振动筛砂机.doc

振动筛砂机毕业论文

振动筛砂机毕业论文

题目 振动筛砂机

目 录

一．设计题目.……………………………………………………….1
二．系统总体方案的确定.…..……………………………………….1
三．设计原始数据……………………………………………………
四．电动机的选择……………………………………………………
五．传动比的分配……………………………………………………
六．执行机构尺寸计算………………………………………………
七．机构运动分析……………………………………………………
八．V带设计………………………………………………………..
九．传动装置的运动和动力参数…………………………………..
齿轮的传动计算………………………………………………..
减速器机体的尺寸设计……………………………………
轴的设计……………………………………………………
键的选择及强度较核………………………………………
轴承寿命计算及静强度……………………………………
轴的强度较核………………………………………………
参考文献………………………………………………

计 算 及 说 明
主要结果
一、设计题目：振动筛砂机

机器的用途及功能要求
筛沙机是在铸造车间中使用的一种筛取型砂（用于铸造工件）的机械，其基本功能就是使盛装型砂的砂箱往复运动执行筛沙动作，以便获得合格的型砂。在筛沙过程中，砂箱作平面运动。砂箱的重力G及工作阻力F（包括砂箱运动的惯性力）均作用在砂箱中间靠下的部位。F沿水平方向，且与砂箱运动方向相反；G为铅锤方向。筛沙机的工作环境灰尘较大，载荷有中等冲击，每天工作8小时，使用折旧期为10年。

设计要求和原始数据
设计原动机为电动机的筛沙机
(1)建议取工作机构为简单的曲柄摇杆机构，机构许用压力角[]
(2)机器工作时，砂箱应相对于某一铅锤面作左右对称运动，其水平(3)运动的距离为S，与水平面的最大摆角应小于；
(4)工作机构的效率为0.95.

设计原始数据为：
重力
G=900 工作阻力F=3200 往复次数 N=85(1/min)

水平运动距离=150mm
砂箱
高度 H=(700~800) 砂箱尺寸（长宽高）

二、系统方案设计评价决策

方案（a）：圆柱齿轮传动承载能力和速度范围大，传动比恒定，外廓尺寸小，工作可靠，效率高，寿命长。制造安装精度要求高，噪声较大，成本较高。带传动传动平稳，噪声小，能缓冲吸振；结构简单 ，轴间距大，成本低。外廓尺寸大，传动比不恒定，寿命短。

方案（b）：蜗杆传动结构紧凑，传动比大，传动平稳，噪声小。效率较低，制造精度要求较高，成本较高。带传动传动平稳，噪声小，能缓冲吸振；结构简单 ，轴间距大，成本低。外廓尺寸大，传动比不恒定，寿命短。

方案（c）：锥齿轮传动适用于输入轴与输出轴轴线垂直相交的场合。其制造安装复杂，成本高。当其结构尺寸太大时，加工困难，承载不均匀现象严重。圆柱齿轮传动承载能力和速度范围大，传动比恒定，外廓尺寸小，工作可靠，效率高，寿命长。制造安装精度要求高，噪声较大，成本较高。

方案（d）：在方案（c）基础上加入带传动，使传动平稳，噪声小，能缓冲吸振；同时带的结构简单 ，轴间距大，成本低。但是外廓尺寸大，传动比不恒定，寿命短。

方案（e）：皮带--二级圆柱圆锥减速器-滑块：工作机构摆角为零，筛沙效果好。但摩擦大，消耗功率大，机构制造成本高。

2、传动方案的选择
由于电机与工作机构的输入部分有高度差，传动机构的摆放位置空间有限，输入轴和输出轴的轴线垂直相交，为单位生产，故选择带传动＋圆锥－圆柱减速器为传动机构。

