凸輪擺桿繞線機傳動部分設計[含CAD高清圖紙和文檔資料]

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凸輪擺桿繞線機的工作原理示意圖3. 電動機的選擇4. 軸的設計5. 凸輪設計6. 斜齒輪設計7. 擺桿的設計8.聯軸器的選用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1薛偉.機械設計基礎.浙江科學技術出版社. 2007年3月出版.2王少懷.機械設計師手冊中冊.電子工業(yè)出版社. 2006年8月出版.3吳宗澤.機械設計師手冊下冊.機械工業(yè)出版社. 2003年6月出版.4石永剛、吳央芳.凸輪機構設計與應用創(chuàng)新.機械工業(yè)出版社2007年9月出版.5張定華.工程力學.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.高等教育出版社.20005年7月出版.8龔義.機械設計課程設計指導書.高等教育出版社.1990年11月出版.9皺慧君、張春林、李杞儀. 機械原理. 高等教育出版社.2006年5月出版.10成大先.機械設計師手冊（單行本）軸及其聯接. 化學工業(yè)出版社.2004年1月出版.3、課題任務進度安排2008年11月24日2008年11月30日 交開題報告2008年12月5日2009年1月7日 凸輪擺桿繞線機的工作原理示意圖、電動機的選擇、軸的 設計計算、斜齒輪的設計、凸輪的設計2009年1月8日2009年1月15日 聯軸器的選用、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 日浙江工貿職業(yè)技術學院畢業(yè)設計（論文）開題報告課題名稱： 凸輪擺桿繞線機傳動部分設計專 業(yè)： 機電一體化班 級： 0603姓 名： 廖何飛學 號： 06121307指導教師： 張本升 2008 年 11 月 26 日 1、課題研究的現狀和意義現狀：現階段繞線機在電子、機械、紡織行業(yè)的應用非常普遍，類型較多，但針對電線方面的繞線機還存在一定的不足，還需要進行開發(fā)。意義：繞線機對國民經濟的發(fā)展有著非常重要的作用，它的技術更新將為電子、機械、紡織這些行業(yè)的發(fā)展帶來了一個飛躍的發(fā)展，我設計的這個繞線機適用于電線的來回環(huán)繞。2、課題要解決的問題或研究的基本內容1. 電動機的選擇2. 軸的設計3. 凸輪設計4. 斜齒輪設計5. 擺桿的設計6. 聯軸器的選用7. 減速器的選用8. 軸承的選用9. 鍵的選用3、課題研究擬采用的手段和工作路線進行實地調研，考察。通過查閱有關設計資料，觀看電教片和參觀實物或模型等，了解設計對象的性能、結構及工藝性；準備好設計需要資料、繪圖工具；擬定設計計劃等。4、課題研究進程計劃2008年11月24日2008年11月30日 開題報告 2008年12月1日2008年12月3日 凸輪擺桿繞線機的工作原理示意圖2008年12月4日2008年12月6日 電動機的選擇2008年12月7日2008年12月18日 軸的設計2008年12月19日2008年12月24日 凸輪設計2008年12月25日2009年1月2日 斜齒輪設計2009年1月3日2009年1月7日 擺桿的設計2009年1月8日2009年1月15日 聯軸器、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 產品或作品 應用程序 其它：指導教師意見： 指導教師（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 電動機的選擇11.1 選擇傳動方案11.2 選擇電動機功率11.3 確定電動機轉速32 確定傳動裝置的總動比和分配傳動比42.1 各軸轉速52.2 各軸輸入功率52.3 各軸輸入轉矩63V 帶的設計 73.1 確定計算功率73.2 選擇“V”帶的型號 83.3 確定帶輪基準直徑83.4 驗算速度83.5 確定帶的基準長度和實際中心距93.6 校驗小帶輪包角93.7 確定V帶根數 93.8 求初拉力及帶輪軸上的壓力 103.9 帶輪的結構設計 104 斜齒輪設計114.1 選擇齒輪材料和精度等級 114.2 按齒根彎曲疲勞強度設計 114.3 按齒面接觸疲勞強度設計144.4 齒輪受力分析185 凸輪設計195.1 計算力205.2 畫凸輪圖206 齒輪軸的設計與校核216.1 大齒輪軸的設計216.2 小齒輪軸的設計277 大齒輪軸普通鍵聯接的設計 327.1 軸與大齒輪的聯接鍵設計327.2 聯軸器與軸聯接鍵的設計327.3 凸輪與軸聯接鍵的設計338 擺桿的設計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度34參考文獻36凸輪擺桿繞線機傳動部分設計廖何飛浙江工貿職業(yè)技術學院汽車與機電工程系，班級：機電0603班摘要：繞線機廣泛應用于紡織、機械、電子等各個領域，可以說這幾個領域當中繞線機都有進行著有效的工作。