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各位老師晚上好！各位老師晚上好！課題名稱：課題名稱：凸輪擺桿繞線機傳動部分凸輪擺桿繞線機傳動部分設(shè)計設(shè)計 專專 業(yè)：業(yè)：機電一體化機電一體化 班班 級：級：0603班班 姓姓 名：名：廖何飛廖何飛 學學 號：號：06121307 指導教師：指導教師：張本升張本升 摘要繞線機廣泛應用于紡織、機械、電子等各個領(lǐng)域，可以說這幾個領(lǐng)域當中繞線機都有進行著有效的工作。繞線機發(fā)展到現(xiàn)在，已經(jīng)成為組織成批大量生產(chǎn)和機械化流水作業(yè)的基礎(chǔ)，是現(xiàn)代化生產(chǎn)的重要標志之一。在我國四個現(xiàn)代化的發(fā)展和各個工業(yè)部門機械化水平、勞動生產(chǎn)率的提高中，繞線機必將發(fā)揮更大的作用。本課題主要對繞線機的凸輪擺桿傳動部分進行設(shè)計，結(jié)構(gòu)分別有一臺電動機，一臺減速器，一對交錯軸斜齒輪，一套卷筒裝置和凸輪擺桿機構(gòu)組成。要求繞線設(shè)備運行平穩(wěn),安全可靠,技術(shù)性能先進。一、設(shè)計分析一、設(shè)計分析1.對傳動方案的要求合理的傳動方案，首先應滿足工作機的功能要求，其次還應滿足工作可靠、傳動效率高、結(jié)構(gòu)簡單、尺寸緊湊、重量輕、成本低、工藝性好、使用和維護方便等要求。2.擬定傳動方案任何一個方案，要滿足上述所有要求是十分困難的，要統(tǒng)籌兼顧，滿足最主要的和最基本的要求。二、二、繞線繞線機構(gòu)的組成機構(gòu)的組成繞線機構(gòu)一般由傳動裝置、凸輪擺桿機構(gòu)等組成。傳動裝置包括電動機、聯(lián)軸器、制動器、減速器、交錯軸斜齒輪等部件。凸輪擺桿機構(gòu)包括擺桿、卷筒、滾子和凸輪。根據(jù)實際需要配用。
浙江工貿(mào)職業(yè)技術(shù)學院
畢業(yè)設(shè)計（論文）任務(wù)書
課題名稱： 凸輪擺桿繞線機傳動部分設(shè)計
專 業(yè)： 機電一體化
班 級： 0603
姓 名： 廖何飛
學 號： 06121307
指導教師： 張本升
2008年 11 月 17 日
1、課題內(nèi)容與要求
1. ?設(shè)計準備
明確設(shè)計要求、工作條件、設(shè)計內(nèi)容的步驟；進行實地調(diào)研，考察。通過查閱有關(guān)設(shè)計資料，觀看電教片和參觀實物或模型等，了解設(shè)計對象的性能、結(jié)構(gòu)及工藝性；準備好設(shè)計需要資料、繪圖工具；擬定設(shè)計計劃等。
2. 凸輪擺桿繞線機的工作原理示意圖
3. 電動機的選擇
4. 軸的設(shè)計
5. 凸輪設(shè)計
6. 斜齒輪設(shè)計
7. 擺桿的設(shè)計
8.聯(lián)軸器的選用
9.減速器的選用
10.軸承的選用
11.鍵的選用
?2、課題參考文獻
[1]薛偉.機械設(shè)計基礎(chǔ).浙江科學技術(shù)出版社. 2007年3月出版.
[2]王少懷.機械設(shè)計師手冊中冊.電子工業(yè)出版社. 2006年8月出版.
[3]吳宗澤.機械設(shè)計師手冊下冊.機械工業(yè)出版社. 2003年6月出版.
[4]石永剛、吳央芳.凸輪機構(gòu)設(shè)計與應用創(chuàng)新.機械工業(yè)出版社2007年9月出版.
[5]張定華.工程力學.高等教育出版社.20000年8月出版.
[6]周鵬翔、劉振魁.工程制圖.高等教育出版社.20000年5月出版.
[7]陳于平、高曉康.互換性與測量技術(shù).高等教育出版社.20005年7月出版.
[8]龔義.機械設(shè)計課程設(shè)計指導書.高等教育出版社.1990年11月出版.
