徐楠毕业论文.doc

南京工业职业技术学院
搓丝机传动装置的设计

毕业设计（论文）

课题名称
搓丝机传动装置的设计

二级学院（系）/专 业
机械制造与自动化
班 级
机自1013
学 号
1001053125
学生姓名
徐楠
日 期
2012年12月17日 —— 2013年5月26日

指导教师：
翁秀奇

搓丝机传动装置的设计
机自1013徐楠

摘 要

搓丝机，是专业生产螺丝的设备。搓丝机，有多种规格的搓丝机，如，自动搓丝机、平板搓丝机、半自动搓丝机、全自动搓丝机、高速搓丝机等。搓丝机轻便、灵活、高效以及具有其它类似设备无法取代的优点。搓丝机避免了车床、钻床或手动攻丝的局限，省时、省力、不易烂牙、丝锥不易折断等。搓丝机适用于所有机械制造行业，机床、模具(厂)机械、塑胶机械、印刷机械、包装机械制造厂、工程机械、汽车摩托车零部件、航空发动机、机车车辆、烟草机械以及通用机械等行业。
传动装置是利用能量做有用功,起到传递能量、转换能量形式或者改变能量运作方式的作用。传动装置是机械中最重要的，为整个机械提供动能的，是为机械工作传动能源的。
本文主要介绍了带式运输机双级展开式齿轮传动装置。齿轮传送具有，效率高，承载能力大，允许速度高，寿命长等特点，因此在传动系统中一般采用齿轮传动。带传动有吸震，平稳等特点，能起过载保护作用。本传动比不大，故采用二级传动。
关键词：机械设计，传动系统

ABSTRACT

Thread rolling machine, is specializing in the production of screws. Thread rolling machine, thread rolling machine, a variety of specifications such as, automatic thread rolling machine, flat thread rolling machine, automatic thread rolling machine, automatic thread rolling machine, high-speed thread rolling machine. The advantages of thread rolling machine is light, flexible, efficient and has the similar equipment can not be replaced. Thread rolling machine avoids lathe, drilling machine or hand tapping limitations, time saving, labor saving, not easy to rotten teeth, not a broken tap. Thread rolling machine is applicable to all the machinery manufacturing industry, machine tool, die (factory) machinery, plastic machinery, printing machinery, packaging machinery factory, engineering machinery, automobile and motorcycle parts, aircraft engines, locomotives, tobacco machinery and general machinery industry.
The transmission device is the use of energy to do useful work, to transmit energy, energy conversion form or change the mode of operation of the role of energy. The transmission device is the most important in the machinery, provides energy for the whole machine, for mechanical transmission of energy.
This paper mainly introduces the two-stage gear transmission expansion conveyor belt device. Gear transmission with large carrying capacity, high efficiency, high speed, allowing, long life and other characteristics, so the transmission system generally adopts gear transmission. Belt drive shock absorption, stable characteristics, it has the function of overload protection. The transmission ratio is small, the two transmission.

Key words：electric cleaning car; gear steering; steering mechanism parameters design

目录
前言 2
第一章 搓丝机传动过程简介 3
第二章 传动装置设计 4
2.1设计任务 4
2.2 传动方案设计 4
2.3 电动机的选择 4
2.4 传动比的计算与分配 5
2.5 传动参数的计算 5
2.6 传动零件的设计计算 6
2.7 轴及轴承的设计 12
2.8 联轴器与带轮的选择 15
2.9 键的选择 16
2.10 滚动轴承的外部密封装置 17
2.11设计结果 17
结束语 18
参考文献 19

