《平板搓絲機(jī)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)》由會(huì)員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《平板搓絲機(jī)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)（30頁(yè)珍藏版）》請(qǐng)?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。

1、精選優(yōu)質(zhì)文檔-----傾情為你奉上 平板搓絲機(jī)執(zhí)行機(jī)構(gòu)綜合 ——設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 設(shè)計(jì)名稱: 平板搓絲機(jī)的執(zhí)行機(jī)構(gòu)綜合 專 業(yè)：機(jī)電一體化2班 姓 名： 孫 欣 學(xué) 號(hào)： 200876822 指導(dǎo)老師： 溫 亞 蓮 時(shí) 間： 2010/12/13

2、 你好  目錄 一、問(wèn)題的提出------------------------------(3) 1.1設(shè)計(jì)題目簡(jiǎn)介------------------------------------------(3) 1.2設(shè)計(jì)參數(shù)與要求---------------------------------------(3) 1.3設(shè)計(jì)任務(wù)------------------------------------------------(4) 二、數(shù)據(jù)設(shè)計(jì)---------------------------------(4) 2.1機(jī)械簡(jiǎn)圖如下----------------

3、--------------(4) 2.2桿件長(zhǎng)度確定---------------------------(5) 2.3曲柄功率及所需驅(qū)動(dòng)力矩計(jì)算--------------(5) 2.4電機(jī)的選擇------------------------------(6) 2.5各輪直徑選擇--------------------------------(6) 三、機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)分析--------------------------（7） 3.1建立如圖所示的坐標(biāo)系--------------------(7) 3.2列方程--------------------- ------

4、------(7) 3.3運(yùn)動(dòng)曲線------------------------------------(8) 3.4最終方案的機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)簡(jiǎn)圖----------------- (9) 四、總結(jié)-------------------------------------(10) 4.1機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)原理---------------------------(10) 4.2、心得與收獲---------------------------(11) 五、參考文獻(xiàn)---------------------------------(11) 一、 問(wèn)題的提出 1.1設(shè)計(jì)題目簡(jiǎn)

5、介 圖示為平板搓絲機(jī)結(jié)構(gòu)示意圖，該機(jī)器用于搓制螺紋。電動(dòng)機(jī)1通過(guò)V帶傳動(dòng)、齒輪傳動(dòng)3減速后，驅(qū)動(dòng)曲柄4轉(zhuǎn)動(dòng)，通過(guò)連桿5驅(qū)動(dòng)下搓絲板（滑塊）6往復(fù)運(yùn)動(dòng)，與固定上搓絲板7一起完成搓制螺紋功能?；瑝K往復(fù)運(yùn)動(dòng)一次，加工一個(gè)工件。送料機(jī)構(gòu)（圖中未畫(huà)）將置于料斗中的待加工棒料8推入上、下搓絲板之間。 ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? 圖1 平板搓絲機(jī)結(jié)構(gòu)示意圖 ? 1.2、設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)與要求平板搓絲機(jī)設(shè)計(jì)數(shù)據(jù) 最大加工直徑 (mm) 最大加工長(zhǎng)度 (mm) 滑塊行程 (mm) 搓絲動(dòng)力 (kN) 生產(chǎn)率 (件/min) 10 180 320~

6、340 9 32 ? 該機(jī)器室內(nèi)工作，故要求振動(dòng)、噪聲小，動(dòng)力源為三相交流電動(dòng)機(jī)，電動(dòng)機(jī)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)。工作期限為十年，每年工作300天；每日工作8小時(shí)。 1.3、設(shè)計(jì)任務(wù) （1） ??針對(duì)圖1所示的平板搓絲機(jī)傳動(dòng)方案，依據(jù)設(shè)計(jì)要求和已知參數(shù)，確定各構(gòu)件的運(yùn)動(dòng)尺寸，繪制機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)簡(jiǎn)圖； （2）???假設(shè)曲柄AB等速轉(zhuǎn)動(dòng)，畫(huà)出滑塊C的位移和速度的變化規(guī)律曲線； （3） ??在工作行程中，滑塊C所受的阻力為常數(shù)（搓絲動(dòng)力），在空回行程中，滑塊C所受的阻力為常數(shù)1kN；不考慮各處摩擦、其他構(gòu)件重力和慣性力的條件下，分析曲柄所需的驅(qū)動(dòng)力矩； （4） 取曲柄軸為等效構(gòu)件，確定應(yīng)

