搓丝机传动机构设计和实现 交通科学与工程专业

目录一、设计任务书 -4-1.1设计背景 -4-1.2工作条件 -4-1.3使用期限 -4-1.4生产批量与加工条件 -4-1.5原始数据表 -4-二、方案设计 -5-2.1总体设计 -5-2.2原动机的选择 -5-2.3传动装置的选择 -5-2.4执行机构 -5-2.5相关参数的确定 -6-三、传动零件设计 -8-3.1带传动设计 -8-3.2高速级齿轮设计 -9-3.3低速级齿轮设计 -13-四、轴的设计 -18-4.1高速轴的设计 -18-4.2中速轴的设计 -21-4.3低速轴的设计 -23-五、轴承的选择与校核 -26-5.1高速轴轴承+ -26-5.2中速轴轴承 -27-5.3低速轴轴承 -28-六、键的选择与校核 -29-6.1高速轴的键 -29-6.2中速轴的键 -29-6.3低速轴的键 -30-七、减速器各部分尺寸 -31-7.1箱体 -31-7.2润滑及密封形式选择 -32-7.3箱体附件设计 -32-7.4轴承端盖的设计 -33-7.4—1高速轴无密封端盖具体参数 -34-7.4—2中间轴端盖具体参数 -34-7.4—3低速轴无密封端盖具体参数 -34-7.4—4对于高速轴有密封部分，端盖参数如下 -34-7.4—5对于低速轴有密封部分，端盖参数如下 -35-八、参考文献 -36-

一、设计任务书轴辊搓丝机传动装置设计1.1设计背景搓丝机用于加工轴辊螺纹，基本结构如上图所示，上搓丝板安装在机头4上，下搓丝板安装在滑块3上。加工时，下挫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，滑块向后运动时，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，可同时搓制出工件两端的螺纹。滑块往复运动一次，加工一个工件。1.2工作条件室内工作，动力源为三相交流电动机，电动机单向运转，载荷较平稳。1.3使用期限工作期限为十年，每年工作300天，双班制工作；检修期间隔为三年。1.4生产批量与加工条件生产批量5台，中等规模的机械厂，可加工7,81.5原始数据表最大加工直径/最大加工长度/滑块行程/搓丝动力/生产率件101803932二、方案设计2.1总体设计见下图：2.2原动机的选择根据设计任务书，选择电动机作为原动机。2.3传动装置的选择①电动机输出部分：考虑到过载保护，因此选用带传动。②减速器内部布局：二级圆柱齿轮展开式，见下图。2.4执行机构选择曲柄滑块机构，理由是结构简单，加工比较经济，只要有偏心，即可实现急回特性。以下为尺寸设计。abe如图，由最小传动角取大于40°知γmin=cos又由图中关系可知Lc=由①②两式，试取以下方案：方案：a=75mm，e=250mm，得b=708.14mm。°2.5相关参数的确定项目-内容设计计算依据和过程计算结果电动机的选择按工作要求选用Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压380V。η=其中带的效率=0.98，滚动轴承的效率=0.99，闭式圆柱齿轮的效率=0.97，计算效率η=0.859。而=3.574kw，选取Ped=4kw，电动机型号Y112M4，性能如下：同步转速满载转速额定功率极数1500r/min1440r/min4kw4电动机型号Y112M-4分配传动比（1）总传动比：i（2）各级传动比a.带传动i01b.高速级传动比i12=1.4∗1iiii各轴参数计算0轴（电动机轴）：PnT1轴（高速轴）：PnT2轴（中速轴）：PnT3轴（低速轴）：PnT如左侧最后，将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表轴功率P/kW转矩T/N·m转速nr/min传动比i效率输入输出输入输出0轴3.5723.71440Ⅰ轴3.503.46569.668.948030.96Ⅱ轴3.3613.327306.27303.21104.84.580.96Ⅲ轴3.323.98962.44952.8232.053.270.96三、传动零件设计3.1带传动设计项目-内容设计计算依据和过程计算结果设计要求每天工作16小时，载荷较平稳计算功率Pc由表4-7知，kA由公式Pc=kkAPc确定带型由图4-15选用A带带轮直径和小带轮带速由表4-3知小带轮直径，则大带轮直径d小带轮带速ν满足5m/s<νddν1初选中心距a0a.0.55(⟹220mm初取ab.=2042.6mm由表4-2，取Lc.实际中心距a≈a0aLa=678.7mm小带轮包角α=163.12°，满足a>α1=163.12带的根数由表4-3知，P0=1.32由表4-9知，包角系数kα由表4-2取，长度系数kL从而，V带根数z=P取z=3根。