1、機械設計課程設計計算說明書設計題目：搓絲機傳動裝置設計院系:能源與動力工程學院設計者：1404122514041225 趙博威指導教師：寧鳳艷20172017 年 6 6 月 1 1 日本設計為機械設計基礎課程設計的內容，是先后學習過畫法幾何、機 械原理、 機械設計、 工程材料、 加工工藝學等課程之后的一次綜合的練習 和應用。本設計說明書是對搓絲機傳動裝置設計的說明，搓絲機是專業生 產螺絲的機器，使用廣泛，本次設計是使用已知的使用和安裝參數自行設 計機構形式以及具體尺寸、選擇材料、校核強度，并最終確定形成圖紙的 過程。通過設計，我們回顧了之前關于機械設計的課程，并加深了對很多 概念的理解，并對

2、設計的一些基本思路和方法有了初步的了解和掌握。本說明書書正文主要分為設計任務書、機械裝置的總體方案設計、主 要零部件的設計計算、減速器箱體及附件設計、其他需要說明的內容等五 章。在說明書最后將附上所用到的參考資料。目錄目錄一、設計任務書 .1.1、設計題目 .1.2、設計要求 .1.3、技術數據 .1.4、設計任務 .2.二、總體方案設計 .2.1、傳動方案的擬定 .2.（1）原動機 .2.（2）傳動機構 .2.（3）執行機構 .3.2、執行機構設計 .4.（1）設計計算過程 .錯.誤!未定義書簽。（3）推板設計 .錯.誤!未定義書簽。3、電動機的選擇 .5.（1）電動機類型選擇 .5.（2）

3、選擇電動機功率 .5.4、傳動系統運動和動力參數 .6.三、傳動零件設計 .7.1、蝸輪蝸桿的設計 .7.最終結果: .1.2.2、直齒圓柱齒輪的設計 .錯.誤!未定義書簽。最終結果： . 錯.誤!未定義書簽。3、軸的設計和校核計算 .1.2（1）蝸桿軸 .1.2.（2）蝸輪軸 .1.5.4、軸承的設計和校核計算 .1.7（1）蝸桿軸軸承 .1.7（2）蝸輪軸軸承 .錯.誤!未定義書簽。5、鍵連接設計計算 .2.2.（1）蝸桿上聯軸器軸鍵 .2.2（2）蝸桿軸鍵 .錯.誤!未定義書簽。（3）蝸輪軸鍵 .2.2.6、聯軸器的選擇 .2.2.（1）輸入軸 .2.2.（2）輸出軸 .2.3.四、減速

4、器箱體及附件的設計 .2.31、箱體設計 .2.3.2、潤滑與密封 .2.4.1、齒輪、蝸桿及蝸輪的潤滑 .2.42、滾動軸承的潤滑 .2.43、油標及排油裝置 .2.44、密封形式的選擇 .2.45、技術要求 .2.5.五、參考資料 .2.5.i1、設計任務書1、設計題目搓絲機2、設計要求1）該機用于加工軸輥螺紋，其結構見下圖，上搓絲板安裝在機頭上，下搓絲板安裝在滑塊 上。加工時，下搓絲板隨著滑塊作往復運動。在起始（前端）位置時，送料裝置將工件送 入上、下搓絲板之間，滑塊往復運動時，工件在上、下搓絲板之間滾動，搓制出與搓絲板 一致的螺紋。搓絲板共兩對，可同時搓出工件兩端的螺紋。滑塊往復運動一

5、次，加工一 件。2）室內工作，生產批量為5臺。3）動力源為三相交流380/220V,電動機單向運轉，載荷較平穩。4）使用期限為10年，大修周期為3年，雙班制工作。5）專業機械廠制造，可加工7、8級精度的齒輪、蝸輪。1 電動機2傳動裝冒3床身4 搓絲機圖1.1:搓絲機簡圖3、技術數據數據組編號22最大加工直徑12mm最大加工長度180mm滑塊行程340mm公稱搓動力9kN生產率32件/min4、設計任務(1)完成搓絲機總體方案設計和論證，繪制總體原理方案圖。(2)完成主要傳動部分的結構設計。(3)完成裝配圖一張(用A0或A1圖紙)，零件圖2張(A3圖紙)。(4)編寫設計說明書1份。、總體方案設計