7、加于曲柄軸上的飛輪轉(zhuǎn)動(dòng)慣量； （5）?? 用軟件（VB、MATLAB、ADAMS或SOLIDWORKS等均可）對(duì)執(zhí)行機(jī)構(gòu)進(jìn)行運(yùn)動(dòng)仿真，并畫(huà)出輸出機(jī)構(gòu)的位移、速度、和加速度線圖。 （6）? 圖紙上繪出最終方案的機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)簡(jiǎn)圖（可以是計(jì)算機(jī)圖）并編寫(xiě)說(shuō)明書(shū)。 二、傳動(dòng)設(shè)計(jì) 2.1機(jī)械簡(jiǎn)圖如下 2.2桿件長(zhǎng)度確定 （1）題目要求最大加工長(zhǎng)度為180，則下搓絲板寬度b=180 （2假設(shè)幾組數(shù)據(jù)，經(jīng)計(jì)算驗(yàn)證，最終選取取偏心距e=150；AB=150;BC=400（經(jīng)驗(yàn)證；滑塊行程=529.1-200=329.1滿足要求） 2.3曲柄功率及所需驅(qū)動(dòng)力矩計(jì)算：

8、 AB飛輪（曲柄）角速度為： B點(diǎn)速度為： 曲柄功率為： 曲柄所需驅(qū)動(dòng)力矩為： 取齒輪傳動(dòng)效率為0.97；一對(duì)軸承的傳動(dòng)效率為0.98；帶傳動(dòng)效率為0.96，則電機(jī)所需效率為計(jì)算如下： 2.4電機(jī)的選擇： 工作機(jī)轉(zhuǎn)速32r/min 傳動(dòng)比范圍: V型帶：i1=2-4； 減速器：i2=8-40; 總傳動(dòng)比i= i1*i2=16-160 可知電動(dòng)機(jī)應(yīng)選型號(hào)為Y160M—6，同步轉(zhuǎn)速1000r/min，滿載轉(zhuǎn)速為970r/min選取Y2-132M-4型號(hào)電機(jī)，額定功率：7.5Kw （大于6.551） ；額定電流：15.6A；轉(zhuǎn)速；1440r/min;效

9、率:87%；功率因素；0.84；最大轉(zhuǎn)矩；2.3KN·m；最小轉(zhuǎn)矩：1.4KN·m； 2.5傳動(dòng)比 AB輪轉(zhuǎn)速n=32r/min;總傳動(dòng)電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速n=1440r/min 總傳動(dòng)比為1440/32=45； 初定傳動(dòng)比為=3、i2=ii1=453=15 i12=i23=i2=15=3.87 取=3.87、=3.87 2.6 各軸轉(zhuǎn)速 2.7 各軸輸入功率 P0=Pd=6.551KW P1=Pd×η帶×η承=6.551×0.96×0.98=6.163KW P2=P1×η承×η齒=6.163×0.98×0.97=5

10、.859KW P3=P2×η承×η齒=5.859×0.99×0.97=5.569KW 2.8 各軸輸入轉(zhuǎn)矩 電動(dòng)機(jī)所需實(shí)際轉(zhuǎn)矩及電動(dòng)機(jī)的輸出轉(zhuǎn)矩為 T0=9550 Pd / nm=43.446N·m T1= 9550P1/ n1=122.618N·m T2= 9550 P2 / n2=451.128N·m T3= 9550 P3/n3=1663.558N·m 2.9各軸參數(shù)列表 軸 輸出功率 輸出轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速 傳動(dòng)比 電機(jī)軸(0) 6.551KW 43.446N·m 1440r/min 高速軸(1) 6.163KW 122.

11、618N·m 480r/min 3 中間軸(2) 5.859KW 451.128N·m 124.03r/min 3.87 低速軸(3) 5.569KW 1663.558N·m 31.97r/min 3..87 三、運(yùn)動(dòng)分析 3.1建立如圖所示的坐標(biāo)系 3.2列方程 以C點(diǎn)在為左極限時(shí)初始位置，求C點(diǎn)的位置方程： AB角速度為： AB初始角度為： AB角度為： B點(diǎn)的位置方程為： C點(diǎn)的位置方程為： 3.3運(yùn)動(dòng)曲線 運(yùn)用Matlab繪制C點(diǎn)運(yùn)動(dòng)曲線（一個(gè)周期）如下： 3.4機(jī)構(gòu)最終運(yùn)動(dòng)簡(jiǎn)圖 四、帶傳動(dòng)設(shè)