[9]皺慧君、張春林、李杞儀. 機械原理. 高等教育出版社.2006年5月出版.
[10]成大先.機械設(shè)計師手冊（單行本）軸及其聯(lián)接. 化學工業(yè)出版社.2004年1月出版.
3、課題任務(wù)進度安排
2008年11月24日～2008年11月30日 交開題報告
2008年12月5日～2009年1月7日 凸輪擺桿繞線機的工作原理示意圖、電動機的選擇、軸的 設(shè)計計算、斜齒輪的設(shè)計、凸輪的設(shè)計
2009年1月8日～2009年1月15日 聯(lián)軸器的選用、減速器的選用、?軸承的選用、鍵的選用
2009年3月1日～2009年3月25日 繪制裝配圖
2009年3月26日～2009年4月22日 繪制零件圖
2009年4月23日～2009年4月25日 交電子文檔
2009年5月1日～2009年5月3日 PPT制作
教研室主任意見：
教研室主任（簽名）：
年 月 日
浙江工貿(mào)職業(yè)技術(shù)學院
畢業(yè)設(shè)計（論文）開題報告
課題名稱： 凸輪擺桿繞線機傳動部分設(shè)計
專 業(yè)： 機電一體化
班 級： 0603
姓 名： 廖何飛
學 號： 06121307
指導教師： 張本升
2008 年 11 月 26 日
1、課題研究的現(xiàn)狀和意義
現(xiàn)狀：
現(xiàn)階段繞線機在電子、機械、紡織行業(yè)的應用非常普遍，類型較多，但針對電線方面的繞線機還存在一定的不足，還需要進行開發(fā)。
意義：
繞線機對國民經(jīng)濟的發(fā)展有著非常重要的作用，它的技術(shù)更新將為電子、機械、紡織這些行業(yè)的發(fā)展帶來了一個飛躍的發(fā)展，我設(shè)計的這個繞線機適用于電線的來回環(huán)繞。
?2、課題要解決的問題或研究的基本內(nèi)容
1. 電動機的選擇
2. 軸的設(shè)計
3. 凸輪設(shè)計
4. 斜齒輪設(shè)計
5. 擺桿的設(shè)計
6. 聯(lián)軸器的選用
7. 減速器的選用
8. 軸承的選用
9. 鍵的選用
3、課題研究擬采用的手段和工作路線
進行實地調(diào)研，考察。通過查閱有關(guān)設(shè)計資料，觀看電教片和參觀實物或模型等，了解設(shè)計對象的性能、結(jié)構(gòu)及工藝性；準備好設(shè)計需要資料、繪圖工具；擬定設(shè)計計劃等。
4、課題研究進程計劃
2008年11月24日～2008年11月30日 開題報告
2008年12月1日～2008年12月3日 凸輪擺桿繞線機的工作原理示意圖
2008年12月4日～2008年12月6日 電動機的選擇
2008年12月7日～2008年12月18日 軸的設(shè)計
2008年12月19日～2008年12月24日 凸輪設(shè)計
2008年12月25日～2009年1月2日 斜齒輪設(shè)計
2009年1月3日～2009年1月7日 擺桿的設(shè)計
2009年1月8日～2009年1月15日 聯(lián)軸器、減速器、軸承、鍵的選用
2009年3月1日～2009年3月25日 裝配圖的繪制
2009年3月26日～2009年4月22日 零件圖的繪制
2009年4月23日～2009年4月25日 交電子文檔
2009年5月1日～2009年5月3日 PPT制作
5、課題成果
論文□ 圖紙□ 產(chǎn)品或作品□ 應用程序□
其它：
指導教師意見：
指導教師（簽名）
年 月 日
教研室主任意見：
教研室主任（簽名）：
年 月 日
目 錄
1 電動機的選擇…………………………………………………………1
1.1 選擇傳動方案………………………………………………………1
1.2 選擇電動機功率……………………………………………………1
1.3 確定電動機轉(zhuǎn)速……………………………………………………3
2 確定傳動裝置的總動比和分配傳動比………………………………4
2.1 各軸轉(zhuǎn)速……………………………………………………………5
2.2 各軸輸入功率………………………………………………………5
2.3 各軸輸入轉(zhuǎn)矩………………………………………………………6
3V 帶的設(shè)計……………………………………………………… ……7
3.1 確定計算功率………………………………………………………7
3.2 選擇“V”帶的型號……………………………… ………………8
3.3 確定帶輪基準直徑…………………………………………………8
3.4 驗算速度……………………………………………………………8
3.5 確定帶的基準長度和實際中心距…………………………………9
3.6 校驗小帶輪包角……………………………………………………9
3.7 確定"V"帶根數(shù)…………………………………… ………………9
3.8 求初拉力及帶輪軸上的壓力…………………… ………………10
3.9 帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計…………………………………… ……………10