前言
本设计是对搓丝机传动装置设计的说明，搓丝机是专业生产螺丝的机器，使用广泛，本次设计是使用已知的使用和安装参数自行设计机构形式以及具体尺寸、选择材料、校核强度，并最终确定形成图纸的过程。通过设计，我们回顾了之前关于机械设计的课程，并加深了对很多概念的理解，并对设计的一些基本思路和方法有了初步的了解和掌握。
搓丝机：有多种规格的搓丝机，如，自动搓丝机、平板搓丝机、半自动搓丝机、全自动搓丝机、高速搓丝机等。
搓丝机型号有：S3006 加工螺丝范围 M3-M6 生产率(只/min) 100 电机功率(KW) 2.2 三角带型号 A型 外型尺寸(cm) 94x52x58 重量(kg) 110
ZS3010 加工螺丝范围 M4-M10 生产率(只/min) 90 电机功率(KW) 4 三角带型号 A型 外型尺寸(cm) 110x58x103 重量(kg) 250
S3016 加工螺丝范围 M6-M16 生产率(只/min) 60 电机功率(KW) 5.5 三角带型号 B型 外型尺寸(cm) 160x75x79 重量(kg) 600
S3024 加工螺丝范围 M10-M24 生产率(只/min) 70 电机功率(KW) 7 三角带型号 C型 外型尺寸(cm) 220x100x110 重量(kg) 1200

第一章 搓丝机传动过程简介
搓丝机可用于加工轴辊螺纹，下图是其结构设计参考图。上搓丝板安装在机头上，下搓丝板安装在滑块上。加工时，下搓丝板随滑块做往复运动。在起始（前端）位置时，送料装置将工件送入上、下搓丝板之间。滑块往复运动时，工件在上下搓丝板之间滚动，搓制出与搓丝板一致的螺纹。搓丝板共两对，可同时搓出工件两端的螺纹。滑块往复运动一次，加工一件。

图1 ？
表1 传动装置设计基本参数
滚筒圆周力（N）
3500
传送带速度（m/s）
0.5
滚筒直径（mm）
400

第二章 传动装置设计
2.1设计任务
本设计的搓丝机系统采用带式运输机双级展开式齿轮传动装置设计
设计要求：
1．设计用于带式运输机的传动装置
2．连续单向运转，载荷较平稳，空载起动，运输带允许误差为5%
3．使用期限为5年，小批量生产，两班制工作
4．。。
表2 设计基本参数：
数据组编号
2
工作机轴输入转矩 T/(n.m)
850
运输带工作速度m/s
1.25
滚筒直径 d/mm
370

2.2 传动方案设计
传动方案：电动机通过带传动输入到双级圆柱齿轮减速器，高速级齿轮与低速级齿轮都采用圆柱斜齿轮。低速级通过联轴器与滚筒连接。

2.3 电动机的选择
电动机是一种旋转式电动机器，它将电能转变为机械能，它主要包括一个用以产生磁场的电磁铁绕组或分布的定子绕组和一个旋转电枢或转子。在定子绕组旋转磁场的作用下，其在电枢鼠笼式铝框中有电流通过并受磁场的作用而使其转动.
电动机中应用最广的是交流异步电动机,它使用方便，运行可靠，价格低廉，结构牢固。
再由于生产单位普遍使用三相交流电源，所以选用三相交流异步电动机；
由电动机至工作机之间的总效率为：η=η1η24η32η4η5,式中，η1、η2、η3、η4、η5分别为带轮、深沟球轴承、圆柱斜齿轮、联轴器、卷筒传动效率。取η1=0.96，η2=0.98，η3=0.97，η4=0.99，η5=0.96。则η=0.79
卷筒输出功率PW=Fv/1000=2000Tv/d=5.74KW,工作机所需功率为Pd=PW/η= kFv/1000η=7.27KW(载荷平稳时k=1),根据Pd选择Y132M-4型三相异步电动机，电动机参数如下：表3
P额
满载转速
伸出端直径D
伸出端长度E
中心高H
键槽宽度F
7.5 kw
1440r/min
38mm
80mm
132mm
10mm