PΔkkz=3初拉力由表4-1取ρ初压力:FF压轴力FF3.2高速级齿轮设计项目-内容设计计算依据和过程计算结果材料和精度等级选择圆柱斜齿轮。小齿轮使用40Cr，调质处理，硬度241-286HBS；大齿轮使用45钢，调质处理，硬度229-286HBS；精度等级均为8级有关数据以及公式引自《机械设计基础》（下册）初估小带轮直径因采用闭式软齿面传动，按齿面接触强度初估小齿轮分度圆直径。由附B-1，Ad由表2-14，取ψ由表2-24查得，接触疲劳强度σ则σσHP2由附B-2得，d=766×=53.93mmd确定基本参数校核圆周速度v和精度等级ν=由表2-1选取8级精度,初取齿数取zz2由表27-4取mn=2.5mm，则z1取z2由于z1zz校核齿面接触疲劳强度计算齿面接触应力σ由式2-5，计算σH，由图2-17查得Z由表2-15查得ZE而zε其中：由表2-5可得αα由于无变位，啮合角α=20εZ查表2-7知KA=1查表2-8知KHFKKKHβK从而σ计算许用接触应力σ其中ZNT由图2-27知总工作时间tℎ从而得NLNZ由表2-18接触强度尺寸系数ZZX1=由表2-17取最小安全系数SHlim从而σσ验算：σ合适，无需调整尺寸。σσσσ合适，无需调整尺寸。确定主要传动尺寸d1=模数mn中心距a=取a齿宽b=66mm，b1=72mm齿根弯曲疲劳强度验算齿根弯曲应力计算查表2-7知KA=1.25其他如下：KFβ：由图2-9知KKFα：由表2-8知其中，YYFa：由图2-20知YFa1Yβ：由图2-22知，从而由σ知σσ许用弯曲应力σσFlimσσSFmin：YYYYY从而由σ知σσ校核：σF1<σFP1σσσσσσ合格主要尺寸汇总模数mn压力角α=20°β=arccosd1=55.641mmℎC=0.25ℎa=3.3低速级齿轮设计项目-内容设计计算依据和过程计算结果材料和精度等级同高速级初估小带轮直径因采用闭式软齿面传动，按齿面接触强度初估小齿轮分度圆直径。由附B-1，AT由表2-14，取ψ由表2-24查得，接触疲劳强度σ则σσHP2由附B-2得，d=766×=取dd确定基本参数校核圆周速度v和精度等级ν=由表2-1选取8级精度,初取齿数zzmt=2.571，由表27-4取则z1=35，由于z1zz校核齿面接触疲劳强度计算齿面接触应力σ由式2-5，计算σ由图2-17查得ZH由表2-15查得ZE而zε其中：由表2-5可得αα由于无变位，啮合角α=20εZ查表2-7知KA=1查表2-8知KHFKKKHβK从而σ计算许用接触应力σ其中ZNT由图2-27知总工作时间tℎ从而得NLNZ由表2-18接触强度尺寸系数ZZZ由表2-17取最小安全系数SHlim从而σσ验算：σ合适，无需调整尺寸。σσσσ合适，无需调整尺寸。确定主要传动尺寸d1=91.000mm模数mn中心距a=取a齿宽b=108mm，b1=115mmβ=arccos齿根弯曲疲劳强度验算齿根弯曲应力计算查表2-7知KA=1.25其他如下：KFβ：由图2-9知KKFα：由表2-8知其中，YYFa：由图2-20知YFa1Yβ：由图2-22知，从而由σ知σσ许用弯曲应力σFPσσ校核：σF1<σFP1σσσσσσ合格主要尺寸汇总模数mn=2.5，压力角α=20d1=91.000mmℎc=0.25ℎa=

四、轴的设计4.1高速轴的设计项目-内容设计计算依据和过程计算结果材料和热处理根据轴的使用条件，选择40Cr，正火，硬度HB=241-286初估轴径查表1-3，取C=100，则由式1-2d≥C3P取d并初取轴承处d=35mm，齿轮处d=41mm齿根圆直径为49.391mmX=故高速轴可以设计成齿轮轴d初取轴承处d=35mm，齿轮处d=41mm空间受力分析根据减速器箱体尺寸，取L1=40mm,则空间受力如下其中，FFFFFF支反力和弯矩图yoz面支反力‘ACBFFM弯矩图如下：ACBxoz面支反力及弯矩由FBHFFMMM弯矩图如下ACB合成弯矩合成弯矩MMACBMMM转矩T1T当量弯矩按脉动循环考虑，取α=则危险截面当量弯矩Me=MACBM校核轴的强度由表26-4知σ而σ小于σ故合格合格4.2中速轴的设计项目-内容设计计算依据和过程计算结果材料和热处理根据轴的使用条件，选择40Cr，调质，硬度HB=241-286初估轴径查表1-3，取C=102，则由式1-2d≥C3P取d并初取轴承处d=45mm，齿轮处d=50mmd初取轴承处d=45mm，齿轮处d=50mm空间受力分析根据减速器箱体尺寸，取L1=40mm,则空间受力如下其中，FFFFFFFFFFF支反力和弯矩图yoz面支反力FFMMVD弯矩图如下：xoz面支反力及弯矩FFc截面D截面MHC1M弯矩