凸輪擺桿繞線機(jī)傳動部分設(shè)計(jì)

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軸的設(shè)計(jì)2008年12月19日2008年12月24日 凸輪設(shè)計(jì)2008年12月25日2009年1月2日 斜齒輪設(shè)計(jì)2009年1月3日2009年1月7日 擺桿的設(shè)計(jì)2009年1月8日2009年1月15日 聯(lián)軸器、減速器、軸承、鍵的選用2009年3月1日2009年3月25日 裝配圖的繪制2009年3月26日2009年4月22日 零件圖的繪制2009年4月23日2009年4月25日 交電子文檔2009年5月1日2009年5月3日 PPT制作5、課題成果論文 圖紙 產(chǎn)品或作品 應(yīng)用程序 其它：指導(dǎo)教師意見： 指導(dǎo)教師（簽名） 年 月 日教研室主任意見： 教研室主任（簽名）： 年 月 日目 錄1 電動機(jī)的選擇11.1 選擇傳動方案11.2 選擇電動機(jī)功率11.3 確定電動機(jī)轉(zhuǎn)速32 確定傳動裝置的總動比和分配傳動比42.1 各軸轉(zhuǎn)速52.2 各軸輸入功率52.3 各軸輸入轉(zhuǎn)矩63V 帶的設(shè)計(jì) 73.1 確定計(jì)算功率73.2 選擇“V”帶的型號 83.3 確定帶輪基準(zhǔn)直徑83.4 驗(yàn)算速度83.5 確定帶的基準(zhǔn)長度和實(shí)際中心距93.6 校驗(yàn)小帶輪包角93.7 確定V帶根數(shù) 93.8 求初拉力及帶輪軸上的壓力 103.9 帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 104 斜齒輪設(shè)計(jì)114.1 選擇齒輪材料和精度等級 114.2 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 114.3 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)144.4 齒輪受力分析185 凸輪設(shè)計(jì)195.1 計(jì)算力205.2 畫凸輪圖206 齒輪軸的設(shè)計(jì)與校核216.1 大齒輪軸的設(shè)計(jì)216.2 小齒輪軸的設(shè)計(jì)277 大齒輪軸普通鍵聯(lián)接的設(shè)計(jì) 327.1 軸與大齒輪的聯(lián)接鍵設(shè)計(jì)327.2 聯(lián)軸器與軸聯(lián)接鍵的設(shè)計(jì)327.3 凸輪與軸聯(lián)接鍵的設(shè)計(jì)338 擺桿的設(shè)計(jì)338.1 選擇擺桿材料338.2 初定擺桿的尺寸338.3 按彎扭合成校核擺桿的強(qiáng)度34參考文獻(xiàn)36凸輪擺桿繞線機(jī)傳動部分設(shè)計(jì)廖何飛浙江工貿(mào)職業(yè)技術(shù)學(xué)院汽車與機(jī)電工程系，班級：機(jī)電0603班摘要：繞線機(jī)廣泛應(yīng)用于紡織、機(jī)械、電子等各個(gè)領(lǐng)域，可以說這幾個(gè)領(lǐng)域當(dāng)中繞線機(jī)都有進(jìn)行著有效的工作。繞線機(jī)發(fā)展到現(xiàn)在，已經(jīng)成為組織成批大量生產(chǎn)和機(jī)械化流水作業(yè)的基礎(chǔ)，是現(xiàn)代化生產(chǎn)的重要標(biāo)志之一。在我國四個(gè)現(xiàn)代化的發(fā)展和各個(gè)工業(yè)部門機(jī)械化水平、勞動生產(chǎn)率的提高中，繞線機(jī)必將發(fā)揮更大的作用。本課題主要對繞線機(jī)的凸輪擺桿傳動部分進(jìn)行設(shè)計(jì)，結(jié)構(gòu)分別有一臺電動機(jī)，一臺減速器，一對交錯(cuò)軸斜齒輪，一套卷筒裝置和凸輪擺桿機(jī)構(gòu)組成。要求繞線設(shè)備運(yùn)行平穩(wěn), 安全可靠, 技術(shù)性能先進(jìn)。關(guān)鍵詞：繞線機(jī)； 傳動部分； 斜齒輪； 凸輪； 擺動 1 選擇電動機(jī) 1.1 選擇傳動方案傳動方案一：電動機(jī)齒輪傳動 一級蝸桿減速器聯(lián)軸器交錯(cuò)軸斜齒輪傳動傳動方案二：電動機(jī)帶輪傳動二級圓柱齒輪減速器聯(lián)軸器交錯(cuò)軸斜齒輪傳動在這兩個(gè)方案相比之下，我選擇傳動方案二，因?yàn)閹л唫鲃涌梢栽诠β蔬^大時(shí)對機(jī)器期保護(hù)作用，圓柱齒輪減速器比蝸桿減速器傳遞效力高。1.2選擇電動機(jī)功率繞線機(jī)電動機(jī)所需的工作功率為 式中：工作機(jī)所需工作功率，指工作機(jī)主動端的運(yùn)動所需功率，KW； 由電動機(jī)至工作機(jī)主動端運(yùn)動的總功率。工作機(jī)所需工作功率，應(yīng)由機(jī)器工作阻力和運(yùn)動參數(shù)（線速度或轉(zhuǎn)速、角速度）計(jì)算求得，不同的專業(yè)機(jī)械有不同的計(jì)算方法。