1、机械设计课程设计设计说明书设计题目：搓丝机传动装置设计班级学号： 39151325设计者： 冯逸骏指导教师： 高志惠北京航空航天大学2012 年 5 月 20 日前言本设计为机械设计基础课程设计的内容，是先后学习过画法几何、机械原理、机械设计、工程材料、加工工艺学等课程之后的一次综合的练习和应用。本设计说明书是对搓丝机传动装置设计的说明，搓丝机是专业生产螺丝的机器，使用广泛，本次设计是使用已知的使用和安装参数自行设计机构形式以及具体尺寸、选择材料、校核强度，并最终确定形成图纸的过程。通过设计，我们回顾了之前关于机械设计的课程，并加深了对很多概念的理解，并对设计的一些基本思路和方法有了初步的了解
2、和掌握。本说明书书正文主要分为设计任务书、机械装置的总体方案设计、主要零部件的设计计算、减速器箱体及附件设计、其他需要说明的内容等五章。在说明书最后将附上所用到的参考资料。本说明书使用 XLATEX 编写。目录第一章 设计题目：搓丝机传动装置设计. 11.1 设计要求 11.2 原始技术数据. 21.3 设计任务 2第二章 机械装置的总体方案设计 32.1 拟定传动方案. 32.2 电动机的选择. 42.2.1 选择电动机的类型 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 42.2.2 选择电动机容量 . . .
3、. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 42.2.3 确定电动机转速 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 52.3 运动和动力参数. 52.3.1 分配传动比 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 52.3.2 运动和动力参数计算 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
4、 . . . . . . . 63第三章 主要零部件的设计计算 83.1 V 带设计 83.2 齿轮设计103.2.1 第一对啮合齿轮（高速级） . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 103.2.2 第二对啮合齿轮（低速级） . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 193.3 轴系结构设计. 273.3.1 轴 1 （高速轴）设计与校核 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 273.3.2 轴 2 （
5、中速轴）设计与校核 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 333.3.3 轴 3 （低速轴）设计与校核 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 403.4 减速器箱体各部分结构尺寸463.4.1 箱体 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 463.4.2 润滑及密封形式选择 . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
6、. . . . . . . . . . . 473.4.3 箱体附件设计 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 47第四章 技术说明48第五章 参考文献501设计题目：搓丝机传动装置设计1.1设计要null1) 该机用于加工轴辊螺纹，其结构见下图，上搓丝板安装在机头上，下搓丝板安装在滑块上。加工时，下搓丝板随着滑块作往复运动。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
7、复运动一次，加工一件。2) 室内工作，生产批量为 5 台。3) 动力源为三相交流 380/220V ，电动机单向运转，载荷较平稳。4) 使用期限为 10 年，大修周期为 3 年，双班制工作。5) 专业机械厂制造，可加工 7 、 8 级精度的齿轮、蜗轮。图 1.1: 搓丝机简图11.2. 原始技术数据 一 设计题目：搓丝机传动装置设计1.2nullnull技术nullnull数据组编号 2最大加工直径 10mm最大加工长度 180mm滑块行程 330mm公称搓动力 9kN生产率 40 件 /min1.3设计nullnull1. 完成搓丝机传动装置总体方案的设计和论证，绘制总体设计原理方案图。2.
8、 完成主要传动装置的结构设计。3. 完成装配图 1 张（用 A0 或 A1 图纸），零件图 2 张。4. 编写设计说明书 1 份。22机械装置的总体方案设计2.1nullnull传动方案根据系统要求可知：滑块每分钟要往复运动 32 次，所以机构系统的原动件的转速应为 32r/min 。以电动机作为原动机，则需要机构系统有减速功能。运动形式为连续转动 往复直线运动。根据上述要求，可采用曲柄滑块机构，有机构尺寸较小，结构简洁的特点。利用曲柄和连杆共线，滑块处于极限位置时，可得到瞬时停歇的功能。同时该机构能承受较大的载荷。整个搓丝机由电动机、带传动、二级减速器、曲柄滑块机构、最终执行机构组成。结构简
