軸輥搓絲機傳動裝置設計

1、目 錄第一章：設計任務2設計題目2第二章：確定傳動方案3第三章：選擇電動機4第四章 傳動零件的設計計算61、 V帶輪的設計計算62、高速級齒輪設計計算73、低速級齒輪設計計算114、齒輪軸的計算145、鍵的設計選擇186、軸承的選擇197、 箱體的結(jié)構(gòu)設計20第五章 課程設計心得體會23第六章 參考文獻24第一章：設計任務設計題目軸輥搓絲機傳動裝置設計 圖1-1軸輥搓絲機傳動裝置（1）設計背景搓絲機用于加工軸輥螺紋，基本結(jié)構(gòu)如上圖所示，上搓絲板安裝在機頭4上，下搓絲板安裝在滑塊3上。加工時，下挫絲板隨著滑塊作往復運動。在起始（前端）位置時，送料裝置將工件送入上、下搓絲板之間，滑塊向后運動時，工

2、件在上、下搓絲板之間滾動，搓制出與搓絲板一致的螺紋。搓絲板共兩對，可同時搓制出工件兩端的螺紋。滑塊往復運動一次，加工一個工件。（2）工作條件 室內(nèi)工作，動力源為三相交流電動機，電動機單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)。（3）使用期限工作期限為十年，每年工作300天；檢修期間隔為三年。（4） 生產(chǎn)批量及加工條件中等規(guī)模的機械廠，可加工7、8級精度的齒輪、蝸輪。2設計任務1）確定傳動方案,完成總體方案論證報告；2）選擇電動機型號；3）設計減速傳動裝置。3具體作業(yè)1）機構(gòu)簡圖一份；2）減速器裝配圖一張；3）零件工作圖二張（輸出軸及輸出軸上的傳動零件）；4）設計說明書一份。4數(shù)據(jù)表表1-1數(shù)據(jù)表設計數(shù)據(jù)最大加工直徑

3、/mm最大加工長度/mm滑塊行程/mm搓絲動力/kN生產(chǎn)率/（件/min）12200340-3601024第二章：確定傳動方案在輥軸搓絲機械的傳動過程中，通過對運動的分析，選定傳動方案如圖2-1所示： 圖2-1傳動方案減速器裝配外觀如圖2-2所示：圖2-2減速器裝配外觀第三章：選擇電動機對于載荷比較穩(wěn)定、長期運轉(zhuǎn)的機械，首先估算傳動系統(tǒng)的總效率，再根據(jù)工作機特征計算工作機所需電動機功率，最后選定電動機額定功率，且使電動機額定功率不小于工作機所需電動機功率。 1、 根據(jù)設計要求，計算電動機的輸出功率:由得：由此得初選電動機的型號為：Y132M1-6 (n=960r/min,P=4Kw)2、確定傳

4、動比：傳動裝置的總傳動比要求為 多級傳動中，總傳動比應為 在傳動中考慮各級傳動的自身影響：第一級為V帶傳動：第二、三級為齒輪傳動：所以綜合以上條件，取3、計算在傳動裝置的運動及動力參數(shù)（1）各軸轉(zhuǎn)速：（2）各軸功率：（3）各軸轉(zhuǎn)距： 將上面計算結(jié)果和傳動比及傳動效率匯總?cè)绫韨鲃酉到y(tǒng)的運動和動力參數(shù) 表3-1傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)軸電動機軸輸入軸中間軸輸出軸轉(zhuǎn)速n（r/min）960302.4100.824功率P(Kw)3.473.333.233.13轉(zhuǎn)矩T(Nm)34.52105.18428.501246.94傳動比3.1744.23效率0.960.950.96第四章 傳動零件的設計計算1、

5、 V帶輪的設計計算（1） 確定計算功率由表查得工作情況系數(shù)=1.2，故（2） 選取普通V帶帶型根據(jù)確定選用A型（3） 確定帶輪基準直徑取主動輪基準直徑=90mm，則從動輪基準直徑 取檢驗帶的速度帶的速度合適。（4） 確定V帶的基準長度和傳動中心距根據(jù)，初步確定中心距=600mm計算帶所需的基準長度由表得取計算實際中心距a （5） 驗算主動輪上的包角主動輪上的包角合適。（6） 計算V帶的根數(shù)z由得則取z=4根。（7） 計算預緊力（8） 計算作用在軸上的壓軸力（9） 帶輪結(jié)構(gòu)設計其結(jié)構(gòu)如圖4-1所示： 尺寸如圖4-2： 圖4-1結(jié)構(gòu)圖 圖4-2尺寸圖2、高速級齒輪設計計算（一） 選取齒輪類型、精度