在我設(shè)計(jì)的機(jī)械中，我要設(shè)計(jì)一個(gè)轉(zhuǎn)速n為100r/min，F(xiàn)為500N，滾筒直徑為120mm，按下式計(jì)算：或或角速度公式 ：=線速度公式：V=r其中：F工作機(jī)的工作阻力，N；V工作機(jī)卷筒的線速度，；T工作機(jī)的阻力矩，；n工作機(jī)卷筒的轉(zhuǎn)度，；工作機(jī)卷筒的角速度，；=10.4667V=r=10.46670.06=0.628=0.314kw再由式 可得到 =29.987傳動裝置的總效率應(yīng)為組成傳動裝置的各部分運(yùn)動副效率之乘積，即 其中：分別為每一傳動副（齒輪、蝸桿、帶或鏈）、每對軸承、每個(gè)聯(lián)軸器及卷筒的效率。各傳動副的效率數(shù)值如下： 帶傳動的效率 0.98 聯(lián)軸器的傳動效率 0.99 一級減速器齒輪的傳動效率 0.99 交錯(cuò)軸斜齒輪的傳動效率 0.97 滾動軸承（每對） 0.99 卷筒的效率 0.99 =0.886 =0.3544kw1.3確定電動機(jī)轉(zhuǎn)速為合理設(shè)計(jì)傳動裝置，根據(jù)工作機(jī)主動軸的轉(zhuǎn)速要求和各傳動副的合理傳動比范圍，可以推算出電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍，即 其中： 電動機(jī)可選轉(zhuǎn)速范圍，； 傳動裝置總傳動比的合理范； 各級傳動副傳動比的合理范圍； n工作機(jī)的主動軸轉(zhuǎn)速，；普通V帶的傳動比 =24二級減速器的傳動比 =840交錯(cuò)軸斜齒輪的傳動比 =由式 可以得到 根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由吳宗澤主編的機(jī)械設(shè)計(jì)師手冊下冊查出有多種適合的電動機(jī)型號,列舉一下這些相對比較合理的：產(chǎn)品名稱型號規(guī)格單位價(jià)格(元)（含稅）三相異步電動機(jī)Y801-2臺236三相異步電動機(jī)Y802-2臺253三相異步電動機(jī)Y90S-2臺293三相異步電動機(jī)Y90L-2臺339在此選擇了Y801-2這個(gè)型號的電動機(jī)型號額定功率KW滿載時(shí)起動電流額定電流起動轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速電流（380V時(shí)）A效率%功率因素Y801-20.7528301.81750.842.27.02.22. 確定傳動裝置的總動比和分配傳動比由選定的電動機(jī)滿載轉(zhuǎn)速和工作機(jī)主動軸轉(zhuǎn)速，可以得到傳動裝置總傳動比為 總傳動比為各級傳動比的乘積，即（1） 總傳動比 =28.3（2） 分配傳動裝置傳動比 為使V帶傳動外輪廓尺寸不致過大，初步取=2.6（實(shí)際的傳動比要在設(shè)計(jì)V帶傳動時(shí)，由所選大、小帶輪的標(biāo)準(zhǔn)直徑之比計(jì)算），設(shè)計(jì)的交錯(cuò)軸斜齒輪的傳動比定在i=3，則減速器的傳動比為： =32.65 計(jì)算傳動轉(zhuǎn)置的運(yùn)動和動力參數(shù)為進(jìn)行傳動件的設(shè)計(jì)計(jì)算，要推算出各軸的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩（或功率）。如將傳動裝置各軸由高速至低速依次定為軸、軸，以及 ，為相鄰兩軸間的傳動比； ，為相鄰兩軸間的傳動功率； p，p，為各軸的輸入功率（KW）； T，T，為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩（）； n，n，為各軸的轉(zhuǎn)速（），則可按電動機(jī)至工作機(jī)運(yùn)動傳遞路線推算，得到各軸的運(yùn)動和動力參數(shù)。2.1 各軸轉(zhuǎn)速 式中：nm電動機(jī)滿載轉(zhuǎn)速； 電動機(jī)至一軸的傳動比。以及 n= n=由公式計(jì)算 n=1088.46 n=33.34 n=1002.2各軸輸入功率 圖1-1所示為各軸間功率關(guān)系。 P= KW， P= P= KW， P= P=KW， P= P=KW， （圖1-1）式中、分別為帶傳動、軸承、齒輪傳動和聯(lián)軸器的傳動效率。根據(jù)公式計(jì)算出各軸的功率 P= =0.35440.98=0.347312KW P= P=0.3473120.990.99=0.3404KW P= P=0.34040.990.99=0.33363KW P= P=0.333630.990.97=0.32038KW2.3 各軸輸入轉(zhuǎn)矩 = 其中為電動機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩，按下式計(jì)算： = 所以 = = =T=T=T=同一根軸的輸入功率（或轉(zhuǎn)矩）與輸出功率（或轉(zhuǎn)矩）數(shù)值是不同的（因?yàn)橛休S承功率的損耗，傳動件功率損耗）， 軸輸入轉(zhuǎn)矩軸 = = =2.60.98=3.05 軸=T=3.0532.650.990.99=97.60 軸T=T=97.600.990.99=95.66 卷筒軸輸入轉(zhuǎn)矩 T=T=95.660.990.97=30.62 3. V帶的設(shè)計(jì)3.1 確定計(jì)算功率計(jì)算功率是根據(jù)傳遞的額定功率（如電動機(jī)的額定功率），并考慮載荷性質(zhì)以及每天運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)間的長短等因素的影響而確定的，即： 式中：為工作狀況系數(shù)，查文獻(xiàn)1表7-5可得，載荷變動小，空輕載起動，每天工作1016個(gè)小時(shí)，所以取=1.1。 =1.10.75=0.8253.2 選擇“V”帶的型號根據(jù)計(jì)算功率和主動輪轉(zhuǎn)速，由文獻(xiàn)1圖7-8選擇“V”帶型號。 =0.825，=2830 ，選擇Z型3.3 確定帶輪基準(zhǔn)直徑、帶輪直徑小可使傳動結(jié)構(gòu)緊湊，但另一方面彎曲應(yīng)力大，設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)取小帶輪的基準(zhǔn)直徑，忽略彈性滑動的影響，=，、宜取標(biāo)準(zhǔn)值（查文獻(xiàn)1表7-6） 選取=71mm，且=71mm=50mm。大齒輪基準(zhǔn)直徑為： =184.6mm按文獻(xiàn)1表7-6選取標(biāo)準(zhǔn)值=180mm，則實(shí)際傳動比、從動輪的實(shí)際轉(zhuǎn)速分別為 =2.535 =1116.373.4 驗(yàn)算速度。 =10.52m/S帶速在525m/S范圍內(nèi)。3.5 確定帶的基準(zhǔn)長度和實(shí)際中心距按結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)要求初定中心距=1000mm。由式（7.18）得： = mm =2397.24mm由文獻(xiàn)1表7-2選取基準(zhǔn)長度=1800mm由式（7.19）得實(shí)際中心距a為： a=（1000+）mm701mm中心距a的變動范圍為： =（701-0.0151800）mm=674mm =（701+0.031800）mm=755mm3.6 校驗(yàn)小帶輪包角。由式（7.20）得： = = =3.7 確定V帶根數(shù)z。 由式（7.21）得： 根據(jù)=71mm，=2830 ，查王少懷主編的機(jī)械設(shè)計(jì)師手冊中冊表9.2-18得，=0.50kw，=0.04kw。 由文獻(xiàn)1表7-2查得帶長度修正系數(shù)=1.18，由表7-47查得包角系數(shù)=0.98，得普通“V”帶根數(shù) =0.14155跟所以取z=1根。3.8 求初拉力及帶輪軸上的壓力。由文獻(xiàn)1表7-1查得z型普通“V”的每米長質(zhì)量q=0.06，根據(jù)式（7.22）得單根“V”帶的初拉力為： =N =63.496N 由式（7.23）可得作用在軸上的壓力為： =N =126.575N3.9 帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。 (圖2)已知 mm ，mm，根據(jù)文獻(xiàn)1表7-1設(shè)計(jì)圖2的尺寸?；鶞?zhǔn)寬度；槽頂寬b=10mm；基準(zhǔn)線至槽頂高度=2mm，取ha=2.5；基準(zhǔn)線至槽底深度=7.0，取=8；槽對稱線至端面距離f=8；最小輪緣厚度=5.5mm；輪緣外徑=71+22.5=76mm；輪緣外徑=44mm；槽角=。=184.6+22.5=189.6mm4. 交錯(cuò)軸斜齒輪傳動的設(shè)計(jì)該機(jī)械屬于輕型機(jī)械，由電動機(jī)驅(qū)動，小齒輪的轉(zhuǎn)速=100，傳動比，載荷均勻，單向運(yùn)轉(zhuǎn)，齒輪相對于軸承對稱布置，工作壽命為8年，單班制工作。4.1 選擇齒輪材料和精度等級。選擇齒輪材料及精度等級。傳遞功率不大，所以選擇一般硬度的齒面組合。小齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，HBS（230）；大齒輪的選45鋼，正火處理，HBS（200）。選用齒輪精度等級為7級。4.2 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)。4.2.1 轉(zhuǎn)矩T1 小齒輪轉(zhuǎn)矩T1=30.62 4.2.2 載荷系數(shù)k。由文獻(xiàn)1表6-2的，k=1.14.2.3 齒數(shù)z和螺旋角。因?yàn)橛昌X面?zhèn)鲃樱?23，則=69。初選螺旋角=45。 當(dāng)量齒數(shù)為： =65.05 =195.164.2.4 齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)。根據(jù)由文獻(xiàn)1圖6-16得=2.25，=2.1；由文獻(xiàn)1圖6-17得=1.77，=1.87。4.2.5 重合度系數(shù)。端面重合度近似為： =1.198=0.599654.2.6 螺旋角系數(shù)。齒寬系數(shù)，因?yàn)辇X輪相對于軸承是對稱分布，所以取1.1=8.051，注：當(dāng)計(jì)算時(shí)1時(shí)，取=1,故計(jì)算時(shí)取=1。=0.75；當(dāng)時(shí)，取=。4.2.7 許用彎曲應(yīng)力。由文獻(xiàn)1圖6-6的=280，=270。彎曲強(qiáng)度的最小安全系數(shù)。取=1.4。彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的壽命系數(shù)。 =99840000 =299520000由文獻(xiàn)1圖6-7可得，。=400=385.7比較：=0.00995625，=0.0101814884.2.8 驗(yàn)算。 = =0.019400=0.0187385.74.3 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)。4.3.1 轉(zhuǎn)矩小齒輪轉(zhuǎn)矩=30.62 。4.3.2 載荷系數(shù)k。由文獻(xiàn)1表6-2得，k=1.1。4.3.3 根據(jù)文獻(xiàn)1103頁公式求 =式中 試驗(yàn)齒輪的接觸疲勞極限，查文獻(xiàn)1圖6-8得：小齒輪的為630；大齒輪的為600； 接觸強(qiáng)度的最小安全系數(shù)，一般傳動取=1.01.2， 所以取1.1； 接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的壽命系數(shù)，一般取查文獻(xiàn)1圖6-9，=1； 工作硬化系數(shù)，大齒面的由文獻(xiàn)1圖6-10查得，=1，小齒輪的應(yīng)略去。 大齒輪= 627.273 小齒輪=572.7274.3.4 小齒輪直徑。由文獻(xiàn)1 112頁公式求得式中：材料彈性系數(shù)（），根據(jù)文獻(xiàn)1表6-3查得，大齒輪的為189.8，小齒輪的為189.8； 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)，= ，端面壓力角，基圓螺旋角，由文獻(xiàn)171頁公式 ，= 所以 = 2.09 ； 斜齒輪螺旋角系數(shù)，=0.841； 重合度系數(shù)， 一般取0.750.88，所以取0.85其值也可由文獻(xiàn)1圖6-14查取; 泊松比，根據(jù)文獻(xiàn)1107頁可知=0.3 齒寬系數(shù)，由文獻(xiàn)1表6-4查得，因?yàn)槭菍ΨQ分布，所以取1.1 51mm 取=60mm齒寬b=1.160=66mm，大齒輪齒寬為65mm，小齒輪的齒寬要比大齒輪的齒寬打510個(gè)毫米比較合理，所以小齒輪的齒寬取70mm；4.3.5 根據(jù)文獻(xiàn)1112頁公式求。=求得齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度。式中：接觸應(yīng)力（MPa）；= = =7.7674.3.6 驗(yàn)算圓周速度。 =0.314m/S0.628m/S4.3.7 基本尺寸的確定。4.3.7.1 確定中心距a 。 a=120mm4.3.7.2 選定模數(shù)、齒數(shù)、和螺旋角 。初定小齒輪齒數(shù)=23，=，大齒輪=23=69，螺旋角=，由公式得 =1.8446由標(biāo)準(zhǔn)取=2mm,則 =84.85取 85 因?yàn)?， 所以 = =21.25取=21，則 =85-21=64（不按求）齒數(shù)比 =3.0476與=3的要求比較，誤差為1.587%，可用。于是 =44.9滿足要求。4.3.7.3 計(jì)算齒輪分度圓直徑 。 小齒輪 =59.29mm 大齒輪 =180.70mm4.3.7.4 齒頂高的計(jì)算。 =2mm4.3.7.5 齒根高的計(jì)算。 =2.5mm4.3.7.6 全齒高的計(jì)算 =2+2.5=4.5mm4.3.7.7 頂隙的計(jì)算 =2.5-2=0.5mm4.3.7.8 齒頂圓直徑的計(jì)算。 =59.29+=63.29mm =180.70+=184.70mm4.3.7.9 齒根圓直徑的計(jì)算。 =59.29-=54.29mm =180.70-=175.70mm4.3.7.10 法向齒距的計(jì)算。 =6.28mm4.3.7.11 端面齒距的計(jì)算 =8.89mm4.3.7.12 標(biāo)準(zhǔn)中心距的計(jì)算 =119.995mm4.4 齒輪受力分析 式中： 法向力； 徑向力； 軸向力； 周向力。=1021N=1021N =526N=1292N5. 凸輪的設(shè)計(jì)圖5-1所示為凸輪機(jī)構(gòu)在運(yùn)動過程某位置的情況,壓力角，基園半徑r0=51mm，從強(qiáng)度要求考慮，滾子半徑，所以取rr =10mm。F=500N，凸輪的運(yùn)動使擺桿做來回等速運(yùn)動。 （圖5-1）5.1 計(jì)算F11、F1、F2的力。 得 5.2 畫凸輪圖。由圖5-2的擺桿運(yùn)動規(guī)律圖畫出凸輪的輪廓線，如圖5-3所示。 （圖5-2） （圖5-3）6.齒輪軸的設(shè)計(jì)與校核6.1 大齒輪軸的設(shè)計(jì)6.1.1 選擇材料。選擇的材料，確定許用應(yīng)力。繞線機(jī)為一般機(jī)械，對體積、材料等無特殊要求，股選用45鋼并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。由表101查得強(qiáng)度極限=650 MPa，許用彎曲應(yīng)力=60 MPa。6.1.2 按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算軸徑。根據(jù)表文獻(xiàn)1103的A=126103。因載荷有輕微沖擊，取A=120，由文獻(xiàn)1式（10.2）得： =25.9mm軸的兩端最小直徑，一端要安裝聯(lián)軸器，另一端要安裝凸輪，兩邊各有一個(gè)鍵槽，應(yīng)將計(jì)算直徑加大3%5%，即為26.67727.195mm。由此，安裝聯(lián)軸器那端取標(biāo)準(zhǔn)直徑d=30mm，由于安裝凸輪那端要考慮凸輪的的重量，所以取標(biāo)準(zhǔn)直徑d=35mm。