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(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，是現(xiàn)代化生產(chǎn)的重要標志之一。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(shù)…………………………………… ………………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(lián)接的設計…………………………… ………327.1 軸與大齒輪的聯(lián)接鍵設計………………………………………327.2 聯(lián)軸器與軸聯(lián)接鍵的設計………………………………………327.3 凸輪與軸聯(lián)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(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。n工作機所需工作功率 ，應由機器工作阻力和運動參數(shù)（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(xiàn) 為 500N，滾筒直徑為 120mm，按下式計算：KWvpw10?或 Tnw95或 KWpw10??角速度公式 ： = n?30?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= = 10.4667?30?10?rV= r=10.4667 0.06=0.628 sm= =0.314kw1Fvpw?0628.5?再由式 可得到 KWTnw9= =29.987TP?51034.5?mN?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n?na??321其中： 分別為每一傳動副（齒輪、蝸桿、帶或鏈） 、每對軸承、每n??321個聯(lián)軸器及卷筒的效率。各傳動副的效率數(shù)值如下：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 0.99na?????321= =0.8869.07.90.9.08. ???= 0.3544kwnwdp??6.14?1.3 確定電動機轉速為合理設計傳動裝置，根據(jù)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 )(321???mir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；ni??321n——工作機的主動軸轉速， ；inr普通 V帶的傳動比 =2～41i二級減速器的傳動比 =8～402交錯軸斜齒輪的傳動比 =3i由式 ninad )(21???可以得到 53~1036~??minr根據(jù)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(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iin??321 naiii???321（1）總傳動比 = =28.3ima?08（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 312iia??6.8??計算傳動轉置的運動和動力參數(shù)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；0i1， ，…為相鄰兩軸間的傳動功率；?2pⅠ ，p Ⅱ ，…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 119709859TⅠ ，T Ⅱ ，…為各軸的輸入轉矩（ ） ；mN?nⅠ ，n Ⅱ ，…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(shù)。2.1 各軸轉速01inm?ir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 Ⅱ = = 1i?10inm?irnⅢ = =2i?210in由公式計算 nⅠ = 1088.460im?6.283?minrnⅢ = = =33.341i?5.34inⅣ = = =1002i?inr2.2 各軸輸入功率圖 1-1所示為各軸間功率關系。 PⅠ = KW， 01??dp10??PⅡ = PⅠ = KW， 21232PⅢ = PⅡ = KW， 3?30?d 4PⅣ = PⅢ = KW， 4?421?p523??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(lián)軸器的傳動效率。1?2345?根據(jù)公式計算出各軸的功率 PⅠ = =0.3544 0.98=0.347312KW 01?dp?PⅡ = PⅠ =0.347312 0.99 0.99=0.3404KW2?PⅢ = PⅡ =0.3404 0.99 0.99=0.33363KW3?PⅣ = PⅢ =0.33363 0.99 0.97=0.32038KW4?2.3 各軸輸入轉矩= 1T01??idmN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= = 1T01??idmdnp9501??i= =? 12id12010iTⅢ = = 23??mdnp95231010???iTⅣ =TⅢ =342id 34210210i同一根軸的輸入功率（或轉矩）與輸出功率（或轉矩）數(shù)值是不同的（因為有軸承功率的損耗，傳動件功率損耗） ，Ⅰ～Ⅳ軸輸入轉矩Ⅰ軸 = = = 2.6 0.98=3.05 Ⅱ1T01??idmdnP9501??i283054.9??mN?軸=TⅠ =3.05 32.65 0.99 0.99=97.60 ? 12?i?mN?Ⅲ軸TⅢ =TⅡ =97.60 0.99 0.99=95.66 23?卷筒軸輸入轉矩TⅣ =TⅢ =95.66 0.99 0.97=30.62 342??i?1mN?3. V 帶的設計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[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 10～16 個小時，所以取 =1.1。Ak=1.1 0.75=0.825PkpAd??w3.2 選擇“V”帶的型號根據(jù)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1d?min 2d12n?1d2獻[1]表 7-6） 選取 =71mm，且 =71mm> =50mm。1d1dmid大齒輪基準直徑為：= = =184.6mm2d12n?708.463?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= 1116.37in2?53.minr3.4 驗算速度 。?= =10.52 m/S106??nd?062837?