北京航空航天大學機械設計課程設計計算說明書機械設計課程設計計算說明書設計題目：搓絲機傳動裝置設計宇航學院361512班設計者：陳敏（36151220）指導老師：張建斌2009年6月1日北京航空航天大學

前言本設計為機械設計基礎課程設計的內容，在大一到大三先后學習過畫法幾何、機械原理、機械設計、工程材料、加工工藝學等課程之后的一次綜合的練習和應用。本設計說明書是對搓絲機傳動裝置的設計，搓絲機是專業生產螺絲的機器，使用廣泛，本次設計是使用已知的使用和安裝參數自行設計機構形式以及具體尺寸、選擇材料、校核強度，并最終確定形成圖紙的過程。通過設計，我們回顧了之前關于機械設計的課程，并加深了對很多概念的理解，并對設計的一些基本思路和方法有了初步的了解和掌握。

目錄一.設計題目 51軸輥搓絲機傳動裝置設計 5（1）設計背景 5（2）工作條件 5（3）使用期限 6（4）生產批量及加工條件 62．數據表 6二.傳動方案的擬定 6三.傳動裝置設計 81.機構初步設計 82.參數設計 8四.帶傳動主要參數及幾何尺寸計算 11五.齒輪傳動設計計算 13高速級 13低速級 18六.軸的設計與校核 24初估軸徑 24校核軸的強度 241軸 242軸 253軸 26七.軸承的選擇與校核： 291軸30208 292軸30210 303軸30214 31八.鍵的選擇和校核 321軸 322軸 333軸 33九.減速器箱體各部分結構尺寸： 341.箱體 342.潤滑和密封形式的選擇、潤滑油和潤滑脂的選擇 353.箱體附件設計 36參考文獻： 37

軸輥搓絲機傳動裝置的設計一.設計題目1軸輥搓絲機傳動裝置設計（1）設計背景搓絲機用于加工軸輥螺紋，基本結構如上圖所示，上搓絲板安裝在機頭4上，下搓絲板安裝在滑塊3上。加工時，下挫絲板隨著滑塊作往復運動。在起始（前端）位置時，送料裝置將工件送入上、下搓絲板之間，滑塊向后運動時，工件在上、下搓絲板之間滾動，搓制出與搓絲板一致的螺紋。搓絲板共兩對，可同時搓制出工件兩端的螺紋。滑塊往復運動一次，加工一個工件。（2）工作條件室內工作，動力源為三相交流電動機，電動機單向運轉，載荷較平穩。（3）使用期限工作期限為十年，每年工作300天；檢修期間隔為三年。（4）生產批量及加工條件中等規模的機械廠，可加工7、8級精度的齒輪、蝸輪。2．數據表最大加工直徑/mm最大加工長度/mm滑塊行程/mm搓絲動力/kN生產率/（件/min）6160320840二.傳動方案的擬定根據系統要求可知：滑塊每分鐘要往復運動40次，所以機構系統的原動件的轉速應為40r/min。以電動機作為原動機，則需要機構系統有減速功能。運動形式為連續轉動→往復直線運動。根據上述要求，有以下幾種備選方案，在所有方案中齒輪1、2可看作傳動部分的最后一級齒輪。

方案1：方案2：方案3：采用齒輪齒條機構實現運動規律（圖略）方案1采用了曲柄滑塊機構，曲柄長度僅為滑塊行程的一半，故機構尺寸較小，結構簡潔。利用曲柄和連桿共線，滑塊處于極限位置時，可得到瞬時停歇的功能。同時該機構能承受較大的載荷。方案2采用凸輪機構，該機構隨能滿足運動規律，然而系統要求的滑塊行程為300～320mm，因而凸輪的徑向尺寸較大，于是其所需要的運動空間也較大，同時很難保證運動速度的平穩性。方案3易于實現勻速轉動，但由于搓動力過大容易損壞齒條。綜合分析可知：方案1最為可行，應當選擇曲柄滑塊機構實現運動規律。整個搓絲機由電動機、帶傳動、二級減速器、曲柄滑塊機構、最終執行機構組成。三.傳動裝置設計1.機構初步設計如此設計的主要優點是結構緊湊。曲柄長取滑塊行程的一半，即160mm，初取箱體浸油深度為50mm，箱體底座厚30mm初取滑塊所在導軌厚度為60mm，連桿與滑塊接觸點距導軌高為30mm則可大致得出減速器中心軸的高度為160+50+30=240mm曲柄滑塊機構的偏心距e=240-（60+30）=150mm考慮到留下足夠的空間防止減速器箱體與滑塊干涉接觸，初取連桿長度為1200mm，此時可以計算出機會特性為1.1，傳動平穩。2.參數設計（1）工作機輸出功率計算：由已知的水平搓絲力以及初取的曲柄和連桿長度可以進行仿真得出曲柄的最大力矩為則電動機所需實際功率：要求Ped略大于Pd，則選用Y系列電動機，額定功率7.5Kw(2)工作機轉速為40r/min傳動比范圍：V帶i1=2~4；減速器：i2=8~40總i=16~160電動機轉速可選范圍為：nd=i*nw=640~6400r/min查表可知電動機應選型號為Y132M—4，滿載轉速為1440r/min（3）總傳動比ia=nm/nw=1440/40=36初步取i帶=2，則減速器傳動比i=ia/i帶=18取兩級圓柱齒輪減速器高速級傳動比i23=i/i2=18/4.837=3.721（4）各軸轉速n0=nm=1440r/min,n1=nm/i帶=720r/min，n2=n1/i12=148.852r/min，n3=n2/i23=40r/min。（5）各軸輸入功率P0=Pd=6.516KwP1=Pd×η帶=6.516×0.96=6.255KwP2=P1×η承×η齒=6.255×0.98×0.97=5.946KwP3=P2×η承×η齒=5.946×0.98×0.97=5.652Kw（6）各軸輸入轉矩電動機所需實際轉矩及電動機的輸出轉矩為T0=9550Pd/nm=9550×6.516/1440=43.2N·mT1=9550P1/n1=82.96N·mT2=9550P2/n2=381.5N·mT3=T9550P3/n3=1349.4N·m軸名輸入/輸出功率/kw輸入/輸出轉矩/N·m轉速/r/min傳動比效率電機軸6.51643.21440軸16.25582.9672020.96軸25.946381.5148.8524.8370.951軸35.6521349.4403.7210.951

