机械设计课程设计文档格式.docx

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所以电动机所需功率为

Pd=Pw/ηa=4..05/0.85KW=4.76KW。

四：

确定电动机的转速、卷筒轴转速

nw=60V/πD=60*1.5/（π*0.4）r/min=63.8r/min。

现以同步转速为1000r/min及1500r/min两种方案进行比较，由表16-1查得电动机数据，计算出总传动比如下所示：

i1=nm1/nw=960/63.8=15.05。

同理i2=22.6。

电动机轴转矩

Td1=9550*Pd/nm1=9550*4.76/960=47.35N.m。

同理Td2=31.57N.m。

五：

各轴输入功率

Ⅰ轴：

PⅠ=Pd*1=4.76KW。

Ⅱ轴：

PⅡ=PⅠ*η1=4.76*0.96KW=4.57KW。

Ⅲ轴：

PⅢ=PⅡ*η2*η3=4.57*0.98*0.97=4.34KW。

卷筒轴：

PⅣ=PⅢ*η2*η4=4.34*0.98*0.99=4.21KW。

六：

选择方案

以同步转速为1000r/min电机进行计算，初选皮带传动的传动比i=3.76，齿轮传动比i齿=i1/i=4，卷筒传动比为1。

七：

各轴的转速

Ⅰ轴：

nⅠ=nm/i0=960/1r/min=960r/min。

Ⅱ轴：

nⅡ=nⅠ/i=960/3.76r/min=255.3r/min。

Ⅲ轴：

nⅢ=nⅡ/i齿=255.3/4r/min=63.8r/min。

卷筒轴：

nⅣ=nw=63.8r/min。

八：

各轴输入转矩

电动机轴Td=9550*Pd/nm=9550*4.76/960N.m=47.35N.m。

TⅠ=Td=47.3N.m。

TⅡ=TⅠ*i*η1=47.35*3.76*0.96N.m=170.91N.m。

TⅢ=TⅡ*i齿*η2*η3=170.91*4*0.98*0.97N.m=649.7N.m。

TⅣ=i筒*TⅢη4η2=649.7*0.99*0.98=630.3N.m。

轴号

Ⅰ轴

Ⅱ轴

Ⅲ轴

卷筒轴

转速（r/min）

960

255.3

63.8

功率（kw）

4.76

4.57

4.34

4.21

转矩（N.m）

47.35

170.91

649.7

630.3

传动比

3.76

4

1

第2章：

普通V带的设计

一：

确定计算功率Pca

由表8-8查得工作情况系数KA=1.6，

故Pca=KA*P=1.6*5.5kw=8.8kw。

选择V带的带型

根据Pca、n由图8-11选用B型

确定带轮的基准直径dd并验算带速V

1）初选小带轮的基准直径dd。

由表8-7和表8-9，取小带轮的基准直径dd1=140mm。

2）验算带速V。

按式（8-13）验算带的速度

V=πdd1*n1/（60*1000）=π*140*960/（60*1000）m/s=7.04m/s

因为5m/s<

V<

30m/s，故带速合适。

3）计算大带轮的基准直径，根据式（8-15a），计算大带轮的基准直径dd2=i*dd1=3.76*140mm=520.64mm。

根据表8-9，取标准值为

dd2=560mm。

确定带的中心距a和基准长度Ld

1）根据式（8-20），初定中心距a0=900mm

2）由式（8-22）计算带所需的基准长度

Ld0≈2a0+π（dd1+dd2）/2+（dd2-dd1）2/4a0

=2*900+π（560+140）/2+（560-140）2/（4*900）mm

=2949mm

由表8-2选取带的基准长度Ld=2870。

3）按式（8-23）计算实际中心距a

a≈a0+（Ld-Ld0）/2=900+（2870-2949）/2mm=860mm。

按式（8-24）amin=a-0.015Ld=860-0.015*2870mm=817mm。

amax=a+0.03Ld=860+0.03*2870mm=946mm。

中心距的变化围为817--946mm。

验算小带轮上的包角α1

α1≈1800-（dd2-dd1）*57.30/a

=1800-（560-140）*57.30/860

≈1520>

1200

计算带的根数

1）计算单根V带的额定功率P

由dd1=140mm和n1=960r/min

查表8-4得P0=2.906kw。

根据n1=960r/min，i=3.76和B型带。

查表8-5得ΔP0=0.30kw。

查表8-6得Kα=0.93，

表8-2得KL=1.05kw

于是Pr=（P0+ΔP0）*Kα*KL

=（2.026+0.30）*0.93*1.05kw

=2.34kw。

2）计算V带的根数z

Z=Pca/Pr=8.84/2.34=3.78。

取z=4

计算单根V带的初拉力F0

由表8-3得A带的单位长度质量q=0.170kg/m

所以F0=500*（2.5-Kα）*Pca/（Kα*z*v）+qv2

=500*（2.5-0.93）*8.8/（0.93*4*7.04）+0.170*7.042N

=272.2N

计算压轴力Fp

Fp=2zF0*sin（α1/2）=2*4*272.2*sin（1520/2）N=2112.9N

九：

主要设计结论

选用B型普通带4根，带基准长度2870mm。

带轮基准直径

dd1=140mm，dd2=560mm，中心距控制在a=817--946mm，

单根带初拉力F0=272.2N。

第3章：

斜齿圆柱齿轮传动设计

选精度等级、材料及齿数

1）由表10-1，选择小齿轮材料为40Cr（调质）齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS。