繞線機發(fā)展到現在，已經成為組織成批大量生產和機械化流水作業(yè)的基礎，是現代化生產的重要標志之一。在我國四個現代化的發(fā)展和各個工業(yè)部門機械化水平、勞動生產率的提高中，繞線機必將發(fā)揮更大的作用。本課題主要對繞線機的凸輪擺桿傳動部分進行設計，結構分別有一臺電動機，一臺減速器，一對交錯軸斜齒輪，一套卷筒裝置和凸輪擺桿機構組成。要求繞線設備運行平穩(wěn), 安全可靠, 技術性能先進。關鍵詞：繞線機； 傳動部分； 斜齒輪； 凸輪； 擺動 1 選擇電動機 1.1 選擇傳動方案傳動方案一：電動機齒輪傳動 一級蝸桿減速器聯軸器交錯軸斜齒輪傳動傳動方案二：電動機帶輪傳動二級圓柱齒輪減速器聯軸器交錯軸斜齒輪傳動在這兩個方案相比之下，我選擇傳動方案二，因為帶輪傳動可以在功率過大時對機器期保護作用，圓柱齒輪減速器比蝸桿減速器傳遞效力高。1.2選擇電動機功率繞線機電動機所需的工作功率為 式中：工作機所需工作功率，指工作機主動端的運動所需功率，KW； 由電動機至工作機主動端運動的總功率。工作機所需工作功率，應由機器工作阻力和運動參數（線速度或轉速、角速度）計算求得，不同的專業(yè)機械有不同的計算方法。在我設計的機械中，我要設計一個轉速n為100r/min，F為500N，滾筒直徑為120mm，按下式計算：或或角速度公式 ：=線速度公式：V=r其中：F工作機的工作阻力，N；V工作機卷筒的線速度，；T工作機的阻力矩，；n工作機卷筒的轉度，；工作機卷筒的角速度，；=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為組成傳動裝置的各部分運動副效率之乘積，即 其中：分別為每一傳動副（齒輪、蝸桿、帶或鏈）、每對軸承、每個聯軸器及卷筒的效率。各傳動副的效率數值如下： 帶傳動的效率 0.98 聯軸器的傳動效率 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確定電動機轉速為合理設計傳動裝置，根據工作機主動軸的轉速要求和各傳動副的合理傳動比范圍，可以推算出電動機轉速的可選范圍，即 其中： 電動機可選轉速范圍，； 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工作機的主動軸轉速，；普通V帶的傳動比 =24二級減速器的傳動比 =840交錯軸斜齒輪的傳動比 =由式 可以得到 根據容量和轉速，由吳宗澤主編的機械設計師手冊下冊查出有多種適合的電動機型號,列舉一下這些相對比較合理的：產品名稱型號規(guī)格單位價格(元)（含稅）三相異步電動機Y801-2臺236三相異步電動機Y802-2臺253三相異步電動機Y90S-2臺293三相異步電動機Y90L-2臺339在此選擇了Y801-2這個型號的電動機型號額定功率KW滿載時起動電流額定電流起動轉矩額定轉矩最大轉矩額定轉矩轉速電流（380V時）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滿載轉速和工作機主動軸轉速，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（實際的傳動比要在設計V帶傳動時，由所選大、小帶輪的標準直徑之比計算），設計的交錯軸斜齒輪的傳動比定在i=3，則減速器的傳動比為： =32.65 計算傳動轉置的運動和動力參數為進行傳動件的設計計算，要推算出各軸的轉速和轉矩（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，為各軸的輸入轉矩（）； n，n，為各軸的轉速（），則可按電動機至工作機運動傳遞路線推算，得到各軸的運動和動力參數。2.1 各軸轉速 式中：nm電動機滿載轉速； 電動機至一軸的傳動比。