平板搓丝机设计说明书

1、精选优质文档-倾情为你奉上平板搓丝机执行机构综合设计说明书设计名称: 平板搓丝机的执行机构综合 专 业：机电一体化2班 姓 名： 孙 欣 学 号： 200876822 指导老师： 温 亚 莲 时 间： 2010/12/13你好目录一、问题的提出-(3)1.1设计题目简介-(3)1.2设计参数与要求-(3)1.3设计任务-(4)二、数据设计-(4)2.1机械简图如下-(4)2.2杆件长度确定-(5) 2.3曲柄功率及所需驱动力矩计算-(5)2.4电机的选择-(6)2.5各轮直径选择-(6)三、机构的运动分析-（7）3.1建立如图所示的坐标系-(7)3.2列方程- -(7)3.3运动曲线-(8)

2、3.4最终方案的机构运动简图- (9)四、总结-(10)4.1机构设计原理-(10)4.2、心得与收获-(11)五、参考文献-(11)一、 问题的提出1.1设计题目简介图示为平板搓丝机结构示意图，该机器用于搓制螺纹。电动机1通过V带传动、齿轮传动3减速后，驱动曲柄4转动，通过连杆5驱动下搓丝板（滑块）6往复运动，与固定上搓丝板7一起完成搓制螺纹功能。滑块往复运动一次，加工一个工件。送料机构（图中未画）将置于料斗中的待加工棒料8推入上、下搓丝板之间。          图1 平板搓丝机结构示意图&

3、#160;1.2、设计数据与要求平板搓丝机设计数据最大加工直径(mm)最大加工长度(mm)滑块行程(mm)搓丝动力(kN)生产率(件/min)10180320340932 该机器室内工作，故要求振动、噪声小，动力源为三相交流电动机，电动机单向运转，载荷较平稳。工作期限为十年，每年工作300天；每日工作8小时。1.3、设计任务（1）   针对图1所示的平板搓丝机传动方案，依据设计要求和已知参数，确定各构件的运动尺寸，绘制机构运动简图；（2）   假设曲柄AB等速转动，画出滑块C的位移和速度的变化规律曲线；（3）   

4、在工作行程中，滑块C所受的阻力为常数（搓丝动力），在空回行程中，滑块C所受的阻力为常数1kN；不考虑各处摩擦、其他构件重力和惯性力的条件下，分析曲柄所需的驱动力矩；（4） 取曲柄轴为等效构件，确定应加于曲柄轴上的飞轮转动惯量；（5）   用软件（VB、MATLAB、ADAMS或SOLIDWORKS等均可）对执行机构进行运动仿真，并画出输出机构的位移、速度、和加速度线图。（6）  图纸上绘出最终方案的机构运动简图（可以是计算机图）并编写说明书。二、传动设计2.1机械简图如下2.2杆件长度确定（1）题目要求最大加工长度为180，则下搓丝板宽度b=180（2假设几组数据

5、，经计算验证，最终选取取偏心距e=150；AB=150;BC=400（经验证；滑块行程=529.1-200=329.1满足要求） 2.3曲柄功率及所需驱动力矩计算：AB飞轮（曲柄）角速度为：B点速度为：曲柄功率为：曲柄所需驱动力矩为：取齿轮传动效率为0.97；一对轴承的传动效率为0.98；带传动效率为0.96，则电机所需效率为计算如下：2.4电机的选择： 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 可知电动机应选型号为Y160M6，同步转速1000r/min，满载转速为970r/min选取Y2-132M-4型号

6、电机，额定功率：7.5Kw （大于6.551） ；额定电流：15.6A；转速；1440r/min;效率:87%；功率因素；0.84；最大转矩；2.3KN·m；最小转矩：1.4KN·m；2.5传动比AB轮转速n=32r/min;总传动电动机转速n=1440r/min总传动比为1440/32=45；初定传动比为=3、i2=ii1=453=15i12=i23=i2=15=3.87 取=3.87、=3.872.6 各轴转速2.7 各轴输入功率 P0=Pd=6.551KW P1=Pd×带×承=6.551×0.96×0.98=6.163KW P2

7、=P1×承×齿=6.163×0.98×0.97=5.859KW P3=P2×承×齿=5.859×0.99×0.97=5.569KW2.8 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=43.446N·mT1= 9550P1/ n1=122.618N·m T2= 9550 P2 / n2=451.128N·m T3= 9550 P3/n3=1663.558N·m2.9各轴参数列表轴输出功率输出转矩转速传动比电机轴(0)6.551KW43.44

