一：设计题目：搓丝机传动装置设计1.1 设计要求1) 该机用于加工轴辊螺纹，其结构见下图，上搓丝板安装在机头上，下搓丝板安装在滑块上。
加工时，下搓丝板随着滑块作往复运动。
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。
2) 室内工作，生产批量为5台。
3) 动力源为三相交流380/220V，电动机单向运转，载荷较平稳。
4) 使用期限为10年，大修周期为3 年，双班制工作。
5) 专业机械厂制造，可加工7、8级精度的齿轮、蜗轮。
图1.1: 搓丝机简图1.2原始技术数据1.3设计任务1. 完成搓丝机传动装置总体方案的设计和论证，绘制总体设计原理方案图。
2. 完成主要传动装置的结构设计。
3. 完成装配图1 张（用A0 或A1 图纸），零件图2 张。
4. 编写设计说明书1 份。
二：机械装置的总体方案设计2.1 拟定传动方案方案一：方案二：根据系统要求可知：滑块每分钟要往复运动24次，所以机构系统的原动件的转速应为24r/min。
以电动机作为原动机，则需要机构系统有减速功能。
运动形式为连续转动→往复直线运动。
根据上述要求，可采用曲柄滑块机构，该机构有尺寸较小，结构简洁的特点。
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。
整个搓丝机由电动机、开式齿轮减速器、一级减速器、曲柄滑块机构、最终执行机构组成。
如方案一图所示。
其中，r=148.5mm; l=1371.5mm; e=666mm; 最大压力角α=33°; 急回夹角β=7°,急回特性为k=1.081。
采用一级圆柱齿轮减速器，外加开式齿轮减速器，主要优点是结构简单可靠，设计制造，维护方便。
2.2装置运动学仿真先使用solidworks绘制传动方案一的三维模型。
将三维模型导入adams中，添加连接，驱动进行运动分析。
如图所示。
图2.1：装置图图2.2：滑块位移曲线图图2.3：滑块速度曲线图2.3装置动力学仿真在机构中加入力，在对零件受力，力矩，功率进行分析，绘制变化曲线。
图2.4：搓应力曲线图图2.5：摇臂力矩曲线图图2.6：摇臂功率曲线图2.4电动机的选择2.4.1 计算传动方案所需功率P装置=F×v maxη已知：v max=0.53m/sF=10000N得出：F×v max=5300w已知：3η=η轴承（装置有3个轴承）η轴承=0.98得出：=5631.2w≈5.6kw P装置=F×v maxη2.4.2 计算电机所需功率减速齿轮组结构简单图：已知：η圆柱齿轮=0.96 η轴承=0.98η减速装置=η轴承3×η圆柱齿轮2(减速器和开式齿轮共有3对轴承，2处圆柱齿轮啮合)得出：η减速装置≈0.87 P 电机=P 装置η减速装置≈6.44kw因载荷平稳，取电动机额定功率P 电机额定略大于P 电机即可。
故选电动机的额定功率P 电机额定为7.5kw 。
2.4.3 计算电机所需转速 已知：减速{开式：{带：缓冲，吸震，高速级，i ≤3开式齿轮：i ≤5~6闭式：{一级传动减速器(斜齿轮)，i =3~5二级，展开式减速器n 搓丝机=24r/min 设电机转速为n 电机=720r/min得出：总传动比i 总=n电机n搓丝机=30由上述条件，选取开式齿轮传动比:i 开式=6.02闭式单极齿轮减速器传动比:i 闭式=4.98综合价格、传动比、质量等因素，差取书P201表格，选用电机Y160L —8。
2.4.4 运动和动力参数计算0轴（电动机轴）P0=P电机=6.44kwn0=n电机=720r/minT0=9550P0n0=95506.44720=85.4N·m1轴（高速轴）P1=P0η轴承=6.44·0.98=6.31kwn1=n0i1=720r/minT0=9550P1n1=95506.31720=83.7N·m2轴（中间轴）P2=P1η轴承η齿轮=6.31·0.98·0.96=5.94kwn2=n1i12=7204.98=145 r/minT2=9550P2n2=95505.94145=391.2N·m3轴（低速轴）P3=P2η轴承η齿轮=5.94·0.98·0.96=5.6kwn3=n2i23=1456.02=24 r/minT2=9550P2n2=95505.624=2228.3N·m1~3 轴的运动和动力参数的计算结果汇总如下：三：主要零部件设计计算3.1 齿轮设计3.1.1 闭式斜齿轮减速器参数要求：n1=720r/min; n2=145r/min；i闭式=4.98。
预期使用寿命10 年，每年365个工作日，一天工作16小时。
闭式齿轮，软齿面设计。
1.选择材料和精度因为齿轮转速不高，选用软齿面，使用45钢，调质处理，硬度HB=229~286，平均取为240HB。
同侧齿面精度等级为7级。
