搓丝机二级圆柱齿轮减速器机械设计课程设计

1、机械设计课程设计设计说明书设计题目：搓丝机传动装置ms该设计说明书是对本学期机械设计课程设计的归纳和总结，涵盖了设计的全 部过程。课程的设计任务是：搓丝机传动装置设计。从总体方案选择、传动结构 的设计、再到齿轮、轴等等主要传动件的选择设计，检验及校核，以及箱体、执 行机构等的设计，我们最终完成了一个搓丝机传动装置的全部设计任务。该传动 装置是由带传动、二级同轴式圆柱斜齿轮减速器和曲柄滑块机构组成，传动比为 45o通过本次课程设计，我们将学过的基础理论知识进行了综合应用，培养了结 构设计和计算能力，并由此对一般的机械装置设计过程有了一定的认识。下面是同轴式减速器的三维建模效果图:目录第一章设计任

2、务书41. 1设计要求41.2原始技术数据41.3设计任务4第二章机械装置的总体方案设计52.1传动装置方案的选择52.2执行机构方案的选择52.3总体方案简图52.4执行机构简图52. 5 电动机的选择62. 6传动装置运动及动力参数的确定7第三章主要零部件的设计计算93. 1齿轮传动设计计算93. 2带传动的设计计算213.3执行机构的设计计算253. 4 轴的设计及校核计算293. 5滚动轴承的选择及校核计算433. 6键联接的设计及校核计算52第四章减速器箱体及附件的设计554.1减速器箱体结构尺寸的确定554.2减速器的润滑和密封56第五章其它技术要求59参考文献:60第一章设计任务

3、书1.1设计要求（1）该机用于加工轴規螺纹，其结构如图所示。上搓丝板安装在机头上，下搓丝板 安装在滑块上。加工时，下搓丝板随滑块做往复运动。在起始（前端）位置时, 送料装置将工件送入上下搓丝板z间。滑块往复运动时，工件在上下搓丝板z 间滚动，搓制出与搓丝板一致的螺纹。搓丝板共两对，可同时搓出工件两端的 螺纹。滑块往复运动一次，加工一件。（2）室内工作，生产批量为5台。（3）动力源为三相交流280/220v,电动机单向运转，载荷较为平稳。（4）使用期限为10年，大修周期为3年，双班制工作。轴辗搓丝机传动装置设计参考图1床身2传动系统3-滑块4 一机头5送料装置6上搓丝板7工件8下搓丝板1.2原始

4、技术数据最大加工直径/mm12最大加工长度/mm180滑块行程/mm340公称搓动力/kn9生产率/（件/min）321.3设计任务（1）完成搓丝机传动装置总体方案的设计和论证，绘制总体设计原理图;（2）完成主要传动装置的结构设计；（3）完成装配图（用a0图纸），零件图两张；（4）编写设计说明书一份。第二章机械装置的总体方案设计2.1传动装置方案的选择传动装置选用带传动和二级圆柱斜齿齿轮减速器的组合。其中，在电机到齿轮减速 器z间使用的是带传动，这是因为带传动传动平稳，成本较低，高速传动时输出功率较 大。而在带传动到执行机构之间，使用的是二级同轴式齿轮减速器。这是为了在获得较 大的减速比的同时

5、，尽量缩小减速器长度方向的尺寸，以获得较为紧凑的结构。由于斜 齿轮啮合特性好，传动平稳，故选用斜齿轮作为齿轮传动件。2. 2执行机构方案的选择根据搓丝机的工作原理，我们选用曲柄滑块机构作为执行机构。曲柄滑块机构能够 将回转运动转化为直线往复运动，其结构简单、使用较为广泛，符合设计要求。2. 3总体方案简图带传动2. 4执行机构简图2. 5电动机的选择按工作条件的要求，选用y系列三相异步电动机，卧式结构。2. 5.1选择电动机的容量计算项目计算内容计算结果由电机至搓丝板的传动总效率总= 0.96x0.993x0.972x0.7帀总=0 614搓丝机末端输出功率你计算搓丝板行程* 340加加粗取执