6、等級、材料及齒數(shù)（1） 選取直齒圓柱齒輪傳動。（2） 搓絲機為一般工作機器，速度不高，選取7級精度（GB10095-88）（3） 材料選擇：小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS。（4） 選小齒輪齒數(shù)=24，則大齒輪齒數(shù)，取=101。（二） 按齒面接觸強度設計由設計公式（1） 確定公式內(nèi)的各計數(shù)數(shù)值1、 選取載荷系數(shù).2、 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)距3、 取齒寬系數(shù)。4、 材料的彈性影響系數(shù)。5、 齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。6、 計算應力循環(huán)次數(shù)7、 接觸疲勞壽命系數(shù)。8、 計算接觸疲勞許用應力，取失效概

7、率為1%，安全系數(shù)S=1，（2）計算1、 試算小齒輪分度圓直徑2、 計算圓周速度3、 計算齒寬b4、 齒寬與齒高之高比b/h5、計算載荷系數(shù)根據(jù)v=1.02m/s,7級精度，得直齒輪，假設。得使用系數(shù)七級精度，非對稱支撐，非對稱布置由，則載荷系數(shù)6、 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑7、 計算模數(shù)（三） 按齒根彎曲強度設計彎曲強度計算公式（1） 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值1、小齒輪的彎曲疲勞極限，大齒輪的彎曲疲勞極限。2、彎曲疲勞壽命系數(shù)。3、計算彎曲疲勞許用應力，取S=1.44、計算載荷系數(shù)K 5、查取齒形系數(shù) 6、查取應力校正系數(shù) 7、計算大、小齒輪的并加以比較大齒輪的數(shù)值大。（2）設計計

8、算對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度設計計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度設計計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，則可取模數(shù)m=2.5,直徑d=82,算處齒數(shù)（四）幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑（2）計算中心距（3）計算齒輪寬度 取。（4）驗算合適（5）齒輪結(jié)構(gòu)為標準型的。3、低速級齒輪設計計算（一） 選取齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（1） 選取直齒圓柱齒輪傳動。（2） 搓絲機為一般工作機器，速度不高，選取7級精度（GB10095-88）（3） 材料選擇：小齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，大齒

9、輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS。（4） 選小齒輪齒數(shù)=24，則大齒輪齒數(shù)，取=72。（二） 按齒面接觸強度設計由設計公式（1） 確定公式內(nèi)的各計數(shù)數(shù)值1、選取載荷系數(shù).2、計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)距3、選取齒寬系數(shù)。4、材料的彈性影響系數(shù)。5、齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。6、計算應力循環(huán)次數(shù)7、 接疲勞壽命系數(shù)。8、 計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，（2） 計算1、試算小齒輪分度圓直徑2、計算圓周速度3、 計算齒寬b4、 計算齒寬與齒高之高比b/h5、計算載荷系數(shù)根據(jù)v=0.5m/s,7級精度，得直齒輪，假設。得 使用系數(shù)七級精

10、度，非對稱支撐，非對稱布置由，則載荷系數(shù)6、按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑7、計算模數(shù)（三） 按齒根彎曲強度設計彎曲強度計算公式（1） 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值1、小齒輪的彎曲疲勞極限，大齒輪的彎曲疲勞極限。2、彎曲疲勞壽命系數(shù)。3、計算彎曲疲勞許用應力，取S=1.44、載荷系數(shù)K 5、查取齒形系數(shù) 6、查取應力校正系數(shù) 7、計算大、小齒輪的并加以比較小齒輪的數(shù)值大。（2）設計計算對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度設計計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度設計計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，則可取模數(shù)m=4