3、执行机构的选择
根据任务说明书的设计要求，选择工作机构为曲柄－摇杆机构。输入端为曲柄，砂箱固定的连杆上，连杆与摇杆的绞接点选择在砂箱中间靠下的部位。

三、电动机的选择：
电动机消耗功率：
一个运动周期所经过的位移：=2×150=300(mm)，
一个周期的时间：==0.70(s)；
工作阻力：=3200N
工作机构需要功率：=
带传动效率，轴承传动效率，圆锥齿轮传动效率，圆柱齿轮传动效率，工作机构效率
传动装置总效率：
电动机消耗功率：=1.72(KW)
电动机极数：；已知HZ
综上，选择电动机，额定功率2.2KW，额定转速
五、执行机构尺寸计算：
1．机构简图：

2．尺寸选取：
已知水平运动距离S=150mm；砂箱高度H∈(700~800)；
则=S/2=75mm；
mm；
；取=600mm；
mm；
75+960.47=1035.47；600+753.74=1353.74mm；
，铰链四杆机构存在曲柄。
六、机构运动分析：
1．数学模型：
AB+BC=AD+DC
(1)
将式的实部和虚部分别相等可得
(2)

为了消去角，将式和移项再平方后相加可得

为求解，将上式改写为如下的三角方程

式中；；
(5)
为了便于用代数方法求解，令，于是
；；
从而，式可化成下列二次方程
(6)
由式解出可得

因，则

连杆的位置角可由式和式求得

(11)
速度分析：
将式对时间求导可得
(12)
将(12)式的实部与虚部分别相等可得
(13)

由式(13)得
(14)

(15)
角速度的正负分别表示逆时针和顺时针方向转动

加速度分析：

将式(12)对时间再求导可得

(16)

将式(16)的实部和虚部分别相等可得

(17)

由式(17)可解得

(18)

(19)

2．框图设计：
输入已知数

输出，，，，，，，，
求，，，()，，，，
NEXT
比较，求出max
得到最大摆角
比较，求出max
得到最大压力角
IF () <，=
ELSE =
输出BC杆和CD杆的位置角，角速度，角加速度线图
结束

3．程序：(使用MATLAB分析摆角、压力角及做出线图)
%含曲柄摇杆的铰链四杆机构运动分析
rand('state',0)
m=rand(1,361);n=rand(1,361);x=rand(1,361);y=rand(1,361);
q1=rand(1,361);q2=rand(1,361);v2=rand(1,361);q3=rand(1,361);v3=rand(1,361);a3=rand(1,361);
AB=75;BC=600;CD=754;AD=960;PI=3.141593;K=180/PI;W1=85*2*PI/60;
i=1;
for P1=0.29*PI:PI/180:2.29*PI;
q1(i)=P1*K;
T=AD*AD+CD*CD+AB*AB-BC*BC;
A=-sin(P1);B=AD/AB-cos(P1);C=T/(2*AB*CD)-AD/CD*cos(P1);
P3=2*atan((A+sqrt(A*A+B*B-C*C))/(B-C));
q3(i)=P3;
p2=atan((CD*sin(P3)-AB*sin(P1))/(AD+CD*cos(P3)-AB*cos(P1)));
q2(i)=p2;
y(i)=P3-p2;
if y(i)>PI/2
y(i)=y(i)-PI/2;
else y(i)=PI/2-y(i);
end
P2=0.29*PI-p2;
x(i)=P2;
W2=AB*sin(P1-P3)*W1/(BC*sin(p2-P3));
v2(i)=W2;
W3=AB*sin(P1-p2)*W1/(CD*sin(P3-p2));
v3(i)=W3;
E3=(AB*W1*W1*cos(P1-p2)+BC*W2*W2-CD*W3*W3*cos(P3-p2))/(CD*sin(P3-p2));
a3(i)=E3;
P1=P1*K
P3=P3*K
W3
E3
i=i+1;
end
i=1:1:361;
plot(q1(i),q3(i),'r',q1(i),v3(i),'-.b',q1(i),a3(i),':g'),xlabel('AB杆位置角'),ylabel('CD杆运动参数'),title('运动分析线图')
grid
maxPY=0;
for i=1:1:361
if maxPY<y(i)
maxPY=y(i);
end
end
maxPY=maxPY*K
maxP2=0;
for i=1:1:361
if maxP2<x(i)
maxP2=x(i);
end
end
maxP2=maxP2*K

