北航机械设计课程设计说明书Word格式.docx
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/（件/min）
10
160
320~340
9
32
二拟定传动方案
根据系统要求可知：
滑块每分钟要往复运动32次，所以机构系统的原动件的转速应为32r/mino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T往复直线运动。
根据上述要求，有以下几种备选方案，在所有方案中齿轮1、2可看作传动部分的最后一级齿轮。
方案一:
方案一采用了曲柄滑块机构，曲柄长度仅为滑块行程的一半，故机构尺寸较小，结构简洁。
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。
方案二采用凸轮机构，该机构随能满足运动规律，然而系统要求的滑块行
程为320〜340mm,因而凸轮的径向尺寸较大，于是其所需要的运动空间也较大，同时很难保证运动速度的平稳性。
综合分析可知：
方案一最为可行，应当选择曲柄滑块机构实现运动规律。
整个搓丝机由电动机、带传动、二级减速器、曲柄滑块机构、最终执行机构组成。
三传动装置设计
1机构初步设计
采用同轴式的主要优点是结构长度较小，两对齿轮的吃油深度可大致相等，利于润滑等。
曲柄长取滑块行程的一半，即160mm,初取箱体浸油深度为50mm,箱体底座厚30mm,初取滑块所在导轨厚度为60mm,连杆与滑块接触点距导轨高为30mm,则可大致得出减速器中心轴的高度为160+50+30二230mm,曲柄滑块机构的偏心距e二170mm,考虑到留下足够的空间防止减速器箱体与滑块干涉接触，初取连杆长度为1000mm,此时可以计算出急回特性为，传动平稳。
滑块行程约为325mmo
2设计参数
（1）工作机输出功率计算:
已知水平搓丝力大小为9KN,生产率为32件/min,则滑块需要功率为
F•2nr
P的出_t
9X2XnX160X10'
3
二砺kW二4.825RW
又滑块效率为，较链效率为，带传动效率，齿轮传动效率，轴承效率，则
^0=x0.95?
XXX=
电动机所需实际功率为
二卩输出二
4.852
0.6698二7204kW
要求Ped略大于Pd,则选用Y系列电动机，额定功率
（2）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
电动机转速可选范围为：
nd=i*nw=384-3840r/min
可知电动机应选型号为Y132M—4,同步转速1500r/min,满载转速为1440r/min
（3）总传动比i=nn/nw=1440/32=45
初步取带轮传动比则减速器传动比i2=i/人二18
取两级圆柱齿轮减速器高速级传动比
i12=i23二\'
-4.2426
取⑴=4.2i23=4.3
（4）各轴转速
n（）=nm=1440r/mjn
rii二n0/i!
二576r/min
n2二ni/i12二137.14r/min
n3二n2/i23二31.89r/min
（5）各轴输入功率
Po二Pd二7.20kW
Pi二PdXt］带=7.2X0.96=6.90kW
P2=P!
Xti承X打齿=6.9X0.99X0.97=6.64kW
P3=P2Xii承XT）齿=6.64X0.99X0.97=6.37kW
（6）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
To=9550Pd/nm=47.75N・m
T1=9550P/ni=114.40N・m
T2=9550P2/n2=462.39N・m
T3=9550P3/n3=1907.6N・m
轴
输入功
输出功
输入转矩
输出转
转速
传动
效率
率
矩
比
电机
1440r/min
高速
576r/min
中间
min
四带传动主要参数及几何尺寸计算
注：
以下计算过程中所用图表均出自《机械设计基础下册（第2版）》（吴瑞祥王之标郭卫东刘静华主编）。
计算项目
计算内容
计算结果
确定计算功率
由表31-7
由公式Pc=kA•P=1.1X7.2kW=7.92kW
kA=1.1
Pc=7.92kW
选取带型
由图31-15
选用A带
选
取小带轮直径
由表31-3
dd1=125mm
大带轮直径
dj2二iXddi二2.5X125mm二312.5mm
dd2二312.5mm
小
带
I=nd^nv'
60X1000
vi二9.424m/s
轮带速
初
选中心距
0.55（de+dd2）WW2（dj-j+dd2）
=»
240.625mmWW875mm
初选a。
=800mm
初步基准长度
Ld
「cn（.1、（ddi-dd2）2
Ld一2a（）+£
©
di+dd2）+4
Ld二2298.2mm
由表31-2
Ld二2240mm
基
准长度
实
（Ld-L：
）
aaa。
+2二770.9mm
际
a二770.9mm
中
务上"
3q—0.01SL^二766・4mm
选取a
二775mm
心
二3q+0.03Lj二867.2mm
距
a1=180-20180-—~~—X57.3°
a
a1二
166.14°
>
120°
轮
包
角
由表31-3求额定功率P°
Po=1
.93kW
的根
由表31-4的基本额定功率增量AP。
△P°
二
0.17kW
数
由表31-9取包角系数5
ka=0.97
由表31-2取长度系数&
kL=1.06
z二Pc/（P0+AP0）kakL
z二3.7
的
取z二4
拉
力
由表31-1取PI二°
・〔°
初压力：
Fo=159.5N
压
F«
=500vPz（kQ-1）+p"
ai
Fq二1266.7N
Fq-2zF0sin2
五齿轮传动设计计算
1低速级
材料选取：
小齿轮使用40Cr,调质处理，硬度241-286HBS;
大齿轮使用45钢,
调质处理，硬度217-255HBS;
精度等级均为8级
算计算内容计算结果
）初步计算
h=462.3N•m
叭二12
°
hi讪=710MPa
Hlim2二580MPa
宽由表27-11
触由表27-14
劳
限
0HP1二0・9OHIind
HP2二°
・9°
Hlim2
aHP1二639MPa
oHp?
