紡織機傳動系統(tǒng)基于渦輪蝸桿傳動設計說明書

III 摘要摘要 本設計說明主要參考沈陽紡織機械廠 GD76X1 型織機傳動原理設計 該型紡織機主 要有以下傳動機構 主軸與打維機構 開口機構 絞邊機構 送經機構 卷取機構 本 設計主要對 GD76X1 型紡織機的送經機構進行設計 送經機構的傳動部件主要有 V 帶 直齒圓柱齒輪 變速箱 直齒錐齒輪 蝸輪蝸桿減速器 本說明書主要對直齒圓柱齒輪 設計和校核 直齒錐齒輪設計和校核 蝸輪蝸桿進行設計和校核說明 還對減速器的軸 進行設計和校核 V 帶的選型進行了設計說明 關鍵字關鍵字 直齒圓柱齒輪 錐齒輪 蝸輪蝸桿 V 帶 減速箱 IV ABSTRACT This design uses the principle design of Shenyang Textile Machinery Factory GD76X1 loom transmission as primary reference This type of textile machines has mainly the following transmission mechanism spindle with hit dimensional bodies opening agencies the selvage institutions off mechanism winding mechanism This design is mainly of GD76X1 textile machine off mechanism which has the parts of V belts spur gear gearbox straight bevel gears worm reducer This manual mainly concludes not only the spur gear design and check straight bevel gear design and verification worm design and check instructions but also the reducer shaft design and check the selection of V with the design specification Key words spur gear straight bevel gears Worm gear and worm V belts reducer V 目錄目錄 摘要 III ABSTRACT IV 目錄 V 1 緒論 1 1 1 本課題的研究內容和意義 1 1 2 國內外的發(fā)展概況 1 1 3 編織機的發(fā)展前景 1 1 4 本課題應達到的要求 2 2 噴水織機機構與原理 3 2 1 織機機構 3 2 2 GD76X1 型織機行傳動原理 3 2 3 GD76X1 型織機傳動機構 3 3 設計過程論述 6 3 1 電機選擇 6 3 2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 6 3 3 計算傳動裝置的運動和動力參數 6 3 3 1 進行傳動件的設計計算 要推算出各軸的轉速 6 3 3 2 各軸的輸入 輸出功率 7 3 4 直齒輪設計 8 3 4 1 選定齒輪類型 精度等級 材料和齒數 8 3 4 2 按齒面接觸強度設計 8 3 4 3 按齒根彎曲強度設計 10 3 4 4 幾何尺寸計算 11 3 5 直齒圓錐齒輪的設計 13 4 減速器的設計與計算 17 4 1 蝸桿的選擇 17 4 1 1 蝸桿蝸輪材料的選擇 17 4 1 2 蝸桿蝸輪的結構 17 4 1 3 蝸桿頭數 z1 蝸輪齒數 z2 和傳動比 i 17 4 1 4 蝸桿蝸輪的主要參數和幾何尺寸的計算 18 VI 4 1 5 蝸桿傳動的強度計算 18 4 1 6 計算蝸桿的滑動速度和傳遞效率 21 4 1 7 確定蝸桿傳動的精度等級 22 4 1 8 桿傳動的潤滑和熱平衡計算 22 4 2 軸的設計計算 23 4 2 1 軸的功率 p 轉速 n 和轉矩 T 23 4 2 2 結構設計 24 4 3 鍵的選擇和鍵聯接強度計算 29 4 3 1 鍵的選擇 29 4 4 離合器的選擇 30 5 減速器箱體設計 32 5 1 箱體設計 32 5 2 減速器附件設計 33 6 帶傳動 35 6 1 帶傳動的類型 35 6 2 帶的彈性滑動和打滑 35 6 3 帶傳動參數的選擇 35 6 3 1 中心距 a 35 6 3 2 傳動比 i 35 6 3 3 帶輪的基準直徑 35 6 3 4 帶速 v 35 6 4 帶的選型 36 6 5 帶輪的選擇 36 7 結論和展望 37 7 1 結論 37 7 2 展望 37 致 謝 38 參考文獻 39 紡織機傳動系統(tǒng) 基于蝸輪蝸桿傳動 1 1 緒論緒論 1 1 本課題的研究內容和意義本課題的研究內容和意義 在國外編機搶占中國市場的同時 我國的編織企業(yè)也在呼喚國產優(yōu)質編機 對國內 編織機械企業(yè)提出新的要求 在機理構造上 一些國產編機也與進口編機無太大差別 但國產編機在有關在線檢測方面與進口編機的功能差距較大 尚不能很好地滿足有些高 檔產品的生產需要 另外 國產編機在生產中的通用性較強 而針對性不高 不易生產 出特色產品 這些方面國產編機在今后的生產中有待加強 國外企業(yè)的競爭 國內用戶要求的不斷提升 編機企業(yè)走創(chuàng)新路子 