4．计算结果:
P1= 52.2000
P1= 172.2000
P1 =322.2000
P2 = 0.0536
P2 = 3.5189
P2 = -6.5468
W2 = 0.9162
W2 = -0.7469
W2 = 0.5127
E2 = -1.0129
E2 = -3.7873
E2 = 6.4270
P3= 135.6099
P3=144.4802
P3 =141.6329
W3= 9.1357e-0040.014
W3= 0.7186
W3 =-0.8865
E3= 8.9056
E3= -4.4666
E3 = -1.0331

P1= 82.2000
P1= 202.2000
P1 = 352.2000
P2 = 3.5044
P2 =0.0417
P2 = -3.6634
W2 = 0.7375
W2 = -0.9164
W2 = 0.8537
E2 = -3.7582
E2 = -0.7781
E2 = 2.8770
P3= 136.5057
P3 =146.3802
P3 =138.6869
W3=0.5000
W3=0.3894
W3 =-0.8170
E3= 7.1510
E3= -6.4542
E3 = 3.4969

P1= 112.2000
P1=232.2000
P1 = 382.2000
P2 = 5.8871
P2 = -3.6468
P2 = 0.0536
W2 = 0.4090
W2 = -0.8424
W2 = 0.9162
E2 = -5.2687
E2 = 2.8789
E2 = -1.0129
P3= 138.7851
P3 =147.0260
P3 =136.4262
W3=0.8151
W3 =-0.0107
W3 = -0.4848
E3= 3.3499
E3 = -6.9253
E3 = 7.5123

P1= 133.2000
P1= 262.2000

P2 = 6.7510
P2 = -6.5033

W2 = 0.0060
W2 = -0.5146
maxPY =10.4376
E2 = -5.8729
E2 = 6.1286

P3= 133.5730
P3 =146.3179

W3= 0.9696
W3 =-0.4026

E3= -0.7238
E3 = -6.2200
maxP2 = 6.7510

P1= 142.2000
P1=292.2000

P2 = 5.9216
P2 = -7.6101

W2 = -0.4069
W2 = -0.0078

E2 = -5.4947
E2 = 7.6615

P3=141.7206
P3 =144.3953

W3=0.8844
W3=-0.7202

E3= -0.9553
E3 = -4.3612

最大压力角：maxPY = 最大摆角：maxP2 =
满足题目要求。
程序标识符的说明:
程序中的符号
公式中的符号
说 明
AB

杆AB的长度
BC

杆BC的长度
CD

杆CD的长度
AD

机架AD的长度
PI

圆周率
P1

杆AB的位置角
W1

杆AB的角速度
p2

杆BC的位置角
P2

杆BC的摆角
W2

杆BC的角速度
E2

杆BC的角加速度
P3

杆CD的转角
W3

杆CD的角速度
E3

杆3的角加速度
A
A
公式中间变量
B
B
公式中间变量
C
C
公式中间变量
maxPY
maxPY
最大压力角
maxP2
maxP2
最大摆角
运动分析图：

七、传动比分配：

电动机满载转速：
则机构总传动比：
取V带传动传动比：
则圆锥齿轮传动比与圆柱齿轮传动比为：

则,

各轴转速
Ⅰ轴
Ⅱ轴
Ⅲ轴
各轴输入功率
Ⅰ轴
Ⅱ轴
Ⅲ轴

各轴输入转矩

电动机的输出转矩：

Ⅰ
Ⅱ Nm
ⅢNm
运动和动力参数计算结果整理于下表：

功率P(KW)
转矩
T()
转速n
(rad/min)
传动比
i
电动机
1.72
5.960
2880
3
齿轮轴 Ⅰ
1.63
16.22
960
2.824
齿轮轴 Ⅱ
1.579
43.54
340
4
齿轮轴 Ⅲ
1.473
165.56
85

