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1、对蜗杆传动的类型进行选择
利用GB-T10085-1988中数据的条件，本次蜗杆利用蜗杆（ZI）。
2、对蜗杆和蜗轮材质的选择
蜗轮采用模具铸造而成，材质采用锡磷青铜。围绕着保护环境节约价值高的材料，因此齿圈利用青铜铸造而成，而轮芯则采用材质更好的灰铸铁铸造而成。蜗杆与蜗杆之间传动的能量一般，之间传动的速度并不是很快，蜗杆采用45钢；并在蜗杆螺旋表面做淬火处理。采用45钢可以增强效率和耐磨性，提高韧性，加强强度。
3、对齿根弯曲疲劳强度检验和对接触疲劳强度设计
传动之间的中心距为
（4-6）
1）计算T2的大小
根据Z1=8，估计选择效率η1=0.85，则
T2=9.55×106=9.55×106=9.55×106=124970.93
2）确定载荷系数K
蜗轮和蜗杆的转速并不是很高，他们之间冲撞不是很高，因此选择系数为Kv=1.05;则K=KβKAKv=1×1.1×1.05=1.15。蜗轮蜗杆载荷比较稳定，因此载荷系数为Kβ=1;在利用12-5[8]中数据可以知道帮并选择系数KA=1.1。
3）对ZE的确定
蜗轮的材质ZCuSn10PI和钢蜗杆匹配，所以 弹性影响系数为160。
4）对于Zp的选择
首先预先估计d1/a=0.35，然后利用图12-13[8]中的数据可以知道Zρ=2.9。
5） 对于[σH]的选择
依照蜗轮的材质采用ZCuSn10PI构成并由模具压铸而来，因此螺旋齿面的硬度应该超过45HRC，然后可以利用表12-7[8]中数据可以知道蜗轮 [σH]＇等于245MPa
N=60jn2Lh=60×1×185.20×12000/5=2.67×107
KHN==0.8845
则 a≥=85.75mm
6）计算中心距
预先定其中心距为220mm，又根据i=5，所以可以利用表12-2[8]中数据可以知道模数为8mm可以确定分度圆直径大小为70mm。这时d1/a=0.4，再次利用表12-18[8]中数据可以知道Zρ＇等于2.65，得出Zρ＇小于Zρ，所以以上假设成立，可以使用。。
4、对于蜗杆和蜗轮的各种具体数字准确的计算
1）蜗杆
首先对蜗杆的轴向齿距和轴向齿厚大小进行判断得出Pa=25.133mmSa=2.5664mm;然后对直径的系数大小和齿顶圆齿根圆以及分度圆导程角q=10；da1=96mm; df1=60.8mm; γ=11°18´36"。
2）蜗轮
对于蜗轮主要对蜗轮的分度圆直径d2，齿根圆和喉圆直径df2，da2；以及蜗轮的齿数z2和变位系数x2和对传动比的验证i
z2=40;x2=-0.5;i=40/8=5；d2=mz2=8×40=320mm；da2=d2+2ha2=320+2×8=336mm；df2=d2-2hf2=320-2×1.2×8=300.8mm；rg2=a- da2/2=200-0.5×336=32mm。
5）、对齿根圆强度的校核

齿数为 zv2===43.08
因为x2=-0.5， zv2=43.08，所以利用12-14[8]中数据可以知道YFa2=2.87
Yβ=1-=0.9192
许用应力[σF]= [σF] ＇KFN。
利用12-8[8]中数据可以知道并得出铸锡磷青铜制造的蜗轮的弯曲应力 [σF]＇=56MPa。
由以上数据可以得出其寿命的系数为 KFN==0.985
其强度满足实际要求，合理。
6）、蜗杆蜗轮的精度
根据GB/T10089-1988这个，可以从其中圆柱形蜗杆，蜗轮的精度等级为8级，侧隙的种类为f，因此标注是8f GB/T10089-1988，以上都是选择都是由于蜗杆属于通用机械减速器。
4.4 链传动设计
已知链传动传动比i=2.5，输入功率P=479.86W。
1 选择链轮齿数z1,z2
假定链速υ=3～8m/s,由表9-8[8]选取小链轮齿数z1=22，从动链轮齿数z2=iz1=2.5×22=55。
2 计算功率Pca
查得工作情况系数KA=1.2，故
Pca=1.2×479.86=575.83W
3 确定链条链节数Lp
初定中心距a0=40p,则链节数为
Lp==[]节
=123.12节，最终确定Lp=124节。
4 对链条节数的选择和确定
利用9-10[4]中数据可以查询知道齿数的系数大小为Kz=1.11; KL=1.06;利用9-13[8]中数据可以对小链轮的转速进行预先估计，因为链板有可能会发生疲劳破坏，这是由于链板在功率曲线顶点左侧。链板选择用单排链，利用9-11[8]中数据可以查询知道多排链的系数为KP=1,因此功率为是
P0===489.4W
为了验证上面预计的链的工作的点在功率曲线的顶点的左侧是否是对的，利用n1=37.04r/min和P0=489.4W，再根据9-13[8]中数据查询并选择单排链。因此上述假设成立。再根据9-1[8]中数据可以查询知道节距p=15.875mm。
5 计算链长和中心距
L===1.97m
a=
=mm
=642mm
（0.002～0.004）a=（0.002～0.004）×642mm
=1.3～2.6mm
a＇=a-△a=642-(1.3～2.6)mm=640.7～639.4mm
取 a＇=640mm
6 验算带速
υ==m/s=5.5m/s，满足实际要求。
利用9-4[8]中数据可以知道小链轮毂孔直径dkmax=59mm, 并大于电动机的轴径大小，因此比较满足要求。
8对压轴力的计算和确定