形成核心競爭力 的呼聲更高 國產編織機械與國外同類產品的差距 除了研發(fā)能力 技術創(chuàng)新不足之外 還主要表現在加工精度和運行可靠性兩個方面 因此 必須下大力氣研究從生產過程 管理過程 流通過程與創(chuàng)新的系統(tǒng)優(yōu)化問題 借助系統(tǒng)論控制論的理論 努力消除現存 的問題 縮短差距 應加強產學研結合 開創(chuàng)教育與企業(yè)新局面 通過企業(yè)和科研院所 的人才與設施 科研與生產互動 加快人才培養(yǎng)和技術提升 研究編織機的傳動系統(tǒng) 對于提高生產效率降低生產成本具有重要意義 此項研究 也是對大學四年所學課程的一次總復習 它將機械制圖 機械設計和機電傳動控制等機 械設計制造及其自動化主要專業(yè)課程緊密聯系在一起 利用所學的機械與控制相關知識 來解決實際的生產問題 將理論設計與實際運用聯系起來 需要考慮多方面的問題 如 成本 系統(tǒng)可靠性和機械設備使用壽命等等 1 2 國內外的發(fā)展概況國內外的發(fā)展概況 改革開放 20 多年來 國內紡織工業(yè)經歷了持續(xù)快速發(fā)展的過程 到了 2005 年我國 紡織纖維加工總量已達 2690t 約占世界纖維加工總量的 37 主要的紡織產品 化纖 棉紗 棉布 絲織品和服裝產量均居世界第一位 紡織業(yè)依然是國內重要的支柱產業(yè)之 一 在滿足人民紡織產品消費 出口創(chuàng)匯 為其他產業(yè)提供支持 解決就業(yè)問題等方面 發(fā)揮重要作用 今年來隨著紡織行業(yè)結構調整和產業(yè)升級的升入 通過國內技術的改造和國外先進 技術的引進和吸收 織造行業(yè)的裝備和技術水平大幅提高 企業(yè)自主創(chuàng)新能力也有所增 強 生產效率不斷提高 品種范圍迅速擴展 生產已從勞動密集型向科技型轉換 淘汰 落后裝備和工藝 光 機 電 氣動 液壓 傳感 計算機技術的復合應用 為織物附 加值提高和新產品開發(fā)提供了強有力的保障 針織產品休閑化 個性化 高檔化趨勢日 益明顯 紡織面料出口以年均 19 的速度增長 出口服裝面料自給率也提高到 70 徹 底扭轉了面料進口量高于出口量的局面 增強了行業(yè)的國際競爭力 但我國織造行業(yè)的 整體水平與世界先進國家相比仍有較大差距 僅以棉織設備為例 其無梭織機 自動絡 筒機的使用率僅占 25 和 21 而發(fā)達國家已達 90 左右 應對整個織造領域的飛速發(fā) 展有了一個總體認識 以期待找出與國外差距和今后提高今后科技水平的方向 1 3 編織機的發(fā)展前景編織機的發(fā)展前景 1 進一步提高產品質量 無錫太湖學院學士學位論文 2 在編織機上裝上各類顯示檢測和控制的裝置 可以彌補人工操作的不足和管理上的 缺陷 2 提高機器運行的安全性 在控制驅動系統(tǒng)中應用微電子技術 可使機器運行可靠 3 機器運轉高速化 提高單機質量 采用各種自動化措施和微機控制技術 可使機器運行更加可靠 4 傳動方式多樣化 單機采用機電一體化的新技術 打破現有單純機械傳動的局面 使單一機電帶動皮 帶及齒輪變速的傳動方式有新的突破 5 改善勞動環(huán)境 多方面提高自動化程度 減輕工人勞動量 6 減少設備占地空間 1 4 本課題應達到的要求本課題應達到的要求 通過參觀現有的 編織機 了解其傳動系統(tǒng)的傳動原理 并找出傳統(tǒng)編織機傳動系統(tǒng) 不足之處 初步設定圓筒編織機傳動系統(tǒng)總體方案 根據總體設計方案 通過計算選擇 電機 傳動零件 并校核零件強度 用 CAD 繪制裝配圖 零件圖 用 Pro E 繪制實體 模型仿真 仿真通過后編寫設計說明書并進行設計答辯 紡織機傳動系統(tǒng) 基于蝸輪蝸桿傳動 3 2 噴水織機機構與原理噴水織機機構與原理 2 1 織機機構織機機構 噴水織機是一種高速無梭織機 它是用水射流代替了兩百多年世界織布產業(yè)上長期 使用的梭子 通過噴嘴將緯線引入經絲梭口的一種新型織機 這種從根本上改變了織機原理的噴射織機 裝有具備創(chuàng)新技術的新裝備 水噴射裝 置 連續(xù)測緯及儲緯裝置 緯紗切斷裝置 邊紗處理裝置 下面就 GD76X1 型織機行傳 動系統(tǒng)設計 主要運動部分 送經機構 將織軸上的經紗均勻送出 滿足交織需要 卷取機構 將織物引離織口 卷至卷布輥上 由電動機經減速裝置帶動卷布輥轉動 將編織好的導火帶卷到卷布輥上 在卷繞的過程中 保持張力均勻是非常重要 織機的織口大小變換機構 根據編織的需要來改變織口的大小 2 2 GD76X1 型織機行傳動原理型織機行傳動原理 1 緯紗是直接由錐形筒子或筒子紗等貢紗器供給 通過張力器調節(jié)適當張力 用側長 盤連續(xù)測取長度相當于筘幅的一根緯紗 通過儲緯器 其前端即由緯紗夾持裝置握持 引入噴嘴口 2 從水源將噴射用水引入保持一定水壓的水箱 由浮閥保持一定水面 經過濾而被吸 入水泵 水泵屬于柱塞式 調節(jié)適當的水壓和水量 然后壓人噴嘴 3 在噴嘴處 緯紗和水在此合流 以 30 50m s 的速度向梭口射去 4 投入的緯紗前端被織機對側的捕緯器夾持 經捻紗而得到適當張力 5 在此同時 由衛(wèi)星齒輪式絞邊裝置進行邊紗的開口運動 使緯紗兩端皆被擰織而成 結實的布邊 6 緯紗均從噴嘴向一個方向飛行 在梭口兩端位置裝有熱熔絲切斷投入的緯線 或采 用機械剪斷投入的緯紗 7 緯紗的飛行如受到毛羽等影響 