機械設計畢業(yè)論文繞線機的設計與開發(fā)

1、<p><b>　　本科畢業(yè)論文</b></p><p><b>　?。?0 屆）</b></p><p><b>　　繞線機的設計與開發(fā)</b></p><p>　　所在學院 </p><p>　　專業(yè)班級

2、 機械設計制造及自動化 </p><p>　　學生姓名 學號 </p><p>　　指導教師 職稱 </p><p>　　完成日期 年 月 </p><p><b>　　摘要</b

3、></p><p>　　目前，發(fā)達的國家所生產的繞線機已基本上實現了自動化和智能化，其中日本、美國、意大利、德國所生產的繞線機最為突出，他們的繞線機主軸轉速已經到達40000r/min;高速繞線機例如日本的日特公司所生產的132AR多工位的自動繞線機，最高轉速可達20000r/min，繞制精度和可靠性都處在世界領先水平。中國自改革開放以來，繞線機的產業(yè)蓬勃發(fā)展，在國際上也是取得了一定的地位，繞線機行業(yè)會隨著

4、經濟的發(fā)展，人類的需要，不斷的繼續(xù)發(fā)展壯大。</p><p>　　而本課題研究設計一種能實現配合注塑機出線的繞線機。該系統(tǒng)主要由電機架、電機、電器、卷繞成型、線圈架、等部分組成，完成對管筒的切斷與接入?？衫貌竭M電機變細分驅動排線機構、主軸電機調速驅動繞頭，以單片機作為控制微機開發(fā)的自動繞線機 [4]。繞線機通過組合傳動將塑料線條纏繞在卷筒上，纏繞后的線不僅不滑落、不松動，而且在塑料線條脫離卷筒時阻力小， 容易脫

5、離卷筒，便于操作。塑料線在纏繞線軸過程中有三種運動形式: 一是線在卷筒上的圓周運動;二是線在卷筒上的往復擺動; 三是線在卷筒上每繞一周，向前平移一個線寬度。通過這三種運動的相互配合， 線就一層壓著一層， 使得最終纏繞后的塑料線不易滑落和松動。使用線時， 線則是一層一層脫離卷筒， 達到了減小阻力的目的。本文設計的主軸轉動機構采用三相異步電動機作為驅動源，電機帶動主軸轉動有通過同步帶帶動（軟聯接方式）和通過聯軸器與軸直聯（直聯式）兩種方式。

6、本設計采用聯軸器與軸直聯連結方式，即硬聯接方式。排線機構和繞線機構與其他的繞線機大同小異，但是繞線機的自動剪切和接入采用了剪壓線機構。</p><p>　　關鍵詞：繞線機；排線運動；主軸轉動；三相異步電動機；線圈；</p><p>　　THE DESIGN AND DEVELOPMENT OF WINDING MACHINE </p><p><b>　　

7、ABSTRACT</b></p><p>　　At present, the winding equipment producted in the developed countries has mainly reached the aim that it has become automated ,intelligent , especially the winding equipments mad

8、e in Japan , Italy , the United States and Germany , the rotating speed of the winding machine spindle has reached 4000r/min ; The typical high-speed winding machine such as the 132AR several working position automatic w

9、inding machine made in Date Machine Company of Japan , has a maximum speed of 20000r/min , its windin</p><p>　　. Winding Machine are specially for winding variety of coils , the coils are used in a wide fiel

10、ds , such as in civilian (toys , cell phone , TV and so on ), more in industry (on a variety of machine tools ), and up more in military , medical , therefore they are essential machines .Among the variety of using wingd

11、ing machines, there the first is Hand-Wound , and also mechanical automatic winding and mechatronicas control forms’ ones. Especially from recent years , as the manufacturing standards</p><p>　　In this paper

12、 , the designed SKR-3DL Winding Machine , is a fully automated product ,the scope of its winding diameter is 0.02-0.35 mm .Because of the urgent time and limited effort , I only designed the mechanical parts of it , incl

13、uding the spindle rotation and cable sports . Spindle rotation , that is , the coil skeleton rotates with the spindle , in order to make the enameled wire cruised on the skeleton ;Cable sports , the enameled wire operate

14、s axially along the skeleton in the way of cont</p><p>　　In this paper , the designed spindle rotation adopt the three-phase asynchronous as the motor driver . There are two ways to make the machine motored

15、the spindle to rotate , including timing belt motoring (soft-link approach) and direct-coupling with the axis through the coupling (direct-coupled) . Use the arc timing belt as the links , that is the soft-link approach

16、. In order to make the linkage of the three working position , it uses timing belt as the links of the three axis too . When windi</p><p>　　KEY WORDS：winding machine ; cable sports ; spindle rotation ; three

17、-phase asynchronous motor ; coil ;</p><p><b>　　目 錄</b></p><p><b>　　前言I</b></p><p>　　第一章 繞線機的總體布局設計1</p><p>　　1.1繞線機的基本構造1</p><

18、p>　　1.2繞線機的工作原理1</p><p>　　第二章 排線機構的設計2</p><p>　　2.1排線機構的選擇2</p><p>　　2.2張力器的選擇3</p><p>　　2.3電動機與聯軸器的選擇4</p><p>　　2.4 滾珠絲杠副的選擇5</p><p>

19、;　　2.4.1計算導程5</p><p>　　2.4.2確定當量轉速與當量載荷6</p><p>　　2.4.3預期額定動載荷6</p><p>　　2.4.4確定允許的最小螺紋底徑7</p><p>　　2.4.5確定滾珠絲杠副的規(guī)格代號8</p><p>　　第三章 繞線部分的設計9</p>