机构运动简图如下：

五、减速器的结构设计
1 高速端直齿圆锥齿轮设计
＝1.630kw u=2.824 =960r/min
(一)小齿轮转矩
=16.22Nm
(二)选材料，确定许用压力
1 选材料
小齿轮 调质 平均取齿面硬度260HBS
大齿轮 调质 平均取齿面硬度230HBS
2 确定需用接触应力[]
（1）总工作时间 =()=28800h
（2）寿命系数 接触应力循环次数
＝60=
==
取寿命系数＝0.92,＝0.95
（3）接触疲劳极限取极限应力
＝720 ，＝580
（4）安全因数取安全因数＝1.1
（5）许用接触应力[]
因为＝662.4MPa=551MPa
许用应力为[]==500.9
3 确定需用弯曲应力[]
（1）寿命系数弯曲应力循环次数
=
=
取寿命系数1
弯曲疲劳极限，取极限应力
300MPa ,220MPa
（3）尺寸系数估计模数,取尺寸系数＝1
（4）安全系数取安全系数1.6
（5）许用弯曲应力
[]==375MPa
[]===275MPa
(三)选择齿数、齿宽系数及精度等级
（1）初取齿数 初取小齿轮齿数=20,则大齿轮齿数56.48
圆整57
（2）选择齿宽系数及精度等级
取齿宽系数0.3，初估小齿轮直径
60,则齿轮圆周速度
=3.016
选8级精度等级
（四）确定载荷系数
（1）使用系数 取动载荷系数1.6
（2）动载荷系数 取动载荷系数1.15
（3）齿向载荷分步系数 因为一个锥齿轮为悬臂，故取
=1.88
（4）载荷系数K
K==3.46
（五）齿面接触疲劳强度计算
（1）弹性系数 190
（2）节点区域系数 ＝2.5
（3）分度圆直径= 为满足齿面接触疲劳强度，则需使分度圆直径
==72.957mm
（六）主要参数

（1） 模数m m==3.65
取标准模数 m=4
（2） 分锥角

（3） 锥距R R==120.814
（4） 齿宽b b=36.244 =37
（5） 分度圆直径80
228
（6） 平均直径和平均模数
68
194
平均模数
3.4
（七）齿根抗弯疲劳校核
（1）齿形系数、 当量齿数
21.217
170.766
取2.76 2.14
（2）应力修正系数、
取1.56 1.83
（3）校核齿根抗弯疲劳强度 齿根抗弯应力
小齿轮＝68.46MPa<375MPa
大齿轮20.57MPa<275MPa
齿根抗弯疲劳强度足够
2低速端斜齿圆柱齿轮设计
1.55kw 340r/min
小齿轮转矩=43.54Nm
（二）选材料，确定许用压力
1选材料
小齿轮 40Cr 调质 平均取齿面硬度260HBS
大齿轮 45钢 调质 平均取齿面硬度 230HBS
2确定许用接触应力[]
（1） 总工作时间 28800
（2） 寿命系数 接触应力循环次数

取寿命系数0.93 0.98
（3） 接触疲劳极限 取极限应力
710MPa 580MPa
（4） 安全因数 取安全因数1.1
（5） 许用接触应力 []
因为720*0.93=669.6>568.4
许用应力为
[]==516.72MPa
3确定许用弯曲应力[]
（1） 寿命系数弯曲应力循环次数

取寿命系数1
（2） 弯曲疲劳极限取极限应力
290MPa 220MPa
（3） 尺寸系数 估计模数 取尺寸系数1
（4） 安全系数 取安全系数1.6
（5） 许用弯曲应力
[]=362.5MPa
[]=275MPa
（三）选择齿数，齿宽系数及精度等级
（1）初选齿数 初取小齿轮齿数，则大齿轮齿数
（2）选择齿宽系数及精度等级 取齿宽系数，初估小齿轮直径，则齿宽，取大齿轮齿宽齿轮周转圆周速度
选8级精度等级
（四）重合度计算
初估螺旋角
（1） 端面重合度

