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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：14041032设计者：苏雨指导教师：北京航空航天大学2017年3月15日一：设计题目：搓丝机传动装置设计1.1设计要求1)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1.2原始技术数据数据组编号3最大加工直径/mm10最大加工长度/mm200滑块行程/mm340公称搓动力/kN10生产率/（件/min）241.3设计任务1.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.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。二：机械装置的总体方案设计2.1拟定传动方案方案一：方案二：根据系统要求可知：滑块每分钟要往复运动24次，所以机构系统的原动件的转速应为24r/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，该机构有尺寸较小，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、开式齿轮减速器、一级减速器、曲柄滑块机构、最终执行机构组成。如方案一图所示。其中，r=148.5mm;l=1371.5mm;e=666mm;最大压力角α=33°;急回夹角β=7°,急回特性为k=1.081。采用一级圆柱齿轮减速器，外加开式齿轮减速器，主要优点是结构简单可靠，设计制造，维护方便。2.2装置运动学仿真先使用solidworks绘制传动方案一的三维模型。将三维模型导入adams中，添加连接，驱动进行运动分析。如图所示。图2.1：装置图图2.2：滑块位移曲线图图2.3：滑块速度曲线图2.3装置动力学仿真在机构中加入力，在对零件受力，力矩，功率进行分析，绘制变化曲线。图2.4：搓应力曲线图图2.5：摇臂力矩曲线图图2.6：摇臂功率曲线图2.4电动机的选择2.4.1计算传动方案所需功率P装置=已知：=0.53m/sF=10000N得出：F=5300w已知：η=轴承（装置有3个轴承）轴承=0.98得出：P装置==5631.2w2.4.2计算电机所需功率减速齿轮组结构简单图：已知：η圆柱齿轮=0.96轴承=0.98η减速装置=轴承圆柱齿轮(减速器和开式齿轮共有3对轴承，2处圆柱齿轮啮合)得出：η减速装置0.87P电机=装置减速装置因载荷平稳，取电动机额定功率P电机额定略大于P电机即可。故选电动机的额定功率P电机额定为7.5kw。2.4.3计算电机所需转速已知：减速{开式：{带：缓冲，吸震，高速级，开式齿轮：闭式：{一级传动减速器(斜齿轮)，二级，展开式减速器n搓丝机=24r/min设电机转速为n电机=720r/min得出：总传动比i总=电机搓丝机=30由上述条件，选取开式齿轮传动比:i开式=6.02闭式单极齿轮减速器传动比:i闭式=4.98综合价格、传动比、质量等因素，差取书P201表格，选用电机Y160L—8。2.4.4运动和动力参数计算0轴（电动机轴）P0=P电机=n0=n电机=720r/minT0=95501轴（高速轴）P1=P0η轴承=n1==720r/minT0=95502轴（中间轴）P2=P1η轴承η齿轮=n2===145r/minT2=95503轴（低速轴）P3=P2η轴承η齿轮=5n3===24r/minT2=955013轴的运动和动力参数的计算结果汇总如下：轴名功率P/kw转矩T/N·m转速nr/min传动比i效率η输入输出输入输出0轴7201轴7202轴1454.983轴246.02三：主要零部件设计计算3.1齿轮设计3.1.1闭式斜齿轮减速器参数要求：n1=720r/min;n2=145r/min；i闭式=4.98。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。1.选择材料和精度因为齿轮转速不高，选用软齿面，使用45钢，调质处理，硬度HB=229286，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:初取β=15°;Ad=756;K=1.4，转矩T1=83.7N。取齿宽系数=1.1，查得接触疲劳极限σHlim1=710MPa;σHlim2=580MPa，则:σHP1σHlim1=0.9σHP2σHlim2=0.9故σHP=522MPad1√初取d1=60mm。3.确定基本参数校核圆周速度v和精度等级V===2.26m/s查表可知，取7级精度合理。初取齿数为：z1=29z2=iz1=144.42z2=145确定模数mt=，取mn=2。确定螺旋角β为：β=arccos=arccos小齿轮直径为d1=mtz1=2.069=60.001mm。大齿轮直径为d2=mtz2=2.069=300.005mm。初步齿宽为:ψd=1.160.001=66mm校核传动比误差:i实际==5△=实际理论理论=满足要求。4.校核齿面接触疲劳强度由式子σH=ZHZEZεZβ√σ(a)计算齿面接触应力σH节点区域系数ZH=2.41，弹性系数ZE=189.8√端面重合度为:其中：αt=arctan(t=arctan(αat1=28.674αat2=22.713由于无变位，端面啮合角αt’αt=20.633，因此端面重合度εα=1.677。纵向重合度为:=2.69螺旋角系数Zβ为查表得使用系数KA=1.25,动载荷系数KV=1.05。