6、行机构急回系数k=l, 则搓丝板前进一次所需吋间：1 min1八八十t =x = 0.937s322所以末端平均速度：v = s/t = 0.3621m/s末端输出功率：p辰=f-v = 9knxo3621m/sp菲=3.264kw电动机所需实际功率（输出功率）*p _ p 3.264kw ° 总0.614e=532kw注：为v带传输效率，77,4x0. 96；77?为滚动轴承效率，2取°99;3为闭式齿轮传动效率，3取°97;久为连杆机构传动效率，粗估久为0.7（参考资料1表2-5）2. 5.2选择电动机型号根据电动机所需输出功率，可以查阅到符合要求的电动机（参

7、考资料1 200-203页）方案电动机型号额定功率/kw电动机转速（,7 min ）同步满载1y132s1-25.5300029202y132s-45.5150014403y160m2-85.5750720综合考虑电动机的尺寸和价格，以及减速器的传动比，认为方案2较为合适，所以选定 电动机型号y132s-42. 6传动装置运动及动力参数的确定2. 6.1传动比的计算计算项目计算内容计算结果电动机额定转速§根据1表6-164得y132s-4额定转速：h() =1440r/minh0 = 1440r/ min总传动比ii =32/v minz = 45分配各级传动比由于同轴式减速器的特点

8、，可取每一级齿轮减速比：片=2 =4由此，带传动的传动比为：/（）=± = 2.81,传动比较为理想%=2.812. 6. 2运动参数计算计算项目计算内容计算结果输入轴n. = = 512.46r / minq =512.46 厂/minz，o计算各轴的转速n2 =128.11厂/min中间轴n, = = 12 &11厂 / min 片/73 =32.03/7 min输出轴佝= = 32.03/*/min h2. 6. 3动力参数计算计算项目计算内容计算结果计算各轴的输入 功率输入轴片= hq=5 allcw中间轴马=丘4 “2 弘=4.90kw输出轴厶=£ 弘仏？

9、 就=4.7uw片=51册p2 = 4.9(w片=4.71kw计算各轴的输入 转矩输入轴7；二9549二95.门n m叫p中间轴 7； =9549竺= 365.572 加 _兀2输出轴石=9549 % = 1404.nm57 =95 ylnmt2 =365.57n-m7； =1404.nm2. 6. 4运动和动力参数计算结果汇总轴名功率p/kw转矩t/n m转速 /r min'1传动比1效率输入输出输入输出电动机轴5. 3235. 2814402.810. 96输入轴5. 1195. 17512. 4640. 9603中间轴4. 90365. 57128. 1140. 9603输出轴4

10、. 711404. 132. 03第三章主要零部件的设计计算3. 1齿轮传动设计计算 3.1.1输出级齿轮设计计算由于斜齿轮啮合特性好，传动平稳，故选用斜齿轮作为传动件。小齿轮材料选用40cr,调质处理，硬度241hb286hb,平均取260hb,大齿轮选用45钢，调质处理, 硬度为229hb286hb,平均取240hb。计算步骤如下:计算项目计算内容计算结果(1)初步计算小齿轮输入转矩人p4 904t. = 9549 - 2 =9549xtv m匚n2128.11t2 =36557n 加齿宽系数屮由2表27j4查得屮 =1.0咒=1.0接触疲劳极限ahhm由图2724(a)查得几呗=710m

11、pa %汕2 = 580mpa初步计算需用接触应力hp<7肿=0.9<7中的=0.9x710mpa(jhp2 =0.9cr/71im2 =0.9x580mpq(thp! = 639 mpa (yhp2 = 522mpa4/值由表bl,估计0 = 13°取a” =756,ad = 756动载荷系数kk = iak = l4初步计算小齿轮直径、人1u +1v wqhp u=94.55mm初取£ = 95mm初步齿宽bb - tydx - 1.0x95 - 95mmb = 95mm(2)齿面接触疲劳强度校核计算圆周速度nd.n-yx95xl28.11v 60x1000

12、60x1000v = 0.631m/ s 取8级精度较为合理精度等级由表27j选择8级精度初取zj =31z2 = iz、= 4x31 = 124一般可与z?应取为互质数取 z = 31, z2 = 123齿数z、故取z2 =123_ld+*模数加和螺旋角= d、1 z、= 95/31 = 3.065加加mt = 3.065“0取法向模数加“ =3mmmn = 3mm£ = mfzl = 95.015幷 d2 = mtz2 = 376.9959di = 95.0l5m/?zqmn3d° = 376.995mmp - arccosl = arccosm(3.0650 = 11