6、1、傳動方案的擬定傳動方案分為原動機、傳動機構和執行結構(1)原動機設計要求：動力源為三相交流電380/220V,故原動機選用電動機。(2)傳動機構由于輸入軸與輸出軸有相交，因此傳動機構應選擇錐齒輪或蝸輪蝸桿機構。 方案一：二級圓錐一一圓柱齒輪減速器。方案二：皮帶-二級圓柱齒輪減速器方案三：蝸輪 蝸桿減速器。3電動機輸出轉速較高，并且輸出不穩定。總傳動比較大，軸所受到的彎扭矩 較大。同時考慮到實際工作要求減速器所占空間應盡可能小，所以初步決定采用 方案三：蝸輪輪蝸桿速器，以實現在滿足傳動比要求的同時擁有較高的效率， 和比較緊湊的結構，同時封閉的結構有利于在粉塵較大的環境下工作。根據設計，電動機

7、通過聯軸器，將功率傳到蝸輪蝸桿機構中，達到減速目的， 最后通過輸出軸與執行機構相連接。（3）執行機構執行機構由電動機驅動，原動件輸出等速圓周運動。傳動機構應有運動轉換 功能，將原動件的回轉運動轉變為推桿的直線往復運動， 因此應有急回運動特性。 同時要保證機構具有良好的傳力特性，即壓力角較小。方案一：用擺動導桿機構實現運動形式的轉換功能。方案二：用偏置曲柄滑塊機構實現運動形式的轉換功能。方案三：用曲柄搖桿機構和搖桿滑塊機構串聯組合，實現運動形式的轉換功萬案一4方案評價：方案一：結構簡單、緊湊，尺寸適中，最小傳動角適中，傳力性能良好，且 慢速行程為工作行程，快速行程為返回行程，機會性能好，工作效

8、率高，壽命長。方案二：結構簡單，但是不夠緊湊，且最小傳動角偏小，傳力性能差。方案三：結構簡單，可實現復雜軌跡，但極位夾角小。由于裝料機軌跡簡單，不需要較高精度，且單行程工作，考慮到工作效率問 題，需要良好的急回特性。綜上所述，方案一作為裝料機執行機構的實施方案較 為合適。2、執行機構設計取急回系數k=1.5，則由B=180+?得0= 36。簡圖如下：5由推桿行程得導桿長300mm,暫定曲柄長70mm,連桿長150mm,則由0= 36可得搖桿約為485mm。圖示狀態下，壓力角最大為a?= 25 傳動角Y?= 65傳動性能良好。3、電動機的選擇（1）電動機類型選擇按工作條件和要求，選用丫系列全封閉

9、自扇冷式籠型三相異步臥式電動機, 電壓380V。（2）選擇電動機功率1）機械效率效率數量彈性聯軸器ni0.991蝸輪蝸桿n0.81滾動軸承n0.992總效率n=n?n?n=0.776262)功率? 32X360X0.34X9P =- =3 88?60X195X0.7762電動機額定功率略大于Fd即可，因此選定電動機額定功率為4kW。3)確定電動機型號電動機轉速定為1500r/min，滿載轉速？?為1420 r/min，進而確定電動機型號為Y132M1-6。4、傳動系統運動和動力參數(1)總傳動比：？?=舟=磐=30(2)分配傳動比蝸輪蝸桿？?= 30總傳動比的實際值與設計要求值的允許誤差為3%

10、5%。(3)運動和動力參數計算0軸(電動機軸)?= ?= 3.88?= 960?/?=9550礦38.6?1軸（蝸桿軸）?= ?= 3.84? = 960?/?入?入=9550帀=3&2?2軸(蝸輪軸)?入=?出X0.8 = 3.011? =-= 32r/mi n2?= 9550 = 898.8?7軸名功率? /kw轉矩 T/N*m轉速?/?傳動比 i ?效率n輸入輸岀輸入輸岀電動機軸3.8838.696013.843.8038.237.896010.9823.763.01898.8889.832300.792三、傳動零件設計1、蝸輪蝸桿的設計計算項目計算內容計算結果1選擇 傳動精 度