以及 n= n=由公式計算 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、齒輪傳動和聯軸器的傳動效率。根據公式計算出各軸的功率 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 各軸輸入轉矩 = 其中為電動機軸的輸出轉矩，按下式計算： = 所以 = = =T=T=T=同一根軸的輸入功率（或轉矩）與輸出功率（或轉矩）數值是不同的（因為有軸承功率的損耗，傳動件功率損耗）， 軸輸入轉矩軸 = = =2.60.98=3.05 軸=T=3.0532.650.990.99=97.60 軸T=T=97.600.990.99=95.66 卷筒軸輸入轉矩 T=T=95.660.990.97=30.62 3. V帶的設計3.1 確定計算功率計算功率是根據傳遞的額定功率（如電動機的額定功率），并考慮載荷性質以及每天運轉時間的長短等因素的影響而確定的，即： 式中：為工作狀況系數，查文獻1表7-5可得，載荷變動小，空輕載起動，每天工作1016個小時，所以取=1.1。 =1.10.75=0.8253.2 選擇“V”帶的型號根據計算功率和主動輪轉速，由文獻1圖7-8選擇“V”帶型號。 =0.825，=2830 ，選擇Z型3.3 確定帶輪基準直徑、帶輪直徑小可使傳動結構緊湊，但另一方面彎曲應力大，設計時應取小帶輪的基準直徑，忽略彈性滑動的影響，=，、宜取標準值（查文獻1表7-6） 選取=71mm，且=71mm=50mm。大齒輪基準直徑為： =184.6mm按文獻1表7-6選取標準值=180mm，則實際傳動比、從動輪的實際轉速分別為 =2.535 =1116.373.4 驗算速度。 =10.52m/S帶速在525m/S范圍內。3.5 確定帶的基準長度和實際中心距按結構設計要求初定中心距=1000mm。由式（7.18）得： = mm =2397.24mm由文獻1表7-2選取基準長度=1800mm由式（7.19）得實際中心距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 校驗小帶輪包角。由式（7.20）得： = = =3.7 確定V帶根數z。 由式（7.21）得： 根據=71mm，=2830 ，查王少懷主編的機械設計師手冊中冊表9.2-18得，=0.50kw，=0.04kw。 由文獻1表7-2查得帶長度修正系數=1.18，由表7-47查得包角系數=0.98，得普通“V”帶根數 =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1表7-1查得z型普通“V”的每米長質量q=0.06，根據式（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 帶輪的結構設計。 (圖2)已知 mm ，mm，根據文獻1表7-1設計圖2的尺寸?；鶞蕦挾?；槽頂寬b=10mm；基準線至槽頂高度=2mm，取ha=2.5；基準線至槽底深度=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. 交錯軸斜齒輪傳動的設計該機械屬于輕型機械，由電動機驅動，小齒輪的轉速=100，傳動比，載荷均勻，單向運轉，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，調質處理，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 按齒根彎曲疲勞強度設計。4.2.1 轉矩T1 小齒輪轉矩T1=30.62 4.2.2 載荷系數k。由文獻1表6-2的，k=1.14.2.3 齒數z和螺旋角。因為硬齒面?zhèn)鲃?，?23，則=69。初選螺旋角=45。 當量齒數為： =65.05 =195.164.2.4 齒形系數和應力修正系數。根據由文獻1圖6-16得=2.25，=2.1；由文獻1圖6-17得=1.77，=1.87。4.2.5 重合度系數。端面重合度近似為： =1.198=0.599654.2.6 螺旋角系數。齒寬系數，因為齒輪相對于軸承是對稱分布，所以取1.1=8.051，注：當計算時1時，取=1,故計算時取=1。=0.75；當時，取=。4.2.7 許用彎曲應力。由文獻1圖6-6的=280，=270。彎曲強度的最小安全系數。取=1.4。彎曲疲勞強度計算的壽命系數。 =99840000 =299520000由文獻1圖6-7可得，。