9、图如下图。图 2.1: 机构简图其中， r = 150mm;l = 1:05m;e = 418mm;最大压力角 = 33 ;急回夹角 = 7 , 急回特性为 1.081 。32.2. 电动机的选择 二 机械装置的总体方案设计采用同轴式的二级圆柱齿轮减速器，主要优点是结构长度较小，两对齿轮的吃油深度可大致相等，利于润滑等。如下图所示。图 2.2: 二级圆柱齿轮减速器传动示意图2.2null动机的nullnull2.2.1nullnullnull动机的nullnull按工作要求选用 Y 系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压380V 。2.2.2nullnullnull动机nullnull电动
10、机所需功率为Pd = Pw 由于急回特性，工作机所需功率为Pw = FsT 173360 32 =9 0:336032 187360 0:983 3:24kW传动装置的总效率为= 21 32 34二 机械装置的总体方案设计 2.3. 运动和动力参数其中，圆柱齿轮传动效率 1 = 0:96，滚动轴承效率 2 = 0:98(三对 )， V 带传动效率 3 = 0:97，代入得= 0:962 0:983 0:97 0:84所需电动机功率为Pd = 3:240:84 3:86kW因载荷平稳，电动机额定功率 Ped 略大于 Pd 即可，故选电动机的额定功率 Ped 为 4kW。2.2.3nullnull
11、null动机nullnull搓丝机工作转速nw = 32r/min通常， V 带传动的传动比常用范围为 2 4 ，二级圆柱齿轮减速器为8 40 ，则总传动比的范围为 ia = 16 160，故电动机转速的可选范围为nd = ianw = (16 160) 32r/min = 512 5120r/min符合这一范围的同步转速有 750 、 1000 、 1500 和 3000r/min ，综合价格、传动比、质量等因素，选用电机 Y112M-4 （同步转速 1500r/min ）。2.3null动null动null参null2.3.1nullnull传动null(1) 总传动比ia = nmnw=
12、 144032 = 45(2) 分配传动装置各级传动比，取 V 带轮传动的传动比 i01 = 3，则减52.3. 运动和动力参数 二 机械装置的总体方案设计速器的传动比 i为i = iai01= 453 = 15取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比i12 = p1:4i = p1:4 15 = 4:583则低速级的传动比i23 = ii12= 154:583 = 3:273注意：以上传动比的分配只是初步的，传动装置的实际传动比必须在各级传动零件的参数，如带轮直径、齿轮齿数等确定以后才能计算出来。一般，总传动比的实际值与设计要求值的允许误差为 3% 5%。2.3.2null动null动null参n
13、ull计算0 轴（电动机轴）P0 = Pd = 3:86kWn0 = nm = 1440r/minT0 = 9550P0n0= 95503:861440 = 25:6N m1 轴（高速轴）P1 = P0 01 = P0 3 = 3:86 0:97 = 3:74kWn1 = n0i01= 14403 = 480r/minT1 = 9550P1n1= 95503:74480 = 74:4N m2 轴（中间轴）P2 = P1 12 = P1 1 2 = 3:74 0:96 0:98 = 3:52kW6二 机械装置的总体方案设计 2.3. 运动和动力参数n2 = n1i12= 4804:583 = 1
14、04:7r/minT2 = 9550P2n2= 9550 3:52104:7 = 321:1N m3 轴（低速轴）P3 = P2 23 = P2 1 2 = 3:52 0:96 0:98 = 3:31kWn3 = n2i23= 104:73:273 = 31:99r/minT3 = 9550P3n3= 9550 3:3131:99 = 988:1N m1 3 轴的输出功率或输出转矩分别为各轴的输入功率或输入转矩乘轴承效率 0.98 ，运动和动力参数的计算结果汇总如下。表 2.1: 各轴运动和动力参数轴名 功率 P/kW 转矩 T/N m 转速 传动比 效率输入 输出 输入 输出 n/(r/mi
15、n) i 电动机轴 3.86 25.6 14403 0.951 轴 3.74 3.67 74.4 72.9 4804.583 0.942 轴 3.52 3.45 321.1 314.7 104.73.273 0.943 轴 3.31 3.24 988.1 968.3 31.99图 2.3: 减速器各轴示意图73主要零部件的设计计算3.1 Vnull设计1. 确定计算功率 Pc由公式 Pc = KAP，且 KA = 1:1（载荷变动较小，金属切削机床），则Pc = 1:1 3:86 = 4:246kW2. 选择带型根据 Pc = 4:246kW 和 nm = 1440r/min选取 V 型带型号
