凸輪擺桿繞線機傳動部分設計（全套含CAD圖紙）

下載后文件包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 119709851凸輪擺桿繞線機傳動部分設計摘要：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； 擺動下載后文件包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 119709852下載后文件包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 119709853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 11下載后文件包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 1197098544.3 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下載后文件包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 1197098551 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。n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）wp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：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， ；N下載后文件包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 119709856n工作機卷筒的轉度， ；minr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 0.99na321= =0.8869.07.90.9.08. = 0.3544kwnwdp6.141.3 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niiniad )(321mir下載后文件包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 119709857其中： 電動機可選轉速范圍， ；dnminr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工作機的主動軸轉速， ；inr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滿載時 起動電流起動轉矩最大轉矩下載后文件包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 119709858KW轉速 minr電流（380V 時）A效率%功率因素額定電流額定轉矩額定轉矩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速 和工作機主動軸轉速 ，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=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） ，1i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 312iia6.8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；0i1， ，為相鄰兩軸間的傳動功率；2p ，p ，為各軸的輸入功率（KW） ；下載后文件包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 119709859T ，T ，為各軸的輸入轉矩（ ） ；mNn ，n ，為各軸的轉速（ ） ，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。2.1 各軸轉速01inmir式中：n m電動機滿載轉速；電動機至一軸的傳動比。0i以及 n = = 1i10inmirn = =2i210in由公式計算 n = 1088.460im6.283minrn = = =33.341i5.34in = = =1002iinr2.2 各軸輸入功率圖 1-1所示為各軸間功率關系。 P = KW， 01dp10P = P = KW， 21232P = P = KW， 330d 4P = P = KW， 4421p523下載后文件包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 1197098510（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。12345根據公式計算出各軸的功率 P = =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 各軸輸入轉矩= 1T01idmN其中 為電動機軸的輸出轉矩，按下式計算：d= dmdnp950所以 下載后文件包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 1197098511= = 1T01idmdnp9501i= = 12id12010iT = = 23mdnp95231010iT =T =342id 34210210i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 = = = 2.6 0.98=3.05 1T01idmdnP9501i283054.9mN軸=T =3.05 32.65 0.99 0.99=97.60 12imN軸T =T =97.60 0.99 0.99=95.66 23卷筒軸輸入轉矩T =T =95.66 0.99 0.97=30.62 342i1mN3. 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dp p以及每天運轉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，查文獻1表 7-5可得，載荷變動小，空輕載起動，每Ak下載后文件包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 1197098512天工作 1016 個小時，所以取 =1.1。Ak=1.1 0.75=0.825PkpAdw3.2 選擇“V”帶的型號根據計算功率 和主動輪轉速 ，由文獻1圖 7-8選擇“V”帶型號。d1n=0.825 ， =2830 ，選擇 Z型dpkw1mir3.3 確定帶輪基準直徑 、d2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1dmin 2d12n1d2獻1表 7-6） 選取 =71mm，且 =71mm =50mm。1d1dmid大齒輪基準直徑為：= = =184.6mm2d12n708.463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d i為= = =2.535i12d780= 1116.37in253.minr3.4 驗算速度 。= =10.52 m/S106nd062837帶速在 525m/S 范圍內。3.5 確定帶的基準長度 和實際中心距dLoa按結構設計要求初定中心距 =1000mm。由式（7.18）得：ooo addAL4)(22121下載后文件包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 1197098513= mm 10478)71(202=2397.24mm由文獻1表 7-2選取基準長度 =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 oo3.578012ad= oo.6.4= 70.1o23.7 確定V帶根數 z。由式（7.21）得：Ldkpz)(1根據 =71mm， =2830 ，查王少懷主編的機械設計師手冊中冊表 9.2-181d1nminr得， =0.50kw， =0.04kw。pp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Lk=0.98，得普通 “V”帶根數k=0.14155跟18.90)4.5(2z下載后文件包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 1197098514所以取 z=1根。3.8 求初拉力 及帶輪軸上的壓力 。0FQF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=126.575N3.9 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。71d 6.1842d基準寬度 ；槽頂寬 b=10mm；基準線至槽頂高度 =2mm，取 ha=2.5；mb5.8 minah下載后文件包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 1197098515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minfhfh=5.5mm；輪緣外徑 = =71+2 2.5=76mm；輪緣外徑 =1ada2)(21fdzh=44mm；槽角 = 。5.8271o34= =184.6+2 2.5=189.6mmadah14. 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 ，1nmir3i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 mN4.2.2 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)鲃樱?=23，則 = =69。112iz3初選螺旋角 =45。 。 當量齒數 為： = =65.05vz31coszv o453= 195.1632zvos6934.2.4 齒形系數 和應力修正系數 。FaYSaY根據 由文獻1圖 6-16得 =2.25， =2.1；由文獻 1圖 6-17得vz1Fa2F=1.77， =1.87。1SaY2Sa下載后文件包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985164.2.5 重合度系數 。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 。Y齒寬系數 ，因為齒輪相對于軸承是對稱分布，所以取 1.1d= = =8.051，注：當計算時 1時，取 =1,故nmbsita1zo45tan23.計算時取 =1。= = =0.75；當 時，取 = 。Yo120o3o30o304.2.7 許用彎曲應力。由文獻1圖 6-6的 =280 ， =270 。1limFaMP2limFaP彎曲強度的最小安全系數 。取 =1.4。liSli彎曲疲勞強度計算的壽命系數 。NY= =99840000hLjnN601 )40528(106= =299520000i23984由文獻1圖 6-7可得， 。121NY= =4001lim1NFSTPY4.80aMP下載后文件包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 1197098517= =385.72lim2NFSTFPY14.70aMP比較： = =0.00995625，1PSa0.5= =0.0101814882FPSaY7.384.2.8 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計。4.3.1 轉矩 T1小齒輪轉矩 =30.62 。mN4.3.2 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 HP=HPWNZSlim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limH為 630 ；大齒輪的 為 600 ；liHaMlimHaMP接觸強度的最小安全系數，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，一般取查文獻1圖 6-9， =1； NZ NZ下載后文件包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 1197098518工作硬化系數，大齒面的 由文獻 1圖 6-10查得， =1，小齒WZZWWZ輪的 應略去。大齒輪 = = 627.273HPWNZSlim15.60aMP小齒輪 = = 572.727PHli.3a4.3.4 小齒輪直徑 。