机械设计课程设计

1、机械设计课程设计说明书前言该设计说明书是对本学期机械设计课程设计的归纳和总结，涵盖了设计的全部过程。课程的设计任务是：搓丝机传动装置设计。从总体方案选择、传动结构的设计、再到齿轮、轴等等主要传动件的选择设计，检验及校核，以及箱体、执行机构等的设计，我们最终完成了一个搓丝机传动装置的全部设计任务。该传动装置是由带传动、同轴式圆柱斜齿轮器和曲柄滑块机构组成，传动比为45。通过本次课程设计，的基础理论知识进行了综合应用，培养了结构设计和计算能力，并由此对一般的机械装置设计过程有了一定的认识。下面是同轴式器的三维建模效果图：1机械设计课程设计说明书目录第一章 设计任务书31.1设计要求3原始技术数据3

2、设计任务31.21.3第二章 机械装置的总体方案设计42.1传动装置方案的选择4执行机构方案的选择4总体方案简图4执行机构简图42.22.32.42.52.6电的选择5传动装置运动及动力参数的确定6第三章 主要零部件的设计计算83.1齿轮传动设计计算8带传动的设计计算19执行机构的设计计算22轴的设计及校核计算25滚动轴承的选择及校核计算37键联接的设计及校核计算433.23.33.43.53.6第四章器箱体及附件的设计464.1器箱体结构的确定464.2器的润滑和密封47第五章其它技术要求49参考文献：502机械设计课程设计说明书第一章 设计任务书1.1 设计要求（1）该机用于轴辊螺纹，其结

3、构。上搓丝板安装在机头上，下搓丝板安装在滑块上。时，下搓丝板随滑块做往复运动。在起始（前端）位置时，送料装置将工件送入上下搓丝板之间。滑块往复运动时，工件在上下搓丝板之 间滚动，搓制出与搓丝板一致的螺纹。搓丝板共两对，可同时搓出工件两端的 螺纹。滑块往复运动一次， 一件。室内工作，生产批量为 5 台。（2）（3）（4）（5）动力源为三相交流 280/220V，电单向运荷较为平稳。使用期限为 10 年，大修周期为 3 年，制工作。专业机械厂，可7、8 精度的齿轮、蜗轮。1.2 原始技术数据1.3 设计任务（1）（2）（3）（4）完成搓丝机传动装置总体方案的设计和论证，绘制总体设计原理图； 完成主

4、要传动装置的结构设计；完成装配图（用 A0 图纸），零件图两张；编写设计说明书一份。3最大直径/mm12最大长度/mm180滑块行程/mm340公称搓动力/kN9生产率/(件/min)32机械设计课程设计说明书第二章 机械装置的总体方案设计2.1 传动装置方案的选择传动装置选用带传动和圆柱斜齿齿轮器的组合。其中，在电机到齿轮器之间使用的是带传动，这是因为带传动传动平稳，成本较低，高速传动时输出功率较大。而在带传动到执行机构之间，使用的是同轴式齿轮器。这是为了在获得较大的比的同时，尽量缩小器长度方向的，以获得较为紧凑的结构。由于斜齿轮啮合特性好，传动平稳，故选用斜齿轮作为齿轮传动件。2.2 执行

5、机构方案的选择根据搓丝机的工作原理，我们选用曲柄滑块机构作为执行机构。曲柄滑块机构能够 将回转运动转化为直线往复运动，其结构简单、使用较为广泛，符合设计要求。2.3总体方案简图2.4执行机构简图4机械设计课程设计说明书2.5 电的选择按工作条件的要求，选用 Y 系列三相异步电，卧式结构。2.5.1 选择电的容量注：h1 为 V 带传输效率，h1 取 0.96；h2 为滚动轴承效率，h2 取 0.99；h3 为闭式齿轮传动效率，h3 取 0.97；h4 为连杆机构传动效率，粗估h4 为 0.7（参考资料1 表 2-5）2.5.2 选择电型号根据电所需输出功率，可以查阅到符合要求的电（参考资料1

