 2 = 236.005圓整取 a

21、= 236螺旋角b = arccos mn (z1 + z2 )2a= arccos 3 ´ (31 + 123)2 ´ 236b = 11.815o切向模數(shù)m = m / cos b =1/ cos11.815otnmt = 3.064935mm分度圓直徑d = mn z / cos bd1 = 95.013mm d 2 = 376.987mm齒寬b = 95取b1 = 98mm b2 = 95mm（4）齒根彎曲疲勞強度驗算齒形系數(shù)YFaz= z / cos3 b = 31/ cos3 11.815o = 33.06n11z= z / cos3 b = 123 / cos

22、3 11.815o = 131.16n 22由2圖 27-20,根據(jù) zn 和 x = 0 查得YFaYFa1 = 2.55YFa2 = 2.20應力系數(shù)YSa由2圖 27-21 查得YSa1 = 1.63YSa2 = 1.79螺旋角系數(shù)Yb由2圖 27-22 查得其中eb = bsin b /(p mn ) = 2.064 >1Yb = 0.90重合度系數(shù)YbY = 0.25 + 0.75 = 0.25 + 0.75 cos2 beeebaeaYe = 0.672齒向載荷分布系數(shù)b / h = 95.013 /(2.25 ´ 3) = 14.076由2圖 27-9 查得KFb

23、 =1.45機械設計課程設計說明書12彎曲應力s F將相關數(shù)據(jù)帶入公式：s= K K KKFtY Y Y YFAVFbFa b mFa Sa e b1n可得一對齒輪的齒根彎曲應力s F1 、s F 2s F1 = 162.4MPas F 2 = 153.9MPa彎曲應力s FP由2圖 27-30 得實驗齒輪齒根彎曲疲勞極限s F lim 由2表 27-17 確定彎曲強度最小安全系數(shù) SF lim 由2圖 27-33 確定彎曲強度系數(shù)YX由2圖 27-32 確定彎曲強度系數(shù)YNTìYST1 = YST 2 = 2ï另外取íYVrelT 1 = YVrelT 2 =

24、1ïY= Y= 1î RrelT1RrelT 2s= s F limYSTYYRrelTYX FPSF lims F lim1 = 300MPas F lim 2 = 270MPaSF lim = 1.25YX 1 = YX 2 = 1.0YNT 1 = 0.89YNT 2 = 0.91s FP1 = 427.20MPas FP2 = 393.12MPa驗算s F1 = 162.4MPa < s FP1s F 2 = 153.9MPa < s FP2齒根彎曲疲勞強度（5）小結：齒輪主要傳動列表法向模數(shù) mn3mm端面模數(shù) mtmt = mn / cos b3.0

25、649mm螺旋角 b11.815角a (a n )20齒數(shù) zz1 = 31z2 = 123分度圓直徑 dd1 = 95.013mm d2 = 376.987mm中 心 距 aa = 1 (d + d )212236mm機械設計課程設計說明書13當量齒數(shù) znz = z / cos3 bnzn1 = 33.06zn 2 = 131.16齒頂高 hah = h*m = 1´ 3aan3mm齒根高 h fh= h* m = 1.25´ 3ffn3.75mm齒頂間隙 cc = 0.25mn = 0.25 ´ 30.75mm齒直徑 d ada1 = d1 + 2hada

26、2 = d2 + 2hada1 = 101.013mm da 2 = 382.987mm齒根圓直徑 d fd f 1 = d1 - 2hfd f 2 = d2 - 2hfd f 1 = 87.513mm d f 2 = 369.487mm齒 寬bb2 = b = 95mmb1 = b + (3 5)mmb1 = 98mm b2 = 95mm機械設計課程設計說明書3.1.2輸入級齒輪設計計算根據(jù)同軸式器的特點，當輸入級與輸出級傳動比相同時，兩級齒輪傳動可以只有不同的齒寬系數(shù)，而其它系數(shù)均相同。由此，設計輸入級齒輪時，可以在輸出級的設 計基礎上，降低齒寬系數(shù)Yd ，然后校核其強度。小齒輪材料選用

27、40Cr，調質處理，硬度 241HB286HB，平均取 260HB，大齒輪選用 45 鋼，調質處理，硬度為 229HB286HB，平均取 240HB。計算步驟如下：14計算項目計算內容計算結果（1）初步擬定參數(shù)小齒輪輸入轉矩T1T = 9549 × P1 = 9549 ´ 5.11 N × m1n512.461T2 = 95.17N × m齒寬系數(shù)Yd取Yd = 0.58Yd = 0.58接觸疲勞極限s H lim由2圖 27-24(a)查得s H lim1 = 710MPas Hl lim 2 = 580MPa動載荷系數(shù) KK = 1.4K = 1.4