不能到達右側 裝在右邊的探緯器可立即檢出 并 使織機自動停下來 原理圖如圖 2 1 所示 2 3 GD76X1 型織機傳動機構型織機傳動機構 1 主軸與打維機構的傳動 主電動機經帶輪 2 和多楔帶 3 傳動皮帶輪 4 和主軸 5 皮帶輪 4 裝有單片式電磁制動 器 曲軸用聯軸器與主軸 5 連接 另一側用聯軸器連接傳動軸 曲軸經手和筘座 6 進行 打緯 2 開口機構的傳動 經曲軸齒輪 7 傳動過橋齒輪 8 另一側通過聯軸器傳動主軸曲軸齒輪 7 傳動過橋齒 輪 8 通過過橋軸傳動偏心輪 經牽手傳動開口軸 兩側牽手偏心位置相差 180 形成 連桿式開口機構 3 絞邊機構的傳動 無錫太湖學院學士學位論文 4 主軸 5 經齒輪 7 8 9 和一齒輪使絞邊齒輪得到傳動 由于行星齒輪和恒星齒輪的周轉 輪系傳動 實現了邊經紗的開口和繩狀扭絞動作 4 送經機構的傳動 由凸輪 10 通過三角皮帶與傳動軸 11 傳動機械式無極變速器的輸入軸 12 經變速 器的內部機構作用變速后 由輸出軸輸出 在經變速齒 13 和 14 經錐齒輪傳動 由渦輪 蝸桿減速器減速后 由送經小齒輪 15 傳動經軸齒輪 16 使經軸傳動 送經機構的經紗張 力感應升降桿 其位置的高低可以控制無級變速器的變速比 5 卷取機構的傳動 主軸 5 經同步帶輪 19 20 傳動減速器 經離合器 22 齒輪帶動卷取主動齒輪 23 傳動 三只變換齒輪 最末一只變換齒輪傳動計數齒輪 與計數齒輪同軸的有小鏈輪和小齒輪 小齒輪可傳動卷取齒輪 24 而齒輪裝在摩擦輥軸上 這樣可帶動摩擦輥 25 一起轉動 摩 擦輥的卷取表面包覆糙面橡膠帶 在兩根壓輥的作用下與繞在圓周表面上的織物產生摩 擦作用而將織物送到卷布輥 26 卷布輥是由卷取鏈輪經鏈條傳動活輪 與同軸齒輪傳動 主動齒輪再通過卷取制動器作用 帶動卷布輥一起傳動 當卷布輥因不斷卷取織物而直 徑增大時 能依靠卷取制動器的打滑作用 使卷布輥轉速變慢 保持織物有一定張力 6 送經機構的傳動路線 電動機 1 帶輪 軸 5 齒輪 軸 10 帶輪 軸 11 變速箱 軸 12 齒輪 軸 17 減速箱 軸 18 齒輪 送經機構 打緯機構的傳動路線 電動機 1 帶輪 軸 5 曲柄搖桿機構 打緯機構 開口機構的傳動路線 電動機 1 帶輪 軸 5 齒輪 軸 過橋齒輪 8 偏心輪 開口機構 絞邊機構的傳動路線 電動機 1 帶輪 軸 5 齒輪 軸 10 齒輪 絞邊動作 絞邊齒輪 紡織機傳動系統(tǒng) 基于蝸輪蝸桿傳動 5 圖 2 1 工作原理 無錫太湖學院學士學位論文 6 3 設計過程論述設計過程論述 3 1 電機選擇電機選擇 為保證機器正常運作 現選用型號為Y112M 4三相異步電動機 其技術參數如表3 1所 示 表3 1 電機參數 滿 載 時 啟動電 流 啟動轉 矩 最大轉 矩 額定 功率 KW 轉 速 r min 電流 380V 效 率 功率因數 cos 額定電 流 額定轉 矩 額定轉 矩 重 量 kg 2 214408 7784 50 827 02 22 343 3 2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 由選定的電動機滿載轉速和工作機主動軸轉速n 可得傳動裝置總傳動比為 mn m a n i n 由于電動機轉速 1440r min 最終輸出的速度v 40m min 0 667m s 卷筒直徑設mn 為 mm 則 800 最后輸出轉速 3 1 min 92 15 80014 3 60 40100060100060 r D V n 故傳動裝置總傳動比 45 90 92 15 1440 n n i m a 分配傳動比考慮以下原則 1 各級傳動的傳動比應在合理范圍內 不超過允許的最大值 以符合各種傳動形式的工 作特點 并使結構比較緊湊 2 應注意使各級傳動尺寸協(xié)調 結構比較合理 3 盡量是傳動裝置外廓尺寸緊湊或重量較小 4 盡量使各級大齒輪浸油深度合理 5 要考慮傳動零件之間不會干涉碰撞 2 2 1 2 0 75 7 9 1 3 1 i 2 i 3 i 4 i 5 i 6 i 2 39 3 7 i 8 i 9 i 3 3 計算傳動裝置的運動和動力參數計算傳動裝置的運動和動力參數 3 3 1 進行傳動件的設計計算 要推算出各軸的轉速 進行傳動件的設計計算 要推算出各軸的轉速 各軸轉速 紡織機傳動系統(tǒng) 基于蝸輪蝸桿傳動 7 5 軸 720r min 1 n 1 i nm 2 1440 12 軸 2 n i n1 min 77 1230 585 0 720 5432 1 r iiii n 16 軸 3 nmin 31 3692 3 1 73 1230 6 2 r i n 17 軸 4 nmin 15 1846 2 31 3692 7 3 r i n 18 軸 min 34 47 39 15 1846 8 4 5 r i n n 19 軸 min 77 15 3 3 47 9 5 6 r i n n 3 3 2 各軸的輸入 輸出功率各軸的輸入 輸出功率 傳動效率如下 帶傳動的傳動效率 0 96 軸承 0 98 齒輪傳動效率 0 97 v帶的傳動效率1 2 3 0 94 錐齒輪傳動效率 渦輪蝸桿傳動效率 4 95 0 5 68 0 6 輸入功率 5 軸 1 p 1 d pkwkw112 296 0 2 2 12軸 44233212 d pp 97 0 98 0 96 0 2 2kw686 1 94 0 94 0 98 0 97 0 16軸 kwpp603 1 97 