4 斜齒輪設(shè)計…………………………………………………………11
4.1 選擇齒輪材料和精度等級………………………… ……………11
4.2 按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計………………………… ……………11
4.3 按齒面接觸疲勞強度設(shè)計………………………………………14
4.4 齒輪受力分析……………………………………………………18
5 凸輪設(shè)計……………………………………………………………19
5.1 計算力……………………………………………………………20
5.2 畫凸輪圖…………………………………………………………20
6 齒輪軸的設(shè)計與校核………………………………………………21
6.1 大齒輪軸的設(shè)計…………………………………………………21
6.2 小齒輪軸的設(shè)計…………………………………………………27
7 大齒輪軸普通鍵聯(lián)接的設(shè)計…………………………… ………32
7.1 軸與大齒輪的聯(lián)接鍵設(shè)計………………………………………32
7.2 聯(lián)軸器與軸聯(lián)接鍵的設(shè)計………………………………………32
7.3 凸輪與軸聯(lián)接鍵的設(shè)計…………………………………………33
8 擺桿的設(shè)計…………………………………………………………33
8.1 選擇擺桿材料……………………………………………………33
8.2 初定擺桿的尺寸…………………………………………………33
8.3 按彎扭合成校核擺桿的強度……………………………………34
參考文獻………………………………………………………………36
凸輪擺桿繞線機傳動部分設(shè)計
廖何飛
浙江工貿(mào)職業(yè)技術(shù)學院汽車與機電工程系，班級：機電0603班
摘要：繞線機廣泛應用于紡織、機械、電子等各個領(lǐng)域，可以說這幾個領(lǐng)域當中繞線機都有進行著有效的工作。繞線機發(fā)展到現(xiàn)在，已經(jīng)成為組織成批大量生產(chǎn)和機械化流水作業(yè)的基礎(chǔ)，是現(xiàn)代化生產(chǎn)的重要標志之一。在我國四個現(xiàn)代化的發(fā)展和各個工業(yè)部門機械化水平、勞動生產(chǎn)率的提高中，繞線機必將發(fā)揮更大的作用。本課題主要對繞線機的凸輪擺桿傳動部分進行設(shè)計，結(jié)構(gòu)分別有一臺電動機，一臺減速器，一對交錯軸斜齒輪，一套卷筒裝置和凸輪擺桿機構(gòu)組成。要求繞線設(shè)備運行平穩(wěn),, 安全可靠, 技術(shù)性能先進。
關(guān)鍵詞：繞線機； 傳動部分； 斜齒輪； 凸輪； 擺動
1． 選擇電動機
1.1 選擇傳動方案
傳動方案一：
電動機——齒輪傳動—— 一級蝸桿減速器——聯(lián)軸器——交錯軸斜齒輪傳動
傳動方案二：
電動機——帶輪傳動——二級圓柱齒輪減速器——聯(lián)軸器——交錯軸斜齒輪傳動
在這兩個方案相比之下，我選擇傳動方案二，因為帶輪傳動可以在功率過大時對機器期保護作用，圓柱齒輪減速器比蝸桿減速器傳遞效力高。
1.2選擇電動機功率
繞線機電動機所需的工作功率為
式中：——工作機所需工作功率，指工作機主動端的運動所需功率，KW；
——由電動機至工作機主動端運動的總功率。
工作機所需工作功率，應由機器工作阻力和運動參數(shù)（線速度或轉(zhuǎn)速、角速度）計算求得，不同的專業(yè)機械有不同的計算方法。在我設(shè)計的機械中，我要設(shè)計一個轉(zhuǎn)速n為100r/min，F(xiàn)為500N，滾筒直徑為120mm，按下式計算：
或
或
角速度公式 ：=
線速度公式：V=r
其中：F——工作機的工作阻力，N；
V——工作機卷筒的線速度，；
T——工作機的阻力矩，；
n——工作機卷筒的轉(zhuǎn)度，；
——工作機卷筒的角速度，；
==10.4667
V=r=10.46670.06=0.628
==0.314kw
再由式 可得到
==29.987
傳動裝置的總效率應為組成傳動裝置的各部分運動副效率之乘積，即
其中：分別為每一傳動副（齒輪、蝸桿、帶或鏈）、每對軸承、每個聯(lián)軸器及卷筒的效率。各傳動副的效率數(shù)值如下：
帶傳動的效率 0.98
聯(lián)軸器的傳動效率 0.99
一級減速器齒輪的傳動效率 0.99
交錯軸斜齒輪的傳動效率 0.97
滾動軸承（每對） 0.99
卷筒的效率 0.99
==0.886
=0.3544kw
1.3確定電動機轉(zhuǎn)速
為合理設(shè)計傳動裝置，根據(jù)工作機主動軸的轉(zhuǎn)速要求和各傳動副的合理傳動比范圍，可以推算出電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍，即
其中： ——電動機可選轉(zhuǎn)速范圍，；