8、6N·m1440r/min高速轴(1)6.163KW122.618N·m480r/min3中间轴(2)5.859KW451.128N·m124.03r/min3.87低速轴(3)5.569KW1663.558N·m31.97r/min3.87三、运动分析3.1建立如图所示的坐标系 3.2列方程以C点在为左极限时初始位置，求C点的位置方程：AB角速度为：AB初始角度为：AB角度为：B点的位置方程为：C点的位置方程为：3.3运动曲线运用Matlab绘制C点运动曲线（一个周期）如下： 3.4机构最终运动简图四、带传动设计4.1 确定计算功率由书中表8-7查的工

9、作情况系数为,故4.2 选择V带的带型根据、由图8-10选用B型。4.3 确定带轮的基准直径并验算带速初选小带轮的基准直径。由表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径。验算带速。按式（8-13）验算带的速度因为，故带速合适。计算大带轮的基准直径。根据式（8-15a），计算大带轮的基准直径根据表8-8，圆整为。验算实际传动比为 故。4.4 确定V带的中心距和基准长度（1） 根据式（8-20），初定中心距。（2） 由式（8-22）计算带所需的基准长度由表8-2选带的基准长度。（3） 按式（8-23）计算实际中心距。 中心距的变化范围为4.5 验算小带轮上的包角4.6 计算带的根数z（1） 计算单根V

10、带的额定功率。由和，查表8-4a得.根据，和B型带，查表8-4b得。查表8-5得，表8-2得，于是（2） 计算V带的根数z。取2根。4.7 计算单根V带的初拉力的最小值(F0)min由表8-3得B型带的单位长度质量q=0.18kgm,所以(F0)min=500（2.5-K）PcaKzv+qv2=500×(2.5-0.93)×6.5510.93×2×12.05+0.18×12.052N=256N应使带的实际初拉力 F0>(F0)min。4.8 计算压轴力Fp压轴力的最小值为(F0p)min=2z(F0)minsin12=2×2&#

11、215;256×sin153°2N=996N4.9 带传动各参数列表计算项目计算内容计算结果确定计算功率由表8-7由公式Pca=kAPdkA =1Pc=1×6.551Kw=6.551Kw选取带型由图8-10选用B带选取小带轮直径由表8-6 表8-8dd1=160mm大带轮直径dd2=i×dd1dd2=500mm小带轮带速1=dd1n160×10001=12.05m/s初选中心距a00.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)462mma01320mm初选a0=700mm带初步基准长度Ld0Ld0=2a0+2dd1+dd2+(dd1+dd2)

12、24Ld0=2478mm带基准长度Ld由表8-2Ld=2500mm实际中心距aa0+(Ld-Ld1)2a=711mm小带轮包角1=1=153>120带的根数由表8-4a求P0由表8-4b的基本额定功率增量P0由表8-5取包角系数k由表8-2取长度系数kLz=PcaPrP0=3.62KwP0=0.46Kwk=0.93kL=1.03Pr=3.91Z=1.68Z取2带的初拉力由表8-3取q=0.18kgm初压力:(F0)min=500（2.5-K）PcaKzv+qv2(F0)min=256N带的压轴力(F0p)min=2z(F0)minsin12(F0p)min=996N五、齿轮设计5.1 材

13、料选取：（1）按下图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。（2）平板搓丝机为一般工作机器，速度不太高，故选用7级精度（GB10095-88）。（3）由书表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，而这材料硬度差为40HBS。5.2 低速级（1）选小齿轮齿数z1=25,大齿轮齿数z2=3.87×25=96.75 取z2=97。（2）按齿面接触强度设计由设计计算公式（10-9a）进行试算，即d1t2.323KT1d×u±1uZEH21) 确定公式内的各计算数值1 试选载荷系数Kt=1.32 小齿轮传递

14、的转矩T1=451.128N·m3 由表10-7选取齿宽系数d=14 由表10-6查的材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa5 由图10-21d按齿面硬度差得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600 MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550 MPa。6 由式10-13计算应力循环次数。N1=60n1jLh=60×124.03×1×8×300×10=1.786×108 N2=1.786×1083.87=4.615×1077 由图10-19取接触疲劳寿命系数 KHN1=1.11； KHN2=1.

