凸輪擺桿繞線機(jī)傳動(dòng)部分設(shè)計(jì)(全套含CAD圖紙)
1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?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kwpnd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。n2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)wp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:KWvpw10或 Tnw95或 KWpw10角速度公式 : = n30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, ;smT工作機(jī)的阻力矩, ;Nn工作機(jī)卷筒的轉(zhuǎn)度, ;inr工作機(jī)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nna321其中: 分別為每一傳動(dòng)副(齒輪、蝸桿、帶或鏈) 、每對(duì)軸承、每n321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:3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 0.99na321= =0.8869.07.90.9.08. = 0.3544kwnwdp6.141.3 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niiniad )(321mir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;ai各級(jí)傳動(dòng)副傳動(dòng)比的合理范圍;ni321n工作機(jī)的主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速, ;minr普通 V 帶的傳動(dòng)比 =241i二級(jí)減速器的傳動(dòng)比 =8402交錯(cuò)軸斜齒輪的傳動(dòng)比 =3i由式 ninad )(21可以得到 531036minr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:4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)滿載時(shí)型號(hào)額定功率KW轉(zhuǎn)速 minr電流(380V 時(shí))A效率%功率因素起動(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Y801-20.7528301.81750.842.2 7.0 2.22. 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nmn為 nima總傳動(dòng)比為各級(jí)傳動(dòng)比 的乘積,即iin321 naiii321(1)總傳動(dòng)比 = =28.3ima08(2)分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比 為使 V 帶傳動(dòng)外輪廓尺寸不致過大,初步取5=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) ,1i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 312iia6.8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軸、軸,以及, ,為相鄰兩軸間的傳動(dòng)比;0i1, ,為相鄰兩軸間的傳動(dòng)功率;2p ,p ,為各軸的輸入功率(KW) ;T ,T ,為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩( ) ;mNn ,n ,為各軸的轉(zhuǎn)速( ) ,inr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01inmir式中:n m電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速;電動(dòng)機(jī)至一軸的傳動(dòng)比。0i以及 n = = 1i10inmirn = =2i210in由公式計(jì)算 n = 1088.460im6.283minr6n = = =33.341i65.32408minrn = = =1002ii2.2 各軸輸入功率圖 1-1 所示為各軸間功率關(guān)系。 P = KW, 01dp10P = P = KW, 21232P = P = KW, 330d 4P = P = KW, 4421p523(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。12345根據(jù)公式計(jì)算出各軸的功率 7P = =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 各軸輸入轉(zhuǎn)矩= 1T01idmN其中 為電動(dòng)機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩,按下式計(jì)算:d= dmdnp950所以 = = 1T01idmdnp9501i= = 12id12010iT = = 23mdnp95231010iT =T =342id 34210210i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) ,軸輸入轉(zhuǎn)矩軸 = = = 2.6 0.98=3.05 1T01idmdnP9501i283054.9mN軸8=T =3.05 32.65 0.99 0.99=97.60 T12imN軸T =T =97.60 0.99 0.99=95.66 23卷筒軸輸入轉(zhuǎn)矩T =T =95.66 0.99 0.97=30.62 342i1mN3. 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)dp p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:PkAd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Ak天工作 1016 個(gè)小時(shí),所以取 =1.1。Ak=1.1 0.75=0.825PkpAdw3.2 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)。d1n=0.825 , =2830 ,選擇 Z 型dpkw1mir3.3 確定帶輪基準(zhǔn)直徑 、d2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1dmin 2d12n1d2獻(xiàn)1表 7-6) 選取 =71mm,且 =71mm =50mm。1d1dmid大齒輪基準(zhǔn)直徑為:= = =184.6mm2d12n708.463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d i9為= = =2.535i12d780= 1116.37in253.minr3.4 驗(yàn)算速度 。