北航机械设计课程设计说明书.doc

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1、.机械设计课程设计计算说明书设计题目 院（系） 班设计者 指导教师 年 月 日 北京航空航天大学 精品.前言本设计为机械设计基础课程设计的内容，是先后学习过画法几何、机械原理、机械设计、工程材料、加工工艺学等课程之后的一次综合的练习和应用。本设计说明书是对搓丝机传动装置设计的说明，搓丝机是专业生产螺丝的机器，使用广泛，本次设计是使用已知的使用和安装参数自行设计机构形式以及具体尺寸、选择材料、校核强度，并最终确定形成图纸的过程。通过设计，我们回顾了之前关于机械设计的课程，并加深了对很多概念的理解，并对设计的一些基本思路和方法有了初步的了解和掌握。精品.目录前言1目录2轴辊搓丝机传动装置的设计4一

2、 课程设计题目41轴辊搓丝机传动装置设计42数据表5二 拟定传动方案5三 传动装置设计71 机构初步设计72 设计参数7四 带传动主要参数及几何尺寸计算10五 齿轮传动设计计算111低速级112高速级15六 轴的设计与校核161初估轴径162轴强度校核171 高速轴172 中间轴193 低速轴21七 轴承的选择与校核241 高速轴轴承30209242 中间轴轴承30212253 低速轴轴承3021726八 键的选择与校核27九 减速器箱体各部分结构尺寸291 箱体292 润滑及密封形式选择303 箱体附件设计30十 参考文献31精品.轴辊搓丝机传动装置的设计一 课程设计题目1轴辊搓丝机传动装置

3、设计（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。（2）室内工作，生产批量为5台。（3）动力源为三相交流380/220V，电动机单向运转，载荷较平稳。（4）使用期限为十年，大修周期为3年，双班制工作。（5）专业机械厂制造，可加工7、8级精度的齿轮、蜗轮。2数据表最大加工直径/mm最大加工长度/mm滑块

4、行程/mm搓丝动力/kN生产率/（件/min）10160320340932二 拟定传动方案根据系统要求可知：精品.滑块每分钟要往复运动32次，所以机构系统的原动件的转速应为32 r/min。以电动机作为原动机，则需要机构系统有减速功能。运动形式为连续转动往复直线运动。根据上述要求，有以下几种备选方案，在所有方案中齿轮1、2可看作传动部分的最后一级齿轮。方案一：方案二：方案一采用了曲柄滑块机构，曲柄长度仅为滑块行程的一半，故机构尺寸较小，结构简洁。利用曲柄和连杆共线，滑块处于极限位置时，可得到瞬时停歇的功能。同时该机构能承受较大的载荷。方案二采用凸轮机构，该机构随能满足运动规律，然而系统要求的滑

5、块行程为320340mm，因而凸轮的径向尺寸较大，于是其所需要的运动空间也较大，同时很难保证运动速度的平稳性。综合分析可知：方案一最为可行，应当选择曲柄滑块机构实现运动规律。整个搓丝机由电动机、带传动、二级减速器、曲柄滑块机构、最终执行机构组成。精品.三 传动装置设计1 机构初步设计采用同轴式的主要优点是结构长度较小，两对齿轮的吃油深度可大致相等，利于润滑等。曲柄长取滑块行程的一半，即160mm，初取箱体浸油深度为50mm，箱体底座厚30mm，初取滑块所在导轨厚度为60mm，连杆与滑块接触点距导轨高为30mm，则可大致得出减速器中心轴的高度为160+50+30=230mm，曲柄滑块机构的偏心距

6、e=170mm，考虑到留下足够的空间防止减速器箱体与滑块干涉接触，初取连杆长度为1000mm，此时可以计算出急回特性为1.038，传动平稳。滑块行程约为325mm。2 设计参数（1）工作机输出功率计算： 已知水平搓丝力大小为9KN，生产率为32件/min，则滑块需要功率为P输出=F2rT=9216010-36032kW=4.825kW又滑块效率为0.9，铰链效率为0.95，带传动效率0.96，齿轮传动效率0.97，轴承效率0.98，则0=0.90.9520.960.9830.973=0.6698电动机所需实际功率为Pd=P输出0=4.8520.6698=7.204kW 要求Ped略大于Pd，则