12、計(jì) 4.1 確定計(jì)算功率 由書(shū)中表8-7查的工作情況系數(shù)為,故 4.2 選擇V帶的帶型 根據(jù)、由圖8-10選用B型。 4.3 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)算帶速 初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑。由表8-6和表8-8，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑。 驗(yàn)算帶速。按式（8-13）驗(yàn)算帶的速度 因?yàn)?，故帶速合適。 計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑。根據(jù)式（8-15a），計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑 根據(jù)表8-8，圓整為。 驗(yàn)算實(shí)際傳動(dòng)比為 故。 4.4 確定V帶的中心距和基準(zhǔn)長(zhǎng)度 （1） 根據(jù)式（8-20），初定中心距。 （2） 由式（8-22）計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長(zhǎng)度 由表8

13、-2選帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度。 （3） 按式（8-23）計(jì)算實(shí)際中心距。 中心距的變化范圍為 4.5 驗(yàn)算小帶輪上的包角 4.6 計(jì)算帶的根數(shù)z （1） 計(jì)算單根V帶的額定功率。 由和，查表8-4a得. 根據(jù)，和B型帶，查表8-4b得。 查表8-5得，表8-2得，于是 （2） 計(jì)算V帶的根數(shù)z。 取2根。 4.7 計(jì)算單根V帶的初拉力的最小值(F0)min 由表8-3得B型帶的單位長(zhǎng)度質(zhì)量q=0.18kgm,所以 (F0)min=500（2.5-Kα）PcaKαzv+qv2=500×(2.5-0.93)×6.5510.93×2×12.05+0

14、.18×12.052N=256N 應(yīng)使帶的實(shí)際初拉力 F0>(F0)min。 4.8 計(jì)算壓軸力Fp 壓軸力的最小值為 (F0p)min=2z(F0)minsinα12=2×2×256×sin153°2N=996N 4.9 帶傳動(dòng)各參數(shù)列表 計(jì)算項(xiàng)目 計(jì)算內(nèi)容 計(jì)算結(jié)果 確定計(jì)算功率 由表8-7 由公式Pca=kA?Pd kA =1 Pc=1×6.551Kw=6.551Kw 選取帶型 由圖8-10 選用B帶 選取小帶輪直徑 由表8-6 表8-8 dd1=160mm 大帶輪直徑 dd2=i×dd1 dd2=500mm 小帶輪帶

15、速 ν1=πdd1n160×1000 ν1=12.05m/s 初選中心距a0 0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2) ?462mm≤a0≤1320mm 初選a0=700mm 帶初步基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld0 Ld0=2a0+π2dd1+dd2+(dd1+dd2)24 Ld0=2478mm 帶基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld 由表8-2 Ld=2500mm 實(shí)際中心距 a≈a0+(Ld-Ld1)2 a=711mm 小帶輪包角 α1=≈ α1=153°>120° 帶的根數(shù) 由表8-4a求P0 由表8-4b的基本額定功率增量ΔP0 由

16、表8-5取包角系數(shù)kα 由表8-2取長(zhǎng)度系數(shù)kL z=PcaPr P0=3.62Kw ΔP0=0.46Kw kα=0.93 kL=1.03 Pr=3.91 Z=1.68 Z取2 帶的初拉力 由表8-3取q=0.18kgm 初壓力: (F0)min=500（2.5-Kα）PcaKαzv+qv2 (F0)min=256N 帶的壓軸力 (F0p)min=2z(F0)minsinα12 (F0p)min=996N 五、齒輪設(shè)計(jì) 5.1 材料選?。? （1）按下圖所示的傳動(dòng)方案，選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)。 （2）平板搓絲機(jī)為一般工作機(jī)

17、器，速度不太高，故選用7級(jí)精度（GB10095-88）。 （3）由書(shū)表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，而這材料硬度差為40HBS。 5.2 低速級(jí) （1）選小齒輪齒數(shù)z1=25,大齒輪齒數(shù)z2=3.87×25=96.75 取z2=97。 （2）按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由設(shè)計(jì)計(jì)算公式（10-9a）進(jìn)行試算，即 d1t≥2.323KT1?d×u±1uZEσH2 1) 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 1 試選載荷系數(shù)Kt=1.3 2 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 T1=451.128N·m 3 由表10-7選取齒寬系數(shù)

18、?d=1 4 由表10-6查的材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa 5 由圖10-21d按齒面硬度差得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限σHlim1=600 MPa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限σHlim2=550 MPa。 6 由式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。 N1=60n1jLh=60×124.03×1×8×300×10=1.786×108 N2=1.786×1083.87=4.615×107 7 由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1=1.11； KHN2=1.18 8 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力。 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式（10-12）得