0 98 0 686 1 3223 17軸 kwpp492 1 95 0 98 0 603 1 5234 18軸 6245 ppkw014 1 85 0 98 0492 1 19軸 kwpp96 0 97 098 0 243 1 3256 輸出功率 5 軸 21 112 2 pkw070 2 98 0 112 2 12軸 22 686 1 pkw652 1 98 0686 1 16軸 23 603 1 pkw571 198 0 603 1 17軸 24 492 1 pkw492 1 98 0492 1 18軸 25 243 1 pkw994 098 0 014 1 19軸 26 181 1 pkw94 0 98 0 96 0 各軸的輸入 輸出轉矩 電動機的輸出轉矩 3 2 mN n p T m d d 59 14 1440 2 2 95509550 輸入轉矩 無錫太湖學院學士學位論文 8 5軸 1 1 1 9550 n p T 720 112 2 9550 mN 01 28 12軸 2 2 2 9550 n p TmN 08 13 77 1230 686 1 9550 16軸 3 3 3 9550 n p TmN 15 4 31 3692 603 1 9550 17軸 4 4 4 9550 n p TmN 72 7 15 1846 492 1 9550 18軸 5 5 5 9550 n p TmN 73 204 34 47 243 1 9550 19軸 6 6 6 9550 n p TmN 23 574 71 15 94 0 9550 輸出轉矩 5軸 mNTT 45 2798 001 28 211 12軸 222 TTmN 82 1298 008 13 16軸 233 TTmN 07 4 98 015 4 17軸 244 TTmN 57 7 98 072 7 18軸 255 TTmN 64 20098 073 204 19軸 266 TTmN 75 56298 023 574 3 4 直齒輪設計直齒輪設計 3 4 1 選定齒輪類型 精度等級 材料和齒數選定齒輪類型 精度等級 材料和齒數 1 選用直齒圓柱齒輪 2 紡織機機為一般工作機器 速度不高 故選用7級精度 GB 10095 88 3 材料選擇 小齒輪為40Cr 調質 硬度為280HBS 選擇大齒輪為45鋼 調質 硬 度為240HBS 二者材料硬度差為40HBS 4 選用小齒輪齒數為Z 20 大齒輪齒數為Z 60 3 4 2 按齒面接觸強度設計按齒面接觸強度設計 由設計計算公式進行計算 3 3 2 3 3 1 1 32 2 H E d t Z u uKT d 1 確定公式內的各計算數值 1 試選載荷系數 1 3tK 2 計算小齒輪傳遞的轉矩 mNT 15 4 3 3 由 機械設計 表10 7選擇齒寬系數 1d 4 由表10 6查得材料的彈性影響系數 1 2 189 8EZMPa 紡織機傳動系統(tǒng) 基于蝸輪蝸桿傳動 9 5 由圖10 21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 大 MPa H 600 1lim 齒輪的接觸疲勞強度極限 MPa H 550 2lim 6 計算應力循環(huán)次數 h jLnN 21 60 3008152 131 369260 9 10118 17 99 2 10706 5 310118 17 N 7 查表得接觸疲勞壽命系數 10 90HNK 20 95HNK 8 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1 安全系數S 1 得 3 4 11 1 0 90 600 540 1 HNHLIM H K MPaMPa S 22 2 0 95 550 522 5 1 HNHLIM H K MPaMPa S 9 計算 1 試算小齒輪分度圓直徑d1t 代入 H 中較小的值 2 3 3 1 1 32 2 H E d t Z u uKT d 3 2 3 5 522 8 189 3 4 1 1015 4 3 1 32 2 22 81mm 3 5 2 計算圓周速度 v 4 41m s 3 6 100060 21n d v t 100060 31 369281 22 3 計算齒寬 b 1dt bd mm81 2281 221 4 計算齒寬與齒高之比 b h 模數 14 1 20 81 22 1 1 z d m t t 齒高 mmmh t 565 2 14 1 25 225 2 8 89 67 3 81 22 h b 5 計算載荷系數 根據 v 4 41m s 7 級精度 由圖 10 8 查得動載荷系數 1 5 直齒輪 假設 v k KAFt b 100 N mm 又查得1 2 HF KK 查得使用系數 KA 1 查得 7 級精度 小齒輪相對支承 對稱布置時 3 1 H K 無錫太湖學院學士學位論文 10 再由 b h 9 10 查得 故 28 1 F K AVHH KK K KK 304 228 1 2 15 11 6 實際載荷系數校正所算得的分度圓直徑 3 7 3 11 tt ddK K 27 6mm 3 3 1 304 2 81 22 7 計算模數 38 1 20 6 27 1 1 z d m 3 4 3 按齒根彎曲強度設計按齒根彎曲強度設計 由公式 10 5 得彎曲強度設計公式為 3 8 1 3 2 1 2 FaSa dF KTY Y m z 1 確定公式內的各計算數值 1 由 機械設計 由 10 20c 