——傳動裝置總傳動比的合理范；
——各級傳動副傳動比的合理范圍；
n——工作機的主動軸轉(zhuǎn)速，；
普通V帶的傳動比 =2～4
二級減速器的傳動比 =8～40
交錯軸斜齒輪的傳動比 =
由式
可以得到
根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由吳宗澤主編的機械設(shè)計師手冊下冊查出有多種適合的電動機型號,列舉一下這些相對比較合理的：
產(chǎn)品名稱
型號規(guī)格
單位
價格(元)（含稅）
三相異步電動機
Y801-2
臺
236
三相異步電動機
Y802-2
臺
253
三相異步電動機
Y90S-2
臺
293
三相異步電動機
Y90L-2
臺
339
在此選擇了Y801-2這個型號的電動機
型號
額定功率
KW
滿載時
起動電流
額定電流
起動轉(zhuǎn)矩
額定轉(zhuǎn)矩
最大轉(zhuǎn)矩
額定轉(zhuǎn)矩
轉(zhuǎn)速
電流（380V時）A
效率
%
功率因素
Y801-2
0.75
2830
1.81
75
0.84
2.2
7.0
2.2
2. 確定傳動裝置的總動比和分配傳動比
由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速和工作機主動軸轉(zhuǎn)速，可以得到傳動裝置總傳動比為
總傳動比為各級傳動比的乘積，即
（1） 總傳動比 ==28.3
（2） 分配傳動裝置傳動比 為使V帶傳動外輪廓尺寸不致過大，初步取=2.6（實際的傳動比要在設(shè)計V帶傳動時，由所選大、小帶輪的標準直徑之比計算），設(shè)計的交錯軸斜齒輪的傳動比定在i=3，則減速器的傳動比為：
=32.65
計算傳動轉(zhuǎn)置的運動和動力參數(shù)
為進行傳動件的設(shè)計計算，要推算出各軸的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩（或功率）。如將傳動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比；
，，…為相鄰兩軸間的傳動功率；
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（），
則可按電動機至工作機運動傳遞路線推算，得到各軸的運動和動力參數(shù)。
2.1 各軸轉(zhuǎn)速
式中：nm——電動機滿載轉(zhuǎn)速；
——電動機至一軸的傳動比。
以及 nⅡ==
nⅢ==
由公式計算
nⅠ=1088.46
nⅢ===33.34
nⅣ===100
2.2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、軸承、齒輪傳動和聯(lián)軸器的傳動效率。
根據(jù)公式計算出各軸的功率
PⅠ= =0.35440.98=0.347312KW
PⅡ= PⅠ=0.3473120.990.99=0.3404KW
PⅢ= PⅡ=0.34040.990.99=0.33363KW
PⅣ= PⅢ=0.333630.990.97=0.32038KW
2.3 各軸輸入轉(zhuǎn)矩
=
其中為電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩，按下式計算：
=
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（因為有軸承功率的損耗，傳動件功率損耗），
Ⅰ～Ⅳ軸輸入轉(zhuǎn)矩
Ⅰ軸
= = =2.60.98=3.05 Ⅱ軸
=TⅠ=3.0532.650.990.99=97.60
Ⅲ軸
TⅢ=TⅡ=97.600.990.99=95.66
卷筒軸輸入轉(zhuǎn)矩
TⅣ=TⅢ=95.660.990.97=30.62
3. V帶的設(shè)計
3.1 確定計算功率
計算功率是根據(jù)傳遞的額定功率（如電動機的額定功率），并考慮載荷性質(zhì)以及每天運轉(zhuǎn)時間的長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[1]表7-5可得，載荷變動小，空輕載起動，每天工作10～16個小時，所以取=1.1。
=1.10.75=0.825
3.2 選擇“V”帶的型號
根據(jù)計算功率和主動輪轉(zhuǎn)速，由文獻[1]圖7-8選擇“V”帶型號。
=0.825，=2830 ，選擇Z型
3.3 確定帶輪基準直徑、
帶輪直徑小可使傳動結(jié)構(gòu)緊湊，但另一方面彎曲應力大，設(shè)計時應取小帶輪的基準直徑，忽略彈性滑動的影響，=，、宜取標準值（查文獻[1]表7-6） 選取=71mm，且=71mm>=50mm。
大齒輪基準直徑為：
===184.6mm
按文獻[1]表7-6選取標準值=180mm，則實際傳動比、從動輪的實際轉(zhuǎn)速分別為
===2.535
=1116.37
3.4 驗算速度。
==10.52m/S
帶速在5～25m/S范圍內(nèi)。
3.5 確定帶的基準長度和實際中心距