6、200-203 页)5方案电型号额定功率/kW电转速（ r / min ）同步满载1Y132S1-25.5300029202Y132S-45.5150014403Y160M2-85.5750720计算项目计算内容计算结果由电机至搓丝板的传动总效率h总h= h ×h 3 ×h 2 ×h总1234= 0.96´ 0.993 ´ 0.972 ´ 0.7h总 = 0.614搓丝机末端输出功率P末 计算搓丝板行程 s = 340mm粗取执行机构急回系数 k=1， 则搓丝板前进一次所需时间：t = 1min ´ 1 = 0.937s 3

7、22所以末端平均速度： v = s / t = 0.3627m / s 末端输出功率：P末 = F × v = 9kN ´ 0.3627m / sP末 = 3.264kW电所需实际功率（输出功率） P0P = P末 = 3.264kW0h0.614总P0 = 5.32kW机械设计课程设计说明书综合考虑电电型号 Y132S-4的和价格，以及器的传动比，认为方案 2 较为合适，所以选定2.6 传动装置运动及动力参数的确定2.6.1传动比的计算2.6.2运动参数计算2.6.3动力参数计算6计算项目计算内容计算结果计算各轴的输入功率输入轴 P1 = P0 ×h1 = 5.

8、11kW中间轴 P2 = P0 ×h1 ×h2 ×h3 = 4.90kW输出轴 P = P ×h ×h 2 ×h 2 = 4.71kW30123P1 = 5.11kW P2 = 4.90kW P3 = 4.71kW计算项目计算内容计算结果计算各轴的转速输入轴 n = n0 = 512.46r / min1i0中间轴 n = n1 = 128.11r / min2i1n输出轴 n3 = 2 = 32.03r / mini2n1 = 512.46r / min n2 = 128.11r / min n3 = 32.03r / min计算项

9、目计算内容计算结果电额定转速n0根据1表 6-164 得 Y132S-4 额定转速：n0 = 1440r / minn0 = 1440r / min总传动比ii =n032r / mini = 45分配各级传动比由于同轴式器的特点，可取每一级齿轮比： i1 = i2 = 4由此，带传动的传动比为：i = i = 2.81，传动比较为理想0i 21i1 = i2 = 4i0 = 2.81机械设计课程设计说明书2.6.4 运动和动力参数计算结果汇总7轴名功率 P/kw转矩 T/N·m转速/r·min-1传动比i效率h输入输出输入输出电轴5.3235.2814402.810.96

10、输入轴5.1195.17512.4640.9603中间轴4.90365.57128.1140.9603输出轴4.711404.132.03计算各轴的输入转矩输入轴T = 9549 × P1 = 95.17N × m1n1中间轴T = 9549 × P2 = 365.57N × m2n2P输出轴T = 9549 × 3 = 1404.1N × m3n3T1 = 95.17N × m T2 = 365.57N × m T3 = 1404.1N × m机械设计课程设计说明书第三章 主要零部件的设计计算3.1 齿

11、轮传动设计计算3.1.1输出级齿轮设计计算由于斜齿轮啮合特性好，传动平稳，故选用斜齿轮作为传动件。小齿轮材料选用 40Cr， 调质处理，硬度 241HB286HB，平均取 260HB，大齿轮选用 45 钢，调质处理，硬度为229HB286HB，平均取 240HB。计算步骤如下：8计算项目计算内容计算结果（1）初步计算小齿轮输入转矩T2T = 9549 × P2 = 9549 ´ 4.904 N × m2n128.112T2 = 365.57N × m齿宽系数Yd由2表 27-14 查得Yd = 1.0Yd = 1.0接触疲劳极限s H lim由2图 27

12、-24(a)查得s H lim1 = 710MPas Hl lim 2 = 580MPa初步计算需用接触应力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，估计 b » 13o 取 A = 756 ，dAd = 756动载荷系数 KK = 1.4K = 1.4初步计算小齿轮直径 d1d ³ A 3KT2× u + 11dY s 2udHP= 94.55mm初取 d1 = 9

