机械设计课程设计说明书.docx

此文档收集于网络，如有侵权，请联系网站删除机械设计课程设计计算说明书设计题目：搓丝机传动装置设计班 级：设 计 者：指导老师：2011年6月10日北京航空航天大学前言机械设计综合课程设计是针对机械设计系列课程的要求，由原机械原理课程设计和机械设计课程设计综合而成的一门设计实践性课程；课程内容主要涉及机械设计、机械原理、机械制图、机械制造基础、材料学、力学等基础知识。本设计说明书是对搓丝机传动装置的设计，通过该过程培养自身综合运用所学理论知识与实践技能，树立正确的设计思想，掌握机械设计的一般方法和规律，提高机械设计能力；同时通过设计实践，熟悉设计过程，学会准确使用材料、设计计算、分析设计结果及绘制图样，在机械设计基本技能的运用上得到训练。目录一、设计任务书- 3 -二、方案设计- 4 -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- 24 -五、轴承的选择与校核- 27 -5.1高速轴轴承- 27 -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- 32 -7.1箱体- 32 -7.2润滑及密封形式选择- 33 -7.3 箱体附件设计- 33 -八、参考文献- 34 -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设计任务（1）确定传动方案,完成总体方案论证报告；（2）选择电动机型号；（3）设计减速传动装置。1.3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。1.4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。1.5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7,8级精度的齿轮、蜗轮。1.6设计数据表最大加工直径/mm最大加工长度/mm滑块行程/mm搓丝动力/kN生产率件/min122003501024二、机械装置总体方案设计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传动装置的选择电动机输出部分：考虑到过载保护，因此选用带传动。减速器内部布局：二级圆柱斜齿轮，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。如图，由最小传动角取大于40知min=cos-1e+ab40 又由图中关系可知Lc=(b+a)2-e2-(b-a)2-e2=350 由两式可以确定：a=165mm，e=170mm，得b=540mm，min=51.6，均满足要求。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。=0.773其中V带的效率=0.96，滚动轴承的效率=0.99，闭式圆柱齿轮的效率=0.97，滑块传动效率=0.9。而=3.62kw，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级数1500r/min1440r/min4kw4电动机型号Y112M4分配传动比（1）总传动比：ia=nmnw=144024=60（2）各级传动比 a. V带传动 i01=3，减速器i=60/3=20； b. 高速级传动比i12=1.220=4.899，则低速级传动比i23=20/4.899=4.082ia=60i01=3i12=4.899i23=4.082各轴参数计算0轴（电动机轴）：P0=Pd=3.62kwn0=nm=1440r/minT0=9550 Pd / n0=24.0Nm1轴（高速轴）：P1=Pd1=3.62kw0.96=3.48kwn1=n0i01=14403r/min=480r/minT1=9550 P1 / n1=69.2Nm2轴（中速轴）：P2=P123=3.48kw0.990.97 =3.34kwn2=n1i12=4804.899r/min=98r/minT2=9550 P2 / n2=325.5Nm3轴（低速轴）：P3=P223=3.34kw0.990.97 =3.21kwn3=n2i23=984.082r/min=24r/minT3=9550 P3 / n3=1277.3Nm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 /Nm转速nr/min传动比i效率输入输出输入输出0轴3.622414401轴3.483.4569.268.548030.962轴3.343.31325.5322.2984.8990.963轴3.213.181277.31264.5244.0820.96三、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，载荷变动较大 计算功率Pc由表31-7知，kA=1.2由公式Pc=kAP=1.23.62kw=4.3kwkA=1.2Pc=4.3kw 确定带型由图31-15选用A带 带轮直径和小带轮带速由表31-3知小带轮直径，则大带轮直径dd2=n1/n2dd11-=267.3mm取dd2=265mm小带轮带速1=dd1n1601000=6.8m/s，满足5m/s120的要求。