凸轮摆杆绕线机传动部分设计（全套含CAD图纸）

下载后文件包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 119709851凸轮摆杆绕线机传动部分设计摘要：绕线机广泛应用于纺织、机械、电子等各个领域，可以说这几个领域当中绕线机都有进行着有效的工作。绕线机发展到现在，已经成为组织成批大量生产和机械化流水作业的基础，是现代化生产的重要标志之一。在我国四个现代化的发展和各个工业部门机械化水平、劳动生产率的提高中，绕线机必将发挥更大的作用。本课题主要对绕线机的凸轮摆杆传动部分进行设计，结构分别有一台电动机，一台减速器，一对交错轴斜齿轮，一套卷筒装置和凸轮摆杆机构组成。要求绕线设备运行平稳, 安全可靠, 技术性能先进。关键词：绕线机； 传动部分； 斜齿轮； 凸轮； 摆动下载后文件包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 119709852下载后文件包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 119709853目 录1 电动机的选择11.1 选择传动方案11.2 选择电动机功率11.3 确定电动机转速32 确定传动装置的总动比和分配传动比42.1 各轴转速52.2 各轴输入功率52.3 各轴输入转矩63V 带的设计 73.1 确定计算功率73.2 选择“V”带的型号 83.3 确定带轮基准直径83.4 验算速度83.5 确定带的基准长度和实际中心距93.6 校验小带轮包角93.7 确定V带根数 93.8 求初拉力及带轮轴上的压力 103.9 带轮的结构设计 104 斜齿轮设计114.1 选择齿轮材料和精度等级 114.2 按齿根弯曲疲劳强度设计 11下载后文件包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 1197098544.3 按齿面接触疲劳强度设计144.4 齿轮受力分析185 凸轮设计195.1 计算力205.2 画凸轮图206 齿轮轴的设计与校核216.1 大齿轮轴的设计216.2 小齿轮轴的设计277 大齿轮轴普通键联接的设计 327.1 轴与大齿轮的联接键设计327.2 联轴器与轴联接键的设计327.3 凸轮与轴联接键的设计338 摆杆的设计338.1 选择摆杆材料338.2 初定摆杆的尺寸338.3 按弯扭合成校核摆杆的强度34参考文献36下载后文件包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 1197098551 选择电动机1.1 选择传动方案传动方案一：电动机齿轮传动 一级蜗杆减速器联轴器交错轴斜齿轮传动传动方案二：电动机带轮传动二级圆柱齿轮减速器联轴器交错轴斜齿轮传动在这两个方案相比之下，我选择传动方案二，因为带轮传动可以在功率过大时对机器期保护作用，圆柱齿轮减速器比蜗杆减速器传递效力高。1.2 选择电动机功率绕线机电动机所需的工作功率为kwpnd式中： 工作机所需工作功率，指工作机主动端的运动所需功率，KW；由电动机至工作机主动端运动的总功率。n工作机所需工作功率 ，应由机器工作阻力和运动参数（线速度或转速、角速度）wp计算求得，不同的专业机械有不同的计算方法。在我设计的机械中，我要设计一个转速 n为 100r/min，F 为 500N，滚筒直径为 120mm，按下式计算：KWvpw10或 Tnw95或 KWpw10角速度公式 ： = n30线速度公式：V= r其中：F工作机的工作阻力，N；V工作机卷筒的线速度， ；smT工作机的阻力矩， ；N下载后文件包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 119709856n工作机卷筒的转度， ；minr工作机卷筒的角速度， ；sad= = 10.46673010rV= r=10.4667 0.06=0.628 sm= =0.314kw1Fvpw0628.5再由式 可得到 KWTnw9= =29.987TP51034.5mN传动装置的总效率 应为组成传动装置的各部分运动副效率之乘积，即nna321其中： 分别为每一传动副（齿轮、蜗杆、带或链） 、每对轴承、每n321个联轴器及卷筒的效率。