28、小齒輪直徑 d1取 d1 = 95.013mmd1 = 95.013mm初步齒寬bb = Yd d1 = 0.58 ´ 95.013mm » 55mmb = 55mm（2）齒面接觸疲勞強度校核計算圓周速度v =pd1n1= p ´ 95 ´ 512.46 60 ´100060 ´1000v = 2.549m / s取 8 級精度較為合理精度等級由2表 27-1 選擇8 級精度齒數(shù) z 、模數(shù)m 和螺旋角b取 z1 = 31， z2 = 123 取法向模數(shù) mn = 3mm 取 b = 11.815z1 = 31z2 = 123mn =

29、 3mmb = 11.815o使用系數(shù)由2表 27-7 原均勻平穩(wěn)，工作機有中等沖擊K A = 1.50機械設計課程設計說明書15動載系數(shù)由2圖 27-6KV = 1.1齒間載荷分配系數(shù)先求切Ft = 2T1 / d1 = 2 ´ 95.17 / 0.095013KA Ft = 1.5 ´ 2003.3 = 54.63N / mmb55由2表 27-8，非硬齒面斜齒輪，精度等級8 級Ft = 2003.3NKA Ft < 100N / mm bKHa = 1.2 , KFa = 1.2齒向載荷分布系數(shù)æ b ö2KHb = A + Bç&

30、#247; + C ×10× b-3è d1 ø= 1.17 + 0.16 ´ 0.582 + 0.61´10-3 ´ 55KHb = 1.257區(qū)域系數(shù)由2圖 27-18 查出非變位斜齒輪 ZH = 2.45ZH = 2.45彈性系數(shù)由2表 27-15 查出 ZE = 189.8 MPaZE = 189.8 MPa重合度系數(shù)由2表 27-5a =æ tan a ö =ætan 20oötarctanç÷arctanço ÷ n è c

31、os b øè cos11.821 øa= arccos db1 = arcco æ d1 cosat öat1dsç d + 2h÷a1è 1a1 ø= arcco æ 95.015 cos 20.398 ö = 28.161o sç÷è95.015 + 2 ´ 3øa= arccos db2 = arcco æ d 2 cosa t öat 2dsç d + 2h÷a 2è 2a 2

32、 ø= arcco æ 376.995 cos 20.398 ö = 22.689osç÷è376.995 + 2 ´ 3ø由于無變位(x=0)，端面嚙合角a ¢ = a = 20.398°tte = 1 z (tana- tana ¢)a2p1at1t+ z (tan a- tan a ¢)2at 2te= b sin b = 55 ´ sin 11.821obp mp ´ 3n Z e =1 =1 = 0.76ea1.71a = 20.398ota=

33、28.161oat1a= 22.689oat2a ¢ = 20.398otea = 1.71eb = 1.195 > 1Ze = 0.76機械設計課程設計說明書16螺旋角系數(shù)Z b =cos b =cos11.821°Zb = 0.989接觸應力s Hs= Z Z Z ZK K KKFt × u + 1HHE ebAVHbHa d bu1s H = 378.59MPa接觸應力由2表 27-17 取最小安全系數(shù) SH lim總工作時間th = 10 ´ 300 ´16 ´1h應力循環(huán)次數(shù)NL1 = 60g n1th（一對齒輪嚙合取

34、g = 1 ）N1.476 ´109NL 2 =L1 =i4接觸系數(shù) Z NT 由2圖 27-27 查出齒面工作硬化系數(shù)Z= Z= 1.2 - HB2 - 130W 1W 21700接觸強度系數(shù) ZX 由2表 27-18 按調質鋼查得潤滑油膜影響系數(shù)取為ZL1 = ZL2 = ZR1 = ZR 2 = ZV 1 = ZV 2 = 1s= s H lim Z NT ZL ZV ZR ZW ZX HPS帶入公式H lim計算SH lim =1.05th = 48000hNL1 = 1.476 ´109N= 3.69 ´108L 2ZN1 = 1ZN 2 = 1ZW 1

35、 = ZW 2 = 1.14ZX 1 = ZX 2 = 1.0s HP1 = 770.86MPas HP2 = 629.71MPa驗算s H < mins HP1,s HP2 齒面接觸疲勞強度（3）齒根彎曲疲勞強度驗算齒形系數(shù)YFaz= z / cos3 b = 31/ cos3 11.815o = 33.06n11z= z / cos3 b = 123 / cos3 11.815o = 131.16n 22由2圖 27-20,根據(jù) zn 和 x = 0 查得YFaYFa1 = 2.55YFa2 = 2.20應力系數(shù)YSa由2圖 27-21 查得YSa1 = 1.63YSa2 = 1.7