查得小齒輪彎曲疲勞強度極限 大齒輪 1 500 EF MPa 的彎曲疲勞強度極限 2 380 EF MPa 2 由圖 10 18 查得彎曲疲勞壽命系數 1 0 85 FN K 2 0 88 FN K 3 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數 S 1 4 由 機械設計 由 10 12 式可得 3 9 11 1 HFNFE F K S 0 85 500 303 57 1 4 MPaMPa 22 2 HFNFE F K S 0 883800 238 57 1 4 MPaMPa 4 計算載荷系數 k AVFF KK K KK 1 1 12 1 2 1 351 814 5 由 10 5 查取齒形系數 80 2 1 Fa Y 28 2 2 Fa Y 查取應力校正系數 6 由表 10 5 查得 55 1 1 sa Y 73 1 1 sa Y 紡織機傳動系統(tǒng) 基于蝸輪蝸桿傳動 11 7 計算大 小齒輪的并加以比較 FaSa F Y Y 3 10 11 1 2 65 1 58 0 01379 303 57 FaSa F YY 22 2 2 226 1 764 0 01644 303 57238 86 FaSa F YY 大齒輪的數值比較大 2 設計計算 0 853 1 2 2 F saFa d YY z KT m 3 2 01644 0 201 4150814 1 2 對比計算結果 由齒面接觸疲勞強度計算的模數 m 大于齒跟彎曲疲勞強度計算的模 數 由于齒輪模數 m 的大小主要取決于彎曲強度算得的模數所決定的承載能力 而齒面 接觸疲勞強度所決定的承載能力 僅與齒輪直徑 即模數與齒數的乘積 有關 可取通 過由彎曲強度算得的模數 0 85 并整為標準值 m 1 5 按接觸強度算得的分度圓直徑 d1 27 6 mm 算出小齒輪的齒數 18 3 1 1 d z m 取 1 20z 大齒輪齒數 60 uzz 12 取 z2 60 這樣設計出來的齒輪傳動 既滿足了齒面接觸疲勞強度 又滿足了齒根彎曲疲勞強 度 結構緊湊 3 4 4 幾何尺寸計算幾何尺寸計算 1 計算分度圓直徑 11 dmz mm30205 1 22 dmz mm90605 1 2 計算中心距 60mm 12 2add 3 選擇齒輪寬度 B 30mm 1 d d mmB30 1 mmB35 2 4 計算齒頂高 齒根高 齒全高 1 1 5 1 5mm 12aaa hhh m 12ffa hhhcm mm875 1 5 1 25 01 2 0 25 1 25 3 375mm 12 2 a hhhcm 5 計算齒頂圓直徑 齒根圓直徑 基圓直徑 無錫太湖學院學士學位論文 12 3 11 11 2 aa dzhm mm335 1 1220 22 2 aa dzhm mm935 1 1260 3 12 111 2 ff hddmm24 2688 1 230 222 2 ff ddh mm24 8688 1 290 3 13 11cosb dd mm19 2820cos30 0 22cosb dd mm57 8420cos90 0 6 計算齒距 齒厚 齒槽寬 pm 71 4 5 114 3 2 36 2sem 驗算 3 14 1 1 2 t T F D N276 03 0 150 42 At K F b mmNmmN 100 2 9 30 2761 結構設計及繪制齒輪零件圖 如圖 3 1 所示 圖 3 1 直齒圓柱齒輪 紡織機傳動系統(tǒng) 基于蝸輪蝸桿傳動 13 3 5 直齒圓錐齒輪的設計直齒圓錐齒輪的設計 1 選定直齒圓錐齒輪傳動類型 材料 熱處理方式 精度等級 a 小齒輪選硬齒面 大齒輪選軟齒面 b 小齒輪 45 鋼 調質處理 齒面硬度為 230HBS 大齒輪 45 鋼 正火處理 齒面為 190HBS c 齒輪精度初選 6 級 2 初選參數 Z1 28 u 2 Z2 Z1 u 26 2 56 取 0 21 xx3 0 R 3 確定許用應力 a 確定極限應力和 limH limF 齒面硬度 小齒輪按 230HBS 大齒輪按 190HBS 查 機械設計 圖 10 21 得 580Mpa 550 Mpa lim1H lim2H 查 機械設計 圖 10 20 得 450Mpa 380Mpa lim1F lim2F b 計算應力循環(huán)次數 N 確定壽命系數 kHN kFN N1 60n3jLh 60 3692 31 1 2 8 300 5 9 1032 5 N2 N1 u 3 883 108 2 9 1066 2 查圖 10 19 得 kHN1 0 96 kHN2 0 98 c 計算接觸許用應力 取 min 1 H S min 1 4 F S 由許用應力接觸疲勞應力公式 MPa SH H H 8 556 kHN1 1lim 1 MPa SH H H 539 kHN2 2lim 2 查圖 10 18 得 kFE1 0 89 kFE2 0 91 a F F F MP S 07 286 4 1 89 0 450kFE1 1lim 1 a F F F MP S 247 4 1 91 0 380kFE2 2lim 2 4 初步計算齒輪的主要尺寸 因為低速級的載荷大于高速級的載荷 所以通過低速級的數據進行計算 按式 10 26 試算 即 dt 3 16 3 2 2 RR u5 01 92 2 H Et ZTK 無錫太湖學院學士學位論文 14 確定各參數值 1 試選載荷系數 K 1 2 2 計算小齒輪傳遞的轉矩 