13、5mm初步齿宽bb = Yd d1 = 1.0 ´ 95 » 95mmb = 95mm（2）齿面接触疲劳强度校核计算圆周速度v =pd1n2= p ´ 95 ´128.11 60 ´100060 ´1000v = 0.637m / s取 8 级精度较为合理精度等级由2表 27-1 选择8 级精度齿数 z 、模数m 和螺旋角b初取 z1 = 31z2 = iz1 = 4 ´ 31 = 124一般 z1 与 z2 应取为互质数取 z1 = 31， z2 = 123机械设计课程设计说明书9故取 z2 = 123mt = d1 /

14、z1 = 95 / 31 = 3.065mm取法向模数 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°使用系数由2表 27-7 原均匀平稳，工作机有中等冲击K A = 1.50动载系数由2图 27-6KV = 1.1齿间载荷分配系数先求切Ft = 2T2 / d1 = 2 ´ 365.57 / 0.095015KA Ft = 1.5 &

15、#180; 7696.2 = 121.5N / mmb95由2表 27-8，非硬齿面斜齿轮，精度等级8 级Ft = 7696.2NKA Ft > 100N / mm bKHa = 1.2 , KFa = 1.2齿向载荷分布系数æ b ö2K= A + Bç÷ + C ×10-3 × bHbè d ø1= 1.17 + 0.16´1.02 + 0.61´10-3 ´ 95KHb = 1.388区域系数由2图 27-18 查出非变位斜齿轮 ZH = 2.45ZH = 2.45弹性系数

16、由2表 27-15 查出 ZE = 189.8 MPaZE = 189.8 MPa重合度系数由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机械设计课程设计说明书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、无变位(x=0)，端面啮合角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螺旋角系数Z b =cos b =cos11.821°Zb = 0.989接触应力s Hs= Z Z Z ZK K KKFt

19、 × u + 1HHE ebAVHbHa d bu1s H = 598.14MPa接触应力s HP由2表 27-17 取最小安全系数 SH lim总工作时间th = 10 ´ 300 ´16 ´1h应力循环次数NL1 = 60g n2th（一对齿轮啮合取g = 1 ）N3.69´108NL2 = L1 =i4接触系数 Z NT 由2图 27-27 查出齿面工作硬化系数Z= Z= 1.2 - HB2 -130W 1W 21700接触强度系数 ZX 由2表 27-18 按调质钢查得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机械设计课程设计说明书11润滑油膜影响系数取为ZL1 = ZL2 = ZR1 = ZR 2 = ZV 1 = ZV 2 = 1s= s H lim Z NT ZL ZV ZR ZW ZX HPS带入公式H lim计算s HP1 = 770.86MPas HP2 = 629.71MPa验算s H < mins HP1,s HP2 齿面接触疲劳强度（3）确定主要传动中心距a = (d1 + d2 )/ 2 = 236.005圆整取 a

21、= 236螺旋角b = arccos mn (z1 + z2 )2a= arccos 3 ´ (31 + 123)2 ´ 236b = 11.815o切向模数m = m / cos b =1/ cos11.815otnmt = 3.064935mm分度圆直径d = mn z / cos bd1 = 95.013mm d 2 = 376.987mm齿宽b = 95取b1 = 98mm b2 = 95mm（4）齿根弯曲疲劳强度验算齿形系数YFaz= z / cos3 b = 31/ cos3 11.815o = 33.06n11z= z / cos3 b = 123 / cos

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

23、 =1.45机械设计课程设计说明书12弯曲应力s F将相关数据带入公式：s= K K KKFtY Y Y YFAVFbFa b mFa Sa e b1n可得一对齿轮的齿根弯曲应力s F1 、s F 2s F1 = 162.4MPas F 2 = 153.9MPa弯曲应力s FP由2图 27-30 得实验齿轮齿根弯曲疲劳极限s F lim 由2表 27-17 确定弯曲强度最小安全系数 SF lim 由2图 27-33 确定弯曲强度系数YX由2图 27-32 确定弯曲强度系数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验算s F1 = 162.4MPa < s FP1s F 2 = 153.9MPa < s FP2齿根弯曲疲劳强度（5）小结：齿轮主要传动列表法向模数 mn3mm端面模数 mtmt = mn / cos b3.0

