轴辊搓丝机传动装置设计

1、目 录第一章：设计任务2设计题目2第二章：确定传动方案3第三章：选择电动机4第四章 传动零件的设计计算61、 V带轮的设计计算62、高速级齿轮设计计算73、低速级齿轮设计计算114、齿轮轴的计算145、键的设计选择186、轴承的选择197、 箱体的结构设计20第五章 课程设计心得体会23第六章 参考文献24第一章：设计任务设计题目轴辊搓丝机传动装置设计 图1-1轴辊搓丝机传动装置（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

2、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。（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。（3）使用期限工作期限为十年，每年工作300天；检修期间隔为三年。（4） 生产批量及加工条件中等规模的机械厂，可加工7、8级精度的齿轮、蜗轮。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。3具体作业1）机构简图一份；2）减速器装配图一张；3）零件工作图二张（输出轴及输出轴上的传动零件）；4）设计说明书一份。4数据表表1-1数据表设计数据最大加工直径

3、/mm最大加工长度/mm滑块行程/mm搓丝动力/kN生产率/（件/min）12200340-3601024第二章：确定传动方案在辊轴搓丝机械的传动过程中，通过对运动的分析，选定传动方案如图2-1所示： 图2-1传动方案减速器装配外观如图2-2所示：图2-2减速器装配外观第三章：选择电动机对于载荷比较稳定、长期运转的机械，首先估算传动系统的总效率，再根据工作机特征计算工作机所需电动机功率，最后选定电动机额定功率，且使电动机额定功率不小于工作机所需电动机功率。 1、 根据设计要求，计算电动机的输出功率:由得：由此得初选电动机的型号为：Y132M1-6 (n=960r/min,P=4Kw)2、确定传

4、动比：传动装置的总传动比要求为 多级传动中，总传动比应为 在传动中考虑各级传动的自身影响：第一级为V带传动：第二、三级为齿轮传动：所以综合以上条件，取3、计算在传动装置的运动及动力参数（1）各轴转速：（2）各轴功率：（3）各轴转距： 将上面计算结果和传动比及传动效率汇总如表传动系统的运动和动力参数 表3-1传动系统的运动和动力参数轴电动机轴输入轴中间轴输出轴转速n（r/min）960302.4100.824功率P(Kw)3.473.333.233.13转矩T(Nm)34.52105.18428.501246.94传动比3.1744.23效率0.960.950.96第四章 传动零件的设计计算1、

5、 V带轮的设计计算（1） 确定计算功率由表查得工作情况系数=1.2，故（2） 选取普通V带带型根据确定选用A型（3） 确定带轮基准直径取主动轮基准直径=90mm，则从动轮基准直径 取检验带的速度带的速度合适。（4） 确定V带的基准长度和传动中心距根据，初步确定中心距=600mm计算带所需的基准长度由表得取计算实际中心距a （5） 验算主动轮上的包角主动轮上的包角合适。（6） 计算V带的根数z由得则取z=4根。（7） 计算预紧力（8） 计算作用在轴上的压轴力（9） 带轮结构设计其结构如图4-1所示： 尺寸如图4-2： 图4-1结构图 图4-2尺寸图2、高速级齿轮设计计算（一） 选取齿轮类型、精度

6、等级、材料及齿数（1） 选取直齿圆柱齿轮传动。（2） 搓丝机为一般工作机器，速度不高，选取7级精度（GB10095-88）（3） 材料选择：小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。（4） 选小齿轮齿数=24，则大齿轮齿数，取=101。（二） 按齿面接触强度设计由设计公式（1） 确定公式内的各计数数值1、 选取载荷系数.2、 计算小齿轮传递的转距3、 取齿宽系数。4、 材料的弹性影响系数。5、 齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。6、 计算应力循环次数7、 接触疲劳寿命系数。8、 计算接触疲劳许用应力，取失效概

7、率为1%，安全系数S=1，（2）计算1、 试算小齿轮分度圆直径2、 计算圆周速度3、 计算齿宽b4、 齿宽与齿高之高比b/h5、计算载荷系数根据v=1.02m/s,7级精度，得直齿轮，假设。得使用系数七级精度，非对称支撑，非对称布置由，则载荷系数6、 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径7、 计算模数（三） 按齿根弯曲强度设计弯曲强度计算公式（1） 确定公式内各计算数值1、小齿轮的弯曲疲劳极限，大齿轮的弯曲疲劳极限。2、弯曲疲劳寿命系数。3、计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.44、计算载荷系数K 5、查取齿形系数 6、查取应力校正系数 7、计算大、小齿轮的并加以比较大齿轮的数值大。（2）设计计