二522MPa
由表B1,估计B=14
Ad二756
K二1.4
i+1
7二756X叭°
hp1
1.4X500.9774.4+1
1.2X52224.4
di
101.78mm
取二105mm
b=*ddih26mm
b二126mm
!
）校核计算
nd1n2
V■60X1000
v二0.754m/s
度由表27T选取8级精度
及
8级精度
敗z取zi=34
z2=izi二146
敗叫二di/z〔
查表27-4取标准值
确定齿数Z［二di/mt
Z2二izi
叫
二arccos一
d2=
二mtz2
取
Z[=34z2=146
叫二3.0882mm
dj二450.88mm
取叫二3
3二13.73°
用
由表27-7
Ka=1.25
载
由表27-6
Ky二
1.1
域
由图27-18
Zh二
2.43
性
由表27-15
Ze二
189.8、丽Pa
合
由表27-5
at=
二20.540
系
•E
at二tan_〔
/tanan\
\cos0]
1如_』dicosaj
aati
二27.649
Qat1一COS
dai_C°
Ida1
_■1%2at2二COS—
COS-1
a比二22.396
由于无变位，端面啮合角
at=20.540
；
）］
£
Q二1.6766
bsin）3
nmn
二3.173>
1
z=0.7723
Zft二0.9856
Ft二2T2/d2
KAFt
二87.38<
100N/mm
Ft二8807.43N
KHq二1.7644
丽［zi（tanaat1-tanat）+z2（tanaat2
非硬齿面斜齿轮，8级精度，由表27-8知:
KhB二Kfci二£
a/COS2pb
%=1.676
SHlim-1.05
0=14400h
Nli二1.185X108
Nl2二2.756X107
4ti=1.14
Znt2二1•22
zwi二Z計2-1.14
用由表27-17取最小安全系数SHlim
触
总工作时间th二3X300X8X2盈利循环次数
Nli=60yn2th单向运转丫二1
NL2=NLi/i2
由图27-27取接触寿命系数Znt
齿面工作硬化系数召
由表27-18接触強度尺寸系数Zx
润滑油膜影响系数取值
HP二
Oh
。
HIimZNlZLZvZRZwZx
Shiim
ZhZeZeZ3
JkakvkhpKHq
Ftu+1bd,1
定主要传动尺寸
a=（di+d2）/2二277.94mm
Zxi=
Zx2=
=1.0
ZL1-
ZL2=
Zri二
Zr2=
ZV1二
Zv2=
0HP1
二878.8MPa
0HP2
二755.7MPa
%二MPa
OH<
°
HP1
H〈aHP2
取整a二275mm
旋
.叫（Zi+Z2）B二cos2a
B二10“56'
33"
面
:
攵
叫二mn/cosB
叫二3.0889
度
直
d二mnz/cosB
①二103.889mm
d2二446.111mm
S二130mm
b2二125mm
量
ze]—Zj/cos'
B二35.92
ze2=z2/cos3B=154.26
取Zel二36
取Ze2二154
-根弯曲疲劳強度验算
形
由当量齿宽查图27-20取值
YFa1二2.51
力由图27-21取值
正
旋由图27-22取值
Ysai=1.63
Ysa2=1.73
Y0=0.88
合Y£
二0.25+
0.75
向b/h二125/（3X2.25）二18.52荷
由图27-9取值
fiimi二300N/mm?