按結(jié)構(gòu)設(shè)計要求初定中心距=1000mm。由式（7.18）得：
=[] mm
=2397.24mm
由文獻[1]表7-2選取基準長度=1800mm
由式（7.19）得實際中心距a為：
a=（1000+）mm701mm
中心距a的變動范圍為：
=（701-0.0151800）mm=674mm
=（701+0.031800）mm=755mm
3.6 校驗小帶輪包角。
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 ，查王少懷主編的機械設(shè)計師手冊中冊表9.2-18得，=0.50kw，=0.04kw。
由文獻[1]表7-2查得帶長度修正系數(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[1]表7-1查得z型普通“V”的每米長質(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
=126.575N
3.9 帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計。
(圖2)
已知 mm ，mm，根據(jù)文獻[1]表7-1設(shè)計圖2的尺寸。
基準寬度；槽頂寬b=10mm；基準線至槽頂高度=2mm，取ha=2.5；基準線至槽底深度=7.0，取=8；槽對稱線至端面距離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=189.6mm
4. 交錯軸斜齒輪傳動的設(shè)計
該機械屬于輕型機械，由電動機驅(qū)動，小齒輪的轉(zhuǎn)速=100，傳動比，載荷均勻，單向運轉(zhuǎn)，齒輪相對于軸承對稱布置，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。
選擇齒輪材料及精度等級。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）。選用齒輪精度等級為7級。
4.2 按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計。
4.2.1 轉(zhuǎn)矩T1
小齒輪轉(zhuǎn)矩T1=30.62
4.2.2 載荷系數(shù)k。
由文獻[1]表6-2的，k=1.1
4.2.3 齒數(shù)z和螺旋角。
因為硬齒面?zhèn)鲃?，?23，則==69。
初選螺旋角=45。。
當量齒數(shù)為： ==65.05
=195.16
4.2.4 齒形系數(shù)和應力修正系數(shù)。
根據(jù)由文獻[1]圖6-16得=2.25，=2.1；由文獻[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
==
==
==0.59965
4.2.6 螺旋角系數(shù)。
齒寬系數(shù)，因為齒輪相對于軸承是對稱分布，所以取1.1
===8.05>1，注：當計算時>1時，取=1,故計算時取=1。
===0.75；當>時，取=。
4.2.7 許用彎曲應力。
由文獻[1]圖6-6的=280，=270。
彎曲強度的最小安全系數(shù)。取=1.4。
彎曲疲勞強度計算的壽命系數(shù)。
==99840000
==299520000
由文獻[1]圖6-7可得，。
==400
==385.7
比較：==0.00995625，
==0.010181488
4.2.8 驗算。
=
=0.019<400
===0.0187<385.7
4.3 按齒面接觸疲勞強度設(shè)計。
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[1]表6-2得，k=1.1。
4.3.3 根據(jù)文獻[1]103頁公式求
=
式中 ——試驗齒輪的接觸疲勞極限，查文獻[1]圖6-8得：小齒輪的為630；大齒輪的為600；
——接觸強度的最小安全系數(shù)，一般傳動取=1.0~1.2，
所以取1.1；
——接觸疲勞強度計算的壽命系數(shù)，一般取查文獻[1]圖6-9，=1；
——工作硬化系數(shù)，大齒面的由文獻[1]圖6-10查得，=1，小齒輪的應略去。
大齒輪== 627.273
小齒輪==572.727
4.3.4 小齒輪直徑。
由文獻[1] 112頁公式求得
式中：——材料彈性系數(shù)（），根據(jù)文獻[1]表6--3查得，大齒輪的為189.8，小齒輪的為189.8；
—— 節(jié)點區(qū)域系數(shù)，= ，——端面壓力角，，——基圓螺旋角，由文獻[1]71頁公式 ，==
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[1]圖6--14查取;
——泊松比，根據(jù)文獻[1]107頁可知=0.3
—— 齒寬系數(shù)，由文獻[1]表6-4查得，因為是對稱分布，所以取1.1
51mm