11、,直徑d=123.36,算處齒數(shù)（四）幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑(2)計算中心距（3）計算齒輪寬度 取。（4）驗算合適（5）齒輪結(jié)構(gòu)為標準型的。結(jié)構(gòu)如圖4-3： 尺寸如圖4-4：圖4-3結(jié)構(gòu)圖 圖4-4尺寸圖4、齒輪軸的計算（1） 軸上的參數(shù)：（2） 作用在齒輪上的力：低速級齒輪上的力： 高速級齒輪上的力： （3） 初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。取=110，于是得：軸的最小直徑為與軸承配合的部分，所以初取最小直徑為50mm，長度為16mm。（4） 軸的結(jié)構(gòu)設計1、裝配結(jié)構(gòu)簡圖： 圖4-5結(jié)構(gòu)簡圖2、跟據(jù)齒輪及軸承和定位要求確定軸的各段直徑和長度根據(jù)軸與軸承配合，確定

12、軸段，取最小直徑，長度為16mm,軸段為齒輪及軸承間距，綜合考慮各方面的因素（如齒端面與箱體間距）選取長度為22mm，軸段為齒輪與軸的配合，取長度為128mm,軸段為軸肩，取長度為10mm,軸段為齒輪與軸的配合，取長度為80mm，軸段為間距，取長度為24mm。3、求軸上的載荷軸受力如圖4-6所示： 圖4-6受力圖計算各支點的力得：4、按彎扭合成應力校核軸的強度在水平面上受力如圖4-7所示： 圖4-7水平面受力圖 水平面上彎距圖4-8所示： 圖4-8水平彎矩圖在垂直面上受力如圖4-9所示： 圖4-9垂直受力垂直力受力彎距圖4-10所示： 圖4-10垂直彎矩圖組合彎距圖4-11所示： 圖4-11組

13、合彎矩圖作用在軸上的扭距如圖4-12所示： 圖4-12扭距圖由圖可知，在B截面為危險截面，由：得軸合適。做軸的結(jié)構(gòu)圖（見附圖1）輸入、輸出軸的設計方法同上，其尺寸如下圖：輸出軸結(jié)構(gòu)如圖4-13所示： 圖4-13結(jié)構(gòu)圖尺寸如圖4-14所示： 圖4-14尺寸圖輸入軸結(jié)構(gòu)如圖4-15所示： 圖4-15結(jié)構(gòu)圖尺寸如圖4-16所示：圖4-16尺寸圖 5、鍵的設計選擇因為軸的材料均為45鋼或40Cr，所以鍵的材料選擇鋼，其，因為齒輪有定心要求，應選用普通平鍵連接，故可選用B型平頭平鍵。（一）輸入軸上的鍵選擇：（1）齒輪鍵的選擇，其軸段直徑為45mm，查得鍵的截面尺寸為：寬度b=14mm，高度h=12mm。

14、由齒輪的寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長L=40mm。校核鍵連接的強度由式得 合適。（2）連接鍵的選擇，其軸段直徑為35mm，查得鍵的截面尺寸為：寬度b=10mm，高度h=8mm。有帶輪的寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長L=50mm。校核鍵連接的強度由式得 合適。（二）中間軸上的鍵的選擇（1）二級小齒輪上鍵的選擇，其軸段直徑為55mm，查得鍵的截面尺寸為：寬度b=16mm，高度h=10mm。由齒輪的寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長L=40mm。校核鍵連接的強度由式得 合適。（2）大齒輪上鍵的選擇，其軸段直徑為55mm，查得鍵的截面尺寸為：寬度b=16mm，高度h=10mm。由齒輪的寬度并參考鍵的長度

15、系列，取鍵長L=40mm。校核鍵連接的強度由式得 合適。（三）輸出軸上的鍵的選擇（1）齒輪鍵的選擇，其軸段直徑為75mm，查得鍵的截面尺寸為：寬度b=20mm，高度h=12mm。由齒輪的寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長L=80mm。校核鍵連接的強度由式得 合適。（2）連接鍵的選擇，其軸段直徑為65mm，查得鍵的截面尺寸為：寬度b=18mm，高度h=11mm。由齒輪的寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長L=50mm。校核鍵連接的強度由式得 可見聯(lián)接的擠壓強度不夠?？紤]到相差很大，改用雙鍵，相隔 布置。雙鍵的工作長度由式得 合適。6、軸承的選擇因為軸上為直齒圓柱齒輪，沒有軸向力，所以選擇深溝球軸承，根據(jù)機

