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1、北京航空航天大学机械设计基础课程设计 机械设计课程设计计算说明书设计题目 搓丝机传动机构设计 .交通科学与工程学院 院(系) 101314 班设计者 陈 隆(10131056) .指导教师 高 志 慧 .2013年6月18日北京航空航天大学目录一、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
2、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 -7.41 高速轴无密封端盖
3、具体参数- 34 -7.42中间轴端盖具体参数- 34 -7.43低速轴无密封端盖具体参数- 34 -7.44对于高速轴有密封部分，端盖参数如下- 34 -7.45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
4、，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7,8级精度的齿轮、蜗轮。1.5原始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/min10180320932二、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：二级圆柱齿轮展开式，见下图。 2.4执行机构选择
5、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。a be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=320 由两式，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。 =12332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=0.859。而=3.574kw，选取Ped=4k
6、w，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：ia=nmnw=144032=45（2）各级传动比 a. 带传动 i01=3，减速器i=45/3=15； b. 高速级传动比i12=1.4*15=4.58，则低速级传动比i23=15/4.58=3.27ia=45i01=3i12=4.58i23=3.27各轴参数计算0轴（电动机轴）：P0=Pd=3.574kwn0=nm=1440r/minT0=9550 Pd / n0=23.7Nm1轴（高速轴）：P1=Pd1=3.57kw0.98=3.
7、50kwn1=n0i01=14403r/min=480r/minT1=9550 P1 / n1=69.6Nm2轴（中速轴）：P1=P123=3.50kw0.990.97 =3.361kwn2=n1i12=4804.58r/min=104.8r/minT2=9550 P2 / n2=306.27Nm3轴（低速轴）：P3=P223=2.915kw0.990.97 =3.23kwn3=n2i23=104.83.27r/min=32.05r/minT3=9550 P3 / n3=962.44Nm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
8、i效率输入输出输入输出0轴3.5723.71440轴3.503.46569.668.948030.96轴3.3613.327306.27303.21104.84.580.96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=1.1由公式Pc=kAP=1.13.574kw=3.931kwkA=1.1Pc=3.93kw 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dd2=idd1小带轮带速1=dd1n1
9、601000=7.4m/s，满足5m/s120的要求。1=163.12 带的根数由表4-3知，P0=1.32Kw，P0=0.17Kw，由表4-9知，包角系数k=0.96，由表4-2取，长度系数kL=1.03，从而，V带根数z=Pc(P0+P0)kkL=2.67，取z=3根。P0=1.32KwP0=0.17Kwk=0.96kL=1.03z=3 初拉力由表4-1取l=0.10初压力: F0=500pz2.5k-1+l2F0=147.5NF0=147.5N 压轴力FQ=2zF0sin12=890.25NFQ=890.25N3.2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
10、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=756 ，K=1.4，则T1=69.6Nm由表2-14，取d=1.2，由表2-24查得，接触疲劳强度 Hlim1=710MPaHlim2=580MPa则HP1=639MPaHP2=522MPa，由附B-2得，d1Ad3KT1dHP2i+1i =76631.469.61.252224.58+14.58 =53.93mm。取d1=5
11、5mmd1=55mm 确定基本参数校核圆周速度v和精度等级=d1n1601000=1.38m/s由表2-1选取8级精度,初取齿数取z1=21 z2=iz1=96.18，m=60/21=2.619由表27-4取mn=2.5mm，则z1=21， z2=97取z2=97，由于z1,z2互质，故可行。z1=21z2=97 校核齿面接触疲劳强度a. 计算齿面接触应力H由式2-5，计算H，由图2-17查得ZH=2.41，由表2-15查得ZE=189.8MPa，而z=4-3=0.79，其中：由表2-5可得a1=cos-1db1da1=31.073a2=cos-1db2da2=23.629由于无变位，啮合角=