（2）纵向重合度

（3）总重合度

（4）端面压力角

（5）基圆螺旋角

（6）当量齿轮端面重合度

（五）确定载荷系数
（1）使用系数，取
（2）动载荷系数，取动载荷系数
（3）齿向载荷分布系数，取
（4）齿间载荷分配系数， 由齿轮切向力
及条件

取齿间载荷分配系数
（6）计算，载荷系数

（六）齿面接触疲劳强度计算
（1）弹性系数
（2）节点区域系数
（3）重合度系数
（4）螺旋角系数
（5）分度圆直径 为满足齿面接触疲劳强度，则需要把分度圆直径

（七）确定主要参数
（1）模数
取标准模数
（2）中心距

（3）螺旋角
（4）计算分度圆直径

与初估值相差不大

（5）齿轮宽度

取大齿轮齿宽小齿轮齿宽
（八）齿根抗弯疲劳校核
（1）齿形系数 当量齿数

取
（2）应力修正系数
取
（3）重合度系数

（4）螺旋角系数
（5）校核齿根抗弯疲劳强度 齿根抗弯应力
小齿轮

大齿轮

齿根抗弯强度足够

3 轴的设计
（一）直径计算 按轴所受的转矩对轴的直径进行设计

由于有键槽时，会消弱轴的强度。因此，双健增大轴径10％～15％到16.189。取22mm

由于有键槽时，会消弱轴的强度。因此，双健增大轴径10％～15％到22.50。取30mm

由于有键槽时，会消弱轴的强度。因此，双健增大轴径10％～15％到35.117。取45mm
（二）结构设计
1轴的设计
（1）各轴段的直径
轴段1与带轮有配合关系，按标准尺寸选取轴段直径为30
轴段2为轴承颈，其直径应符合轴承内径标准，且因轴段1，2间的轴肩是为了便于轴承装拆而设置的非定位轴肩，故不宜比大很多。由此确定＝35mm。因此，轴承代号为7206C。
轴段3为轴环，其左右两侧是轴承定位面，形成的轴肩为滚动轴承的定位轴肩，故应该按轴承的定位轴肩，故应按照轴承标准的安装尺寸确定
轴段4为轴承颈，其直径应与轴段3相同。
轴段5与齿轮有配合关系，选取轴段直径为30mm
（2）各轴段的长度
轴段1的长度取决于带轮轮毂的宽度，由带轮轮毂通用尺寸知，轮毂宽度取
轴段3的长度应与轴承宽度基本相等。由标准知30207轴承的宽度，故取
轴段3的长度由给定的位置尺寸及轴承宽度确定
轴段4的长度应与轴段3相等
轴段5的长度由给定位置尺寸及圆锥齿轮的轮毂确定，圆锥齿轮的轮毂通用尺寸知，轮毂宽度
取。为使轴端挡圈工作可靠，轴段5的长度应略小于轮毂宽度1
（3）相关零件的结构设计
a）套筒的结构尺寸 套筒直径应按轴承7206C的安装尺寸确定为43mm，内孔直径按较大配合间隙考虑取为，长度为40mm
b）轴端挡圈尺寸 按轴径（或）由标准取结构尺寸。最大直径为36mm
c）端盖处轴承密封 采用毛毡圈密封，毡圈及槽的尺寸由标准确定
（4）轴上的零件的周向固定
a）键连接 由键的标准，根据带轮处轴径查的键横截面尺寸为，根据轴段1的长度，选取键长L=50mm；齿轮处，根据轴径查得键得横截面尺寸为。根据选取键长L=32mm
b）零件的配合 带轮与轴：基孔制，选取；齿轮与轴：基孔制，选取；轴承内圈与轴：基孔制，轴的公差代选取k6；轴承外圈与轴承座孔：基轴制，孔的公差代选取H7；端盖与轴承座孔：基孔制，选取
Ⅱ轴的设计
(1) 各段轴的直径
轴段1为轴承颈，其直径应符合轴承内径标准，且因轴段1，2间的轴肩是为了便于轴承拆装而设置的非定位轴承肩，故不宜比大很多。由此选定=30mm。因此，轴承代号应为6206。
轴段2与齿轮有配合关系，选取轴段直径为＝33mm。
轴段3为轴环，其右侧是齿轮的定位面，故按定位轴肩考虑，轴肩高度h h=0.07+(1~2)mm=0.0733+(1~2)mm＝(3.3~4.3)mm 取h=4mm。则＝＋h＝(33+24)=41mm
轴段4与齿轮有配合关系，选取轴段直径为36mm。
轴段5为轴承颈，其直径应与轴段1相同。
(2) 各段轴的长度
轴段1的长度应与轴承宽度加挡油环基本相等。由标准知6206轴承的宽度B＝16mm，故取＝30mm。
轴段2的长度取决于齿轮轮毂的宽度，由齿轮轮毂通用尺寸知，轮毂宽度 取。为使轴承段2与挡油环轴向固定可靠取轴段2的长度为。
轴段3的长度取20mm
轴段4的长度取决于齿轮轮毂的宽度，由齿轮轮毂通用尺寸知，轮毂宽度 取。为使轴段4与挡油环轴向固定可靠，轴段4的长度应略小于轮毂。
轴段5的长度应与轴承宽度加挡油环基本相等。由标准知6206轴承的宽度B＝16mm，故取＝37mm。
轴的总长度
L=(41+70+20+40+37)mm=208mm
(3) 相关零件的结构设计
端盖处轴承密封，采用毛毡圈密封，毛毡圈及槽的尺寸由标准确定。
(4) 轴上零件的周向固定
1) 键连接 由键的标准，根据斜齿轮处轴径查得键的横截面尺寸为，根据轴段2长度选取键长L＝59mm。锥齿轮处，根据轴径查得键的横截面尺寸为，根据选取键长L＝35mm。
2) 零件的配合 斜齿轮与轴：基孔制，选取H7/m6；锥齿轮与轴：基孔制，选取H7/m6；轴承内圈与轴：基孔制，轴的公差代表选取k6；轴承外圈与轴承座孔：基轴制，孔的公差带选取H7；端盖与轴承座孔：基孔制H7/6h。

