畢業(yè)設(shè)計（論文）-凸輪擺桿繞線機傳動部分設(shè)計

PAGE3凸輪擺桿繞線機傳動部分設(shè)計摘要：繞線機廣泛應(yīng)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

目錄1電動機的選擇…………11.1選擇傳動方案………11.2選擇電動機功率……………………11.3確定電動機轉(zhuǎn)速……………………32確定傳動裝置的總動比和分配傳動比………………42.1各軸轉(zhuǎn)速……………52.2各軸輸入功率………52.3各軸輸入轉(zhuǎn)矩………63V帶的設(shè)計……………73.1確定計算功率………73.2選擇“V”帶的型號………………83.3確定帶輪基準直徑…………………83.4驗算速度……………83.5確定帶的基準長度和實際中心距…………………93.6校驗小帶輪包角……………………93.7確定"V"帶根數(shù)……………………93.8求初拉力及帶輪軸上的壓力……103.9帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計…………………104斜齒輪設(shè)計…………114.1選擇齒輪材料和精度等級………114.2按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計………114.3按齒面接觸疲勞強度設(shè)計………144.4齒輪受力分析……………………185凸輪設(shè)計……………195.1計算力……………205.2畫凸輪圖…………206齒輪軸的設(shè)計與校核………………216.1大齒輪軸的設(shè)計…………………216.2小齒輪軸的設(shè)計…………………277大齒輪軸普通鍵聯(lián)接的設(shè)計……327.1軸與大齒輪的聯(lián)接鍵設(shè)計………327.2聯(lián)軸器與軸聯(lián)接鍵的設(shè)計………327.3凸輪與軸聯(lián)接鍵的設(shè)計…………338擺桿的設(shè)計…………338.1選擇擺桿材料……………………338.2初定擺桿的尺寸…………………338.3按彎扭合成校核擺桿的強度……34參考文獻………………36

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(yīng)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，；==10.4667V=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(yīng)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=0.3544kw1.3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Y801-20.7528301.81750.842.27.02.22.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，即總傳動比==28.3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=1088.46nⅢ===33.34nⅣ===1002.2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=0.347312KWPⅡ=PⅠ=0.3473120.990.99=0.3404KWPⅢ=PⅡ=0.34040.990.99=0.33363KWPⅣ=PⅢ=0.333630.990.97=0.32038KW2.3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=3.05Ⅱ軸=TⅠ=3.0532.650.990.99=97.60Ⅲ軸TⅢ=TⅡ=97.600.990.99=95.66卷筒軸輸入轉(zhuǎn)矩TⅣ=TⅢ=95.660.990.97=30.623.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=0.8253.2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(yīng)力大，設(shè)計時應(yīng)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=1116.373.4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=755mm3.6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=126.575N3.9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?；鶞蕦挾?；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=189.6mm4.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=30.624.2.2載荷系數(shù)k。由文獻[1]表6-2的，k=1.14.2.3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=195.164.2.4齒形系數(shù)和應(yīng)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======0.599654.2.6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(yīng)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，==0.0101814884.2.8驗算。==0.019<400===0.0187<385.74.3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(yīng)略去。大齒輪==627.273小齒輪==572.7274.3.4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1.151mm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(yīng)力（MPa）；===7.767<4.3.6驗算圓周速度。==0.314m/S<0.628m/S4.3.7基本尺寸的確定。4.3.7.1確定中心距a。a==120mm4.3.7.2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=180.70mm4.3.7.4齒頂高的計算。=2mm4.3.7.5齒根高的計算。==2.5mm4.3.7.6全齒高的計算=2+2.5=4.5mm4.3.7.7頂隙的計算=2.5-2=0.5mm4.3.7.8齒頂圓直徑的計算。=59.29+=63.29mm=180.70+=184.70mm4.3.7.9齒根圓直徑的計算。=59.29-=54.29mm=180.70-=175.70mm4.3.7.10法向齒距的計算。==6.28mm4.3.7.11端面齒距的計算==8.89mm4.3.7.12標準中心距的計算==119.995mm4.4齒輪受力分析式中：——法向力；——徑向力；——軸向力；——周向力。==1021N==1021N==526N==1292N5.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(yīng)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=650MPa，許用彎曲應(yīng)力=60MPa。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(yīng)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(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(yīng)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(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(yīng)使三鍵槽處于軸的同一圓柱母線上，鍵槽的長度比相應(yīng)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b81810鍵高h7118鍵長L7050456.1.3.4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BCCDDE橫截面B右C左C右D左D右E左Fs(N)-216-216-742-742615615M(N·mm)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。得得段BCCDDE橫截面B右C左C右D左D右E左Fs(N)234234-787-787355355M(N·mm)01322113221-31245-3124506.1.3.6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。段BCCDDE橫截面B右C左C右D左D右E左M(N·mm)01799310528414967214967206.1.3.8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ABBCCDDE橫截面A右B左B右C左C右D左D右E左M(N·mm)5739657396573966015011894615957815957855348（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(yīng)對此進行校核。由于=60MPa,<,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(yīng)對此進行校核。由于=60MPa,<,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(yīng)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=650MPa，許用彎曲應(yīng)力=60MPa。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(yīng)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=30620N·mm；已知銅的密度為8.7g/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ABBCCD橫截面A右B左B右C左C右D左Fs(N)-263-263-209-209317317M(N·mm)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。得得段BCCD橫截面B右C左C右D左Fs(N)-510-510511511M(N·mm)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。段ABBCCD橫截面A右B左B右C左C右D左M(N·mm)01209812098669855709606.2.4.8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ABBCCD橫截面A右B左B右C左C右D左M(N·mm)300003234832348733965826811628（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(yīng)對此進行校核。由于=60MPa,<,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(yīng)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(yīng)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)