軸輥搓絲機傳動裝置設(shè)計

1、第一章：設(shè)計任務(wù)2.設(shè)計題目2第二章：確定傳動方案3.第三章：選擇電動機4.第四章傳動零件的設(shè)計計算6.1、V帶輪的設(shè)計計算62、高速級齒輪設(shè)計計算73、低速級齒輪設(shè)計計算114、齒輪軸的計算145、鍵的設(shè)計選擇186、軸承的選擇197、 箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計20第五章課程設(shè)計心得體會2.3第六章參考文獻2.4機械設(shè)計課程設(shè)計1第一章：設(shè)計任務(wù)設(shè)計題目軸輾搓絲機傳動裝置設(shè)計1 電動機2傳動裝置3床身4搓絲機圖1-1軸輻搓絲機傳動裝置（1）設(shè)計背景搓絲機用于加工軸輾螺紋，基本結(jié)構(gòu)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

2、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?；瑝K往復運動一次，加工一個工件。（2）工作條件室內(nèi)工作，動力源為三相交流電動機，電動機單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)。（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(chǎn)批量及加工條件中等規(guī)模的機械廠，可加工7、8級精度的齒輪、蝸輪。2.設(shè)計任務(wù)1）確定傳動方案，完成總體方案論證報告；2）選擇電動機型號；3）設(shè)計減速傳動裝置。3 .具體作業(yè)1）機構(gòu)簡圖一份；2）減速器裝配圖一張；3）零件工作圖二張（輸出軸及輸出軸上的傳動零件）；4）設(shè)計說明

3、書一份。4 .數(shù)據(jù)表表1-1數(shù)據(jù)表設(shè)計數(shù)據(jù)取大加-L直徑/mm最大加工長度/mm滑塊行程/mm搓絲動力/kN生產(chǎn)率/（件/min）12200340-3601024第二章：確定傳動方案在輾軸搓絲機械的傳動過程中，通過對運動的分析，選定傳動方案如圖2-1所示：圖2-1傳動方案減速器裝配外觀如圖2-2所示：圖2-2減速器裝配外觀第三章：選擇電動機對于載荷比較穩(wěn)定、長期運轉(zhuǎn)的機械，首先估算傳動系統(tǒng)的總效率“，再根據(jù)工作機特征計算工作機所需電動機功率R,最后選定電動機額定功率且使電動機額定功率Pm不小于工作機所需電動機功率Pro1、根據(jù)設(shè)計要求，計算電動機的輸出功率：由PdPwKwPW2 10 360s

4、324 350 2 10 m 10KN 2.8 Kw60s機械設(shè)計課程設(shè)計-9 -0.806670.920.970.970.990.990.990.96得：Pd3.47Kw由此得初選電動機的型號為：Y132M1-6(n=960r/min,P=4Kw)2、確定傳動比：傳動裝置的總傳動比要求為i如竺040nw24多級傳動中，總傳動比應(yīng)為ii1i2i3在傳動中考慮各級傳動的自身影響：第一級為V帶傳動：i17第二、三級為齒輪傳動：i2,i33-5所以綜合以上條件，取i13.174,i24.2,i333、計算在傳動裝置的運動及動力參數(shù)(1)各軸轉(zhuǎn)速：n1nm960r/minn2n1nm302/r/min

5、11 i1n3n2-nm-100.8r/min12 i1i2n4n3；一nm24r/min13 i1i2i3(2)各軸功率:PPd3.47KwP2P013.33KwP3P2123.23KwP4P3233.13Kw(3)各軸轉(zhuǎn)距：TTdio0134.52Nm不T1i112TdiJ12105.18NmT3T2i223Tdioi1i223428.50NmT4Tais34Tdioi1i2i3341246.94Nm將上面計算結(jié)果和傳動比及傳動效率匯總?cè)绫韨鲃酉到y(tǒng)的運動和動力參數(shù)表3-1傳動系統(tǒng)的運動和動力#數(shù)軸電動機軸輸入軸中間軸輸出軸轉(zhuǎn)速n(r/min)960302.4100.824功率P(Kw)3.