四.帶傳動主要參數及幾何尺寸計算計算項目計算內容計算結果確定計算功率選取帶型選取小帶輪直徑大帶輪直徑小帶輪帶速初選中心距帶初步基準長度帶的基準長度實際中心距小帶輪包角帶的根數帶的初拉力帶的壓軸力由表31-7由公式由圖31-15由表31-3由表31-2由表31-3先求由表31-4得基本額定功率增量由表31-9知包角系數由表31-2知長度系數z=/(+)=7.167kw/(1.93+0.17)*0.98*1.03選用A帶初選=1994.3mm得z=3.38取=1248.3N五.齒輪傳動設計計算計算項目計算內容計算結果材料選擇高速級兩對齒輪選用相同材料：小齒輪用40Cr,調質處理,硬度241-286HBS；大齒輪用45鋼,調質處理,硬度217-255HBS；精度等級為8級有關數據及公式引自《機械設計基礎》（下冊）計算項目計算內容計算結果（1）初步計算轉矩齒寬系數由表27-14查取接觸疲勞極限由圖27-24b初步計算需用接觸應力值由表B1，估計取動載荷系數初步計算小齒輪直徑取初步齒寬（2）校核計算圓周速度精度等級由表27-1選擇8級精度=齒數、模數和螺旋角取一般與應取為互質數取，查表27-4取標準值確定齒數z1=d1/m1Z1=28Z2=135.438取135使用系數由表27-7動載系數由圖27-6齒間載荷分配系數先求非硬齒面斜齒輪，精度等級8級齒向載荷分布系數區域系數由圖.27-18查出彈性系數由表27-15查出重合度系數由表27-5由于無變位，端面嚙合角螺旋角系數許用接觸應力由表27-17取最小安全系數總工作時間應力循環次數（單向運轉取）接觸壽命系數由圖27-27查出齒面工作硬化系數接觸強度尺寸系數由表27-18潤滑油膜影響系數取為驗算合格（3）確定主要傳動尺寸中心距取整螺旋角端面模數分度圓直徑齒寬當量齒數Ze2取148（4）齒根彎曲疲勞強度驗算齒形系數由圖27-20,查得應力修正系數由圖27-21查得螺旋角系數由圖27-22查取齒向載荷分布系數由圖27-9查取許用彎曲應力圖27-30試驗齒輪的齒根彎曲疲勞極限由表27-17查最小安全系數由圖27-33確定尺寸系數由圖27-32確定彎曲壽命系數另外取驗算合格（5）小結：齒輪主要傳動尺寸列表模數2.5mm壓力角螺旋角分度圓直徑齒頂高2.5mm齒根高3.125mm齒頂間隙0.625mm中心距210mm低速級計算項目計算內容計算結果（1）初步計算轉矩齒寬系數由表927-14查取接觸疲勞極限由圖27-24b初步計算需用接觸應力值由表B1，估計取，動載荷系數初步計算小齒輪直徑取初步齒寬（2）校核計算圓周速度精度等級由表27-2選擇8級精度=齒數、模數和螺旋角取一般與應取為互質數取，=371.8mm由表27-4取使用系數由表27-7動載系數由圖27-6齒間載荷分配系數先求非硬齒面斜齒輪，精度等級8級齒向載荷分布系數區域系數由圖.27-18查出彈性系數由表27-15查出重合度系數由表27-5由于無變位，端面嚙合角螺旋角系數許用接觸應力由表27-17取最小安全系數總工作時間應力循環次數（單向運轉取）接觸壽命系數由圖27-27查出齒面工作硬化系數接觸強度尺寸系數由表27-18潤滑油膜影響系數取為驗算合格（3）確定主要傳動尺寸中心距取整螺旋角端面模數分度圓直徑齒寬（4）齒根彎曲疲勞強度驗算齒形系數由圖27-20,查得應力修正系數由圖27-21查得螺旋角系數由圖27-22查取齒向載荷分布系數由圖27-9查取許用彎曲應力圖27-30試驗齒輪的齒根彎曲疲勞極限由表27-17查最小安全系數由圖27-33確定尺寸系數由圖27-32確定彎曲壽命系數另外取驗算合格（5）小結：齒輪主要傳動尺寸列表模數2.5mm壓力角螺旋角分度圓直徑齒頂高2.5mm齒根高3.125mm齒頂間隙0.625mm中心距236mm六.