圆周力的的计算
==87.30N
将其依照水平方向安置取，因此其系数为KFP=1.15,所以
=100.40N
4.5 齿轮传动设计
根据已知功率输入为P=446.79W，小齿轮转速 n1=15转/分传动比i=2。
1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
1）选择直齿圆柱齿轮
2）齿轮速度中等不是很快，因此选择7级精度
3）对齿轮的材质进行选择。利用10-1[5]表中数据选择小齿轮材料的选择为40 Cr，并且做出调质处理，与此同时可以得出其硬度为280HBS；和上一个一样的道理大齿轮所用材质是45钢，并知道其硬度为240HBS。
4）对小齿轮的齿数进行选择z1=25,对大齿轮的齿数的选择和计算
z2=iz1=2×25=50。
2 对齿轮的设计用接触疲劳强度来设计
先根据计算公式来计算，即

1）弄清公式中各个代表的数值大小；
(a) 首先对载荷系数的确定Kt=1.2；
(b) 对其传动的转矩大小进行确定
=95.5×105×0.44679/15Nmm=2.845×105N·mm
(c) 由表10-7[9]选取齿宽系数ød=1
(d) 利用10-6[9]中数据可以知道其材质的ZE大小；ZE=189.8MPa1/2
(e) 利用10-21d[9]中数据可以查询到其齿面硬度的接触疲劳强度σHlim1=600MPa;同理也可以查询到大齿轮的强度为σHlim2=550MPa；
(f) 根据10-13[9]中的公式来计算循环次数
N1=60n1jLh=60×15×1×(2×8×300×15)=0.65×109
N2=N1/i=0.65×109 /2=0.325×109
(g) 利用10-19[9]中数据可以知道KHN1=0.90;KHN2=0.95；
(h) 对其应力的计算
利用（10-12）[9]中数据可以得到
2）计算
(a) 对分度圆直径的计算，将其代[σH]入中最小的值
d1t≥==94.50mm
(b) 计算圆周速度υ (c) 对齿宽的计算 (d) 计算b/h的大小
mt=d1t/z1=94.50/25=3.78
h=2.25mt=2.25×3.78=8.505 mm
b/h=94.50/8.505=11.11
(e) 对载荷的系数的计算
因为υ=0.07422m/s，所以精度等级为7，在利用10-8[9]中数据可以查询知道KV=1.12；
预先估计KAFt/b＜100N/m。在利用表10-3[9]中数据可以查询知道KHα=KFα=1.2；
再利用10-2[9]中数据可以知道系数KA=1；
再次利用10-4[9]中数据可以知道精度等级为7级、两个小齿轮不是相互对称安装时相对支撑时，
KHβ=1.12+0.18（1+0.6）+0.23×10-3b
把上述数值代到下面可以得到
KHβ=1.12+0.18（1+0.6×）×+0.23×10-3×94.5=1.425；
由b/h=11.11，KHβ=1.425；再利用10-13[9]中数据可以查询得到KFβ=1.35；因此得到