36、9螺旋角系數(shù)Yb由2圖 27-22 查得Yb = 0.90機械設計課程設計說明書17重合度系數(shù)YbY = 0.25 + 0.75 = 0.25 + 0.75 cos2 beeebaeaYe = 0.672齒向載荷分布系數(shù)KFbb / h = 55 /(2.25 ´ 3) = 8.15由2圖 27-9 查得KFb = 1.25彎曲應力s F將相關數(shù)據(jù)帶入公式：s= K K KKFtY Y Y YFAVFbFa b mFa Sa e b1n可得一對齒輪的齒根彎曲應力s F1 、s F 2s F1 = 75.54MPas F 2 = 71.57MPa彎曲應力s FP由2圖 27-30 得實

37、驗齒輪齒根彎曲疲勞極限s F lim 由2表 27-17 確定彎曲強度最小安全系數(shù) SF lim 由2圖 27-33 確定彎曲強度系數(shù)YX由2圖 27-32 確定彎曲強度系數(shù)YNTìYST1 = YST 2 = 2ï另外取íYVrelT 1 = YVrelT 2 = 1ïY= Y= 1î RrelT1RrelT 2s= s F limYSTYYRrelTYX FPSF lims F lim1 = 300MPas F lim 2 = 270MPaSF lim = 1.25YX 1 = YX 2 = 1.0YNT 1 = 0.87YNT 2 = 0

38、.89s FP1 = 417.60MPas FP2 = 384.48MPa驗算s F1 = 75.54MPa < s FP1s F 2 = 71.57MPa < s FP2齒根彎曲疲勞強度（4）小結：齒輪主要傳動列表法向模數(shù) mn3mm端面模數(shù) mtmt = mn / cos b3.0649mm螺旋角 b11.815角a (a n )20機械設計課程設計說明書根據(jù)計算結果可知，輸入級齒輪齒面接觸疲勞強度強度和齒根彎曲疲勞強度余量均很大，這是由于同軸式結構設計，輸入級中心距必須和輸出級一致，故而使得強度余量較大。經過進一步計算可知，齒寬系數(shù)Yd 減小到 0.3，即齒寬為 28.5mm

39、 時，強度仍然有富余。過窄的齒輪可能會造成結構失穩(wěn)及其它，故這里我們選用 55mm 的齒寬。18齒數(shù) zz1 = 31z2 = 123分度圓直徑 dd1 = 95.013mm d2 = 376.987mm中 心 距 aa = 1 (d + d )212236mm當量齒數(shù) znz = z / cos3 bnzn1 = 33.06zn 2 = 131.16齒頂高 hah = h*m = 1´ 3aan3mm齒根高 h fh= h* m = 1.25´ 3ffn3.75mm齒頂間隙 cc = 0.25mn = 0.25 ´ 30.75mm齒直徑 d ada1 = d1

40、+ 2hada 2 = d2 + 2hada1 = 101.013mm da 2 = 382.987mm齒根圓直徑 d fd f 1 = d1 - 2hfd f 2 = d2 - 2hfd f 1 = 87.513mm d f 2 = 369.487mm齒 寬bb2 = b = 55mmb1 = b + (3 5)mmb1 = 58mm b2 = 55mm機械設計課程設計說明書3.2 帶傳動的設計計算3.2.1帶傳動的設計19計算項目計算內容計算結果確定傳動比根據(jù) 2.6.1 可知：總傳動比： i = 45根據(jù) 3.1 可知，齒輪傳動的實際傳動比：i = i = z2 = 123 = 3.96

41、7712z311故帶傳動的傳動比為i = i = 2.85840ii 1 2 i0 = 2.8584傳遞功率根據(jù) 2.6.3 可知： P = P0 = 5.32kWP = 5.32kW小帶輪轉速根據(jù) 2.6.1 可知： n0 = 1440r / minn0 = 1440r / min確定計算功率PC根據(jù)2表 31-7 取 KA = 1.1計算功率 PC = KA × P = 1.1´ 5.32kW = 5.852kWPC = 5.852kW選擇帶型根據(jù)2圖 31-15，由 PC 和 n0 選取 V 帶型號為 A 型A 型帶確定帶輪直徑和帶速根據(jù)2表 31-3 選取小帶輪直徑

42、，取 dd1 = 120mm大帶輪直徑 dd 2 = i0 × dd1 × (1- e ) = 339.58mm取dd 2 = 340mm小帶輪帶速為：v = p dd1n0= p ´120´1440 m / s = 9.05m / s60´100060´1000滿足5m / s < v < 25m / s 的要求dd1 = 120mm dd 2 = 340mm計算帶傳動中心距a 和帶的基準長度 Ld根據(jù)公式： 0.55(dd1 + dd 2 ) £ a0 £ 2(dd1 + dd 2 ) 可以得到中心