各传动副的效率数值如下：带传动的效率 0.98联轴器的传动效率 0.99一级减速器齿轮的传动效率 0.99交错轴斜齿轮的传动效率 0.97滚动轴承（每对） 0.99卷筒的效率 0.99na321= =0.8869.07.90.9.08. = 0.3544kwnwdp6.141.3 确定电动机转速为合理设计传动装置，根据工作机主动轴的转速要求和各传动副的合理传动比范围，可以推算出电动机转速的可选范围，即niiniad )(321mir下载后文件包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 119709857其中： 电动机可选转速范围， ；dnminr传动装置总传动比的合理范；ai各级传动副传动比的合理范围；ni321n工作机的主动轴转速， ；inr普通 V带的传动比 =241i二级减速器的传动比 =8402交错轴斜齿轮的传动比 =3i由式 ninad )(21可以得到 531036minr根据容量和转速，由吴宗泽主编的机械设计师手册下册查出有多种适合的电动机型号,列举一下这些相对比较合理的：产品名称 型号规格单位价格(元)（含税）三相异步电动机 Y801-2台 236三相异步电动机 Y802-2台 253三相异步电动机 Y90S-2台 293三相异步电动机 Y90L-2台 339在此选择了 Y801-2这个型号的电动机型号额定功率满载时 起动电流起动转矩最大转矩下载后文件包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 119709858KW转速 minr电流（380V 时）A效率%功率因素额定电流额定转矩额定转矩Y801-20.7528301.81750.842.2 7.0 2.22. 确定传动装置的总动比和分配传动比由选定的电动机满载转速 和工作机主动轴转速 ，可以得到传动装置总传动比nmn为 nima总传动比为各级传动比 的乘积，即iin321 naiii321（1）总传动比 = =28.3ima08（2）分配传动装置传动比 为使 V带传动外轮廓尺寸不致过大，初步取=2.6（实际的传动比要在设计 V带传动时，由所选大、小带轮的标准直径之比计算） ，1i设计的交错轴斜齿轮的传动比定在 i=3，则减速器的传动比为：= 32.65 312iia6.8计算传动转置的运动和动力参数为进行传动件的设计计算，要推算出各轴的转速和转矩（或功率） 。如将传动装置各轴由高速至低速依次定为轴、轴，以及， ，为相邻两轴间的传动比；0i1， ，为相邻两轴间的传动功率；2p ，p ，为各轴的输入功率（KW） ；下载后文件包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 119709859T ，T ，为各轴的输入转矩（ ） ；mNn ，n ，为各轴的转速（ ） ，inr则可按电动机至工作机运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数。2.1 各轴转速01inmir式中：n m电动机满载转速；电动机至一轴的传动比。0i以及 n = = 1i10inmirn = =2i210in由公式计算 n = 1088.460im6.283minrn = = =33.341i5.34in = = =1002iinr2.2 各轴输入功率图 1-1所示为各轴间功率关系。 P = KW， 01dp10P = P = KW， 21232P = P = KW， 330d 4P = P = KW， 4421p523下载后文件包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 1197098510（图 1-1）式中 、 、 、 、 分别为带传动、轴承、齿轮传动和联轴器的传动效率。12345根据公式计算出各轴的功率 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 各轴输入转矩= 1T01idmN其中 为电动机轴的输出转矩，按下式计算：d= dmdnp950所以 下载后文件包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 1197098511= = 1T01idmdnp9501i= = 12id12010iT = = 23mdnp95231010iT =T =342id 34210210i同一根轴的输入功率（或转矩）与输出功率（或转矩）数值是不同的（因为有轴承功率的损耗，传动件功率损耗） ，轴输入转矩轴 = = = 2.6 0.98=3.05 1T01idmdnP9501i283054.9mN轴=T =3.05 32.65 0.99 0.99=97.60 12imN轴T =T =97.60 0.99 0.99=95.66 23卷筒轴输入转矩T =T =95.66 0.99 0.97=30.62 342i1mN3. V 带的设计3.1 确定计算功率计算功率 是根据传递的额定功率（如电动机的额定功率） ，并考虑载荷性质dp p以及每天运转时间的长短等因素的影响而确定的，即：PkAd式中： 为工作状况系数，查文献1表 7-5可得，载荷变动小，空轻载起动，每Ak下载后文件包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 1197098512天工作 1016 个小时，所以取 =1.1。Ak=1.1 0.75=0.825PkpAdw3.2 选择“V”带的型号根据计算功率 和主动轮转速 ，由文献1图 7-8选择“V”带型号。