凸轮摆杆绕线机传动部分设计【13张PDF图纸+CAD制图+文档】
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凸轮摆杆绕线机传动部分设计廖何飞浙江工贸职业技术学院汽车与机电工程系，班级：机电0603班摘要：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 1 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 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。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）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：或或角速度公式 ：=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，；T工作机的阻力矩，；n工作机卷筒的转度，；工作机卷筒的角速度，；=10.4667V=r=10.46670.06=0.628=0.314kw再由式 可得到 =29.987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 其中：分别为每一传动副（齿轮、蜗杆、带或链）、每对轴承、每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 0.99 =0.886 =0.3544kw1.3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 其中： 电动机可选转速范围，； 传动装置总传动比的合理范； 各级传动副传动比的合理范围； n工作机的主动轴转速，；普通V带的传动比 =24二级减速器的传动比 =840交错轴斜齿轮的传动比 =由式 可以得到 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KW满载时起动电流额定电流起动转矩额定转矩最大转矩额定转矩转速电流（380V时）A效率%功率因素Y801-20.7528301.81750.842.27.02.22. 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为 总传动比为各级传动比的乘积，即（1） 总传动比 =28.3（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），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 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； ，为相邻两轴间的传动功率； p，p，为各轴的输入功率（KW）； T，T，为各轴的输入转矩（）； n，n，为各轴的转速（），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 式中：nm电动机满载转速； 电动机至一轴的传动比。以及 n= n=由公式计算 n=1088.46 n=33.34 n=1002.2各轴输入功率 图1-1所示为各轴间功率关系。 P= KW， P= P= KW， P= P=KW， P= P=KW， （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。根据公式计算出各轴的功率 P= =0.35440.98=0.347312KW P= P=0.3473120.990.99=0.3404KW P= P=0.34040.990.99=0.33363KW P= P=0.333630.990.97=0.32038KW2.3 各轴输入转矩 = 其中为电动机轴的输出转矩，按下式计算： = 所以 = = =T=T=T=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 = = =2.60.98=3.05 轴=T=3.0532.650.990.99=97.60 轴T=T=97.600.990.99=95.66 卷筒轴输入转矩 T=T=95.660.990.97=30.62 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），并考虑载荷性质以及每天运转时间的长短等因素的影响而确定的，即： 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，每天工作1016个小时，所以取=1.1。 =1.10.75=0.8253.2 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。 =0.825，=2830 ，选择Z型3.3 确定带轮基准直径、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（查文献1表7-6） 选取=71mm，且=71mm=50mm。大齿轮基准直径为： =184.6mm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为 =2.535 =1116.373.4 验算速度。 =10.52m/S带速在525m/S范围内。3.5 确定带的基准长度和实际中心距按结构设计要求初定中心距=1000mm。由式（7.18）得： = mm =2397.24mm由文献1表7-2选取基准长度=1800mm由式（7.19）得实际中心距a为： a=（1000+）mm701mm中心距a的变动范围为： =（701-0.0151800）mm=674mm =（701+0.031800）mm=755mm3.6 校验小带轮包角。由式（7.20）得： = = =3.7 确定V带根数z。 由式（7.21）得： 根据=71mm，=2830 ，查王少怀主编的机械设计师手册中册表9.2-18得，=0.50kw，=0.04kw。 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=0.98，得普通“V”带根数 =0.14155跟所以取z=1根。3.8 求初拉力及带轮轴上的压力。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（7.22）得单根“V”带的初拉力为： =N =63.496N 由式（7.23）可得作用在轴上的压力为： =N =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。基准宽度；槽顶宽b=10mm；基准线至槽顶高度=2mm，取ha=2.5；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=5.5mm；轮缘外径=71+22.5=76mm；轮缘外径=44mm；槽角=。=184.6+22.5=189.6mm4. 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，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 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。初选螺旋角=45。 当量齿数为： =65.05 =195.164.2.4 齿形系数和应力修正系数。根据由文献1图6-16得=2.25，=2.1；由文献1图6-17得=1.77，=1.87。4.2.5 重合度系数。端面重合度近似为： =1.198=0.599654.2.6 螺旋角系数。齿宽系数，因为齿轮相对于轴承是对称分布，所以取1.1=8.051，注：当计算时1时，取=1,故计算时取=1。=0.75；当时，取=。4.2.7 许用弯曲应力。由文献1图6-6的=280，=270。弯曲强度的最小安全系数。取=1.4。弯曲疲劳强度计算的寿命系数。 =99840000 =299520000由文献1图6-7可得，。=400=385.7比较：=0.00995625，=0.0101814884.2.8 验算。 = =0.019400=0.0187385.74.3 按齿面接触疲劳强度设计。4.3.1 转矩小齿轮转矩=30.62 。