25、649mm螺旋角 b11.815角a (a n )20齿数 zz1 = 31z2 = 123分度圆直径 dd1 = 95.013mm d2 = 376.987mm中 心 距 aa = 1 (d + d )212236mm机械设计课程设计说明书13当量齿数 znz = z / cos3 bnzn1 = 33.06zn 2 = 131.16齿顶高 hah = h*m = 1´ 3aan3mm齿根高 h fh= h* m = 1.25´ 3ffn3.75mm齿顶间隙 cc = 0.25mn = 0.25 ´ 30.75mm齿直径 d ada1 = d1 + 2hada

26、2 = d2 + 2hada1 = 101.013mm da 2 = 382.987mm齿根圆直径 d fd f 1 = d1 - 2hfd f 2 = d2 - 2hfd f 1 = 87.513mm d f 2 = 369.487mm齿 宽bb2 = b = 95mmb1 = b + (3 5)mmb1 = 98mm b2 = 95mm机械设计课程设计说明书3.1.2输入级齿轮设计计算根据同轴式器的特点，当输入级与输出级传动比相同时，两级齿轮传动可以只有不同的齿宽系数，而其它系数均相同。由此，设计输入级齿轮时，可以在输出级的设 计基础上，降低齿宽系数Yd ，然后校核其强度。小齿轮材料选用

27、40Cr，调质处理，硬度 241HB286HB，平均取 260HB，大齿轮选用 45 钢，调质处理，硬度为 229HB286HB，平均取 240HB。计算步骤如下：14计算项目计算内容计算结果（1）初步拟定参数小齿轮输入转矩T1T = 9549 × P1 = 9549 ´ 5.11 N × m1n512.461T2 = 95.17N × m齿宽系数Yd取Yd = 0.58Yd = 0.58接触疲劳极限s H lim由2图 27-24(a)查得s H lim1 = 710MPas Hl lim 2 = 580MPa动载荷系数 KK = 1.4K = 1.4

28、小齿轮直径 d1取 d1 = 95.013mmd1 = 95.013mm初步齿宽bb = Yd d1 = 0.58 ´ 95.013mm » 55mmb = 55mm（2）齿面接触疲劳强度校核计算圆周速度v =pd1n1= p ´ 95 ´ 512.46 60 ´100060 ´1000v = 2.549m / s取 8 级精度较为合理精度等级由2表 27-1 选择8 级精度齿数 z 、模数m 和螺旋角b取 z1 = 31， z2 = 123 取法向模数 mn = 3mm 取 b = 11.815z1 = 31z2 = 123mn =

29、 3mmb = 11.815o使用系数由2表 27-7 原均匀平稳，工作机有中等冲击K A = 1.50机械设计课程设计说明书15动载系数由2图 27-6KV = 1.1齿间载荷分配系数先求切Ft = 2T1 / d1 = 2 ´ 95.17 / 0.095013KA Ft = 1.5 ´ 2003.3 = 54.63N / mmb55由2表 27-8，非硬齿面斜齿轮，精度等级8 级Ft = 2003.3NKA Ft < 100N / mm bKHa = 1.2 , KFa = 1.2齿向载荷分布系数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区域系数由2图 27-18 查出非变位斜齿轮 ZH = 2.45ZH = 2.45弹性系数由2表 27-15 查出 ZE = 189.8 MPaZE = 189.8 MPa重合度系数由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由于无变位(x=0)，端面啮合角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机械设计课程设计说明书16螺旋角系数Z b =cos b =cos11.821°Zb = 0.989接触应力s Hs= Z Z Z ZK K KKFt × u + 1HHE ebAVHbHa d bu1s H = 378.59MPa接触应力由2表 27-17 取最小安全系数 SH lim总工作时间th = 10 ´ 300 ´16 ´1h应力循环次数NL1 = 60g n1th（一对齿轮啮合取

