课程设计作业-说明书

一、设计任务 二、传动方案的拟 三、电的选 四、传动系统的运动和动力参 五、传动零件的设计计 1、V带传动设计 2、齿轮传动设计 3、轴的设计与校核 六、滚动轴承的选择和计 1、高速（输入）轴轴承的选 2、中间轴轴承的选 3、输出轴轴承的选 七、键和联轴器的选 1、键的选 2、联轴器的选择 八、器机体各部分结构尺 九、润滑和密封形式的选 1、二级齿轮的润 2、滚动轴承的润 3、密封形式的选 十、其他技术说 参考文 一一、设计任务2—传动装置3—床身4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（前使用状况5380/220V，电机单向转动，10300163年。公称搓动力：10KN；生产率：24件/min。完成搓丝机传动装置总体方案的设计与论证，绘制总体设计原理方完成主要传动装置的结构完成装配图一张（A0）,零件图两张（A3编写设计说明书二、传动方案的拟件3由器输出轴驱动旋转，同时带动杆2，杆2通过转动副带动滑块5做水平往复运足条件，另外，极位夹角为：三、电的选按工作条件和要求，选用一般用途的Y系列全封闭自扇冷式三相异步电，电压380/220V；vt

0.272m/s

Fv2.72 12 45其中：1=0.96（V带传动效率 2=0.99（滚动轴承效率3=0.97（闭式齿轮传动效率，4=0.97（滑块滑动效率，5=0.99（转动副效率

Fv 选额定功率为4Kw的电机。因为生产率为24件/min，因此要求执行机构的来回运动速度（即电机通过器的输出转速）nw24r/min；又因为V带传动比为2~4，二级圆柱齿轮的比为8~40，则总传动比为id16~160 i'

