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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
傳動(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，；
==10.4667
V=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
=0.3544kw
1.3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 =2～4
二級(jí)減速器的傳動(dòng)比 =8～40
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
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
Y801-2
0.75
2830
1.81
75
0.84
2.2
7.0
2.2
2. 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Ⅰ軸、Ⅱ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；
pⅠ，pⅡ，…為各軸的輸入功率（KW）；
TⅠ，TⅡ，…為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩（）；
nⅠ，nⅡ，…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 nⅡ==
nⅢ==
由公式計(jì)算
nⅠ=1088.46
nⅢ===33.34
nⅣ===100
2.2各軸輸入功率
圖1-1所示為各軸間功率關(guān)系。
PⅠ= KW，
PⅡ= PⅠ= KW，
PⅢ= PⅡ=KW，
PⅣ= PⅢ=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
PⅠ= =0.35440.98=0.347312KW
PⅡ= PⅠ=0.3473120.990.99=0.3404KW
PⅢ= PⅡ=0.34040.990.99=0.33363KW
PⅣ= PⅢ=0.333630.990.97=0.32038KW
2.3 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
= =
==
TⅢ==
TⅣ=TⅢ=
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），
Ⅰ～Ⅳ軸輸入轉(zhuǎn)矩
Ⅰ軸
= = =2.60.98=3.05 Ⅱ軸
=TⅠ=3.0532.650.990.99=97.60
Ⅲ軸
TⅢ=TⅡ=97.600.990.99=95.66
卷筒軸輸入轉(zhuǎn)矩
TⅣ=TⅢ=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10～16個(gè)小時(shí)，所以取=1.1。
=1.10.75=0.825
3.2 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
=1116.37
3.4 驗(yàn)算速度。
==10.52m/S
帶速在5～25m/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=755mm
3.6 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
=126.575N
3.9 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。
基準(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=189.6mm
4. 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=1.1
4.2.3 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
=195.16
4.2.4 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
==
==
==0.59965
4.2.6 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)稱分布，所以取1.1
===8.05>1，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，
==0.010181488
4.2.8 驗(yàn)算。
=
=0.019<400
===0.0187<385.7
4.3 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)[1]103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=1.0~1.2，
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==572.727
4.3.4 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)[1]71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0.75～0.88，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)[1]107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5～10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)[1]112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）；
=
=
=7.767
<
4.3.6 驗(yàn)算圓周速度。
==0.314m/S<0.628m/S
4.3.7 基本尺寸的確定。
4.3.7.1 確定中心距a 。
a==120mm
4.3.7.2 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
=180.70mm
4.3.7.4 齒頂高的計(jì)算。
=2mm
4.3.7.5 齒根高的計(jì)算。
==2.5mm
4.3.7.6 全齒高的計(jì)算
=2+2.5=4.5mm
4.3.7.7 頂隙的計(jì)算
=2.5-2=0.5mm
4.3.7.8 齒頂圓直徑的計(jì)算。
=59.29+=63.29mm
=180.70+=184.70mm
4.3.7.9 齒根圓直徑的計(jì)算。
=59.29-=54.29mm
=180.70-=175.70mm
4.3.7.10 法向齒距的計(jì)算。
==6.28mm
4.3.7.11 端面齒距的計(jì)算
==8.89mm
4.3.7.12 標(biāo)準(zhǔn)中心距的計(jì)算
==119.995mm
4.4 齒輪受力分析
式中： ——法向力；
——徑向力；
——軸向力；
——周向力。
==1021N
==1021N
==526N
==1292N
5. 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 畫凸輪圖。
由圖5-2的擺桿運(yùn)動(dòng)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(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10—1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)[1]10—3的A=126~103。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26.677~27.195mm。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5～10mm，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(yuǎn)
7
11
8
鍵長(zhǎng)L
70
50
45
6. 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(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
BC
CD
DE
橫截面
B右
C左
C右
D左
D右
E左
Fs(N)
-216
-216
-742
-742
615
615
M(N·mm)
0
-12204
-104451
-146374
-146374
0
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
BC
CD
DE
橫截面
B右
C左
C右
D左
D右
E左
Fs(N)
234
234
-787
-787
355
355
M(N·mm)
0
13221
13221
-31245
-31245
0
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
BC
CD
DE
橫截面
B右
C左
C右
D左
D右
E左
M(N·mm)
0
17993
105284
149672
149672
0
6.1.3.8 作轉(zhuǎn)矩圖，如圖5-2（h）所示。T=95660N·mm。
,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)[1]189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
AB
BC
CD
DE
橫截面
A右
B左
B右
C左
C右
D左
D右
E左
M(N·mm)
57396
57396
57396
60150
118946
159578
159578
55348
（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10—1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)[1]10—3的A=126~103。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(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 N·mm
；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
AB
BC
CD
橫截面
A右
B左
B右
C左
C右
D左
Fs(N)
-263
-263
-209
-209
317
317
M(N·mm)
0
-12098
-12098
-35402
-5134
0
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
BC
CD
橫截面
B右
C左
C右
D左
Fs(N)
-510
-510
511
511
M(N·mm)
0
-56865
-56865
0
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
AB
BC
CD
橫截面
A右
B左
B右
C左
C右
D左
M(N·mm)
0
12098
12098
66985
57096
0
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)[1]189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
AB
BC
CD
橫截面
A右
B左
B右
C左
C右
D左
M(N·mm)
30000
32348
32348
73396
58268
11628
（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10—1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
AB
BC
橫截面
A右
B左
B右
C左
Fs(N)
-210
-210
500
500
M(N·mm)
0
-40530
-40530
0
8.3.3 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)[1]189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
AB
BC
橫截面
A右
B左
B右
C左
M(N·mm)
21300
45786
45786
21300
（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)境之類的也要考慮在內(nèi)，最后在做設(shè)計(jì)的時(shí)候要有耐心。
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