6.1.3 設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)并繪制結(jié)構(gòu)草圖。6.1.3.1 擬定軸上零件的裝拆順序和固定方式。由繞線機(jī)簡圖可知，齒輪為對稱布置，齒輪從軸的左端裝入。齒輪的右端由軸肩來進(jìn)行軸向固定，左端由套筒來軸向固定，齒輪的周向固定采用平鍵連接。軸承安裝于齒輪的兩側(cè)，其軸向用軸肩固定，周向采用過盈配合固定。聯(lián)軸器從左端裝入，其周向用平鍵聯(lián)接，右端用軸肩定位，左端用軸端壓板固定，凸輪從右端裝入，其周向用平鍵聯(lián)接，左端用軸肩定位，如圖5-1所示。 （圖6-1）6. 1.3.2 確定各軸段的直徑。軸段（1）直徑最小，由計(jì)算的出d1=30mm；安裝在軸段（1）上的聯(lián)軸器右端需定位，在軸段（2）上應(yīng)有軸肩，考慮到軸承采用過盈配合，為了能順利地在軸段（3）上安裝軸承，軸段（2）必須小于軸承內(nèi)徑直徑，故取軸段（2）的直徑d2=35mm；軸段（3）的直徑根據(jù)軸承的內(nèi)徑系列取d3=45mm；此時(shí)可初定軸承型號為單列角接觸軸承7009AC，軸段（7）其直徑與軸段（3）相同, 其安裝高度為3.5mm；故取軸段（6）的直徑d6=52mm；軸段（4）裝大齒輪，取d4=60mm；軸段（5）用于給齒輪軸向定位，其直徑為d5=66mm；軸段（9）直徑為d9=35mm；凸輪左端需要軸肩給它軸向固定，所以軸段（8）的直徑d8=40mm。 6. 1.3.3 確定各軸段的長度。齒輪輪轂寬度為65mm，為保證齒輪定位可靠，軸段（4）的長度應(yīng)略短于齒輪輪轂長度，去63mm，為保證齒輪端面與箱體內(nèi)壁不發(fā)生相碰，齒輪端面與箱體內(nèi)壁間應(yīng)留有一定間距，取該間距為14mm，為保證軸承安裝在箱體上，并考慮軸承的潤滑，取軸承端面距箱體內(nèi)壁的距離為2mm，差得軸承寬度為16mm，所以軸段（3）取34mm，軸承段（7）取16mm；因?yàn)檩S承相對于齒輪是對稱布置，所以軸段（5）取8mm；軸段（6）取8mm；軸段（2）與軸段（8）相同，考慮到箱體壁厚，所以都取30mm；軸段（9）安裝軸承，根據(jù)軸承的輪轂寬度，取50mm；軸段（1）的長度可根據(jù)聯(lián)軸器的長度，查閱文獻(xiàn)3有關(guān)手冊來取。此外，在軸段（1）、（4）、（9）需分別加工出鍵槽，應(yīng)使三鍵槽處于軸的同一圓柱母線上，鍵槽的長度比相應(yīng)的輪轂寬度小約510mm，鍵槽的寬度按軸段直徑查文獻(xiàn)1 表10-5得到。 軸段（1）（4）（9）鍵寬b81810鍵高h(yuǎn)7118鍵長L7050456. 1.3.4 選定軸的結(jié)構(gòu)細(xì)節(jié)，圓角、倒角等的尺寸，圖6-1中略。 6.1.4 按彎扭合成強(qiáng)度校核軸徑。6.1.4.1 畫出軸的計(jì)算模型圖，如圖6-2（a）所示。6.1.4.2 畫出軸的軸的受力簡圖，如圖6-2（b）所示。6.1.4.3 作垂直面內(nèi)的受力圖，如圖6-2（c）所示., 得 得 段BCCDDE橫截面B右C左C右D左D右E左Fs(N)-216-216-742-742615615M(Nmm)0-12204-104451-146374-1463740 6.1.3.4 作出垂直面內(nèi)的彎矩圖，如圖6-2（d）所示。6.1.3.5 作水平面內(nèi)的受力圖，如圖6-2（e）所示。 得 得 段BCCDDE橫截面B右C左C右D左D右E左Fs(N)234234-787-787355355M(Nmm)01322113221-31245-312450 6.1.3.6 作出水平面內(nèi)的彎矩圖，如圖5-2（f）所示。 6.1.3.7 作合成彎矩圖，如圖5-2（g）所示。 段BCCDDE橫截面B右C左C右D左D右E左M(Nmm)0179931052841496721496720 6.1.3.8 作轉(zhuǎn)矩圖，如圖5-2（h）所示。T=95660Nmm。 ,凸輪最遠(yuǎn)點(diǎn)離軸中心的距離為156.6mm，。6.1.3.9 繪出當(dāng)量彎矩圖，如圖5-2（i）所示。，式中：為考慮轉(zhuǎn)矩循環(huán)特性而引入的修正系數(shù)，由文獻(xiàn)1189頁得，考慮到起動和停止等因素，軸單向運(yùn)轉(zhuǎn)，將此劃分為脈動循環(huán)轉(zhuǎn)矩，取0.6。段ABBCCDDE橫截面A右B左B右C左C右D左D右E左M(Nmm)5739657396573966015011894615957815957855348 （圖6-2）確定危險(xiǎn)截面及校核強(qiáng)度。由如圖6-2可以看出，齒輪所在截面當(dāng)量彎矩最大，且軸上還有鍵槽，故該截面可能為危險(xiǎn)截面，應(yīng)對此進(jìn)行校核。 由于=60 MPa , ,故設(shè)計(jì)的軸強(qiáng)度足夠。由于軸段（9）的截面積比較小，而該截面的當(dāng)量彎矩比較大，且軸上還有鍵槽，故該截面可能為危險(xiǎn)截面，應(yīng)對此進(jìn)行校核。由于=60 MPa , ,故設(shè)計(jì)的軸強(qiáng)度足夠。6.2 小齒輪軸的設(shè)計(jì)6.2.1 材料的選擇。選擇的材料，確定許用應(yīng)力。繞線機(jī)為一般機(jī)械，對體積、材料等無特殊要求，股選用45鋼并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。