19、 σH1=KHN1σHlim1S=1.11×600 MPa=666 MPa σH2=KHN2σHlim2S=1.18×550 MPa=649 MPa 2) 計(jì)算 1 試算小齒輪分度圓直徑d1t,帶入σH中較小的值。 d1t≥2.323KT1?d×u±1uZEσH2 =2.3231.3×451.128×1031×4.873.87189.86492 mm=92.373 mm 2 計(jì)算圓周速度v。 v=πd1tn160×1000=π×92.373×124.0360×1000ms=0.60ms 3 計(jì)算齒寬b。 b=?d×d1t=1×92.373 mm

20、=92.373 mm 4 計(jì)算齒寬與齒高之比 bh。 模數(shù) mt=d1tz1=92.37325 mm=3.695 mm 齒高 h=2.25mt=2.25×3.695 mm=8.31 mm bh=92.37368.31=11.11 5 計(jì)算載荷系數(shù)。 根據(jù) v=0.60ms ，7級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.02； 直齒輪， KHα= KFα=1； 由表10-2查得使用系數(shù) KA=1； 由表10-4用插值法查得7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支撐非對(duì)稱布置時(shí)，KHβ=1.430。 由 bh=11.11， KHβ=1.43查圖10-13得KF

21、β=1.37；故載荷系數(shù) K= KAKvKHαKHβ=1×1.02×1×1.430=1.459 6 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10a）得 d1=d1t3KKt=92.37331.4591.3=95.996 mm 7 計(jì)算模數(shù)m。 m=d1z1=95.99625=3.840 mm， （3）按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由式（10-5）得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為 m≥32KT1?dZ12YFaYSaσF 1） 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 1 由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限σFE1=500 MPa；大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限 σFE1=38

22、0 MPa 2 由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN1=0.85，KFN1=0.88； 3 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力。 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-12）得 σF1=KFN1σFE1S=0.85×5001.4 MPa=303.57 MPa σF2=KFN2σFE2S=0.88×3801.4 MPa=238.86 MPa 4 計(jì)算載荷系數(shù)K。 K= KAKvKFαKFβ=1×1.02×1×1.37=1.397。 5 查取齒形系數(shù)。 由表10-5查得 YFa1=2.62；YFa2=2.186。 6 查取應(yīng)力校正系數(shù)。 由表10-5查得 YSa1=1.59；

23、YSa2=1.787。 7 計(jì)算大、小齒輪的 YFaYSaσF并加以比較。 YFa1YSa1σF1=2.62×1.59303.57=0.01372 YFa2YSa2σF2=2.186×1..860.01635 大齒輪的數(shù)值大。 2） 設(shè)計(jì)計(jì)算 m≥32×1.397×451.128×1031×252×0.01635 mm=3.21 mm 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度酸的的模數(shù)3.21并就近

24、圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=4 mm，按按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=65.890 mm，算出小齒輪齒數(shù) z1=d1m=95.9964=23.999≈24 大齒輪齒數(shù)z2=3.87×24=92.88，取 z2=93。 這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。 （4）幾何尺寸計(jì)算 1）計(jì)算分度圓直徑 d1=z1m=24×4=96 mm d2=z2m=93×4=372 mm 2） 計(jì)算中心距 a=d1+d22=96+3722 mm=234 mm 3) 計(jì)算齒輪寬度 b=?d×d1=1×96 mm=96 mm 取 B

25、2=96 mm，B1=100 mm。 （5）主要參數(shù)列表 計(jì)算項(xiàng)目 計(jì)算結(jié)果 傳動(dòng)比 3.87 壓力角 αn=20° 模數(shù) m≥32×1.397×451.128×1031×252×0.01635 mm=3.21 mm 就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=4 mm 齒數(shù) z1=d1m=95.9964≈24 大齒輪齒數(shù)z2=3.87×24=92.88，取 z2=93 分度圓直徑d d1=z1m=24×4=96 mm d2=z2m=93×4=372 mm 中心距a a=d1+d22=96+3722 mm=234 mm 齒寬 B2=96 mm B1=100 mm 5.3

26、 高速級(jí) （1）選小齒輪齒數(shù)z1=25,大齒輪齒數(shù)z2=3.87×25=96.75 取z2=97。 （2）按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由設(shè)計(jì)計(jì)算公式（10-9a）進(jìn)行試算，即 d1t≥2.323KT1?d×u±1uZEσH2 4) 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 8 試選載荷系數(shù)Kt=1.3 9 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 T1=122.618N·m 10 由表10-7選取齒寬系數(shù)?d=1 11 由表10-6查的材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa 12 由圖10-21d按齒面硬度差得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限σHlim1=600 MPa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限σHlim2=550 MPa。

