凸輪擺桿繞線機傳動部分設(shè)計（全套含CAD圖紙）

1凸輪擺桿繞線機傳動部分設(shè)計摘要：繞線機廣泛應(yīng)用于紡織、機械、電子等各個領(lǐng)域，可以說這幾個領(lǐng)域當(dāng)中繞線機都有進行著有效的工作。繞線機發(fā)展到現(xiàn)在，已經(jīng)成為組織成批大量生產(chǎn)和機械化流水作業(yè)的基礎(chǔ)，是現(xiàn)代化生產(chǎn)的重要標(biāo)志之一。在我國四個現(xiàn)代化的發(fā)展和各個工業(yè)部門機械化水平、勞動生產(chǎn)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(shè)計，結(jié)構(gòu)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(gòu)組成。要求繞線設(shè)備運行平穩(wěn), 安全可靠, 技術(shù)性能先進。關(guān)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(lián)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(lián)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kwpnd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。n2工作機所需工作功率 ，應(yīng)由機器工作阻力和運動參數(shù)（線速度或轉(zhuǎn)速、角速度）wp計算求得，不同的專業(yè)機械有不同的計算方法。在我設(shè)計的機械中，我要設(shè)計一個轉(zhuǎn)速 n 為 100r/min，F(xiàn) 為 500N，滾筒直徑為 120mm，按下式計算：KWvpw10或 Tnw95或 KWpw10角速度公式 ： = n30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， ；smT工作機的阻力矩， ；Nn工作機卷筒的轉(zhuǎn)度， ；inr工作機卷筒的角速度， ；sad= = 10.46673010rV= r=10.4667 0.06=0.628 sm= =0.314kw1Fvpw0628.5再由式 可得到 KWTnw9= =29.987TP51034.5mN傳動裝置的總效率 應(yīng)為組成傳動裝置的各部分運動副效率之乘積，即nna321其中： 分別為每一傳動副（齒輪、蝸桿、帶或鏈） 、每對軸承、每n321個聯(lián)軸器及卷筒的效率。各傳動副的效率數(shù)值如下：3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 0.99na321= =0.8869.07.90.9.08. = 0.3544kwnwdp6.141.3 確定電動機轉(zhuǎn)速為合理設(shè)計傳動裝置，根據(jù)工作機主動軸的轉(zhuǎn)速要求和各傳動副的合理傳動比范圍，可以推算出電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍，即niiniad )(321mir其中： 電動機可選轉(zhuǎn)速范圍， ；傳動裝置總傳動比的合理范；ai各級傳動副傳動比的合理范圍；ni321n工作機的主動軸轉(zhuǎn)速， ；minr普通 V 帶的傳動比 =241i二級減速器的傳動比 =8402交錯軸斜齒輪的傳動比 =3i由式 ninad )(21可以得到 531036minr根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由吳宗澤主編的機械設(shè)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：4產(chǎn)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 這個型號的電動機滿載時型號額定功率KW轉(zhuǎn)速 minr電流（380V 時）A效率%功率因素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Y801-20.7528301.81750.842.2 7.0 2.22. 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(zhuǎn)速 和工作機主動軸轉(zhuǎn)速 ，可以得到傳動裝置總傳動比nmn為 nima總傳動比為各級傳動比 的乘積，即iin321 naiii321（1）總傳動比 = =28.3ima08（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5=2.6（實際的傳動比要在設(shè)計 V 帶傳動時，由所選大、小帶輪的標(biāo)準(zhǔn)直徑之比計算） ，1i設(shè)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 312iia6.8計算傳動轉(zhuǎn)置的運動和動力參數(shù)為進行傳動件的設(shè)計計算，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；0i1， ，為相鄰兩軸間的傳動功率；2p ，p ，為各軸的輸入功率（KW） ；T ，T ，為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩（ ） ；mNn ，n ，為各軸的轉(zhuǎn)速（ ） ，inr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(shù)。2.1 各軸轉(zhuǎn)速01inmir式中：n m電動機滿載轉(zhuǎn)速；電動機至一軸的傳動比。0i以及 n = = 1i10inmirn = =2i210in由公式計算 n = 1088.460im6.283minr6n = = =33.341i65.32408minrn = = =1002ii2.2 各軸輸入功率圖 1-1 所示為各軸間功率關(guān)系。 