=400=385.7比較：=0.00995625，=0.0101814884.2.8 驗算。 = =0.019400=0.0187385.74.3 按齒面接觸疲勞強度設計。4.3.1 轉矩小齒輪轉矩=30.62 。4.3.2 載荷系數k。由文獻1表6-2得，k=1.1。4.3.3 根據文獻1103頁公式求 =式中 試驗齒輪的接觸疲勞極限，查文獻1圖6-8得：小齒輪的為630；大齒輪的為600； 接觸強度的最小安全系數，一般傳動取=1.01.2， 所以取1.1； 接觸疲勞強度計算的壽命系數，一般取查文獻1圖6-9，=1； 工作硬化系數，大齒面的由文獻1圖6-10查得，=1，小齒輪的應略去。 大齒輪= 627.273 小齒輪=572.7274.3.4 小齒輪直徑。由文獻1 112頁公式求得式中：材料彈性系數（），根據文獻1表6-3查得，大齒輪的為189.8，小齒輪的為189.8； 節(jié)點區(qū)域系數，= ，端面壓力角，基圓螺旋角，由文獻171頁公式 ，= 所以 = 2.09 ； 斜齒輪螺旋角系數，=0.841； 重合度系數， 一般取0.750.88，所以取0.85其值也可由文獻1圖6-14查取; 泊松比，根據文獻1107頁可知=0.3 齒寬系數，由文獻1表6-4查得，因為是對稱分布，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個毫米比較合理，所以小齒輪的齒寬取70mm；4.3.5 根據文獻1112頁公式求。=求得齒輪的接觸疲勞強度。式中：接觸應力（MPa）；= = =7.7674.3.6 驗算圓周速度。 =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、齒數、和螺旋角 。初定小齒輪齒數=23，=，大齒輪=23=69，螺旋角=，由公式得 =1.8446由標準取=2mm,則 =84.85取 85 因為 ， 所以 = =21.25取=21，則 =85-21=64（不按求）齒數比 =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 齒頂高的計算。 =2mm4.3.7.5 齒根高的計算。 =2.5mm4.3.7.6 全齒高的計算 =2+2.5=4.5mm4.3.7.7 頂隙的計算 =2.5-2=0.5mm4.3.7.8 齒頂圓直徑的計算。 =59.29+=63.29mm =180.70+=184.70mm4.3.7.9 齒根圓直徑的計算。 =59.29-=54.29mm =180.70-=175.70mm4.3.7.10 法向齒距的計算。 =6.28mm4.3.7.11 端面齒距的計算 =8.89mm4.3.7.12 標準中心距的計算 =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. 凸輪的設計圖5-1所示為凸輪機構在運動過程某位置的情況,壓力角，基園半徑r0=51mm，從強度要求考慮，滾子半徑，所以取rr =10mm。F=500N，凸輪的運動使擺桿做來回等速運動。 （圖5-1）5.1 計算F11、F1、F2的力。 得 5.2 畫凸輪圖。由圖5-2的擺桿運動規(guī)律圖畫出凸輪的輪廓線，如圖5-3所示。 （圖5-2） （圖5-3）6.齒輪軸的設計與校核6.1 大齒輪軸的設計6.1.1 選擇材料。選擇的材料，確定許用應力。繞線機為一般機械，對體積、材料等無特殊要求，股選用45鋼并經調質處理。由表101查得強度極限=650 MPa，許用彎曲應力=60 MPa。6.1.2 按扭轉強度估算軸徑。根據表文獻1103的A=126103。因載荷有輕微沖擊，取A=120，由文獻1式（10.2）得： =25.9mm軸的兩端最小直徑，一端要安裝聯軸器，另一端要安裝凸輪，兩邊各有一個鍵槽，應將計算直徑加大3%5%，即為26.67727.195mm。由此，安裝聯軸器那端取標準直徑d=30mm，由于安裝凸輪那端要考慮凸輪的的重量，所以取標準直徑d=35mm。6.1.3 設計軸的結構并繪制結構草圖。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，其軸向用軸肩固定，周向采用過盈配合固定。