1=163.695 带的根数由表31-3知，P0=1.07Kw，P0=0.17Kw，由表31-9知，包角系数k=0.96，由表31-2取，长度系数kL=1.01，从而，V带根数z=Pc(P0+P0)kkL=3.58，取z=4根。P0=1.07KwP0=0.17Kwk=0.96kL=1.01z=4 初拉力由表31-1取l=0.10初压力: F0=500pz2.5k-1+l2F0=131.42NF0=131.42N 压轴力FQ=2zF0sin12=1041NFQ=1041N 带轮结构大带轮、小带轮均采用辐板式3.2高速级齿轮设计项目-内容设计计算依据和过程计算结果 材料和精度等级考虑斜齿轮传动平稳，噪声小，重合度高。故选用斜齿轮。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=756 ，K=1.4，则T1=68.4Nm由表27-14，取d=1.2，由表27-24查得，接触疲劳强度 Hlim1=710MPaHlim2=580MPa则HP1=639MPaHP2=522MPa，由附B-2得，d1Ad3KT1dHP2i+1i =75631.468.41.252224.899+14.899 =53.41mm。取d1=56mmd1=56mm 确定基本参数校核圆周速度v和精度等级 =d1n1601000=1.41m/s 由表27-1选取8级精度,初取齿数取z1=27 z2=iz1=132.273，取z2=133mt=d1z1=2.074,由表27-4取mn=2mm则z1=27， z2=133，由于z1,z2互质，故可行。校核传动比误差=(4.926-4.899)/4.899=0.0055，满足要求。=cos-1mnmt=15.35小齿轮直径d1=mtz1=56mm大齿轮直径d2=mtz2=275.842mm初步齿宽b=dd1=67.2mmz1=27z2=133d1=56mmd2=275.84mmb=67.2mm 校核齿面接触疲劳强度a. 计算齿面接触应力H由式27-5，计算H，由图27-17查得ZH=2.425，由表27-15查得ZE=189.8MPa，其中：由表27-5可得t=tan-1tanncos=20.678at1=cos-1db1da1=29.166at2=cos-1db2da2=22.749由于无变位， t=t=20.678,故=12z1tanat1- tant+z2tanat2- tant=1.66=bsin mn=2.83，因为1,所以Z=1 =0.776 Z=cos=0.98查表27-7知KA=1.5，图27-6知KV=1.1Ft=2T1d1=2443NKAFtb=54.53N/mm100N/mm查表27-8，KH=KF= cosb2=1.77查表27-9， KH=A+B0.6bd12+1bd12+C10-3b=1.64N/mm从而H=ZHZEZZKAKVKHKHFtbd1u+11=686.4MPab. 计算许用接触应力HP其中ZNT由图27-27知ZNT1=1.0，ZNT2=1.12总工作时间th=1630010=48000h,从而得NL1=60n1th=1.38109 NL2=NL1i=2.82108ZW1=ZW2=1.2-HB2-1301700=1.14由表27-18接触强度尺寸系数ZXZX1=ZX2=1.0，ZL1=ZL2=ZR1=ZR2=Zv1=Zv2=1由表27-17取最小安全系数SHlim=1.05，从而HP1=HlimZNTZLZVZRZWZXSHlim=770.8MPaHP2=HlimZNTZLZVZRZWZXSHlim=705.3MPac. 验算：H=686.4MPa705.3MPa接触疲劳强度合适，无需调整尺寸。H=686.4MPaHP1=770.8MPaHP2=705.3MPaH=686.4MPa705.3MPa合适，无需调整尺寸。 确定主要传动尺寸d1=56.00mm d2=275.842mm中心距a=d1+d22=165.92mm圆整取a=165mm由公式a=z1+z2mn2cos得=14828端面模数 mt=mncos=2.0625mm小齿轮直径d1=mnz1cos=55.688mm大齿轮直径d2=mnz2cos=274.313mm齿宽b=67mm，b1=70mm，b2=67mm齿轮当量齿数为zn1=z1cos3=29.611zn2=z2cos3=145.862=14828d1=55.688mmd2=274.313mmb1=70mmb2=67mm 齿根弯曲疲劳强度验算a. 