27、 13 由式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。 N1=60n1jLh=60×480×1×8×300×10=6.912×108 N2=6.912×10843.87=1.786×108 14 由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1=1.02； KHN2=1.07 8 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力。 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式（10-12）得 σH1=KHN1σHlim1S=1.02×600 MPa=612 MPa σH2=KHN2σHlim2S=1.07×550 MPa=588.5 MPa 5) 計(jì)算 1 試算小齒輪分度圓直徑d1t

28、,帶入σH中較小的值。 d1t≥2.323KT1?d×u±1uZEσH2 =2.3231.3×122.618×1031×4.873.87189.8588.52 mm=63.869 mm 2 計(jì)算圓周速度v。 v=πd1tn160×1000=π×63.869×48060×1000ms=1.61ms 3 計(jì)算齒寬b。 b=?d×d1t=1×63.869 mm=63.869 mm 4 計(jì)算齒寬與齒高之比 bh。 模數(shù) mt=d1tz1=63.86925 mm=2.555mm 齒高 h=2.25mt=2.25×2.555 mm=5.75 mm

29、 bh=63.8695.75=11.11 8 計(jì)算載荷系數(shù)。 根據(jù) v=1.61ms ，7級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.03； 直齒輪， KHα= KFα=1； 由表10-2查得使用系數(shù) KA=1； 由表10-4用插值法查得7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支撐非對(duì)稱布置時(shí)，KHβ=1.430。 由 bh=11.11， KHβ=1.43查圖10-13得KFβ=1.37；故載荷系數(shù) K= KAKvKHαKHβ=1×1.03×1×1.430=1.473 9 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10a）得 d1=d1t3KKt=63.86931

30、.4731.3=66.584 mm 10 計(jì)算模數(shù)m。 m=d1z1=66.58425=2.663 mm， （3）按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由式（10-5）得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為 m≥32KT1?dZ12YFaYSaσF 3） 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 1 由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限σFE1=500 MPa；大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限 σFE1=380 MPa 2 由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN1=0.85，KFN1=0.88； 3 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力。 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-12）得 σF1=KFN1σFE1S=0.8

31、5×5001.4 MPa=303.57 MPa σF2=KFN2σFE2S=0.88×3801.4 MPa=238.86 MPa 8 計(jì)算載荷系數(shù)K。 K= KAKvKFαKFβ=1×1.03×1×1.37=1.411。 9 查取齒形系數(shù)。 由表10-5查得 YFa1=2.62；YFa2=2.186。 10 查取應(yīng)力校正系數(shù)。 由表10-5查得 YSa1=1.59；YSa2=1.787。 11 計(jì)算大、小齒輪的 YFaYSaσF并加以比較。 YFa1YSa1σF1=2.62×1.59303.57=0.01372 YFa2YSa2σF2=2.186×1..860.01635

32、 大齒輪的數(shù)值大。 4） 設(shè)計(jì)計(jì)算 m≥32×1.411×122.618×1031×252×0.01635 mm=2.084 mm 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)2.084并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=2.5 mm，按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=66.584 mm，算出小齒輪齒數(shù) z1=d1m=66.5842.5=26.634≈27 大齒輪齒數(shù)z2=3.87×27=104.49，取 z2

33、=104。 這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。 （4）幾何尺寸計(jì)算 1）計(jì)算分度圓直徑 d1=z1m=27×2.5=67.5 mm d2=z2m=104×2.5=260 mm 2） 計(jì)算中心距 a=d1+d22=67.5+2602 mm=163.75 mm 6) 計(jì)算齒輪寬度 b=?d×d1=1×67.5 mm=67.5 mm 取 B2=67.5 mm，B1=70 mm。 （5）主要參數(shù)列表 計(jì)算項(xiàng)目 計(jì)算結(jié)果 傳動(dòng)比 3.87 壓力角 αn=20° 模數(shù) m≥32×1.411×1

34、22.618×1031×252×0.01635 mm=2.084 mm 就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=2.5 mm 齒數(shù) z1=d1m=66.5842.5=26.634≈27 z2=3.87×27=104.49，取 z2=104 分度圓直徑d d1=z1m=27×2.5=67.5 mm d2=z2m=104×2.5=260 mm 中心距a a=d1+d22=67.5+2602 mm=163.75 mm 齒寬 B2=67.5 mm， B1=70 mm 六、軸的設(shè)計(jì) 6.1高速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 1、求出輸出軸上的功率， 由前面所求的數(shù)據(jù)可知I軸上=6.163