1d由文獻1 112 頁公式 求得32112HPEdZKT式中： 材料彈性系數（ ） ，根據文獻1表 6-3查得，大齒輪的EZaM為 189.8，小齒輪的 為 189.8；EE 節(jié)點區(qū)域系數， = ， 端面壓力角，HHZttbsinco2t， 基圓螺旋角，由文獻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， = = 0.841；Zz45c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 1.1d下載后文件包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985193 21 64.5381.01890.23.1.062 d51mm 1取 =60mmd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1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 。H= 求得齒輪的接觸疲勞強度。HPEbdKTZ121式中： 接觸應力（MPa） ；=H21bdTZE= 3.016702.184.05.896.1 =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 、齒數 、 和螺旋角 。nm1z2初定小齒輪齒數 =23， = ，大齒輪 =23 =69，螺旋角 = ，由公式1zi33o45下載后文件包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 1197098520得 = 1.8446)(221zcoamn21coszamn69345cos0由標準取 =2mm,則n= 84.85nazcos21245cos0取 8521z因為 ，i12iz1所以 =iz121)(i= =21.25i13185取 =21，則1z=85-21=64（不按 求）2ziz12齒數比= =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 = 180.70mmcos22zdno9.46下載后文件包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985214.3.7.4 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。=59.29- =54.29mmnfd5.125.=180.70- =175.70mmfm224.3.7.10 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 標準中心距的計算= =119.995mm21da270.189.4.4 齒輪受力分析ntbtn FFcoscos12dTt下載后文件包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 1197098522costanrFta式中： 法向力；nF徑向力；r軸向力；a周向力。tF= =1021N12dTtmN602.3= =1021Ntano45tan= =526NcostnrFo45cs20t1= =1292Nbtnoo24.7cs.15. 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 ，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。下載后文件包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 1197098523（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。下載后文件包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 1197098524（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b=60 MPa。16.1.2 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：= =25.9mm3npAd34.6012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。齒輪的右端由軸肩下載后文件包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 1197098525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。下載后文件包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 1197098526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 b 8 18 10鍵高 h 7 11 8鍵長 L 70 50 456. 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. , ,NFr526NFat102,NF615231得 0MB0.825.6. 2RFDZrNRDZ7得 Z NDZrB 16357612 段 BC CD DE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 0MB025.6825.61FRFDYt下載后文件包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 1197098527NRDY142得 0Z NFDYtB 2341350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 作轉矩圖，如圖 5-2（h）所示。T=95660Nmm。,凸輪最遠點離軸中心的距離為mNdFt 9247.1802156.6mm， 。536.36.516.1.3.9 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122TMe189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 AB BC CD DE橫截面A右B左B右C左C右D左D右E左下載后文件包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 1197098528M(Nmm)5739657396573966015011894615957815957855348下載后文件包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 1197098529（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。下載后文件包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 1197098530MPadMWebeeb 35.60143234由于 =60 MPa , ,故設計的軸強度足夠。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。 MPadMWebeeb 58.312934由于 =60 MPa , ,故設計的軸強度足夠。1eb16.2 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b=60 MPa。16.2.2 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：= =17.7mm3npAd31028.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。下載后文件包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 1197098531（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 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，銅的重量下載后文件包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 1197098532，質量 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 0MB025.1.DYt RFNRDY得 Z NtB 51)(0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 作出水平面內的彎矩圖，如圖 6-2（f）所示。下載后文件包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985336.2.4.7 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22TMe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 AB BC CD橫截面A右B左B右C左C右D左M(Nmm)300003234832348733965826811628下載后文件包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 1197098534下載后文件包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 1197098535（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。MPadMWebeeb 28.39.56704324由于 =60 MPa , ,故設計的軸強度足夠。1eb1下載后文件包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985367. 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MPajy120MPajy10mbLl385由文獻1式（10.7）可得：jyjy PadhlT12.83160.9547.1.3 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MPajy120MPajy10mbLl687由文獻1式（10.7）可得：jyjy PadhlT6.273016.95437.2.3 結論：該鍵選用合適。7.3 凸輪與軸聯接鍵的設計。下載后文件包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 11970985377.3.1 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MPajy120MPajy10mbLl3由文獻1式（10.7）可得：jyjy PadhlT12.68350.9437.3.3 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b=60 MPa。18.2 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。下載后文件包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 1197098538（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122TMe189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。下載后文件包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 1197098539段 AB BC橫截面A右B左B右C左M(Nmm)21300457864578621300下載后文件包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 1197098540（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。MPabhMWezeeb 7.4015386622由于 =60 MPa , ,故設計的軸強度足夠。1eb1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. 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M.機械工業(yè)出版社 2007年 9月出版.5張定華.工程力學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M.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.機械設計師手冊M（單行本）軸及其聯接. 化學工業(yè)出版社.2004 年 1月出版.