齿间载荷分配系数KHα如下计算=2==53.91N/mm因为对于非对称支承，调质齿轮精度7级，装配时不作检验校准，有=1.475齿面接触应力为σH=ZHZEZεZβ√=2.41√=587.41N/mm2(b)计算许用接触应力σHP由公式计算许用接触应力σHP。总工作时间为th=10应力循环次数=60720齿面工作硬化系数为接触强度尺寸系数为润滑油膜影响系数为接触最小安全系数接触应力为(c)验算：σH=587.41N/mm2648.6Mpa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=(60.001+300.005)/2=180.003由公式=arccos=14°50′6″端面模数为=2/cos(14°50′6″)=2.069mm小齿轮直径=2.069大齿轮直径=2.069齿根圆直径df1=60-2(2+0.5)=55mmdf2=300-2(2+0.5)=295mm齿顶圆直径df1=55+9=64mmdf2=295+9=304mm齿宽b为b1=70mmb2=66mm小齿轮当量齿数为=32大齿轮当量齿数为=1616.齿根弯曲疲劳强度验算由式子使用系数，动载荷系数KV=1.05，齿间载荷分配系数.由得齿形系数，，应力修正系数YSa1=1.65,YSa2=1.80。重合度系数Yε为螺旋角系数故齿根弯曲应力为=1.251.05=170.51Mpa=170.51=158.5Mpa(b)计算许用弯曲应力实验齿轮的弯曲疲劳极限最小安全系数弯曲强度尺寸系数弯曲强度寿命系数应力修正系数相对齿根圆角及表面状况系数故许用齿根应力为(c)弯曲疲劳强度的校核σF1=170.51MpaσFP1σF2=158.5MpaσFP27.静强度校核因传动无严重过载，故不作静强度校核。此处省略其他几何尺寸计算及齿轮结构设计步骤。3.1.2开式直齿轮减速器参数要求：n2=145r/min;n3=24r/min；i开式=6.02。预期使用寿命10年，每年365个工作日，一天工作16小时。开式齿轮，软齿面设计。1.选择材料小齿轮用20CrMnTi，大齿轮用20Cr。渗碳淬火，齿面硬度56~62HRC。按8级精度制造。2.计算许用应力(1)极限应力𝜎𝐻lim=1500MPa𝜎FE=850MPa(2)安全系数𝑆𝐻=1.1，𝑆𝐹=1.25(3)许用应力==1363.6𝑀𝑃𝑎==680𝑀𝑃𝑎2.按齿根弯曲强度设计计算(1)强度公式mn√(2)参数选择计算载荷系数K=1.2齿宽系数小齿轮转矩T2=9.55出=9.55=3.91N齿数选择z3=29z4=29=174.58实际传动比i==6.03齿形系数zv3=z3=29zv4=z4=齿根修正系数YFa1=2.57,YFa2=2.21YSa1=1.63,YSa2=1.81(3)按齿根弯曲强度计算模数mn√mn√𝑆mn圆整：m=3mm(4)中心距调整a==306mm(5)分度圆直径d3=mnZ3=87mmd4=mnZ4=525mm(6)齿宽b4=ψ=17.4mmb3=22.4mm3.2轴系结构设计3.2.1轴1（高速轴）设计与校核1.选择材料和热处理根据轴的使用条件，选择45钢，正火，硬度HB=170~217。2.按扭转强度估算轴径取C=112，则√=√=23.24mm按联轴器的标准系列，取其轴径d=25mm，由于该轴需要与电机连接，根据轴径和课本P145表格，选择LT5-Y型号弹性柱销联轴器，轴孔直径25mm，轴孔长度62mm。选取该轴段长度61mm。3.初步设计轴的结构根据课本P114表格，初选滚动轴承6206，轴承尺寸为外径D=62mm，内径30mm，宽度B=16mm。齿轮内径为35mm，宽度为70mm。运用Solidworks初步设计轴的结构如下图所示。经过老师讲解，发现高速轴应当采用轴齿一体，故修改设计如下：4.按弯扭组合校核轴的危险截面(a)轴的空间受力分析该轴所受的外载荷为转矩和小齿轮上的作用力，空间受力如图所示。1.）输入轴转矩为T1=95500009550000=8.54N2.）小齿轮圆周力为𝐹=2846.67N3.）小齿轮径向力为𝐹𝐹=2846.67=1071.86N4.）小齿轮轴向力为𝐹𝐹β2846.67=754.2N(b)计算轴承支点的支反力1.）水平方向𝐹=1662.77N𝐹𝐹𝐹N𝑀𝐹==147987.5N2.）垂直方向𝐹𝐹𝑀𝐹𝑀𝐹(c)计算并绘制合成弯矩图√=161651.3√=161686.4计算并绘制当量弯矩图转矩按脉动循环考虑，查表得:α=由公式求出危险截面C处当量弯矩为:√=169069.70√=161686.4绘制当量弯矩图如图所示:查得许用弯曲应力为[σ-1b]=55MPa,由式子得危险截面C处的弯曲应力σbC=σbC[σ-1b]安全。5.键的设计和校核(a)确定平键的类型及尺寸选用普通平键（圆头）联接。根据轴径d=25mm，选用平键的剖面尺寸为b=8mm;h=7mm，选择标准键长L=56mm，键的标记为键87GB/T1096-2003。(b)校核强度转矩T1=8.54N，键的接触长度l’=l-b=56-8=48mm,轴径d=25mm；许用挤压应力[σp]=70~80MPaσp==40.66MPa因为σp[σp]，故键的强度满足要求，安全。6.滚动轴承寿命计算查相关机械设计手册，该轴承的基本额定动载荷Cr=31500N，额定静载荷C0r=20500N。(a)轴承径向力Fr√=1816.69N√=1293.21N(b)轴承轴向力Fa𝐹=754.2N𝐹=0N(c)当量动载荷因为载荷性质为平稳运转，故冲击载荷系数fd=1.1。轴承1的当量动载荷为查得𝑃=[0.561816.69+1.99754.2]=2770N轴承2的当量动载荷为𝑃=1.11293.21=1422.53NP=PMAX=2770N(d)轴承寿命为故