6、473.333.233.13轉(zhuǎn)矩T(Nm)34.52105.18428.501246.94傳動比3.1744.23效率0.960.950.96第四章傳動零件的設(shè)計計算1、V帶輪的設(shè)計計算(1) 確定計算功率由表查得工作情況系數(shù)Ka=1.2,故pcaKAp1.23.474.164Kw(2) 選取普通V帶帶型根據(jù)Pca,%確定選用A型(3) 確定帶輪基準直徑取主動輪基準直徑dd1=90mm,則從動輪基準直徑dd2idd14.1643.174285.66mm取dd2320.5mm檢驗帶的速度vdd1"4.5216m/s35m/s601000帶的速度合適。(4) 確定V帶的基準長度和傳動中心

7、距根據(jù)0.7dd1dd2a02dd1dd2，初步確定中心距a0=600mm2dd2 dd14a01866.6mm計算帶所需的基準長度'Ld2a0二dd1dd22由表得取Ld2000mm計算實際中心距aLdLdicaa0666.8mm2(5) 驗算主動輪上的包角現(xiàn)a1180dd2dd157.5160.12120a主動輪上的包角合適。(6) 計算V帶的根數(shù)zPeaP0""RKaKL由A960r/min,dd190mm,i3.174得P01.07KwF00.17KwKa0.95,Kl1.03al貝Uz3.43取z=4根。(7) 計算預緊力F°F0500&

8、251qv2189.9NvzKa(8) 計算作用在軸上的壓軸力Fpp1496.4Na1Fp2zF0sinP2(9)帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計尺寸如圖4-2 :圖4-2尺寸圖其結(jié)構(gòu)如圖4-1所示：2、高速級齒輪設(shè)計計算(一)選取齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)(1)選取直齒圓柱齒輪傳動。(2)搓絲機為一般工作機器，速度不高，選取7級精度(GB10095-88)(3)材料選擇：小齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì))，硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì))，硬度為240HBS。(4)選小齒輪齒數(shù)z1=24,則大齒輪齒數(shù)z2UZ1100.8,Mz2=101o(二)按齒面接觸強度設(shè)計由設(shè)計公式d1t2.323jKtT1u

9、1上dUH(1)確定公式內(nèi)的各計數(shù)數(shù)值1、選取載荷系數(shù)Kt1.3.2、計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)距T195.5105P/1.05105N.mm1 n23、取齒寬系數(shù)d1。4、材料的彈性影響系數(shù)ZE189.8MPa12。5、齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限hiim1600MPa;大齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim2550MPa6、計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N160n2jLh60302.4r/min18300104.4108N2N1i1.041087、接觸疲勞壽命系數(shù)Khni0.95,Khn20.97。8、計算接觸疲勞許用應(yīng)力，取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,KHN1Hlim10.95600MPa570MPaS

10、KHN2 Hlim2S0.97 550MPa 533.5MPa(2)計算1、試算小齒輪分度圓直徑d1td1t2.32Jt1E64.4mm,duH2、計算圓周速度vGmv1.02m/s6010003、計算齒寬bbd,d1t64.4mm4、齒寬與齒高之高比b/hh 2.25日bh 10.682.68mm6.035、計算載荷系數(shù)根據(jù)v=1.02m/s,7級精度，得Kv1.05直齒輪，假設(shè)LFt/b100N/mm。得KhKf1.2使用系數(shù)Ka1.50七級精度，非對稱支撐，非對稱布置Kh1.120.1810.6d2d20.23103b1.423由b/h10.68(1.423B:Kf1.3,則載荷系數(shù)KK

11、aKvKhKh2.696、按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑d1d1t3K-K；82.067、計算模數(shù)mm%3.42(三)按齒根彎曲強度設(shè)計彎曲強度計算公式m3 2KTi YFaYSa2d z1F(1)確定公式內(nèi)各計算數(shù)值1、小齒輪的彎曲疲勞極限fei500MPa,大齒輪的彎曲疲勞極限2、FE2380MPa。彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfni0.87,Kfn20.9。3、計算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取S=1.4KFN1 FE1SKFN2 FE2S310.7MPa244.3MPa4、計算載荷系數(shù)K KKaKvKf Kf2.4575、查取齒形系數(shù)YFai2.65,YFa22.186、查取應(yīng)力校正系數(shù)Ysai1

12、.58,Ysa21.797、計算大、小齒輪的YaYSa并加以比較FYFa1YSa1YFa2YSa20.013480.01597大齒輪的數(shù)值大。3 2 2.457 1.05 1051 2420.01597 2.43mm(2)設(shè)計計算m對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度設(shè)計計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度設(shè)計計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，則可取模數(shù)m=2.5，直徑d=82，算處齒數(shù)z1色33mz2uz1139(四)幾何尺寸計算(1)計算分度圓直徑dzim332.582.5mmd24m347.5mm(2)計算