图如下ACDMMVDMHC1MMM合成弯矩合成弯矩c截面D截面MHC1MACDBMMMM转矩TT当量弯矩按脉动循环考虑，取α=则危险截面当量弯矩MMACDBMM校核轴的强度由表26-4知σ而σ小于σ−1b=75MPa合格4.3低速轴的设计项目-内容设计计算依据和过程计算结果材料和热处理根据轴的使用条件，选择40Cr，调质，硬度HB=241-286初估轴径查表1-3，取C=102，则由式1-2d≥C3P取d并初取轴承处d=65mm，齿轮处d=68mmd初取轴承处d=65mm齿轮处d=68mm空间受力分析根据减速器箱体尺寸，取,L2则空间受力如下其中，FFFFFF支反力和弯矩图yoz面支反力ACBFFBVMVc弯矩图如下：ACBxoz面支反力及弯矩ACBFFMM弯矩图如下ACBMVCMM合成弯矩合成弯矩MMACBMM转矩T=962.44N·mT962.44当量弯矩按脉动循环考虑，取α=则危险截面当量弯矩MACBM654871校核轴的强度由表26-4知σ而σ小于σ−1b=75MPa合格五、轴承的选择与校核5.1高速轴轴承+项目-内容设计计算依据和过程计算结果轴承选择由d=35mm以及轴的运转特点，选择深沟球轴承6007深沟球轴承6007轴承受力分析由轴上受力可知A、B轴承所受径向力FF轴向力FFFF当量动载荷由P=fd则当量动载荷PA=1489.2于是P=1819.2NP=1819.2N轴承校核查表知C而L于是得L满足设计要求满足设计要求5.2中速轴轴承项目-内容设计计算依据和过程计算结果轴承选择由d=45mm以及轴的运转特点，选择角接触球轴承7009AC角接触球轴承7009AC轴承受力分析FFFFFF当量动载荷由P=fd则当量动载荷PA=5806.0于是P=5806.0NP=5806.0N轴承校核查表知C而L于是得L满足设计要求满足设计要求5.3低速轴轴承项目-内容设计计算依据和过程计算结果轴承选择由d=55mm以及轴的运转特点，选择深沟球轴承6011深沟球轴承6011轴承受力分析由轴上受力可知A、B轴承所受径向力FF轴向力FFF当量动载荷由P=fd则当量动载荷PA=5308.8于是P=5308.8NP=5308.8N轴承校核查表知C而L于是得L满足设计要求满足设计要求六、键的选择与校核6.1高速轴的键项目-内容设计计算依据和过程计算结果Φ25处的键选用普通平键（圆头）连接，材料45钢。初取键b×h=8mm×7mm，由轮毂长为66mm选择L=48mm，从而l`=L−b=40由键的校核公式知：σ由表33-1知σ因此σP普通平键材料45钢b×h=8×7L=48mm6.2中速轴的键项目-内容设计计算依据和过程计算结果Φ50处的键1选用普通平键（圆头）连接，材料45钢。初取键b×h=14mm×9mm，由轮毂长为60mm选择L=54mm，从而l`=L−b=40由键的校核公式知：σ由表知σ因此σP普通平键材料45钢b×h=14×9L=54mmΦ50处的键2选用普通平键（圆头）连接，材料45钢。初取键b×h=14mm×9mm，由轮毂长为110mm选择L=94mm，从而l`=L−b=80由键的校核公式知：σ由表知σ因此σP普通平键材料45钢b×h=14×9L=94mm6.3低速轴的键项目-内容设计计算依据和过程计算结果Φ68处的键选用普通平键（圆头）连接，材料45钢。初取键b×h=20mm×12mm，由轮毂长为105mm选择L=85mm，从而l`=L−b=65由键的校核公式知：σ由表知σ因此σP普通平键材料45钢b×h=20×12L=85mmΦ45处的键选用普通平键（圆头）连接，双键，材料45钢。初取键b×h=16mm×10mm，由轮毂长为64mm选择L=58mm，从而l`=L−b=42由键的校核公式知：σ由表知σ因此σP普通平键，双键材料45钢b×h=16×10L=58mm七、减速器各部分尺寸7.1箱体名称符号尺寸箱盖壁厚δδ=8mm箱座壁厚δδ箱盖凸缘厚度bb=12mm箱座凸缘厚度bb地脚螺钉直径dd地脚螺钉数目nn=6轴承旁连接螺钉直径dd箱盖与箱座连接螺钉直径dd轴承端盖螺钉直径dd窥视孔盖螺钉直径dd定位销直径dd=10mm起盖螺钉直径dd大齿轮顶圆与内壁距离∆Δ=12mm齿轮端面与内壁距离ΔΔ轴承距内壁距离ΔΔ轴承端盖外径DDDDDD轴承端盖凸缘厚度tt=15mm箱盖肋厚mm箱座肋厚mm=8mm7.2润滑及密封形式选择设计项目设计内容密封装置高速轴密封毡圈密封，挡油环内密封中间轴密封挡油环内密封低速轴密封毡圈密封，挡油环内密封润滑剂的选择轴承油脂润滑齿轮油润滑7.3箱体附件设计设计项目设计内容设计结果通气塞指标：M12×1.25mm,d1=4mm，D=18mm,油标指标：d=M10d1=4mm,d2=16mm,d3c=5mm,D=26mm,D1=24mm