凸轮摆杆绕线机传动部分设计【毕业论文+CAD图纸全套】

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买文档就送您 CAD 图纸，Q 号交流 197216396 或 119709850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；摆动买文档就送您 CAD 图纸，Q 号交流 197216396 或 119709851买文档就送您 CAD 图纸，Q 号交流 197216396 或 119709852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买文档就送您 CAD 图纸，Q 号交流 197216396 或 1197098534.3 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买文档就送您 CAD 图纸，Q 号交流 197216396 或 1197098541．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： = n30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买文档就送您 CAD 图纸，Q 号交流 197216396 或 119709855n——工作机卷筒的转度，；minr——工作机卷筒的角速度，；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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nna321其中：分别为每一传动副（齿轮、蜗杆、带或链）、每对轴承、每n321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 0.99na321= =0.8869.07.90.9.08. = 0.3544kwnwdp6.141.3 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 )(321mir买文档就送您 CAD 图纸，Q 号交流 197216396 或 119709856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；ni321n——工作机的主动轴转速，；inr普通 V 带的传动比 =2～41i二级减速器的传动比 =8～402交错轴斜齿轮的传动比 =3i由式 ninad )(21可以得到 53~1036~minr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买文档就送您 CAD 图纸，Q 号交流 197216396 或 119709857KW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iin321 naiii321（1）总传动比 = =28.3ima08（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 312iia6.8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Ⅰ轴、Ⅱ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；2pⅠ ，p Ⅱ ，…为各轴的输入功率（KW）；买文档就送您 CAD 图纸，Q 号交流 197216396 或 119709858TⅠ ，T Ⅱ ，…为各轴的输入转矩（）；mNnⅠ ，n Ⅱ ，…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01inmir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 Ⅱ = = 1i10inmirnⅢ = =2i210in由公式计算 nⅠ = 1088.460im6.283minrnⅢ = = =33.341i5.34inⅣ = = =1002iinr2.2 各轴输入功率图 1-1 所示为各轴间功率关系。 PⅠ = KW， 01dp10PⅡ = PⅠ = KW， 21232PⅢ = PⅡ = KW， 330d 4PⅣ = PⅢ = KW， 4421p523买文档就送您 CAD 图纸，Q 号交流 197216396 或 119709859（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。12345根据公式计算出各轴的功率 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 各轴输入转矩= 1T01idmN其中为电动机轴的输出转矩，按下式计算：d= dmdnp950所以买文档就送您 CAD 图纸，Q 号交流 197216396 或 1197098510= = 1T01idmdnp9501i= = 12id12010iTⅢ = = 23mdnp95231010iTⅣ =TⅢ =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），Ⅰ～Ⅳ轴输入转矩Ⅰ轴 = = = 2.6 0.98=3.05 Ⅱ1T01idmdnP9501i283054.9mN轴=TⅠ =3.05 32.65 0.99 0.99=97.60  12imNⅢ轴TⅢ =TⅡ =97.60 0.99 0.99=95.66 23卷筒轴输入转矩TⅣ =TⅢ =95.66 0.99 0.97=30.62 342i1mN3. 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买文档就送您 CAD 图纸，Q 号交流 197216396 或 1197098511天工作 10～16 个小时，所以取 =1.1。Ak=1.1 0.75=0.825PkpAdw3.2 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1dmin 2d12n1d2献[1]表 7-6）选取 =71mm，且 =71mm> =50mm。1d1dmid大齿轮基准直径为：= = =184.6mm2d12n708.463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= 1116.37in253.minr3.4 验算速度。= =10.52 m/S106nd062837带速在 5～25m/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：ooo addAL4)(22121买文档就送您 CAD 图纸，Q 号交流 197216396 或 1197098512=[ ] 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 701mm2ooLd24.397180中心距 a 的变动范围为：=（701-0.015 1800）mm=674mmd015.min=（701+0.03 1800）mm=755mmL3ax3.6 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(2z买文档就送您 CAD 图纸，Q 号交流 197216396 或 1197098513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= N25.106.98.0.=63.496N由式（7.23）可得作用在轴上的压力为：QF2sin10zQ= 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。71d 6.1842d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买文档就送您 CAD 图纸，Q 号交流 197216396 或 1197098514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)(21fdzh=44mm；槽角 = 。5.8271o34= =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，1nmir3i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 mN4.2.2 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。112iz3初选螺旋角 =45。。当量齿数为： = =65.05vz31coszv o453= 195.1632zvos6934.2.4 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买文档就送您 CAD 图纸，Q 号交流 197216396 或 11970985154.2.5 重合度系数。Y端面重合度近似为：= =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= = =8.05>1，注：当计算时 >1 时，取 =1,故nmbsita1zo45tan23.计算时取 =1。= = =0.75；当 > 时，取 = 。Yo120o3o30o304.2.7 许用弯曲应力。由文献[1]图 6-6 的 =280 ， =270 。1limFaMP2limFaP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= =99840000hLjnN601 )40528(106= =299520000i23984由文献[1]图 6-7 可得，。121NY= =4001lim1NFSTPY4.80aMP买文档就送您 CAD 图纸，Q 号交流 197216396 或 1197098516= =385.72lim2NFSTFPY14.70aMP比较： = =0.00995625，1PSa0.5= =0.0101814882FPSaY7.384.2.8 验算。YmbdkTSaFF112FP=YbdkSaFF112 596.072.6073. =0.019 <400aMPa== =0.0187 <385.71212SaFFY1.72580.9aMPa4.3 按齿面接触疲劳强度设计。4.3.1 转矩 T1小齿轮转矩 =30.62 。mN4.3.2 载荷系数 k。由文献[1]表 6-2 得，k=1.1。4.3.3 根据文献[1]103 页公式求 HP=HPWNZSlim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 ；liHaMlimHaMP——接触强度的最小安全系数，一般传动取 =1.0~1.2，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买文档就送您 CAD 图纸，Q 号交流 197216396 或 1197098517——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 = = 627.273HPWNZSlim15..60aMP小齿轮 = = 572.727PHli.3a4.3.4 小齿轮直径。1d由文献[1] 112 页公式求得32112HPEdZKT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，HHZttbsinco2t， ——基圆螺旋角，由文献[1]71 页公式，o24.7b tbcosa= =)csartn(tb )24.7ta45arn(tooo.所以 = 2.09 ；HZoo.sin.c——斜齿轮螺旋角系数， = = 0.841；Zz45c——重合度系数，一般取 0.75～0.88，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[1]107 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买文档就送您 CAD 图纸，Q 号交流 197216396 或 11970985183 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 5～10 个毫米比较合理，所以小齿轮的齿宽取 70mm；4.3.5 根据文献[1]112 页公式求。H= 求得齿轮的接触疲劳强度。HPEbdKTZ121式中： ——接触应力（MPa）；=H21bdTZE= 3.016702.184.05.896.1 =7.767 aMP

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