机械设计课程设计说明书范本

一：设计题目：搓丝机传动装置设计

1.1 设计要求

1) 该机用于加工轴辊螺纹，其结构见下图，上搓丝板安装在机头上，下搓丝板安装在滑块上。加工时，下搓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，滑块往复运动时，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，可同时搓出工件两端的螺纹。滑块往复运动一次，加工一件。

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10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。

图1.1: 搓丝机简图

1.2原始技术数据

1.3设计任务

1. 完成搓丝机传动装置总体方案的设计和论证，绘制总体设计原理方案图。

2. 完成主要传动装置的结构设计。

3. 完成装配图1 张（用A0 或A1 图纸），零件图2 张。

4. 编写设计说明书1 份。

二：机械装置的总体方案设计

2.1 拟定传动方案

方案一：

方案二：

根据系统要求可知：

滑块每分钟要往复运动24次，所以机构系统的原动件的转速应为24r/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，可采用曲柄滑块机构，该机构有尺寸较小，结构简洁的特点。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。整个搓丝机由电动机、开式齿轮减速器、一级减速器、曲柄滑块机构、最终执行机构组成。如方案一图所示。

其中，r=148.5mm; l=1371.5mm; e=666mm; 最大压力角α=33°; 急回夹角β=7°,急回特性为k=1.081。

采用一级圆柱齿轮减速器，外加开式齿轮减速器，主要优点是结构简单可靠，设计制造，维护方便。

2.2装置运动学仿真

先使用solidworks绘制传动方案一的三维模型。将三维模型导入adams中，添加连接，驱动进行运动分析。如图所示。

图2.1：装置图

图2.2：滑块位移曲线图

图2.3：滑块速度曲线图

2.3装置动力学仿真

在机构中加入力，在对零件受力，力矩，功率进行分析，绘制变化曲线。

图2.4：搓应力曲线图

图2.5：摇臂力矩曲线图

图2.6：摇臂功率曲线图

2.4电动机的选择

2.4.1 计算传动方案所需功率

P装置=F×v max

η

已知：

v max=0.53m/s

F=10000N

得出：

F×v max=5300w

已知：

3

η=η

轴承

（装置有3个轴承）

η轴承=0.98

得出：

=5631.2w≈5.6kw P装置=F×v max

η

2.4.2 计算电机所需功率

减速齿轮组结构简单图：

已知：

η圆柱齿轮=0.96

η轴承=0.98

η减速装置=η轴承3×η圆柱齿轮2

(减速器和开式齿轮共有3对轴承，2处圆柱齿轮啮合) 得出：

η减速装置≈0.87

P 电机=P

装置η减速装置

≈6.44kw

因载荷平稳，取电动机额定功率P 电机额定略大于P 电机即可。故选电动机的额定功率P 电机额定为7.5kw 。

2.4.3 计算电机所需转速

已知：

减速{ 开式：{带：缓冲，吸震，高速级，i ≤3开式齿轮：i ≤5~6

闭式：{一级传动减速器(斜齿轮)，i =3~5二级，展开式减速器

n 搓丝机=24r/min

设电机转速为n 电机=720r/min

得出：

总传动比i 总=

n 电机n 搓丝机

=30 由上述条件，选取开式齿轮传动比: i 开式=6.02

闭式单极齿轮减速器传动比:

i 闭式=4.98

综合价格、传动比、质量等因素，差取书P201表格，选用电机Y160L —8。

2.4.4 运动和动力参数计算

0轴（电动机轴）

P0=P电机=6.44kw

n0=n电机=720r/min

T0=9550P0

n0=95506.44

720

=85.4N·m

1轴（高速轴）

P1=P0η轴承=6.44·0.98=6.31kw

n1=n0

i1

=720r/min

T0=9550P1

n1=95506.31

720

=83.7N·m

2轴（中间轴）

P2=P1η轴承η齿轮=6.31·0.98·0.96=5.94kw

n2=n1

i12=720

4.98

=145 r/min

T2=9550P2

n2=95505.94

145

=391.2N·m

3轴（低速轴）

P3=P2η轴承η齿轮=5.94·0.98·0.96=5.6kw

n3=n2

i23=145

6.02

=24 r/min

T2=9550P2

n2=95505.6

24

=2228.3N·m

1~3 轴的运动和动力参数的计算结果汇总如下：

三：主要零部件设计计算

3.1 齿轮设计

3.1.1 闭式斜齿轮减速器

参数要求：n1=720r/min; n2=145r/min；i闭式=4.98。预期使用寿命10 年，每年365个工作日，一天工作16小时。闭式齿轮，软齿面设计。

1.选择材料

和精度因为齿轮转速不高，选用软齿面，使用45钢，调质处理，硬度HB=229~286，平均取为240HB。同侧齿面精度等级为7级。

2.初步估计小齿轮直径d1

因采用闭式软齿面传动，按齿面接触强度初步估算小齿轮分度圆直径。由式子:

初取β=15°;A d= 756;K=1.4，转矩T1=83.7N·m。

取齿宽系数=1.1，查得接触疲劳极限σHlim1= 710MPa;σHlim2=

580MPa，则:

σHP1≈0.9σHlim1=0.9×710=639MPa

σHP2≈0.9σHlim2=0.9×580=522MPa

故σHP=522MPa

d 1≥756×√1.4×83.7

1.1×522×4.98+14.983=58.76mm

初取d 1=60mm 。

3.确定基本参数校核圆周速度v 和精度等级

V=πd 1n 160×1000=3.14×60×72060×1000=2.26m/s

查表可知，取7 级精度合理。

初取齿数为：

z 1=29

z 2=i ×z 1=144.42

z 2=145

确定模数m t =d1z1=6029=2.069，取m n =2。

确定螺旋角β为： β=arccos m n

m t = arccos 22.069=14.84°

小齿轮直径为d1=mt ×z1=2.069×29=60.001mm 。 大齿轮直径为d2=mt ×z2=2.069×145=300.005mm 。 初步齿宽为:

ψd ×d 1= 1.1×60.001= 66mm 校核传动比误差:

i 实际=

14529=5

△=

i 实际?i 理论i 理论

=5?4.984.98=0.004 满足要求。 4.校核齿面接触疲劳强度由式子 σH =Z H Z E Z εZ β√K A K V K HβK HαF t d 1b u±1u ≤σHP (a) 计算齿面接触应力σH 节点区域系数Z H =2.41，弹性系数Z E =189.8√N/mm 2

端面重合度为:

其中：

αt =arctan(tanαn cosβ) t =arctan(tan20°cos14.84°)=20.633°

αat1=28.674°

αat2=22.713°

由于无变位，端面啮合角αt’ =αt=20.633°，因此端面重合度εα=1.677。

纵向重合度为:

=2.69

螺旋角系数Zβ为

查表得使用系数K A=1.25,动载荷系数K V=1.05。

齿间载荷分配系数K Hα如下计算

=2×85.4×1000

60

=2846.67N

K A F t b =1.25×2846.67

66

=53.91N/mm

因为

对于非对称支承，调质齿轮精度7级，装配时不作检验校准，有

=1.475

齿面接触应力为

σH =Z H Z E Z εZ β√K A K V K HβK HαF t d 1b u±1u

=2.41×189.8×0.77×0.967

×√1.25×1.05×1.475×1.78×2846.6760×66×4.98+14.98

=587.41N/mm 2

(b) 计算许用接触应力σHP

由公式

计算许用接触应力σHP 。总工作时间为

t h =10×365×16=58400h

应力循环次数

=60×1×720×58400=2.52×109

2.52×109/4.98=5.07×108

齿面工作硬化系数为

接触强度尺寸系数为

润滑油膜影响系数为

接触最小安全系数

接触应力为

(c) 验算：

σH=587.41N/mm2<648.6Mpa

接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无须调整。

5.确定传动主要尺寸

中心距为

a=(60.001+300.005)/2=180.003≈180mm 由公式

=arccos(29+145)×2

=14°50′6″

2×180

端面模数为

=2/cos(14°50′6″)=2.069mm

小齿轮直径

=2.069×29=60mm

大齿轮直径

=2.069×145=300mm

齿根圆直径

d f1=60-2×(2+0.5)=55mm

d f2=300-2×(2+0.5)=295mm

齿顶圆直径

d f1=55+9=64mm

d f2=295+9=304mm

齿宽b 为

b1=70mm

b2=66mm

小齿轮当量齿数为

=32

大齿轮当量齿数为

=161

6. 齿根弯曲疲劳强度验算

由式子

使用系数，动载荷系数K V=1.05，齿间载荷分配系数.

由

得

齿形系数，，应力修正系数Y Sa1=1.65, Y Sa2=1.80。

重合度系数Yε为

螺旋角系数

故齿根弯曲应力为

=1.25×1.05×1.47×1.78×2846.67

70×2

×2.57×1.63×0.67×0.87

=170.51Mpa

=170.51×2.19

2.57×1.80

1.65

=158.5Mpa

(b) 计算许用弯曲应力

实验齿轮的弯曲疲劳极限

最小安全系数

弯曲强度尺寸系数

弯曲强度寿命系数

应力修正系数

相对齿根圆角及表面状况系数

故许用齿根应力为

(c) 弯曲疲劳强度的校核

σF1=170.51Mpa<σFP1

σF2=158.5Mpa <σFP2

7. 静强度校核

因传动无严重过载，故不作静强度校核。此处省略其他几何尺寸计算及齿轮结构设计步骤。

3.1.2 开式直齿轮减速器

参数要求：n 2=145r/min; n 3=24r/min ；i 开式=6.02。预期使用寿命10

年，每年365个工作日，一天工作16小时。开式齿轮，软齿面设计。

1. 选择材料

小齿轮用20CrMnTi ，大齿轮用20Cr 。渗碳淬火，齿面硬度56~62HRC 。按8级精度制造。

2. 计算许用应力

(1)极限应力

σH lim =1500MPa

σFE =850MPa

(2)安全系数

S H =1.1，S F =1.25

(3)许用应力

=15001.1=1363.6MPa

=8501.25=680MPa

2. 按齿根弯曲强度设计计算

(1) 强度公式

m n ≥√2K A K V K FβK FαT 1COS 2β

ψd z 12σFP Y Fa Y Sa Y εY β3

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