平板搓丝机、两级齿轮减速、V带传动 课题设计

第3题平板搓丝机的执行机构综合与传动装置设计一课程设计题目二、 设计数据与要求错误！未定义书签。三、 设计任务四、 机构的尺寸设计五、 机构运动简图六、 滑块的速度、位移变化曲线七、 曲柄所需的驱动力矩八、 确定电动机的功率与转速九、 确定曲柄轴上的飞轮转动惯量十、确定减速系统中各零部件的尺寸1、 V带传动2、 低速级齿轮传动3、 高速级齿轮传动4、 轴的设计与校核十一、图纸1、 减速传动系统装配图2、 齿轮零件图3、 轴的零件图十二、设计心得十三、参考文献一、设计题目图8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8平板搓丝机结构示意图二、设计数据与要求平板搓丝机设计数据如表3所示。表3平板搓丝机设计数据分组最大加工直径(mm)最大加工长度(mm)滑块行程(mm)搓丝动力(kN)生产率(件/min)18160300~320840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。三、设计任务针对图8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；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；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；确定电动机的功率与转速；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；设计减速传动系统中各零部件的结构尺寸；绘制减速传动系统的装配图和齿轮、轴的零件图；编写课程设计说明书。

四、机构的尺寸设计滑块行程300〜320,可以初设曲柄AB=150mm，结合平板搓丝机结构示意图、后期尺寸计算与设计、查阅资料，可以确定其余尺寸，如下图所示五、机构运动简图分析机构运动简图，其中V=3^RA可得至qV^=628mm/s.V2=V2+V2V=Vr'6282-V2V求积分，得到S=i+VyVdt=^++^yC C _VyC~Vy6282-V2+6282\y2V

arcsiny+C

628Vye(-62682)。8通过solidworks对运动进行仿真，可得到具体的变化曲线如下。六、滑块的速度、位移、加速度变化曲线平动位移-X-涓块eg终1272119910539800.00 1.00 2.00 3.00 4.005.00

时间(sec)6.00 7.00 8.001272119910539800.00 1.00 2.00 3.00 4.005.00

时间(sec)6.00 7.00 8.009.00 10.00滑块的速度变化曲线（1）质心速度-X-滑块C最终-121-291-6030.00 1.00 2.007.00 8.004.00 5.00 6.00时间(sec)21-291-6030.00 1.00 2.007.00 8.004.00 5.00 6.00时间(sec)9.00 10.00滑块的位移变化曲线（2）38123B22号田琵£-467-1762-30571.009.008.007.006.004.0038123B22号田琵£-467-1762-30571.009.008.007.006.004.003.002.000.005.00