13、中心距ad1d2/2215mm(3)計算齒輪寬度bdd182.5mm取B283mm,B185mm。(4)驗算2TlFt12545.45Nd1KaEJ46.28N/mm100N/mmb合適(5)齒輪結(jié)構(gòu)為標準型的3、低速級齒輪設(shè)計計算(一)選取齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)(1) 選取直齒圓柱齒輪傳動。(2) 搓絲機為一般工作機器，速度不高，選取7級精度(GB10095-88)(3) 材料選擇：小齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì))，硬度為240HBS,大齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì))，硬度為240HBS。(4) 選小齒輪齒數(shù)zi=24,則大齒輪齒數(shù)Z2uzi72,取Z2=72。(二)按齒面接觸強度設(shè)計由設(shè)計公式

14、dit2.32；回山三,dUH(1)確定公式內(nèi)的各計數(shù)數(shù)值1、選取載荷系數(shù)Kt1.3.2、計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)距T195.5105P33.06105N.mmn33、選取齒寬系數(shù)d1。4、材料的彈性影響系數(shù)Ze189.8MPa2。5、齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限Him550MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限Hiim2550MPao6、計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N160n2jLh60100.8r/min18300101.45108N2Mi4.71077、接疲勞壽命系數(shù)Khn10.97,Khn21.05o8、計算接觸疲勞許用應(yīng)力，取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,Khn1Hlim10.95600MPa57

15、0MPaSKHN2Hlim20.97550MPa533.5MPaS(2)計算1、試算小齒輪分度圓直徑dit2、計算圓周速度v3、計算齒寬b4、dit2.323計算齒寬與齒高之高比2KtT1 u 1 ZE 94.3mmv60 1000d""0.50m/sd*dt94.3mmb/hmt3.93mmhbh2.25mt10.678.84mm5、計算載荷系數(shù)根據(jù)v=0.5m/s,7級精度，得Kv1.1直齒輪，假設(shè)KAFt/b100N/mm。得KhKf1.2機械設(shè)計課程設(shè)計-19 -使用系數(shù)Ka1.50七級精度，非對稱支撐，非對稱布置Kh1.15 0.18 1 0.6d2 0.31 1

16、0 3b 1.47由b/h10.67,Kh1.47得：Kf1.33,則載荷系數(shù)KKaKvKhKh2.916、按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑ad1t3KKt123.367、計算模數(shù)mmd/5.14,Z1(三)按齒根彎曲強度設(shè)計彎曲強度計算公式(1)確定公式內(nèi)各計算數(shù)值1、小齒輪的彎曲疲勞極限fei380MPa,大齒輪的彎曲疲勞極限FE2380MPa 。2、彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN10.9,Kfn20.94。3、計算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取 S=1.4KFN1 FE1S244.3MPaK FN 2 FE 2S255.2MPa4、載荷系數(shù)KKKaKvKfKf2.635、查取齒形系數(shù)YFa12.65

17、,YFa22.2366、查取應(yīng)力校正系數(shù)YSa11.58,Ysa21.7547、計算大、小齒輪的YaYSa并加以比較FYFa1Ysa10.01714YFa 2YSa20.01536小齒輪的數(shù)值大。(2)設(shè)計計算322.633.061050.017143.63mm對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度設(shè)計計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度設(shè)計計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，則可取模數(shù)m=4,直彳全d=123.36算處齒數(shù)乙d 24231mZ2uzi93(四)幾何尺寸計算(1)計算分度圓直徑d14m314124mm

18、d2z2m372mm(3)計算齒輪寬度b計算中心距ad1d2/2248mmdd1124mm取B2124mm,B1130mm。(4)驗算Ft2T14935.48Ndi59.7N/mm100N/mm合適(5)齒輪結(jié)構(gòu)為標準型的。結(jié)構(gòu)如圖4-3:尺寸如圖4-4:圖4-3結(jié)構(gòu)圖圖4-4尺寸圖4、齒輪軸的計算(1) 軸上的參數(shù)：P3.23Kwn100.8r/min_5T3.06105N*mm(2) 作用在齒輪上的力：F2t 2T2 4935.5N d2F2rF2t tan1796.4N低速級齒輪上的力：高速級齒輪上的力:F1t2TL2545.45NdiF1rFjtan926.47N(3) 初步確定軸的最