由表101查得強(qiáng)度極限=650 MPa，許用彎曲應(yīng)力=60 MPa。6.2.2 按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算軸徑。根據(jù)表文獻(xiàn)1103的A=126103。因載荷有輕微沖擊，取A=120，由文獻(xiàn)1式（10.2）得： =17.7mm軸的最小直徑處要打一個(gè)四方形的孔，應(yīng)將直徑加大。由此，取標(biāo)準(zhǔn)直徑d=35mm。6.2.3 設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)并繪制結(jié)構(gòu)草圖。6.2.3.1 擬定軸上零件的裝拆順序和固定方式。由繞線機(jī)簡圖可知，齒輪為對稱布置，齒輪從軸的左端裝入。軸承安裝于齒輪的兩側(cè)，其軸向用軸肩固定，周向采用過盈配合固定。如圖7-1所示。 （圖7-1）6.2.3.2 確定各軸段的直徑。軸段（1）直徑最小，由計(jì)算得出d1=35mm；考慮到軸承采用過盈配合，為了能順利地在軸段（2）上安裝軸承，軸段（2）必須大于軸段（1）的直徑，故取軸段（2）的直徑根據(jù)軸承的內(nèi)徑系列取d2=40mm，此時(shí)可初定軸承型號為單列角接觸軸承7008AC，軸段（6）其直徑與軸段（2）相同, 其安裝高度為3.5mm；故取軸段（3）的直徑d3=47mm；軸段（5）其直徑與軸段（3）相同；軸段（4）小齒輪直徑，取分度圓直徑d4=59.29mm.6.2.3.3 確定各軸段的長度。軸段（4）的長度為齒輪寬度70mm；考慮到大齒輪的寬度，為保證軸承安裝在箱體上，并考慮軸承的潤滑，取軸承端面距箱體內(nèi)壁的距離為2mm，取軸段（3）為69mm；因?yàn)檩S承相對于齒輪是對稱布置，軸段（5）與軸段（3）相同；查得軸承寬度為15mm，所以軸段（2）取15mm，軸承段（6）與軸段（2）相同；軸段（1）與另一根軸相接，并考慮到要安裝軸承端蓋，初定長度為46mm。6.2.3.4 選定軸的結(jié)構(gòu)細(xì)節(jié)，圓角、倒角等的尺寸，圖1-2中略。6.2.4 按彎扭合成強(qiáng)度校核軸徑。6.2.4.1 畫出軸的計(jì)算模型圖，如圖6-2（a）所示。6.2.4.2 畫出軸的軸的受力簡圖，如圖6-2（b）所示。6.2.4.3 作垂直面內(nèi)的受力圖，如圖6-2（c）所示。 ；T=30620 Nmm ；已知銅的密度為8.7 g/cm3，繞線繞得的最大圓柱直徑為200mm，繞線繞得的圓柱長度為150mm，滾筒直徑為120mm，銅的重量，質(zhì)量G=mg，為了計(jì)算方便，取g=10，G=mg=，取FA=G=263N。 得 得 段ABBCCD橫截面A右B左B右C左C右D左Fs(N)-263-263-209-209317317M(Nmm)0-12098-12098-35402-51340 6.2.4.4 作出垂直面內(nèi)的彎矩圖，如圖6-2（d）所示。 6.2.4.5 作水平面內(nèi)的受力圖，如圖6-2（e）所示。 得 得 段BCCD橫截面B右C左C右D左Fs(N)-510-510511511M(Nmm)0-56865-568650 6.2.4.6 作出水平面內(nèi)的彎矩圖，如圖6-2（f）所示。 6.2.4.7 作合成彎矩圖，如圖6-2（g）所示。 段ABBCCD橫截面A右B左B右C左C右D左M(Nmm)0120981209866985570960 6.2.4.8 作轉(zhuǎn)矩圖，如圖6-2（h）所示。 6.2.4.9 繪出當(dāng)量彎矩圖，如圖6-2（i）所示。 ，式中：為考慮轉(zhuǎn)矩循環(huán)特性而引入的修正系數(shù)，由文獻(xiàn)1189頁得，考慮到起動和停止等因素，軸單向運(yùn)轉(zhuǎn)，將此劃分為脈動循環(huán)轉(zhuǎn)矩，取0.6。段ABBCCD橫截面A右B左B右C左C右D左M(Nmm)300003234832348733965826811628 （圖6-2）6.2.4.10 確定危險(xiǎn)截面及校核強(qiáng)度。由如圖7-2可以看出，軸段（4）所在截面當(dāng)量彎矩最大，故該截面可能為危險(xiǎn)截面，應(yīng)對此進(jìn)行校核。 由于=60 MPa , ,故設(shè)計(jì)的軸強(qiáng)度足夠。7. 大齒輪軸普通鍵聯(lián)接的設(shè)計(jì)7.1 軸與大齒輪的聯(lián)接鍵設(shè)計(jì)。7.1.1 選擇聯(lián)接軸與大齒輪的鍵的類型和尺寸。選用普通平鍵聯(lián)接，因齒輪在軸中部，宜選用圓頭普通平鍵（A型）。根據(jù)d=60mm，從文獻(xiàn)1表10-5查得鍵的尺寸：寬度b=18mm，高度h=11mm，由輪轂寬度并根據(jù)鍵的長度系列取鍵長L=50mm。7.1.2 校核鍵的強(qiáng)度。鍵、軸、齒輪的材料均為鋼，由文獻(xiàn)1表10-6查得許用擠壓應(yīng)力，無特殊情況取。鍵的工作長度由文獻(xiàn)1式（10.7）可得： 7.1.3 結(jié)論：該鍵選用合適。7.2 聯(lián)軸器與軸聯(lián)接鍵的設(shè)計(jì)。7.2.1 選擇聯(lián)軸器與軸聯(lián)接的鍵的類型和尺寸。選用普通平鍵聯(lián)接，因聯(lián)軸器在最左端，宜選用圓頭普通平鍵（C型）。