34、g = 1 ）N1.476 ´109NL 2 =L1 =i4接触系数 Z NT 由2图 27-27 查出齿面工作硬化系数Z= Z= 1.2 - HB2 - 130W 1W 21700接触强度系数 ZX 由2表 27-18 按调质钢查得润滑油膜影响系数取为ZL1 = ZL2 = ZR1 = ZR 2 = ZV 1 = ZV 2 = 1s= s H lim Z NT ZL ZV ZR ZW ZX HPS带入公式H lim计算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验算s H < mins HP1,s HP2 齿面接触疲劳强度（3）齿根弯曲疲劳强度验算齿形系数YFaz= z / cos3 b = 31/ cos3 11.815o = 33.06n11z= z / cos3 b = 123 / cos3 11.815o = 131.16n 22由2图 27-20,根据 zn 和 x = 0 查得YFaYFa1 = 2.55YFa2 = 2.20应力系数YSa由2图 27-21 查得YSa1 = 1.63YSa2 = 1.7

36、9螺旋角系数Yb由2图 27-22 查得Yb = 0.90机械设计课程设计说明书17重合度系数YbY = 0.25 + 0.75 = 0.25 + 0.75 cos2 beeebaeaYe = 0.672齿向载荷分布系数KFbb / h = 55 /(2.25 ´ 3) = 8.15由2图 27-9 查得KFb = 1.25弯曲应力s F将相关数据带入公式：s= K K KKFtY Y Y YFAVFbFa b mFa Sa e b1n可得一对齿轮的齿根弯曲应力s F1 、s F 2s F1 = 75.54MPas F 2 = 71.57MPa弯曲应力s FP由2图 27-30 得实

37、验齿轮齿根弯曲疲劳极限s F lim 由2表 27-17 确定弯曲强度最小安全系数 SF lim 由2图 27-33 确定弯曲强度系数YX由2图 27-32 确定弯曲强度系数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验算s F1 = 75.54MPa < s FP1s F 2 = 71.57MPa < s FP2齿根弯曲疲劳强度（4）小结：齿轮主要传动列表法向模数 mn3mm端面模数 mtmt = mn / cos b3.0649mm螺旋角 b11.815角a (a n )20机械设计课程设计说明书根据计算结果可知，输入级齿轮齿面接触疲劳强度强度和齿根弯曲疲劳强度余量均很大，这是由于同轴式结构设计，输入级中心距必须和输出级一致，故而使得强度余量较大。经过进一步计算可知，齿宽系数Yd 减小到 0.3，即齿宽为 28.5mm

39、 时，强度仍然有富余。过窄的齿轮可能会造成结构失稳及其它，故这里我们选用 55mm 的齿宽。18齿数 zz1 = 31z2 = 123分度圆直径 dd1 = 95.013mm d2 = 376.987mm中 心 距 aa = 1 (d + d )212236mm当量齿数 znz = z / cos3 bnzn1 = 33.06zn 2 = 131.16齿顶高 hah = h*m = 1´ 3aan3mm齿根高 h fh= h* m = 1.25´ 3ffn3.75mm齿顶间隙 cc = 0.25mn = 0.25 ´ 30.75mm齿直径 d ada1 = d1

40、+ 2hada 2 = d2 + 2hada1 = 101.013mm da 2 = 382.987mm齿根圆直径 d fd f 1 = d1 - 2hfd f 2 = d2 - 2hfd f 1 = 87.513mm d f 2 = 369.487mm齿 宽bb2 = b = 55mmb1 = b + (3 5)mmb1 = 58mm b2 = 55mm机械设计课程设计说明书3.2 带传动的设计计算3.2.1带传动的设计19计算项目计算内容计算结果确定传动比根据 2.6.1 可知：总传动比： i = 45根据 3.1 可知，齿轮传动的实际传动比：i = i = z2 = 123 = 3.96

41、7712z311故带传动的传动比为i = i = 2.85840ii 1 2 i0 = 2.8584传递功率根据 2.6.3 可知： P = P0 = 5.32kWP = 5.32kW小带轮转速根据 2.6.1 可知： n0 = 1440r / minn0 = 1440r / min确定计算功率PC根据2表 31-7 取 KA = 1.1计算功率 PC = KA × P = 1.1´ 5.32kW = 5.852kWPC = 5.852kW选择带型根据2图 31-15，由 PC 和 n0 选取 V 带型号为 A 型A 型带确定带轮直径和带速根据2表 31-3 选取小带轮直径