11、等級，材 料 確定精 度考慮傳動功率不大，轉速也不是很咼，批量小。精度等級為8級，選用ZA型蝸桿傳動，雙頭右旋 蝸桿。蝸桿用45號鋼調質，表面硬度260HB，蝸輪輪緣材 料用ZCuSn10P1砂模鑄造。2 .確定蝸桿，渦輪齒數傳動比傳動比i = 30參考文獻23-4，取?= 2，?= i?= 60。蝸輪轉速為n = 32r/min?= 2?= 6083.確定渦 輪許用 接觸應 力蝸輪材料為錫青銅，則?P= ?P?查文獻2表 3-10 得?P，= 200N/?2。參考文獻2圖 3-8 初估滑動速度？?= 4.5?/?浸油潤滑。由文獻2圖 3-10 查得，滑動速度影響系數？?= 0.92。單向運轉

12、Y取 1,渦輪應力循環次數為?= 60?= 60X10X300X8X32 = 4.608x107?P= 112.16N/?29由文獻2圖 3-11 查得?= 0.83，則?P= ?p?= 200X0.93X0.67 = 152.72N/?24接觸強載荷系數K=1.1,蝸輪轉矩為?= 955? ?度設計由文獻2式（3-10）得2 2丄丄1500015000? = 955? ?(cccJ ?= (“)X1.1X955?p?2?152X60m=8mm=2841.76?=80?查文獻2表3-3可選用?= 5120?,q=10傳動基本尺寸為m=8mm,?= 80? q=10。?=156.2?蝸桿的寬度?

13、= 2.5?V?2?+ 1 = 2.5X8XV61?= 156.2?5主要幾蝸輪分度圓直徑為：何尺寸? = ?= 8X60 = 480?計算蝸桿導程角為tan丫=箱=10= 0.2,則丫= 11.31。?=480?渦輪齒寬（見文獻2表3-5）為：Y：=11.31?=62mm?2?(0.5 +1)a =240mm=2X8X(0.5 +V1(+ 1)=61.07?取?= 62mm。傳動中心距為：a = 0.5(?+ ?) = 0.5X(480 + 80) = 240mm。6計算渦蝸輪圓周速度為：輪的圓?X480X32?=2= - m/s=0.8042m/s260X100060X1000周速度齒面相

14、對滑動速度為：和傳動?= 0.8042?/?10效率? ? ?=?11=1595m/s?60X1000由文獻2表3-7查出當量摩擦角為？?= 1.3119由文獻2式(3-5)得：tan丫tan 11.311tan (?+Ytan(1.2+9.09 )=0.865攪油效率?=0.96,滾動軸承效率?= 0.99，則由文獻2式(3-4)得n= ? = 0.894X0.96X0.99 = 0.821?= 4.45905?/?n= 0.8217校核接觸強度渦輪轉矩為4? = ? (9550X- X30X0.82) ?1420?= 978.9?由文獻2表3-12可查彈性系數為？?= 155。由文獻2表3

15、-13查得使用系數為？?= 1。取動載荷系數？?= 1.1;載荷分布系數為？?= 1，則由文獻2式(3-11)得9400?= ?2?=(1559400X978.9X“ cc,cc2X1X1.1X1)N80X48027/?，= 114.9N/?2? ?合格。? = 114.9N/?2?= 152N/?2? ?合格8輪齒彎曲強度確定許用彎曲應力為？?= ?0由文獻2表3-10查出?= 51 N/?2（一側受載）011校核由文獻2圖3-11查出彎曲強度壽命系數?= 0.68,故?= ?= 51N/?2X0.68=34.68N/?2渦輪的復合齒形系數的計算公式為?= 2.3X1.7 = 3.98導程角

16、？的系數為?11.31?= 1 = 1= 0.90575120 120其他參數與接觸強度計算相同，則由文獻2式(3-13)得666? ?_ cccccc? .666X978.9X1X1.1X1 =(-80X480X8X3.98X0.90575)N/?2=8.41N/?2? ?合格。?=34.68N/?2?= 8.41N/?2? ?合格9蝸桿軸剛度驗算蝸桿所受圓周力為642?2X9.55X106X?1=o= - ?= 994.79? ? 80蝸桿所受徑向力為?1= 994.79?122?2X978.9X103?1= ? ?；X?2(?1= 1484.54?=1484.54?蝸桿兩支撐間距離L =