19、小直徑選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。取A=110,于是得:min34.9mm50mm,長度為軸的最小直徑為與軸承配合的部分，所以初取最小直徑為16mm。(4) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1、裝配結(jié)構(gòu)簡圖：圖4-5結(jié)構(gòu)簡圖2、跟據(jù)齒輪及軸承和定位要求確定軸的各段直徑和長度根據(jù)軸與軸承配合，確定軸段I,即取最小直徑，長度為16mm,軸段II為齒輪及軸承間距，綜合考慮各方面的因素(如齒端面與箱體間距)選取長度為22mm,軸段m為齒輪與軸的配合，取長度為128mm，軸段IV為軸肩，取長度為10mm,軸段V為齒輪與軸的配合，取長度為80mm,軸段VI為間距，取長度為24mmo3、求軸上的載荷軸受力如圖4-6所示：計

20、算各支點的力得:Fr3961.05N%2640.43NJ91.12Nd250.38N4、按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度在水平面上受力如圖4-7所示：rr396L05NFrl=9247NFr2-1796.4N圖4-7水平面受力圖水平面上彎距圖4-8所示:圖4-8水平彎矩圖七在垂直面上受力如圖4-9所示：ri3圖4-9垂直受力垂直力受力彎距圖4-10所示：圖4-10垂直彎矩圖組合彎距圖4-11所示:圖4-11組合彎矩圖作用在軸上的扭距如圖4-12所示：1 -30&OOONriri圖4-12扭距圖由圖可知，在B截面為危險截面，由：ca做軸的結(jié)構(gòu)圖.M T42.14MPa W（見附圖1）1得軸合適

21、。輸入、輸出軸的設(shè)計方法同上，其尺寸如下圖:輸出軸結(jié)構(gòu)如圖4-13所示：圖4-14尺寸圖-dLT I-S輸入軸結(jié)構(gòu)如圖4-15所示:圖4-15結(jié)構(gòu)圖尺寸如圖4-16所示:圖4-16尺寸圖5、鍵的設(shè)計選擇因為軸的材料均為45鋼或40Cr,所以鍵的材料選擇鋼，其p100MPa,因為齒輪有定心要求，應(yīng)選用普通平鍵連接，故可選用B型平頭平鍵。(一)輸入軸上的鍵選擇：(1)齒輪鍵的選擇，其軸段直徑為45mm,查得鍵的截面尺寸為：寬度b=14mm,高度h=12mm。由齒輪的寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長L=40mm。校核鍵連接的強度232 1.05 10 100.5 9 40 4525.9MPa p 合適

22、。(2)連接鍵的選擇，其軸段直徑為35mm,查得鍵的截面尺寸為：寬度b=10mm,高度h=8mm。有帶輪的寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長L=50mm。校核鍵連接的強度2T 103/曰得kld2 1.05 1 02 1 030.5 8 50 3530MPa合適。(二)中間軸上的鍵的選擇(1)二級小齒輪上鍵的選擇，其軸段直徑為55mm,查得鍵的截面尺寸為：寬度b=16mm,高度h=10mm。由齒輪的寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長L=40mm。校核鍵連接的強度2T 103/曰得kld2 3.06 102 1030.5 10 40 5544.5MPa合適。(2)大齒輪上鍵的選擇，其軸段直徑為55mm,

23、查得鍵的截面尺寸為：寬度b=16mm,高度 h=10mm校核鍵連接的強度由齒輪的寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長L=40mm。由式。吟得2 3.06 102 10344.5MPa p 合適。0.5 10 40 55(三)輸出軸上的鍵的選擇(1)齒輪鍵的選擇，其軸段直徑為75mm,查得鍵的截面尺寸為：寬度b=20mm, 高度h=12mm。由齒輪的寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長 L=80mm。校核鍵連接的強度由式。陪得2 1.25 103 10369.45MPa p 合適。0.5 12 75 80(2)連接鍵的選擇，其軸段直徑為65mm,查得鍵的截面尺寸為：寬度b=18mm,高度h=11mm。由齒輪