15、188 计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得 H1=KHN1Hlim1S=1.11×600 MPa=666 MPa H2=KHN2Hlim2S=1.18×550 MPa=649 MPa2) 计算1 试算小齿轮分度圆直径d1t,带入H中较小的值。d1t2.323KT1d×u±1uZEH2 =2.3231.3×451.128×1031×4.873.87189.86492 mm=92.373 mm2 计算圆周速度v。v=d1tn160×1000=×92.373×

16、124.0360×1000ms=0.60ms3 计算齿宽b。 b=d×d1t=1×92.373 mm=92.373 mm4 计算齿宽与齿高之比 bh。模数 mt=d1tz1=92.37325 mm=3.695 mm齿高 h=2.25mt=2.25×3.695 mm=8.31 mm bh=92.37368.31=11.115 计算载荷系数。根据 v=0.60ms ，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.02；直齿轮， KH= KF=1；由表10-2查得使用系数 KA=1；由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，KH=1.430。

17、由 bh=11.11， KH=1.43查图10-13得KF=1.37；故载荷系数 K= KAKvKHKH=1×1.02×1×1.430=1.4596 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得 d1=d1t3KKt=92.37331.4591.3=95.996 mm7 计算模数m。m=d1z1=95.99625=3.840 mm，（3）按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为 m32KT1dZ12YFaYSaF1） 确定公式内的各计算数值1 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500 MPa；大齿轮的弯曲强度极限

18、 FE1=380 MPa2 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.85，KFN1=0.88；3 计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得F1=KFN1FE1S=0.85×5001.4 MPa=303.57 MPaF2=KFN2FE2S=0.88×3801.4 MPa=238.86 MPa4 计算载荷系数K。K= KAKvKFKF=1×1.02×1×1.37=1.397。5 查取齿形系数。由表10-5查得 YFa1=2.62；YFa2=2.186。6 查取应力校正系数。由表10-5查得 YSa1=1.59

19、；YSa2=1.787。7 计算大、小齿轮的 YFaYSaF并加以比较。YFa1YSa1F1=2.62×1.59303.57=0.01372YFa2YSa2F2=2.186×1.860.01635大齿轮的数值大。2） 设计计算m32×1.397×451.128×1031×252×0.01635 mm=3.21 mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取

20、由弯曲强度酸的的模数3.21并就近圆整为标准值m=4 mm，按按接触强度算得的分度圆直径d1=65.890 mm，算出小齿轮齿数z1=d1m=95.9964=23.99924大齿轮齿数z2=3.87×24=92.88，取 z2=93。 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。（4）几何尺寸计算1）计算分度圆直径d1=z1m=24×4=96 mmd2=z2m=93×4=372 mm2） 计算中心距a=d1+d22=96+3722 mm=234 mm3) 计算齿轮宽度b=d×d1=1×96

21、 mm=96 mm取 B2=96 mm，B1=100 mm。（5）主要参数列表计算项目计算结果传动比3.87压力角n=20°模数m32×1.397×451.128×1031×252×0.01635 mm=3.21 mm就近圆整为标准值m=4 mm齿数z1=d1m=95.996424大齿轮齿数z2=3.87×24=92.88，取 z2=93分度圆直径dd1=z1m=24×4=96 mmd2=z2m=93×4=372 mm中心距aa=d1+d22=96+3722 mm=234 mm齿宽B2=96 mmB1=1

22、00 mm5.3 高速级（1）选小齿轮齿数z1=25,大齿轮齿数z2=3.87×25=96.75 取z2=97。（2）按齿面接触强度设计由设计计算公式（10-9a）进行试算，即d1t2.323KT1d×u±1uZEH24) 确定公式内的各计算数值8 试选载荷系数Kt=1.39 小齿轮传递的转矩T1=122.618N·m10 由表10-7选取齿宽系数d=111 由表10-6查的材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa12 由图10-21d按齿面硬度差得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600 MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550 MPa。1

23、3 由式10-13计算应力循环次数。N1=60n1jLh=60×480×1×8×300×10=6.912×108 N2=6.912×10843.87=1.786×10814 由图10-19取接触疲劳寿命系数 KHN1=1.02； KHN2=1.078 计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得 H1=KHN1Hlim1S=1.02×600 MPa=612 MPa H2=KHN2Hlim2S=1.07×550 MPa=588.5 MPa5) 计算1 试算小齿轮分度