4轴承的寿命校核
由于中间轴有两个齿轮，所受动载荷比较大，所以这里只需要校核中间轴两轴承的寿命。
（一） 两轴承所受径向载荷
作垂直平面受力图和水平平面受力图，求出轴承反力
1.垂直平面受力
斜齿轮 切向力
锥齿轮 切向力
轴承反力

2 .水平平面受力
斜齿轮 径向力

轴向力
锥齿轮 径向力
轴向力
轴承反力

3.两轴承所受的径向载荷即合成后的支反力

（二） 计算轴承所受的轴向载荷
1. 计算内部轴向力
轴承型号6026，为深沟球轴承，由标准查得性能参数为
C＝19.5kN，kN
P=

轴承1
取

故取x=1,Y=0.

故校核寿命时取

T=55年
验算静强度
因<，且两轴承型号相同，故只按Ⅱ轴承计算寿命即可。取。查表得，取静强度安全因数。

故满足要求

5中间轴强度校核
1． 画轴的空间受力简图
将齿轮所受载荷简化为集中力，并通过轮毂中截面作用于轴上。轴的支点反力也简化为集中力通过轴承载荷中心作用于轴上
作垂直平面受力图和水平平面受力图，求出轴承反力

1. 垂直平面受力

斜齿轮 切向力
锥齿轮 切向力
轴承反力

2 .水平平面受力

锥齿轮径向力

轴向力
锥齿轮 径向力
轴向力
轴承反力

3．作出垂直平面弯矩和水平平面弯矩图
垂直平面弯矩：

截面I：= F×65=1072.6×65=69719
截面II：

水平平面弯矩：

截面I左侧：
截面I右侧：
截面Ⅱ左侧：
截面Ⅱ右侧：

4．求合成弯矩M，作出合成弯矩阵图
截面Ⅰ左侧

截面Ⅰ右侧

截面п左侧

截面п右侧

5．作出转矩阵图

由运动分析可得，取转矩
6.作出当量弯矩图，并确定可能的危险截面
已知材料为45钢调质，由表20—1查得用插值法由表20-4查得[]，由已知条件，轴的转矩可按脉动循环考虑，即
则