2.4 传动比的计算与分配
机构中瞬时输入速度与输出速度的比值是传动比。
计算传动比时应注意总效率和传动比之间关系较大，每一次都有损耗，如，从电动出发，联轴器连接轴，这个可以不算损耗，接着齿轮减速，乘93－98%，有几级乘几级，蜗轮蜗杆，67-83%,同步带，三角轮，效率也可以达到90多，一次次乘下去就是了。有速度改变或者方向改变的地方就有损耗。
1.计算总传动比
输送机滚筒的转速n3=60000v/πd=60000×1.2/(π×370)=64.52r/min,总传动比i= n / n3=1440/64.52=22.32
2.分配传动比
取带传动传动比io=2.15,则减速器传动比ia=i/io=22.32/2.15=10.38，查手册，减速器高速级齿轮传动的传动比i1=3.75，因此低速级齿轮传动的传动比i2=10.38/3.75=2.77.

2.5 传动参数的计算
1. 各轴转速：
轴Ⅰ n1=nm/io=669.77r/min， 轴Ⅱ n2= n1/i1=178.61r/min
轴Ⅲ n3= n2/i2=64.48r/min
各轴输入功率：
轴Ⅰ P1=Pdη1=6.98kw， 轴Ⅱ P2= P1η2η3=6.64kw
轴Ⅲ P3 =P2η2η3=6.31kw， 卷筒输入功率P4= P3η2η4=6.12kw
各轴输出功率:
轴Ⅰ P1’=6.84kw， 轴Ⅱ P2’=6.51kw
轴Ⅲ P3’=6.18kw， 卷筒输出功率P4’=6.00kw
3. 各轴输入转矩:
电机输出转矩Td=9500XPd/nm=48.21 N·m
轴Ⅰ T1=99.51N·m， 轴Ⅱ T2=354.73N·m
轴Ⅲ T3=934.06N·m， 滚筒轴 T4=906.23N·m
各轴输出转矩：
轴Ⅰ T1’=97.52N·m， 轴Ⅱ T2’=347.64N·m
轴Ⅲ T3’=915.38N·m， 滚筒轴 T4’=888.11N·m

2.6 传动零件的设计计算
轮缘是有齿能连续啮合传递动能的元件是齿轮，齿轮出现于公元前300年，古希腊哲学家亚里士多德在《机械问题》中就讲述了齿轮。随着工业的发展，齿轮以其特殊的方式在机械中占有很重要的地位。
齿轮的失效形式有：1、齿面磨损2、齿面胶合3、疲劳点蚀4、轮齿折断5、齿面塑性变形
本设计中选用高速级与低速级大小齿轮，这两种齿轮均选用硬齿面渐开线斜齿轮，高速级与低速级大小齿轮均选用40Cr，调质处理后表面淬火，表面HRC=48～55，σHlim1=σHlim2=1200Mpa, σFlim1=σFlim2=310Mpa，齿面最终成形工艺为磨齿。
1.高速级齿轮的设计计算
因为为硬齿面齿轮传动，具有较强的齿面抗点蚀能力，故先按齿根弯曲疲劳强度设计，再校核齿面接触疲劳强度。
初取小齿轮齿数Z1=32，Z2=i1×Z1=112,实际传动比i1’= Z2/ Z1=3.5
初选齿宽系数Φd=0.6, 螺旋角=12°,查得KA=1.0；假设齿轮圆周速度v=2.5m/s，查得 KV=1.04；预估齿宽b=40mm，查得KH=1.17； 初取b/h=6，查得KF=1.13；查得KH=KF=1.1，载荷系数K=KAKVKFKF=1.29.
当量齿数Zv1=Z1/cos³β=33.12，Zv2=Z2/cos³β=121.81，查得YFa1=2.52，YFa2=2.16,Ysa2=1.64，Ysa2=1.82。
端面重合度

则重合度系数为

轴向重合度

查得许用弯曲应力SF=1.25（按1%实效概率考虑）
小齿轮应力循环次数N1=9.64108，大齿轮应力循环次
查得寿命系数，
实验齿轮应力修正系数YST=2.0,预取尺寸系数
许用弯曲应力