12、20,故=12z1tanat1- tant+z2tanat2- tant=1.62Z=0.98查表2-7知KA=1.5，图2-6知KV=1.1查表2-8知KH，其中Ft=2T1d1=2530NKAFtb=47.9100N/mmKH=1Z2=1.76KH由表2-9得到，其中非对称支撑，调制齿轮8级精度，则KH=A+B0.6bd12+1bd12+C10-3b=1.44从而H=ZHZEZZKAKVKHKHFtbd1u+11=609.2MPab. 计算许用接触应力HP其中ZNT由图2-27知ZNT1=1.02，ZNT2=1.15总工作时间th=1230010=36000h,从而得NL1=60n1th=
13、1.0368*109 NL2=NL1i=2.264*108ZW1=ZW2=1.14由表2-18接触强度尺寸系数ZXZX1=ZX2=1.0，ZL=ZR=Zv=1由表2-17取最小安全系数SHlim=1.05，从而HP1=HlimZNTZLZVZRZWZXSHlim=786.3MPaHP2=HlimZNTZLZVZRZWZXSHlim=717.9MPac. 验算：H=609.2MPa717.9MPa合适，无需调整尺寸。H=609.2MPaHP1=786.3MPaHP2=717.9MPaH=609.2MPa717.9MPa合适，无需调整尺寸。 确定主要传动尺寸d1=54.999mm d2=251.4
14、24mm模数mn=2.5mm中心距a=d1+d22=163.21mm取a=165mm齿宽b=66mm，b1=72mm，b2=66mm 齿根弯曲疲劳强度验算a. 齿根弯曲应力计算查表2-7知KA=1.25，图2-6知KV=1.1其他如下：KF：由图2-9知KF=1.38，KF：由表2-8知KF=1Y=1.76其中，Y=0.25+0.75=0.68YFa：由图2-20知YFa1=2.78 YFa2=2.25Y：由图2-22知，Y=0.83从而由F=KAKVKFKFYFaYSaYYFtb1mn知F1=125MPaF2=116MPab. 许用弯曲应力FPFlim：由图2-30知Flim1=300N/m
15、m2Flim2=270N/mm2SFmin：由表2-17知SFmin=1.25YX1=YX2=1.0YNT1=0.88YNT2=0.93YST1=YST2=2YVrelT1=YVrelT2=YRrelT1=YRrelT2=1.0从而由FP=FlimYNTYSTYVrelTYRrelTYXSFlim知FP1=422.4N/mm2FP2=401.76N/mm2c. 校核：F1FP1，F2FP2 合格F1=125MPaF2=116MPaFP1=422.4N/mm2FP2=401.8N/mm2F1FP1F2FP2 合格 主要尺寸汇总模数mn=2.5mm压力角=20=arccos(z1+z2)mn2a=
16、192037d1=55.641mm d2=254.359mmha=ha*mn=2.5mmC=0.25mn=0.625mmhf=hf*mn=3.125mma=d1+d22=165mm3.3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， Ad=756 ，K=1.4，则T1=306.27Nm由表2-14，取d=12，由表2-24查得，接触疲劳强度 Hlim1=710MPaHlim2=580MPa则HP1=639MPaHP2=522MPa，由附B-2得，d1Ad3KT1dHP2i+1i =
17、76631.4306.271.252223.27+13.27 =90.44mm取d1=90mmd1=90mm 确定基本参数校核圆周速度v和精度等级=d1n1601000=0.49m/s由表2-1选取8级精度,初取齿数z1=35 z2=iz1=116mt=2.571，由表27-4取mn=2.5mm,则z1=35， z2=116，取z2=116由于z1,z2互质，故可行。z1=35z2=116 校核齿面接触疲劳强度a. 计算齿面接触应力H由式2-5，计算H由图2-17查得ZH=2.44，由表2-15查得ZE=189.8MPa，而z=4-3=0.77，其中：由表2-5可得a1=cos-1db1da1
18、=27.470a2=cos-1db2da2=22.932由于无变位，啮合角=20,故=12z1tanat1- tant+z2tanat2- tant=1.70Z=0.99查表2-7知KA=1.25，图2-6知KV=1.1查表2-8知KH，其中Ft=2T1d1=6806NKAFtb=78.8100N/mmKH=1Z2=1.78KH由表2-9得到，其中非对称支撑，调制齿轮8级精度，则KH=A+B0.6bd12+1bd12+C10-3b=1.47从而H=ZHZEZZKAKVKHKHFtbd1u+11=643.3MPab. 计算许用接触应力HP其中ZNT由图2-27知ZNT1=1.02，ZNT2=1.
19、15总工作时间th=1230010=36000h,从而得NL1=60n1th=1.0368*109 NL2=NL1i=2.264*108ZW1=ZW2=1.14由表2-18接触强度尺寸系数ZXZX1=ZX2=1.0ZL=ZR=Zv=1由表2-17取最小安全系数SHlim=1.05，从而HP1=HlimZNTZLZVZRZWZXSHlim=786.3MPaHP2=HlimZNTZLZVZRZWZXSHlim=717.9MPac. 验算：H=643.3MPa717.9MPa合适，无需调整尺寸。H= 643.3MPaHP1=786.3MPaHP2=717.9MPaH=643.3MPa717.9MPa
20、合适，无需调整尺寸。 确定主要传动尺寸d1=91.000mm d2=298.999mm模数mn=2.5中心距a=d1+d22=192.825mm取a=195mm齿宽b=108mm，b1=115mm，b2=108mm=arccos(z1+z2)mn2a=155631 齿根弯曲疲劳强度验算a. 齿根弯曲应力计算查表2-7知KA=1.25，图2-6知KV=1.1其他如下：KF：由图2-9知KF=1.55，KF：由表2-8知KF=1Y=1.78其中，Y=0.25+0.75 =0.67YFa：由图2-20知YFa1=2.57 YFa2=2.19Y：由图2-22知，Y=0.89从而由F=KAKVKFKFY