= =10.52 m/S106nd062837帶速在 525m/S 范圍內(nèi)。3.5 確定帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度 和實(shí)際中心距dLoa按結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)要求初定中心距 =1000mm。由式(7.18)得:ooo addAL4)(22121= mm 078)7(02=2397.24mm由文獻(xiàn)1表 7-2 選取基準(zhǔn)長(zhǎng)度 =1800mmdL由式(7.19)得實(shí)際中心距 a 為:a =(1000+ )mm 701mm2ooLd24.397180中心距 a 的變動(dòng)范圍為:=(701-0.015 1800)mm=674mmd015.min=(701+0.03 1800)mm=755mmL3ax3.6 校驗(yàn)小帶輪包角 。1由式(7.20)得:= 1 oo3.578012ad10= oo3.57016.84= 7.o23.7 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(jī)械設(shè)計(jì)師手冊(cè)中冊(cè)表 9.2-181d1nminr得, =0.50kw, =0.04kw。pp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)Lk=0.98,得普通“V”帶根數(shù)k=0.14155 跟18.90)4.5(2z所以取 z=1 根。3.8 求初拉力 及帶輪軸上的壓力 。0FQF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mkg/(7.22)得單根“V”帶的初拉力為:2015.qvkzvpFd= N25.106.98.0.=63.496N由式(7.23)可得作用在軸上的壓力 為:QF2sin10zQ= N271.0si496.3o=126.575N113.9 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。71d 6.1842d基準(zhǔn)寬度 ;槽頂寬 b=10mm;基準(zhǔn)線至槽頂高度 =2mm,取 ha=2.5;mb5.8 minah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infhfh=5.5mm;輪緣外徑 = =71+2 2.5=76mm;輪緣外徑 =1ada2)(21fdz=44mm;槽角 = 。5.8271o34= =184.6+2 2.5=189.6mmadah14. 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 ,1nmir3i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 mN124.2.2 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。112iz3初選螺旋角 =45。 。 當(dāng)量齒數(shù) 為: = =65.05vz31coszv o453= 195.1632zvos6934.2.4 齒形系數(shù) 和應(yīng)力修正系數(shù) 。FaYSaY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vz1Fa2F=1.77, =1.87。1SaY2Sa4.2.5 重合度系數(shù) 。Y端面重合度近似為:= =1.198cos12.3812z o45cs69123.8= =)costanr(to45cs0tanro.7= =)rt(tb )24.s(too6.1= =0.599652cos75.02.Y198.c705.4.2.6 螺旋角系數(shù) 。Y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 1.1d= = =8.051,注:當(dāng)計(jì)算時(shí) 1 時(shí),取 =1,故nmbsita1zo45tan23.計(jì)算時(shí)取 =1。13= = =0.75;當(dāng) 時(shí),取 = 。Yo120o3o30o304.2.7 許用彎曲應(yīng)力。由文獻(xiàn)1圖 6-6 的 =280 , =270 。1limFaMP2limFaP彎曲強(qiáng)度的最小安全系數(shù) 。取 =1.4。liSli彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的壽命系數(shù) 。NY= =99840000hLjnN601 )40528(106= =299520000i23984由文獻(xiàn)1圖 6-7 可得, 。121NY= =4001lim1NFSTPY4.80aMP= =385.72li2FSTP.7a比較: = =0.00995625,1PSaY40.5= =0.0101814882FPSa7.384.2.8 驗(yàn)算。YmbdkTSaFF112FP=YbdkSaFF112 596.072.6073. =0.019 400aMPa= =0.0187 385.71212SaFFY1.72580.9aMPa4.3 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)。144.3.1 轉(zhuǎn)矩 T1小齒輪轉(zhuǎn)矩 =30.62 。mN4.3.2 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)1103 頁(yè)公式求 HP=HPWNZSlim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limH為 630 ;大齒輪的 為 600 ;liHaMlimHaMP接觸強(qiáng)度的最小安全系數(shù),一般傳動(dòng)取 =1.01.2,limS limHS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; NZ NZ工作硬化系數(shù),大齒面的 由文獻(xiàn) 1圖 6-10 查得, =1,小齒WZWW輪的 應(yīng)略去。大齒輪 = = 627.273HPWNZSlim15.60aMP小齒輪 = = 572.727PHli.3a4.3.4 小齒輪直徑 。1d由文獻(xiàn)1 112 頁(yè)公式 求得32112HPEdZKT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EZaM為 189.8,小齒輪的 為 189.8;EE15 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù), = , 端面壓力角,HZHZttbsinco2t, 基圓螺旋角,由文獻(xiàn) 171 頁(yè)公式 ,o24.7b tbcosa= =)csartn(tb )24.7ta45arn(tooo.