根據(jù)d=30mm，從文獻(xiàn)1表10-5查得鍵的尺寸：寬度b=8mm，高度h=7mm，由聯(lián)軸器要連接的軸的長度并根據(jù)鍵的長度系列取鍵長L=70mm。7.2.2 校核鍵的強(qiáng)度。鍵、軸、聯(lián)軸器的材料均為鋼，由文獻(xiàn)1表10-6查得許用擠壓應(yīng)力，無特殊情況取。鍵的工作長度由文獻(xiàn)1式（10.7）可得： 7.2.3 結(jié)論：該鍵選用合適。7.3 凸輪與軸聯(lián)接鍵的設(shè)計(jì)。7.3.1 選擇凸輪與軸聯(lián)接的鍵的類型和尺寸。選用普通平鍵聯(lián)接，因聯(lián)軸器在最右端，宜選用圓頭普通平鍵（A型）。根據(jù)d=35mm，從文獻(xiàn)1表10-5查得鍵的尺寸：寬度b=10mm，高度h=8mm，由聯(lián)軸器要連接的軸的長度并根據(jù)鍵的長度系列取鍵長L=36mm。7.3.2 校核鍵的強(qiáng)度。鍵、軸、凸輪的材料均為鋼，由文獻(xiàn)1表10-6查得許用擠壓應(yīng)力，無特殊情況取。鍵的工作長度由文獻(xiàn)1式（10.7）可得： 7.3.3 結(jié)論：該鍵選用合適。8. 擺桿的設(shè)計(jì)與校核8.1 選擇擺桿材料。選擇的材料，確定許用應(yīng)力。繞線機(jī)為一般機(jī)械，對體積、材料等無特殊要求，股選用45鋼并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。由表101查得強(qiáng)度極限=650 MPa，許用彎曲應(yīng)力=60 MPa。8.2初定擺桿的尺寸。根據(jù)機(jī)器的運(yùn)動要求，初定擺桿的尺寸如圖9-1所示。 （圖9-1）8.3 按彎扭合成校核擺桿的強(qiáng)度。8.3.1 畫出擺桿的計(jì)算受力簡圖，如圖9-2a所示。已知，T=。8.3.2 作出擺桿的受力圖，如圖9-2b所示。段ABBC橫截面A右B左B右C左Fs(N)-210-210500500M(Nmm)0-40530-4053008.3.3 作轉(zhuǎn)矩圖，如圖9-2c所示。8.3.4 作出當(dāng)量彎矩圖，如圖9-2d所示。，式中：為考慮轉(zhuǎn)矩循環(huán)特性而引入的修正系數(shù)，由文獻(xiàn)1189頁得，考慮到起動和停止等因素，軸單向運(yùn)轉(zhuǎn)，將此劃分為脈動循環(huán)轉(zhuǎn)矩，取0.6。段ABBC橫截面A右B左B右C左M(Nmm)21300457864578621300（圖9-2）8.3.5 確定危險(xiǎn)截面及校核強(qiáng)度。由如圖1-2可以看出，b所在截面當(dāng)量彎矩最大，故該截面可能為危險(xiǎn)截面，應(yīng)對此進(jìn)行校核。 由于=60 MPa , ,故設(shè)計(jì)的軸強(qiáng)度足夠。結(jié)束語通過這次畢業(yè)設(shè)計(jì)，我成長了許多，從剛開始的無從下手，非常的迷茫，經(jīng)過老師耐心的指導(dǎo)，到圖書館借了許多的資料和手冊查看，才有了一點(diǎn)點(diǎn)眉目，慢慢的摸索，一次次的跟老師交流，終于我把設(shè)計(jì)給完成了。通過畢業(yè)設(shè)計(jì)，我把以前在課堂所學(xué)的課程都進(jìn)行了一次總的復(fù)習(xí)，同時(shí)也發(fā)現(xiàn)自己以前所學(xué)的東西都忘了很多，很多老師講過的都忘了，也學(xué)會了要多查手冊，要按照標(biāo)準(zhǔn)來設(shè)計(jì)，不能夠自己亂來，而且在設(shè)計(jì)的時(shí)候要聯(lián)系實(shí)際，要知道你自己設(shè)計(jì)的東西能否被加工出來，還要多方考慮，比如環(huán)境之類的也要考慮在內(nèi)，最后在做設(shè)計(jì)的時(shí)候要有耐心。參考文獻(xiàn)1薛偉.機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)M.浙江科學(xué)技術(shù)出版社. 2007年3月出版.2王少懷.機(jī)械設(shè)計(jì)師手冊中冊M.電子工業(yè)出版社. 2006年8月出版.3吳宗澤.機(jī)械設(shè)計(jì)師手冊下冊M.機(jī)械工業(yè)出版社. 2003年6月出版.4石永剛，吳央芳.凸輪機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)與應(yīng)用創(chuàng)新M.機(jī)械工業(yè)出版社2007年9月出版.5張定華.工程力學(xué)M.高等教育出版社.20000年8月出版.6周鵬翔，劉振魁.工程制圖M.高等教育出版社.20000年5月出版.7陳于平，高曉康.互換性與測量技術(shù)M.高等教育出版社.20005年7月出版.8龔義.機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書M.高等教育出版社.1990年11月出版.9皺慧君、張春林、李杞儀. 機(jī)械原理M. 高等教育出版社.2006年5月出版.10成大先.機(jī)械設(shè)計(jì)師手冊M（單行本）軸及其聯(lián)接. 化學(xué)工業(yè)出版社.2004年1月出版.36各位老師晚上好！各位老師晚上好！