13、.821。使用系数由表277原动机均匀平稳，工作机有中等冲击ka = 1.50由图27-6动载系数kv =1.1先求切向力疗= 2tjd =2x365.57/0.095015ft = 7696.2/v齿间载荷k f= l5x= 121.5 n / mm> 100 n / mm分配系数b95b由表27-8,非硬齿面斜齿轮，精度等级k%=1.2 k=l28级/齿向载荷/» 2khb = a + b+cl()7.b“dk hb = 1.388分布系数a )h p= 1.17 +0.16 xl.o2 +0.61 x 107x95区域系数由图27-18查出非变位斜齿轮z” = 2.45z

14、h = 2.45弹性系数rfl表 27-15 查出 ze = 189mpaz£ = 189mpa由表275重合度系tan antan 20数a. - arctan 1- - arctan (cos0 丿(cosl 1.821“ 丿oct = 20.398= arccos = arccosdal"£ cos a、 、£ + 2hai 丿(95.015cos 20.398)=arccos i 95.015 + 2x3=28.16vaat = 28.161°a at 2 = arccosd(dr cos a, '= arccos zd“2+

15、2力“2 >乞沁=22.689°=arccos376.995 cos 20.398<376.995 +2x3由于无变位(x=0),端面啮合角at = at = 20.398 °1 zs=z|(tang“tane) 2tt/+z2(tan-tana,)=22.689°a' = 20.398°比=1.71£p = 2.064 > 1zf = 0.76螺旋角系数z p = jcos 0 = vcos 11 .821 °z 卩=0.989接触应力kak"kh召烂d、b u£ =59&14m

16、pq由表27-17取最小安全系数shhms 讪=1.05许用接触应力oup总工作时间th = 10 x 300 x 16 xh应力循环次数n l = 60 了讪（一对齿轮啮合取卩=1 ）_nll _ 3.69x10sf4th = 48000 hn l = 3.69 x10sn l2 =9.22xl07接触寿命系数zw由2图27-27查出7 乙n=1z 厶n2=1齿面工作硬化系数z -z -12 叫口0ulu21700z w1=zw2 = 114接触强度尺寸系数zx由2表27-18按调质钢查得7 厶xi=z x2 = 1.0润滑油膜影响系数取为= zl2 = zr、= zr? = zv1 = z

17、vi = 1r °h limz"zv zrzw zxhp = 110.86 mpau hp 带入公式怙计算hp 2= 629 ji mpa验算(7” < minfdpi qhpi 齿面接触疲劳强度合格（3）确定主要传动尺寸中心距a = (d + d?) / 2 = 236 .005圆整取d = 236n _叫(zi + z2)u dlccoo2a螺旋角3 x (31 + 123 )=arccos 2 x 236b =11.815°切向模数m = mn / cos 0 = 1 / cos 11 .815 °=3.064935mm分度圆直 径d - m

18、 n z / cos p右= d 2 =95 .013 mm376 .987 mm齿宽b = 95取hbi = 98 mm 9 = 95 mm（4）齿根弯曲疲劳强度验算齿形系数z“| = zj / cos3 (3 = 31 / cos311.815 ° = z”2 = z? / cos3 p = 123 /cos311.815ftl 2图 27-20,根据 z” 和 x = 0 查得 yfa= 33.06=131 .16=2.55=2.20应力修正 系数f由图27-21查得y%2= 1.63= 1.79螺旋角系由图27-22查得yp = 0.90数丫0其中引=bsin 0 /（勿7“

19、）= 2.064 > 1重合度系0750 75.亠匕一0.25+-0.25 +cos=匕=0.672数丫0% %£齿向载荷b! h =95.013 /（2.25 x3）= 14.076k y= 1.45分布系数八f0由图27-9 5得将相关数据带入公式：弯曲应力6 =f=162 ampafl二 153 .9mpa可得一对齿轮的齿根弯曲应力ofx x 62由图27-30得实验齿轮齿根弯曲疲劳极限aflimcrfv=300mpa6 lim 2 = 270 mpa由2表27-17确定弯曲强度最小安全系数sims f lim=1.25由2图27-33确定弯曲强度尺寸系数许用弯曲l =y