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個毫米比較合理，所以小齒輪的齒寬取70mm；
4.3.5 根據(jù)文獻[1]112頁公式求。
=求得齒輪的接觸疲勞強度。
式中：——接觸應力（MPa）；
=
=
=7.767
<
4.3.6 驗算圓周速度。
==0.314m/S<0.628m/S
4.3.7 基本尺寸的確定。
4.3.7.1 確定中心距a 。
a==120mm
4.3.7.2 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
由標準取=2mm,則
=84.85
取 85
因為 ，
所以 =
==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 計算齒輪分度圓直徑 。
小齒輪
=59.29mm
大齒輪
=180.70mm
4.3.7.4 齒頂高的計算。
=2mm
4.3.7.5 齒根高的計算。
==2.5mm
4.3.7.6 全齒高的計算
=2+2.5=4.5mm
4.3.7.7 頂隙的計算
=2.5-2=0.5mm
4.3.7.8 齒頂圓直徑的計算。
=59.29+=63.29mm
=180.70+=184.70mm
4.3.7.9 齒根圓直徑的計算。
=59.29-=54.29mm
=180.70-=175.70mm
4.3.7.10 法向齒距的計算。
==6.28mm
4.3.7.11 端面齒距的計算
==8.89mm
4.3.7.12 標準中心距的計算
==119.995mm
4.4 齒輪受力分析
式中： ——法向力；
——徑向力；
——軸向力；
——周向力。
==1021N
==1021N
==526N
==1292N
5. 凸輪的設(shè)計
圖5-1所示為凸輪機構(gòu)在運動過程某位置的情況,壓力角，基園半徑r0=51mm，從強度要求考慮，滾子半徑，所以取rr =10mm。F=500N，凸輪的運動使擺桿做來回等速運動。
（圖5-1）
5.1 計算F11、F1、F2的力。
得
5.2 畫凸輪圖。
由圖5-2的擺桿運動規(guī)律圖畫出凸輪的輪廓線，如圖5-3所示。
（圖5-2）
（圖5-3）
6.齒輪軸的設(shè)計與校核
6.1 大齒輪軸的設(shè)計
6.1.1 選擇材料。
選擇的材料，確定許用應力。繞線機為一般機械，對體積、材料等無特殊要求，股選用45鋼并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。由表10—1查得強度極限=650 MPa，許用彎曲應力=60 MPa。
6.1.2 按扭轉(zhuǎn)強度估算軸徑。
根據(jù)表文獻[1]10—3的A=126~103。因載荷有輕微沖擊，取A=120，由文獻[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，兩邊各有一個鍵槽，應將計算直徑加大3%~5%，即為26.677~27.195mm。由此，安裝聯(lián)軸器那端取標準直徑d=30mm，由于安裝凸輪那端要考慮凸輪的的重量，所以取標準直徑d=35mm。
6.1.3 設(shè)計軸的結(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。
由繞線機簡圖可知，齒輪為對稱布置，齒輪從軸的左端裝入。齒輪的右端由軸肩來進行軸向固定，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；此時可初定軸承型號為單列角接觸軸承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 確定各軸段的長度。
齒輪輪轂寬度為65mm，為保證齒輪定位可靠，軸段（4）的長度應略短于齒輪輪轂長度，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；因為軸承相對于齒輪是對稱布置，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）的長度可根據(jù)聯(lián)軸器的長度，查閱文獻[3]有關(guān)手冊來取。
此外，在軸段（1）、（4）、（9）需分別加工出鍵槽，應使三鍵槽處于軸的同一圓柱母線上，鍵槽的長度比相應的輪轂寬度小約5～10mm，鍵槽的寬度按軸段直徑查文獻[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L
70
50
45
6. 1.3.4 選定軸的結(jié)構(gòu)細節(jié)，圓角、倒角等的尺寸，圖6-1中略。
6.1.4 按彎扭合成強度校核軸徑。
6.1.4.1 畫出軸的計算模型圖，如圖6-2（a）所示。
6.1.4.2 畫出軸的軸的受力簡圖，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
BC
CD
DE
橫截面
B右
C左
C右
D左
D右
E左
Fs(N)
-216
-216
-742