P = KW， 01dp10P = P = KW， 21232P = P = KW， 330d 4P = P = KW， 4421p523（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。12345根據(jù)公式計算出各軸的功率 7P = =0.3544 0.98=0.347312KW 01dpP = P =0.347312 0.99 0.99=0.3404KW2P = P =0.3404 0.99 0.99=0.33363KW3P = P =0.33363 0.99 0.97=0.32038KW42.3 各軸輸入轉(zhuǎn)矩= 1T01idmN其中 為電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩，按下式計算：d= dmdnp950所以 = = 1T01idmdnp9501i= = 12id12010iT = = 23mdnp95231010iT =T =342id 34210210i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（因為有軸承功率的損耗，傳動件功率損耗） ，軸輸入轉(zhuǎn)矩軸 = = = 2.6 0.98=3.05 1T01idmdnP9501i283054.9mN軸8=T =3.05 32.65 0.99 0.99=97.60 T12imN軸T =T =97.60 0.99 0.99=95.66 23卷筒軸輸入轉(zhuǎn)矩T =T =95.66 0.99 0.97=30.62 342i1mN3. V 帶的設(shè)計3.1 確定計算功率計算功率 是根據(jù)傳遞的額定功率（如電動機的額定功率） ，并考慮載荷性質(zhì)dp p以及每天運轉(zhuǎn)時間的長短等因素的影響而確定的，即：PkAd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Ak天工作 1016 個小時，所以取 =1.1。Ak=1.1 0.75=0.825PkpAdw3.2 選擇“V”帶的型號根據(jù)計算功率 和主動輪轉(zhuǎn)速 ，由文獻(xiàn)1圖 7-8 選擇“V”帶型號。d1n=0.825 ， =2830 ，選擇 Z 型dpkw1mir3.3 確定帶輪基準(zhǔn)直徑 、d2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)計時應(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1dmin 2d12n1d2獻(xiàn)1表 7-6） 選取 =71mm，且 =71mm =50mm。1d1dmid大齒輪基準(zhǔn)直徑為：= = =184.6mm2d12n708.463按文獻(xiàn)1表 7-6 選取標(biāo)準(zhǔn)值 =180mm，則實際傳動比 、從動輪的實際轉(zhuǎn)速分別d i9為= = =2.535i12d780= 1116.37in253.minr3.4 驗算速度 。= =10.52 m/S106nd062837帶速在 525m/S 范圍內(nèi)。3.5 確定帶的基準(zhǔn)長度 和實際中心距dLoa按結(jié)構(gòu)設(shè)計要求初定中心距 =1000mm。由式（7.18）得：ooo addAL4)(22121= mm 078)7(02=2397.24mm由文獻(xiàn)1表 7-2 選取基準(zhǔn)長度 =1800mmdL由式（7.19）得實際中心距 a 為：a =（1000+ ）mm 701mm2ooLd24.397180中心距 a 的變動范圍為：=（701-0.015 1800）mm=674mmd015.min=（701+0.03 1800）mm=755mmL3ax3.6 校驗小帶輪包角 。1由式（7.20）得：= 1 oo3.578012ad10= oo3.57016.84= 7.o23.7 確定V帶根數(shù) z。由式（7.21）得：Ldkpz)(1根據(jù) =71mm， =2830 ，查王少懷主編的機械設(shè)計師手冊中冊表 9.2-181d1nminr得， =0.50kw， =0.04kw。pp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)Lk=0.98，得普通“V”帶根數(shù)k=0.14155 跟18.90)4.5(2z所以取 z=1 根。3.8 求初拉力 及帶輪軸上的壓力 。0FQF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mkg/（7.22）得單根“V”帶的初拉力為：2015.qvkzvpFd= N25.106.98.0.=63.496N由式（7.23）可得作用在軸上的壓力 為：QF2sin10zQ= N271.0si496.3o=126.575N113.9 帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計。(圖 2)已知 mm ， mm，根據(jù)文獻(xiàn)1表 7-1 設(shè)計圖 2 的尺寸。71d 6.1842d基準(zhǔn)寬度 ；槽頂寬 b=10mm；基準(zhǔn)線至槽頂高度 =2mm，取 ha=2.5；mb5.8 minah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infhfh=5.5mm；輪緣外徑 = =71+2 2.5=76mm；輪緣外徑 =1ada2)(21fdz=44mm；槽角 = 。5.8271o34= =184.6+2 2.5=189.6mmadah14. 交錯軸斜齒輪傳動的設(shè)計該機械屬于輕型機械，由電動機驅(qū)動，小齒輪的轉(zhuǎn)速 =100 ，傳動比 ，1nmir3i載荷均勻，單向運轉(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 按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計。4.2.1 轉(zhuǎn)矩 T1小齒輪轉(zhuǎn)矩 T1=30.62 mN124.2.2 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 。因為硬齒面?zhèn)鲃樱?=23，則 = =69。