20、;<p>　　3.1 齒輪的設計計算10</p><p>　　3.2軸的設計計算22</p><p>　　3.2.1軸的結構設計和軸的材料選擇22</p><p>　　3.2.2Ⅰ軸的設計22</p><p>　　3.2.3Ⅱ軸的設計計算25</p><p>　　3.2.4Ⅲ軸的設計計算28&

21、lt;/p><p>　　3.2.5 Ⅳ，Ⅴ，VII，VIII軸的設計計算29</p><p>　　3.2.6 Ⅵ軸的設計計算30</p><p>　　3.2.7 Ⅸ，Ⅹ軸的設計計算及電機的選擇30</p><p>　　第四章 鍵的設計校核33</p><p>　　4.1Ⅰ軸上的兩個平鍵33</p>

22、<p>　　4.2.Ⅱ軸上的一個平鍵。33</p><p>　　第五章軸承的密封與潤滑及保養(yǎng)34</p><p>　　5.1軸承的密封與潤滑34</p><p>　　5.2機器的保養(yǎng)及注意事項34</p><p><b>　　結論35</b></p><p><b>

23、　　【參考文獻】37</b></p><p><b>　　前言</b></p><p>　　我國是繞線機的生產大國也是需求大國，然而在關鍵技術上我國卻始終無法與國外的廠家相競爭。即使經歷了08、09年的經濟衰退，繞線機產業(yè)在2010年得到了快速發(fā)展，各繞線機廠家的定單量大幅提升，原本已經半倒閉的中小型繞線機企業(yè)又重新回到了繞線機制造的大軍中，但是目前國內

24、繞線機產業(yè)的前景仍非常的嚴峻，主要來自于國外進口品牌的壓力及國內低端機型市場的萎縮，今年繞線機產業(yè)的技術發(fā)展出現了新的格局，多方的努力拉近了國產繞線機與進口繞線機的技術差距。但是關鍵技術還需要我國技術人員的努力，依靠自己的力量，解決關鍵部位技術難題。</p><p>　　全自動繞線機是近幾年才發(fā)展起來的新機種，為了適應高效率、高產量的要求，全自動機種一般都采用多頭聯動設計，國內的生產廠家大多都是參照了臺灣等地的進

25、口機型的設計，采用可編程控制器作為設備的控制核心，配合機械手、氣動控制元件和執(zhí)行附件來完成自動排線、自動纏腳、自動剪線、自動裝卸骨架等功能，這種機型的生產效率極高，大大的降低了對人工的依賴，一個操作員工可以同時照看幾臺這樣的設備，生產品質比較穩(wěn)定，非常適合產量要求高的加工場合。但是，這種機型由于集成了數控、氣動、光控許多的新技術，所以價格小則幾萬元高則十幾萬元，價格也使得許多的用戶望而嘆步，另外由于功能要求決定了該設備的零部件采用了大量

26、非標準件和定制件，所以一旦出現故障相對的維修過程將會很復雜，周期也會比較長。這次我所設計的繞線機在成本上可以減少很多，機器結構也比較簡單。由于時間緊迫，以及能力的局限，不足之處請多加指導。</p><p>　　第一章 繞線機的總體布局設計</p><p>　　隨著社會科技的發(fā)展，繞線機也快速的發(fā)展，本文所設計的繞線機為線頭自動剪切和自動接入的繞線機，其中可以有六根工作軸，整個工作過程中，電

27、機無需停機。此次設計的繞線機是采用立式結構。</p><p>　　1.1繞線機的基本構造</p><p>　　基本構造主要是兩個方面：排線進給機構和繞線機構。排線進給機構主要是由步進電機，絲杠，導向桿，導向板等組成。繞線機構主要是由主軸電機，主軸，齒輪傳動等機構組成。兩個機構協(xié)同工作，完成排線繞線工作。</p><p>　　1.2繞線機的工作原理</p>

28、<p>　　繞線機是以馬達帶動換向中間輪再帶動在轉軸上的小輪，手轉大輪一圈軸可多轉幾圈，帶計數器的軸上固定線框，當軸轉動時經過圈數感應器顯示圈數，這樣就知道繞線的圈數，如果繞大線圈可把手柄套在轉軸上手柄轉一圈繞一圈可省力。自動繞線機，當達到設定圈數會自動停機。老式計數器利用蝸輪蝸桿原理，軸上蝸桿轉一圈，蝸輪走一牙，一百牙的蝸輪上也有蝸桿再帶動另一個一百牙蝸輪，這樣可以計數到一萬圈。新式的是用的數控的。本設計中采用新式數控計

29、數器。</p><p>　　如圖1.1所示，主軸電機轉動帶動繞線機構中的主軸轉動，經過齒輪傳動，帶動另外一根主軸轉動，將所需繞制的塑料線圈骨架套在按所需的線段的長度將線先繞于梭子上，轉動梭子和骨架就可以把線繞于骨架上。線圈骨架繞主軸轉動，排線機構帶著塑料線條按特定速度沿絲杠軸向往復運動，塑料線條將沿著線圈骨架進行規(guī)則纏繞。順序排線利用繞線主軸與排線軸的同步運動技術，使每繞一圈，排線機構步進一個線徑的距離，每匝線都

30、能緊密排繞。</p><p>　　圖1.1繞線機原理圖</p><p>　　第二章 排線機構的設計</p><p>　　2.1排線機構的選擇</p><p>　　排線機構設計從整體方案看，有兩種傳動形式：第一種形式為直聯式，即步進電動機與滾珠絲杠經剛性聯軸器直接連接起來；第二種方式為軟聯接方式，即步進電機輸出軸經過齒型帶與滾珠絲杠相連接。軟聯