17、 0.9? = 0.9X480?= 432?蝸桿危險截面慣性矩為1 ? ?(80- 2.5?)4?(80- 2.5X8)4“北1646464=6.36X105?許 用最大 變形為?= 0.001? = 0.001X80?=0.08?由文獻2式(3-14)得蝸桿軸變形為V?+ ?1 3148?V994.79 + 1484.542=(48X2.07X105X6.36X105X4323) ?= 0.0216? 0.08?,合格。I=6.36X105?= 0.08?= 0.0216?,合格10.蝸桿蝸桿傳動效率n= 0.821，導熱率k取為k = 15W/傳動熱（?2?r）（中等通風環境），工作環境溫

18、度？?取為?2?=平衡計算20C,傳動裝置散熱的計算面積為?1732801.73.2A= 0.3()1.73= 0.3X() ? = 1.959?2100100由文獻2式(3-15)得?(1 - ?)4000X(1 - 0.821)?=+ ?= + 20 C?15X1.959=44.37C 95C13合格。?1?= 44.37 CCV?= 112X - 17.7?960考慮鍵對強度的影響以及蝸桿直徑的影響，初取d =50mm。14初定軸結構如圖所示， 選擇一端游動一端固定的支承方式。固定端選擇兩個圓錐滾子軸承30212, d = 60mm，D = 110mm，B =22mm。游動端選擇深溝球軸

19、承6212-2z-2,d = 60mm，D = 110mm，B =22mm ?= 15輸入轉矩T:T = 38.2N ?m蝸桿圓周力？?1(蝸輪軸向力?2):?1= -?2= 2?= 955?蝸桿徑向力？?(蝸輪徑向力？?2:?1= -?2= ?1053.8?蝸桿軸向力？?(蝸輪周向力?2:2000?1= -?2= - = 3393N3.初定軸的結構5.求支反力，并繪 出水平面 和垂直面 的彎矩圖 及合成彎1）垂直面（丫-Z平面）支反力?T(?1?+ ?1?)(1053.8X240 + 3933X40)?+ ?=480=854.65N?=?1- ?=199.15?= 205116? ?= 85

20、4.65N?= 199.15?= 205166? ?= 47756? ?4.軸的空間受力T = 38.2N ?m?1= -?2= 955?1= -?2=1053.8?1= -?2= 3393N1516矩圖?3?= ?= 47796? ?2）水平面（Y-X平面）支反力及彎矩?12?=- 477.5N?+ ?1- ?尸477.5?= ?- 40217? ?4）合成彎矩?-V?+ ?- 209121.5? ?-V?+ ?- 62434.3? ?伽？477.5N?尸477.5?- 40217? ?- 209121.5? ?；?- 62434.3? ?6、計算并 繪制轉矩 圖? - 38200? ? m

21、m? - 38200? ? mm177、求當量彎矩M e,轉矩按脈動循環考慮，取ib/ob,查表得b600 MPa1b55MPa0b95MPa貝y55 / 950.579危險截面處當量彎矩：?=V?，+ (?2= 210287.9? ?= ?=?篤=210287魯？?？9 73MPa? ?0.1?咿0.1X60.查得許用應力1b55 MPa?= 210287.9? ? ?=9.73?bc1b合格(2)蝸輪軸計算項目計算內容計算結果1、選擇材料、熱處 理45鋼，正火，硬度HB=170-2172、 按扭轉 強度初估 軸徑查表得，當軸材料為45鋼時可取C=112,3 -33 011dCV?= 112

22、X V-= 50.9?32，取d=90mmd=90mm3、初定軸的結初定該軸為兩端固定，取軸承6316(一對)184、軸的空 間受力分 析渦輪受力與蝸桿受力大小相等，方向相反?= 898.8?蝸桿圓周力？?2（蝸輪軸向力?1）:?2= -?1= 2?= 3393?蝸桿徑向力？?2（蝸輪徑向力?1）:?另2= -?i= ?1053.8?蝸桿軸向力？?2（蝸輪周向力?）:2000?2= -?1= 955N?2= -?1=3393?2= -?1=1053.8?2= -?1= 955N5.求支反 力，并繪 出水平面 和垂直面的彎矩圖 及合成彎 矩圖1） 垂直面（丫-Z平面）支反力和彎矩?+ ?2?_1