-742
615
615
M(N·mm)
0
-12204
-104451
-146374
-146374
0
6.1.3.4 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
BC
CD
DE
橫截面
B右
C左
C右
D左
D右
E左
Fs(N)
234
234
-787
-787
355
355
M(N·mm)
0
13221
13221
-31245
-31245
0
6.1.3.6 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
BC
CD
DE
橫截面
B右
C左
C右
D左
D右
E左
M(N·mm)
0
17993
105284
149672
149672
0
6.1.3.8 作轉(zhuǎn)矩圖，如圖5-2（h）所示。T=95660N·mm。
,凸輪最遠點離軸中心的距離為156.6mm，。
6.1.3.9 繪出當量彎矩圖，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[1]189頁得，考慮到起動和停止等因素，軸單向運轉(zhuǎn)，將此劃分為脈動循環(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(N·mm)
57396
57396
57396
60150
118946
159578
159578
55348
（圖6-2）
確定危險截面及校核強度。由如圖6-2可以看出，齒輪所在截面當量彎矩最大，且軸上還有鍵槽，故該截面可能為危險截面，應對此進行校核。
由于=60 MPa ,< ,故設(shè)計的軸強度足夠。
由于軸段（9）的截面積比較小，而該截面的當量彎矩比較大，且軸上還有鍵槽，故該截面可能為危險截面，應對此進行校核。
由于=60 MPa ,< ,故設(shè)計的軸強度足夠。
6.2 小齒輪軸的設(shè)計
6.2.1 材料的選擇。
選擇的材料，確定許用應力。繞線機為一般機械，對體積、材料等無特殊要求，股選用45鋼并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。由表10—1查得強度極限=650 MPa，許用彎曲應力=60 MPa。
6.2.2 按扭轉(zhuǎn)強度估算軸徑。
根據(jù)表文獻[1]10—3的A=126~103。因載荷有輕微沖擊，取A=120，由文獻[1]式（10.2）得：
==17.7mm
軸的最小直徑處要打一個四方形的孔，應將直徑加大。由此，取標準直徑d=35mm。
6.2.3 設(shè)計軸的結(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。
由繞線機簡圖可知，齒輪為對稱布置，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，此時可初定軸承型號為單列角接觸軸承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 確定各軸段的長度。
軸段（4）的長度為齒輪寬度70mm；考慮到大齒輪的寬度，為保證軸承安裝在箱體上，并考慮軸承的潤滑，取軸承端面距箱體內(nèi)壁的距離為2mm，取軸段（3）為69mm；因為軸承相對于齒輪是對稱布置，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，初定長度為46mm。
6.2.3.4 選定軸的結(jié)構(gòu)細節(jié)，圓角、倒角等的尺寸，圖1-2中略。
6.2.4 按彎扭合成強度校核軸徑。
6.2.4.1 畫出軸的計算模型圖，如圖6-2（a）所示。
6.2.4.2 畫出軸的軸的受力簡圖，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 N·mm
；已知銅的密度為8.7 g/cm3，繞線繞得的最大圓柱直徑為200mm，繞線繞得的圓柱長度為150mm，滾筒直徑為120mm，銅的重量，質(zhì)量G=mg，為了計算方便，取g=10，G=mg=，取FA=G=263N。
得
得
段
AB
BC
CD
橫截面
A右
B左
B右
C左
C右
D左
Fs(N)
-263
-263
-209
-209
317
317
M(N·mm)
0
-12098
-12098
-35402
-5134
0
6.2.4.4 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
BC
CD
橫截面
B右
C左
C右
D左
Fs(N)
-510
-510
511
511
M(N·mm)
0
-56865
-56865
0
6.2.4.6 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
AB
BC
CD
橫截面
A右
B左
B右
C左
C右
D左
M(N·mm)
0
12098
12098
66985
57096
0
6.2.4.8 作轉(zhuǎn)矩圖，如圖6-2（h）所示。