opiim2二270N/mir|2
酉己
用由图27-30取试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限aFlim
曲
由表27~17取最小安全系数Shnin
由表27-33确定尺寸系数Yx
由图27-32确定弯曲寿命系数Ynt
另外取值如右
F1讪丫肝丫ST^Vre门丫RreIT^x
OFP_o
*1im
SFmin二〔•25
YX1二丫乂2二1.°
Ynti=0.92
Ynt2=0.98
Ysti二Y$t2二2
YvrelTI二YvrelT2二匕
YRrelTI二Yr“it2二haFP1二441.6N/mmopp2~423.36N/rnm^
F-KAKvKFaKFpYFaYSaYe
aF1=219.80MPa
oF2=201.68MPa
•轮主要传动尺寸列表
20°
10°
5633"
6二103.889mm
ha二I%J
ha二3mm
hf=hf*m
hf二3.75mm
C—0.25m
C二0.75mm
a二（ch+d2）/2
a二275mm
2高速级
小齿轮分度圆直径较小，采用齿轮轴形式，调质处理，硬度
217-255HBS;
大齿轮使用45钢，调质处理，硬度217-255HBS;
精度等级均为
8级。
算
目
吵计算
宽
由表27-11
叭=1.2
1im
由表27-14
Hiim二580MPa
0HP1二0.9OHIim
ohpi二522MPa
0HP2二0.9oHlim
oHP2二522MPa
P
由表B1,
估计314
Ad=756
K=1.4
K
步
di>
Af
KT,i+1
"
7Uz、z3
1.4X500.9774.4+'
d1$63.991mm
2•—756X
叭0HP\
齿
取山二65mm
b二叭4二78伽
b二78mm
核计算
nd^!
v二1・96m/s
由表27-1选取8级精度
取二32
z2=iz!
=134.4
叫二di/zi
确定齿数Z［二^i/mt
z〔—34z?
二135
叫二2.03125mm
d2=274.219mm
取叫二2
Z2二IZ1
（^2二叫乙2
mn
p二arccos一
B二10.0633°
Kv二1.17
ZH=2.46
ZE二189.8vJMPa
at二20.287°
aati二27.921
aat2二22.4佰
j二20.287’
=27f[zi（tanaat1一tanaJ
bsinj3
~nmn
Z2（tanaat2-tariaJ
Q二1.734
A=2.169>
zE=0.7594
Z0二0.9923
Ft=3520N
间Ft二2Ti/d1
荷
口二67.7<
10ON/mm
配b
KHq二1-782
>
'
非硬齿面斜齿轮，8级精度，由表27-8知:
2
cos0b
Smim-05
0二14400h
NL1二4.98X108
NL2=1.185X108
用由表27-17取最小安全系数Shm
总工作时间0二3X300X8X2盈利循环次数
Nli二60yn2th单向运转丫二1
NL2二Nu/i|
齿面工作硬化系数厶
由表27-18接触强度尺寸系数Zx
HlimZNfAZvZRZwZx
0HP_Q
Iim
4ti=1.06
Znt2二115
Zyn二Zw2=1.135
ZX1二Zx2=1.0
Zu=Z|_2=1.0
Zri二Zr2二1・0
Zyi二Zy2二1•0
ahpi二694.6MPaohp2二721.OMPs
IFtu+1
0h-ZHZEZEZ3KAKvKHpKHa^^^[
h二MPa
aHPI
H<
QHP2
j定主要传动尺寸
♦、
a=（di+d2）/2=169.610mm
取整a二170mm
_mn（z1+Z2）
3二COS2a
B二10J4648"
叫二m/cos0
mt二2.0359
6二65.149mmdj-274.847mm
5二85mm
bj二80mm
乙亦二Z[/cos'
B二33.76
ze2二z2/cos3B二142.4
取Z“二34
取Ze2二443
D齿根弯曲疲劳强度验算
形由当量齿宽查图27-20取值
Ypai=2.48
YFa2=2.16
Ysa2=1.81
Y0=0.91
r
0.75二0.25+
a/
/COS2Pb
向b/h二125/（2X2.25）二17.33荷
由图27-30取试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限aFilm
由表27-17取最小安全系数SFmin
FlimYNTSlYyreIRreIX
OFP_Q
»
FIim
ofiimi二270N/mm?
opiim2二270N/mm?
Shnin二25
Yxi=Yx2=1.0
Ynti=0.88
Ynt2=0.92
Ysti二Yst2二2
^RrelTI二^Rre\12-
ofpi~380.16N/miT|2aFP2二397.44N/mm2
*-KaKvKfqKfbYFaYsaY£
丫|3亦
aF1=232.24MPa
aF2=224.61MPa
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