d1n=0.825 ， =2830 ，选择 Z型dpkw1mir3.3 确定带轮基准直径 、d2带轮直径小可使传动结构紧凑，但另一方面弯曲应力大，设计时应取小带轮的基准直径 ，忽略弹性滑动的影响， = ， 、 宜取标准值（查文1dmin 2d12n1d2献1表 7-6） 选取 =71mm，且 =71mm =50mm。1d1dmid大齿轮基准直径为：= = =184.6mm2d12n708.463按文献1表 7-6选取标准值 =180mm，则实际传动比 、从动轮的实际转速分别d i为= = =2.535i12d780= 1116.37in253.minr3.4 验算速度 。= =10.52 m/S106nd062837带速在 525m/S 范围内。3.5 确定带的基准长度 和实际中心距dLoa按结构设计要求初定中心距 =1000mm。由式（7.18）得：ooo addAL4)(22121下载后文件包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 1197098513= mm 10478)71(202=2397.24mm由文献1表 7-2选取基准长度 =1800mmdL由式（7.19）得实际中心距 a为：a =（1000+ ）mm 701mm2ooLd24.397180中心距 a的变动范围为：=（701-0.015 1800）mm=674mmd015.min=（701+0.03 1800）mm=755mmL3ax3.6 校验小带轮包角 。1由式（7.20）得：= 1 oo3.578012ad= oo.6.4= 70.1o23.7 确定V带根数 z。由式（7.21）得：Ldkpz)(1根据 =71mm， =2830 ，查王少怀主编的机械设计师手册中册表 9.2-181d1nminr得， =0.50kw， =0.04kw。pp由文献1表 7-2查得带长度修正系数 =1.18，由表 7-47查得包角系数Lk=0.98，得普通 “V”带根数k=0.14155跟18.90)4.5(2z下载后文件包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 1197098514所以取 z=1根。3.8 求初拉力 及带轮轴上的压力 。0FQF由文献1表 7-1查得 z型普通“V”的每米长质量 q=0.06 ，根据式mkg/（7.22）得单根“V”带的初拉力为：2015.qvkzvpFd= N25.106.98.0.=63.496N由式（7.23）可得作用在轴上的压力 为：QF2sin10zQ= N271.0si496.3o=126.575N3.9 带轮的结构设计。(图 2)已知 mm ， mm，根据文献1表 7-1设计图 2的尺寸。71d 6.1842d基准宽度 ；槽顶宽 b=10mm；基准线至槽顶高度 =2mm，取 ha=2.5；mb5.8 minah下载后文件包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 1197098515基准线至槽底深度 =7.0，取 =8；槽对称线至端面距离 f=8；最小轮缘厚度minfhfh=5.5mm；轮缘外径 = =71+2 2.5=76mm；轮缘外径 =1ada2)(21fdzh=44mm；槽角 = 。5.8271o34= =184.6+2 2.5=189.6mmadah14. 交错轴斜齿轮传动的设计该机械属于轻型机械，由电动机驱动，小齿轮的转速 =100 ，传动比 ，1nmir3i载荷均匀，单向运转，齿轮相对于轴承对称布置，工作寿命为 8年，单班制工作。4.1 选择齿轮材料和精度等级。选择齿轮材料及精度等级。传递功率不大，所以选择一般硬度的齿面组合。小齿轮用 45钢，调质处理，HBS（230） ；大齿轮的选 45钢，正火处理，HBS（200） 。选用齿轮精度等级为 7级。4.2 按齿根弯曲疲劳强度设计。4.2.1 转矩 T1小齿轮转矩 T1=30.62 mN4.2.2 载荷系数 k。由文献1表 6-2的，k=1.14.2.3 齿数 z和螺旋角 。因为硬齿面传动，取 =23，则 = =69。112iz3初选螺旋角 =45。 。 当量齿数 为： = =65.05vz31coszv o453= 195.1632zvos6934.2.4 齿形系数 和应力修正系数 。FaYSaY根据 由文献1图 6-16得 =2.25， =2.1；由文献 1图 6-17得vz1Fa2F=1.77， =1.87。1SaY2Sa下载后文件包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 11970985164.2.5 重合度系数 。Y端面重合度近似为：= =1.198cos12.3812z o45cs69123.8= =)costanr(to45cs0tanro.7= =)rt(tb )24.s(too6.1= =0.599652cos75.02.Y198.c705.4.2.6 螺旋角系数 。