Fv2.72Kw根据以上计算，在相关手册中查阅符合条件的电机，选用的电机类型为：Y112M-；d4Kw，满载转速or/n。四、传动系统的运动和动力参a ia

1440r/

24r/取V带的传动比为：i130，故二级齿 器传动比

ia20比为：i214.444，第二级 0轴（电轴P03.264KW,

9550n

21.65Nm0P1

480r/min,

9550P162.33N；；P2

233.009KW,n21

106.67r/T9550n2n2

269.39NmP3P2322.89KW,n324r/T9550n3n3

1149.98Nm总效率：3220.831234功率 /转矩 传动效率轴3123功率 /转矩 传动效率轴3123五、传动零件的设计计1、V带传动设计算项计算功V带型大带轮直小带轮转计算内由表31-7取KA1.2P，PCKA； n1 (1d2 vddd160dd190mm,Podd2267.3mm，取v6.79m/ （符合要求计算项计算内0.55（dd1dd2）a2(dd1dd2 L2a ) d d 0Laa0 21800dd1dd2 po1.07Kw,Po0.17Kw,K 1.01,ZPc F500Pc(2.51) 其中l 2ZFsin 中心距196.35a取，a基准长度Ld=1800mm实际中心包163.445o,1V带根取Z=4初拉力Fo压轴FQ1037.0962、齿轮传动设、一级齿计算项计算内计算结计算项计算内计算结初步计转矩T9.55106 1T161.71N齿宽系B-1，取dd接触疲劳极限HHlim1Hllim2初步计算需用接应力HP!0.9Hlim10.9HP20.9Hllim20.9HP!HP2AdB-114A756dAd动载荷系数KK初步计算小齿轮直（闭式软齿面）dA KT1u d d75631.561.714.4441 取d1初步齿宽bdb校核计圆周速vd1n1 56480601000 601000精度等8z1z2i21z1119.998z一般z1与z2应取为互质z127，z2模数i119/27和螺旋4.4444.41/4.444mtd1/z156/27mtd2mtz22.074119d29.3-4取mnmnarccosmn 使用系27-7KA动载系由KV分配系Ft2T1FtKAFt1.5220453.67N/mm KAFt100N/mm8KH分布系 b AB（）20.61 C103 d 161.6 61.61.170.16 0.61103 KH区域系由图27-18ZHZH弹性系由表27-15ZE189.8ZE189.8 tan20 cos arccosdb1arccod1costat sd a1 55.9982 arccosdb2arccod2costat sd a a2 246.8062 由于无变位，端面啮合角 t at taaz tan 11 t z2tanat2tant bsin61.6sin nZ 2.595Z螺旋角数Z cosZSHlim总工作时间th10300thNL160 （单向运转取1 2.8NL2 L1 NL11.3810 系数ZNT由图2-27查ZN1许用接ZN2应ZW1ZW2 1.2HB2W W ZX27-18ZX1ZX2ZL1ZL2ZR1ZR2ZV1ZV2 HlimZNTZLZVZRZWZX H 778.57N/mm 711.58N/mmHP验 ZZZ KK Ftu E Hd 1659.9N/mmHminHP1,中心ad1i1/2取整a螺旋cos1mn(Z1Z2cos12(272端面模mm/cos2/ mt分度圆径dmnz/cosd155.4795mmd2244.5206mm齿bdb267mm齿根弯曲疲劳强度验齿形系 z/cos327/cos313.2615V z/cos3119/cos313.2615V YFa1YFa2应力修系数YSa1YSa2螺旋角Y数Y分布系b/h61.6/2.252KF试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限F 300N/ 270N/FlimSFminYX1YX2YNT1YNT2由表27-17查最小安全系数SF由图27-18确定尺寸系数 系数YST1YST2YVrelT1YVrelT2另外取YRrelT1YRrelT2 FlimYSTYNTYVrelTYRrelTYX F 408N/ 393.12N/FP验 KK YYY Fb FaSa 179.57N/mmF2169.82N/2FP合（5）结：齿轮尺寸列 压力n螺旋角分度圆直径d1d2齿顶高hhm1 2齿根 hm1.25 齿顶间C0.25m0.25d齿根圆直径df1d1df2d2df1df1a1dd 齿宽b2bdb1b5~b1b2齿顶圆直da1d1da2d2da158.4795mmda2248.5206mm材料及精度等级的选择同第一级齿轮，小齿轮用40Cr，调质处理，硬度为HB=241~286，平均取为260HB，大齿轮用45号钢，调质处理，硬度HB=229~286，平均取240HB，精度等级选为8级。计算项计算内计算结初步计转矩T9.55106 1T1282.39N齿宽系B-1，取dd接触疲劳极限HHlim1Hllim2初步计算需用接触应力HP!0.9Hlim10.9HP20.9Hllim20.9HP!HP2AdB-114A756dAd动载荷系数KK初步计算小齿轮直（闭式软齿面）dA d d75631.5282.394.511.1522 取d1初步齿宽bdb校核计圆周速v 60601000v0.531m/精度等8z1z2i22z1136.015一般z1与z2应取为互质z130，z2模数i137/304.5474.5/4.5和螺旋mtd1/z193/30mtd2mtz23.1137d29.3-4取mnmnarccosmnarccos 使用系27-7KA动载系由KV分配系Ft2T1FtKAFt1.5607386.26N/mm KAFt100N/mm8KH分布系 b AB（）20.61C103 d 1105.6 105.61.170.16 0.6 0.6110393 93KH区域系由图27-18ZHZH弹性系由表27-15ZE189.8ZE189.8 tan20 cos arccosdb1arccod1costat d sd2h a1arccos93cos20.6114 933 arccosdb2arccod2costat sd a a2 424.72 