16、械的運轉(zhuǎn)時間，得軸承的最少壽命。（1）輸入軸的軸承的選擇，根據(jù)軸段的直徑d=40mm，選取6008型軸承，校核軸承壽命，由式得（2）中間軸的軸承的選擇，根據(jù)軸段的直徑d=50mm，選取6010型軸承，校核軸承壽命，由式 得 合適。（3）輸出軸的軸承的選擇，根據(jù)軸段的直徑d=70mm，選取6014型軸承，校核軸承壽命，由式 得 合適。7、 箱體的結(jié)構(gòu)設計根據(jù)箱體與軸的配合、與軸承的配合、與齒輪的配合，取鑄鐵減速器箱體（）其只要結(jié)構(gòu)尺寸如表4-1所示： 表4-1尺寸表名 稱符號減速器型式及尺寸關(guān)系箱座厚度10mm箱蓋厚度18mm箱蓋凸緣厚度b112mm箱座凸緣厚度b15mm箱座底凸緣厚度b225

17、mm地腳螺釘直徑df24 mm地腳螺釘數(shù)目n6軸承旁邊聯(lián)結(jié)螺栓直徑d116 mm蓋與座聯(lián)結(jié)螺栓直徑d214 mm聯(lián)接螺栓d2的間距l(xiāng) 344mm軸承端蓋螺釘直徑d310 mm視孔蓋螺釘直徑d48mm定位銷直徑d13 mm至外箱壁距離、至凸緣邊緣距離C1C230mm26mm軸承旁凸臺半徑R120mm凸臺高度h7mm外箱壁至軸承座端面距離l160mm鑄造過度尺寸x,yX=3mm,y=15mm大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離19.6mm齒輪端面與內(nèi)箱壁距離210mm箱蓋，箱座肋厚m1、mm1=8mm, m=8mm,軸承端蓋外徑D2高速軸的：D2=118mm中速軸的：D2=130mm低速軸的：D2=160mm軸

18、承旁聯(lián)接螺栓距離S高速取 S=194mm,中速取S=227mm, 低速取S=243mm（）箱體上附件的設計（1）視孔及視孔蓋視孔蓋結(jié)構(gòu)及尺寸如圖4-17、4-18所示： 圖4-17結(jié)構(gòu)尺寸圖 圖4-18結(jié)構(gòu)尺寸圖（2）油標圖4-19所示 （3）放油孔及放油螺塞圖4-20 圖4-19油標 圖4-20放油螺塞 如上圖桿式油標，螺紋直徑選為M16，則相應系數(shù)為： 放油螺塞的直徑取為，則相應的其他參數(shù)為： （4）旋蓋式油杯由于油杯為標準件,所以綜合考慮,選定為旋蓋式油杯,型號為A50 GB 1154，結(jié)構(gòu)如圖4-21(1)為通氣孔 (2)為油杯內(nèi)撐 (3)為放油口 (4)為油杯蓋 圖4-21油杯對箱體

19、的裝配及配合要求 ，根據(jù)減速器的工作環(huán)境，為閉式工作，而且有多處相對運動，所以應該考慮密封及潤滑情況，根據(jù)箱體及齒輪的潤滑，所以運用浸油潤滑，對于軸承，運用箱體上的回油槽回油潤滑。對減速器的密封，在箱體剖分面、各接觸面及密封處均不允許漏油。剖分面涂密封膠。由于箱體為鑄鐵的，所以考慮到外觀及使用要求，表面涂漆。第五章 課程設計心得體會在本次的課程設計中，我們綜合運用了各方面的知識，如機械設計、機械原理、工程材料、機械制造基礎、材料力學、理論力學、Auto CAD、Solid edge等科目，在本次的設計中，我們學會了把自己所有的知識學以致用，綜合考慮各方面的因素，如質(zhì)量，體積，材料，造價，安裝，工藝等。通過本次的作業(yè)，讓我們有了一個對問題的整體把握，最重要的是使我掌握了設計的基本步驟和設計的邏輯思維，相信在不久將來我們就都可以勝任一件復雜的機械設計工作，進而我們可以做一名機械設計的工程師。在本次設計中，也遇到許多問題，設計也不是很合理，如箱體的工藝性，齒輪的計算不夠精確,螺釘?shù)臄?shù)量和大小的選用也不夠合理,起用吊環(huán)和吊鉤的設計有許多地方都是憑著自己的所謂的經(jīng)驗等等缺陷，不過在最后都得到了妥善的解決，或是自己有