Y齿宽系数 ，因为齿轮相对于轴承是对称分布，所以取 1.1d= = =8.051，注：当计算时 1时，取 =1,故nmbsita1zo45tan23.计算时取 =1。= = =0.75；当 时，取 = 。Yo120o3o30o304.2.7 许用弯曲应力。由文献1图 6-6的 =280 ， =270 。1limFaMP2limFaP弯曲强度的最小安全系数 。取 =1.4。liSli弯曲疲劳强度计算的寿命系数 。NY= =99840000hLjnN601 )40528(106= =299520000i23984由文献1图 6-7可得， 。121NY= =4001lim1NFSTPY4.80aMP下载后文件包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 1197098517= =385.72lim2NFSTFPY14.70aMP比较： = =0.00995625，1PSa0.5= =0.0101814882FPSaY7.384.2.8 验算。YmbdkTSaFF112FP=YbdkSaFF112 596.072.6073. =0.019 400aMPa= =0.0187 385.71212SaFFY1.72580.9aMPa4.3 按齿面接触疲劳强度设计。4.3.1 转矩 T1小齿轮转矩 =30.62 。mN4.3.2 载荷系数 k。由文献1表 6-2得，k=1.1。4.3.3 根据文献1103 页公式求 HP=HPWNZSlim式中 试验齿轮的接触疲劳极限，查文献1图 6-8得：小齿轮的limH为 630 ；大齿轮的 为 600 ；liHaMlimHaMP接触强度的最小安全系数，一般传动取 =1.01.2，limS limHS所以取 1.1；接触疲劳强度计算的寿命系数，一般取查文献1图 6-9， =1； NZ NZ下载后文件包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 1197098518工作硬化系数，大齿面的 由文献 1图 6-10查得， =1，小齿WZZWWZ轮的 应略去。大齿轮 = = 627.273HPWNZSlim15.60aMP小齿轮 = = 572.727PHli.3a4.3.4 小齿轮直径 。1d由文献1 112 页公式 求得32112HPEdZKT式中： 材料弹性系数（ ） ，根据文献1表 6-3查得，大齿轮的EZaM为 189.8，小齿轮的 为 189.8；EE 节点区域系数， = ， 端面压力角，HHZttbsinco2t， 基圆螺旋角，由文献171 页公式 ，o24.7b tbcosa= =)csartn(tb )24.7ta45arn(tooo.所以 = 2.09 ；HZoo.sin.c斜齿轮螺旋角系数， = = 0.841；Zz45c重合度系数， 一般取 0.750.88，所以取 0.85其值也可由文献1 图 6-14查取;泊松比，根据文献1107 页可知 =0.3 齿宽系数，由文献1表 6-4查得，因为是对称分布，所以取 1.1d下载后文件包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 11970985193 21 64.5381.01890.23.1.062 d51mm 1取 =60mmd齿宽 b= =1.1 60=66mm，大齿轮齿宽为 65mm，小齿轮的齿宽要比大齿轮的1齿宽打 510 个毫米比较合理，所以小齿轮的齿宽取 70mm；4.3.5 根据文献1112 页公式求 。H= 求得齿轮的接触疲劳强度。HPEbdKTZ121式中： 接触应力（MPa） ；=H21bdTZE= 3.016702.184.05.896.1 =7.767 aMPH4.3.6 验算圆周速度。= =0.314m/S0.628m/S106ndv0164.3.7 基本尺寸的确定。4.3.7.1 确定中心距 a 。a = =120mm)1(2id)31(604.3.7.2 选定模数 、齿数 、 和螺旋角 。nm1z2初定小齿轮齿数 =23， = ，大齿轮 =23 =69，螺旋角 = ，由公式1zi33o45下载后文件包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 1197098520得 = 1.8446)(221zcoamn21coszamn69345cos0由标准取 =2mm,则n= 84.85nazcos21245cos0取 8521z因为 ，i12iz1所以 =iz121)(i= =21.25i13185取 =21，则1z=85-21=64（不按 求）2ziz12齿数比= =3.0476z1264与 =3的要求比较，误差为 1.587%，可用。于是i= =44.9amn2cos112064cos满足要求。4.3.7.3 计算齿轮分度圆直径 。