20、x2 = 1。应力由图27-32确定弯曲强度寿命系数丫人？ynti=0.89o fp另外収st = st 2 = 2vrelt 1 = vrelt 2 = 1 、rrelt 1 = rrelt 2 = 1ynt2=0.910 ppflim st 丫 vrelt rre/tfp= 427.20mpq_sq f limb fp2= 393.12 mpa验算61 =162 a mpa < o fpx齿根弯曲疲劳强度合格。卜2 =153 .9mpa < afp2（5）小结:齿轮主要传动尺寸列表法向模数加3mm端面模数mtmt = mn / cos p3.0649 mm螺旋角011.815&

21、#176;压力角a(aj20°齿数z召=31 z2 =123分度圆直径d= 95.013mm d2 = 376.987mm中心距qa =+ “2）236mm当量齿数z“zn = z/ cos3 卩ztl =33.06 z“2 = 131.16齿顶高ha = hamn = 1x33mm齿根高ilfhj = hmn 1.25 x 33.75mm齿顶间隙cc = 0.25 mn = 0.25 x 30.15mm齿顶圆直径必=£ + 2ha4,2 "2+2 蔦dai = 101.013mm da2 = 382.987mm齿根圆直径dj=d- 2hf dp =d2 2hfd

22、n = 87.513mm df2 = 369.487mm齿宽bb2=b = 95 mmb、=/? + （3 5）mmb、= 98mm h2 = 95mm3.1.2输入级齿轮设计计算根据同轴式减速器的特点，当输入级与输出级传动比相同时，两级齿轮传动可以只 有不同的齿宽系数，而其它系数均相同。由此，设计输入级齿轮时，可以在输出级的设 计基础上，降低齿宽系数屮，然后校核其强度。小齿轮材料选用40cr,调质处理，硬度241hb286hb,平均取260hb,大齿轮选 用45钢，调质处理，硬度为229hb286hb,平均取240hb。计算步骤如下：计算项目计算内容计算结果(1)初步拟定参数小齿轮输入转矩7

23、；t =9549 -=9549x 5,11 n/?,512.46t2 =95.17n-m齿宽系数屮取屮 =().58屮 =().58接触疲劳极限由图27-24(a)查得hl lim 2=5 80mpa动载荷系数ka： = 1.4k = 1.4小齿轮直径仏取 d =95.013/7imd =95.013mm初步齿宽bh =屮 d = 0.58x95.013mm = 55 mmb = 55 mm(2)齿面接触疲劳强度校核计算圆周速度7td.n.龙 x95x512.46v 60x100060x1000v = 2.549m/s 取8级精度较为合理精度等级由表27-1选择8级精度齿数z、 模数加 和螺旋

24、角0取 z = 31, z? = 123取法向模数mfl = 3mm取 0 = 11.815°z =31 z2 =123mn = 3mm0 = 11.815°使用系数由2表27-7原动机均匀平稳，工作机有屮等冲击ka =1.50动载系数由2图 27-6kv=a齿间载荷 分配系数先求切向力 ft=2tjd= 2x95.17/0.095013kaft * 2003.3“乃=1.5x= 54.63n / mmb55由表27-8,非硬齿面斜齿轮，精度等级8级ft = 2oo3.37v心人 v i()()7v/mm bk如=1.2 k沧=1.2/齿向载荷 分布系数s = 4 + +

25、c 103 “=1.17 + 0.16 x 0.58 2 + 0.61 x 10 3 x 55k” = 1.257区域系数由图27-18査出非变位斜齿轮zr = 2.45zh = 2.45弹性系数由表 27j5 查出 z” = 189 .sy/mpaza = 189 zmpa重合度系 数由2表 27-5"anaj( tan 20，)a, = arctan = arctan (cos0 丿(cosl 1.821°)dh( cl、cos at )zy amncc ” arcccq11a, = 20.398°cvzl#. <11 uvur> <11 c

26、cobid .dx + 2h ,a1a /(95.015cos 20.398)“ 。aat = 28.161°diccos zo< io ii 95.015 + 2x3 丿乞心=22.689°a ai 2 = arccosd方2= arccosd q2'd2 cos af、+ 2叽2丿=arccos(376.995 cos20.398、= 22.689)< 376.995 +2x3 )/rti于无变位(x=o),端而啮合角e =20.398°/at = at = 20.398 °1 /6=z(tana沁tan)l7t-= 1.71/+