2.初步估计小齿轮直径d1因采用闭式软齿面传动，按齿面接触强度初步估算小齿轮分度圆直径。
由式子:初取β=15°;A d= 756;K=1.4，转矩T1=83.7N·m。
取齿宽系数=1.1，查得接触疲劳极限σHlim1= 710MPa;σHlim2=580MPa，则:σHP1≈0.9σHlim1=0.9×710=639MPaσHP2≈0.9σHlim2=0.9×580=522MPa故σHP=522MPad 1≥756×√1.4×83.71.1×522×4.98+14.983=58.76mm初取d 1=60mm 。
3.确定基本参数校核圆周速度v 和精度等级V=πd 1n 160×1000=3.14×60×72060×1000=2.26m/s查表可知，取7 级精度合理。
初取齿数为：z 1=29 z 2=i ×z 1=144.42z 2=145确定模数m t =d1z1=6029=2.069，取m n =2。
确定螺旋角β为：β=arccosm n m t= arccos22.069=14.84°小齿轮直径为d1=mt ×z1=2.069×29=60.001mm 。
大齿轮直径为d2=mt ×z2=2.069×145=300.005mm 。
初步齿宽为:ψd ×d 1= 1.1×60.001= 66mm校核传动比误差:i 实际=14529=5 △=i实际−i理论i理论=5−4.984.98=0.004满足要求。
4.校核齿面接触疲劳强度由式子σH =Z H Z E Z εZ β√K A K V K HβK HαF t d 1b u±1u≤σHP(a) 计算齿面接触应力σH节点区域系数Z H =2.41，弹性系数Z E =189.8√N/mm 2端面重合度为:其中：αt =arctan(tanαn cosβ) t =arctan(tan20°cos14.84°)=20.633°αat1=28.674°αat2=22.713°由于无变位，端面啮合角αt’ =αt=20.633°，因此端面重合度εα=1.677。
纵向重合度为:=2.69螺旋角系数Zβ为查表得使用系数K A=1.25,动载荷系数K V=1.05。
齿间载荷分配系数K Hα如下计算=2×85.4×100060=2846.67NK A F t b =1.25×2846.6766=53.91N/mm因为对于非对称支承，调质齿轮精度7级，装配时不作检验校准，有=1.475齿面接触应力为σH =Z H Z E Z εZ β√K A K V K HβK HαF t d 1b u±1u=2.41×189.8×0.77×0.967×√1.25×1.05×1.475×1.78×2846.6760×66×4.98+14.98=587.41N/mm 2(b) 计算许用接触应力σHP 由公式计算许用接触应力σHP 。
总工作时间为t h =10×365×16=58400h应力循环次数=60×1×720×58400=2.52×1092.52×109/4.98=5.07×108齿面工作硬化系数为接触强度尺寸系数为润滑油膜影响系数为接触最小安全系数接触应力为(c) 验算：σH=587.41N/mm2<648.6Mpa接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无须调整。
5.确定传动主要尺寸中心距为a=(60.001+300.005)/2=180.003≈180mm 由公式=arccos(29+145)×2=14°50′6″2×180端面模数为=2/cos(14°50′6″)=2.069mm小齿轮直径=2.069×29=60mm大齿轮直径=2.069×145=300mm齿根圆直径d f1=60-2×(2+0.5)=55mmd f2=300-2×(2+0.5)=295mm齿顶圆直径d f1=55+9=64mmd f2=295+9=304mm齿宽b 为b1=70mmb2=66mm小齿轮当量齿数为=32大齿轮当量齿数为=1616. 齿根弯曲疲劳强度验算由式子使用系数，动载荷系数K V=1.05，齿间载荷分配系数.由得齿形系数，，应力修正系数Y Sa1=1.65, Y Sa2=1.80。
重合度系数Yε为螺旋角系数故齿根弯曲应力为=1.25×1.05×1.47×1.78×2846.6770×2×2.57×1.63×0.67×0.87=170.51Mpa=170.51×2.192.57×1.801.65=158.5Mpa(b) 计算许用弯曲应力实验齿轮的弯曲疲劳极限最小安全系数弯曲强度尺寸系数弯曲强度寿命系数应力修正系数相对齿根圆角及表面状况系数故许用齿根应力为(c) 弯曲疲劳强度的校核σF1=170.51Mpa<σFP1σF2=158.5Mpa <σFP27. 静强度校核因传动无严重过载，故不作静强度校核。