聯軸器從左端裝入，其周向用平鍵聯接，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，由計算的出d1=30mm；安裝在軸段（1）上的聯軸器右端需定位，在軸段（2）上應有軸肩，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）必須小于軸承內徑直徑，故取軸段（2）的直徑d2=35mm；軸段（3）的直徑根據軸承的內徑系列取d3=45mm；此時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）的長度應略短于齒輪輪轂長度，去63mm，為保證齒輪端面與箱體內壁不發(fā)生相碰，齒輪端面與箱體內壁間應留有一定間距，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；因為軸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，根據軸承的輪轂寬度，取50mm；軸段（1）的長度可根據聯軸器的長度，查閱文獻3有關手冊來取。此外，在軸段（1）、（4）、（9）需分別加工出鍵槽，應使三鍵槽處于軸的同一圓柱母線上，鍵槽的長度比相應的輪轂寬度小約510mm，鍵槽的寬度按軸段直徑查文獻1 表10-5得到。 軸段（1）（4）（9）鍵寬b81810鍵高h7118鍵長L7050456. 1.3.4 選定軸的結構細節(jié)，圓角、倒角等的尺寸，圖6-1中略。 6.1.4 按彎扭合成強度校核軸徑。6.1.4.1 畫出軸的計算模型圖，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 作出垂直面內的彎矩圖，如圖6-2（d）所示。6.1.3.5 作水平面內的受力圖，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 作轉矩圖，如圖5-2（h）所示。T=95660Nmm。 ,凸輪最遠點離軸中心的距離為156.6mm，。6.1.3.9 繪出當量彎矩圖，如圖5-2（i）所示。，式中：為考慮轉矩循環(huán)特性而引入的修正系數，由文獻1189頁得，考慮到起動和停止等因素，軸單向運轉，將此劃分為脈動循環(huán)轉矩，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）確定危險截面及校核強度。由如圖6-2可以看出，齒輪所在截面當量彎矩最大，且軸上還有鍵槽，故該截面可能為危險截面，應對此進行校核。 由于=60 MPa , ,故設計的軸強度足夠。由于軸段（9）的截面積比較小，而該截面的當量彎矩比較大，且軸上還有鍵槽，故該截面可能為危險截面，應對此進行校核。由于=60 MPa , ,故設計的軸強度足夠。6.2 小齒輪軸的設計6.2.1 材料的選擇。選擇的材料，確定許用應力。繞線機為一般機械，對體積、材料等無特殊要求，股選用45鋼并經調質處理。由表101查得強度極限=650 MPa，許用彎曲應力=60 MPa。6.2.2 按扭轉強度估算軸徑。根據表文獻1103的A=126103。因載荷有輕微沖擊，取A=120，由文獻1式（10.2）得： =17.7mm軸的最小直徑處要打一個四方形的孔，應將直徑加大。由此，取標準直徑d=35mm。6.2.3 設計軸的結構并繪制結構草圖。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，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）的直徑根據軸承的內徑系列取d2=40mm，此時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壁的距離為2mm，取軸段（3）為69mm；因為軸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 選定軸的結構細節(jié)，圓角、倒角等的尺寸，圖1-2中略。6.2.4 按彎扭合成強度校核軸徑。6.2.4.1 畫出軸的計算模型圖，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，質量G=mg，為了計算方便，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 作出垂直面內的彎矩圖，如圖6-2（d）所示。 6.2.4.5 作水平面內的受力圖，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 作轉矩圖，如圖6-2（h）所示。 