6.2.4.9 繪出當量彎矩圖，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[1]189頁得，考慮到起動和停止等因素，軸單向運轉(zhuǎn)，將此劃分為脈動循環(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(N·mm)
30000
32348
32348
73396
58268
11628
（圖6-2）
6.2.4.10 確定危險截面及校核強度。由如圖7-2可以看出，軸段（4）所在截面當量彎矩最大，故該截面可能為危險截面，應對此進行校核。
由于=60 MPa ,< ,故設(shè)計的軸強度足夠。
7. 大齒輪軸普通鍵聯(lián)接的設(shè)計
7.1 軸與大齒輪的聯(lián)接鍵設(shè)計。
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[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)鍵的長度系列取鍵長L=50mm。
7.1.2 校核鍵的強度。
鍵、軸、齒輪的材料均為鋼，由文獻[1]表10-6查得許用擠壓應力，無特殊情況取。鍵的工作長度
由文獻[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。
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[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度并根據(jù)鍵的長度系列取鍵長L=70mm。
7.2.2 校核鍵的強度。
鍵、軸、聯(lián)軸器的材料均為鋼，由文獻[1]表10-6查得許用擠壓應力，無特殊情況取。鍵的工作長度
由文獻[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。
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[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度并根據(jù)鍵的長度系列取鍵長L=36mm。
7.3.2 校核鍵的強度。
鍵、軸、凸輪的材料均為鋼，由文獻[1]表10-6查得許用擠壓應力，無特殊情況取。鍵的工作長度
由文獻[1]式（10.7）可得：
7.3.3 結(jié)論：該鍵選用合適。
8. 擺桿的設(shè)計與校核
8.1 選擇擺桿材料。
選擇的材料，確定許用應力。繞線機為一般機械，對體積、材料等無特殊要求，股選用45鋼并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。由表10—1查得強度極限=650 MPa，許用彎曲應力=60 MPa。
8.2初定擺桿的尺寸。
根據(jù)機器的運動要求，初定擺桿的尺寸如圖9-1所示。
（圖9-1）
8.3 按彎扭合成校核擺桿的強度。
8.3.1 畫出擺桿的計算受力簡圖，如圖9-2a所示。
已知，，T=。
8.3.2 作出擺桿的受力圖，如圖9-2b所示。
段
AB
BC
橫截面
A右
B左
B右
C左
Fs(N)
-210
-210
500
500
M(N·mm)
0
-40530
-40530
0
8.3.3 作轉(zhuǎn)矩圖，如圖9-2c所示。
8.3.4 作出當量彎矩圖，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[1]189頁得，考慮到起動和停止等因素，軸單向運轉(zhuǎn)，將此劃分為脈動循環(huán)轉(zhuǎn)矩，取0.6。
段
AB
BC
橫截面
A右
B左
B右
C左
M(N·mm)
21300
45786
45786
21300
（圖9-2）
8.3.5 確定危險截面及校核強度。
由如圖1-2可以看出，b所在截面當量彎矩最大，故該截面可能為危險截面，應對此進行校核。
由于=60 MPa ,< ,故設(shè)計的軸強度足夠。
結(jié)束語
通過這次畢業(yè)設(shè)計，我成長了許多，從剛開始的無從下手，非常的迷茫，經(jīng)過老師耐心的指導，到圖書館借了許多的資料和手冊查看，才有了一點點眉目，慢慢的摸索，一次次的跟老師交流，終于我把設(shè)計給完成了。通過畢業(yè)設(shè)計，我把以前在課堂所學的課程都進行了一次總的復習，同時也發(fā)現(xiàn)自己以前所學的東西都忘了很多，很多老師講過的都忘了，也學會了要多查手冊，要按照標準來設(shè)計，不能夠自己亂來，而且在設(shè)計的時候要聯(lián)系實際，要知道你自己設(shè)計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)計的時候要有耐心。
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