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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，； ==10.4667 V=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 =0.3544kw 1.3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 =2～4 二級減速器的傳動比 =8～40 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 Y801-2 0.75 2830 1.81 75 0.84 2.2 7.0 2.2 2. 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Ⅰ軸、Ⅱ軸……，以及 ，，…為相鄰兩軸間的傳動比； ，，…為相鄰兩軸間的傳動功率； pⅠ，pⅡ，…為各軸的輸入功率（KW）； TⅠ，TⅡ，…為各軸的輸入轉矩（）； nⅠ，nⅡ，…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 nⅡ== nⅢ== 由公式計算 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系。 PⅠ= KW， PⅡ= PⅠ= KW， PⅢ= PⅡ=KW， PⅣ= PⅢ=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 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 各軸輸入轉矩 = 其中為電動機軸的輸出轉矩，按下式計算： = 所以 = = == TⅢ== TⅣ=TⅢ= 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）， Ⅰ～Ⅳ軸輸入轉矩 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 卷筒軸輸入轉矩 TⅣ=TⅢ=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10～16個小時，所以取=1.1。 =1.10.75=0.825 3.2 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 =1116.37 3.4 驗算速度。 ==10.52m/S 帶速在5～25m/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=755mm 3.6 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 =126.575N 3.9 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。 基準寬度；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=189.6mm 4. 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=1.1 4.2.3 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 =195.16 4.2.4 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 == == ==0.59965 4.2.6 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 ===8.05>1，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， ==0.010181488 4.2.8 驗算。 = =0.019<400 ===0.0187<385.7 4.3 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[1]103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=1.0~1.2， 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==572.727 4.3.4 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[1]71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0.75～0.88，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[1]107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5～10個毫米比較合理，所以小齒輪的齒寬取70mm； 4.3.5 根據文獻[1]112頁公式求。 =求得齒輪的接觸疲勞強度。 式中：——接觸應力（MPa）； = = =7.767 < 4.3.6 驗算圓周速度。 ==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、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 =180.70mm 4.3.7.4 齒頂高的計算。 =2mm 4.3.7.5 齒根高的計算。 ==2.5mm 4.3.7.6 全齒高的計算 =2+2.5=4.5mm 4.3.7.7 頂隙的計算 =2.5-2=0.5mm 4.3.7.8 齒頂圓直徑的計算。 =59.29+=63.29mm =180.70+=184.70mm 4.3.7.9 齒根圓直徑的計算。 =59.29-=54.29mm =180.70-=175.70mm 4.3.7.10 法向齒距的計算。 ==6.28mm 4.3.7.11 端面齒距的計算 ==8.89mm 4.3.7.12 標準中心距的計算 ==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10—1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[1]10—3的A=126~103。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26.677~27.195mm。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5～10mm，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 45 6. 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 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 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 作轉矩圖，如圖5-2（h）所示。T=95660N·mm。 ,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[1]189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 M(N·mm) 57396 57396 57396 60150 118946 159578 159578 55348 （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10—1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[1]10—3的A=126~103。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 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 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 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[1]189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(N·mm) 30000 32348 32348 73396 58268 11628 （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10—1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 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[1]189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 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. 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