112iz3初選螺旋角 =45。 。 當(dāng)量齒數(shù) 為： = =65.05vz31coszv o453= 195.1632zvos6934.2.4 齒形系數(shù) 和應(yīng)力修正系數(shù) 。FaYSaY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vz1Fa2F=1.77， =1.87。1SaY2Sa4.2.5 重合度系數(shù) 。Y端面重合度近似為：= =1.198cos12.3812z o45cs69123.8= =)costanr(to45cs0tanro.7= =)rt(tb )24.s(too6.1= =0.599652cos75.02.Y198.c705.4.2.6 螺旋角系數(shù) 。Y齒寬系數(shù) ，因為齒輪相對于軸承是對稱分布，所以取 1.1d= = =8.051，注：當(dāng)計算時 1 時，取 =1,故nmbsita1zo45tan23.計算時取 =1。13= = =0.75；當(dāng) 時，取 = 。Yo120o3o30o304.2.7 許用彎曲應(yīng)力。由文獻(xiàn)1圖 6-6 的 =280 ， =270 。1limFaMP2limFaP彎曲強度的最小安全系數(shù) 。取 =1.4。liSli彎曲疲勞強度計算的壽命系數(shù) 。NY= =99840000hLjnN601 )40528(106= =299520000i23984由文獻(xiàn)1圖 6-7 可得， 。121NY= =4001lim1NFSTPY4.80aMP= =385.72li2FSTP.7a比較： = =0.00995625，1PSaY40.5= =0.0101814882FPSa7.384.2.8 驗算。YmbdkTSaFF112FP=YbdkSaFF112 596.072.6073. =0.019 400aMPa= =0.0187 385.71212SaFFY1.72580.9aMPa4.3 按齒面接觸疲勞強度設(shè)計。144.3.1 轉(zhuǎn)矩 T1小齒輪轉(zhuǎn)矩 =30.62 。mN4.3.2 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 HP=HPWNZSlim式中 試驗齒輪的接觸疲勞極限，查文獻(xiàn)1圖 6-8 得：小齒輪的limH為 630 ；大齒輪的 為 600 ；liHaMlimHaMP接觸強度的最小安全系數(shù)，一般傳動取 =1.01.2，limS limHS所以取 1.1；接觸疲勞強度計算的壽命系數(shù)，一般取查文獻(xiàn) 1圖 6-9， =1； NZ NZ工作硬化系數(shù)，大齒面的 由文獻(xiàn) 1圖 6-10 查得， =1，小齒WZWW輪的 應(yīng)略去。大齒輪 = = 627.273HPWNZSlim15.60aMP小齒輪 = = 572.727PHli.3a4.3.4 小齒輪直徑 。1d由文獻(xiàn)1 112 頁公式 求得32112HPEdZKT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EZaM為 189.8，小齒輪的 為 189.8；EE15 節(jié)點區(qū)域系數(shù)， = ， 端面壓力角，HZHZttbsinco2t， 基圓螺旋角，由文獻(xiàn) 171 頁公式 ，o24.7b tbcosa= =)csartn(tb )24.7ta45arn(tooo.所以 = 2.09 ；HZoo.sin.c斜齒輪螺旋角系數(shù)， = = 0.841；Zz45c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，因為是對稱分布，所以取 1.1d3 21 64.5381.01890.23.1.062 51mm 1d取 =60mm齒寬 b= =1.1 60=66mm，大齒輪齒寬為 65mm，小齒輪的齒寬要比大齒輪的1d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(jù)文獻(xiàn)1112 頁公式求 。H= 求得齒輪的接觸疲勞強度。HPEbdKTZ121式中： 接觸應(yīng)力（MPa） ；=H21bdTZE16= 3.016702.184.05.18962. =7.767 aMPH4.3.6 驗算圓周速度。= =0.314m/S0.628m/S106ndv0164.3.7 基本尺寸的確定。4.3.7.1 確定中心距 a 。a = =120mm)1(2id)31(604.3.7.2 選定模數(shù) 、齒數(shù) 、 和螺旋角 。nm1z2初定小齒輪齒數(shù) =23， = ，大齒輪 =23 =69，螺旋角 = ，由公式1zi33o45得 = 1.8446)(221coan21coszan6945cos0由標(biāo)準(zhǔn)取 =2mm,則nm= 84.85nmazcos21245cos0取 8521z因為 ，i12iz1所以 =iz121)(i= =21.25i13185取 =21，則1z17=85-21=64（不按 求）2ziz12齒數(shù)比= =3.0476z1264與 =3 的要求比較，誤差為 1.587%，可用。于是i= =44.9amn2cos112064cos滿足要求。4.3.7.3 計算齒輪分度圓直徑 。小齒輪 = 59.29mmcos11zmdno9.42大齒輪 = 180.70mmcos22zdno9.464.3.7.4 齒頂高的計算。=2mmnamh4.3.7.5 齒根高的計算。= =2.5mmnf25.1.4.3.7.6 全齒高的計算=2+2.5=4.5mmfah4.3.7.7 頂隙的計算=2.5-2=0.5mmafc4.3.7.8 齒頂圓直徑的計算。=59.29+ =63.29mmnamd212=180.70+ =184.70mm24.3.7.9 齒根圓直徑的計算。18=59.29- =54.29mmnfmd5.2125.=180.70- =175.70mmf24.3.7.10 法向齒距的計算。= =6.28mmnP4.3.7.11 端面齒距的計算= =8.89mmcosnt o4528.64.3.7.12 標(biāo)準(zhǔn)中心距的計算= =119.995mm21da270.189.4.4 齒輪受力分析ntbtn FFcoscos12dTtcostanrFta式中： 法向力；nF徑向力；r軸向力；a周向力。