7、选用Y系列电动机，额定功率7.5KW( 2 ) 工作机转速32r/min传动比范围:V型带：i1=2-4；减速器：i2=8-40;总传动比i= i1*i2=16-160电动机转速可选范围为：nd=i*n w=384-3840r/min 可知电动机应选型号为Y132M4，同步转速1500r/min，满载转速为1440r/min（3）总传动比i=nm/nw=1440/32=45初步取带轮传动比i1=2.5，则减速器传动比i2=i /i1=18精品.取两级圆柱齿轮减速器高速级传动比i12=i23=i=4.2426取i12=4.2 i23=4.3（4）各轴转速n0=nm=1440rminn1= n0/

8、i1=576r/minn2=n1i12=137.14rminn3=n2/ i23=31.89r/min（5）各轴输入功率P0=Pd=7.20kWP1=Pd带=7.20.96=6.90kWP2=P1承齿=6.90.990.97=6.64kWP3=P2承齿=6.640.990.97=6.37kW（6）各轴输入转矩电动机所需实际转矩及电动机的输出转矩为T0=9550 Pd / nm=47.75NmT1= 9550P1/ n1=114.40NmT2= 9550 P2 / n2=462.39NmT3= 9550 P3/n3=1907.6Nm轴输入功率输出功率输入转矩输出转矩转速传动比效率电机轴7.20k

9、W47.75Nm1440r/min高速轴6.90kW114.40Nm576r/min2.50.96中间轴6.64kW462.39Nm137.14r/min4.20.96低速轴6.37kW1907.6Nm31.89r/min4.30.96四 带传动主要参数及几何尺寸计算注：以下计算过程中所用图表均出自机械设计基础下册（第2版）（吴瑞祥 王之栎 郭卫东 刘静华主编）。精品.计算项目计算内容计算结果确定计算功率由表31-7由公式Pc=kAP=1.17.2kW=7.92kWkA =1.1Pc=7.92kW选取带型由图31-15选用A带选取小带轮直径由表31-3dd1=125mm大带轮直径dd2=idd

10、1=2.5125mm=312.5mmdd2=312.5mm小带轮带速1=dd1n16010001=9.424m/s初选中心距a00.55(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)240.625mma0875mm初选a0=800mm带初步基准长度LdLd=2a0+2dd1+dd2+(dd1-dd2)24Ld=2298.2mm带基准长度Ld由表31-2Ld=2240mm实际中心距aa0+(Ld-Ld1)2=770.9mmamin=a0-0.015Ld=766.4mmamax=a0+0.03Ld=867.2mma=770.9mm选取a=775mm小带轮包角1=180-2180-dd1-dd2a57.

11、31=166.14120带的根数由表31-3求额定功率P0由表31-4的基本额定功率增量P0由表31-9取包角系数kP0=1.93kWP0=0.17kWk=0.97kL=1.06精品.由表31-2取长度系数kL带的初拉力z=Pc(P0+P0)kkLz=3.7取z=4带的压轴力由表31-1取l=0.10初压力:F0=500pz2.5k-1+l2FQ=2zF0sin12F0=159.5NFQ=1266.7N五 齿轮传动设计计算1低速级材料选取：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217-255HBS；精度等级均为8级计算项目计算内容计算结果（1）

12、初步计算转矩T1T1=462.3Nm齿宽系数d由表27-11d=1.2接触疲劳极限Hlim由表27-14Hlim1=710MPaHlim2=580MPa许用接触应力计算HPHP1=0.9Hlim1HP2=0.9Hlim2HP1=639MPaHP2=522MPaAd由表B1，估计14 Ad=756动载荷系数K K=1.4初步计算小齿轮直径d1d1Ad3KT1dHP2i+1i=75631.4500.9771.252224.4+14.4d1=101.78mm取d1=105mm精品.初步齿宽bb=dd1=126mmb=126mm（2）校核计算圆周速度=d1n2601000=0.754m/s精度等级由表