35、KW, =480r/min, =122.618N·m 2、求作用在小齒輪上的力 求得高速軸上小齒輪的分度圓直徑d1=z1m=96 mm 則有：圓周力Ft=2T1d1=2×122.618×10396N=2554.54N 徑向力： Fr=Fttanαn=2554.54×tan20°=929.78N 3、 初步確定軸的最小直徑 現(xiàn)初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。經(jīng)查閱資料選取取，則有： dmin=A03P1n1=115×36.=26.93mm≈27mm 根據(jù)帶輪的相關(guān)參數(shù)規(guī)定初定大帶寬度 B=1.6×27=43.2mm 4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) （1）擬定軸上零

36、件的裝配方案如下 圖（1） （2） 將最小直徑段與帶輪配合，即圖中A—B段， dA-B=27mm，為軸向定位帶輪該段右端有一軸肩，所以取dB-C=33mm。帶輪左端用軸端擋圈定位，帶輪寬B=43.2mm,為了使左端擋圈只壓在帶輪上而不壓在軸端，需要軸略短一點(diǎn)，取lA-B=42mm。 (3) 初選軸承 因軸承受到徑向力作用，選用深溝球軸承，參照工作要求并根據(jù)dB-C=33mm，查閱軸承相關(guān)資料初步選取深溝球軸承6007，其尺寸為： 小徑*大徑*寬度=d×D×B=35mm×62mm×14mm 則有dB-C=

37、dF-G=35mm 和 lB-C=lF-G=14mm 查得6007型軸承的定位軸肩高度h=3mm，因此取dC-D=41mm (4) 安裝齒輪處的軸端D-E的直dE-F=41mm徑;齒輪的右端采用套筒定位，由求得的小齒輪的輪轂寬度為96mm，為了使套筒端面壓緊齒輪端面取lE-F=94,齒輪的左端采用軸肩定位，根據(jù)軸肩高度h>0.07d,取h=4mm,則可知軸環(huán)處的直徑dD-E=49mm,軸環(huán)的寬度b>1.4h,取lD-E=8mm (5) F-G段安裝軸套與軸承，所以dF-G=35mm，取齒輪右端面與減速箱壁的距離為16mm，則 lF-G=14+16=30mm。 （6） 軸上零

38、件的周向定位 齒輪、帶輪與軸的周向定位均采用平鍵，根據(jù)dE-F=41mm由表6-1查得平鍵截面b×h×L=12mm×8mm×80mm,鍵槽用銑刀加工，長(zhǎng)為mm，為了保證軸與帶輪輪轂有良好的 對(duì)中性，選擇其配合為，帶輪與軸的連接，選擇平鍵b×h×L=8mm×7mm×36mm, 選擇其配合為，軸承與軸的周向定位是由過(guò)度配合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為. 6.2中間軸的設(shè)計(jì)計(jì)算(算法同高速軸) 1、求出輸出軸上的功率p2，n2，T2 由前面所求的數(shù)據(jù)可知I軸上p2=5.859KW, n2=124.03r/min, T2=451.128N·m 2、求作用在小齒輪上的力 求

39、得中間軸上小齒輪的分度圓直徑d1=z1m=67.5 mm 則有：圓周力Ft=2T2d2=2×451.128×10367.5N=13366.8N 徑向力： Fr=Fttanαn=13366.8×tan20°=4865.1N 4、 初步確定軸的最小直徑 現(xiàn)初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。經(jīng)查閱資料選取取，則有： dmin=A03P2n2=115×35..03=41.57mm≈42mm 4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) （1）擬定軸上零件的裝配方案如下 圖（1） （2） 將最小直徑段與帶輪配合，即圖中A—B段，

40、dA-B=27mm，為軸向定位帶輪該段右端有一軸肩，所以取dB-C=33mm。帶輪左端用軸端擋圈定位，帶輪寬B=43.2mm,為了使左端擋圈只壓在帶輪上而不壓在軸端，需要軸略短一點(diǎn)，取lA-B=42mm。 (3) 初選軸承 因軸承受到徑向力作用，選用深溝球軸承，參照工作要求并根據(jù)dB-C=33mm，查閱軸承相關(guān)資料初步選取深溝球軸承6007，其尺寸為： 小徑*大徑*寬度=d×D×B=35mm×62mm×14mm 則有dB-C=dF-G=35mm 和 lB-C=lF-G=14mm 查得6007型軸承的定位軸肩高度h=3mm，因此取dC-D=41mm (4) 安裝齒輪處

