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)1 8 160 300~320 8 40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1.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；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.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.确定电动机的功率与转速；5.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；6.设计减速传动系统中各零部件的结构尺寸；7.绘制减速传动系统的装配图和齿轮、轴的零件图；8.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AB AB B R V ω= 可得到B V 628=s mm /;2B V 22y x V V += ；c x V V =得22628y x c V V V -==，对C V V V y V y V dt V V y yyV V c c yy +++==⎰+628arcsin 2628-6282-S 222_c |求积分，得到 其中)628,628(-∈y V 。

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、加速度变化曲线滑块的速度变化曲线（1）滑块的位移变化曲线（2）滑块的加速度变化曲线（3）七、分析曲柄所受的驱动力矩图1图2分析：①当曲柄AB 经2AB 逆时针转到1AB 时，滑块C 向左运动，受到搓丝阻力kN f 81=βλ逐渐变化到由∂.易知AB X e AC -=∂sin ABX eAC -=βsin)/()(sin B AC B X X e Y -+=γ θc o s ∙=AB X B θs i n ∙=AB Y B t ∙=ωθ 3/4/2ππ==T ω此时 驱动力矩 1M AB F ∙=1 其中 λc o s 11f F =有ABC f M ∠∙∙=sin 150cos 11λ其中B B B B ABX BC X BC X ABX ABC ∠∙∠+∠∙∠=∠cos sin cos sin sin λθλθcos sin sin cos += =)sin(γθ+ 结合以上各式即可求得1M （表达式太变态了，懒得输进来）②同样的方法可以求得当曲柄AB 经1AB 逆时针转到时2AB 所受驱动力矩2M八、确定电动机的功率与转速选用Y 系列三相异步电动机 ①确定工作机所需功率W P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kN F w 9=；s m v v B w /628.0==；工作机效率取95.0=w η； 求得工作机所需功率kW v F P www w 95.51000=∙=η②确定电动机同步转速两级齿轮减速传动比带传动比总曲柄电动机）（）（40~85~240v ⨯⨯=∙=i n n =300025340=⨯⨯r/min③确定电动机输出功率0P 、额定功率m Pη/0w P P = c 32ηηηηη∙∙∙=r g b查资料可以得到V 带传动效率95.0=b η；齿轮啮合效率97.0=g η； 滚动轴承效率99.0=r η；联轴器效率99.0=c η 求得kW P 92.686.0/95.50==kW P P m )99.8~92.6()3.1~1(0== 取kW P m 5.7=；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①传动装置总传动比 5.72402900===w m n n i ②取V 带传动比 4=b i 两级齿轮减速传动比125.1821=∙=i i i 因为21)4.1~22.1(i i = 取213.1i i = 85.41=i 73.32=i ④各轴转速 min /72542900Ⅰr i n n b m ===min /4073.385.442900i min /14985.4429002ⅡⅢ1ⅠⅡr n n r i n n =⨯⨯===⨯==⑤各轴输入功率kWP P kW P P kWP P g g 32.697.099.058.658.697.099.085.685.699.092.6r ⅡⅢⅠr ⅠⅡⅠc 0Ⅰ=⨯⨯=∙∙==⨯⨯=∙∙==⨯=∙=ηηηηη⑥各轴输入转矩m m N P T m m N P T m m N P T ∙⨯=⨯⨯=∙⨯=⨯⨯=∙⨯=⨯⨯=6ⅢⅠⅢ6Ⅲ5ⅡⅠⅡ6Ⅱ4ⅠⅠ61105.1n 1055.9102.4n 1055.9109n 1055.9十、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 ⎰=Mdt L 又 Jw L =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①V 带设计功率 kW P K P m A d 95.72.1=⨯=⨯=②确定带型 由d P 、1n （小带轮转速）可以选定截型为B 型的V 带 ③确定传动比 大小带轮转速 前面已经取定传动比3=i ;由31221===d d n n i ； min /29001r n = 得到min /9672r n =④确定小带轮最小基准直径 查表选定)(2001251mm d ≤≤ 取1501=d ⑤确定大带轮最小基准直径 由02.0~01.0)1(12=-∙∙=ξξ其中d i d 计算出mm d 4452= ⑥确定带速 30m/s ~25/765.22100060d max 11=≤=⨯=v s m n v π⑦初定中心距 )(2)(7.012012d d a d d +≤≤+ 取mm d d a 714)(2.1120=+=⑧确定基准长度 mm a d d a L 23924)d -(d 2/)(202121200=+++=π查V 带基准长度系列 取mm L 2500=⑨确定实际中心距 mm L L a a 7682/)-(00=+= ⑩确定小带轮包角 ︒=⨯︒=∂158/3.57-d -180121a d ）（2、高速级齿轮传动①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； ②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 56~62HRC④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。

⑤设计 查表知 小齿轮弯曲疲劳强度极限Mpa F 8501lim =σ大齿轮弯曲疲劳强度极限Mpa F 8502lim =σ因为一般工业齿轮传动，采用一般可靠度，故选安全系数.1=H S 25.1=F S ； 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181=Z ， 873.871885.4112≈=⨯=∙=Z i Z因为MPa S F F F F 68025.1850/1lim 21=÷===σσσ查《机械设计基础》13-6得齿形系数91.21=Fa Y 53.11=Sa Y （小齿轮） 20.22=Fa Y 78.12=Sa Y （大齿轮）查表13-3得载荷系数 5.1=K比较大小齿轮的[]F sa Fa Y Y σ∙，计算后知小齿轮大，故对小齿轮进行弯曲强度计算。

查表选择宽度系数 d φ=0.6 []09.2232111=∙∙∙∙∙≥F Sa Fa d Y Y Z T K m σφ 取31=m 。

继而得到分度圆直径 mm m Z D 54111=∙= mm m Z D 261122=∙=中心距 mm D D a 5.1572211=+= 齿宽mm D b d 4.321=∙=φ 取mm b 342= mm b 401=；⑥校核uu D b T K Z Z H E H 12211±∙∙∙∙∙∙=σ[]MPa S MPa H H 1364/667~541min lim =≤=σ 满足要求。

3、确定低速级齿轮传动①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； ②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 40~50HRC④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。

⑤设计 查表知 小齿轮弯曲疲劳强度极限Mpa F 740~7001lim =σ ；（M P a 720）接触疲劳强度极限MPa H 1210~1150lim =σ；（M P a 1180）大齿轮弯曲疲劳强度极限Mpa F 700~6802lim =σ；（MPa 690）接触疲劳强度极限 MPa H 1150~1120lim =σ；（M P a 1140）因为一般工业齿轮传动，采用一般可靠度，故选安全系数.1=H S 25.1=F S ； 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181=Z ， 14.671873.3112=⨯=∙=Z i Z ；查《机械设计基础》13-6得齿形系数91.21=Fa Y 53.11=Sa Y （小齿轮） 24.22=Fa Y 75.12=Sa Y （大齿轮）查表13-3得载荷系数 5.1=K比较大小齿轮的[]F sa Fa Y Y σ∙，计算后知小齿轮大，故对小齿轮进行弯曲强度计算。