=1×1.12×1.425×1.35=1.918。
（f）对分度圆直径的验证，根据（10-10a）[9]中数据可以知道
===110.49 mm
（g）对模数的确定
m=d1/z1=110.49/25=4.42 mm
3 对其强度计算
弯曲强度设计公式为
（4-9）
1）对计算中强度极限和寿命安全系数的确定
（a）σFE1=500 MPa,σFE2=380 MPa；
（b）KFN1=0.85, KFN1=0.88；
（c）S=1.4；
[σF]1==0.85×500/1.4 MPa=303.57 MPa；
[σF]2==0.88×380/1.4 MPa=238.86 MPa；
（d）对载荷系数的确定
K=KAKVKFαKFβ=1×1.12×1.2×1.35=1.814
（e）查取齿行系数=2.65，=2.226。
（f）查取应力校正系数=1.58，=1.764。
（g）计算大小齿轮的并加以比较
==0.01379，==0.01644
大齿轮数值大。
2）设计计算
=3.98
就近取m=4，d1=110.49，算出小齿轮齿数
z1= d1/m=110.49/4=27，z2=i z1=2×27=54。
4 对其具体尺寸的计算
1）齿轮分度圆的直径的计算
d1=z1 m=27×4=108 mm, d2=z2 m=54×4=216 mm
2）计算中心距 a=(d1+d2)/2==(108+216)/2=162mm
3）对齿轮的宽度进行计算 b==1×108=108mm,取b1=108mm,b2=113mm
5 验算 Ft=2T1/d1=2×2.845×/108=5268.52 N
==48.73 N/mm＜100 N/mm，合适。

5互感器线圈绝缘包纸机工作执行部分设计
设计一个机械设备的最终目的是能让所设计的设备投入实际生产，并要达到生产的要求。设计包纸机的目的是它的工作部分能实现包纸，并达到所要求的技术参数[10]。互感器线圈绝缘包纸机工作执行部分由包纸轮、放纸架和一个压紧装置组成。
包纸轮的材料是45钢，轮体加工后进行抛光处理，表面镀铬，结构如图2。由电动机经带传动带动包纸轮转动，同时纸从上方的放纸架上包在包纸轮上。包纸轮上有槽，纸包在轮上的同时经过槽再包在需要包纸的线圈上。线圈在包纸轮内部，并和它同轴转动。

图2
存放待用纸的地方是放纸架。放纸架由电木盘、放纸架支架、尼龙滚、星形电木杆很多部件构成。因为放纸架所受载荷不大，其各个部件的材料为酚醛布板、尼龙棒等。
压紧结构示意图在图三所展示。保证包纸的紧凑性就是利用这个装置，工作时通过旋转外面的轮盘，通过一个蜗轮蜗杆传动带紧一根橘皮带，橘皮带再带紧正在进行包扎的纸，从而达到工作目的。

图3

结 论
综上所述，互感器线圈绝缘包纸机性能优越，完全能满足现在社会工业发展的要求。它在工作时具有以下优点：
（1） 互感器线圈绝缘包纸机在工作时能够通过压紧装置，经过人工简单
的操作使包纸紧凑；
（2） 从电机到实现包纸只经过了两次带传动，传动过程简洁合理；
（3）互感器线圈绝缘包纸机的直线行走部分行走范围达3000mm，能实现较长距离包纸；
另外，互感器线圈绝缘包纸机具有高效率、稳定的可靠性以及耐用持久等特点，而这些都是机械设备的基本要求。其次是成本低，无论是制造、运营还是维修，互感器线圈绝缘包纸机的成本相比同类设备来说都降低了不少；然后是该设备的环保性能好。随着社会的发展，环保将会是机械设备最基本的要求。而此次设计的包纸设备完全不同于以往的包纸机，它的噪音、废弃物污染都降到了最低程度；最后是互感器线圈绝缘包纸机的操作和使用非常便利简单易于维修，对人体没有危害。综上所述，互感器线圈绝缘包纸机将会有良好的前景，当然，随着科学技术的发展，相信包纸设备将会进一步改进。

致 谢
毕业设计马上就要结束了。随之四年的大学生活也接近尾声，在这一学期的毕业设计时间里，非常感谢老师给予的指导，和同学们对我的帮助，非常感谢大家对我的指导和监督。
在毕业设计过程中，我的指导老师从始至终都认认真真、勤勤恳恳地指导我进行设计，在他身上我不仅学到一些本科专业知识，还学到了他对工作认真负责的态度，这些都是我终身受益的，他们在我毕业设计过程中给予了我鼓励和帮助，感谢他们的耐心指导，祝老师，身体健康，在各自的工作岗位上创出良好的佳绩。还有一同设计的同学们，在共同相处的一学期里，我感到非常愉快，没有他们给予的帮助，我无法如此顺利的完成设计任务。
同时，也感谢各位评审老师。毕业答辩是我大学的最后一次考核，为了我们顺利毕业，各位老师在这炎热的六月坚守岗位，尽职尽责。祝各位评审老师工作顺利。
我向那些曾经给予我巨大帮助和鼓励的老师和16级机自2班的全体同学表示感谢，谢谢他们四年里对我无微不至的关怀和照顾，祝他们身体健康，前途无量！

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