31、接可消除部分步進電機低速顫振繞線精度產生的影響，所以，多頭的大型繞線機的排線機構與步進電機的聯接多采用這種方法。而小型繞線機由于其尺寸小原因，要求的生產成本低，大多采用第一種方式的直聯式的傳動形式。</p><p>　　排線機構設計主要是為了解決滾珠絲杠支承與導絲杠導向兩個問題，在設計上，根據不同的設計要求選擇不同支承形式，有的設計針對絲杠采用游動式的支承，即絲杠兩端不加支承。把電機固定在箱體上，電機軸和絲杠軸采

32、用剛性聯軸器連接，同時導絲杠經套筒和螺母相連，螺母防轉與導向可以由在箱體上的長條槽孔或者細軸來完成。由于絲杠伸用端無支承，螺母和絲杠之間的傳動間隙可能會造成導絲杠的擺動，例如，采用細長軸作為螺母的導向件，這樣可以降低導絲杠的擺動，滿足使用要求，而采用這種支承方法，電機的軸向竄動會對導絲杠的運動平穩(wěn)性產生影響，尤其是電機換向，其軸向竄動會使所纏線圈的表面的平整性降低，對排線層面要求平整的線圈，這種滾動絲杠支承方法滿足不了要求。為了滿足排線

33、層面平整的要求，可對滾動絲杠軸的支承采用圖2.1所示的方法。電機固定在箱體上，絲杠軸采用球軸承支承，并在軸端加壓緊片調整軸承的間隙，螺母與連接片固接，連接片經導套與導向桿連接，導向桿固定安裝在箱體板上，導絲杠和連接片連接，并固定于連接片上。電機和絲杠軸剛性聯軸器連接，由電機轉動直接帶動絲杠轉動，使螺母沿軸向移動，帶動導絲杠運動，實現排線要求。設計中所使用的導向桿</p><p>　　排線桿原點信號由擋光片觸發(fā)是步

34、進電動機排線的坐標原點 ，每繞完一個線圈 ，都要回到原點對零 ，以消除由于步進電動機丟步或絲杠反向間隙造成的積累誤差。主軸原點信號用于主軸的正確定位 ，保證每次都從某一位置開始繞線或每次都能停在某一固定位置 ，也由擋光片來觸發(fā)。主軸計數傳感器主要是用來對線圈匝數進行計數 ，分辨率為1 圈。步進減速機通過絲杠導軌帶動塑料線條移動一個線徑的距離；排滿一層后，繞線線圈每旋轉 1 周，排線架和塑料線條就移動一個線徑的距離，繞完一圈后，排線架和塑

35、料線條就返回繞制。從而實現第 2層精密排線 如此循環(huán)，也能實現多層排線。</p><p>　　1步進減速機2套筒聯軸器3滾珠絲杠4滾珠螺母5導向桿6導向板 7排線板</p><p><b>　　圖2.1排線機構</b></p><p><b>　　2.2張力器的選擇</b></p><p>　　目前

36、張力控制器的劃分以性能的優(yōu)勢從高到低排列大致可分為伺服式張力器、電子式張力器、磁力、磁性張力器、機械式張力器。</p><p><b>　　1、伺服張力器</b></p><p>　　工作原理是通過張力臂的角位移傳感器將角度轉換為電脈沖信號驅動伺服電機自動運行，張力切換響應迅速，輸出張力穩(wěn)定，幾乎無波動，適應于高精端產品的制造生產。優(yōu)點是由傳統(tǒng)的被動送線方式改變成主動

37、送線方式，張力特別穩(wěn)定，最小張力可達1g，并自帶張力穩(wěn)定系統(tǒng)，能自動實現張力穩(wěn)定平衡。缺點是受馬達特性影響，建議在6m/s線速度以下使用。</p><p><b>　　2、電子式張力器</b></p><p>　　特點是核心張力產生部件采用電磁磁滯制動器或性能稍差的磁粉型制動器，通過低壓電流調節(jié)，張力穩(wěn)定，LED顯示。（磁滯制動器由轉子和定子磁極兩大部分組成。轉子由特

38、殊的磁滯材料制成，定子磁極中有一定的間隙，轉子在間隙中轉動。當線圈通電時，間隙中產生磁場，使轉子產生磁滯效應。當磁滯轉子在外力作用下克服磁滯力轉動時，產生額定的扭矩。扭矩僅與激磁電流大小有關，與轉速無關，實現非接觸的扭矩傳輸。）</p><p><b>　　3、磁力張力器</b></p><p>　　特點是磁力張力器是通過磁轉矩產生阻尼，無機械摩擦，因此能長期產生穩(wěn)定

39、張力，且精度能得到有效保證，適合精度要求一般的產品使用，價格較低廉！經濟型。工作原理是利用非接觸式磁轉矩提供扭矩。優(yōu)點是磁力張力器是通過磁轉矩產生阻尼，無機械摩擦，因此能長期產生穩(wěn)定張力，且精度能得到有效保證。MTA類還能提供兩段張力，滿足繞線時纏腳需要。 缺點是由于張力器本身結構限制，在繞線設定張力時只能從小張力調向大張力，如果要把大張力調成小張力，則必須在停車狀態(tài)下調小后再在繞線狀態(tài)下調向所需張力。</p><p

40、><b>　　4、機械式張力器</b></p><p>　　特點：通過機械摩擦產生阻力，構造簡單，價格低廉，但不適用于細微線徑及品質要求較高的產品使用，一般適用于2mm以上的粗線徑使用。工作原理是利用接觸式機械摩擦提供扭矩。優(yōu)點是張力覆蓋范圍寬廣，能滿足2mm以下粗線的卷繞。缺點是由于存在接觸式機械摩擦，所以張力持久穩(wěn)定性不夠好，壽命極短，每天要校正。</p><p