23、593N?+?2? - ?2?=-549?+ ?= ?= 168858? ?3?= ?= -59292? ?2）水平面支反力?23?=?+ ?擴1948N?= ?2? = 1984? ?+ ?= ?= 210384? ?= ?= 210304? ?= 1593N?=-549?=168858? ? ?=-59292? ?= 1984N?=1948?= 210384? ?= 210304? ?194)合成彎矩?=V?+ ?= 269767?=V?+ ?= 218503? ?= 269767? ?= 218503? ?6、計算并? = 898800 N mm? = 898800 N mm繪制轉矩圖7

24、、求當量轉矩按脈動循環考慮，取彎矩1b/Ob,查表得b600 MPaMe1b55MPa ,0b95 MPa ,則55/950.58危險截面處當量彎矩：?= 586968? ?=(?2= 586968? ?=企=5869683?= 8 05MPa-? ?0.1?，0.1X90.be1b查得許用應力1b 55 MPa合格4、軸承的設計和校核計算滾動軸承壽命丄h163651058400 h(1)蝸桿軸軸承蝸桿軸采用一端固定一端游動的支撐方案，固定端采用兩個圓錐滾子球軸承,20以承受蝸桿軸向力，按軸徑初選30212;游動端采用一個深溝球軸承，只承受徑向力，按軸徑初選6012-2Z-2。1）深溝球軸承6

25、012-2Z-2（一個），其尺寸：D=170mm,d=80mm, B=39mm計算項目計算內容計算結果軸承主要性能參數查1表6-63得軸承6316主要性能參數如下：?= 122?= 86.5?= 3800?/?軸承受力情況?1=A/?2?1+ ?1= 979N球軸承不承擔軸向力：?1= 0?1= 979N?1= 0X、Y值巴/Fr0X= 1 Y= 0X1Y0沖擊載荷系數查2表8-8fd1.2當量動載荷P fdXF YF1210NP1174.8N軸承壽命16670 CrL10 hnP（球軸承3）?= 565657h 58400h滿足使用壽命要求載荷變化系數?=0.031 ?1?= 1載荷分布系數

26、?=0 ?2?= 1許用轉速n = ?= 3800?/?n = 3800?/?大于工作轉速 960r/mi n結論：所選軸承能滿足壽命、靜載荷與許用轉速的要求。212）圓錐滾子軸承30212（對，且成對安裝），其尺寸D=110mm,d=60mm,B=22mm計算項目計算內容計算結果查1表6-67，軸承主要性能參數如?= 102?下：?0?= 130?= 102?= 3600?/?0?= 130?3600?/?e = 0.4軸承主要Y = 1.5性能參數e = 0.4Y = 1.57?!=2?9?= 174?成對安裝：?=(0.60.8)?i=2?9?猖=174?=21602880?/?=(0.

27、60.8) ?=21602880?/?軸承受力情況?=?=?%2? =172?+ ?= 3565?=?=172?3565?X、Y值?=?-=6.56 ? ?0.67 ?= 1.6?=?= 0.671.6沖擊載荷查2表8-8fd1.2系數當量動載PfdXFrYEP = 6930N荷P = 6930N軸承壽命Lh106Cr60 n P?=3848220h 58400h22（滾子軸承10/ 3）壽命合格載荷變化系數?=0.017 ?f11載荷分布系數對于圓錐滾子軸承?-?= 6.56?2?= 0.5許用轉速n = ?= 1080 - 1440?/?n = 1080 - 1440?/?大于工作轉速 3

28、2r/min滿足要求結論：所選軸承能滿足壽命、靜載荷與許用轉速的要求。（2）蝸輪軸采用兩端固定的支撐方案。深溝球軸承6316（對），其尺寸D=170mm,d=80mm,B=39mm計算項目計算內容計算結果軸承主要 性能參數查1表6-67，30207軸承主要性能參數如下：?= 122?= 86.5?= 3800?/?= 955?-?-= 0.011 ?e =0.19?= 122?5?= 86.5?= 3800?/?軸承受力情況?1=A/?什？?1= 2058N2=V?2+ ?2= 2516N?.2058?1=?“ = -= 461?-?1?(2?2X2.2?1= 2058N?2= 2516N23