41、的軸端D-E的直dE-F=41mm徑;齒輪的右端采用套筒定位，由求得的小齒輪的輪轂寬度為96mm，為了使套筒端面壓緊齒輪端面取lE-F=94,齒輪的左端采用軸肩定位，根據(jù)軸肩高度h>0.07d,取h=4mm,則可知軸環(huán)處的直徑dD-E=49mm,軸環(huán)的寬度b>1.4h,取lD-E=8mm (5) F-G段安裝軸套與軸承，所以dF-G=35mm，取齒輪右端面與減速箱壁的距離為16mm，則 lF-G=14+16=30mm。 （6） 軸上零件的周向定位 齒輪、帶輪與軸的周向定位均采用平鍵，根據(jù)dE-F=41mm由表6-1查得平鍵截面b×h×L=12mm×8mm×80mm,鍵槽用銑刀加

42、工，長(zhǎng)為mm，為了保證軸與帶輪輪轂有良好的 對(duì)中性，選擇其配合為，帶輪與軸的連接，選擇平鍵b×h×L=8mm×7mm×36mm, 選擇其配合為，軸承與軸的周向定位是由過(guò)度配合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為. 四、總結(jié) 4.1機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)原理 1、機(jī)械設(shè)計(jì)的目的： 1）培養(yǎng)綜合運(yùn)用所學(xué)的理論知識(shí)與實(shí)踐技能，樹(shù)立正確的設(shè)計(jì)思想，掌握機(jī)械設(shè)計(jì)的一般方法和規(guī)律，提高機(jī)械設(shè)計(jì)的能力。 2）通過(guò)設(shè)計(jì)實(shí)踐，熟悉設(shè)計(jì)過(guò)程，學(xué)會(huì)準(zhǔn)確使用資料，設(shè)計(jì)計(jì)算，分析設(shè)計(jì)結(jié)果，繪制圖樣，在機(jī)械設(shè)計(jì)基本技能的運(yùn)用上得到訓(xùn)練。 3）在課余時(shí)間，提供一個(gè)較為充分的設(shè)計(jì)空間，使在鞏固所學(xué)知識(shí)的同時(shí)，強(qiáng)化創(chuàng)新意識(shí)

43、，在設(shè)計(jì)實(shí)踐中深刻領(lǐng)會(huì)機(jī)械設(shè)計(jì)的內(nèi)涵。 2、機(jī)械設(shè)計(jì)的步驟： 1）設(shè)計(jì)準(zhǔn)備：明確設(shè)計(jì)任務(wù)，設(shè)計(jì)要求，工作條件，針對(duì)設(shè)計(jì)任務(wù)和要求進(jìn)行分析調(diào)研，查閱有關(guān)資料，參觀現(xiàn)場(chǎng)實(shí)物。 2）方案設(shè)計(jì)： 根據(jù)分析調(diào)研結(jié)果，選擇原動(dòng)機(jī)，傳動(dòng)裝置，執(zhí)行機(jī)構(gòu)以及它們之間的連接方式，擬定若干可行的設(shè)計(jì)方案。 3）總體設(shè)計(jì)：對(duì)所擬定的發(fā)難進(jìn)行計(jì)算，分析，對(duì)執(zhí)行機(jī)構(gòu)和傳動(dòng)機(jī)構(gòu)進(jìn)行必要的初步設(shè)計(jì)，進(jìn)行分析比較，選擇一個(gè)正確合理的設(shè)計(jì)方案，繪制整體方案簡(jiǎn)圖。 4）結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（本次沒(méi)有用到這一步）：針對(duì)某一部件，如部分傳動(dòng)裝置或執(zhí)行機(jī)構(gòu)，進(jìn)行詳細(xì)設(shè)計(jì)，根據(jù)各個(gè)零部件的強(qiáng)度，剛度，使用壽命和結(jié)構(gòu)要求，確定其結(jié)構(gòu)尺寸和裝配

44、關(guān)系，完成裝配圖樣設(shè)計(jì)和零件圖樣設(shè)計(jì)。 5）整理文檔：整理設(shè)計(jì)圖樣，編寫(xiě)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)。 3、設(shè)計(jì)中需要注意的幾個(gè)問(wèn)題： 1）循序漸進(jìn)，逐步完善：在設(shè)計(jì)過(guò)程中應(yīng)該注意理論與實(shí)踐的結(jié)合，要意識(shí)到，設(shè)計(jì)過(guò)程是一個(gè)復(fù)雜的系統(tǒng)工程，要從機(jī)械系統(tǒng)整體需要考慮，必須經(jīng)過(guò)反復(fù)推敲和認(rèn)真思考才能得到一個(gè)好的設(shè)計(jì)方案。 2）鞏固機(jī)械設(shè)計(jì)基本技能，注重設(shè)計(jì)能力的培養(yǎng)和訓(xùn)練：機(jī)械設(shè)計(jì)的內(nèi)容繁多，有很多需要的知識(shí)課本上并沒(méi)有，應(yīng)該自覺(jué)加強(qiáng)理論與工程實(shí)踐的而結(jié)合，掌握認(rèn)識(shí)、分析、解決問(wèn)的基本方法，提高設(shè)計(jì)能力。 3）汲取傳統(tǒng)經(jīng)驗(yàn)，勇于創(chuàng)新：機(jī)械設(shè)計(jì)題目主要來(lái)自工程實(shí)際中的常見(jiàn)問(wèn)題，設(shè)計(jì)中有很多前人的設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)可以借