小齿轮 = 59.29mmcos11zmdno9.42大齿轮 = 180.70mmcos22zdno9.46下载后文件包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 11970985214.3.7.4 齿顶高的计算。=2mmnamh4.3.7.5 齿根高的计算。= =2.5mmnf25.1.4.3.7.6 全齿高的计算=2+2.5=4.5mmfah4.3.7.7 顶隙的计算=2.5-2=0.5mmafc4.3.7.8 齿顶圆直径的计算。=59.29+ =63.29mmnamd212=180.70+ =184.70mm24.3.7.9 齿根圆直径的计算。=59.29- =54.29mmnfd5.125.=180.70- =175.70mmfm224.3.7.10 法向齿距的计算。= =6.28mmnP4.3.7.11 端面齿距的计算= =8.89mmcosnt o4528.64.3.7.12 标准中心距的计算= =119.995mm21da270.189.4.4 齿轮受力分析ntbtn FFcoscos12dTt下载后文件包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 1197098522costanrFta式中： 法向力；nF径向力；r轴向力；a周向力。tF= =1021N12dTtmN602.3= =1021Ntano45tan= =526NcostnrFo45cs20t1= =1292Nbtnoo24.7cs.15. 凸轮的设计图 5-1所示为凸轮机构在运动过程某位置的情况,压力角 ，oo350max基园半径 r0=51mm，从强度要求考虑，滚子半径 ，所以取 rr 5.10rr=10mm。F=500N，凸轮的运动使摆杆做来回等速运动。下载后文件包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 1197098523（图 5-1）5.1 计算 F11、F1、F2 的力。得0MO0193274FNF710NF65sin103sin1oocc25.2 画凸轮图。由图 5-2的摆杆运动规律图画出凸轮的轮廓线，如图 5-3所示。下载后文件包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 1197098524（图 5-2）（图 5-3）6.齿轮轴的设计与校核6.1 大齿轮轴的设计6.1.1 选择材料。选择的材料，确定许用应力。绕线机为一般机械，对体积、材料等无特殊要求，股选用 45钢并经调质处理。由表 101查得强度极限 =650 MPa，许用弯曲应力b=60 MPa。16.1.2 按扭转强度估算轴径。根据表文献1103 的 A=126103。因载荷有轻微冲击，取 A=120，由文献1式（10.2）得：= =25.9mm3npAd34.6012轴的两端最小直径，一端要安装联轴器，另一端要安装凸轮，两边各有一个键槽，应将计算直径加大 3%5%，即为 26.67727.195mm。由此，安装联轴器那端取标准直径d=30mm，由于安装凸轮那端要考虑凸轮的的重量，所以取标准直径 d=35mm。6.1.3 设计轴的结构并绘制结构草图。6.1.3.1 拟定轴上零件的装拆顺序和固定方式。由绕线机简图可知，齿轮为对称布置，齿轮从轴的左端装入。齿轮的右端由轴肩下载后文件包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 1197098525来进行轴向固定，左端由套筒来轴向固定，齿轮的周向固定采用平键连接。轴承安装于齿轮的两侧，其轴向用轴肩固定，周向采用过盈配合固定。联轴器从左端装入，其周向用平键联接，右端用轴肩定位，左端用轴端压板固定，凸轮从右端装入，其周向用平键联接，左端用轴肩定位，如图 5-1所示。（图 6-1）6. 1.3.2 确定各轴段的直径。轴段（1）直径最小，由计算的出 d1=30mm；安装在轴段（1）上的联轴器右端需定位，在轴段（2）上应有轴肩，考虑到轴承采用过盈配合，为了能顺利地在轴段（3）上安装轴承，轴段（2）必须小于轴承内径直径，故取轴段（2）的直径 d2=35mm；轴段（3）的直径根据轴承的内径系列取 d3=45mm；此时可初定轴承型号为单列角接触轴承7009AC，轴段（7）其直径与轴段（3）相同, 其安装高度为 3.5mm；故取轴段（6）的直径 d6=52mm；轴段（4）装大齿轮，取 d4=60mm；轴段（5）用于给齿轮轴向定位，其直径为 d5=66mm；轴段（9）直径为 d9=35mm；凸轮左端需要轴肩给它轴向固定，所以轴段（8）的直径 d8=40mm。 6. 1.3.3 确定各轴段的长度。