所以 = 2.09 ;HZoo.sin.c斜齒輪螺旋角系數(shù), = = 0.841;Zz45c重合度系數(shù), 一般取 0.750.88,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)1107 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 1.1d3 21 64.5381.01890.23.1.062 51mm 1d取 =60mm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1d齒寬打 510 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)1112 頁(yè)公式求 。H= 求得齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度。HPEbdKTZ121式中: 接觸應(yīng)力(MPa) ;=H21bdTZE16= 3.016702.184.05.18962. =7.767 aMPH4.3.6 驗(yàn)算圓周速度。= =0.314m/S0.628m/S106ndv0164.3.7 基本尺寸的確定。4.3.7.1 確定中心距 a 。a = =120mm)1(2id)31(604.3.7.2 選定模數(shù) 、齒數(shù) 、 和螺旋角 。nm1z2初定小齒輪齒數(shù) =23, = ,大齒輪 =23 =69,螺旋角 = ,由公式1zi33o45得 = 1.8446)(221coan21coszan6945cos0由標(biāo)準(zhǔn)取 =2mm,則nm= 84.85nmazcos21245cos0取 8521z因?yàn)?,i12iz1所以 =iz121)(i= =21.25i13185取 =21,則1z17=85-21=64(不按 求)2ziz12齒數(shù)比= =3.0476z1264與 =3 的要求比較,誤差為 1.587%,可用。于是i= =44.9amn2cos112064cos滿足要求。4.3.7.3 計(jì)算齒輪分度圓直徑 。小齒輪 = 59.29mmcos11zmdno9.42大齒輪 = 180.70mmcos22zdno9.464.3.7.4 齒頂高的計(jì)算。=2mmnamh4.3.7.5 齒根高的計(jì)算。= =2.5mmnf25.1.4.3.7.6 全齒高的計(jì)算=2+2.5=4.5mmfah4.3.7.7 頂隙的計(jì)算=2.5-2=0.5mmafc4.3.7.8 齒頂圓直徑的計(jì)算。=59.29+ =63.29mmnamd212=180.70+ =184.70mm24.3.7.9 齒根圓直徑的計(jì)算。18=59.29- =54.29mmnfmd5.2125.=180.70- =175.70mmf24.3.7.10 法向齒距的計(jì)算。= =6.28mmnP4.3.7.11 端面齒距的計(jì)算= =8.89mmcosnt o4528.64.3.7.12 標(biāo)準(zhǔn)中心距的計(jì)算= =119.995mm21da270.189.4.4 齒輪受力分析ntbtn FFcoscos12dTtcostanrFta式中: 法向力;nF徑向力;r軸向力;a周向力。tF= =1021N12dTtmN602.3= =1021Ntano45tan19= =526NcostanrFo45cs20tan1= =1292Nbtn oo24.7cs.15. 凸輪的設(shè)計(jì)圖 5-1 所示為凸輪機(jī)構(gòu)在運(yùn)動(dòng)過程某位置的情況,壓力角 ,oo350max基園半徑 r0=51mm,從強(qiáng)度要求考慮,滾子半徑 ,所以取 rr 5.10rr=10mm。F=500N,凸輪的運(yùn)動(dòng)使擺桿做來回等速運(yùn)動(dòng)。(圖 5-1)5.1 計(jì)算 F11、F1、F2 的力。得0MO0193274FNF710NF65sin103sin1oocc25.2 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。20(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、材料等無特殊要求,股選用 45 鋼并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。由表 101 查得強(qiáng)度極限 =650 MPa,許用彎曲應(yīng)力b=60 MPa。16.1.2 按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算軸徑。21根據(jù)表文獻(xiàn)1103 的 A=126103。因載荷有輕微沖擊,取 A=120,由文獻(xiàn)1式(10.2)得:= =25.9mm3npAd34.6012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 26.67727.195mm。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進(jìn)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(cè),其軸向用軸肩固定,周向采用過盈配合固定。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22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 510mm,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 7 11 8鍵長(zhǎng) L 70 50 456. 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. , ,NFr526NFat102,NF615231得 0MB0.825.6. 2RFDZrNRDZ7得 Z NDZrB 16357612 段 BC CD DE23橫截面 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 0MB025.6825.61FRFDYtNRDY14得 Z NDYtB 3430段 BC CD DE橫截面 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。2YZM段 BC CD DE橫截面 B右C左C右D左D右E左M(Nmm) 0 1799310528414967214967206.1.3.8 作轉(zhuǎn)矩圖,如圖 5-2(h)所示。T=95660Nmm。24,凸輪最遠(yuǎn)點(diǎn)離軸中心的距離為mNdFt 9247.1802156.6mm, 。536.36.516.1.3.9 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)122TMe189 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(Nmm)57396573965739660150118946159578159578553482526(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。MPadMWebeeb 35.60143234由于 =60 MPa , ,故設(shè)計(jì)的軸強(qiáng)度足夠。1eb1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。 