27、z2 (tan aat2 一 tan at)» = 1.195 > 1。_ b sin 0 _ 55 x sin11 .821 0z厂二 0.76c0 一兀x3 ze 一 j程-71.71=0 .76螺旋角系 数z 卩=jcos0 = a/cos 11 .821 °7厂二 0.989接触应力ft u +1 b uh - z hz ez gz 0k akk hpk ha a(jh = 378.59mpq由2表27-17取最小安全系数him = 1°5总工作时间th= 10x300 x16x1/?s =48000 h应力循环次数n l、= 60 ynxth(一对

28、齿轮啮合取卩=1 )%=1.476 xlo91._ 1-476x 10 9n"= 3.69x2许用接触4应力接触寿命系数z"由图27-27查出z n=1z“2=1齿面工作硬化系数ljd2 - 130z,=zw2 =1-14-1 0 "1700接触强度尺寸系数zx由2表27j8按调质钢查得zxi=zx 0 = 1.0润滑油膜影响系数取为z l z/.2 = z r - z r2 zvl = zv2 = 1k_limntrw° hp q带入公式计算(thp、=770.86 mpa o hpz = 629.71 mpa验算巧 < min(7hp| qhp

29、i 齿而接触疲劳强度合格（3）齿根弯曲疲劳强度验算齿形系数zrtl =zi/cos3/? = 31/cos311.815° =33.06 z”2 = z2/cos3/? = 123/cos 311.815° = 131 .16由2图27-20,根据z“和x = 0查得yf(i=2.55% = 2.20应力修正 系数由2图2721査得=1.633 =179螺旋角系数与由图27-22查得丫卩=0.90重合度系数与w 八 “ 0.75 八 “ 0.759 qys =0-25 += 0.25 +cos f3h%比ye = 0.672齿向载荷 分布系数心0b/ h = 55 /(2.

30、25 x3)= 8.15由2图27-9查得心卩=1.25弯曲应力将相关数据带入公式：6 = kakvkfpkfa-yfaysay£y可得一对齿轮的齿根弯曲应力x （jf2(jf = 75.54 mpa (jf2 二 71.57 mpa许用弯曲 应力q fp由图27-30得实验齿轮齿根弯曲疲劳极限（7flim由2表27-17确定弯曲强度最小安全系数sim由2图27-33确定弯曲强度尺寸系数300 mpa6 lim 2 = 270 mpas 讪=1.251=x2=10由2图27-32确定弯曲强度寿命系数乙7ynt - 0-87st 1 = st 2 = 2ynt2 =0.89另外取*vr

31、elt 1 = vrelt 2=1v- v- 11 rrelt 1 1 rrelt 2 1(yfp = 417.60 mpa o* fp flim st nt vrelt rrelt x=384.48mpd_s1° flim验算61 =75.54mpa <(jfpi齿根弯曲疲劳强度合格f2 =71.57 mpa <(jfp2(4)小结:齿轮主要传动尺寸列表法向模数加“3mm端面模数mtm( = mn / cos p3.0649加加螺旋角011.815°压力角a(aj20°齿数zzj =31 z2=123分度圆直径dd =95.013/w?2 £

32、; = 376.987mm中心距qd = fa + 厶)236mm当量齿数z”zn = z / cos3 卩z“ = 33.06 zn2 = 131.16齿顶高力°ha = hamn = 1x33mm齿根高hfhj = h f mn = 1.25 x 33.7 5 mm齿顶间隙cc = 0.25= 0.25 x 3q.15mm齿顶圆直径/=%+ 2ha4,2 =+ 2ha<,=101.013mm da2 = 382.987mm齿根圆直径clj = dx 2hf df2 = d2 - 2*dj =87.513mm dr =369.487如”齿宽bb2=b = 55mmb、=b 十

33、（3 5）mmb =5smm b2 = 55mm根据计算结果对知，输入级齿轮齿面接触疲劳强度强度和齿根弯曲疲劳强度余量均很 大，这是由于同轴式结构设计，输入级屮心距必须和输出级一致，故而使得强度余量较大。经过进一步计算可知，齿宽系数w,减小到0.3,即齿宽为28.5mm吋，强度仍然有富余。然而过窄的齿轮可能会造成结构失稳及其它问题，故这里我们选用55mm的齿宽。3. 2带传动的设计计算3. 2.1带传动的设计计算项目计算内容计算结果确定传动比根据2.6.1可知：总传动比：z = 45 根据3.1可知，齿轮传动的实际传动比：z 123i严= 2 = =3.9677 z 31故带传动的传动比为二z