41、>　?。簣D2.2張力器結構示意圖</p><p>　　綜上考慮選擇電子張力器，如圖2.2所示。</p><p>　　特點：1、ET電子張力器通過勵磁電流控制內部磁滯扭矩，進行張力控制，控制精度高，可獲得穩(wěn)定的張力，預先速度無關；2、可實現張力閉環(huán)控制，自動控制精度大±2%；3、具備多種張力設置功能，可隨輸入信號的切換使輸出張力迅速改變，達到智能控制；4、張力值通過LED動態(tài)

42、顯示。</p><p>　　2.3電動機與聯軸器的選擇</p><p>　　考慮到繞線機工作所需的功率不大，故選擇額定功率較小的電動機，同時考慮尺寸大小和價格因素，選擇產品型號為PG90，最大輸出轉矩為80N.m，軸徑大小10~28mm，同步轉速375r/min額定功率為1kw的步進減速機。</p><p><b>　　電動機輸出的轉矩：</b>

43、;</p><p><b>　?。?-1）</b></p><p>　　選擇聯軸器要考慮以下幾點：</p><p>　　1）所需傳遞的轉矩大小和性質以及對緩沖減振功能的要求。</p><p>　　2）聯軸器的工作轉速高低和引起的離心力大小。</p><p>　　3) 兩軸相對唯一的大小和方向。&l

44、t;/p><p>　　4）聯軸器的可靠性和工作環(huán)境。</p><p>　　5）聯軸器的制造、安裝、維護、和成本。</p><p>　　綜上幾點，選擇平鍵套筒聯軸器，它不僅拆裝方便、維護簡單、成本低，具有良好的綜合性能，適用中小功率傳動。</p><p>　　聯軸器的轉矩計算： </p><p><b>　?。?-

45、2）</b></p><p>　　考慮到轉矩變化很小，故選，則：</p><p>　　=1.325.64=33.33N.M</p><p>　　按照計算轉矩應小于聯軸器公稱轉矩，最大轉速小于額度轉速的條件， </p><p>　　查機械設計手冊選擇平鍵套筒聯軸器，軸直徑d(H7)= 18mm，許用轉矩/(N·m)為32，

46、D0=32mm，L=55mm，ｌ=12mm，C=0.5mm，C1=0.5mm，平鍵GB/T1096-2003綜上幾點，選擇平鍵套筒聯軸器，它不僅拆裝方便、維護簡單、成本低，具有良好的綜合性能，適用中小功率傳動。為總的傳動效率，、分別為軸承，聯軸器的傳動效率其值分別為0.98，0.99。</p><p><b>　　(2-3)</b></p><p><b>

47、　　絲杠軸的轉矩：</b></p><p><b>　　（2-4）</b></p><p>　　滾珠絲杠軸的輸入功率:</p><p><b>　?。?-5）</b></p><p><b>　　軸的強度計算：</b></p><p><

48、;b>　?。?-6）</b></p><p>　　滾珠絲杠副軸的材料選擇45鋼，G=80GPa，取，得：</p><p><b>　　(2-7)</b></p><p>　　其次由剛度條件計算得：</p><p><b>　?。?-8）</b></p><p&g

49、t;　　根據以上計算軸端直徑為18mm與聯軸器的孔徑符合。</p><p>　　2.4 滾珠絲杠副的選擇</p><p><b>　　2.4.1計算導程</b></p><p>　　絲杠導程的選擇一般根據設計目標快速進給的最高速度為，伺服電機的最高轉速及電機與絲杠的傳動比i來確定，基本絲杠導程應滿足下式為</p><p>

50、;<b>　?。?-9）</b></p><p>　　式中： ：滾珠絲杠副的導程mm，</p><p>　?。簼L珠絲杠副最大移動速度m/s，</p><p>　?。弘姍C最高轉速r/min，</p><p><b>　　i：傳動比。</b></p><p>　　因電機與絲杠直聯

51、，i=1，，</p><p>　　代入公式得， 選取標準值取。</p><p>　　2.4.2確定當量轉速與當量載荷</p><p>　　因絲杠在工作過程中只做快速進給故當量轉速。滾動軸承同時承受徑向和軸向聯合載荷，為了計算軸承壽命必須在相同條件下比較，計算時，必須把實際載荷轉換為與確定基本額定動載荷的載荷條件相同的當量動載荷，用P表示：</p>&l

52、t;p>　　=720 （2-10）</p><p>　　式中：最大軸向載荷;</p><p><b>　　最小軸向載荷。</b></p><p>　　2.4.3預期額定動載荷</p><p>　　（1） 按預期工作時間估算，軸承的基本額定壽命恰好為一百萬轉時，軸承所能承受的載荷值，稱為軸承

53、的基本額定動載荷，用表示：</p><p><b>　?。?-11）</b></p><p>　　式中：——預期額定動載荷 N。</p><p>　　按表9查得：輕微沖擊取 fw=1.3。</p><p>　　按表7查得：1～3取。</p><p>　　按表8查得：可靠性97%取fc=0.44。&

54、lt;/p><p>　　已知：Lh=20000小時，代入得。</p><p>　?。?）擬采用預緊滾珠絲杠副，按最大負載Fmax計算：</p><p><b>　?。?-12）</b></p><p>　　按表10查得：中預載取 Fe=4.5。</p><p><b>　　代入得</b

55、></p><p>　　取以上兩種結果的最大值：</p><p>　　2.4.4確定允許的最小螺紋底徑</p><p>　?。?） 估算絲杠允許的最大軸向變形量</p><p>　?、佟埽?/3～1/4）重復定位精度，</p><p>　?、凇埽?/4～1/5）定位精度，</p><p>