时间(sec)10.00滑块的加速度变化曲线（3）七、分析曲柄所受的驱动力矩图2分析：①当曲柄AB经AB?逆时针转到AB1时，滑块C向左运动，受到搓丝阻力f1=8kN人由8逐渐变化到。.2 1 1易知sin8=eXC-ABsinpeXC-ABY=AB•sinosiny=(Y+e)/(X-X)X=AB•coS0=«•to=2n/T=Y=AB•sino此时驱动力矩M1=F1•AB其中F=fco^有M=fcosX•150•sinZABC其中sin/ABC=sinZABX•cos/XBC+sin/XBC•cosZABX=cos0sinX+sin0cosX =sin(0+y)结合以上各式即可求得M1（表达式太变态了，懒得输进来）同样的方法可以求得当曲柄AB经AB逆时针转到时AB所受驱动力矩M2 2八、确定电动机的功率与转速选用Y系列三相异步电动机确定工作机所需功率PW考虑曲柄在传动过程中会受到阻力与受到穿东莞效率的影响，初定工作机所需克服的阻力略大于搓丝机所受的阻力F=9kN；v=vB=0.628m/s；工作机效率取门=0.95；求得工作机所需功率P=Fw^vw=5.95kWw1000Hw确定电动机同步转速〃电动机2曲柄•'总=40(2~5)v带传动比(8~40)两级齿轮减速传动比=40X3X25=3000r/min确定电动机输出功率P、额定功率PmP=P/门门=门.门2.门3.门0w bgrc查资料可以得到V带传动效率门b=0.95；齿轮啮合效率门g=0.97；滚动轴承效率门r=0.99；联轴器效率门=0.99求得P=5.95/0.86=6.92kW0P=(1〜1.3)P=(6.92〜8.99)kW取P=7.5kW；继而确定电动机型号为Y132S2-2九、确定各级传动装置传动比、各轴转速、输入功率、输入转矩n2900①传动装置总传动比匕广w=72.5②取v②取v带传动比■=4b两级齿轮减速传动比两级齿轮减速传动比P=18.1251 2因为，=(1.22〜P=18.1251 2因为，=(1.22〜1.4)，1 2取z'=1.3?1 2=4.85i=3.732各轴转速各轴转速n―n―tft-竺2=725,/min429°°_=i49-/min4x4.85nin2900=40r/minin4x4.85x3.73各轴输入功率PIpnpnlP*r|=6.92x0.99=6.85W0cPIpnpnl=P*r|•门=6.85x0.99x0.97=6.58WIrg=P*r|*r|=6.58x0.99x0.97=6.32Wnrg各轴输入转矩TOC\o"1-5"\h\zT=9.55x106xi=9x1042V»mmi niPT=9.55x106x—=4.2x105A^«mmn nniPT=9.55x106x—=1.5x106m nini十、确定曲柄轴上的飞轮转动惯量之前已经求得曲柄的驱动力矩，由于曲柄与飞轮安装在同一轴上，所以曲柄所受的力矩与飞轮所受力矩一样大，考虑驱动力矩为一变化的值，设计飞轮时以受到的最大驱动力矩为标准设计。由质点系对轴的角动量定理有L=jMdt又L=Jw即可以求得飞轮转动惯量J（这种求法应该有问题，但是题目没有给出速度不均匀系数，即使我对飞轮所受力矩进行每10°求值最后根据能量公式来转换计算，也求不出来，所以，你懂得。。。。）十一、确定减速系统中各零部件的尺寸1、V带传动V带设计功率P=KAXP=1.2X7.5=9kW确定带型 由P/n1(小带轮转速)可以选定截型为B型的V带确定传动比大小带轮转速前面已经取定传动比i=3;由，=氏=华=3；n=2900r/minnd 12 1得到n=967r/min2确定小带轮最小基准直径查表选定125<d1<200(mm)取《=150确定大带轮最小基准直径由d=i•d•(1—&)其中&=0.01〜0.02TOC\o"1-5"\h\z2 1计算出d=445mm确定带速V=nd1n1=22.765m/s<v=25〜30m/s60X1000 max初定中心距0.7(d+d)<a<2(d+d)取a=1.2(d+d)=714mm2 1 0 2 1 0 2 1确定基准长度L=2a+n(d+d)/2+(d22d22=2392mm0 021 4a0查V带基准长度系列取L=2500mm确定实际中心距a=a0+(L-L0)/2=768mm确定小带轮包角 =180°-(d2-d)x57.3/a=158。2、高速级齿轮传动确定齿轮啮合类型 由图可以看出采用的是直齿圆柱齿轮、硬齿面闭式传动；因为工作机转速40r/min 转速不高，故选用8级精度；确定材料小齿轮20CrMnTi（渗碳淬火）硬度56~62HRC大齿轮20Cr（渗碳淬火）硬度56~62HRC确定设计方案因为采用的是硬齿面闭式传动，所以按齿根弯曲强度设计，齿面接触疲劳强度校核。设计查表知小齿轮弯曲疲劳强度极限。fiimi=850Mpa大齿轮弯曲疲劳强度极限。f响=850Mpa因为一般工业齿轮传动，采用一般可靠度，故选安全系数MSFT.25；因为硬齿面闭式传动，为提高轮齿弯曲强度，应取较小齿数与较大模数，所以取十18，Z2=〈•彳=4.85x18=87.3w87因为bf广。f2=bf「JSf=850+1.25=680MPa查《机械设计基础》13-6得齿形系数Y/2.91七=1.53（小齿轮） YFa2=2.20 七2=1.78（大齿轮）查表13-3得载荷系数K=1.5比较大小齿轮的Yf*，计算后知小齿轮大，故对小齿轮进行弯曲强度计算。F查表选择宽度系数'd=0.6=2.09继而得到分度圆直径D=继而得到分度圆直径D=Z•m=54mmD=Z•m=261mm==157.5mm中心距齿宽b=8•D=32.4mm取b=34mmb=40mm；⑥校核b=Z•Z•：2•K•T•也=541~667MPa<In ]/S=1364MPaHEH«b•D2 U HlimminH满足要求。

3、确定低速级齿轮传动确定齿轮啮合类型 由图可以看出采用的是直齿圆柱齿轮、硬齿面闭式传动；选用8级精度；确定材料小齿轮40Cr（表面淬火）硬度48-55HRC大齿轮45钢（表面淬火）硬度40~50HRC确定设计方案因为采用的是硬齿面闭式传动，所以按齿根弯曲强度设计，齿面接触疲劳强度校核。设计查表知小齿轮弯曲疲劳强度极限。fiimi=700~740Mpa；（720MPa）接触疲劳强度极限。 =1150~1210MPa；（10Ma）Hlim大齿轮弯曲疲劳强度极限。 =680~700Mpa；（690MPa）Flim2接触疲劳强度极限。由皿=1120~1150MPa（11M）因为一般工业齿轮传动，采用一般可靠度，故选安全系数msf=1-25；因为硬齿面闭式传动，为提高轮齿弯曲强度，应取较小齿数与较大模数，所以取十18，Z2=〈•彳=3.73x18=67.14；查《机械设计基础》13-6得齿形系数Y广2.91七=1.53（小齿轮）Y/2.24 七2=1.75 （大齿轮）查表13-3得载荷系数K=1.5比较大小齿轮的上.*，计算后知小齿轮大，故对小齿轮进行弯曲强度计算。F查表选择宽度系数'd=0.6=3.686继而得到分度圆直径中心距a=D1+D1 2=170mmD=Z•m=72mmD=Z•m=继而得到分度圆直径中心距a=D1+D1 2=170mmb=50mm；1齿宽b=4•D=43.2mm取b=44mmb=50mm；1⑥校核Q=Z•Z•：2•K•T•也=722-950MPa<In ]/S=1036MPaHEH*b•D2 U HlimminH满足要求。4、轴的设计与校