齿根弯曲应力计算查表27-7知KA=1.5，图27-6知KV=1.13其他如下：KF：由表27-8知KF= cosb2=1.77KF：bh=14.9，由图27-9知KF=1.64，YFa：由图27-20知YFa1=2.55 YFa2=2.15，Ysa：由图27-21知Ysa1=1.63，Ysa2=1.83Y：Y=0.25+0.75cosb2=0.674Y：由图27-22知，Y=0.87从而由F=KAKVKFKFYFaYSaYYFtb1mn知F1=218MPaF2=206MPab. 许用弯曲应力FPFlim：由图27-30知Flim1=300N/mm2Flim2=250N/mm2SFmin：由表27-17知SFmin=1.25YX1=YX2=1.0YNT1=0.88YNT2=0.89YST1=YST2=2YVrelT1=YVrelT2=YRrelT1=YRrelT2=1.0从而由FP=FlimYNTYSTYVrelTYRrelTYXSFlim知FP1=422N/mm2FP2=356N/mm2c. 校核：F1FP1，F2FP2 合格F1=218MPaF2=206MPaFP1=422N/mm2FP2=356N/mm2F1FP1F21,所以Z=1 =0.78 Z=cos=0.98查表27-7知KA=1.5，图27-6知KV=1.05Ft=2T1d1=6439.2NKAFtb=96.59N/mm100N/mm查表27-8，KH=KF= cosb2=1.75查表27-9， KH=A+B0.6bd12+1bd12+C10-3b=1.487N/mm从而H=ZHZEZZKAKVKHKHFtbd1u+11=635MPae. 计算许用接触应力HP其中ZNT由图27-27知ZNT1=1.08，ZNT2=1.17总工作时间th=1630010=48000h,从而得NL1=60n1th=2.82108 NL2=NL1i=7.06107ZW1=ZW2=1.2-HB2-1301700=1.14由表27-18接触强度尺寸系数ZXZX1=ZX2=1.0，ZL1=ZL2=ZR1=ZR2=Zv1=Zv2=1由表27-17取最小安全系数SHlim=1.05，从而HP1=HlimZNTZLZVZRZWZXSHlim=832.5MPaHP2=HlimZNTZLZVZRZWZXSHlim=736.8MPaf. 验算：H=635MPa736.8MPa接触疲劳强度合适，无需调整尺寸。H=635MPaHP1=832.5MPaHP2=736.8MPaH=635MPa736.8MPa合适，无需调整尺寸。 确定主要传动尺寸d1=100mm d2=404.199mm中心距a=d1+d22=252.10mm圆整取a=250mm由公式a=z1+z2mn2cos得=14321.5端面模数 mt=mncos=4.132mm小齿轮直径d1=mnz1cos=99.174mm大齿轮直径d2=mnz2cos=400.826mm齿宽b=99mm，b1=105mm，b2=100mm齿轮当量齿数为zn1=z1cos3=26.46zn2=z2cos3=106.941=14321.5d1=99.174mmd2=400.826mmb1=105mmb2=100mm 齿根弯曲疲劳强度验算d. 齿根弯曲应力计算查表27-7知KA=1.5，图27-6知KV=1.05其他如下：KF：由表27-8知KF= cosb2=1.74KF：bh=11，由图27-9知KF=1.46，YFa：由图27-20知YFa1=2.64 YFa2=2.22，Ysa：由图27-21知Ysa1=1.59，Ysa2=1.79Y：Y=0.25+0.75cosb2=0.68Y：由图27-22知，Y=0.87从而由F=KAKVKFKFYFaYSaYYFtb1mn知F1=162.72MPaF2=154MPae. 许用弯曲应力FPFlim：由图27-30知Flim1=300N/mm2Flim2=250N/mm2SFmin：由表27-17知SFmin=1.25由图27-32可知：YX1=YX2=1.0YNT1=0.91YNT2=0.93YST1=YST2=2YVrelT1=YVrelT2=YRrelT1=YRrelT2=1.0从而由FP=FlimYNTYSTYVrelTYRrelTYXSFlim知FP1=436.8N/mm2FP2=372N/mm2f. 