MPadMWebeeb 58.312934由于 =60 MPa , ,故設(shè)計(jì)的軸強(qiáng)度足夠。1eb16.2 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、材料等無特殊要求,股選用 45 鋼并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。由表 101 查得強(qiáng)度極限 =650 MPa,許用彎曲應(yīng)力b=60 MPa。16.2.2 按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算軸徑。根據(jù)表文獻(xiàn)1103 的 A=126103。因載荷有輕微沖擊,取 A=120,由文獻(xiàn)1式(10.2)得:27= =17.7mm3npAd31028.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。286.2.4 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 NmmNFr526a102NFt102;已知銅的密度為 8.7 g/cm3,繞線繞得的最RTA5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橫截面 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 0MB025.1.DYt RFNRDY得 Z NtB 51)(029段 BC CD橫截面 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。2YZM段 AB BC CD橫截面 A右B左B右C左C右D左M(Nmm) 0 1209812098669855709606.2.4.8 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22TMe獻(xiàn)1189 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(Nmm)3000032348323487339658268116283031(圖 6-2)326.2.4.10 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。MPadMWebeeb 28.39.56704324由于 =60 MPa , ,故設(shè)計(jì)的軸強(qiáng)度足夠。1eb17. 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,無特殊情況取 。鍵的工作長(zhǎng)度MPajy120MPajy10mbLl385由文獻(xiàn)1式(10.7)可得:jyjy PadhlT12.83160.9547.1.3 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,無特殊情況取 。鍵的工作長(zhǎng)度MPajy120MPajy1033mbLl62870由文獻(xiàn)1式(10.7)可得:jyjy MPadhlT6.273016.95437.2.3 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,無特殊情況取 。鍵的工作長(zhǎng)度MPajy120MPajy10mbLl3由文獻(xiàn)1式(10.7)可得:jyjy PadhlT12.68350.9437.3.3 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、材料等無特殊要求,股選用 45 鋼并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。由表 101 查得強(qiáng)度極限 =650 MPa,許用彎曲應(yīng)力b=60 MPa。18.2 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。34(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= 。710NF5F m350N7150F1 8.3.2 作出擺桿的受力圖,如圖 9-2b 所示。2NR1Az段 AB BC橫截面 A右B左B右C左Fs(N) -210-210500 500M(Nmm) 0 -40530-4053008.3.3 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)122TMe189 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。35段 AB BC橫截面A右B左B右C左M(Nmm)2130045786457862130036(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。MPabhMWezeeb 7.4015386622由于 =60 MPa , ,故設(shè)計(jì)的軸強(qiáng)度足夠。1eb1結(jié)束語通過這次畢業(yè)設(shè)計(jì),我成長(zhǎng)了許多,從剛開始的無從下手,非常的迷茫,經(jīng)過老師耐心的指導(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,很多老師講過的都忘了,也學(xué)會(huì)了要多查手冊(cè),要按照標(biāo)準(zhǔn)來設(shè)計(jì),不能夠自己亂來,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,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。參考文獻(xiàn)1薛偉.機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)M.浙江科學(xué)技術(shù)出版社. 2007 年 3 月出版.2王少懷.機(jī)械設(shè)計(jì)師手冊(cè)中冊(cè)M.電子工業(yè)出版社. 2006 年 8 月出版.3吳宗澤.機(jī)械設(shè)計(jì)師手冊(cè)下冊(cè)M.機(jī)械工業(yè)出版社. 2003 年 6 月出版.4石永剛,吳央芳.凸輪機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)與應(yīng)用創(chuàng)新M.機(jī)械工業(yè)出版社 2007 年 9 月出版.5張定華.工程力學(xué)M.高等教育出版社.20000 年 8 月出版.6周鵬翔,劉振魁.工程制圖M.高等教育出版社.20000 年 5 月出版.7陳于平,高曉康.互換性與測(cè)量技術(shù)M.高等教育出版社.20005 年 7 月出版.8龔義.機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書M.高等教育出版社.1990 年 11 月出版.9皺慧君、張春林、李杞儀. 機(jī)械原理M. 高等教育出版社.2006 年 5 月出版.10成大先.機(jī)械設(shè)計(jì)師手冊(cè)M(單行本)軸及其聯(lián)接. 化學(xué)工業(yè)出版社.2004 年 1 月出版.
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