45、鑒。在學(xué)習(xí)的過(guò)程中，要注意了解學(xué)習(xí)，繼承前人的經(jīng)驗(yàn)，同時(shí)發(fā)揮主觀能動(dòng)性，勇于創(chuàng)新，在設(shè)計(jì)實(shí)踐中培養(yǎng)創(chuàng)新能力，以及發(fā)現(xiàn)問(wèn)題、分析問(wèn)題、解決問(wèn)題的能力。 4）整體著眼，提高綜合設(shè)計(jì)素質(zhì)：在設(shè)計(jì)過(guò)程中，應(yīng)該自居加強(qiáng)自主設(shè)計(jì)意識(shí)，注意先總體設(shè)計(jì)，后部分設(shè)計(jì)，先概要設(shè)計(jì)，后詳細(xì)設(shè)計(jì)。遇到設(shè)計(jì)難度時(shí)，要從設(shè)計(jì)目標(biāo)出發(fā)，首先解決主要矛盾，逐漸解決次要矛盾。 4、機(jī)械設(shè)計(jì)的基本原則： 1）創(chuàng)新原則：設(shè)計(jì)是人們?yōu)檫_(dá)到某種目的所做的創(chuàng)造性工作，以內(nèi)創(chuàng)新是設(shè)計(jì)的主要特征。機(jī)械設(shè)計(jì)，首先應(yīng)是創(chuàng)新的設(shè)計(jì)，其特點(diǎn)是理論與實(shí)踐經(jīng)驗(yàn)同直覺(jué)的結(jié)合。現(xiàn)代設(shè)計(jì)的綜合性越來(lái)越突出，子啊增加了設(shè)計(jì)的復(fù)雜性的同時(shí)，也給創(chuàng)新提供了

46、更好的機(jī)會(huì)。 2）安全原則：產(chǎn)品安全可靠的工作是對(duì)設(shè)計(jì)的基本要求。設(shè)計(jì)為了保障機(jī)械的安全可靠運(yùn)行，必須在結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，材料性能，零部件強(qiáng)度，運(yùn)動(dòng)穩(wěn)定性等多方面進(jìn)行標(biāo)準(zhǔn)設(shè)計(jì)。 3）工藝性原則：構(gòu)件圖樣設(shè)計(jì)完成后，要力求使部件的結(jié)構(gòu)工藝性合理，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，易于加工。 4.2、心得與收獲 經(jīng)過(guò)一學(xué)期的學(xué)習(xí)和努力，終于完成的這次課程設(shè)計(jì)。通過(guò)這次課程設(shè)計(jì)，讓我學(xué)會(huì)了如何使用機(jī)械方面的一些設(shè)計(jì)軟件，為以后的學(xué)習(xí)和工作打下了一定的基礎(chǔ)。這次的設(shè)計(jì)過(guò)程是把自己所學(xué)的專業(yè)知識(shí)用于實(shí)踐的過(guò)程，使自己的知識(shí)面不斷地?cái)U(kuò)充，提高了自己分析問(wèn)題、解決問(wèn)題的能力和實(shí)踐動(dòng)手的能力，使我充分體會(huì)到了在創(chuàng)造過(guò)程中探索的艱難和成功的喜悅。在這次課程設(shè)計(jì)中，我要感謝老師使我懂得了很多東西，培養(yǎng)了我獨(dú)立工作的能力。雖然這次的課程設(shè)計(jì)可能做得不是太好，但是設(shè)計(jì)過(guò)程中所學(xué)到的東西將使我終生受益。 五、參考文獻(xiàn) （一）、馮鑒、何俊、雷智翔主編 《機(jī)械原理》 西南交通大學(xué)出版社 2008年。 （二）、申永勝主編 《機(jī)械原理教程》北京：清華大學(xué)出版社 1999年 （三）、孫桓、陳作模、葛文杰主編 《機(jī)械原理》（第六版）北京：高等教育出版社 2005年。 專心---專注---專業(yè)