tF= =1021N12dTtmN602.3= =1021Ntano45tan19= =526NcostanrFo45cs20tan1= =1292Nbtn oo24.7cs.15. 凸輪的設(shè)計圖 5-1 所示為凸輪機構(gòu)在運動過程某位置的情況,壓力角 ，oo350max基園半徑 r0=51mm，從強度要求考慮，滾子半徑 ，所以取 rr 5.10rr=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0MO0193274FNF710NF65sin103sin1oocc25.2 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。20（圖 5-2）（圖 5-3）6.齒輪軸的設(shè)計與校核6.1 大齒輪軸的設(shè)計6.1.1 選擇材料。選擇的材料，確定許用應(yīng)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(jīng)調(diào)質(zhì)處理。由表 101 查得強度極限 =650 MPa，許用彎曲應(yīng)力b=60 MPa。16.1.2 按扭轉(zhuǎn)強度估算軸徑。21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：= =25.9mm3npAd34.6012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，兩邊各有一個鍵槽，應(yīng)將計算直徑加大 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(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22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(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 b 8 18 10鍵高 h 7 11 8鍵長 L 70 50 456. 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(nèi)的受力圖，如圖 6-2（c）所示. , ,NFr526NFat102,NF615231得 0MB0.825.6. 2RFDZrNRDZ7得 Z NDZrB 16357612 段 BC CD DE23橫截面 B右C左C右D左D右E左Fs(N) -216-216-742-742615 615M(Nmm) 0 -12204-104451-146374-14637406.1.3.4 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 0MB025.6825.61FRFDYtNRDY14得 Z NDYtB 3430段 BC CD DE橫截面 B右C左C右D左D右E左Fs(N) 234 234 -787-787355 355M(Nmm) 0 1322113221-31245-3124506.1.3.6 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。2YZM段 BC CD DE橫截面 B右C左C右D左D右E左M(Nmm) 0 1799310528414967214967206.1.3.8 作轉(zhuǎn)矩圖，如圖 5-2（h）所示。T=95660Nmm。24,凸輪最遠(yuǎn)點離軸中心的距離為mNdFt 9247.1802156.6mm， 。536.36.516.1.3.9 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)122TMe189 頁得，考慮到起動和停止等因素，軸單向運轉(zhuǎn)，將此劃分為脈動循環(huán)轉(zhuǎn)矩，取0.6。段 AB BC CD DE橫截面A右B左B右C左C右D左D右E左M(Nmm)57396573965739660150118946159578159578553482526（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(dāng)量彎矩最大，且軸上還有鍵槽，故該截面可能為危險截面，應(yīng)對此進行校核。MPadMWebeeb 35.60143234由于 =60 MPa , ,故設(shè)計的軸強度足夠。1eb1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截面，應(yīng)對此進行校核。 MPadMWebeeb 58.312934由于 =60 MPa , ,故設(shè)計的軸強度足夠。1eb16.2 小齒輪軸的設(shè)計6.2.1 材料的選擇。選擇的材料，確定許用應(yīng)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(jīng)調(diào)質(zhì)處理。由表 101 查得強度極限 =650 MPa，許用彎曲應(yīng)力b=60 MPa。16.2.2 按扭轉(zhuǎn)強度估算軸徑。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：27= =17.7mm3npAd31028.軸的最小直徑處要打一個四方形的孔，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(jié)構(gòu)細(xì)節(jié)，圓角、倒角等的尺寸，圖 1-2 中略。286.2.4 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(nèi)的受力圖，如圖 6-2（c）所示。； ； ；T=30620 NmmNFr526a102NFt102；已知銅的密度為 8.7 g/cm3，繞線繞得的最RTA5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，為了計算方便，取kgm239.627.815204g=10，G=mg= ，取 FA=G=263N。