mNT 15 4 3 3 材料彈性影響系數 由 機械設計 表 10 6 取 ZE 189 8MPa 4 試算小齒輪分度圓直徑 t d1 dt 3 17 3 2 2 RR u5 01 92 2 H Et ZTK mm81 32 539 8 189 2 3 05 01 5 0 1015 4 2 1 92 2 3 2 3 5 計算圓周速度 v 6 3m s 100060 21 nd t 100060 31 369281 32 因為有輕微震動 查表 10 2 得 KA 1 25 根據 v 6 3m s 6 級精度 由 機械設計 圖 10 8 查得動載系數 KV 1 3 取 故載荷系數 K KA KV KH KH 1 25 1 3 1 1 2 1 95 6 按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑 由 機械設計 式 10 10a 得 d1 3 1 tt KKdmmmm57 38 2 1 95 1 81 32 3 mmdd Rm 78 3257 3885 0 5 01 11 7 計算大端模數 m m mm 1 1 z d 17 1 28 78 32 5 齒根彎曲疲勞強度設計 由式 3 16 n m 3 22 1 2 RR 1u5 01 4 F SaFaY Y z KT 確定計算參數 1 計算載荷系數 由表 10 9 查得 KH be 1 25 則 KF 1 5 KH be 1 875 K KAKVKF KF 1 25 1 03 1 1 875 2 414 紡織機傳動系統(tǒng) 基于蝸輪蝸桿傳動 15 2 齒形系數和應力修正系數因為齒形系數和應力修正系數按當量齒數算 其 cos v z z 中 3 18 89 0 21 2 1 cos 22 1 u u 3 19 44 0 1 1 cos 2 2 u 2 29 89 0 26 1 v z 18 118 44 0 52 2 v z 查表 10 5 齒形系數 YFa1 2 52 YFa2 2 16 應力修正系數 Ysa1 1 62 Ysa2 1 8 3 計算大 小齒輪的并加以比較 F SaFaY Y 1 11 F SaFaY Y 01427 0 07 286 62 1 52 2 2 22 F SaFa YY 01574 0 247 8 116 2 大齒輪的數值大 4 設計計算 n m 3 22 1 2 RR 1u5 01 4 F SaFaY Y z KT 1 147 3 222 3 0 01574 12283 05 013 0 1015 4 95 1 4 對比計算結果 可取由彎曲強度算得的模數 1 15 并就近圓整為標準值 m 1 25mm 按接觸 疲勞強度算得的分度圓直徑 d1 32 81mm 算出小齒輪齒數 Z1 d1 m 32 81 1 25 26 25 取 Z1 28 大齒輪齒數 Z2 2x28 56 6 幾何尺寸計算 1 計算分度圓直徑 d1 m Z 1 25 28 35 mm d2 m Z1 1 25 56 70mm 7 計算齒頂圓直徑 齒根圓直徑 3 20 11 2 aa dzhm mm5 555 1 1235 22 2 aa dzhm mm1085 1 1270 無錫太湖學院學士學位論文 16 3 21 111 2 ff hddmm24 3188 1 235 222 2 ff ddh mm24 6688 1270 2 計算錐距 R 39 2mm 3 22 2 1u d1 2 d2 2 1d 2 22 3 計算齒輪寬度 b R R 39 2x0 3 11 76 取 B2 20mm B1 15mm 結構設計及繪制齒輪零件圖 如圖 3 2 所示 圖3 2 直齒錐齒輪 紡織機傳動系統(tǒng) 基于蝸輪蝸桿傳動 17 4 減速器的設計與計算減速器的設計與計算 4 1 蝸桿的選擇蝸桿的選擇 選用蝸桿制造簡單的圓柱蝸桿 鑒于圓柱蝸桿按其齒廓曲線不同 又可分為阿基米 德蝸桿和漸開線蝸桿等 阿基米德蝸桿的加工與測量方便 所以在工程上應用最廣 漸 開線蝸桿的端面齒廓為漸開線 它的制造精度較高 利于成批生產 適用于功率較大的 高速傳動 鑒于阿基米德和漸開線蝸桿的優(yōu)缺點以及結合 GD76X1 型織機行傳動的實際 需要 選用圓柱蝸桿中的阿基米德蝸桿 即 ZA 蝸桿 4 1 1 蝸桿蝸輪材料的選擇蝸桿蝸輪材料的選擇 蝸桿材料一般選用碳素鋼或合金鋼 根據工作條件合適的熱處理 對于高速重載的 蝸桿傳動 蝸桿材料常用 20Cr 20CrMnTi 12CrNi3A 滲碳淬火到 58 63HRC 或 40 45 鋼和 40Cr 40CrNi 42SiMn 表面淬火到 45 55HRC 淬火后需磨削 一般情 況下 蝸桿多采用 40 45 鋼調質處理 硬度 270HBS 因此 此次設計中我選用 40Cr 為制作蝸桿的材料 蝸輪常用的材料是鑄造錫青銅和無錫青銅 高速重載的重要傳動 可選用 ZCuSn10P1 和 ZCuSn5PbZn5 等鑄造青銅制作蝸輪的齒圈 其減摩性和抗膠合能力均好 允許的滑動速度可達 10 25m s 但價格較貴 當滑動速度 vs10 10 5 2 綜合表 4 3 所列 6 9 級蝸桿傳動的應用范圍 制造方法和許用滑動速度以及紡織機的 自身需求 我認為選用 7 級精度的蝸桿傳動最適宜 因此 此次設計中的蝸桿蝸輪均確 定為 7 級精度 4 1 8 桿傳動的潤滑和熱平衡計算桿傳動的潤滑和熱平衡計算 1 蝸桿傳動的潤滑 為了提高蝸桿傳動的效率 承載能力及壽命 應當充分重視蝸桿傳動的潤滑 為了 