由于无变位，端面啮合角 z tan 11 t z2tanat2tant bsin105.6sin nZ t at t4.23Z系Z cosZaa总工作时间th10300SHlimthNL160 （单向运转取1 NL NL13..1210 系数ZNT由图2-27查ZN1ZN2 1.2HB2W W ZW1ZW2ZX27-18ZX1ZX2ZL1ZL2ZR1ZR2ZV1ZV2 HlimZNTZLZVZRZWZX H 801.7N/mm 717.9N/mmHP验 ZZZ KK Ftu E Hd 1658.9N/mmHminHP1,中心ad1i1/2取整a螺旋cos1mn(Z1Z2cos12(302端面模mm/cos2/ mtdmnz/cosd194.4132mmd2426.5869mm直齿bdb2112mm齿根弯曲疲劳强度验数YFa z/cos327/cos315.5362 z/cos3119/cos315.5362 YFa1YFa2应力修系数YSa1YSa2螺旋角Y数Y分布系b/h105.6/32KF试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限Flim由表27-17查最小安全系数SFmin由图27-18确定尺寸系数YX27-32确定弯曲系数YST1YST2YVrelT1YVrelT2另外取YRrelT1YRrelT2 FlimYSTYNTYVrelTYRrelTYX F 300N/ 270N/FlimSFminYX1YX2YNT1YNT2 456N/mm 433.2N/mmFP验 KK YYY Fb FaSa 199.8N/mmF2186.8N/2FP合（5）结：齿轮尺寸列 压力n螺旋角分度圆直dd1d2齿顶高hhm1 3齿根 hm1.25 齿顶间C0.25m0.25齿根圆直ddf1d1df2d2df1df1a1dd 齿宽b2bdb1b1b5~b2齿顶圆直da1d1da2d2da199.4132mmda2432.5869mm3、轴的设计与校核计算项计算内计算结材料的选为45号钢，正火处理，硬度材料系估算轴dC3P11533.13321.492mm 取dmin所受转T161.71N齿轮圆周 2T12246 1Ft1齿轮径力tan tanFF n2246 832 cos cos13.2615Fr1齿轮轴力Fa1Ft1tanFa1轴受力垂直面反F107F184F55.4795F(184 d1F246F62F(107184a1 FbvFav1629竖直面内收力Ft1184Fbh(184Fbh(18462)Ft1Fbh1649Fah垂直面弯矩弯矩弯 M Ma110959NmmMc1102140NMc2103198N转矩TT362330N用法由表16.3中求 1b55MPa,1b1b55 计算当量弯M' M2(T)Mec116700N校 Me M 0.1d计算项计算内计算结材料的选为45号钢，正火处理，硬度材料系估算轴dC3P 3.009 3 取d2min所受转齿轮圆周 2T22183t 2Ft2齿轮径力tan tan F n2183 824N cos cos13.2615Fr2齿轮轴力Fa2Ft2tanFa2轴受力垂直面反F85F93.4132F185F246.806Fr F248F93.4132F163F63F a r Fav1627竖直面内收力Ft285Ft1(85100)FdhFah248Ft163Ft2FdhFah3202垂直面弯矩弯矩弯矩计M M2M Mc1160660NmmMc287883N转矩TT3269000N应力校正系用法由表16.3中求 1b55MPa,1b1b55 计算当量弯M' M2(T)Meb378919N校 M M 0.1db41.58MPa计算项计算内计算结材料的选为45号钢，正火处理，硬度材料系估算轴dC3P 2.890 3 取d3min所受转齿轮圆周 2T35392t 3齿轮径向tan tan F n5392 cos cos13.2615Fr32037齿轮轴向轴受力垂直面反F88F254Fr F254F166F r FcvFav竖直面内收力Fah254Ft3Fch254Ft3Fah3524Fch垂直面弯矩弯矩弯矩计M M2M Mb1384861N转矩应力校正系用法由表16.3中求 1b55MPa,1b1b55 计算当量弯M' M2(T)Meb741273N校需用弯曲应力为1b M M 0.1d六、滚动轴承的选择和计1、高速（输入）轴轴承承，按轴径初选2尺寸系列的角接触球轴承7207C。下面进行校核：计算目计算内计算结轴承主要性d=30mm,D=62mm,B=16mm,C0r15000NC0r15000轴承受力分轴承受力情F2F2 F2F2 FarFbr 1.251720.9tan15oB端为紧端，则确定紧 1.251666.3tan15oFa1Fa2Fs1FaXY由表18.7Fa2C0r0.0737e2Fa2FrXY冲击荷系fdPfdXFrYFa且P116670C r P（球轴承L10h轴承命L10h2、中间轴轴承计算目计算内计算目计算内计算结轴承主要性d=45mm,D=85mm,B=19mm,C0r28500NC0r轴承受力分轴承受力情 F2F2 F2F2 FarFbr 1.253591.6tan15o 1.251356tan15o F F s B端为紧端，则确定紧Fa11203NFa22193N由表18.7Fa1C0r0.042eX确定A端XY1Fa1Y冲击荷系fdA端轴承当PfdXFrYFa确定B端X由表18.7Fa2C0r0.077e2XYFrYB端轴承当量载PXFrYFaP2116670C r P（球轴承L10h轴承命L10h3、输出轴轴承计算目计算内计算目计算内计算结轴承主要性d=70mm,D=125mm,B=24mm,C0r60000NC0r轴承受力分轴承受力情 F2F2 F2F2 FarFbr确定紧 1.254373.4tan15o 1.251948tan15oNAFa12151.5NFa2652.5N F s 确定A端X、Y值由表18.7Fa1C0r0.0358e1Fa1XY冲击荷系fdA端轴承当PfdXFrYFa确定B端X、Y值由表18.7Fa2C0r0.011e2Fa2e rXYB端轴承当量载PfdXFrYFaP2116670C r P（球轴承L10h17520h七、键和联轴器的选1、键的选计算项计算项计算内（1）高速轴（输入轴）与带轮连接键的选择和校键的选择和参静联接d=25mm878T62.3