搓丝机设计说明书(北航)

《机械设计基础课程设计说明书》学号：姓名：指导老师：20XX-X -XX传动方案的拟定根据系统要求可知：①需要机构具有急回特性。

②要有运动形式转换功能，即单向连续转动→往复直线运动。

根据上述要求，可以选择若干机构组合成多种机构系统，现列出以下方案加以比较，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1：方案2：方案1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2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300～320mm，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1最为可行。

传动装置设计一、机构设计简图二、各部分功能1、动力装置：选择合适的电动机，动力源为三相交流380/220V，电动机单向运转，载荷较平稳。

2、传动装置：因传动比较大，故采用两级传动减速，为使传动更平稳，在加一级带传动。

3、执行装置：曲柄滑块机构，有急回特性，可提高生产率。

三、工作流程开动电动机，经过皮带传到1轴，经过两级减速，由3轴输出，带动曲柄滑块机构，使滑块（搓丝板）水平运动进行搓丝。

执行机构的设计本设计是要将旋转运动转换为往复运动，所以连杆机构、凸轮机构、齿轮齿条机构均可，但凸轮机构和齿轮齿条机构加工复杂，成本都较高，所以还是连杆机构更合适一些。

根据设计的要求，工作机应该带动上搓丝板，且结构应该尽量简单，所以选择曲柄滑快机构。

可设压力角为30α=，11.5e L =，代入直角三角形33OB C 得12sin e L L α+=， 215L L ∴=在直角三角形1OAC 和2OAC 中列方程得22222AO OC AC +=即)()22212e HL L +=+解得L1=152.3812152.38761.9228.57320L mm L mm e mm H mm=⎧⎪=⎪⎨=⎪⎪=⎩ 三、电动机选择和运动、动力参数计算 1、电动机选择 选择类型采用Y 系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压380V （1） 选择容量V 带传动： 10.96=η 一对轴承： 20.99=η 二级圆柱齿轮： 30.97=η摩擦传动： 40.96=η曲柄滑块： 0.87=5η总传动率：42421234.0.960.990.970.960.870.68=⋅⋅⋅=⨯⨯⨯⨯=5ηηηηηη公称搓动力：F=8500N 滑快平均速度：360322320100.341/v m s -⨯⨯==电动机功率：max85000.3414.2620.68d F v p kw η⋅⨯===载荷平稳，电动机额定功率ed p 略大于d p 即可，取ed p =4kw 。

（2） 确定电动机转速曲柄转速w n =32r/min确定传动比范围： V 带传动比范围12~4i '=；二级齿轮传动比范围28~40i '=,电动机转速范围12512~5920/min d W n i i n r ''=⨯⨯≈（） 在相关手册中查阅符合这一转速范围的电机，综合考虑总传动比，结构尺寸及成本选取电动机型号定为Y132s-4，其技术数据如下表：分配传动比a) 计算总传动比： 1440/min 4532/minM a W n r i n r === b) 分配减速器的各级传动比：若V 带的传动比取03i =，则减速器的传动比为0145153a i i i === 取两级的圆柱齿轮减速器高速级的传动比为12 4.583i ==则低速级的传动比为2312153.2734.583i i i === 3、计算传动装置的运动和动力参数a ）、计算各轴转速电机轴：01440/min M n n r == 1轴：01011440480/min 3n n r i === 2轴：1212480/min 104.735/min 4.583n r n r i === 3轴：2323104.735/min 32.000/min 3.273n r n r i === b)、计算各轴输入功率 电机轴： 4.262d p kw =1轴：11 4.2620.96 4.092d p p kW kW η=⨯=⨯=2轴：2123 4.0920.990.97 3.929p p kW kW ηη=⨯⨯=⨯⨯= 3轴：3223 3.9290.990.97 3.773p p kW kW ηη=⨯⨯=⨯⨯= c)、计算各轴输入转矩电动机输出转矩：000 4.2629550955028.2651440p T N m n =⋅=⨯=⋅ 1轴：111 4.0929550955081.414480p T N m n =⋅=⨯=⋅ 2轴：222 3.92995509550358.26104.735p T N m n =⋅=⨯=⋅ 3轴：333 3.773955095501126.032p T N m n =⋅=⨯=⋅将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表：四、传动零件设计及校核1、V带传动21218057.324557.3156.6120600d d d d aθ--=-⨯-⨯=>31.3a 得0 1.93p kw =2、齿轮设计a) 高速级齿轮设计u=481.414N查取ψcos14.9820.5650⎫⎪⎭11arccos 20.565029.395b a d d ⎫⎪⎭20.565022.708⎫⎪⎭无变位，端面啮合角20.5650())tan tan 20.565023.467tan 20.5650z α⎤-+⎥⎥-⎦sin14.982.072=⨯ 2.07βε=1Z εε∴=螺旋角系数：cos cos14.980.985Z β== 1.5A K =1.27K =2.069 cos9.9866=55.001=140251.72=14.25 2.069mmb）、低速级齿轮339.6N查取ψ20cos14.720⎫⎪⎭arccos 27.55d d ⎫⎪⎭arccos20.6323.03d d ⎫⎪⎭无变位，端面啮合角20.4083t α=))))tan tan 27.55tan 20.06323.03tan 20.63tαα'+'⎤-+⎥⎥-⎦sin14.82.2713π=>⨯ 0.84 cos14.7200.98=20.62cos11.9717cos 200.980820.4083=2 1.700cos 0.9808bαεβ=3.115cos15.48mm=2982mm =88268=3、轴的设计2、按扭转强度估算轴径查表26-2取C=112334.09210421.25480P d C mm n ≥== 有一个键，扩大7%()17%21.2525.5d mm =+⨯=min 35d mm =3、初步设计轴的结构初选深沟球轴承620735d mm = 72D mm = 17B mm = 设计图4、轴的空间受力分析181.414T N m =⋅ 圆周力：3112281.414102806.958t T F N d ⨯⨯===181.414T N m=⋅2806.9t F N =5、支反力及弯矩计算径向力：202806.9cos cos14.801075.43n r ttg tg F F Nαβ==⨯=轴向力：2806.99.9866965.39a tF Ftg tg N β==⨯= 带传动对轴的作用力：859.4Q F N = 1）、水平面支反力及弯矩计算368.99AH F N=1075.43r F N =965.39a F N = 859.4Q F N =368.99AH F N=706.43BH F N='HC M =40266.5''68263.15HC M =各自的弯矩图：合成弯矩合成弯扭图706.43BHF N='HCM=40266.51 ''68263.15HCM=2）、垂直面支反力及弯矩计算661.125AVF N=2571.91BVF N=1'146598.87.vcM N mm=2''102936.vcM N mm=2222''152028.35''''123513.87C VC HCC VC HCM M MM M M=+==+=661.125AVF N=2571.91BVF N=1'146598.87.vcM N mm=2''102936.vcM N mm='152028.35''123513.87CCMM====6、转矩图81.414T N m =⋅81.414T N m=⋅7、进行弯扭强度校核转矩按脉动循环考虑有：α= [σ-1b ]/ [σ0b ]=0.59。