56、　　: 最大軸向變形量µm。</p><p>　　已知：重復定位精度10µm， 定位精度25µm</p><p><b>　?、?3；</b></p><p><b>　?、?6；</b></p><p>　　取兩種結果的小值 ： =3µm</p>

57、<p>　　(2）估算最小螺紋底徑</p><p>　　絲杠要求預拉伸，取兩端固定的支承形式</p><p><b>　?。?-13）</b></p><p>　　式中：——最小螺紋底徑mm。</p><p><b>　　靜摩擦力</b></p><p><

58、;b>　?。?-14）</b></p><p>　　已知：行程為100mm，，，，，代入公式得：</p><p>　　2.4.5確定滾珠絲杠副的規(guī)格代號</p><p>　?。?）選內循環(huán)浮動式法蘭，直筒雙螺母型墊片預形式。</p><p>　　（2） 由計算出的在樣本中取相應規(guī)格的滾珠絲杠副規(guī)格代號: 2008</p

59、><p>　　公稱直徑d0=20，公稱導程Ph0=8。</p><p>　　第三章 繞線部分的設計</p><p>　　圖3.1繞線部分示意圖</p><p>　　選擇電機型號ACH-1180DC，額定功率1800W，額定轉速3000r/min，額定轉矩6N.m最大轉矩18N.m額定線電流6A，額定線電壓220V.</p><

60、p><b>　　電動機輸出的轉矩：</b></p><p>　　T= （3-1）</p><p>　　軸Ⅰ的轉速為電動機的轉速，即。計算軸Ⅱ，為軸Ⅰ總的傳動效率，，分別為軸承，聯軸器的傳動效率。對應的值分別為0.98， 0.99，。0.97</p><p><b>　　軸

61、Ⅰ的輸入功率：</b></p><p><b>　?。?-2）</b></p><p><b>　　輸入轉矩：</b></p><p><b>　?。?-3）</b></p><p><b>　　軸Ⅰ的輸出功率：</b></p>

62、<p><b>　　輸出轉矩：</b></p><p>　　軸Ⅱ的輸入功率：為軸Ⅱ總的傳動效率，，分別為軸承齒輪的傳動效率，對應值為0.98，0.97（輪精度為7級。</p><p><b>　　輸出功率：</b></p><p><b>　　輸入轉矩： </b></p>&l

63、t;p><b>　　輸出轉矩：</b></p><p><b>　　軸Ⅲ的輸入功率：</b></p><p><b>　　輸出功率：</b></p><p><b>　　輸入轉矩：</b></p><p><b>　　輸出轉矩：</b

64、></p><p>　　軸Ⅳ、Ⅴ、Ⅵ、Ⅶ、Ⅷ、Ⅸ的輸入轉矩與功率都相同。</p><p><b>　　輸入功率：</b></p><p><b>　　輸入轉矩：</b></p><p>　　3.1 齒輪的設計計算</p><p>　　選擇圓柱直齒齒輪，取傳動比i=5，軸

65、Ⅰ的轉速軸Ⅱ的轉速高速級齒輪傳動的設計計算。</p><p>　?。保x定齒輪類型，精度等級，材料及齒數</p><p>　　1）按照繞線機構的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。</p><p>　　2）繞線機為一般工作機器，故選用7級精度。</p><p>　　3）材料的選擇：查機械手冊表選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度280HBS，大

66、齒輪材料為45鋼（調質）硬度為240HBS。二者材料硬度差40HBS。</p><p>　　4）選小齒輪齒數，大齒輪數。</p><p>　　2.按齒面接觸強度設計。由設計計算公式（10-9）進行計算，即</p><p><b>　?。?-4）</b></p><p>　?。?）確定公式內的各計算數值</p>

67、<p><b>　　1）選擇載荷系數。</b></p><p>　　2) 計算小齒輪傳遞轉矩：</p><p>　　3）由表10-7選取齒寬系數</p><p>　　4）查表10-6查得材料的彈性影響系數</p><p>　　5)由圖10-30選取區(qū)域系數Z=2.433</p><p&g

68、t;　　6）由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸強度極限。</p><p>　　7）由式10-13計算應力循環(huán)次數</p><p><b>　?。?-5）</b></p><p><b>　?。?-6）</b></p><p>　　8)由圖10-19取接觸疲勞壽命系數

69、K=0.95，K=0.96</p><p>　　9)計算接觸疲勞許用應力</p><p>　　取失效概率為1%，安全系數S=1，由式（10-12）得</p><p>　　[]= （3-7）</p><p><b>　?。?-8） </b></p><p><

70、;b>　　許用接觸應力:</b></p><p><b>　　（3-9）</b></p><p><b>　　3.計算</b></p><p>　　1)計算小齒輪分度圓直徑d，代入[]中較小的值</p><p><b>　　（3-10）</b></p&g

71、t;<p><b>　　2）計算圓周速度v</b></p><p><b>　　（3-11）</b></p><p><b>　　3）計算齒寬b</b></p><p><b>　?。?-12）</b></p><p>　　4）計算齒寬與齒高

72、之比</p><p><b>　　模數：</b></p><p><b>　?。?-13）</b></p><p><b>　　齒高：</b></p><p><b>　　（3-14）</b></p><p><b>　　

73、（3-15）</b></p><p><b>　　5）計算載荷系數</b></p><p>　　根據v=3.86m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數K=1.04，直齒輪K=K=1;由表10-2查得使用系數K;由表10-4查得7級精度小齒輪相對支承非對稱布置時，K=1.423</p><p>　　由，K=1.423，查圖10-1