24、的寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長 校核鍵連接的強度L=50mm。332 1.25 10 10 139.86MPa0.5 11 65 50p可見聯(lián)接的擠壓強度不夠?？紤]到相差很大,改用雙鍵，相隔 180布置雙鍵的工作長度l 1.5 50mm 75mm 由式 n p32T 10 也行kld2 1.25p 0.5 11 65 75一 3 一 393.2 MPap 合適。6、軸承的選擇因為軸上為直齒圓柱齒輪，沒有軸向力，所以選擇深溝球軸承，根據(jù)機械的運轉(zhuǎn)時間，得軸承的最少壽命Lh083001024000h。(1)輸入軸的軸承的選擇，根據(jù)軸段的直徑d=40mm,選取6008型軸承,一八t,106核軸承壽

25、命，由式Lh60nftCP3Fr2067.6NPC17KN得I106fch60nP10660n170002067.633063.47hLh0(2)中間軸的軸承的選擇，根據(jù)軸段的直徑d=50mm,選取6010型軸承,核軸承壽命，由式LhLh106ftc31062200060nP60n2809.89379357.5hLh0合適。(3)輸出軸的軸承的選擇，根據(jù)軸段的直徑d=70mm,選取6014型軸承，校核軸承壽命，由式Lh10660nftcP3Fr2772.6NPC32KN得Lh106ftc1063200060nP60n2772.61067642hLh0合適。機械設(shè)計課程設(shè)計-257、箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)

26、計根據(jù)箱體與軸的配合、與軸承的配合、與齒輪的配合，取鑄鐵減速器箱體(I)其只要結(jié)構(gòu)尺寸如表4-1所示：表4-1尺寸表名稱符號減速器型式及尺寸關(guān).箱座厚度10mm箱蓋厚度618mm箱蓋凸緣厚度b112mm箱座凸緣厚度b15mm箱座底凸緣厚度b225mm地腳螺釘直徑df24mm地腳螺釘數(shù)目n6軸承旁邊聯(lián)結(jié)螺栓d116mm直徑蓋與座聯(lián)結(jié)螺栓直d214mm徑聯(lián)接螺栓d2的間距l(xiāng)344mm軸承端蓋螺釘直徑d310mm視孔蓋螺釘直徑d48mm定位銷直徑d13mm至外箱壁跑離、至凸C130mm緣邊緣距離C226mm軸承旁凸臺半徑R120mm凸臺高度h7mm外箱壁至軸承座端l160mm面距離鑄造過度尺寸x,y

27、X=3mm,y=15mm大四牝頂圓與內(nèi)箱A19.6mm壁跑離齒輪端面與內(nèi)箱壁距離箱蓋，箱座肋厚軸承端蓋外徑A210mmm1、mD2m1=8mm, m=8mm,高速軸的: 中速軸的: 低速軸的:D2=118mmD2=130mmD2=160mm軸承旁聯(lián)接螺栓距離高速取S=194mm,中速取S=227mm,低速取S=243mm(n)箱體上附件的設(shè)計(1)視孔及視孔蓋理B 二視孔蓋結(jié)構(gòu)及尺寸如圖4-17、4-18所示:圖4-19油標D圖4-20放油螺塞如上圖桿式油標，螺紋直徑選為M16,則相應(yīng)系數(shù)為：d216mmd36mmh35mma12mmb8mmc5mmD26mmD122mm放油螺塞的直徑取為M1

28、61.5,則相應(yīng)的其他參數(shù)為：D0 26mm L 23mm l 12mma 13mm D 19.6mm（4）旋蓋式油杯由于油杯為標準件，所以綜合考慮，選定為旋蓋式油杯，型號為A50GB1154,結(jié)構(gòu)如圖4-21一（1）為通氣孔（2）為油杯內(nèi)撐（3）為放油口（4）為油杯蓋圖4-21油杯對箱體的裝配及配合要求，根據(jù)減速器的工作環(huán)境，為閉式工作，而且有多處相對運動，所以應(yīng)該考慮密封及潤滑情況，根據(jù)箱體及齒輪的潤滑，所以運用浸油潤滑，對于軸承，運用箱體上的回油槽回油潤滑。對減速器的密封，在箱體剖分面、各接觸面及密封處均不允許漏油。剖分面涂密封膠。由于箱體為鑄鐵的，所以考慮到外觀及使用要求，表面涂漆。第五章課程設(shè)計心得體會在本次的課程設(shè)計中，我們綜合運用了各方面的知識，如機械設(shè)計、機械原理、工程材料、機械制造基礎(chǔ)、材料力學、理論力學、AutoCAD、Solidedge等科目，在本次的設(shè)計中，我們學