2）带式输送机为一般工作机器，参考表10-6，选用7级精度。

3）选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=96。

4）初选螺旋角β=140。

5）压力角α=200，齿数比u=z2/z1=4，Φd=1。

按齿面接触疲劳强度设计

1）由式（10-24）试算小齿轮分度圆直径，即

d1t≥[2KHt*（u+1）*（ZH*ZE*Zε*Zβ）2/Φd*u*[（σH）]2]1/3

试选载荷系数KHt=1.3

由图（10-20）查取区域系数ZH=2.433

由式（10-21）计算接触疲劳强度用重合系数Zε

α1=arctan（tanαn/cosβ）=arctan（tan200/cos140）=20.5620

αat1=arccos[z1cosα/（z1+2h*an*cosβ）]

=arccos[24*cos20.5620/（24+2*1*cos140）]

=29.9740

αat2=arccos[z2cosα1/（z2+2h*an*cosβ）]

=arccos[96*cos20.5620/（96+2*1*cos140）]

=23.4020

εα=[z1（tanαat1-tanα1）+z2（tanαat2-tanα1）]/2π

=[24*（tan29.9740-tan20.5620）+96*（tan23.4020-tan20.5620]/2π

=1.652

εβ=Φd*z1*tanβ/π=1*24*tan（140）/π=1.905

Zε===0.667

④由式（10-23）可得螺旋角系数

Zβ==0.985

⑤由表10-5查得材料的弹性影响系数

ZE=189.8Mpa1/2

⑥计算接触疲劳许用应力[σH]

由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为

σHlim1=600Mpa、σHlim2=550Mpa

由式（10-15）计算应力循环系数

N1=60*n1j*Lh=60*255.3*1*（3*8*320*10）

=1.176442×

109

N2=N1/u=1.1764224×

109/（96/24）=2.94105×

由图10-23查取接触疲劳寿命系数

KHN1=0.96、KHN2=1.08

取失效概率为1％、安全系数s=1，由式（10-14）得

[σH]1=KHN1*σHlim1/s=0.96*600/1Mpa=576Mpa

[σH]2=KHN2*σHlim2=1.08*550/1Mpa=594Mpa

取[σH]1和[σH]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即[σH]=[σH]2=576Mpa。

⑦计算小齿轮传递的转矩

T1=9.55×

106p/n1=1.7091×

105N.m

2）计算小齿轮分度圆直径

d1t≥

=

=53.583mm

（2）调整小齿轮分度圆直径

1）计算实际载荷系数前的数据准备

圆周速度V

V==m/s=0.716m/s

齿宽b

b=Φd*d1t=1*53.583mm=53.583mm

2）计算实际载荷系数KH

由表10-2查得使用系数KA=1

根据V=2.62m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数KV=1.02

齿轮的圆周力Ft1=2T1/d1t=2*1.7091×

105/53.583N=6.379×

103N

KAFt1/b=1*6.379×

103/53.583N/mm=119.04N/mm>

100N/mm

查表10-3得齿间载荷分配系数KHα=1.2

④由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KHβ=1.419，则载荷系数为

KH=KA*KV*KHα*KHβ=1*1.02*1.2*1.420=1.738

3）由式（10-12）可得按实际载荷系数算得的分度圆直径

d1=d1t=53.583*mm=59.028mm

及相应的齿轮模数

mn=d1cosβ/z1=59.*cos140/24mm=2.386mm。

按齿根弯曲疲劳强度设计

（1）由式（10-20）试算齿轮模数，即

mnt≥

1）确定公式中各参数值

试选载荷系数KFt=1.3

由式（10-18），可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数Yε

βb=arctan（tanβcosα1）=arctan（tan140cos20.5620）=13.140

εαv=εα/cos2βb=1.562/cos13.140=1.742

Yε=0.25+0.75/εαv=0.25+0.75/1.742=0.681

由式（10-19）,可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Yβ

Yβ=1-εβ*β/1200=1-1.905*140/1200=0.778

④计算

由当量齿数Zv1=z1/cos3β=24/cos3140=26.27

Zv2=z2/cos3β=96/cos3140=105.09

查图10-17，得齿形系数YFa1=2.61，YFa2=2.19

查图10-18，得应力修正系数Ysa1=1.6,Ysa2=1.8

=2.61*1.6/314.