74、3得K=1.35故載荷系數</p><p>　　6)按實際的載荷系數校正所算的分度圓直徑，由式10-10a得</p><p><b>　?。?-16）</b></p><p><b>　　7）計算模數m</b></p><p><b>　?。?-17）</b></p>

75、;<p>　　4.按齒根彎曲強度設計</p><p>　　由式10-5的彎曲強度的設計公式為</p><p><b>　?。?-18）</b></p><p>　　1）由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲強度極限</p><p>　　2）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數，</p&

76、gt;<p>　　3）計算彎曲疲勞許用應力：</p><p>　　取彎曲疲勞安全系數S=1.4，由式10-12得</p><p><b>　　（3-19）</b></p><p><b>　?。?-20）</b></p><p><b>　　4）計算載荷系數</b>

77、;</p><p><b>　　5）查取齒形系數</b></p><p>　　由表10-5查得 ;</p><p>　　6）查取應力校正系數</p><p>　　由表10-5查得 ;</p><p><b>　　7)計算大小齒輪的</b></p><p&

78、gt;<b>　?。?-21）</b></p><p><b>　　（3-22）</b></p><p><b>　　大齒輪的數值大。</b></p><p><b>　　設計計算</b></p><p><b>　　（3-23）</b&g

79、t;</p><p>　　對比計算結果，取標準值m=1.5mm接觸強度算的的分度圓直徑算出小齒輪齒數：</p><p><b>　　（3-24）</b></p><p>　　大齒輪齒數Z=195=95</p><p>　　設計所得齒輪傳動既滿足齒面接觸疲勞強度又滿足了齒根彎曲疲勞強度。</p><p&

80、gt;<b>　　5. 幾何計算</b></p><p>　?。?） 計算中心距：</p><p><b>　　（3-25）</b></p><p><b>　　取中心距為86mm</b></p><p>　　3）計算大小齒輪的分度圓直徑</p><p>

81、;<b>　?。?-26）</b></p><p><b>　?。?-27） </b></p><p><b>　　4）計算齒輪寬度</b></p><p><b>　?。?-28）</b></p><p>　　取B=28.5mm，</p>

82、<p>　　選擇圓柱直齒齒輪，取傳動比i=4，軸Ⅱ的轉速軸Ⅲ的轉速低速級齒輪傳動的設計計算</p><p>　　１．選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數</p><p>　　1）按照繞線機構的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。</p><p>　　2）繞線機為一般工作機器，故選用7級精度。</p><p>　　3）材料的選擇： 查機械手

83、冊表選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質）硬度為240HBS。二者材料硬度差40HBS。</p><p>　　4）選小齒輪齒數17，大齒輪數</p><p>　　2.按齒面接觸強度設計。由設計計算公式（10-9）進行計算，即</p><p>　　（1）確定公式內的各計算數值</p><p><b&

84、gt;　　1）選擇載荷系數。</b></p><p>　　2) 計算小齒輪傳遞轉矩：</p><p>　　3）由表10-7選取齒寬系數。</p><p>　　4）查表10-6查得材料的彈性影響系數。</p><p>　　5)由圖10-30選取區(qū)域系數Z=2.433。</p><p>　　6）由圖10-21d

85、按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸強度極限。</p><p>　　7）由式10-13計算應力循環(huán)次數</p><p><b>　?。?-29）</b></p><p><b>　　(3-30)</b></p><p>　　8)由圖10-19取接觸疲勞壽命系數K=0.95，K=0.9

86、6。</p><p>　　9)計算接觸疲勞許用應力</p><p>　　取失效概率為1%，安全系數S=1，由式（10-12）得</p><p>　　[]= （3-31）</p><p><b>　?。?-32） </b></p><p><b>　　許用

87、接觸應力</b></p><p><b>　?。?-33）</b></p><p><b>　　3.計算</b></p><p>　?。?）計算小齒輪分度圓直徑d，代入[]中較小的值</p><p><b>　　（3-34）</b></p><p

88、><b>　　2）計算圓周速度v</b></p><p><b>　　（3-35）</b></p><p><b>　　3）計算齒寬b</b></p><p><b>　?。?-36）</b></p><p>　　4）計算齒寬與齒高之比</p&

89、gt;<p><b>　　模數:</b></p><p><b>　?。?-37）</b></p><p><b>　　齒高：</b></p><p><b>　?。?-38）</b></p><p><b>　　(3-39)<

90、;/b></p><p><b>　　5）計算載荷系數</b></p><p>　　根據v=1.55m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數K=1.04，直齒輪K=K=1;由表10-2查得使用系數K;由表10-4查得7級精度小齒輪相對支承非對稱布置時，K=1.423</p><p>　　由，K=1.423,查圖10-13得K=1.35故

91、載荷系數</p><p>　　6)按實際的載荷系數校正所算的分度圓直徑，由式10-10a得</p><p><b>　?。?-40）</b></p><p><b>　　7）計算模數m</b></p><p><b>　　（3-41）</b></p><p&

92、gt;　　4.按齒根彎曲強度設計</p><p>　　由式10-5的彎曲強度的設計公式為</p><p><b>　　（3-42）</b></p><p>　　1)由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限大齒輪的彎曲強度極限</p><p>　　2)由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數，</p><p

93、>　　3)計算彎曲疲勞許用應力</p><p>　　取彎曲疲勞安全系數S=1.4，由式10-12得</p><p><b>　?。?-43）</b></p><p><b>　?。?-44）</b></p><p><b>　　4）計算載荷系數</b></p>

94、<p><b>　　5）查取齒形系數</b></p><p>　　由表10-5查得 ;</p><p>　　6）查取應力校正系數</p><p>　　由表10-5查得 ;</p><p><b>　　7)計算大小齒輪的</b></p><p><b>