34、 =2.8584也z()= 2.8584传递功率根据 2.6.3 可知：p=i=5.32kwp = 532kw小带轮转速根据 2.6.1 可知:n0 =1440r/minn0 =1440厂/min确定计算功率pc根据2表31-7取 心=1计算功率 pc = kap = . 1x5.32rw = 5.852例pc=5.s52kw选择带型根据图31-15,由c和如选取v带型号为a型a型带确定带轮直径 和带速根据2表31-3选取小带轮直径，取彳门=120mm大带轮直径</2二iq 岛（1 一 £）二339.58加加取 d2 = 340mm小带轮带速为：v=心 /x120x1440加“

35、 = 905加/$60x100060x1000满足5m/s < v<25m/s的要求ddx =20mmdd2 = 340mm计算带传动中 心距q和带的基准长度ld根据公式：055（為+心2）§兔§ 2（£ +d2）可以得到中心距的范围：253mm < cz0 < 920mm选取中心距a（） = 650mma = 655mmld = 2050mm计算项目计算内容计算结果根据公式：sd血+心)+咏严) 2-4%)带入相关数据可得：= 2041.18mm根据2表 31-2,取 ld = 2050mm根据公式：=,带入相关数据得：0 2实际中心距：

36、a - 654.4mm取。=655mm校核小带轮包 角0|根据公式：0 =180" 20 = 180°%_九 x57.3°a带入相关数据得：0=160.6°少120°,满足要求确定带的根数根据公式：z=pc =卩。可得带的根数。p ()+ap)v/其中:根据2表3"可知，基本额定功率=1.93kw根据2表31-9可知，包角系数©=().94根据2表312可知，长度系数匕=101根据表314可知，基本额定功率增量：af=0.17kw根据3.2.1可知，传动比=2.8584带入相关数据可得：z = 2.94取z = 3根z =

37、3确定带的初拉力丘p (25根据公式牡=500二 1 +pzv2计算初拉力 vzka丿其中：根据2表31-1可知，单位质量pi =qa0kg /m带入相关数据可得：丘 “87.05n计算项目计算内容计算结果初拉力：=187.05/v计算带传动的压轴力（y根据公式：=2zsin计算压轴力2带入相关数据可得：伦=1106n= 1106/v小结：带传动的主要参数列表v带型号a型带基准长度ldld = 2050m/?带的根数zz =3小带轮直径d(lx = 120mm大带轮直径dd2 = 340mm中心距a = 655mm小带轮包角=160.6°初拉力花坨=187.05n压轴力= 1106n

38、3. 2.2传动机构传动比校核计算项目计算内容计算结果齿轮传动的传 动比根据3.1可知，齿轮传动的实际传动比： 厶=.= 123 =3.9677| 召 31z； = i2 =3.9677带传动的传动 比取滑动率*0.01根据321可知，带传动的实际传动比：%=仏（1一£）= 2805z0= 2.805总传动比校核实际总传动比：f =44.16根据2.6.1可知，理论传动比7 = 45 传动比误差：传动比误差满足要求计算项目计算内容计算结果二xl00% = 1.9%3. 3执行机构的设计计算计算项目计算内容计算结果执行机构选择根据搓丝机的工作原理，我们选用曲柄滑块机构作 为执行机构。曲

39、柄滑块机构能够将回转运动转化为 直线往复运动，其结构简单、使用较为广泛，符合 设计要求。选用曲柄滑块机构机构简图177777参数试算根据设计要求：搓丝板（滑块）的行程为340mm 行程范围的几何约束：j（厶 + r）2-h2 -j（厶-呼 _屮=340mm当r为定值时，其数学含义为：在h -厶平面内，2d = 340,且以（±/?,0）为焦点的双曲线。l = aqqmmr = 120mmh = 256al mm计算项目计算内容计算结果,'/-1866.75)当r变化时，将获得一 经过试算，舍弃负值、i 后，获得一个计算初值(£,/?,/) = (400,120,2,

40、对(l,r,h)的取值进冇 可以获得一系列合理的'1866.75 *x-125425簇焦点不同的双曲线。1大过小等不合理结果之56.47)。:合理范围的改动，由此wo参数选择范围l / mmr / mmh / mm&/°k%厂50057.8442.2037.551.539045064.22385.7841.391.609040072.25327.7546.001.6890400100292.8141.81.6077.43400120256.4736.791.5166.34400140205.4029.831.4052.2400145189.0027.541.3647.