29、?2= ?(2? = 571.8?FS2+ Fa- Fs1= 1065.8N0即軸承1側壓緊，2側放松Fa1= 1065.8Fa2= 571.8Fa1= 1065.8Fa2= 571.8X、Y值?1-? = 0.517 ? ?%療0.227 ? = 0.56Y=2.3沖擊載荷系數查2表8-8fd1.2當量動載荷PfdXFrYFa? = 4324.6? ? = 3268.9?1?= 4324.6?= 3268.9軸承壽命I106Crh60 n P(球軸承=3?0= 11697258 ? ?壽命合格載荷變化系數?= 0.42f11載荷分布系數對于深溝球軸承Tana=0.517?= 0.95許用轉速

30、n = 2毬浙?？3610?/?n = 3610?/?大于工作轉速 32/min滿足要求結論：所選軸承能滿足壽命、靜載荷與許用轉速的要求。結論：所選軸承能滿足壽命、靜載荷與許用轉速的要求。5、鍵連接設計計算查1表6-5724鍵的選擇主要考慮所傳遞的扭矩的大小，軸上零件是否需要沿軸向移動，零件的對中要求等等。（1）蝸桿上聯軸器軸鍵材料選45鋼，貝U p 100120MPa鍵的選擇和參數選用普通平鍵圓頭A型。根據軸徑d=50mm,選平鍵剖面尺寸b=14mm,h=9mm,鍵長L=50mm鍵14X9轉矩T=38.2NmT=38.2Nm接觸長度L =L-b=36mml =24mm校核強度4?=?=9.4

31、MPaPP故滿足要求（2）蝸輪軸鍵材料選45鋼，貝UP100120MPa鍵的選擇和參數選用普通平鍵圓頭A型。根據軸徑d=90mm,選平鍵剖面尺寸b=25mm,h=14mm,鍵長L=80mm鍵25X14轉矩T=898.8NmT=898.8Nm接觸長度/L =L-b=55mml =45mm校核強度4?=?=51.8MPaPP故滿足要求6、聯軸器的選擇查1表6-99（1）輸入軸選擇彈性套柱銷式聯軸器LT6丫型，軸孔直徑35mm,軸孔長度82mm25(2)輸出軸連桿直接和蝸輪軸相連四、減速器箱體及附件的設計1、箱體設計查1表3-1計算項目計算內容計算結果箱座厚度箱蓋厚度箱座突緣厚度箱蓋突緣厚度箱座底突

32、緣厚度地角螺釘直徑地角螺釘數目軸承旁連接螺釘直徑 機蓋與機座連接螺栓直徑 軸承端蓋螺釘直徑 窺視孔蓋螺釘直徑 連接螺栓d2的間距 定位銷直徑大齒輪頂圓與內機壁距離 齒輪端面與內機壁距離 軸承端蓋外徑軸承端蓋突緣厚度機蓋肋厚機座肋厚S=0.04a+38S1=0.85S8b=1.5Sb1=1.5S1b2=2.5Sdf=0.036a+12d仁0.75 df d2=(0.50.6) dfd3=(0.40.5) df d4=(0.30.4) df l=(150200)mmd=(0.70.8)d211.2S2SD2=1.25D+10t=(11.2)d3 m1=0.85SIm=0.85S取S=14.2mm取S1=12.1mmb=21.3mmb1=18.2mmb2=35.5mmdf=22mmn=4取d1=16mm取d2=12mm取d3=10mm取d4=8mm取d=10mm取 1=17.04mm取2=14.2mm依軸承而定t=11mm取m1=10.3mm取m=10mm262、潤滑與密封1、齒輪、蝸桿及蝸輪的潤滑在減速器中，蝸桿相對滑動速度V=6.07m/s,采用浸油潤滑，選用L-AN68。浸油深度一般要求浸沒蝸桿螺紋高度， 但不高于蝸桿軸承最低一個滾動體中心高。2、 滾動軸承的潤滑蝸桿軸上的一個深溝球軸承和一對