減輕磨損及防止膠合破壞 潤滑劑通常采用粘度較大的礦物油 并在礦物油中加入添加 劑 以提高抗膠合能力 但是 青銅蝸輪不能采用抗膠合能力強的活性潤滑油 以免腐 蝕 紡織機傳動系統(tǒng) 基于蝸輪蝸桿傳動 23 閉式蝸桿傳動一般采用油池潤滑或噴油潤滑 采用油池浸油潤滑時 蝸桿浸油深度 為一個齒高 當滑動速度 vs 4m s 時 應采用上置式蝸桿 蝸輪帶油潤滑 這時 蝸桿的 浸油深度為 1 3 的半徑 若潤滑速度 vs 10 15vm s 時 則采用壓力噴油潤滑 開式蝸桿 傳動選用粘度較高的的潤滑油和潤滑脂 我設計中的蝸桿傳動潤滑采用一般的油池潤滑 即可 2 蝸桿傳動的熱平衡計算 由于蝸桿傳動摩擦損耗大 效率低 工作時發(fā)熱量很大 在閉式蝸桿傳動中 若不 及時散熱 將會因油溫不斷升高而使?jié)櫥拖♂?從而更增大摩擦損耗 甚至發(fā)生膠合 所以 必須進行熱平衡計算 使單位時間內的發(fā)熱量 Q1 等于同時間內的散熱量 Q2 以 保證溫度穩(wěn)定地處于規(guī)定的范圍內 在單位時間內 蝸桿傳動由于摩擦損耗產生的熱量為 4 8 1 1000 11 PQ 以自然冷卻方式 從箱體外壁散發(fā)到周圍空氣中的熱量為 4 9 02 ttAKQ t 當達到熱平衡時 可求得箱體內潤滑油的工作溫度 21 QQ 4 10 1 1000 0 1 0 ttK P tt t 式中 P1 蝸桿傳動的輸入功率 kW Kt 散熱系數 Kt 10 17W m2 當周圍空氣流通良好時 取大值 C 取 15 W m2 C t 箱體內油的工作溫度 一般應限制在 60 70 最高不超過 C C 80 C t0 環(huán)境溫度 一般取 20 C A 散熱面積 m2 指內壁被油飛濺到 外壁為周圍空氣所冷卻的箱體表 面積值 這里 由減速器裝配圖估算箱殼散熱面積 S 0 98 2 m 則 CC ttK P tt t 8015 34 98 0 15 81 0 1 995 0 1 11000 20 1 1000 0 1 0 故散熱條件滿足 4 2 軸的設計計算軸的設計計算 4 2 1 軸的功率軸的功率 p 轉速 轉速 n 和轉矩和轉矩 T 對 I 軸 kWp492 1 4 min 15 1846 4 rn mN72 7 4 T 對 II 軸 kWp243 1 5 min 34 47 5 nmNiTT 204 45 由公式 mm n Ad 3 無錫太湖學院學士學位論文 24 初步確定軸的最小直徑 其中為軸的許用切應力所確定的系數 由于 I 軸選用的 A 材料是 40Cr 查表取 107 而 II 軸選用的材料為 45 鋼 則 A I 軸 mmd6 8 34 1846 492 1 107 3 1 II 軸 mmd27 32 34 47 1 117 3 2 因 II 軸在設計中不是重點 此處只計算它的最小軸徑 其具體的尺寸結構見裝配圖 4 2 2 結構設計結構設計 1 擬定軸上零件機構方案 如圖 4 1 所示 圖 4 1 2 確定蝸桿上零件的位置及蝸桿上零件的固定方式 因此處是單級蝸桿減速器 蝸桿與軸的重要區(qū)別是 蝸桿中間部位上有輪齒 而軸 上則需與齒輪相配 相對來說蝸桿上的零件及固定方式要簡單一些 軸承對稱分布在輪 齒兩側 蝸桿的外伸端安裝聯軸器 用來連接蝸桿與電動機 兩對軸承分別靠軸肩和擋 圈實現軸向定位 靠過盈配合實現周向固定 蝸桿通過軸承蓋實現軸軸向定位 聯軸器 靠擋圈和平鍵分別實現軸向和周向固定 3 聯軸器的選擇與計算校核 蝸桿軸上帶有鍵槽的一端很顯然是安裝聯軸器處軸的直徑 為了使所選的軸的 98 zz d 直徑與聯軸器的孔徑相適應 故需同時選取聯軸器型號 98 zz d 因為蝸桿的轉速較高 啟動頻繁 載荷有變化 宜選用緩沖性能較好 同時具有可 紡織機傳動系統(tǒng) 基于蝸輪蝸桿傳動 25 移動的彈性柱銷聯軸器 計算聯軸器的轉矩 查 機械設計原理與方法 表 15 12 得 故取 1 TkT Aca 1 5 名義轉矩 A kmN n P T 72 79550 4 4 所以 計算轉矩 mNTkT Aca 58 1172 7 5 1 4 查 機械設計手冊 選用 HL2型彈性柱銷聯軸器 其技術參數為 其公稱轉矩為 315 許用轉速 nmax 5600r min 孔徑范圍為 25 35mm 結構參數為 兩半聯軸器mN 均選用長圓柱形孔 Y 型 A 型鍵槽 電動機輸出端孔徑為 蝸桿輸入端mmmm8232 孔徑長為 則該聯軸器標記為 mmmm8235 GB5014 85 8235 8232 2 YA YA HL 4 根據軸向定位的要求確定軸上的各段直徑和長度 I 蝸桿的最小直徑由前面計算可得 dz1 z2為 8 6mm 但考慮到該段軸上需安裝固定 軸承的擋圈 此處有一退刀槽 故所算軸徑應增大 5 即 dz1 z2 1 5 x8 6 9 03mm 取其標準直徑為 20mm 又因該軸段上需裝一對軸承 因此該軸段長度需 選定軸承后方可確定 因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用 故選用深溝球軸承 參照工作要求并根據 dz1 z2 20mm 由軸承產品目錄中選取軸承代號為 6004 其尺寸為 軸承的寬度為 12mm 軸承右側的擋圈寬度粗略估計為mmmmmmBDd124220 2mm 擋圈右側稍微留 3mm 其末端倒角 因此 dz1 dz2軸段的長度為 12mm 2mm 3mm 17mm II dz2 dz3段的直徑應大于 dz1 dz2的直徑 現估計 dz2 