校核：F1FP1，F2FP2 合格F1=162.72MPaF2=154MPaFP1=436.8N/mm2FP2=372N/mm2F1FP1F2FP2 合格 主要尺寸汇总mn=4mm=14321.5z1=24z2=97分度圆压力角=20d1=99.174mm d2=400.826mmha=ha*m=4mmc=0.25m=1mmhf=hf*m=5mma=d1+d22=250mm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26-3，取C=100，则由式26-2dC3Pn得d119.84mm取dmin=25mm并初取轴承处d=30mm，齿轮处d=35mmdmin=25mm初取轴承处d=30mm，齿轮处d=35mm 空间受力分析根据减速器箱体尺寸，取L1=55mm, L2=169.5mm, L3=100mm则空间受力如下其中， Ft=2T1d1=2491.0NFr=Fttan=906.65NFa=0Ft=2491.0NFr=906.65NFa=0 支反力和弯矩图a. yoz面支反力FAV=FQL3-FrL2L1+L2=-205.48NFBV=FQ(L3+L1+L2)-FrL1L1+L2=-1794.19NMVC=11301.4NmmMVB=109301Nmm弯矩图如下：b. xoz面支反力及弯矩由FBH+FAH=Fr及FBHL1=FAHL2知FAH=1887.45NFBH=603.55NMHC=103810Nmm弯矩图如下 MVC=11301NmmMVB=109301NmmMHC=103810Nmm 合成弯矩合成弯矩Mc=MVC2+MHC2=104423NmmMB=109301Nmm合成弯矩图如下Mc=104423NmmMB=109301Nmm 转矩T1=74.73Nm，由B端输入，转矩图如下T1=74.73Nm 当量弯矩按脉动循环考虑，取=-1b0b=75130=0.58则危险截面当量弯矩MeB=MB2+T12=117581NmmMeC =MC 2+T12=113061Nmm当量弯矩图如下MeB=117581NmmMeC =113061Nmm 校核轴的强度由表26-4知-1b=75MPa而bB=MeBWB=43.55MPabc=MecWc=26.37MPa均小于-1b=75MPa故合格合格 轴设计图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26-3，取C=102，则由式26-2dC3Pn得d133.6mm取dmin=35mm并初取轴承处d=40mm，齿轮处d=45mmdmin=33.6mm初取轴承处d=40mm，齿轮处d=45mm 空间受力分析根据减速器箱体尺寸，取L1=56mm, L2=92.5mm, L3=78mm则空间受力如下其中， Ft1=2T1d1=2435.13NFr1=886.3NFa1=0Ft2=2T1d2=6470.5NFr2=2355.6NFa2=0Ft1=2435.13NFr1=886.3NFa1=0Ft2=6470.5NFr2=2355.6NFa2=0 支反力和弯矩图a. yoz面支反力FAV=-144.03NFBV=-1325.3NMVC=8065.7NmmMVD=103373Nmm弯矩图如下：b. xoz面支反力及弯矩FAH=4061.15NFBH=4844.5NMHC=227424NmmMHD=377871Nmm弯矩图如下MVC=8065.7NmmMVD=103373NmmMHC=227424NmmMHD=377871Nmm 合成弯矩合成弯矩MC=227567NmmMD=391756Nmm合成弯矩图如下MC=227567NmmMD=391756Nmm 转矩T1=339.7Nm， T1=339.7Nm 当量弯矩按脉动循环考虑，取=-1b0b=75130=0.58则危险截面当量弯矩MeC=301008NmmMeD =438511Nmm当量弯矩图如下MeC=301008NmmMeD =438511Nmm 校核轴的强度由表26-4知-1b=75MPa而bD=MeDWD=48.1MPa小于-1b=75MPa，故合格合格 轴设计图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26-3，取C=102，则由式26-2dC3Pn得d49.95mm取dmin=50mm并初取轴承处d=55mm，齿轮处d=60mmdmin=49.9mm初取轴承处d=55mm齿轮处d=60mm 空间受力分析根据减速器箱体尺寸，取L1=70mm, L2=150mm, L3=93mm则空间受力如下其中， Ft=2Td=6357.7NFr=2314NFa=0Ft=2Td=6357.7NFr=2314NFa=0 支反力和弯矩图 yoz面支反力FAV=-7326.7NFBV=12.6NMVA=350000NmmMVC=1001.7Nmm弯矩图如下： xoz面支反力及弯矩FAH=2202.3NFBH=4155.4NMHC=330353Nmm弯矩图如下MVA=350000NmmMVC=1001.7NmmMHC=330353Nmm 