齿轮轮毂宽度为 65mm，为保证齿轮定位可靠，轴段（4）的长度应略短于齿轮轮毂长度，去 63mm，为保证齿轮端面与箱体内壁不发生相碰，齿轮端面与箱体内壁间应留有一定间距，取该间距为 14mm，为保证轴承安装在箱体上，并考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体内壁的距离为 2mm，差得轴承宽度为 16mm，所以轴段（3）取 34mm，轴承段（7）取 16mm；因为轴承相对于齿轮是对称布置，所以轴段（5）取 8mm；轴段（6）取 8mm；轴段（2）与轴段（8）相同，考虑到箱体壁厚，所以都取 30mm；轴段（9）安装轴承，根据轴承的轮毂宽度，取 50mm；轴段（1）的长度可根据联轴器的长度，查阅文献3有关手册来取。下载后文件包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 1197098526此外，在轴段（1） 、 （4） 、 （9）需分别加工出键槽，应使三键槽处于轴的同一圆柱母线上，键槽的长度比相应的轮毂宽度小约 510mm，键槽的宽度按轴段直径查文献1 表 10-5得到。轴段 （1） （4） （9）键宽 b 8 18 10键高 h 7 11 8键长 L 70 50 456. 1.3.4 选定轴的结构细节，圆角、倒角等的尺寸，图 6-1中略。6.1.4 按弯扭合成强度校核轴径。6.1.4.1 画出轴的计算模型图，如图 6-2（a）所示。6.1.4.2 画出轴的轴的受力简图，如图 6-2（b）所示。6.1.4.3 作垂直面内的受力图，如图 6-2（c）所示. , ,NFr526NFat102,NF615231得 0MB0.825.6. 2RFDZrNRDZ7得 Z NDZrB 16357612 段 BC CD DE横截面 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 作出垂直面内的弯矩图，如图 6-2（d）所示。6.1.3.5 作水平面内的受力图，如图 6-2（e）所示。得 0MB025.6825.61FRFDYt下载后文件包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 1197098527NRDY142得 0Z NFDYtB 2341350段 BC CD DE横截面 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 作出水平面内的弯矩图，如图 5-2（f）所示。6.1.3.7 作合成弯矩图，如图 5-2（g）所示。2YZM段 BC CD DE横截面 B右C左C右D左D右E左M(Nmm) 0 1799310528414967214967206.1.3.8 作转矩图，如图 5-2（h）所示。T=95660Nmm。,凸轮最远点离轴中心的距离为mNdFt 9247.1802156.6mm， 。536.36.516.1.3.9 绘出当量弯矩图，如图 5-2（i）所示。，式中： 为考虑转矩循环特性而引入的修正系数，由文献122TMe189页得，考虑到起动和停止等因素，轴单向运转，将此划分为脉动循环转矩，取0.6。段 AB BC CD DE横截面A右B左B右C左C右D左D右E左下载后文件包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 1197098528M(Nmm)5739657396573966015011894615957815957855348下载后文件包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 1197098529（图 6-2）确定危险截面及校核强度。由如图 6-2可以看出，齿轮所在截面当量弯矩最大，且轴上还有键槽，故该截面可能为危险截面，应对此进行校核。下载后文件包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 1197098530MPadMWebeeb 35.60143234由于 =60 MPa , ,故设计的轴强度足够。1eb1由于轴段（9）的截面积比较小，而该截面的当量弯矩比较大，且轴上还有键槽，故该截面可能为危险截面，应对此进行校核。 MPadMWebeeb 58.312934由于 =60 MPa , ,故设计的轴强度足够。1eb16.2 小齿轮轴的设计6.2.1 材料的选择。选择的材料，确定许用应力。绕线机为一般机械，对体积、材料等无特殊要求，股选用 45钢并经调质处理。由表 101查得强度极限 =650 MPa，许用弯曲应力b=60 MPa。16.2.2 按扭转强度估算轴径。根据表文献1103 的 A=126103。因载荷有轻微冲击，取 A=120，由文献1式（10.2）得：= =17.7mm3npAd31028.轴的最小直径处要打一个四方形的孔，应将直径加大。由此，取标准直径d=35mm。6.2.3 设计轴的结构并绘制结构草图。6.2.3.1 拟定轴上零件的装拆顺序和固定方式。由绕线机简图可知，齿轮为对称布置，齿轮从轴的左端装入。轴承安装于齿轮的两侧，其轴向用轴肩固定，周向采用过盈配合固定。如图 7-1所示。