z3 28mm 由于該段上不需 安裝軸承 因此其長度由設計需求定為 52mm III 因蝸桿的分度圓直徑為 40mm 齒頂圓的直徑為 48mm 故取 mmd zz 48 54 為了避免齒輪與蝸桿軸的摩擦在蝸桿齒輪的兩端需制出一段很小的倒角 mmL zz 8 48 54 IV dz6 dz7段的直徑和 dz2 dz3段的直徑相同 因此 dz6 z7 28mm 但其長度需按照 設計要求給定 因此其長度與 dz2 dz3段不同 L z6 z7 48mm V dz8 dz9段需安裝聯軸器和一對軸承 聯軸器的尺寸前面已經算出并已經校合 故 dz8 z9 35mm L 65mm 聯軸器的右側有一個擋圈 其寬度粗略估計為 2mm 擋圈 右端安裝了一對軸承 因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用 故選用深溝球軸承 參 照工作要求并根據 dz8 z9 35mm 由軸承產品目錄中選取軸承代號為 6007 其尺寸為 軸承的寬度為 14mm 故 L z8 z9 91mm mmmmmmBDd146235 至此 已初步確定了軸的各段直徑和長度 5 軸上零件的周向定位 彈性柱銷聯軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯接 半聯軸器與軸的聯接選用平鍵為 無錫太湖學院學士學位論文 26 10mmx8mmx63mm 半聯軸器與軸的配合為 滾動軸承與軸的周向定位是借過盈配合 6 7 k H 來保證 此處選軸的直徑尺寸公差為 6 m 6 確定軸上圓角和倒角尺寸 參考資料 取軸端倒角為 各軸肩處的圓角半徑見圖 451x 7 按彎扭合成應力校核軸的強度 I 畫受力簡圖 畫軸的空間受力簡圖 如圖 5 2 所示 其作用力分解為垂直面受力 5 5 和平面受力圖 5 3 分別求出垂直面上的支反力和水平面的支反力 零件作用于蝸桿上的分布力或轉矩可 當作集中載荷作用于蝸桿零件的寬度中點來處理 支反力的作用位置隨軸承類型和布置 方式不同而異 近似計算時 一般取為蝸桿的軸承寬度中心 II 計算蝸輪受力 蝸桿傳遞的轉矩 mN n P T 72 79550 4 4 4 蝸輪的圓周力 N d T Ft386 40 772022 1 4 蝸輪的徑向力 N d T Fr90820tan 164 2047302 tan 2 2 5 蝸輪的軸向力 N d T Fa2496 164 73 20422 2 5 III 計算于蝸桿上的支反力 垂直面內支反力 NNdFlF l R arvA 722 2 2 1 1 NNdFlF l R arvB 186 2 2 1 1 水平面內支反力 NFRR tHBHA 1932 IV 計算蝸桿的彎矩 并畫彎矩 轉矩圖 剖面 a a 處彎矩有突變 左截面 mmNlRM VAaV 671462 1 右截面 mmNlRM VBaV 172982 2 mmNlRM HAaH 179492 分別作出垂直面和水平面上的彎矩圖 4 4 4 6 V 作合成彎矩圖 4 7 扭矩圖 4 8 截面 a a 左側的合成彎矩為 mmNMMM aVaHV 6 69503 2 1 2 1 截面 a a 右側的合成彎矩為 mmNMMM aVaHV 64 24927 2 2 2 1 VI 計算并畫當量彎矩圖 5 9 紡織機傳動系統(tǒng) 基于蝸輪蝸桿傳動 27 因蝸桿單向運轉 故其轉矩可看做動脈循環(huán)變化 取 危險截面 a a 處的當量 6 0 彎矩為 mmNMTMM aca 2 69657 222 1 VII 計算危險截面 a a 的軸徑 由mm M d aca 78 19 901 0 2 69657 1 0 3 3 1 1 在結構設計中 此處的軸徑為 40mm 故強度滿足 圖 4 2 空間受力簡圖 圖 4 3 水平受力圖 無錫太湖學院學士學位論文 28 圖 4 4 水平彎距圖 圖 4 5 垂直受力圖 圖 4 6 垂直彎距圖 紡織機傳動系統(tǒng) 基于蝸輪蝸桿傳動 29 圖 4 7 合成彎距圖 圖 4 8 扭距圖 圖 4 9 當量彎矩圖 無錫太湖學院學士學位論文 30 4 3 鍵的選擇和鍵聯接強度計算鍵的選擇和鍵聯接強度計算 4 3 1 鍵的選擇鍵的選擇 由于鍵是標準件 鍵的選擇包括類型選擇和尺寸選擇兩個方面 鍵的類型應根據鍵 聯接的結構特點 使用要求和工作條件來選擇 鍵的尺寸則按符合標準規(guī)格和強度要求 來取定 鍵的主要尺寸為其截面尺寸 一般以鍵寬 b 鍵高 h 表示 與長度 L 鍵的截面尺 寸按軸的直徑 d 由標準中選定 鍵的長度 L 一般可按輪轂的長度而定 即鍵長等于hb 或略短于輪轂的長度 而導向平鍵則按輪轂的長度及其滑動距離而定 一般輪轂的長度 可能為 這里 d 為軸的直徑 所選定的鍵長亦應符合標準規(guī)定的長度系列 dl25 1 根據其上面所需的要求 我們選定蝸桿和聯軸器的連接用平鍵聯接 由于蝸桿的直徑 d 35 故鍵的尺寸為可從 機械設計課程手冊 中查得 81063 hbl 4 3 2 鍵聯接強度計算 平鍵聯接傳遞轉矩時 鍵的側面受擠壓 截面受剪切 可能的失效形式是較弱零件 通常為輪轂 工作面的壓潰 對于靜聯接 或磨損 對于動聯接 和鍵的剪斷 對于 實際采用的材料和按標準選用的鍵尺寸來說 工作面的壓潰或磨損是主要的失效形式 由于普通平鍵多用于靜聯接 因此對于平鍵聯接的強度計算 通常只進行擠壓應力 根據其要求 普通平鍵聯接的強度條件為 4 11 pp dlk T kl dT 2 2 式中 T 傳遞的