= =
比较与，取==
计算模数
,取mn=2.5mm
计算主要尺寸
中心距 ,取=185mm
修正螺旋角
分度圆直径
齿宽，取b1=55mm，b2=50mm,修正齿宽系数
验证载荷系数K
圆周速度，查得kv=1.02，基本不变；，查得 b/h=，查得；又和不变，则K=1.29，基本没变，故无需校核大小齿轮齿根弯曲疲劳强度。
查得弹性系数ZE =189.8，节点区域系数ZH=2.45，重合度系数Zε=0.775，螺旋角系数，查得寿命系数，
工作硬化系数，尺寸系数，安全系数
则许用接触应力

取
校核齿面接触强度
，满足齿面接触强度。
计算几何尺寸
分度圆直径d1=mZ1/cosβ=82.22mm，d2=m Z2/cosβ=287.78mm，标准中心距a=(d1+d2)/2=185mm ，啮合角
齿顶高
齿根高
齿顶圆直径，
齿根圆直径
齿宽b1=55mm， b2=50mm。
2.低速级齿轮的设计计算
齿轮仍然为硬齿面齿轮传动，具有较强的齿面抗点蚀能力，仍然先按齿根弯曲疲劳强度设计，再校核齿面接触疲劳强度。
初取小齿轮齿数Z3=35，Z4=i2×Z3=94,实际传动比i2’= Z4/ Z3=2.68
△=︱(2.68-2.66)/2.66 ︱×100%=0.752%<5% 允许
初选齿宽系数Φd=0.7, 螺旋角=12°,查得KA=1.0；假设齿轮圆周速度v=1.0m/s，查得 KV=1.02；预估齿宽b=40mm，查得KH=1.17； 初取b/h=6，查得KF=1.13；查得KH=KF=1.1，载荷系数K=KAKVKFKF=1.27.
当量齿数Zv3=Z3/cos³β=37.40，Zv4=Z4/cos³β=100.44，查得YFa3=2.42，YFa4=2.20,Ysa3=1.65，Ysa4=1.76。
端面重合度

则重合度系数为

轴向重合度

查得许用弯曲应力SF=1.25（按1%实效概率考虑）
小齿轮应力循环次数N3=2.57108，大齿轮应力循环次 ，查得寿命系数，，实验齿轮应力修正系数YST=2.0,预取尺寸系数
许用弯曲应力

= =
比较与，取==
计算模数
,取mn=3mm
计算主要尺寸
中心距 ,取=198mm
修正螺旋角
分度圆直径
齿宽，取b3=70mm，b4=65mm,修正齿宽系数
验证载荷系数K
圆周速度，查得kv=1.02，基本不变；，查得 b/h=，查得 ；又和不变，则K=1.27，没变，故无需校核大小齿轮齿根弯曲疲劳强度。
查得弹性系数ZE =189.8，节点区域系数ZH=2.45，重合度系数Zε=0.775，螺旋角系数，查得寿命系数，
工作硬化系数，尺寸系数，安全系数
则许用接触应力

取
校核齿面接触强度
，满足齿面接触强度。
计算几何尺寸
分度圆直径d3=mZ3/cosβ=107.44mm，d4=m Z4/cosβ=288.56mm，标准中心距a=(d3+d4)/2=198mm ，啮合角
齿顶高
齿根高
齿顶圆直径，
齿根圆直径
齿宽b1=70mm， b2=65mm。

2.7 轴及轴承的设计
用于确定旋转轴与其他零件相对运动位置，起支承或导向作用的零部件是轴承
中国是较早发明轴承的国家之一。从考古文献看，中国于公元前221-207年就被发明了轴承。轴承是各类机械中总共要的基础零件之一，因此轴承也代表了一个国家的科技实力水平。
轴承分:滚针，调心球，深沟球，调心滚子，推力滚子，直线，带座，关节，组合，轧机，角接触轴承等。
本设计中轴承1. 选材
轴Ⅰ选择轴材料为40Cr、调质处理，硬度为217~255HBS。对称循环弯曲许用应力。
轴Ⅱ选择轴的材料为20CrMnTi，查机械设计手册有：，取，其硬度为5662HRC。
轴Ⅲ选择轴材料为45钢、调质处理，硬度为217~255HBS。对称循环弯曲许用应力。