43、距的范圍： 253mm £ a0 £ 920mm 選取中心距 a0 = 650mmp(d- d )2根據(jù)公式：L ' = 2a +(d+ d) + d 2d1d02d1d 24a0a = 655mmLd = 2050mm機械設計課程設計說明書20計算項目計算內容計算結果帶入相關數(shù)據(jù)可得： Ld ' = 2041.18mm根據(jù)2表 31-2，取 Ld = 2050mm根據(jù)公式： a » a + Ld - Ld ' ，帶入相關數(shù)據(jù)得：02實際中心距： a » 654.4mm取a = 655mm校核小帶輪包角a1根據(jù)公式：a = 180

44、 - 2q » 180 - dd 2 - dd1 ´ 57.31a帶入相關數(shù)據(jù)得： a1 = 160.6a1 > 120 ，滿足要求確定帶的根數(shù)根據(jù)公式： z = PC =PC可得帶的根數(shù)。P(P0 + DP)ka kl其中：根據(jù)2表 31-3 可知，基本額定功率 P0 = 1.93kW根據(jù)2表 31-9 可知，系數(shù) ka = 0.94根據(jù)2表 31-2 可知，長度系數(shù) kl = 1.01根據(jù)2表 31-4 可知，基本額定功率增量：DP0 = 0.17kW根據(jù) 3.2.1 可知，傳動比i0 = 2.8584帶入相關數(shù)據(jù)可得： z = 2.94取 z = 3 根z =

45、3確定帶的力 F0根據(jù)公式 F = 500 PC æ 2.5 -1ö + r v2 計算力0vz ç k÷lè aø其中：根據(jù)2表 31-1 可知，質量 rl = 0.10kg / m帶入相關數(shù)據(jù)可得： 力： F0 = 187.05NF0 = 187.05N計算帶傳動的壓軸力 FQ根據(jù)公式： F = 2zF sin a1 計算壓軸力Q02帶入相關數(shù)據(jù)可得： FQ » 1106NFQ = 1106N機械設計課程設計說明書3.2.2傳構傳動比校核21計算項目計算內容計算結果齒輪傳動的傳動比根據(jù) 3.1 可知，齒輪傳動的實際傳動比

46、：i = i = z2 = 123 = 3.967712z311i1 = i2 = 3.9677帶傳動的傳動比取滑動率e = 0.01根據(jù) 3.2.1 可知，帶傳動的實際傳動比：i = dd 2 × (1- e ) = 2.8050dd1i0 = 2.805總傳動比校核實際總傳動比：i ' = i0 × i1 × i2 = 44.16根據(jù) 2.6.1 可知，理論傳動比i = 45傳動比誤差：D = i - i ' ´100% = 1.9%i傳動比誤差滿足要求計算項目計算內容計算結果小結：帶傳動的主要參數(shù)列表V 帶型號A 型帶基準長度 Ld

47、Ld = 2050mm帶的根數(shù) zz = 3小帶輪直徑dd1 = 120mm大帶輪直徑dd 2 = 340mm中心距a = 655mm小帶輪a1 = 160.6力 F0F0 = 187.05N壓軸力 FQFQ = 1106N機械設計課程設計說明書3.3執(zhí)行機構的設計計算22計算項目計算內容計算結果執(zhí)行機構選擇根據(jù)搓絲機的工作原理，我們選用曲柄滑塊機構作為執(zhí)行機構。曲柄滑塊機構能夠將回轉運動轉化為直線往復運動，其結構簡單、使用較為廣泛，符合設計要求。選用曲柄滑塊機構機構簡圖參數(shù)試算根據(jù)設計要求：搓絲板（滑塊）的行程為 340mm行程范圍的幾何約束：(L + R)2 - H 2 - (L - R)

48、2 - H 2 = 340mm當 R 為定值時，其數(shù)學含義為：在 H - L 平面內，2a = 340 ，且以(±R, 0) 為焦點的雙曲線。當 R 變化獲得一簇焦點不同的雙曲線。經過試算，舍棄負值、過大過小等不合理結果之L = 400mm R = 120mmH = 256.47mm機械設計課程設計說明書23計算項目計算內容計算結果后，獲得一個計算初值：(L, R, H ) = (400,120, 256.47) 。對(L, R, H ) 的取值進行合理范圍的改動，由此可以獲得一系列合理的解。參數(shù)選擇范圍L / mmR / mmH / mmq /Kamax /50057.8442.2037.551.539045064.22385.7841.391.609040072.25327.7546.001.6890400100292.8141.81.6077.43400120256.4736.791.5166.34400140205.4029.831.4052.2400145189.0027.541.3647.83400150170.3