24、圆直径d1t,带入H中较小的值。d1t2.323KT1d×u±1uZEH2 =2.3231.3×122.618×1031×4.873.87189.8588.52 mm=63.869 mm2 计算圆周速度v。v=d1tn160×1000=×63.869×48060×1000ms=1.61ms3 计算齿宽b。 b=d×d1t=1×63.869 mm=63.869 mm4 计算齿宽与齿高之比 bh。模数 mt=d1tz1=63.86925 mm=2.555mm齿高 h=2.25mt=2.25

25、×2.555 mm=5.75 mm bh=63.8695.75=11.118 计算载荷系数。根据 v=1.61ms ，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.03；直齿轮， KH= KF=1；由表10-2查得使用系数 KA=1；由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，KH=1.430。由 bh=11.11， KH=1.43查图10-13得KF=1.37；故载荷系数 K= KAKvKHKH=1×1.03×1×1.430=1.4739 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得 d1=d1t3KKt=63.869

26、31.4731.3=66.584 mm10 计算模数m。m=d1z1=66.58425=2.663 mm，（3）按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为 m32KT1dZ12YFaYSaF3） 确定公式内的各计算数值1 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500 MPa；大齿轮的弯曲强度极限 FE1=380 MPa2 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.85，KFN1=0.88；3 计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得F1=KFN1FE1S=0.85×5001.4 MPa=303.57 MPaF2=KFN

27、2FE2S=0.88×3801.4 MPa=238.86 MPa8 计算载荷系数K。K= KAKvKFKF=1×1.03×1×1.37=1.411。9 查取齿形系数。由表10-5查得 YFa1=2.62；YFa2=2.186。10 查取应力校正系数。由表10-5查得 YSa1=1.59；YSa2=1.787。11 计算大、小齿轮的 YFaYSaF并加以比较。YFa1YSa1F1=2.62×1.59303.57=0.01372YFa2YSa2F2=2.186×1.860.01635大齿轮的数值大。4） 设计计算m32×1.41

28、1×122.618×1031×252×0.01635 mm=2.084 mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数2.084并就近圆整为标准值m=2.5 mm，按接触强度算得的分度圆直径d1=66.584 mm，算出小齿轮齿数z1=d1m=66.5842.5=26.63427大齿轮齿数z2=3.87×27=104.49，取 z2=104。 这样设计出的

29、齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。（4）几何尺寸计算1）计算分度圆直径d1=z1m=27×2.5=67.5 mmd2=z2m=104×2.5=260 mm2） 计算中心距a=d1+d22=67.5+2602 mm=163.75 mm6) 计算齿轮宽度b=d×d1=1×67.5 mm=67.5 mm取 B2=67.5 mm，B1=70 mm。（5）主要参数列表计算项目计算结果传动比3.87压力角n=20°模数m32×1.411×122.618×1031×

30、252×0.01635 mm=2.084 mm就近圆整为标准值m=2.5 mm齿数z1=d1m=66.5842.5=26.63427 z2=3.87×27=104.49，取 z2=104分度圆直径dd1=z1m=27×2.5=67.5 mmd2=z2m=104×2.5=260 mm中心距aa=d1+d22=67.5+2602 mm=163.75 mm齿宽B2=67.5 mm，B1=70 mm六、轴的设计6.1高速轴的设计计算1、求出输出轴上的功率，由前面所求的数据可知I轴上=6.163KW, =480r/min, =122.618N·m2、求作

31、用在小齿轮上的力求得高速轴上小齿轮的分度圆直径d1=z1m=96 mm则有：圆周力Ft=2T1d1=2×122.618×10396N=2554.54N径向力： Fr=Fttann=2554.54×tan20°=929.78N3、 初步确定轴的最小直径现初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理。经查阅资料选取取，则有： dmin=A03P1n1=115×36.=26.93mm27mm根据带轮的相关参数规定初定大带宽度B=1.6×27=43.2mm4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案如下 图（1）（2） 将最小直径段与

32、带轮配合，即图中AB段， dA-B=27mm，为轴向定位带轮该段右端有一轴肩，所以取dB-C=33mm。带轮左端用轴端挡圈定位，带轮宽B=43.2mm,为了使左端挡圈只压在带轮上而不压在轴端，需要轴略短一点，取lA-B=42mm。 (3) 初选轴承 因轴承受到径向力作用，选用深沟球轴承，参照工作要求并根据dB-C=33mm，查阅轴承相关资料初步选取深沟球轴承6007，其尺寸为：小径*大径*宽度=d×D×B=35mm×62mm×14mm 则有dB-C=dF-G=35mm 和 lB-C=lF-G=14mm 查得6007型轴承的定位轴肩高度h=3mm，因此取d

