凸輪擺桿繞線機(jī)傳動(dòng)部分設(shè)計(jì)[含CAD高清圖紙和文檔資料]
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凸輪擺桿繞線機(jī)傳動(dòng)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(chē)與機(jī)電工程系,班級(jí):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(shuō)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(guó)四個(gè)現(xiàn)代化的發(fā)展和各個(gè)工業(yè)部門(mén)機(jī)械化水平、勞動(dòng)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(duì)繞線機(jī)的凸輪擺桿傳動(dòng)部分進(jìn)行設(shè)計(jì),結(jié)構(gòu)分別有一臺(tái)電動(dòng)機(jī),一臺(tái)減速器,一對(duì)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(dòng)部分; 斜齒輪; 凸輪; 擺動(dòng) 1 選擇電動(dòng)機(jī) 1.1 選擇傳動(dòng)方案?jìng)鲃?dòng)方案一:電動(dòng)機(jī)齒輪傳動(dòng) 一級(jí)蝸桿減速器聯(lián)軸器交錯(cuò)軸斜齒輪傳動(dòng)傳動(dòng)方案二:電動(dòng)機(jī)帶輪傳動(dòng)二級(jí)圓柱齒輪減速器聯(lián)軸器交錯(cuò)軸斜齒輪傳動(dòng)在這兩個(gè)方案相比之下,我選擇傳動(dòng)方案二,因?yàn)閹л唫鲃?dòng)可以在功率過(guò)大時(shí)對(duì)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(dòng)機(jī)功率繞線機(jī)電動(dòng)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(dòng)端的運(yùn)動(dòng)所需功率,KW; 由電動(dòng)機(jī)至工作機(jī)主動(dòng)端運(yùn)動(dòng)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(dòng)參數(shù)(線速度或轉(zhuǎn)速、角速度)計(jì)算求得,不同的專(zhuān)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(dòng)裝置的總效率應(yīng)為組成傳動(dòng)裝置的各部分運(yùn)動(dòng)副效率之乘積,即 其中:分別為每一傳動(dòng)副(齒輪、蝸桿、帶或鏈)、每對(duì)軸承、每個(gè)聯(lián)軸器及卷筒的效率。各傳動(dòng)副的效率數(shù)值如下: 帶傳動(dòng)的效率 0.98 聯(lián)軸器的傳動(dòng)效率 0.99 一級(jí)減速器齒輪的傳動(dòng)效率 0.99 交錯(cuò)軸斜齒輪的傳動(dòng)效率 0.97 滾動(dòng)軸承(每對(duì)) 0.99 卷筒的效率 0.99 =0.886 =0.3544kw1.3確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為合理設(shè)計(jì)傳動(dòng)裝置,根據(jù)工作機(jī)主動(dòng)軸的轉(zhuǎn)速要求和各傳動(dòng)副的合理傳動(dòng)比范圍,可以推算出電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍,即 其中: 電動(dòng)機(jī)可選轉(zhuǎn)速范圍,; 傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比的合理范; 各級(jí)傳動(dòng)副傳動(dòng)比的合理范圍; n工作機(jī)的主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速,;普通V帶的傳動(dòng)比 =24二級(jí)減速器的傳動(dòng)比 =840交錯(cuò)軸斜齒輪的傳動(dòng)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(cè)下冊(cè)查出有多種適合的電動(dòng)機(jī)型號(hào),列舉一下這些相對(duì)比較合理的:產(chǎn)品名稱(chēng)型號(hào)規(guī)格單位價(jià)格(元)(含稅)三相異步電動(dòng)機(jī)Y801-2臺(tái)236三相異步電動(dòng)機(jī)Y802-2臺(tái)253三相異步電動(dòng)機(jī)Y90S-2臺(tái)293三相異步電動(dòng)機(jī)Y90L-2臺(tái)339在此選擇了Y801-2這個(gè)型號(hào)的電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率KW滿載時(shí)起動(dòng)電流額定電流起動(dòng)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(dòng)裝置的總動(dòng)比和分配傳動(dòng)比由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速,可以得到傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為 總傳動(dòng)比為各級(jí)傳動(dòng)比的乘積,即(1) 總傳動(dòng)比 =28.3(2) 分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比 為使V帶傳動(dòng)外輪廓尺寸不致過(guò)大,初步取=2.6(實(shí)際的傳動(dòng)比要在設(shè)計(jì)V帶傳動(dòng)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(dòng)比定在i=3,則減速器的傳動(dòng)比為: =32.65 計(jì)算傳動(dòng)轉(zhuǎn)置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)為進(jìn)行傳動(dòng)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(dòng)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(dòng)比; ,為相鄰兩軸間的傳動(dòng)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(dòng)機(jī)至工作機(jī)運(yùn)動(dòng)傳遞路線推算,得到各軸的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)。2.1 各軸轉(zhuǎn)速 式中:nm電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速; 電動(dòng)機(jī)至一軸的傳動(dòng)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(dòng)、軸承、齒輪傳動(dòng)和聯(lián)軸器的傳動(dòng)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(dòng)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(dòng)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(dòng)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(zhǎng)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(dòng)小,空輕載起動(dòng),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(hào)根據(jù)計(jì)算功率和主動(dòng)輪轉(zhuǎn)速,由文獻(xiàn)1圖7-8選擇“V”帶型號(hào)。 =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(dòng)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(dòng)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(dòng)比、從動(dòng)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(zhǎng)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(zhǎng)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(dòng)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(cè)中冊(cè)表9.2-18得,=0.50kw,=0.04kw。 由文獻(xiàn)1表7-2查得帶長(zhǎng)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(zhǎng)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(duì)稱(chēng)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(dòng)的設(shè)計(jì)該機(jī)械屬于輕型機(jī)械,由電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng),小齒輪的轉(zhuǎn)速=100,傳動(dòng)比,載荷均勻,單向運(yùn)轉(zhuǎn),齒輪相對(duì)于軸承對(duì)稱(chēng)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(jí)。