《搓丝机传动装置设计书》由会员分享，可在线阅读，更多相关《搓丝机传动装置设计书（31页珍藏版）》请在金锄头文库上搜索。
1、搓丝机传动装置设计搓丝机传动装置设计书一、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
2、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/min162003501024二、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。插入图如图，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-
3、e2-(b-a)2-e2=350 由两式，试取以下两种方案：方案一：a=170mm，e=180mm，得b=778.359mm，继而得k=1.07，min=63.28方案二：a=165mm，e=170mm，得b=539.386mm，继而得k=1.16，min=51.61相比较，由于方案二的k比较大，工作时间长，因此选用方案二。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=0.98，计算效率=0.8946。而=3.13kw，
4、选取Ped=4kw，电动机型号Y132M1-6，性能如下：同步转速满载转速额定功率极数1000r/min960r/min4kw4电动机型号Y132M1-6分配传动比（1）总传动比：ia=nmnw=96024=40（2）各级传动比 a. V带传动 i01=2.5，减速器i=40/2.5=16； b. 高速级传动比i12=1.4*16=4.733，则低速级传动比i23=16/4.733=3.3ia=40i01=2.5i12=4.733i23=3.381各轴参数计算0轴（电动机轴）：P0=Pd=3.13kwn0=nm=960r/minT0=9550 Pd / n0=31.14Nm1轴（高速轴）：P1
5、=Pd1=3.13kw0.96=3.005kwn1=n0i01=9602.5r/min=384r/minT1=9550 P1 / n1=74.73Nm2轴（中速轴）：P1=P123=3.005kw0.990.98 =2.915kwn2=n1i12=3844.733r/min=81.13r/minT2=9550 P2 / n2=343.1Nm3轴（低速轴）：P3=P223=2.915kw0.990.98 =2.828kwn3=n2i23=81.133.381r/min=24.00r/minT3=9550 P3 / n3=1125.3Nm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
6、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3.1331.149602.50.95轴2.912.88343.1339.781.134.4330.97轴2.822.791125.31114.0243.3810.97三、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31-7知，kA=1.1由公式Pc=kAP=1.13.13kw=3.44kwkA=1.1Pc=3.44kw 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=idd1小带轮带速1=dd1n
7、1601000=5.02m/s，满足5m/s120的要求。1=166.15 带的根数由表31-3知，P0=0.97Kw，P0=0.11Kw，由表31-9知，包角系数k=0.97，由表31-2取，长度系数kL=1.01，从而，V带根数z=Pc(P0+P0)kkL=3.25，取z=4根。P0=0.97KwP0=0.11Kwk=0.97kL=1.01z=4 初拉力由表31-1取l=0.10初压力: F0=500pz2.5k-1+l2F0=137.63NF0=137.63N 压轴力FQ=2zF0sin12=1093.01NFQ=1093.01N3.2高速级齿轮设计项目-内容设计计算依据和过程计算结果
8、材料和精度等级考虑直齿轮生产简单，造价低，故选用直齿轮，批量较小。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=74.6Nm由表27-14，取d=1.0，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 =76631.474.61.
9、052224.733+14.733 =59.313mm。取d1=60mmd1=60mm 确定基本参数校核圆周速度v和精度等级=d1n1601000=1.206m/s由表27-1选取8级精度,初取齿数取z1=21 z2=iz1=99.4，m=60/21=2.857由表27-4取m=3mm，则z1=20， z2=94.66，取z2=93，由于z1,z2互质，故可行。校核传动比误差=(4.65-4.733)/4.733=-0.018，满足。z1=20z2=93 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=2.42，由表27-15查得ZE=189.8MPa
10、，而z=4-3=0.875，其中：由表27-5可得a1=cos-1db1da1=31.32a2=cos-1db2da2=23.09由于无变位，啮合角=20,故=12z1tanat1- tant+z2tanat2- tant=1.701Z=1，直齿轮查表27-7知KA=1.5，图27-6知KV=1.1查表27-8知KH，其中Ft=2T1d1=2486.67NKAFtb=62.167100N/mmKH=1Z2=1.305KH由表27-9得到，其中非对称支撑，调制齿轮7级精度，则KH=A+B0.6bd12+1bd12+C10-3b=1.394从而H=ZHZEZZKAKVKHKHFtbd1u+11=6
11、57.97MPab. 计算许用接触应力HP其中ZNT由图27-27知ZNT1=0.98，ZNT2=1.10总工作时间th=1630010=48000h,从而得NL1=60n1th=1.11*109 NL2=NL1i=2.34*108ZW1=ZW2=1.14由表27-18接触强度尺寸系数ZXZX1=ZX2=1.0，ZL=ZR=Zv=1由表27-17取最小安全系数SHlim=1.05，从而HP1=HlimZNTZLZVZRZWZXSHlim=755.44MPaHP2=HlimZNTZLZVZRZWZXSHlim=692.69MPac. 验算：H=657.97MPa692.69MPa合适，无需调整尺
12、寸。H=657.97MPaHP1=755.44MPaHP2=692.69MPaH=657.97MPa692.69MPa合适，无需调整尺寸。 确定主要传动尺寸d1=60.00mm d2=279.00mm模数m=3中心距a=d1+d22=169.5mm取a=170mm齿宽b=60mm，b1=66mm，b2=60mm 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=1.1其他如下：KF：由图27-9知KF=1.38，KF：由表27-8知KF=1Y=1.447其中，Y=0.25+0.75 =1.701YFa：由图27-20知YFa1=2.62 YFa2=2.15
13、Y：Y=0.691Y：由图27-22知，Y=1从而由F=KAKVKFKFYFaYSaYYFtb1mn知F1=136.99MPaF2=124.85MPab. 许用弯曲应力FPFlim：由图27-30知Flim1=300N/mm2Flim2=270N/mm2SFmin：由表27-17知SFmin=1.25YX1=YX2=1.0YNT1=0.89YNT2=0.92YST1=YST2=2YVrelT1=YVrelT2=YRrelT1=YRrelT2=1.0从而由FP=FlimYNTYSTYVrelTYRrelTYXSFlim知FP1=427N/mm2FP2=397.4N/mm2c. 校核：F1FP1，
