平板搓絲機、兩級齒輪減速、V帶傳動 課題設計

第3題平板搓絲機的執(zhí)行機構綜合與傳動裝置設計一課程設計題目二、 設計數(shù)據(jù)與要求錯誤！未定義書簽。三、 設計任務四、 機構的尺寸設計五、 機構運動簡圖六、 滑塊的速度、位移變化曲線七、 曲柄所需的驅(qū)動力矩八、 確定電動機的功率與轉(zhuǎn)速九、 確定曲柄軸上的飛輪轉(zhuǎn)動慣量十、確定減速系統(tǒng)中各零部件的尺寸1、 V帶傳動2、 低速級齒輪傳動3、 高速級齒輪傳動4、 軸的設計與校核十一、圖紙1、 減速傳動系統(tǒng)裝配圖2、 齒輪零件圖3、 軸的零件圖十二、設計心得十三、參考文獻一、設計題目圖8為平板搓絲機結(jié)構示意圖，該機器用于搓制螺紋。電動機1通過V帶傳動、齒輪傳動3減速后，驅(qū)動曲柄4轉(zhuǎn)動，通過連桿5驅(qū)動下搓絲板(滑塊)6往復運動，與固定上搓絲板7一起完成搓制螺紋功能。滑塊往復運動一次，加工一個工件。送料機構(圖中未畫)將置于料斗中的待加工棒料8推入上、下搓絲板之間。圖8平板搓絲機結(jié)構示意圖二、設計數(shù)據(jù)與要求平板搓絲機設計數(shù)據(jù)如表3所示。表3平板搓絲機設計數(shù)據(jù)分組最大加工直徑(mm)最大加工長度(mm)滑塊行程(mm)搓絲動力(kN)生產(chǎn)率(件/min)18160300~320840該機器室內(nèi)工作，故要求振動、噪聲小，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)。工作期限為十年，每年工作300天；每日工作8小時。三、設計任務針對圖8所示的平板搓絲機傳動方案，依據(jù)設計要求和已知參數(shù)，確定各構件的運動尺寸，繪制機構運動簡圖；假設曲柄AB等速轉(zhuǎn)動，畫出滑塊C的位移和速度的變化規(guī)律曲線；在工作行程中，滑塊C所受的阻力為常數(shù)(搓絲動力)，在空回行程中，滑塊C所受的阻力為常數(shù)1kN；不考慮各處摩擦、其他構件重力和慣性力的條件下，分析曲柄所需的驅(qū)動力矩；確定電動機的功率與轉(zhuǎn)速；取曲柄軸為等效構件，確定應加于曲柄軸上的飛輪轉(zhuǎn)動慣量；設計減速傳動系統(tǒng)中各零部件的結(jié)構尺寸；繪制減速傳動系統(tǒng)的裝配圖和齒輪、軸的零件圖；編寫課程設計說明書。

四、機構的尺寸設計滑塊行程300?320,可以初設曲柄AB=150mm，結(jié)合平板搓絲機結(jié)構示意圖、后期尺寸計算與設計、查閱資料，可以確定其余尺寸，如下圖所示五、機構運動簡圖分析機構運動簡圖，其中V=3^RA可得至qV^=628mm/s.V2=V2+V2V=Vr'6282-V2V求積分，得到S=i+VyVdt=^++^yC C _VyC~Vy6282-V2+6282\y2V

arcsiny+C

628Vye(-62682)。8通過solidworks對運動進行仿真，可得到具體的變化曲線如下。六、滑塊的速度、位移、加速度變化曲線平動位移-X-涓塊eg終1272119910539800.00 1.00 2.00 3.00 4.005.00

時間(sec)6.00 7.00 8.001272119910539800.00 1.00 2.00 3.00 4.005.00

時間(sec)6.00 7.00 8.009.00 10.00滑塊的速度變化曲線（1）質(zhì)心速度-X-滑塊C最終-121-291-6030.00 1.00 2.007.00 8.004.00 5.00 6.00時間(sec)21-291-6030.00 1.00 2.007.00 8.004.00 5.00 6.00時間(sec)9.00 10.00滑塊的位移變化曲線（2）38123B22號田琵￡-467-1762-30571.009.008.007.006.004.0038123B22號田琵￡-467-1762-30571.009.008.007.006.004.003.002.000.005.00