選擇齒輪材料及精度等級(jí)。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(jí)為7級(jí)。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?dòng),取=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(duì)于軸承是對(duì)稱(chēng)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(yè)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(dòng)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(yè)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(yè)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(yè)可知=0.3 齒寬系數(shù),由文獻(xiàn)1表6-4查得,因?yàn)槭菍?duì)稱(chēng)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(yè)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(dòng)過(guò)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(dòng)使擺桿做來(lái)回等速運(yùn)動(dòng)。 (圖5-1)5.1 計(jì)算F11、F1、F2的力。 得 5.2 畫(huà)凸輪圖。由圖5-2的擺桿運(yùn)動(dòng)規(guī)律圖畫(huà)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(duì)體積、材料等無(wú)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(jiǎn)圖可知,齒輪為對(duì)稱(chēng)布置,齒輪從軸的左端裝入。齒輪的右端由軸肩來(lái)進(jìn)行軸向固定,左端由套筒來(lái)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(guò)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(guò)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(hào)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(zhǎng)度。齒輪輪轂寬度為65mm,為保證齒輪定位可靠,軸段(4)的長(zhǎng)度應(yīng)略短于齒輪輪轂長(zhǎng)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(rùn)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(duì)于齒輪是對(duì)稱(chēng)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(zhǎng)度可根據(jù)聯(lián)軸器的長(zhǎng)度,查閱文獻(xiàn)3有關(guān)手冊(cè)來(lái)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(zhǎng)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(zhǎng)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(huà)出軸的計(jì)算模型圖,如圖6-2(a)所示。6.1.4.2 畫(huà)出軸的軸的受力簡(jiǎn)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(yè)得,考慮到起動(dòng)和停止等因素,軸單向運(yùn)轉(zhuǎn),將此劃分為脈動(dòng)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(duì)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(duì)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(duì)體積、材料等無(wú)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(jiǎn)圖可知,齒輪為對(duì)稱(chēng)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(guò)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(guò)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(hào)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(zhǎng)度。軸段(4)的長(zhǎng)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(rùn)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(duì)于齒輪是對(duì)稱(chēng)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(zhǎng)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(huà)出軸的計(jì)算模型圖,如圖6-2(a)所示。6.2.4.2 畫(huà)出軸的軸的受力簡(jiǎn)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(zhǎng)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(yè)得,考慮到起動(dòng)和停止等因素,軸單向運(yùn)轉(zhuǎn),將此劃分為脈動(dòng)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(duì)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(lèi)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(zhǎng)度系列取鍵長(zhǎng)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(wú)特殊情況取。鍵的工作長(zhǎng)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(lèi)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(zhǎng)度并根據(jù)鍵的長(zhǎng)度系列取鍵長(zhǎng)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(wú)特殊情況取。鍵的工作長(zhǎng)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(lèi)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(zhǎng)度并根據(jù)鍵的長(zhǎng)度系列取鍵長(zhǎng)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(wú)特殊情況取。鍵的工作長(zhǎng)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(duì)體積、材料等無(wú)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(dòng)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(huà)出擺桿的計(jì)算受力簡(jiǎn)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(yè)得,考慮到起動(dòng)和停止等因素,軸單向運(yùn)轉(zhuǎn),將此劃分為脈動(dòng)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(duì)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(yǔ)通過(guò)這次畢業(yè)設(shè)計(jì),我成長(zhǎng)了許多,從剛開(kāi)始的無(wú)從下手,非常的迷茫,經(jīng)過(guò)老師耐心的指導(dǎo),到圖書(shū)館借了許多的資料和手冊(cè)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(guò)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(guò)的都忘了,也學(xué)會(huì)了要多查手冊(cè),要按照標(biāo)準(zhǔn)來(lái)設(shè)計(jì),不能夠自己亂來(lái),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(lái),還要多方考慮,比如環(huán)境之類(lèi)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(cè)中冊(cè)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(cè)下冊(cè)M.機(jī)械工業(yè)出版社. 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