2. 初步计算轴径
三根轴为实心轴，，选参数A=115，得。因为轴端开键槽，会削弱轴的强度，故将轴径增加4%~5%，并考虑与标准件的配合，取轴的直径为30mm；同理可得d2,min=38.38mm,取40mm；d3,min=52.99mm,取55mm。
3.轴承选择及轴的结构设计
轴1选取6307深沟球轴承，，其尺寸为，轴承内侧同一轴段上装有档油盘，轴具体结构及布置方案见零件图。
轴2选取6208深沟球轴承，，其尺寸为，轴承内侧同一轴段上装有档油盘，轴具体结构及布置见零件图。
轴3选取6213深沟球轴承，，其尺寸为，轴承内侧同一轴段上装有档油盘，轴具体结构及布置见零件图。
4.轴及轴承的校核
取轴端倒角，按规定确定各轴肩圆角半径，键槽位于同一轴线上。
轴3：
圆周力：
齿轮径向力：
齿轮轴向力：
水平面内的支反力
垂直面内的支反力
轴的弯矩图如下图所示：
A
B
A
B
265.3 N*m
62.7 N*m
Fr
Fa
Ft

A
B
A
B
422.1 N*m
498.6 N*m
426.7N*m

取

故轴是安全的。
轴Ⅲ上的轴承：
(1) 计算远离外伸端轴承所受径向载荷

(2) 计算当量动载荷
远离外伸端轴承：

由表17.7，用线性插值法可求得：0.24，故>e
再由线性插入法，可得：
由此可得：

(3) 轴承寿命计算
，故所选轴承6213合格。

2.8 联轴器与带轮的选择
联轴器是用来联接不同机构中的两根轴（主动轴和从动轴）使之共同旋转以传递扭矩的机械零件。
具体分类：万向联轴器 齿式联轴器 轮胎式联轴器 膜片型联轴器 星形弹性联轴器 梅花形弹性联轴器 弹性套柱销联轴器
常用的精密联轴器有：弹性联轴器，膜片联轴器，波纹管联轴器，滑块联轴器，梅花联轴器，刚性联轴器
本设计中联轴器工作情况系数为k=1.3，T1=906.23N·m，故
Tc=kT1=1178.099N·m
查机械设计手册，选择YL10型联轴器，J型轴孔，其公称转矩[T]=630 N·m，孔径d1=55mm,与轴配合为H7/m6，联轴器轴孔长107mm。
带轮：查得工作情况系数KA=1.2，PCa=KAP=8.723KW,根据PCa选择A型带，取主动轮基准直径D1=125mm，D2=i·D1=266.06mm，标准化后D2=280mm。验证带速度v==9.42<35m/s,可以使用。0.7（D1+ D2）<ao<2(D1+ D2),即283.5mm<ao<810mm，初选ao=500mm。Ld’=2ao+=1648.19mm，选择基准长度Ld=1800mm,设a=577mm,算得主动轮上包角α=164.61°>120°,包角满足要求。查得PO=11.9KW,△PO=0.17KW,Kα=0.95,KL=1.01,算得v带根数z=4.37，取z=5，查得q=0.1，算得预紧力FO=151.10N,进而算得作用与轴上的径向力F带=1497.39N.
带轮为标准件，选用A型普通v带，单根v带长1800mm,使用5根普通v带传动;主动轮基准直径D1=125mm，从动轮基准直径D2=280mm，主动轮与从动轮中心距a=500mm,带轮宽度B=80mm,带轮轮毂长度L=50mm,带轮孔径d=24mm。