截面I左侧：

截面I右侧：

截面п左侧：

截面п右侧：

7．校核轴径
由于两个轴都有键槽，故最小轴径均应相应增大6%
截面Ⅰ有双键，最小轴径应增大15%；

结论：按当量弯矩法校核，轴的强度足够！！

5． 键的设计与强度校核
中间轴上有高速级锥齿轮和低速级斜齿轮与钢制轴用键连接。装齿轮出的轴径均为30/30mm，齿轮轮毂宽为36/82mm。连接传递的转矩为71.11Nm;载荷有冲击。
Ⅰ.锥齿轮
1.确定键的类型和尺寸
8级精度的齿轮要求一定的对中性。由于是静连接，选用A型普通平键。由设计手册查得当轴径时，键取为。参照齿轮轮毂宽度及普通平键的长度系列，取键长。
2.强度验算
因是静连接，故只验算挤压强度，由式（15-1）

式中

由表15-1查取许用挤压应力为
故，满足强度要求
Ⅱ斜齿轮
1.确定齿轮的类型和尺寸
8级精度的齿轮要求一定的对中性。由于是静连接，选用A型普通平键。由设计手册查得当轴径时，键取为。参照齿轮轮毂宽度，及普通平键的长度系列，取键长。
2.强度验算
因是静连接，故只验算挤压强度，由式（15-1）

式中

由表15-1查取许用挤压应力为
，满足强度要求
6.带设计：
1.普通带型号
查表17-4，得
按式（17-15）

根据和,由图17-11 选取A型带
2.带轮基准直径
由图17-11并参照表17-5选取

3.带速

4.中心距、带长及包角
根据式（17-18）

初步确定中心距
根据式（17-19）初步计算带的基准长度

由表17-9，选带的基准长度
按式（17-21）计算实际中心距

根据式（17-22）验算小轮包角

5.带的根数
按式（17-23）

由表17-3，查得
由表17-7，查得
由表17-8，查得
由表17-9，查得

取根
6.初拉力
按式（17-24）

由表17-1查得

7.作用在轴上的载荷
按式（17-25）

参考文献
《机械原理与机械设计》上册、下册
主编：张策 副主编：陈树昌 孟彩芳 机械工业出版社

《新编机械设计课程设计图册》
主编：陈铁鸣 高等教育出版社

《机械设计课程设计指导书》（第二版）
主编：龚桂义 高等教育出版社

《机械零件手册》（第五版）
主编：周开勤 高等教育出版社

《机械设计》（第四版）
主编：邱宣怀 高等教育出版社

《机械原理电算分析与设计》
主编：孟彩芳 天津大学出版社

=75mm
=753.74mm

=600mm

=16.22Nm

小齿轮260HBS
大齿轮230HBS

=28800h

=＝0.92
＝0.95

＝1.1

[]=500.9MPa

300MPa
220MPa

1.6

[]=375MPa
[]=275MPa

=20
56.48

60
=3.016

1.6
1.15

=1.88

K=3.46

190
＝2.5

d72.957mm

m=3.65
m=4

R=120.814
B=37

80
228

68
194
3.4

21.217

170.766
2.76
2.14
1.56
1.83
=68.46MPa
=20.57MPa

小齿轮 260HBS
大齿轮 230HBS

=28800

=
=
0.93
0.98
710MPa
580MPa
1.1

[]=516.72MPa

1

290MPa
220MPa
1.6

[]=362.5MPa
[]=275MPa

=1.068m/s

=1.643

=1.353

=2.996

=20.41

=11.27

=1.708