完整word版机械设计基础公式计算例题Word文档下载推荐.docx
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(1)若机构满足杆长之和条件,则:
1以最短杆为机架时,可得双曲柄机构。
2以最短杆的邻边为机架时,可得曲柄摇杆机构。
3以最短杆的对边为机架时,可得双摇杆机构。
(2)若机构不满足杆长之和条件则只能获得双摇杆机构。
k=V2=C1C2t2=t1=1=180'
k=====
v1C1C2t1t2;
2180-71
k=^
二=180
k+1
式中k称为急回机构的行程速度变化系数。
四、从动件位移s与凸轮转角「之间的关系可用图表示,
它称为位移曲线(也称S_:
:
曲线)位移曲线直观
地表示了从动件的位移变化规律,它是凸轮轮廓设计的依据
凸轮与从动件的运动关系
五、凸轮等速运动规律
v=v0=丄们=常数
0(p
h
S=丄®
>从动件等速运动的运动参数表达式为
(p
dt
c
%
<
■>
-
1
口
ICb]
a
O
(c>
1»
g
六、凸轮等加等减速运动规律(抛物线运动规律)
等加等减速运动曲线图
七、凸轮简谐运动规律(余弦加速度运动规律)
OIIJ456
I门
r-htl
◎
八、压力角
简谐运动规律
简谐运动规律运动曲线图
凸轮机构的压力角
Fx=Fnsina
Fy二Fncos〉法向力可分解为两个分力
压力角的检验
九、B型V带传动中,已知:
主动带轮基准直径d1=180mm从动带轮基准直径d2=180mm两轮的中心距a=630mm主动带轮转速ni1450r/min,能传递的最大功率P=10kW试求:
V带中各应力,并画出各应力二1、-2、二b1、二b2及二c的分布图。
附:
V带的弹性模量E=130~200MPaV带的质量q=0.8kg/m;
带与带轮间的当量摩擦系数fv=0.51;
B
型带的截面积A=138mm2B型带的高度h=10.5mm
解题要点:
V带传动在传递最大功率时,紧边拉力F1和松边拉力F2的关系符合欧拉公式,即
F1/F2=efva
Fr—F2二F1卡*
55
带速
二1801450
13.67
601000
F厂聾=^^=732N
有效圆周力:
13.67
FeFe732=915N
4
V带中各应力:
F1
915
二1
=
6.63
紧边拉应力
A
138
MPa
离心力
Fe
=q
2
=0.18
13.67=33.6
上
33.6
=0.24
离心拉应力
10.5
6=E
=170
9.92
弯曲应力
d1
180MPa
最大应力二max:
G;
「bi=(6.639.92)=16.55
各应力分布如图所示。
十、设计一铳床电动机与主轴箱之间的V带传动。
已知电动机额定功率P=4kW,转速nl=1440r/min,
从动轮转速n2=440r/min,两班制工作,两轴间距离为500mm=
序号
计算项目
计算内容
计算结果
PC=KAP=1公4KW
KA=1.2
(1)
计算功率
由表6—5确定KA
PC=4.8KW
(2)
选择带型
根据PC=4.8KW和nl=1440r/min
由图6—12选取
A型
由表6—4确定dd1
1440
(3)
确定带轮
汉100汇(10.02)
dd1=100mm
基准直径
dd2=idd1(1—e)=400
dd2=355mm
查表6—6取标准值
因为
(4)
验算带速
兀dd1n1兀汇100"
440
=7.54m/s
5m/s<
v<
25
v——
m/s
60^100060"
000
故符合要求
初定中心距a0=500mm
兀(d
L。
=2a°
+c(dd1+dd2)+
d2—dd1)
4a°
(5)
验算带长
.2
Ld=1800mm
2"
00胃(100十500)十(355—100)
4疋500
=1747.2mm
由表6—9选取相近的Ld=1800mm
确定中心
Lh—Ln
(6)
距
a丸a0+—500+(1800—1747.2)/2—526mm
a=526mm
amin=a—0.015Ld=526—0.015x1800=449mm
amax=a+0.03Ld=526+0.03汉1800=580mm
⑺
验算小带
轮包角
dd2—dd1
0^=180*d2x57.3°
=18057.3妝(355-100)/526=152.22°
旳>
120*
(8)
单根V带传递的额
定功率
根据dd1和n1,查表6-7得Po=1.4KW
Po=1.4KW
(9)
单根V带的额定功
率增量
查表6-7得厶P0=0.17KW
△P0=0.17
KW
(10)
确定带的
根数
查表6-8得Ka=0.93
查表6-9得Kl=「01
―Pc
(F0+AP°
)KaKL
=4.8/[(1.4+0.17)汉0.93疋0.01]=3.25
取Z=3
(11)
单根V带的初拉力
查表6-1得q=°
.10kg/m
匚500Pc2.52
F。
-丁(/-1)+qv
ZvKot
4.82
=500[(2.5/0.93)-1]()+0.10江7.542
3^7.54
=184.8N
F0=184.8N
(12)
作用在轴
上的力
a..