13、27-1选取8级精度8级精度齿数z取z1=34z2=iz1=146取z1=34 z2=146 模数mt=d1z1查表27-4取标准值确定齿数z1=d1mtz2=iz1=arccosmnmtd2=mtz2mt=3.0882mmd2=450.88mm取mn=3=13.73使用系数KA由表27-7KA=1.25动载系数KV由表27-6KV=1.1区域系数ZH由图27-18ZH=2.43弹性系数ZE由表27-15ZE=189.8MPa重合度系数Z由表27-5t=tan-1tanncosat1=cos-1db1da1=cos-1d1costda1at2=cos-1db2da2=cos-1d2costda

14、2由于无变位，端面啮合角t=t=12z1tanat1- tant+ z2tanat2- tantt=20.540at1=27.649at2=22.396t=20.540精品.=bsinmnz=1=1.6766=3.1731z=0.7723螺旋角系数ZZ=cosZ=0.9856齿间载荷分配系数Ft=2T2d2KAFtb=87.38100N/mm非硬齿面斜齿轮，8级精度，由表27-8知： KH=KF=cos2bFt=8807.43NKH=1.7644齿向载荷分配系数KHKH=A+B0.6bd12+1+C10-3bA=1.17,B=0.16,C=0.61KH=1.676许用接触应力由表27-17取最

15、小安全系数SHlim总工作时间th=330082盈利循环次数NL1=60n2th 单向运转=1NL2=NL1i2由图27-27取接触寿命系数ZNT齿面工作硬化系数ZW由表27-18接触强度尺寸系数ZX润滑油膜影响系数取值HP=HlimZNTZLZVZRZWZXSHlimSHlim=1.05th=14400hNL1=1.185108NL2=2.756107ZNT1=1.14ZNT2=1.22ZW1=ZW2=1.14ZX1=ZX2=1.0ZL1=ZL2=1.0ZR1=ZR2=1.0ZV1=ZV2=1.0HP1=878.8MPaHP2=755.7MPa精品.验算H=ZHZEZZKAKVKHKHFtb

16、d1u+11H=641.33 MPaHHP1H1z=0.7594螺旋角系数ZZ=cosZ=0.9923齿间载荷分配系数Ft=2T1d1KAFtb=67.7100N/mm非硬齿面斜齿轮，8级精度，由表27-8知： KH=KF=cos2bFt=3520NKH=1.782齿向载荷分配系数KHKH=A+B0.6bd12+1+C10-3bA=1.17,B=0.16,C=0.61KH=1.647许用接触应力由表27-17取最小安全系数SHlim总工作时间th=330082盈利循环次数NL1=60n2th 单向运转=1NL2=NL1i1由图27-27取接触寿命系数ZNT齿面工作硬化系数ZWSHlim=1.0

17、5th=14400hNL1=4.98108NL2=1.185108ZNT1=1.06ZNT2=1.15ZW1=ZW2=1.135ZX1=ZX2=1.0ZL1=ZL2=1.0ZR1=ZR2=1.0ZV1=ZV2=1.0精品.由表27-18接触强度尺寸系数ZX润滑油膜影响系数取值HP=HlimZNTZLZVZRZWZXSHlimHP1=694.6MPaHP2=721.0MPa验算H=ZHZEZZKAKVKHKHFtbd1u+11H=675.83 MPaHHP1HHP2合格（3）确定主要传动尺寸中心距a=d1+d22=169.610mm取整a=170mm螺旋角=cos-1mnz1+z22a=1046

18、48端面模数mt=mn/cosmt=2.0359分度圆直径d=mnz/cosd1=65.149mmd2=274.847mm齿宽b1=85mmb2=80mm当量齿数ze1=z1/cos3=33.76ze2=z2/cos3=142.4取ze1=34取ze2=143（4）齿根弯曲疲劳强度验算齿形系数YFa由当量齿宽查图27-20取值YFa1=2.48YFa2=2.16应力修正系数由图27-21取值YSa1=1.63YSa2=1.81螺旋角系数Y由图27-22取值Y=0.91重合度系数YY=0.25+0.75cos2bY=0.671齿向载荷分配系数bh=12522.25=17.33由图27-9取值KF