下载后文件包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 1197098531（图 7-1）6.2.3.2 确定各轴段的直径。轴段（1）直径最小，由计算得出 d1=35mm；考虑到轴承采用过盈配合，为了能顺利地在轴段（2）上安装轴承，轴段（2）必须大于轴段（1）的直径，故取轴段（2）的直径根据轴承的内径系列取 d2=40mm，此时可初定轴承型号为单列角接触轴承7008AC，轴段（6）其直径与轴段（2）相同, 其安装高度为 3.5mm；故取轴段（3）的直径 d3=47mm；轴段（5）其直径与轴段（3）相同；轴段（4）小齿轮直径，取分度圆直径 d4=59.29mm.6.2.3.3 确定各轴段的长度。轴段（4）的长度为齿轮宽度 70mm；考虑到大齿轮的宽度，为保证轴承安装在箱体上，并考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体内壁的距离为 2mm，取轴段（3）为 69mm；因为轴承相对于齿轮是对称布置，轴段（5）与轴段（3）相同；查得轴承宽度为15mm，所以轴段（2）取 15mm，轴承段（6）与轴段（2）相同；轴段（1）与另一根轴相接，并考虑到要安装轴承端盖，初定长度为 46mm。6.2.3.4 选定轴的结构细节，圆角、倒角等的尺寸，图 1-2中略。6.2.4 按弯扭合成强度校核轴径。6.2.4.1 画出轴的计算模型图，如图 6-2（a）所示。6.2.4.2 画出轴的轴的受力简图，如图 6-2（b）所示。6.2.4.3 作垂直面内的受力图，如图 6-2（c）所示。； ； ；T=30620 NmmNFr526a102NFt102；已知铜的密度为 8.7 g/cm3，绕线绕得的最RTA5大圆柱直径为 200mm，绕线绕得的圆柱长度为 150mm，滚筒直径为 120mm，铜的重量下载后文件包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 1197098532，质量 G=mg，为了计算方便，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横截面 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 作出垂直面内的弯矩图，如图 6-2（d）所示。6.2.4.5 作水平面内的受力图，如图 6-2（e）所示。得 0MB025.1.DYt RFNRDY得 Z NtB 51)(0段 BC CD横截面 B右C左C右D左Fs(N) -510-510511 511M(Nmm) 0 -56865-5686506.2.4.6 作出水平面内的弯矩图，如图 6-2（f）所示。下载后文件包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 11970985336.2.4.7 作合成弯矩图，如图 6-2（g）所示。2YZM段 AB BC CD横截面 A右B左B右C左C右D左M(Nmm) 0 1209812098669855709606.2.4.8 作转矩图，如图 6-2（h）所示。6.2.4.9 绘出当量弯矩图，如图 6-2（i）所示。，式中： 为考虑转矩循环特性而引入的修正系数，由文22TMe献1189 页得，考虑到起动和停止等因素，轴单向运转，将此划分为脉动循环转矩，取 0.6。段 AB BC CD横截面A右B左B右C左C右D左M(Nmm)300003234832348733965826811628下载后文件包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 1197098534下载后文件包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 1197098535（图 6-2）6.2.4.10 确定危险截面及校核强度。由如图 7-2可以看出，轴段（4）所在截面当量弯矩最大，故该截面可能为危险截面，应对此进行校核。MPadMWebeeb 28.39.56704324由于 =60 MPa , ,故设计的轴强度足够。1eb1下载后文件包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 11970985367. 大齿轮轴普通键联接的设计7.1 轴与大齿轮的联接键设计。7.1.1 选择联接轴与大齿轮的键的类型和尺寸。选用普通平键联接，因齿轮在轴中部，宜选用圆头普通平键（A 型） 。根据 d=60mm，从文献1表 10-5查得键的尺寸：宽度 b=18mm，高度 h=11mm，由轮毂宽度并根据键的长度系列取键长 L=50mm。7.1.2 校核键的强度。键、轴、齿轮的材料均为钢，由文献1表 10-6查得许用挤压应力，无特殊情况取 。键的工作长度MPajy120MPajy10mbLl385由文献1式（10.7）可得：jyjy PadhlT12.83160.9547.1.3 结论：该键选用合适。