8、算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度设计计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度设计计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，则可取模数m=2.5,直径d=82,算处齿数（四）几何尺寸计算（1）计算分度圆直径（2）计算中心距（3）计算齿轮宽度 取。（4）验算合适（5）齿轮结构为标准型的。3、低速级齿轮设计计算（一） 选取齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1） 选取直齿圆柱齿轮传动。（2） 搓丝机为一般工作机器，速度不高，选取7级精度（GB10095-88）（3） 材料选择：小齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，大齿

9、轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。（4） 选小齿轮齿数=24，则大齿轮齿数，取=72。（二） 按齿面接触强度设计由设计公式（1） 确定公式内的各计数数值1、选取载荷系数.2、计算小齿轮传递的转距3、选取齿宽系数。4、材料的弹性影响系数。5、齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。6、计算应力循环次数7、 接疲劳寿命系数。8、 计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数S=1，（2） 计算1、试算小齿轮分度圆直径2、计算圆周速度3、 计算齿宽b4、 计算齿宽与齿高之高比b/h5、计算载荷系数根据v=0.5m/s,7级精度，得直齿轮，假设。得 使用系数七级精

10、度，非对称支撑，非对称布置由，则载荷系数6、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径7、计算模数（三） 按齿根弯曲强度设计弯曲强度计算公式（1） 确定公式内各计算数值1、小齿轮的弯曲疲劳极限，大齿轮的弯曲疲劳极限。2、弯曲疲劳寿命系数。3、计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.44、载荷系数K 5、查取齿形系数 6、查取应力校正系数 7、计算大、小齿轮的并加以比较小齿轮的数值大。（2）设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度设计计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度设计计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，则可取模数m=4

11、,直径d=123.36,算处齿数（四）几何尺寸计算（1）计算分度圆直径(2)计算中心距（3）计算齿轮宽度 取。（4）验算合适（5）齿轮结构为标准型的。结构如图4-3： 尺寸如图4-4：图4-3结构图 图4-4尺寸图4、齿轮轴的计算（1） 轴上的参数：（2） 作用在齿轮上的力：低速级齿轮上的力： 高速级齿轮上的力： （3） 初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。取=110，于是得：轴的最小直径为与轴承配合的部分，所以初取最小直径为50mm，长度为16mm。（4） 轴的结构设计1、装配结构简图： 图4-5结构简图2、跟据齿轮及轴承和定位要求确定轴的各段直径和长度根据轴与轴承配合，确定

12、轴段，取最小直径，长度为16mm,轴段为齿轮及轴承间距，综合考虑各方面的因素（如齿端面与箱体间距）选取长度为22mm，轴段为齿轮与轴的配合，取长度为128mm,轴段为轴肩，取长度为10mm,轴段为齿轮与轴的配合，取长度为80mm，轴段为间距，取长度为24mm。3、求轴上的载荷轴受力如图4-6所示： 图4-6受力图计算各支点的力得：4、按弯扭合成应力校核轴的强度在水平面上受力如图4-7所示： 图4-7水平面受力图 水平面上弯距图4-8所示： 图4-8水平弯矩图在垂直面上受力如图4-9所示： 图4-9垂直受力垂直力受力弯距图4-10所示： 图4-10垂直弯矩图组合弯距图4-11所示： 图4-11组

13、合弯矩图作用在轴上的扭距如图4-12所示： 图4-12扭距图由图可知，在B截面为危险截面，由：得轴合适。做轴的结构图（见附图1）输入、输出轴的设计方法同上，其尺寸如下图：输出轴结构如图4-13所示： 图4-13结构图尺寸如图4-14所示： 图4-14尺寸图输入轴结构如图4-15所示： 图4-15结构图尺寸如图4-16所示：图4-16尺寸图 5、键的设计选择因为轴的材料均为45钢或40Cr，所以键的材料选择钢，其，因为齿轮有定心要求，应选用普通平键连接，故可选用B型平头平键。（一）输入轴上的键选择：（1）齿轮键的选择，其轴段直径为45mm，查得键的截面尺寸为：宽度b=14mm，高度h=12mm。

14、由齿轮的宽度并参考键的长度系列，取键长L=40mm。校核键连接的强度由式得 合适。（2）连接键的选择，其轴段直径为35mm，查得键的截面尺寸为：宽度b=10mm，高度h=8mm。有带轮的宽度并参考键的长度系列，取键长L=50mm。校核键连接的强度由式得 合适。（二）中间轴上的键的选择（1）二级小齿轮上键的选择，其轴段直径为55mm，查得键的截面尺寸为：宽度b=16mm，高度h=10mm。由齿轮的宽度并参考键的长度系列，取键长L=40mm。校核键连接的强度由式得 合适。（2）大齿轮上键的选择，其轴段直径为55mm，查得键的截面尺寸为：宽度b=16mm，高度h=10mm。由齿轮的宽度并参考键的长度