軸的設計與校核初估軸徑電機軸d0≥C(P/n)1/3=16.854取d0=38mm1軸d1≥C(P/n)1/3=23.024mmd11=(1+7%)d1=25.480取d11=30mm2軸d2≥C(P/n)1/3=38.29mmD22=(1+7%)d22=40.97取d22=50mm3軸d3≥C(P/n)1/3=58.34mmD33=(1+7%)d33=62.42取d33=65mm校核軸的強度1軸求齒輪上的作用力圓周力：Ｆt=2Ｔ/d1徑向力：Fr=Ｆt×tanαn/cosβ軸向力：Ｆa=Ｆt×tanβＴ=82.96NmＦt1=2765NＦr1=1043.5NＦa1=756.94N支反力Y-Z平面X-Z平面合成彎矩轉矩當量彎矩校核2軸求齒輪1上的作用力力矩：Ｔ=9.55×106×P/n圓周力：Ｆt=2Ｔ/d1徑向力：Fr=Ｆt×tanαn/cosβ軸向力：Ｆa=Ｆt×tanβＴ=381.5NmＦt1=2192.5NＦr1=822.7NＦa1=548.1N求齒輪2上的作用力圓周力：Ｆt=2Ｔ/d1徑向力：Fr=Ｆt×tanαn/cosβ軸向力：Ｆa=Ｆt×tanβＦt2=7630NＦr2=2848.5NＦa2=1739.6N支反力Y-Z平面X-Z平面合成彎矩轉矩當量彎矩校核3軸求齒輪上的作用力力矩：Ｔ=9.55×106×P/n圓周力：Ｆt=2Ｔ/d1徑向力：Fr=Ｆt×tanαn/cosβ軸向力：Ｆa=Ｆt×tanβＴ=1349.4NmＦt=7258.7NＦr=2709.9NＦa=1655N支反力Y-Z平面X-Z平面合成彎矩轉矩當量彎矩校核1軸2軸3軸空間受力XY平面ZY平面合成彎矩轉矩當量彎矩七.軸承的選擇與校核：1軸30208。下面進行校核：計算項目計算內容計算結果軸承主要性能參數30208軸承主要性能參數軸承受力情況求軸承BX、Y值沖擊載荷系數由表34-8查得當量動載荷軸承AX、Y值沖擊載荷系數由表34-8查得當量動載荷軸承壽命（）>48000h，壽命合格結論：所選軸承能滿足壽命。2軸30210。下面進行校核：計算項目計算內容計算結果軸承主要性能參數30210軸承主要性能參數軸承受力情況求軸承BX、Y值沖擊載荷系數由表34-8查得當量動載荷軸承AX、Y值沖擊載荷系數由表34-8查得當量動載荷軸承壽命（）>48000h，壽命合格結論：所選軸承能滿足壽命。3軸30214。下面進行校核：計算項目計算內容計算結果軸承主要性能參數30214軸承主要性能參數軸承受力情況求軸承BX、Y值沖擊載荷系數由表34-8查得當量動載荷軸承AX、Y值沖擊載荷系數由表34-8查得當量動載荷軸承壽命（）>48000h，壽命合格結論：所選軸承能滿足壽命。八.鍵的選擇和校核1軸：鍵的選擇和參數選用普通平鍵，圓頭，由手冊查得d=32mm，選用鍵b/h=，鍵長：40mm轉矩鍵長接觸長度許用擠壓應力校核查表可得鑄鐵的許用擠壓應力為=（70-80）MPa故滿足要求2軸：鍵的選擇和參數選用普通平鍵，圓頭，由手冊查得d=50mm，選用1鍵b/h=，鍵長：50mm.2鍵b/h=，鍵長：100mm轉矩鍵長接觸長度許用擠壓應力校核查表可得鑄鐵的許用擠壓應力為=（70-80）MPa故滿足要求3軸：鍵的選擇和參數選用普通平鍵，圓頭，由手冊查得d1=80mm，d2=62mm1鍵b/h=，鍵長：90mm.2鍵b/h=，鍵長：125mm轉矩鍵長接觸長度許用擠壓應力校核查表可得鑄鐵的許用擠壓應力為=（70-80）MPa故滿足要求九.減速器箱體各部分結構尺寸：1.箱體名稱符號減速器型式及尺寸箱蓋箱座壁厚考慮鑄造工藝，壁厚