41、83400150170.3924.921.3242.9735082.57267.4351.811.8190350130197.1439.401.5663.65350140173.5534.991.4855.73350150143.9729.311.394&04350160103.3821.261.2732.96参数选择要求参数选择的要求：(1) 考虑到搓丝机的实际工作情况，在一定的各运动学参数见上表计算项目计算内容计算结果工作时间中，我们希望工作行程所占的时 间越多越好，而返回行程所占的时间越短 越好。因此，执行机构的急回系数k应该 越大越好。会厂n好宀、180° 4- 0急

42、回系数定乂： k =180°-&对于曲柄滑块机构，根据其几何特点， 可以推算得其极位夹角：nhh& = arccosarccosl + rl-r将上述各组参数带入公式中，求得极位 夹角&和急回系数k ,并填写在相应的 位置上。（2） 为保证机构具有良好的传力特性，设计时应保证最小传动角yinin > 40 ,即最大压力角久ax <50°对于曲柄滑块机构，根据其儿何特点， 可以推算得其最大压力角：.h最小传动角人血=90°-amax将上述各组参数带入公式中，求得最大压力角y吨，并填写在相应的位置上。参数选择观察数据可以看出，这两个

43、条件难以同时达到 最好，即急回系数k很大时，最大压力角匕皿往 往也很大，需要在两个条件间进行权衡比较。我们将两个条件细化为：最大压力角 amax <50°,急回系数k>1.30,由此可以筛选 岀符合条件的数据：l = 350mm/? = 150mmh = 43.91 mml / mmr / mmh! mm400145189.00计算项目计算内容计算结果400150170.39350150143.97权衡比较后，选择参数l = 350加加r = 15o/7tmo/ = 143.97mm参数校核对其进行动力学校核：根据2.6.3可知，输出转矩7； =1404wn fn根据设计

44、要求，公称搓动力f = 9kn由此可知，曲柄滑块机构的偏心距：h = = 156.0mmlllcixy-if山于he%，故几何参数选择较为合理3. 4轴的设计及校核计算3. 4.1输入级轴的设计及校核计算计算项目计算内容计算结果材料的选择根据轴的使用条件，选择45钢,正火hb170-217材料系数根据2表26-3有c = 112估算轴径d > c 3= 112 乂/11=24 mmv nxv512 .46取 min =mm所受转矩根据2.6可得t=95vlnm初步设计轴的 结构1014ids0.48_1)亠43 -一 57-31 一249 foi fbyx-y平面受力图!frmxy=19

45、907.25x-y平面支反力计算-1247.537vfby =972.94n取b为支点，山力矩平衡可得:匸 _ 65.5你 + mvv-(88.5 + 55.5 + 62.5)坨fa>'62.5 + 65.5取a为支点，由力矩平衡可得：62.5®-mvv+88.5花62.5 + 65.5xy面弯矩图x-z平面受力图faz4iftifbz/%= 1025.282vx-z平面支反力计算65.5"62.5 + 65.5x-z面弯矩图合成弯矩图62.5 件62.5 + 65.5fbz =978.32"64080根据m = jm j + m j可得合成弯矩图最

46、大弯矩为afniax =109.697 m,在齿宽中点处。取& =也1 = 0.58危险截面当量弯矩me他= 122.802 加=j109.697?+(0.58x95.17)2me计算危险截面处轴径简dn 3min-vo.ll(t_lbj v0.1x55x106122,8028.2mm考虑到单键对轴的削弱，将品值加大4%,故d- =29.2mm强度校验"min= * .04x 28.2mm=29.2mm危险截面（齿宽中点）所取轴径为40mm,满足强度要求3. 4.2中间级齿轮轴的设计及校核计算计算项目计算内容计算结果材料的选择由于是齿轮轴，故选择40cr,调质处理hb241-286材料系数查2表 26-3 wc = 102估算轴径取= 40 mm所受转矩根据2.6可得t2 =365.57n 加初步设计轴的结构54匚 9813匚37»376轴受力图齿轮圆周力齿轮径向力齿轮轴向力2t, 2x365.57x1000ftl =-=dd2376.987_ 2t? _ 2x365.57x1000 "17-95.013ftitan«n _ 1939.36 xtan20°cos0 cosl 1.815&#