95、;　?。?-45）</b></p><p><b>　?。?-46）</b></p><p><b>　　大齒輪的數值大</b></p><p><b>　　設計計算</b></p><p><b>　?。?-47）</b></p>

96、<p>　　對比計算結果，取標準值m=3mm接觸強度算的的分度圓直徑算出小齒輪齒數</p><p><b>　?。?-48）</b></p><p>　　大齒輪齒數Z=174=68</p><p>　　設計所得齒輪傳動既滿足齒面接觸疲勞強度又滿足了齒根彎曲疲勞強度。</p><p><b>　　5

97、. 幾何計算</b></p><p>　?。?） 計算中心距：</p><p><b>　?。?-49）</b></p><p>　　取中心距為127.5mm</p><p>　　2）計算大小齒輪的分度圓直徑</p><p><b>　　(3-50)</b><

98、;/p><p><b>　　(3-51)</b></p><p><b>　　4）計算齒輪寬度</b></p><p><b>　　取B=51mm，</b></p><p>　?、螅?，Ⅴ嚙合齒輪選擇：</p><p>　　因為Ⅳ、Ⅴ上的齒輪相同，故只計算Ⅳ

99、上齒輪即可。選擇圓柱直齒齒輪，取傳動比i=1，軸Ⅲ的轉速軸Ⅳ的轉速低速級齒輪傳動的設計計算</p><p>　?。保x定齒輪類型，精度等級，材料及齒數。</p><p>　　1）按照繞線機構的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。</p><p>　　2）繞線機為一般工作機器，故選用7級精度。</p><p>　　3）材料的選擇： 查機械手冊表選擇

100、小齒輪材料為40Cr（調質），硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質）硬度為240HBS。二者材料硬度差40HBS。</p><p>　　4）選小齒輪齒數17，大齒輪數</p><p>　　2.按齒面接觸強度設計。由設計計算公式（10-9）進行計算，即</p><p>　　3.確定公式內的各計算數值</p><p><b>　　

101、1）選擇載荷系數。</b></p><p>　　2) 計算齒輪傳遞轉矩</p><p>　　3）由表10-7選取齒寬系數。</p><p>　　4）查表10-6查得材料的彈性影響系數。</p><p>　　5)由圖10-30選取區(qū)域系數Z=2.433</p><p>　　6）由圖10-21d按齒面硬度查得小

102、齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸強度極限。</p><p>　　7）由式10-13計算應力循環(huán)次數</p><p><b>　　(3-52)</b></p><p><b>　　(3-53)</b></p><p>　　8)由圖10-19取接觸疲勞壽命系數K=0.95，K=0.96</p&

103、gt;<p>　　9)計算接觸疲勞許用應力</p><p>　　取失效概率為1%，安全系數S=1，由式（10-12）得</p><p>　　[]= (3-54)</p><p><b>　　(3-55)</b></p><p><b>　　許用接觸應力<

104、;/b></p><p><b>　　(3-56)</b></p><p>　　計算齒輪分度圓直徑d，代入[]中較小的值</p><p><b>　　(3-57)</b></p><p><b>　　2）計算圓周速度v</b></p><p>&l

105、t;b>　?。?-58）</b></p><p><b>　　3）計算齒寬b</b></p><p><b>　?。?-59）</b></p><p>　　4）計算齒寬與齒高之比</p><p><b>　　模數:</b></p><p&g

106、t;<b>　?。?-60）</b></p><p><b>　　齒高：</b></p><p><b>　　(3-61)</b></p><p><b>　　(3-62)</b></p><p><b>　　5）計算載荷系數</b>

107、</p><p>　　根據v=0.68m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數K=1.04，直齒輪K=K=1;由表10-2查得使用系數K;由表10-4查得7級精度小齒輪相對支承非對稱布置時，K=1.423</p><p>　　由，K=1.423查圖10-13得K=1.45故載荷系數</p><p>　　6)按實際的載荷系數校正所算的分度圓直徑，由式10-10a得&

108、lt;/p><p><b>　　(3-63）</b></p><p><b>　　7）計算模數m</b></p><p><b>　?。?-64）</b></p><p>　　3.按齒根彎曲強度設計</p><p>　　由式10-5的彎曲強度的設計公式為&l

109、t;/p><p>　　1)由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限大齒輪的彎曲強度極限</p><p>　　2)由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數，</p><p>　　3)計算彎曲疲勞許用應力</p><p>　　取彎曲疲勞安全系數S=1.4，由式10-12得</p><p><b>　?。?-65）<

110、/b></p><p><b>　?。?-66）</b></p><p><b>　　4）計算載荷系數</b></p><p><b>　　（3-67）</b></p><p><b>　　5）查取齒形系數</b></p><p&

111、gt;　　由表10-5查得 ; 。</p><p>　　6）查取應力校正系數</p><p>　　由表10-5查得 ;</p><p><b>　　7)計算大小齒輪的</b></p><p><b>　　（3-68）</b></p><p><b>　?。?-69

112、）</b></p><p><b>　　大齒輪的數值大</b></p><p><b>　　設計計算</b></p><p>　　= （3-70） </p><p>　　對比計算結果，取標準值m=5mm接觸強度算的的分度圓直徑算出齒輪齒數</p><p>&l

113、t;b>　?。?-71）</b></p><p>　　大齒輪齒數Z=171=17</p><p>　　設計所得齒輪傳動既滿足齒面接觸疲勞強度又滿足了齒根彎曲疲勞強度。</p><p><b>　　4. 幾何計算</b></p><p>　　（1） 計算中心距：</p><p>&