7.2 联轴器与轴联接键的设计。7.2.1 选择联轴器与轴联接的键的类型和尺寸。选用普通平键联接，因联轴器在最左端，宜选用圆头普通平键（C 型） 。根据 d=30mm，从文献1表 10-5查得键的尺寸：宽度 b=8mm，高度 h=7mm，由联轴器要连接的轴的长度并根据键的长度系列取键长 L=70mm。7.2.2 校核键的强度。键、轴、联轴器的材料均为钢，由文献1表 10-6查得许用挤压应力，无特殊情况取 。键的工作长度MPajy120MPajy10mbLl687由文献1式（10.7）可得：jyjy PadhlT6.273016.95437.2.3 结论：该键选用合适。7.3 凸轮与轴联接键的设计。下载后文件包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 11970985377.3.1 选择凸轮与轴联接的键的类型和尺寸。选用普通平键联接，因联轴器在最右端，宜选用圆头普通平键（A 型） 。根据 d=35mm，从文献1表 10-5查得键的尺寸：宽度 b=10mm，高度 h=8mm，由联轴器要连接的轴的长度并根据键的长度系列取键长 L=36mm。7.3.2 校核键的强度。键、轴、凸轮的材料均为钢，由文献1表 10-6查得许用挤压应力，无特殊情况取 。键的工作长度MPajy120MPajy10mbLl3由文献1式（10.7）可得：jyjy PadhlT12.68350.9437.3.3 结论：该键选用合适。8. 摆杆的设计与校核8.1 选择摆杆材料。选择的材料，确定许用应力。绕线机为一般机械，对体积、材料等无特殊要求，股选用 45 钢并经调质处理。由表 101 查得强度极限 =650 MPa，许用弯曲应力b=60 MPa。18.2 初定摆杆的尺寸。根据机器的运动要求，初定摆杆的尺寸如图 9-1所示。下载后文件包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 1197098538（图 9-1）8.3 按弯扭合成校核摆杆的强度。8.3.1 画出摆杆的计算受力简图，如图 9-2a所示。已知 ， ，T= 。710NF5F m350N7150F1 8.3.2 作出摆杆的受力图，如图 9-2b所示。2NR1Az段 AB BC横截面 A右B左B右C左Fs(N) -210-210500 500M(Nmm) 0 -40530-4053008.3.3 作转矩图，如图 9-2c所示。8.3.4 作出当量弯矩图，如图 9-2d所示。，式中： 为考虑转矩循环特性而引入的修正系数，由文献122TMe189页得，考虑到起动和停止等因素，轴单向运转，将此划分为脉动循环转矩，取0.6。下载后文件包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 1197098539段 AB BC横截面A右B左B右C左M(Nmm)21300457864578621300下载后文件包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396 或 1197098540（图 9-2）8.3.5 确定危险截面及校核强度。由如图 1-2 可以看出，b 所在截面当量弯矩最大，故该截面可能为危险截面，应对此进行校核。MPabhMWezeeb 7.4015386622由于 =60 MPa , ,故设计的轴强度足够。1eb1结束语通过这次毕业设计，我成长了许多，从刚开始的无从下手，非常的迷茫，经过老师耐心的指导，到图书馆借了许多的资料和手册查看，才有了一点点眉目，慢慢的摸索，一次次的跟老师交流，终于我把设计给完成了。通过毕业设计，我把以前在课堂所学的课程都进行了一次总的复习，同时也发现自己以前所学的东西都忘了很多，很多老师讲过的都忘了，也学会了要多查手册，要按照标准来设计，不能够自己乱来，而且在设计的时候要联系实际，要知道你自己设计的东西能否被加工出来，还要多方考虑，比如环境之类的也要考虑在内，最后在做设计的时候要有耐心。参考文献1薛伟.机械设计基础M.浙江科学技术出版社. 2007 年 3月出版.2王少怀.机械设计师手册中册M.电子工业出版社. 2006 年 8月出版.3吴宗泽.机械设计师手册下册M.机械工业出版社. 2003 年 6月出版.4石永刚，吴央芳.凸轮机构设计与应用创新M.机械工业出版社 2007年 9月出版.5张定华.工程力学M.高等教育出版社.20000 年 8月出版.6周鹏翔，刘振魁.工程制图M.高等教育出版社.20000 年 5月出版.7陈于平，高晓康.互换性与测量技术M.高等教育出版社.20005 年 7月出版.8龚义.机械设计课程设计指导书M.高等教育出版社.1990 年 11月出版.9皱慧君、张春林、李杞仪. 机械原理M. 高等教育出版社.2006 年 5月出版.10成大先.机械设计师手册M（单行本）轴及其联接. 化学工业出版社.2004 年 1月出版.