畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）-凸輪擺桿繞線機(jī)傳動(dòng)部分設(shè)計(jì)

PAGE3凸輪擺桿繞線機(jī)傳動(dòng)部分設(shè)計(jì)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(mén)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)

目錄1電動(dòng)機(jī)的選擇…………11.1選擇傳動(dòng)方案………11.2選擇電動(dòng)機(jī)功率……………………11.3確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速……………………32確定傳動(dòng)裝置的總動(dòng)比和分配傳動(dòng)比………………42.1各軸轉(zhuǎn)速……………52.2各軸輸入功率………52.3各軸輸入轉(zhuǎn)矩………63V帶的設(shè)計(jì)……………73.1確定計(jì)算功率………73.2選擇“V”帶的型號(hào)………………83.3確定帶輪基準(zhǔn)直徑…………………83.4驗(yàn)算速度……………83.5確定帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度和實(shí)際中心距…………………93.6校驗(yàn)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(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)…………………104斜齒輪設(shè)計(jì)…………114.1選擇齒輪材料和精度等級(jí)………114.2按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)………114.3按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)………144.4齒輪受力分析……………………185凸輪設(shè)計(jì)……………195.1計(jì)算力……………205.2畫(huà)凸輪圖…………206齒輪軸的設(shè)計(jì)與校核………………216.1大齒輪軸的設(shè)計(jì)…………………216.2小齒輪軸的設(shè)計(jì)…………………277大齒輪軸普通鍵聯(lián)接的設(shè)計(jì)……327.1軸與大齒輪的聯(lián)接鍵設(shè)計(jì)………327.2聯(lián)軸器與軸聯(lián)接鍵的設(shè)計(jì)………327.3凸輪與軸聯(lián)接鍵的設(shè)計(jì)…………338擺桿的設(shè)計(jì)…………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(qiáng)度……34參考文獻(xiàn)………………36

1．選擇電動(dòng)機(jī)1.1選擇傳動(dòng)方案?jìng)鲃?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(zhuān)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，；==10.4667V=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=0.3544kw1.3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Y801-20.7528301.81750.842.27.02.22.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，即總傳動(dòng)比==28.3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=1088.46nⅢ===33.34nⅣ===1002.2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=0.347312KWPⅡ=PⅠ=0.3473120.990.99=0.3404KWPⅢ=PⅡ=0.34040.990.99=0.33363KWPⅣ=PⅢ=0.333630.990.97=0.32038KW2.3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=3.05Ⅱ軸=TⅠ=3.0532.650.990.99=97.60Ⅲ軸TⅢ=TⅡ=97.600.990.99=95.66卷筒軸輸入轉(zhuǎn)矩TⅣ=TⅢ=95.660.990.97=30.623.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=0.8253.2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=1116.373.4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=755mm3.6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=126.575N3.9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?；鶞?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=189.6mm4.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=30.624.2.2載荷系數(shù)k。由文獻(xiàn)[1]表6-2的，k=1.14.2.3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=195.164.2.4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======0.599654.2.6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，==0.0101814884.2.8驗(yàn)算。==0.019<400===0.0187<385.74.3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==572.7274.3.4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1.151mm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/S4.3.7基本尺寸的確定。4.3.7.1確定中心距a。a==120mm4.3.7.2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?==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=180.70mm4.3.7.4齒頂高的計(jì)算。=2mm4.3.7.5齒根高的計(jì)算。==2.5mm4.3.7.6全齒高的計(jì)算=2+2.5=4.5mm4.3.7.7頂隙的計(jì)算=2.5-2=0.5mm4.3.7.8齒頂圓直徑的計(jì)算。=59.29+=63.29mm=180.70+=184.70mm4.3.7.9齒根圓直徑的計(jì)算。=59.29-=54.29mm=180.70-=175.70mm4.3.7.10法向齒距的計(jì)算。==6.28mm4.3.7.11端面齒距的計(jì)算==8.89mm4.3.7.12標(biāo)準(zhǔn)中心距的計(jì)算==119.995mm4.4齒輪受力分析式中：——法向力；——徑向力；——軸向力；——周向力。==1021N==1021N==526N==1292N5.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(huà)凸輪圖。由圖5-2的擺桿運(yùn)動(dòng)規(guī)律圖畫(huà)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=650MPa，許用彎曲應(yīng)力=60MPa。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b81810鍵高h(yuǎn)7118鍵長(zhǎng)L7050456.1.3.4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(huà)出軸的計(jì)算模型圖，如圖6-2（a）所示。6.1.4.2畫(huà)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BCCDDE橫截面B右C左C右D左D右E左Fs(N)-216-216-742-742615615M(N·mm)0-12204-104451-146374-14637406.1.3.4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BCCDDE橫截面B右C左C右D左D右E左Fs(N)234234-787-787355355M(N·mm)01322113221-31245-3124506.1.3.6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BCCDDE橫截面B右C左C右D左D右E左M(N·mm)01799310528414967214967206.1.3.8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ABBCCDDE橫截面A右B左B右C左C右D左D右E左M(N·mm)5739657396573966015011894615957815957855348（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=60MPa,<,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=60MPa,<,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=650MPa，許用彎曲應(yīng)力=60MPa。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(huà)出軸的計(jì)算模型圖，如圖6-2（a）所示。6.2.4.2畫(huà)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=30620N·mm；已知銅的密度為8.7g/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ABBCCD橫截面A右B左B右C左C右D左Fs(N)-263-263-209-209317317M(N·mm)0-12098-12098-35402-513406.2.4.4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BCCD橫截面B右C左C右D左Fs(N)-510-510511511M(N·mm)0-56865-5686506.2.4.6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ABBCCD橫截面A右B左B右C左C右D左M(N·mm)01209812098669855709606.2.4.8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ABBCCD橫截面A右B左B右C左C右D左M(N·mm)300003234832348733965826811628（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=60MPa,<,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(lèi)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(lèi)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(lèi)型和尺寸。選用普通平鍵聯(lián)接，因聯(lián)