19、=1.6精品.许用弯曲应力由图27-30取试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限Flim由表27-17取最小安全系数SFmin由表27-33确定尺寸系数YX由图27-32确定弯曲寿命系数YNT另外取值如右FP=FlimYNTYSTYVrelTYRrelTYXSFlimFlim1=270N/mm2Flim2=270N/mm2SFmin=1.25YX1=YX2=1.0YNT1=0.88YNT2=0.92YST1=YST2=2YVrelT1=YVrelT2=1.0YRrelT1=YRrelT2=1.0FP1=380.16N/mm2FP2=397.44N/mm2验算F=KAKVKFKFYFaYSaYYFtb1mn

20、F1=232.24MPaF2=224.61MPa合格（5）齿轮主要传动尺寸列表压力角n20螺旋角104648分度圆直径dd1=65.149mmd2=274.847mm齿顶高haha=ha*mha=2mm齿根高hfhf=hf*mhf=2.5mm齿顶间隙CC=0.25mC=0.5mm中心距aa=d1+d22a=170mm六 轴的设计与校核1初估轴径C取112电机轴d0C3P0n0=19.15mm取d00=25mm精品.高速轴d1C3P1n1=25.63mm取d11=30mm中间轴d2C3P2n2=40.82mm取d22=45mm低速轴d3C3P3n3=65.47mm取d33=70mm2轴强度校核1

21、 高速轴受力分析：垂直面 水平面弯矩图：垂直面 水平面Ft=114.40265.149=3511.95NFr=Fttanncos=1301.21NFa=Fttan=668.66N由受力分析知FAV=2577.11N FBV=934.84N FCH=1425.7N FAH=1620.40N FBH=1744.89NMVC=259884.3Nmm MHC=199789.9NmmMc=MV2+MH2=327804.6Nmm查表26-2：b=600MPa -1b=55MPa 0b=95MPa=-1b0b=5595=0.579脉动精品.Mec=Mc2+T12=347193Nmmbc=Mec0.1d3=M

22、ec0.1403=54.25-1b安全2 中速轴受力分析：垂直面 水平面弯矩图：垂直面 水平面Ft1=462.392103.89=8901.50NFt2=462.392274.847=3512.95NFr1=Ft1tanncos1=3299.88NFr2=Ft1tanncos2=1301.21NFa1=Ft1tan1=1721.01NFa2=Ft2tan2=668.66N由受力分析知FAV=5016.62N FBV=373.05N FAH=1230.28N FBH=768.29NMVC=FAN96.5mm=484103.83Nmm MHC=208119.88Nmm精品.Mc=MV2+MH2=5

23、26944.40Nmm查表26-2：b=600MPa -1b=55MPa 0b=95MPa=-1b0b=5595=0.579脉动Mec=Mc2+T22=591264.95Nmmbc=Mec0.1d3=Mec0.1503=47.30-1b安全3 低速轴受力分析：垂直面 水平面弯矩图：垂直面 水平面Ft=1907.6Nm2446.11=8552.15NFr=Fttanncos=3170.37NFa=Fttan=1653.46N由受力分析知FAV=5633.33N FBV=2918.82N FAH=3347.08N FBH=176.71N精品.MVC=563333Nmm MHC=334708Nmm

24、MHC=34105.03NmmMC=MV2+MHC2=655265.99NmmMC=MV2+MHC2=564364.44Nmm查表26-2：b=600MPa -1b=55MPa 0b=95MPa=-1b0b=5595=0.579脉动Mec=MC=655265.99NmmMec=MC2+T32=1242032.96NmmMec=1242032.96Nmmbc=Mec0.1d3=Mec0.1403=20.22e=0.21e=0.21X=0.4Y=1.6冲击载荷系数 由表38-4得fd=1.4当量动载荷PB=fdXFr+YFaPB=2815.37N精品.FFFaAFrA=0.31214400h结论：