16、为 A 型，小带轮的直径 dd1 = 80 100mm。3. 确定带轮直径和带速选取小带轮直径： A 型带， n1 = 1440，取 dd1 = 90mm。大带轮直径为（取滑动率 “ = 0:01）dd2 = n1n2dd1(1 “) =1440480 90(1 0:01)= 267:3mm取 dd2 = 265mm。小带轮带速为v = dd1n160 1000 = 3:14 90 144060 1000 = 6:78m/s8三 主要零部件的设计计算 3.1. V 带设计满足 5m/s 120 的要求。6. 确定带的根数93.2. 齿轮设计 三 主要零部件的设计计算由单根 V 带基本额定功率
17、P0 = 1:07kW，传动比 i = 3，可知基本额定功率增量 P0 = 0:17kW，包角系数 k = 0:97，长度系数kL = 1:03，则z = PcP = Pc(P0 + P)k kL= 4:246(1:07 + 0:17) 0:97 1:03 = 3:43取 z = 4 根。7. 确定带的初拉力 F0由式子F0 = 500Pcvz(2:5k1) + lv2计算初拉力 F0。式中带的单位质量 l = 0:10，则F0 =500 4:266:78 4 ( 2:50:97 1) + 0:1 6:782= 128:48N8. 计算传动带在轴上的作用力 FQ作用力 FQ 为FQ = 2zF
18、0 sin 12 = (2 4 128:5 sin 1662 ) = 1020:3N9. 带轮与张紧装置带轮均使用 HT150 ，结构均采用幅板式。张紧装置使用定期张紧装置：滑动式张紧装置。3.2nullnull设计3.2.1nullnullnullnullnullnullnullnullnullnullnullnull参数要求： n1 = 480r/min;n2 = 104:7r/min;i = 4:583。预期使用寿命 10 年，每年 365 个工作日，一天工作 16 小时。闭式齿轮，软齿面设计。10三 主要零部件的设计计算 3.2. 齿轮设计1. 选择材料和精度因为齿轮转速不高，选用软齿
19、面，使用 45 钢，调质处理，硬度 HB = 229 286，平均取为 240HB 。同侧齿面精度等级为 7 级。2. 初步估计小齿轮直径 d1 因采用闭式软齿面传动，按齿面接触强度初步估算小齿轮分度圆直径。由式子d1 Ad 3KT1d 2HP u+ 1u初取 = 15 ;Ad = 756;K = 1:4，转矩 T1 = 72:9N m。取齿宽系数 d = 1:1，查得接触疲劳极限 Hlim1 = 710MPa; Hlim2 =580MPa，则HP1 0:9 Hlim1 = 0:9 710 = 639MPaHP2 0:9 Hlim2 = 0:9 580 = 522MPa故 HP = 522MP
20、a，估算 d1d1 756 31:4 72:91:1 5222 4:583 + 14:583 = 56:38mm初取 d1 = 60mm。3. 确定基本参数校核圆周速度 v 和精度等级v = d1n160 1000 = 3:14 60 48060 1000 = 1:51m/s查表可知，取 7 级精度合理。初取齿数为 z1 = 29;z2 = iz1 = 132:9，取 z2 = 133。确定模数为 mt = d1z1 = 6029 = 2:069，故取 mn = 2。113.2. 齿轮设计 三 主要零部件的设计计算确定螺旋角 为= arccos mnmt= arccos 22:069 = 14
21、:84 小齿轮直径为 d1 = mtz1 = 2:069 29 = 60:001mm。大齿轮直径为 d2 = 2:069 133 = 275:177mm初步齿宽为 b = dd1 = 1:1 60:001 = 66mm校核传动比误差 = 4:586 4:5834:583 = 0:0007满足要求。4. 校核齿面接触疲劳强度由式子H = ZHZEZ“Z KAKVKH KH Ftd1bu 1u HP校核齿面接触疲劳强度。(a) 计算齿面接触应力 H节点区域系数 ZH = 2:41，弹性系数 ZE = 189:8N/mm2端面重合度为“ = 12 z1(tan at1 tan t) +z2(tan
22、at2 tan t)其中，t = arctan (tan ncos ) = arctan ( tan 20cos14:84 ) = 20:63312三 主要零部件的设计计算 3.2. 齿轮设计at1 = arccos db1da1= arccos (d1 cos tda1)= arccos (60 cos 20:63360 + 2 2 )= 28:674 (3.1)at2 = arccos db2da2= arccos (d2 cos tda2)= arccos (275:177 cos 20:633275:177 + 2 2 )= 22:713 (3.2)由于无变位，端面啮合角 t = t
23、= 20:633 ，因此端面重合度“ = 1:677。纵向重合度为“ = bsin mn= 66 sin 14:843:14 2 = 2:69因为 “ 1，故 Z =1“ =11:677 = 0:77。螺旋角系数 Z 为Z =cos = pcos 14:84 = 0:967查表得使用系数 KA = 1:25，动载荷系数 KV = 1:05。齿间载荷分配系数 KH 如下计算Ft = 2T1/d1 = 2 72900/60:001 = 2429:96NKAFtb =1:25 2429:9666 = 46:02N/mm 1，故 Z =1“ =11:73 = 0:76。螺旋角系数 Z 为Z =cos