時間(sec)10.00滑塊的加速度變化曲線（3）七、分析曲柄所受的驅(qū)動力矩圖2分析：①當曲柄AB經(jīng)AB?逆時針轉(zhuǎn)到AB1時，滑塊C向左運動，受到搓絲阻力f1=8kN人由8逐漸變化到。.2 1 1易知sin8=eXC-ABsinpeXC-ABY=AB?sinosiny=(Y+e)/(X-X)X=AB?coS0=??to=2n/T=Y=AB?sino此時驅(qū)動力矩M1=F1?AB其中F=fco^有M=fcosX?150?sinZABC其中sin/ABC=sinZABX?cos/XBC+sin/XBC?cosZABX=cos0sinX+sin0cosX =sin(0+y)結(jié)合以上各式即可求得M1（表達式太變態(tài)了，懶得輸進來）同樣的方法可以求得當曲柄AB經(jīng)AB逆時針轉(zhuǎn)到時AB所受驅(qū)動力矩M2 2八、確定電動機的功率與轉(zhuǎn)速選用Y系列三相異步電動機確定工作機所需功率PW考慮曲柄在傳動過程中會受到阻力與受到穿東莞效率的影響，初定工作機所需克服的阻力略大于搓絲機所受的阻力F=9kN；v=vB=0.628m/s；工作機效率取門=0.95；求得工作機所需功率P=Fw^vw=5.95kWw1000Hw確定電動機同步轉(zhuǎn)速〃電動機2曲柄?'總=40(2~5)v帶傳動比(8~40)兩級齒輪減速傳動比=40X3X25=3000r/min確定電動機輸出功率P、額定功率PmP=P/門門=門.門2.門3.門0w bgrc查資料可以得到V帶傳動效率門b=0.95；齒輪嚙合效率門g=0.97；滾動軸承效率門r=0.99；聯(lián)軸器效率門=0.99求得P=5.95/0.86=6.92kW0P=(1?1.3)P=(6.92?8.99)kW取P=7.5kW；繼而確定電動機型號為Y132S2-2九、確定各級傳動裝置傳動比、各軸轉(zhuǎn)速、輸入功率、輸入轉(zhuǎn)矩n2900①傳動裝置總傳動比匕廣w=72.5②取v②取v帶傳動比■=4b兩級齒輪減速傳動比兩級齒輪減速傳動比P=18.1251 2因為，=(1.22?P=18.1251 2因為，=(1.22?1.4)，1 2取z'=1.3?1 2=4.85i=3.732各軸轉(zhuǎn)速各軸轉(zhuǎn)速n―n―tft-竺2=725,/min429°°_=i49-/min4x4.85nin2900=40r/minin4x4.85x3.73各軸輸入功率PIpnpnlP*r|=6.92x0.99=6.85W0cPIpnpnl=P*r|?門=6.85x0.99x0.97=6.58WIrg=P*r|*r|=6.58x0.99x0.97=6.32Wnrg各軸輸入轉(zhuǎn)矩TOC\o"1-5"\h\zT=9.55x106xi=9x1042V?mmi niPT=9.55x106x—=4.2x105A^?mmn nniPT=9.55x106x—=1.5x106m nini十、確定曲柄軸上的飛輪轉(zhuǎn)動慣量之前已經(jīng)求得曲柄的驅(qū)動力矩，由于曲柄與飛輪安裝在同一軸上，所以曲柄所受的力矩與飛輪所受力矩一樣大，考慮驅(qū)動力矩為一變化的值，設計飛輪時以受到的最大驅(qū)動力矩為標準設計。由質(zhì)點系對軸的角動量定理有L=jMdt又L=Jw即可以求得飛輪轉(zhuǎn)動慣量J（這種求法應該有問題，但是題目沒有給出速度不均勻系數(shù)，即使我對飛輪所受力矩進行每10°求值最后根據(jù)能量公式來轉(zhuǎn)換計算，也求不出來，所以，你懂得。。。。）十一、確定減速系統(tǒng)中各零部件的尺寸1、V帶傳動V帶設計功率P=KAXP=1.2X7.5=9kW確定帶型 由P/n1(小帶輪轉(zhuǎn)速)可以選定截型為B型的V帶確定傳動比大小帶輪轉(zhuǎn)速前面已經(jīng)取定傳動比i=3;由，=氏=華=3；n=2900r/minnd 12 1得到n=967r/min2確定小帶輪最小基準直徑查表選定125<d1<200(mm)取《=150確定大帶輪最小基準直徑由d=i?d?(1—&)其中&=0.01?0.02TOC\o"1-5"\h\z2 1計算出d=445mm確定帶速V=nd1n1=22.765m/s<v=25?30m/s60X1000 max初定中心距0.7(d+d)<a<2(d+d)取a=1.2(d+d)=714mm2 1 0 2 1 0 2 1確定基準長度L=2a+n(d+d)/2+(d22d22=2392mm0 021 4a0查V帶基準長度系列取L=2500mm確定實際中心距a=a0+(L-L0)/2=768mm確定小帶輪包角 =180°-(d2-d)x57.3/a=158。2、高速級齒輪傳動確定齒輪嚙合類型 由圖可以看出采用的是直齒圓柱齒輪、硬齒面閉式傳動；因為工作機轉(zhuǎn)速40r/min 轉(zhuǎn)速不高，故選用8級精度；確定材料小齒輪20CrMnTi（滲碳淬火）硬度56~62HRC大齒輪20Cr（滲碳淬火）硬度56~62HRC確定設計方案因為采用的是硬齒面閉式傳動，所以按齒根彎曲強度設計，齒面接觸疲勞強度校核。設計查表知小齒輪彎曲疲勞強度極限。fiimi=850Mpa大齒輪彎曲疲勞強度極限。f響=850Mpa因為一般工業(yè)齒輪傳動，采用一般可靠度，故選安全系數(shù)MSFT.25；因為硬齒面閉式傳動，為提高輪齒彎曲強度，應取較小齒數(shù)與較大模數(shù)，所以取十18，Z2=〈?彳=4.85x18=87.3w87因為bf廣。f2=bf「JSf=850+1.25=680MPa查《機械設計基礎》13-6得齒形系數(shù)Y/2.91七=1.53（小齒輪） YFa2=2.20 七2=1.78（大齒輪）查表13-3得載荷系數(shù)K=1.5比較大小齒輪的Yf*，計算后知小齒輪大，故對小齒輪進行彎曲強度計算。F查表選擇寬度系數(shù)'d=0.6=2.09繼而得到分度圓直徑D=繼而得到分度圓直徑D=Z?m=54mmD=Z?m=261mm==157.5mm中心距齒寬b=8?D=32.4mm取b=34mmb=40mm；⑥校核b=Z?Z?：2?K?T?也=541~667MPa<In ]/S=1364MPaHEH?b?D2 U HlimminH滿足要求。