課題名稱：課題名稱：凸輪擺桿繞線機(jī)傳動部分凸輪擺桿繞線機(jī)傳動部分設(shè)計(jì)設(shè)計(jì) 專專 業(yè)：業(yè)：機(jī)電一體化機(jī)電一體化 班班 級：級：0603班班 姓姓 名：名：廖何飛廖何飛 學(xué)學(xué) 號：號：06121307 指導(dǎo)教師：指導(dǎo)教師：張本升張本升 摘要繞線機(jī)廣泛應(yīng)用于紡織、機(jī)械、電子等各個(gè)領(lǐng)域，可以說這幾個(gè)領(lǐng)域當(dāng)中繞線機(jī)都有進(jìn)行著有效的工作。繞線機(jī)發(fā)展到現(xiàn)在，已經(jīng)成為組織成批大量生產(chǎn)和機(jī)械化流水作業(yè)的基礎(chǔ)，是現(xiàn)代化生產(chǎn)的重要標(biāo)志之一。在我國四個(gè)現(xiàn)代化的發(fā)展和各個(gè)工業(yè)部門機(jī)械化水平、勞動生產(chǎn)率的提高中，繞線機(jī)必將發(fā)揮更大的作用。本課題主要對繞線機(jī)的凸輪擺桿傳動部分進(jìn)行設(shè)計(jì)，結(jié)構(gòu)分別有一臺電動機(jī)，一臺減速器，一對交錯(cuò)軸斜齒輪，一套卷筒裝置和凸輪擺桿機(jī)構(gòu)組成。要求繞線設(shè)備運(yùn)行平穩(wěn),安全可靠,技術(shù)性能先進(jìn)。一、設(shè)計(jì)分析一、設(shè)計(jì)分析1.對傳動方案的要求合理的傳動方案，首先應(yīng)滿足工作機(jī)的功能要求，其次還應(yīng)滿足工作可靠、傳動效率高、結(jié)構(gòu)簡單、尺寸緊湊、重量輕、成本低、工藝性好、使用和維護(hù)方便等要求。2.擬定傳動方案任何一個(gè)方案，要滿足上述所有要求是十分困難的，要統(tǒng)籌兼顧，滿足最主要的和最基本的要求。二、二、繞線繞線機(jī)構(gòu)的組成機(jī)構(gòu)的組成繞線機(jī)構(gòu)一般由傳動裝置、凸輪擺桿機(jī)構(gòu)等組成。傳動裝置包括電動機(jī)、聯(lián)軸器、制動器、減速器、交錯(cuò)軸斜齒輪等部件。凸輪擺桿機(jī)構(gòu)包括擺桿、卷筒、滾子和凸輪。根據(jù)實(shí)際需要配用。浙江工貿(mào)職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）任務(wù)書課題名稱： 凸輪擺桿繞線機(jī)傳動部分設(shè)計(jì)專 業(yè)： 機(jī)電一體化班 級： 0603姓 名： 廖何飛學(xué) 號： 06121307指導(dǎo)教師： 張本升 2008年 11 月 17 日1、課題內(nèi)容與要求1. 設(shè)計(jì)準(zhǔn)備明確設(shè)計(jì)要求、工作條件、設(shè)計(jì)內(nèi)容的步驟；進(jìn)行實(shí)地調(diào)研，考察。通過查閱有關(guān)設(shè)計(jì)資料，觀看電教片和參觀實(shí)物或模型等，了解設(shè)計(jì)對象的性能、結(jié)構(gòu)及工藝性；準(zhǔn)備好設(shè)計(jì)需要資料、繪圖工具；擬定設(shè)計(jì)計(jì)劃等。2. 凸輪擺桿繞線機(jī)的工作原理示意圖3. 電動機(jī)的選擇4. 軸的設(shè)計(jì)5. 凸輪設(shè)計(jì)6. 斜齒輪設(shè)計(jì)7. 擺桿的設(shè)計(jì)8.聯(lián)軸器的選用9.減速器的選用10.軸承的選用11.鍵的選用2、課題參考文獻(xiàn)1薛偉.機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ).浙江科學(xué)技術(shù)出版社. 2007年3月出版.2王少懷.機(jī)械設(shè)計(jì)師手冊中冊.電子工業(yè)出版社. 2006年8月出版.3吳宗澤.機(jī)械設(shè)計(jì)師手冊下冊.機(jī)械工業(yè)出版社. 2003年6月出版.4石永剛、吳央芳.凸輪機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)與應(yīng)用創(chuàng)新.機(jī)械工業(yè)出版社2007年9月出版.5張定華.工程力學(xué).高等教育出版社.20000年8月出版.6周鵬翔、劉振魁.工程制圖.高等教育出版社.20000年5月出版.7陳于平、高曉康.互換性與測量技術(shù).高等教育出版社.20005年7月出版.8龔義.機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書.高等教育出版社.1990年11月出版.9皺慧君、張春林、李杞儀. 機(jī)械原理. 高等教育出版社.2006年5月出版.10成大先.機(jī)械設(shè)計(jì)師手冊（單行本）軸及其聯(lián)接. 化學(xué)工業(yè)出版社.2004年1月出版.3、課題任務(wù)進(jìn)度安排2008年11月24日2008年11月30日 交開題報(bào)告2008年12月5日2009年1月7日 凸輪擺桿繞線機(jī)的工作原理示意圖、電動機(jī)的選擇、軸的 設(shè)計(jì)計(jì)算、斜齒輪的設(shè)計(jì)、凸輪的設(shè)計(jì)2009年1月8日2009年1月15日 聯(lián)軸器的選用、減速器的選用、軸承的選用、鍵的選用2009年3月1日2009年3月25日 繪制裝配圖2009年3月26日2009年4月22日 繪制零件圖2009年4月23日2009年4月25日 交電子文檔2009年5月1日2009年5月3日 PPT制作教研室主任意見： 教研室主任（簽名）： 年 月 日