42、，取 dd1 = 120mm大带轮直径 dd 2 = i0 × dd1 × (1- e ) = 339.58mm取dd 2 = 340mm小带轮带速为：v = p dd1n0= p ´120´1440 m / s = 9.05m / s60´100060´1000满足5m / s < v < 25m / s 的要求dd1 = 120mm dd 2 = 340mm计算带传动中心距a 和带的基准长度 Ld根据公式： 0.55(dd1 + dd 2 ) £ a0 £ 2(dd1 + dd 2 ) 可以得到中心

43、距的范围： 253mm £ a0 £ 920mm 选取中心距 a0 = 650mmp(d- d )2根据公式：L ' = 2a +(d+ d) + d 2d1d02d1d 24a0a = 655mmLd = 2050mm机械设计课程设计说明书20计算项目计算内容计算结果带入相关数据可得： Ld ' = 2041.18mm根据2表 31-2，取 Ld = 2050mm根据公式： a » a + Ld - Ld ' ，带入相关数据得：02实际中心距： a » 654.4mm取a = 655mm校核小带轮包角a1根据公式：a = 180

44、 - 2q » 180 - dd 2 - dd1 ´ 57.31a带入相关数据得： a1 = 160.6a1 > 120 ，满足要求确定带的根数根据公式： z = PC =PC可得带的根数。P(P0 + DP)ka kl其中：根据2表 31-3 可知，基本额定功率 P0 = 1.93kW根据2表 31-9 可知，系数 ka = 0.94根据2表 31-2 可知，长度系数 kl = 1.01根据2表 31-4 可知，基本额定功率增量：DP0 = 0.17kW根据 3.2.1 可知，传动比i0 = 2.8584带入相关数据可得： z = 2.94取 z = 3 根z =

45、3确定带的力 F0根据公式 F = 500 PC æ 2.5 -1ö + r v2 计算力0vz ç k÷lè aø其中：根据2表 31-1 可知，质量 rl = 0.10kg / m带入相关数据可得： 力： F0 = 187.05NF0 = 187.05N计算带传动的压轴力 FQ根据公式： F = 2zF sin a1 计算压轴力Q02带入相关数据可得： FQ » 1106NFQ = 1106N机械设计课程设计说明书3.2.2传构传动比校核21计算项目计算内容计算结果齿轮传动的传动比根据 3.1 可知，齿轮传动的实际传动比

46、：i = i = z2 = 123 = 3.967712z311i1 = i2 = 3.9677带传动的传动比取滑动率e = 0.01根据 3.2.1 可知，带传动的实际传动比：i = dd 2 × (1- e ) = 2.8050dd1i0 = 2.805总传动比校核实际总传动比：i ' = i0 × i1 × i2 = 44.16根据 2.6.1 可知，理论传动比i = 45传动比误差：D = i - i ' ´100% = 1.9%i传动比误差满足要求计算项目计算内容计算结果小结：带传动的主要参数列表V 带型号A 型带基准长度 Ld

47、Ld = 2050mm带的根数 zz = 3小带轮直径dd1 = 120mm大带轮直径dd 2 = 340mm中心距a = 655mm小带轮a1 = 160.6力 F0F0 = 187.05N压轴力 FQFQ = 1106N机械设计课程设计说明书3.3执行机构的设计计算22计算项目计算内容计算结果执行机构选择根据搓丝机的工作原理，我们选用曲柄滑块机构作为执行机构。曲柄滑块机构能够将回转运动转化为直线往复运动，其结构简单、使用较为广泛，符合设计要求。选用曲柄滑块机构机构简图参数试算根据设计要求：搓丝板（滑块）的行程为 340mm行程范围的几何约束：(L + R)2 - H 2 - (L - R)

48、2 - H 2 = 340mm当 R 为定值时，其数学含义为：在 H - L 平面内，2a = 340 ，且以(±R, 0) 为焦点的双曲线。当 R 变化获得一簇焦点不同的双曲线。经过试算，舍弃负值、过大过小等不合理结果之L = 400mm R = 120mmH = 256.47mm机械设计课程设计说明书23计算项目计算内容计算结果后，获得一个计算初值：(L, R, H ) = (400,120, 256.47) 。对(L, R, H ) 的取值进行合理范围的改动，由此可以获得一系列合理的解。参数选择范围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