帶速在 5～25m/S 范圍內(nèi)。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：o??oo 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 701mm?2ooLd??24.397180??中心距 a的變動范圍為：=（701-0.015 1800）mm=674mmd015.min???=（701+0.03 1800）mm=755mmL3ax?3.6 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(shù) z。由式（7.21）得：Ldkpz?)(1???根據(jù) =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(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(2???z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(zhì)量 q=0.06 ，根據(jù)式mkg/（7.22）得單根“V”帶的初拉力為：2015.qvkzvpFd??????????= N????????25.106.98.0.=63.496N由式（7.23）可得作用在軸上的壓力 為：QF2sin10?zQ?= N271.0si496.3o?=126.575N3.9 帶輪的結構設計。(圖 2)已知 mm ， mm，根據(jù)文獻[1]表 7-1設計圖 2的尺寸。71?d 6.1842?d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??)(21????fdzh=44mm；槽角 = 。??5.8271????o34= =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 ，1nmir3?i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(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計。4.2.1 轉矩 T1小齒輪轉矩 T1=30.62 mN?4.2.2 載荷系數(shù) k。由文獻[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。112iz?3?初選螺旋角 =45。 。 當量齒數(shù) 為： = =65.05vz?31coszv o453= 195.1632zv?os6934.2.4 齒形系數(shù) 和應力修正系數(shù) 。FaYSaY根據(jù) 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(shù) 。?Y端面重合度近似為：= =1.198???cos12.3812???????????????z o45cs69123.8???????????????= =)costanr(?t?o45cs0tanro.7= =)rt(tb?? )24.s(too6.1= =0.59965???2cos75.02.??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?= = =8.05>1，注：當計算時 >1時，取 =1,故nmb???si?ta1zo45tan23.??????計算時取 =1。= = =0.75；當 > 時，取 = 。?Yo120??o3??o30?o304.2.7 許用彎曲應力。由文獻[1]圖 6-6的 =280 ， =270 。1limF?aMP2limF?aP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= =99840000hLjnN??601 )40528(106??= =299520000i23984由文獻[1]圖 6-7可得， 。121?NY= =4001lim1NFSTPY??4.80?aMP下載后文件包含有 CAD 圖紙和說明書,咨詢 Q 197216396 或 1197098517= =385.72lim2NFSTFPY??14.70?aMP比較： = =0.00995625，1PSa0.5= =0.0101814882FPSaY?7.38?4.2.8 驗算。?YmbdkTSaFF112?FP??=??YbdkSaFF112 596.072.6073. ??=0.019 <400aMPa== =0.0187 <385.71212SaFFY??1.72580.9?aMPa4.3 按齒面接觸疲勞強度設計。4.3.1 轉矩 T1小齒輪轉矩 =30.62 。mN?4.3.2 載荷系數(shù) k。由文獻[1]表 6-2得，k=1.1。4.3.3 根據(jù)文獻[1]103 頁公式求 HP?=HP?WNZSlim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 ；liH?aMlimHaMP——接觸強度的最小安全系數(shù)，一般傳動取 =1.0~1.2，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[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(shù)，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 = = 627.273HP?WNZSlim15..60??aMP小齒輪 = = 572.727PHli.3a4.3.4 小齒輪直徑 。1d由文獻[1] 112 頁公式 求得32112?????????HPEdZKT?????式中： ——材料彈性系數(shù)（ ） ，根據(jù)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(shù)， = ， ——端面壓力角，HHZttb??sinco2t， ——基圓螺旋角，由文獻[1]71 頁公式 ，o24.7b? tbcosa?= =)csartn(tb?? )24.7ta45arn(too?o.所以 = 2.09 ；HZoo.sin.c?——斜齒輪螺旋角系數(shù)， = = 0.841；?Z?z45c——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[1]? ?圖 6--14查取;——泊松比，根據(jù)文獻[1]107 頁可知 =0.3??—— 齒寬系數(shù)，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 5～10 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[1]112 頁公式求 。H?= 求得齒輪的接觸疲勞強度。H?PEbdKTZ??????121式中： ——接觸應力（MPa） ；=H????21??bdTZE= 3.016702.184.05.896.1 ????=7.767 aMP
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