3、確定低速級齒輪傳動確定齒輪嚙合類型 由圖可以看出采用的是直齒圓柱齒輪、硬齒面閉式傳動；選用8級精度；確定材料小齒輪40Cr（表面淬火）硬度48-55HRC大齒輪45鋼（表面淬火）硬度40~50HRC確定設計方案因為采用的是硬齒面閉式傳動，所以按齒根彎曲強度設計，齒面接觸疲勞強度校核。設計查表知小齒輪彎曲疲勞強度極限。fiimi=700~740Mpa；（720MPa）接觸疲勞強度極限。 =1150~1210MPa；（10Ma）Hlim大齒輪彎曲疲勞強度極限。 =680~700Mpa；（690MPa）Flim2接觸疲勞強度極限。由皿=1120~1150MPa（11M）因為一般工業(yè)齒輪傳動，采用一般可靠度，故選安全系數(shù)msf=1-25；因為硬齒面閉式傳動，為提高輪齒彎曲強度，應取較小齒數(shù)與較大模數(shù)，所以取十18，Z2=〈?彳=3.73x18=67.14；查《機械設計基礎》13-6得齒形系數(shù)Y廣2.91七=1.53（小齒輪）Y/2.24 七2=1.75 （大齒輪）查表13-3得載荷系數(shù)K=1.5比較大小齒輪的上.*，計算后知小齒輪大，故對小齒輪進行彎曲強度計算。F查表選擇寬度系數(shù)'d=0.6=3.686繼而得到分度圓直徑中心距a=D1+D1 2=170mmD=Z?m=72mmD=Z?m=繼而得到分度圓直徑中心距a=D1+D1 2=170mmb=50mm；1齒寬b=4?D=43.2mm取b=44mmb=50mm；1⑥校核Q=Z?Z?：2?K?T?也=722-950MPa<In ]/S=1036MPaHEH*b?D2 U HlimminH滿足要求。4、軸的設計與校