114、lt;b>　?。?-72）</b></p><p><b>　　取中心距為85mm</b></p><p>　　3）計算齒輪的分度圓直徑</p><p><b>　　4）計算齒輪寬度</b></p><p><b>　　取B=50mm，</b></p&g

115、t;<p>　　取模數m相同，齒數z相同齒輪的分度圓直徑為85mm。</p><p><b>　　3.2軸的設計計算</b></p><p>　　3.2.1軸的結構設計和軸的材料選擇</p><p><b>　　軸的結構設計</b></p><p>　　根據軸上零件的安裝、定位以及軸的

116、制造工藝等方面的要求，合理的確定軸的結構形式和尺寸。軸的結構設計不合理，會影響軸的工作能力和軸上零件的工作可靠性，還會增加軸的制造成本和軸上零件的裝配的困難等。</p><p><b>　　軸的工作能力計算</b></p><p>　　軸的工作能力計算指的是軸的強度計算、剛度計算和震動穩(wěn)定性的計算。多數情況下，軸的工作能力主要取決于軸的強度。因此為防止斷裂或塑性變形，

117、必須計算軸的強度。而計算剛度主要是防止工作時產生過大的彈性變形。</p><p>　　軸的材料主要是碳鋼和合金鋼由于碳鋼比合金鋼價廉，對應力敏感性較低故采用碳鋼制造軸尤為廣泛，其中最常用的是45鋼，故軸的材料選用45鋼。</p><p>　　3.2.2Ⅰ軸的設計</p><p>　　1.輸入功率、轉速和轉矩的計算：</p><p>　　式中：

118、為Ⅰ軸的輸入功率，kW</p><p>　　為Ⅰ軸的輸出轉矩。N.m</p><p>　　2.求作用在齒輪上的力</p><p><b>　?。?-73）</b></p><p><b>　?。?-74）</b></p><p>　　式中：為小齒輪傳遞的轉矩，N.mm;<

119、;/p><p>　　為小齒輪的節(jié)園直徑，對標準齒輪即為分度圓直徑，mm；</p><p>　　為嚙合角，對標準齒輪，</p><p>　　3．初步確定輸入軸的最小直徑</p><p><b>　　先按右式</b></p><p>　　初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據表15-3

120、查的=112，于是得</p><p><b>　?。?-74）</b></p><p>　　輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑，軸上需有個鍵槽，因而將最小直徑調整為</p><p><b>　　取</b></p><p>　　為了使所選的軸的直徑與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯軸器型號。

121、</p><p>　　聯軸器的計算轉矩：，考慮到轉矩變化很小，故選，則：=1.35.67 =7.37N.M。</p><p>　　按照計算轉矩應小于聯軸器公稱轉矩，最大轉速小于額度轉速的條件，查《機械設計手冊》選用LT4型彈性套柱銷聯軸器，其公稱轉矩為[T]=63000。半聯軸器的孔徑=12mm，故取=12mm；半聯軸器長度Ｌ＝20mm，半聯軸器與軸配合的轂孔長度</p>&

122、lt;p>　　為了使所選的軸的直徑與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯軸器型號。</p><p><b>　　4.軸的設計計算</b></p><p>　　1）軸的結構設計如圖3.1：</p><p>　　圖3.1 I軸示意圖</p><p>　　2）根據軸向定位的要求確定軸各段的直徑和長度</p>

123、<p>　　（1）為了滿足半聯軸器的軸向定位要求，取軸承端蓋的總寬度為10mm，根據軸蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑要求，取端蓋的外端面與半聯軸器左端間的距離l=15mm</p><p>　?、?Ⅲ軸段，右端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=13mm。半聯軸器與軸配合的轂孔長度L1=19mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的長度比略短一些，現取18mm。</p

124、><p>　　（2）初步選擇滾動軸承。軸承同時承受有徑向和軸向力的作用，故選用深溝球滾子軸承。參照工作要求并根據，查手冊，選擇軸承型號61802，其尺寸為mm， </p><p>　?。?）齒輪采用套筒定位，套筒長度L1＝10mm故。取。左端采用軸肩來定位。故取，根據齒輪的寬度B＝28.5mm，所以。因為需要軸肩固定齒輪，所以，，，， </p><p>　　3）軸上零件

125、的軸向定位</p><p>　　齒輪、半聯軸器與軸的周向定位采用平鍵聯接。按由手冊選用平鍵為，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為16mm，同時為了保證半聯軸器與軸的配合有良好的對中性，故選擇半聯軸器輪轂與軸的配合為H7/k6；滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。同理可得直齒輪處的為，選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/。</p><p>　　4）確定軸上圓角和倒角尺寸

126、</p><p>　　參考表15-2，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖。</p><p><b>　　5．求軸上的載荷</b></p><p>　　首先根據軸的結構圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，由手冊中查得a=7mm，得L1=40mm， L2=20， L3=43mm</p><p>　　根據力的平衡

127、，力矩的平衡求得：，取。</p><p><b>　　總彎矩：</b></p><p><b>　?。?-75）</b></p><p><b>　　扭矩</b></p><p>　　現將上述計算結果的值列于下表</p><p><b>　　表

128、3-1</b></p><p>　　齒輪作用處中心截面是軸的危險截面。</p><p>　　7.按彎扭合成應力校核軸的強度</p><p>　　進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面(即危險截面)的強度，根據下式和上表所算得的數據，并取=0.6，軸的計算應力為</p><p><b>　?。?-76）<

129、/b></p><p><b>　　齒輪面</b></p><p><b>　　（3-77）</b></p><p>　　前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由表15-1查得。因此，故安全。</p><p>　　3.2.3Ⅱ軸的設計計算</p><p>　　1.求作用在