33、C-D=41mm(4) 安装齿轮处的轴端D-E的直dE-F=41mm径;齿轮的右端采用套筒定位，由求得的小齿轮的轮毂宽度为96mm，为了使套筒端面压紧齿轮端面取lE-F=94,齿轮的左端采用轴肩定位，根据轴肩高度h>0.07d,取h=4mm,则可知轴环处的直径dD-E=49mm,轴环的宽度b>1.4h,取lD-E=8mm(5) F-G段安装轴套与轴承，所以dF-G=35mm，取齿轮右端面与减速箱壁的距离为16mm，则 lF-G=14+16=30mm。（6） 轴上零件的周向定位 齿轮、带轮与轴的周向定位均采用平键，根据dE-F=41mm由表6-1查得平键截面b×h×

34、;L=12mm×8mm×80mm,键槽用铣刀加工，长为mm，为了保证轴与带轮轮毂有良好的对中性，选择其配合为，带轮与轴的连接，选择平键b×h×L=8mm×7mm×36mm, 选择其配合为，轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为.6.2中间轴的设计计算(算法同高速轴)1、求出输出轴上的功率p2，n2，T2由前面所求的数据可知I轴上p2=5.859KW, n2=124.03r/min, T2=451.128N·m2、求作用在小齿轮上的力求得中间轴上小齿轮的分度圆直径d1=z1m=67.5 mm则有：圆周

35、力Ft=2T2d2=2×451.128×10367.5N=13366.8N径向力： Fr=Fttann=13366.8×tan20°=4865.1N4、 初步确定轴的最小直径现初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理。经查阅资料选取取，则有： dmin=A03P2n2=115×35.03=41.57mm42mm4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案如下 图（1）（2） 将最小直径段与带轮配合，即图中AB段， dA-B=27mm，为轴向定位带轮该段右端有一轴肩，所以取dB-C=33mm。带轮左端用轴端挡圈定位，带轮宽B=43.2

36、mm,为了使左端挡圈只压在带轮上而不压在轴端，需要轴略短一点，取lA-B=42mm。 (3) 初选轴承 因轴承受到径向力作用，选用深沟球轴承，参照工作要求并根据dB-C=33mm，查阅轴承相关资料初步选取深沟球轴承6007，其尺寸为：小径*大径*宽度=d×D×B=35mm×62mm×14mm 则有dB-C=dF-G=35mm 和 lB-C=lF-G=14mm 查得6007型轴承的定位轴肩高度h=3mm，因此取dC-D=41mm(4) 安装齿轮处的轴端D-E的直dE-F=41mm径;齿轮的右端采用套筒定位，由求得的小齿轮的轮毂宽度为96mm，为了使套筒端面

37、压紧齿轮端面取lE-F=94,齿轮的左端采用轴肩定位，根据轴肩高度h>0.07d,取h=4mm,则可知轴环处的直径dD-E=49mm,轴环的宽度b>1.4h,取lD-E=8mm(5) F-G段安装轴套与轴承，所以dF-G=35mm，取齿轮右端面与减速箱壁的距离为16mm，则 lF-G=14+16=30mm。（6） 轴上零件的周向定位 齿轮、带轮与轴的周向定位均采用平键，根据dE-F=41mm由表6-1查得平键截面b×h×L=12mm×8mm×80mm,键槽用铣刀加工，长为mm，为了保证轴与带轮轮毂有良好的对中性，选择其配合为，带轮与轴的连接，

38、选择平键b×h×L=8mm×7mm×36mm, 选择其配合为，轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为.四、总结4.1机构设计原理1、机械设计的目的：1）培养综合运用所学的理论知识与实践技能，树立正确的设计思想，掌握机械设计的一般方法和规律，提高机械设计的能力。2）通过设计实践，熟悉设计过程，学会准确使用资料，设计计算，分析设计结果，绘制图样，在机械设计基本技能的运用上得到训练。3）在课余时间，提供一个较为充分的设计空间，使在巩固所学知识的同时，强化创新意识，在设计实践中深刻领会机械设计的内涵。2、机械设计的步骤：1）设计准备：明确设计任务，设计要求，工作条件，针对设计任务和要求进行分析调研，查阅有关资料，参观现场实物。2）方案设计： 根据分析调研结果，