21、FaYSaYYFtb1mn知F1=241.8MPaF2=224.8MPab. 许用弯曲应力FP(过程同高速轴)FP1=422.4N/mm2FP2=401.76N/mm2c. 校核：F1FP1，F2FP2 合格F1=241.8MPaF2=224.8MPaFP1=422.4N/mm2FP2=401.8N/mm2F1FP1F2FP2 合格 主要尺寸汇总模数mn=2.5，压力角=20d1=91.000mm d2=298.999mmha=ha*mn=2.5mmc=0.25mn=0.625mmhf=hf*mn=3.125mma=d1+d22=195mm四、轴的设计4.1高速轴的设计项目-内容设计计算依据和
22、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1-2dC3Pn得d122mm取dmin=25mm并初取轴承处d=35mm，齿轮处d=41mm齿根圆直径为49.391mmX=49.391-412=4.203years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FrA=5064.2N FrB=4219.4NFaA=3006.5N FaB=2467.5NFrA=5064.2NFr
23、B=4219.4NFaA=3006.5N FaB=2467.5N 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=5806.0N， PB=4620.1N于是P=5806.0NP=5806.0N 轴承校核查表知Cr=25.8kN而Lh=10660n(CrP)3于是得Lh=13954.5h=3.23years3years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FrA=FAH2+FAV2=5308.8NF
24、rB=FBH2+FBV2=2157.9N轴向力Fa=919.5NFrA=5308.8NFrB=2157.9N 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=5308.8N， PB=2780.8N于是P=5308.8NP=5308.8N 轴承校核查表知Cr=30.2kN而Lh=10660n(CrP)3于是得Lh=95730.97h=22.2years3years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 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66mm选择L=48mm
25、，从而l=L-b=40mm，又知传递扭矩T1=69.6NM由键的校核公式知：P=4Thld=43MPa由表33-1知P=100-120MPa因此PP，合格。普通平键材料45钢bh=87L=48mm6.2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=54mm，从而l=L-b=40mm，又知传递扭矩T2=306.27NM由键的校核公式知：P=4Thld=62.1MPa由表知P=100-120MPa因此PP，合格。普通平键材料45钢bh=149L=54mm 50处的键2选用普通平键（圆头）连接，
26、材料45钢。初取键bh=14mm9mm，由轮毂长为110mm选择L=94mm，从而l=L-b=80mm，又知传递扭矩T2=306.27NM由键的校核公式知：P=4Thld=26.4MPa由表知P=100-120MPa因此PP，合格。普通平键材料45钢bh=149L=94mm6.3低速轴的键项目-内容设计计算依据和过程计算结果 68处的键选用普通平键（圆头）连接，材料45钢。初取键bh=20mm12mm，由轮毂长为105mm选择L=85mm，从而l=L-b=65mm，又知传递扭矩T3=962.44NM由键的校核公式知：P=4Thld=81MPa由表知P=100-120MPa因此PP，合格。普通平
27、键材料45钢bh=2012L=85mm 45处的键选用普通平键（圆头）连接，双键，材料45钢。初取键bh=16mm10mm，由轮毂长为64mm选择L=58mm，从而l=L-b=42mm，又知传递扭矩T3=962.44NM由键的校核公式知：P=4T2hld=92.1MPa由表知P=100-120MPa因此PP，合格。普通平键，双键材料45钢bh=1610L=58mm七、减速器各部分尺寸7.1箱体名称符号尺寸箱盖壁厚=8mm箱座壁厚11=8mm箱盖凸缘厚度bb=12mm箱座凸缘厚度b1b1=12mm地脚螺钉直径dfdf=20mm地脚螺钉数目nn=6轴承旁连接螺钉直径d1d1=16mm箱盖与箱座连接
28、螺钉直径d2d2=10mm轴承端盖螺钉直径d3d3=10mm窥视孔盖螺钉直径d4d4=8mm定位销直径dd=10mm起盖螺钉直径d5d5=10mm大齿轮顶圆与内壁距离1=12mm齿轮端面与内壁距离22=8mm轴承距内壁距离33=4mm轴承端盖外径D21D21=128mmD22D22=152mmD23D23=176mm轴承端盖凸缘厚度tt=15mm箱盖肋厚m1m1=8mm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
29、结果通气塞指标：M121.25mm , d1=4mm，D=18mm, a=6mm, D1=16.5mm, S=14mm油标指标：d=M10 d1=4mm, d2=16mm, d3=6mm, a=12mm,b=8mm, c=5mm,D=26mm, D1=24mm，h=35mm选用C型油标排油螺塞指标：M101mm , d1=8.5mm, D=18mm, e=12.7mm, S=11mm, L=20mm, h=10mm, b=3mm, b1=2mm, C=0.7mm, D0=18mm管螺纹六角螺塞及其组合件窥视孔盖设计如左7.4轴承端盖的设计由于拆装方便，工艺性较好，所有端盖均采用凸缘式端盖，润滑方式选用油润滑，端盖上面开口，对于没有外伸轴段密封的端盖，简图如下。7.41 高速轴无密封端盖具体参数螺钉孔直径及数目M10x6D2=128，D0=94，D5=52，e=15，e1=23，D=76，D6=74，D4=68，L=37 7.42中间轴端盖具体参数螺钉直径及数目M10x6D2=152，D0=114，D5=74，e=15，e1=19，D=62，D6=58，D4=50，L=387.43低速轴无密封端盖具体参数螺钉直径及数目M10x6