15、系列，取键长L=40mm。校核键连接的强度由式得 合适。（三）输出轴上的键的选择（1）齿轮键的选择，其轴段直径为75mm，查得键的截面尺寸为：宽度b=20mm，高度h=12mm。由齿轮的宽度并参考键的长度系列，取键长L=80mm。校核键连接的强度由式得 合适。（2）连接键的选择，其轴段直径为65mm，查得键的截面尺寸为：宽度b=18mm，高度h=11mm。由齿轮的宽度并参考键的长度系列，取键长L=50mm。校核键连接的强度由式得 可见联接的挤压强度不够。考虑到相差很大，改用双键，相隔 布置。双键的工作长度由式得 合适。6、轴承的选择因为轴上为直齿圆柱齿轮，没有轴向力，所以选择深沟球轴承，根据机

16、械的运转时间，得轴承的最少寿命。（1）输入轴的轴承的选择，根据轴段的直径d=40mm，选取6008型轴承，校核轴承寿命，由式得（2）中间轴的轴承的选择，根据轴段的直径d=50mm，选取6010型轴承，校核轴承寿命，由式 得 合适。（3）输出轴的轴承的选择，根据轴段的直径d=70mm，选取6014型轴承，校核轴承寿命，由式 得 合适。7、 箱体的结构设计根据箱体与轴的配合、与轴承的配合、与齿轮的配合，取铸铁减速器箱体（）其只要结构尺寸如表4-1所示： 表4-1尺寸表名 称符号减速器型式及尺寸关系箱座厚度10mm箱盖厚度18mm箱盖凸缘厚度b112mm箱座凸缘厚度b15mm箱座底凸缘厚度b225

17、mm地脚螺钉直径df24 mm地脚螺钉数目n6轴承旁边联结螺栓直径d116 mm盖与座联结螺栓直径d214 mm联接螺栓d2的间距l 344mm轴承端盖螺钉直径d310 mm视孔盖螺钉直径d48mm定位销直径d13 mm至外箱壁距离、至凸缘边缘距离C1C230mm26mm轴承旁凸台半径R120mm凸台高度h7mm外箱壁至轴承座端面距离l160mm铸造过度尺寸x,yX=3mm,y=15mm大齿轮顶圆与内箱壁距离19.6mm齿轮端面与内箱壁距离210mm箱盖，箱座肋厚m1、mm1=8mm, m=8mm,轴承端盖外径D2高速轴的：D2=118mm中速轴的：D2=130mm低速轴的：D2=160mm轴

18、承旁联接螺栓距离S高速取 S=194mm,中速取S=227mm, 低速取S=243mm（）箱体上附件的设计（1）视孔及视孔盖视孔盖结构及尺寸如图4-17、4-18所示： 图4-17结构尺寸图 图4-18结构尺寸图（2）油标图4-19所示 （3）放油孔及放油螺塞图4-20 图4-19油标 图4-20放油螺塞 如上图杆式油标，螺纹直径选为M16，则相应系数为： 放油螺塞的直径取为，则相应的其他参数为： （4）旋盖式油杯由于油杯为标准件,所以综合考虑,选定为旋盖式油杯,型号为A50 GB 1154，结构如图4-21(1)为通气孔 (2)为油杯内撑 (3)为放油口 (4)为油杯盖 图4-21油杯对箱体

19、的装配及配合要求 ，根据减速器的工作环境，为闭式工作，而且有多处相对运动，所以应该考虑密封及润滑情况，根据箱体及齿轮的润滑，所以运用浸油润滑，对于轴承，运用箱体上的回油槽回油润滑。对减速器的密封，在箱体剖分面、各接触面及密封处均不允许漏油。剖分面涂密封胶。由于箱体为铸铁的，所以考虑到外观及使用要求，表面涂漆。第五章 课程设计心得体会在本次的课程设计中，我们综合运用了各方面的知识，如机械设计、机械原理、工程材料、机械制造基础、材料力学、理论力学、Auto CAD、Solid edge等科目，在本次的设计中，我们学会了把自己所有的知识学以致用，综合考虑各方面的因素，如质量，体积，材料，造价，安装，工艺等。通过本次的作业，让我们有了一个对问题的整体把握，最重要的是使我掌握了设计的基本步骤和设计的逻辑思维，相信在不久将来我们就都可以胜任一件复杂的机械设计工作，进而我们可以做一名机械设计的工程师。在本次设计中，也遇到许多问题，设计也不是很合理，如箱体的工艺性，齿轮的计算不够精确,螺钉的数量和大小的选用也不够合理,起用吊环和吊钩的设计有许多地方都是凭着自己的所谓的经验等等缺陷，不过在最后都得到了妥善的解决，或是自己有