合成弯矩合成弯矩MA=350000NmmMC=330353Nmm合成弯矩图如下MA=350000NmmMC=330353Nmm 转矩T=1125.3Nm， T1=1125.3Nm 当量弯矩按脉动循环考虑，取=-1b0b=75130=0.58则危险截面当量弯矩MeC=731517NmmMeA =740597Nmm当量弯矩图如下MeC=731517NmmMeA =740597Nmm 校核轴的强度由表26-4知-1b=75MPa而bA=44.5MPa小于-1b=75MPa，故合格合格 轴设计图五、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=30mm以及轴的运转特点，选择深沟球轴承6206深沟球轴承6206 轴承受力分析由轴上受力可知A、B轴承所受径向力FrA=FAH2+FAV2=1898.6NFrB=FBH2+FBV2=1893.0N轴向力FSA=0FrA=1898.6NFrB=1893.0N 当量动载荷由P=fd（XFr+YFa），取安全系数fd=1.1则当量动载荷PA=2088.5N， PB=2082.3N于是P=2088.5NP=2088.5N 轴承校核查表6-63知Cr=19.5kN而C=PLhn16670 =3于是得C=16.1kNCCr 满足设计要求CCr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=40mm以及轴的运转特点，选择深沟球轴承6208深沟球轴承6208 轴承受力分析由轴上受力可知A、B轴承所受径向力FrA=FAH2+FAV2=4063.7NFrB=FBH2+FBV2=5022.5N轴向力FSA=0FrA=4063.7NFrB=5022.5N 当量动载荷由P=fd（XFr+YFa），取安全系数fd=1.1则当量动载荷PA=4470.1N， PB=5524.8N于是P=5524.8NP=5524.8N 轴承校核查表6-63知Cr=29.5kN而C=PLhn16670 =3于是得C=25.4kNCCr 满足设计要求CCr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6211深沟球轴承6211 轴承受力分析由轴上受力可知A、B轴承所受径向力FrA=FAH2+FAV2=7650.5NFrB=FBH2+FBV2=4155.4N轴向力FSA=0FrA=7650.5NFrB=4155.4N 当量动载荷由P=fd（XFr+YFa），取安全系数fd=1.1则当量动载荷PA=8415.6N， PB=4570.9N于是P=8415.6NP=8415.6N 轴承校核查表6-63知Cr=43.2kN而C=PLhn16670 =3于是得C=25.8kNCCr 满足设计要求CCr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 35处的键选用普通平键（圆头）连接，材料45钢。初取键bh=10mm8mm，由轮毂长为66mm选择L=50mm，从而l=L-b=40mm，又知传递扭矩T1=74.98NM由键的校核公式知：P=4Thld=26.6MPa由表33-1知P=100-120MPa因此PP，合格。普通平键材料45钢bh=108L=50mm 25处的键选用普通平键（圆头）连接，材料45钢。初取键bh=8mm7mm，由轮毂长为62mm选择L=56mm，从而l=L-b=48mm，又知传递扭矩T1=74.73NM由键的校核公式知：P=4Thld=35.4MPa由表33-1知P=50-60MPa因此PP，合格。普通平键材料45钢bh=87L=56mm6.2中速轴的键项目-内容设计计算依据和过程计算结果 50处的键1选用普通平键（圆头）连接，材料45钢。初取键bh=14mm9mm，由轮毂长为60mm选择L=56mm，从而l=L-b=42mm，又知传递扭矩T2=339.7NM由键的校核公式知：P=4Thld=79.9MPa由表33-1知P=100-120MPa因此PP，合格。普通平键材料45钢bh=149L=56mm 50处的键2选用普通平键（圆头）连接，材料45钢。初取键bh=14mm9mm，由轮毂长为110mm选择L=100mm，从而l=L-b=86mm，又知传递扭矩T2=339.7NM由键的校核公式知：P=4Thld=39.0MPa由表33-1知P=100-120MPa因此PP，合格。普通平键材料45钢bh=149L=100mm6.3低速轴的键项目-内容设计计算依据和过程计算结果 60处的键选用普通平键（圆头）连接，材料45钢。初取键bh=18mm11mm，由轮毂长为105mm选择L=100