由表26-2查得σb =650MPa ，由表26-4查得[σ-1b ]= 60 MPa,[σ0b ]=102.5 Mpa ，ＭeC =(ＭC 2 + αT 2)1/2=152028.36N ｍ 则()3152028.3632.580.136ec bc c M MPa W σ===⨯ 1[]bc b σσ-<安全。

MeC=152028.3N ｍ8. 校核滚动轴承的寿命①求轴承所受的力②求当量动载荷ＦrB = (ＦBV 2+ＦBH 2) 1/2=1055.35N ＦrA = (ＦAV 2 +ＦAH 2) 1/2=757.125N6207轴承25.5r C KN = 15.2or C KN = 0.56B X = 1.99B Y =()111.1(0.561055.35 1.99482.695)1706.71a r a P f XF YF N=+=⨯⨯+⨯= 寿命1033166701667025.510105609.474801706.1r h C L n P h ε⎛⎫= ⎪⎝⎭⎛⎫⨯== ⎪⎝⎭预期寿命33001614400hL h '=⨯⨯= 10h h L L '>合格b) 中间轴的设计计算项目计算内容计算结果1、选择材料、热处理材料选择与齿轮相同，为45#钢，调质处理，217~255HB2、按扭转强度估算轴径查表26-2取C=112334.81Pd C mmn≥=有两个键，扩大10%()110%34.8141.78d mm=+⨯=min42d mm=3、初步设计轴的结构初选深沟球轴承621050d mm=90D mm=20B mm=4、轴的空间受力分析2358.26T N m=⋅圆周力：Ｆt1=2T/d1 =11556.77NＦt2=2T/d2 =8738.05 N径向力：Fr1=Ft1×tanαn/cosβ1= 4381.58N Fr2=Ft2×tanαn/cosβ2= 3312.90N 轴向力：Fa1=Ft1×tanβ1= 3200.63NFa2=Ft2×tanβ=2368.01N5、支反力及弯矩计算各自弯矩图1）、水平面支反力及弯矩计算ＦAH =1186.57NＦBH =Ｆr1+Ｆr2-ＦAH = 6507.91 NＭ′HC=ＦAH×51 = 60515.07 NｍＭ″HC = 5Nｍ2）、垂直面支反力及弯矩计算ＦAV =3297.4NＦBV =Ｆt1+Ｆt2-ＦAV=479.75N1'16817.4.vcM N mm=2''36940.75.vcM N mm=3）、合成弯矩图ＭC = （ＭVC2 +Ｍ″HC2）1/2= 53240.93ＭD = （ＭVD2 + Ｍ″HD2）1/2= 50515.1ＦAH =1186.57NＦBH = 6507.91 N6、转矩图358.26T N m=⋅7、进行弯扭强度校核则：α= 65/110 = 0.59转矩按脉动循环考虑有：α= [σ-1b ]/ [σ0b ]。