N039.6得 MB 0465.1. ADZr RFRDZ37得 0Z NDZrAB 5)317(2段 AB BC CD橫截面 A右B左B右C左C右D左Fs(N) -263-263-209-209317 317M(Nmm) 0 -12098-12098-35402-513406.2.4.4 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 0MB025.1.DYt RFNRDY得 Z NtB 51)(029段 BC CD橫截面 B右C左C右D左Fs(N) -510-510511 511M(Nmm) 0 -56865-5686506.2.4.6 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。2YZM段 AB BC CD橫截面 A右B左B右C左C右D左M(Nmm) 0 1209812098669855709606.2.4.8 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22TMe獻(xiàn)1189 頁得，考慮到起動和停止等因素，軸單向運轉(zhuǎn)，將此劃分為脈動循環(huán)轉(zhuǎn)矩，取 0.6。段 AB BC CD橫截面A右B左B右C左C右D左M(Nmm)3000032348323487339658268116283031（圖 6-2）326.2.4.10 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(dāng)量彎矩最大，故該截面可能為危險截面，應(yīng)對此進行校核。MPadMWebeeb 28.39.56704324由于 =60 MPa , ,故設(shè)計的軸強度足夠。1eb17. 大齒輪軸普通鍵聯(lián)接的設(shè)計7.1 軸與大齒輪的聯(lián)接鍵設(shè)計。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MPajy120MPajy10mbLl385由文獻(xiàn)1式（10.7）可得：jyjy PadhlT12.83160.9547.1.3 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。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MPajy120MPajy1033mbLl62870由文獻(xiàn)1式（10.7）可得：jyjy MPadhlT6.273016.95437.2.3 結(jié)論：該鍵選用合適。7.3 凸輪與軸聯(lián)接鍵的設(shè)計。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MPajy120MPajy10mbLl3由文獻(xiàn)1式（10.7）可得：jyjy PadhlT12.68350.9437.3.3 結(jié)論：該鍵選用合適。8. 擺桿的設(shè)計與校核8.1 選擇擺桿材料。選擇的材料，確定許用應(yīng)力。繞線機為一般機械，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 查得強度極限 =650 MPa，許用彎曲應(yīng)力b=60 MPa。18.2 初定擺桿的尺寸。根據(jù)機器的運動要求，初定擺桿的尺寸如圖 9-1 所示。34（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= 。710NF5F m350N7150F1 8.3.2 作出擺桿的受力圖，如圖 9-2b 所示。2NR1Az段 AB BC橫截面 A右B左B右C左Fs(N) -210-210500 500M(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)122TMe189 頁得，考慮到起動和停止等因素，軸單向運轉(zhuǎn)，將此劃分為脈動循環(huán)轉(zhuǎn)矩，取0.6。35段 AB BC橫截面A右B左B右C左M(Nmm)2130045786457862130036（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(dāng)量彎矩最大，故該截面可能為危險截面，應(yīng)對此進行校核。MPabhMWezeeb 7.4015386622由于 =60 MPa , ,故設(shè)計的軸強度足夠。1eb1結(jié)束語通過這次畢業(yè)設(shè)計，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，才有了一點點眉目，慢慢的摸索，一次次的跟老師交流，終于我把設(shè)計給完成了。通過畢業(yè)設(shè)計，我把以前在課堂所學(xué)的課程都進行了一次總的復(fù)習(xí)，同時也發(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，不能夠自己亂來，而且在設(shè)計的時候要聯(lián)系實際，要知道你自己設(shè)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(nèi)，最后在做設(shè)計的時候要有耐心。參考文獻(xiàn)1薛偉.機械設(shè)計基礎(chǔ)M.浙江科學(xué)技術(shù)出版社. 2007 年 3 月出版.2王少懷.機械設(shè)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(shè)計師手冊下冊M.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(gòu)設(shè)計與應(yīng)用創(chuàng)新M.機械工業(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.機械設(shè)計課程設(shè)計指導(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. 機械原理M. 高等教育出版社.2006 年 5 月出版.10成大先.機械設(shè)計師手冊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.