Fq=2ZF0siny=^3<
184.8sinCISZNZ。
/?
)=1076.4N
FQ=1076.4N
(13)
带轮的结
构和尺寸
选取小带轮为实心式,其结构和尺寸由图6-14和表
6-2计算确定,画出小带轮工作图,见图6-18
十^一、已知一对标准直齿圆柱齿轮传动,齿数z1=20,传动比i=3,模数m=6mmha=1,C=0.25。
试计
算两齿轮的分度圆直径、齿顶圆直径、齿根圆直径、齿距、齿厚及中心距。
d2=mz2=660mm=360mm
齿顶圆直径
da1=(乙2ha)m=(2021)6mm=132mm
da2=(z22h;
)m=(6021)6mm=372mm
齿根圆直径
df1=(z1-2ha-2c)m=(20-21-20.25)6mm=105mm
df2=(z2-2ha-2c)^=(60-21-20.25)6mm=345mm
齿距
p=-m=二6mm=18.85mm
JtJt
3_s2_m-6mm-
9.42mm
齿厚
(z1Z2)
(2060)
6mm=240mm
a一
m
中心距
十二、试设计一级直齿圆柱齿轮减速器中的齿轮传动。
已知传递功率P仁10kW主动轮转速n仁970r/min,
传动比i=4.04,电动机驱动,载荷平稳,单向运转。
解一般用途的减速器,常采用软齿面钢制齿轮。
(1)选择齿轮材料并确定许用应力根据表7-9,小齿轮采用45钢调质,齿面硬度取240HBW/大齿
轮采用45钢正火,硬度取190HBV;
由图7-29查得°
Himi=580MPa°
Hiim2=540MPa由图7-30查得
°
Flim1=230MPa°
Flim2=220MPa由表
SHmin1
580MP^580MPa
SHmin2
540MP^540MPa
tF2沁
Sfmin2
220MPa=220MPa
(2)按齿面接触疲劳强度设计计算由于是软齿面闭式齿轮传动,齿轮的主要参数应按齿面接触强度
确定。
6P610
传递转矩T1:
T仁9.55106-1=(9.55106)Nmm=98454Nm山970
载荷系数K:
因载荷平稳,齿轮相对于轴承对称布置,由表7-6取K=1.2
(p(p
齿宽系数d:
由表7-7取d=1
许用接触应力l;
「HH11="
;
「H2l=540MPa
传动比i:
i=4.04
将以上参数代入式(7-16)
d1=mz|=(2.529)mm=72.5mmd2=mz2=(2.5117)mm=292.5mm
齿顶圆直径:
da1=d12m=(72.522.5)mm=77.5mmda2=d22m=(292.522.5)mm=297.5mm
齿宽:
b=dd1
=(1沢72.5)mm=72.5mm,取b2=72mm=b^(5〜10)=77〜82mm,取b仁80mm
(4)验算齿根弯曲疲劳强度
hl
2K「Yfs
F
d1bm
复合齿形系数YFS:
由x=0
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