25、所选用轴承可用。1 高速轴轴承6309计算项目计算公式计算结果轴承主要性能参数轴承6309性能参数 e=0.21Fr=31.8kNCr=52.8kN轴承受力情况FrA=FAH2+FAV2,FrB=FBH2+FBV2FaA=Fa,FaB=0NFrA=3044.2NFrB=1979.5NFaA=668.66NFaB=0N轴承AFFFaAFrA=0.22eX=0.56Y=2.15冲击载荷系数 由表38-4得fd=1.4当量动载荷PA=fdXFr+YFaPA=4399.3N轴承BFFFaBFrB=014400h精品.极限转速PC=4399.352800=0.0833f1=0.99 =arctanFAF

26、rA=12.39f2=1.0n=f1f2nlimn=6237r/min576r/min 合格结论：所选用轴承可用。2 中速轴轴承6309计算项目计算公式计算结果轴承主要性能参数轴承6309性能参数 e=0.21Fr=31.8kNCr=52.8kN轴承受力情况FrA=FAH2+FAV2,FrB=FBH2+FBV2FaA=0N,FaB=Fa1-Fa2FrA=5165.27NFrB=854.07NFaA=0NFaB=1052.35N轴承AFFFaAFrA=0eX=0.56Y=2.15冲击载荷系数 由表38-4得fd=1.4当量动载荷PB=fdXFr+YFaPB=3837.16NPmaxP=maxPA

27、,PBP=7231.38N轴承寿命L10h=16670nCrP =103L10=47307h14400h极限转速PC=7231.3852800=0.137f1=0.92 =arctanFAFrA=0f2=1.0n=5796r/min137.14r/min 合格精品.n=f1f2nlim结论：所选用轴承可用。3 低速轴轴承6216计算项目计算公式计算结果轴承主要性能参数轴承6216性能参数 e=0.22Fr=54.2kNCr=71.kN轴承受力情况FrA=FAH2+FAV2,FrB=FBH2+FBV2FaA=1653.46N,FaB=0NFrA=6552.66NFrB=2924.16NFaA=1

28、653.46NFaB=0N轴承AFFFaAFrA=0.25eX=0.56Y=1.99冲击载荷系数 由表38-4得fd=1.4当量动载荷PA=fdXFr+YFaPA=9743.83N轴承B 受力明显比A小，故无需校核轴承寿命L10h=16670nCrP =103L10=206502h14400h结论：所选用轴承可用。八 键的选择与校核高速轴键的选择和参数选用普通平键,圆头, d=30,选用键bh=108转 矩T1= 114.40Nm键长L= 45mm接触长度l=L-b/2=40mml=40mm许用挤压应力查表铸铁许用挤压应力为P=70-80MPaP=4ThldP=54.01MPaPP满足要求，可

29、用精品.中速轴键的选择和参数选用普通平键,圆头,d1=50mm,d2=50mm,选用键bh=1610, bh=1610转 矩T2= 462.39Nm键长L1= 110mmL2= 70mm接触长度l1=L1-b=94mml2=L2-b=54mm l1=94mml2=54mm许用挤压应力查表铸铁许用挤压应力为P=70-80MPaP1=4Thl1d1P2=4Thl2d2P1=64.73MPaP2=41.20MPaP1PP2P满足要求，可用低速轴键的选择和参数选用普通平键,圆头, d1=70mm,d2=85mm,选用键bh=1811, bh=2514转 矩T3= 2116.59Nm键长L1= 55mm

30、L2= 125mm接触长度l1=L1-b/2=46mml2=L2-b=100mml1=46mml2=100mm许用挤压应力查表铸铁许用挤压应力为P=70-80MPaP1=66.71MPaP2=30.28MPaP1P精品.P=4ThldP2P满足要求，可用精品.九 减速器箱体各部分结构尺寸1 箱体名称符号尺寸箱盖壁厚=12mm箱座壁厚11=12mm箱盖凸缘厚度bb=18mm箱座凸缘厚度b1b1=18mm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箱盖与箱座连接螺钉直径d2d2=12mm轴承端盖螺钉直径d31d31=10mmd32d32=10mm窥视孔盖螺钉直径d4d4=8mm定位销直径dd=8mm起盖螺钉直径d5d5=10mm大齿轮顶圆与内壁距离=15mm齿轮端面与内壁距离1111=16.5mm1212=15.5mm轴承端盖外径D21D21=192mmD22D22=152mmD23D23=152mm轴承端盖凸缘厚度tt=