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1103页公式求 =式中 试验齿轮的接触疲劳极限，查文献1图6-8得：小齿轮的为630；大齿轮的为600； 接触强度的最小安全系数，一般传动取=1.01.2， 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； 工作硬化系数，大齿面的由文献1图6-10查得，=1，小齿轮的应略去。 大齿轮= 627.273 小齿轮=572.7274.3.4 小齿轮直径。由文献1 112页公式求得式中：材料弹性系数（），根据文献1表6-3查得，大齿轮的为189.8，小齿轮的为189.8； 节点区域系数，= ，端面压力角，基圆螺旋角，由文献171页公式 ，= 所以 = 2.09 ； 斜齿轮螺旋角系数，=0.841； 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1.1 51mm 取=60mm齿宽b=1.160=66mm，大齿轮齿宽为65mm，小齿轮的齿宽要比大齿轮的齿宽打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。=求得齿轮的接触疲劳强度。式中：接触应力（MPa）；= = =7.7674.3.6 验算圆周速度。 =0.314m/S0.628m/S4.3.7 基本尺寸的确定。4.3.7.1 确定中心距a 。 a=120mm4.3.7.2 选定模数、齿数、和螺旋角 。初定小齿轮齿数=23，=，大齿轮=23=69，螺旋角=，由公式得 =1.8446由标准取=2mm,则 =84.85取 85 因为 ， 所以 = =21.25取=21，则 =85-21=64（不按求）齿数比 =3.0476与=3的要求比较，误差为1.587%，可用。于是 =44.9满足要求。4.3.7.3 计算齿轮分度圆直径 。 小齿轮 =59.29mm 大齿轮 =180.70mm4.3.7.4 齿顶高的计算。 =2mm4.3.7.5 齿根高的计算。 =2.5mm4.3.7.6 全齿高的计算 =2+2.5=4.5mm4.3.7.7 顶隙的计算 =2.5-2=0.5mm4.3.7.8 齿顶圆直径的计算。 =59.29+=63.29mm =180.70+=184.70mm4.3.7.9 齿根圆直径的计算。 =59.29-=54.29mm =180.70-=175.70mm4.3.7.10 法向齿距的计算。 =6.28mm4.3.7.11 端面齿距的计算 =8.89mm4.3.7.12 标准中心距的计算 =119.995mm4.4 齿轮受力分析 式中： 法向力； 径向力； 轴向力； 周向力。=1021N=1021N =526N=1292N5. 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，基园半径r0=51mm，从强度要求考虑，滚子半径，所以取rr =10mm。F=500N，凸轮的运动使摆杆做来回等速运动。 （图5-1）5.1 计算F11、F1、F2的力。 得 5.2 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。 （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=60 MPa。6.1.2 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： =25.9mm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。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b81810键高h7118键长L7050456. 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., 得 得 段BCCDDE横截面B右C左C右D左D右E左Fs(N)-216-216-742-742615615M(Nmm)0-12204-104451-146374-1463740 6.1.3.4 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 得 段BCCDDE横截面B右C左C右D左D右E左Fs(N)234234-787-787355355M(Nmm)01322113221-31245-312450 6.1.3.6 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。 段BCCDDE横截面B右C左C右D左D右E左M(Nmm)0179931052841496721496720 6.1.3.8 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156.6mm，。6.1.3.9 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ABBCCDDE横截面A右B左B右C左C右D左D右E左M(Nmm)5739657396573966015011894615957815957855348 （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。 由于=60 MPa , ,故设计的轴强度足够。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。由于=60 MPa , ,故设计的轴强度足够。6.2 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=60 MPa。6.2.2 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： =17.7mm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。 （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 Nmm ；已知铜的密度为8.7 g/cm3，绕线绕得的最大圆柱直径为200mm，绕线绕得的圆柱长度为150mm，滚筒直径为120mm，铜的重量，质量G=mg，为了计算方便，取g=10，G=mg=，取FA=G=263N。 得 得 段ABBCCD横截面A右B左B右C左C右D左Fs(N)-263-263-209-209317317M(Nmm)0-12098-12098-35402-51340 6.2.4.4 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 得 段BCCD横截面B右C左C右D左Fs(N)-510-510511511M(Nmm)0-56865-568650 6.2.4.6 作出水平面内的弯矩图，如图6-2（f）所示。 6.2.4.7 作合成弯矩图，如图6-2（g）所示。 段ABBCCD横截面A右B左B右C左C右D左M(Nmm)0120981209866985570960 6.2.4.8 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ABBCCD横截面A右B左B右C左C右D左M(Nmm)300003234832348733965826811628 （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。 由于=60 MPa , ,故设计的轴强度足够。7. 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。键的工作长度由文献1式（10.7）可得： 7.1.3 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。键的工作长度由文献1式（10.7）可得： 7.2.3 结论：该键选用合适。7.3 凸轮与轴联接键的设计。7.3.1 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。键的工作长度由文献1式（10.7）可得： 7.3.3 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
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