2.9 键的选择
键是置于轴和轴上零件的槽或座中，使二者周向固定以传递转矩的联接件
所有键分为平键、半圆键、楔向键、切向键和花键等。
本设计中的键均采用45钢，[]=140MPa
轴Ⅰ：
按轴径Φ=40选用A型平键，截面尺寸为b×h=12×8mm，键长50mm，选用一般键联接，轴H9，毂JS9。
强度校核：< ，故合格。
轴Ⅱ：
对左边齿轮处：按轴径Φ=52选用A型平键，截面尺寸为b×h=16×10mm，键长50mm，选用一般键联接，轴H9，毂JS9。
强度校核：<，故合格。
对右边齿轮处：按轴径Φ=52选用A型平键，截面尺寸为b×h=16×10mm，键长50mm，选用一般键联接，轴H9，毂JS9。
强度校核：<，故合格。
轴Ⅲ：
对左边齿轮处：按轴径Φ=70选用A型平键，截面尺寸为b×h=20×12mm，键长60mm，选用一般键联接，轴H9，毂JS9。
强度校核：<，故合格。
对右边联轴器处：按轴径Φ=55选用A型平键，截面尺寸为b×h=16×10mm，键长100mm，选用一般键联接，轴H9，毂JS9。
强度校核：<，故合格。

2.10 滚动轴承的外部密封装置
为了防止外界灰尘，水分等进入轴承，并防止轴承润滑油的泄漏，在透盖上需加密封装置。在此，我们用的是毡圈式密封。因为毡圈式密封适用于轴承润滑脂润滑，摩擦面速度不超过４－５m/s的场合。

2.11设计结果

1.电动机 2.V带传动 3二级圆柱齿轮减速器 4.联轴器 5.卷筒 6.运输带

结束语
短暂而丰富的大学生活将要结束了,毕业设计也已临近尾声。回顾这三年的学习生活，我觉得自己的收获挺大的。这次通过做毕业设计，让我对所学的各门课程有了进一步的认识，对基本知识有了进一步的掌握，对于工具书的使用有了进一步的提高。
毕业设计说起来是一门课程，而实际上却包含着诸如材料力学、机械原理、机械设计、CAD制图等众多学科的专业知识。在毕业设计的过程当中，要求我们能够对以前学过的各门课的知识能够进行综合运用，并结合毕业设计本身的要求，对设计对象进行设计。说实话虽然是将半学期，但其实完全用来画图设计的时间也是有限的，所以完全掌握这门科的内涵这还需要在今后的学习中融会贯通。
在设计的一开始，我便着手分析了题目，对主要零部件进行了选材，并进行了各级传动零件、轴、轴承、箱体等的设计计算，并对强度、刚度、稳定性进行了校核。其次，我进行了齿轮、轴等主要零件的尺寸设计计算，并进行了齿轮零件图、轴零件图、装配图的绘制。最后，将图形打印出，并将计算参数、设计计算过程编制成毕业设计论文参与答辩。
经过几个月的忙碌和工作，毕业设计已接近尾声，在这几个月的设计过程中，如果没有导师的督促指导，以及一起探讨难题的同学帮助，想要完成设计很难想象的。在这里，我首先要感谢我的指导老师——翁秀奇老师，翁老师平时工作忙，但在我做设计的每个阶段，都在百忙之中抽出时间给我指导，这种严禁的治学态度，对工作认真负责的精神让我深受感动, 同时也要感谢学院这些一直以来为我们默默奉献的老师，谢谢你们这么多年来的关心和爱护。同窗的友情也是我这一辈子永远都无法割舍的财富，跟我一起作设计的同学他们在本次设计中勤奋工作，为设计的最终完成做出了很大贡献。我相信毕业设计的这段美好时光将是我值得珍藏一生的记忆。
最后，我感谢我的母校——南京工业职业技术学院三年来对我的大力栽培。祝愿母校的明天更加辉煌！

参考文献

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2 王之栎等主编.机械设计综合课程设计.北京:机械工业出版社,2003
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