24、= pcos 12:83 = 0:987查表得使用系数 KA = 1:25，动载荷系数 KV = 1:05。齿间载荷分配系数 KH 如下计算Ft = 2T1/d1 = 2 314700/99:996 = 6294NKAFtb =1:25 6294110 = 71:5N/mm 100N/mmKH = KF = “ cos 2 b又因为cos b = cos cos n/cos t= cos 12:83 cos 20 /cos 20:47 = 0:978(3.14)故 KH = KF = 1:81。对于非对称支承，调质齿轮精度 7 级，装配时不作检验校准，有KH = A+B1 + 0:6( bd1
25、)2( bd1)2 +c 10 3 b= 1:11 + 0:16 1 + 0:6 (110100)2(110100)2 + 0:47 10 3 100= 1:496(3.15)22三 主要零部件的设计计算 3.2. 齿轮设计齿面接触应力为：H =2:46 189:8 0:76 0:987 1:25 1:05 1:496 1:81 6294100 110 3:273 + 13:273=570:7N/mm2(3.16)(b) 计算许用接触应力 HP。由式子HP = HlimZNTZLZvZRZWZXSHlim计算许用接触应力 HP。因为总工作时间 th = 10 365 16 =58400h，故应
26、力循环次数NL1 = 60rn1tn = 60 1 104:7 58400 = 3:67 108NL2 = NL1/i = 1:12 108故 ZNT1 = 1:03;ZNT2 = 1:15。齿面工作硬化系数为ZW1 = ZW2 = 1:2 HB2 1301700 = 1:14接触强度尺寸系数为ZX1 = ZX2 = 1:0润滑油膜影响系数为ZL1 = ZL2 = ZR1 = ZR2 = ZV 1 = ZV 2 = 1接触最小安全系数 SHlim = 1:05（一般可靠度）。233.2. 齿轮设计 三 主要零部件的设计计算故接触应力为HP1 = 710 1:03 1 1 1 1:14 11:0
27、5 = 793:98MPaHP2 = 580 1:15 1 1 1 1:14 11:05 = 724:17MPa(c) 验算： H = 570:7N/mm2 HP2 = 724:17MPa（取 HP1 和HP2 中的小者比较），接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无须调整。5. 确定传动主要尺寸中心距为a = (d1 +d2)/2 = (100 + 328:19)/2 = 214:095mm圆整取 a = 215mm。由公式a = (z1 +z2)mn2cos 可求得精确地螺旋角 为= arccos (z1 +z2)mn2a = 13 5056合理。端面模数为mt = mn/cos = 2/cos
28、13 5056 = 2:57485mm小齿轮直径d1 = (mn/cos )z1 = 100:419mm24三 主要零部件的设计计算 3.2. 齿轮设计大齿轮直径d2 = (mn/cos )z2 = 329:581mm由 ha = 2:5;c = 0:625，无变位， Xn = 0，得齿根圆直径df1 = 100:419 2 (2:5 + 0:625) = 94:169mmdf2 = 329:581 2 (2:5 + 0:625) = 323:331mm齿顶圆直径da1 = 334:581mmda2 = 105:419mm齿宽 b 为b = 110mm;b1 = 115mm;b2 = 110m
29、m小齿轮当量齿数为zv1 = z1/cos 3 = 43大齿轮当量齿数为zv2 = z2/cos 3 = 1406. 齿根弯曲疲劳强度验算由式子F = KAKVKF KF FtbmnYFaYSaY“Y FP (3.17)校验齿根弯曲疲劳强度。(a) 计算齿根弯曲应力。使用系数 KA = 1:25，动载荷系数 KV = 1:1，齿间载荷分配系数 KF = 1:81。由 h = (da df)/2 = 4:5; bh = 1105:625 = 19:56，可查得 KF = 1:52。齿形系数 YFa1 = 2:42;YFa2 = 2:19；应力修正系数 YSa1 =253.2. 齿轮设计 三 主要
30、零部件的设计计算1:67;YSa2 = 1:77。重合度系数 Y“ 为Y“ = 0:25 + 0:75“v= 0:25 + 0:75“/cos 2 b= 0:25 + 0:751:73/0:9782 = 0:665(3.18)螺旋角系数 Y = 0:88。故齿根弯曲应力为F1 = KAKVKF KF FtbmnYFa1YSa1Y“Y = 1:25 1:1 1:52 1:81 6294110 2:5 2:42 1:67 0:665 0:88= 204:8MPa(3.19)F2 = F1YFa2YFa1YSa2YSa1= 204:8 2:19 1:772:42 1:67 = 196:4MPa(3.20)(b) 计算许用弯曲应力 FP。由式子FP = FlimYSTYNTYVrelTYRedlTYXSFlim(3.21)计算许用弯曲应力 FP。其中，实验齿轮的弯曲疲劳极限Flim1 = 300MPa; Flim2 = 270MPa最小安全系数SFmin = 1:25弯曲强度尺寸系数YX1 = YX2 = 126