6.2.4.9 繪出當量彎矩圖，如圖6-2（i）所示。 ，式中：為考慮轉矩循環(huán)特性而引入的修正系數，由文獻1189頁得，考慮到起動和停止等因素，軸單向運轉，將此劃分為脈動循環(huán)轉矩，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 確定危險截面及校核強度。由如圖7-2可以看出，軸段（4）所在截面當量彎矩最大，故該截面可能為危險截面，應對此進行校核。 由于=60 MPa , ,故設計的軸強度足夠。7. 大齒輪軸普通鍵聯接的設計7.1 軸與大齒輪的聯接鍵設計。7.1.1 選擇聯接軸與大齒輪的鍵的類型和尺寸。選用普通平鍵聯接，因齒輪在軸中部，宜選用圓頭普通平鍵（A型）。根據d=60mm，從文獻1表10-5查得鍵的尺寸：寬度b=18mm，高度h=11mm，由輪轂寬度并根據鍵的長度系列取鍵長L=50mm。7.1.2 校核鍵的強度。鍵、軸、齒輪的材料均為鋼，由文獻1表10-6查得許用擠壓應力，無特殊情況取。鍵的工作長度由文獻1式（10.7）可得： 7.1.3 結論：該鍵選用合適。7.2 聯軸器與軸聯接鍵的設計。7.2.1 選擇聯軸器與軸聯接的鍵的類型和尺寸。選用普通平鍵聯接，因聯軸器在最左端，宜選用圓頭普通平鍵（C型）。根據d=30mm，從文獻1表10-5查得鍵的尺寸：寬度b=8mm，高度h=7mm，由聯軸器要連接的軸的長度并根據鍵的長度系列取鍵長L=70mm。7.2.2 校核鍵的強度。鍵、軸、聯軸器的材料均為鋼，由文獻1表10-6查得許用擠壓應力，無特殊情況取。鍵的工作長度由文獻1式（10.7）可得： 7.2.3 結論：該鍵選用合適。7.3 凸輪與軸聯接鍵的設計。7.3.1 選擇凸輪與軸聯接的鍵的類型和尺寸。選用普通平鍵聯接，因聯軸器在最右端，宜選用圓頭普通平鍵（A型）。根據d=35mm，從文獻1表10-5查得鍵的尺寸：寬度b=10mm，高度h=8mm，由聯軸器要連接的軸的長度并根據鍵的長度系列取鍵長L=36mm。7.3.2 校核鍵的強度。鍵、軸、凸輪的材料均為鋼，由文獻1表10-6查得許用擠壓應力，無特殊情況取。鍵的工作長度由文獻1式（10.7）可得： 7.3.3 結論：該鍵選用合適。8. 擺桿的設計與校核8.1 選擇擺桿材料。選擇的材料，確定許用應力。繞線機為一般機械，對體積、材料等無特殊要求，股選用45鋼并經調質處理。由表101查得強度極限=650 MPa，許用彎曲應力=60 MPa。8.2初定擺桿的尺寸。根據機器的運動要求，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度。8.3.1 畫出擺桿的計算受力簡圖，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 作轉矩圖，如圖9-2c所示。8.3.4 作出當量彎矩圖，如圖9-2d所示。，式中：為考慮轉矩循環(huán)特性而引入的修正系數，由文獻1189頁得，考慮到起動和停止等因素，軸單向運轉，將此劃分為脈動循環(huán)轉矩，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 確定危險截面及校核強度。由如圖1-2可以看出，b所在截面當量彎矩最大，故該截面可能為危險截面，應對此進行校核。 由于=60 MPa , ,故設計的軸強度足夠。結束語通過這次畢業(yè)設計，我成長了許多，從剛開始的無從下手，非常的迷茫，經過老師耐心的指導，到圖書館借了許多的資料和手冊查看，才有了一點點眉目，慢慢的摸索，一次次的跟老師交流，終于我把設計給完成了。通過畢業(yè)設計，我把以前在課堂所學的課程都進行了一次總的復習，同時也發(fā)現自己以前所學的東西都忘了很多，很多老師講過的都忘了，也學會了要多查手冊，要按照標準來設計，不能夠自己亂來，而且在設計的時候要聯系實際，要知道你自己設計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，最后在做設計的時候要有耐心。參考文獻1薛偉.機械設計基礎M.浙江科學技術出版社. 2007年3月出版.2王少懷.機械設計師手冊中冊M.電子工業(yè)出版社. 2006年8月出版.3吳宗澤.機械設計師手冊下冊M.機械工業(yè)出版社. 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