机械毕业设计（论文）-纺织机传动系统的设计--基于涡轮蜗杆传动【全套图纸】

III 摘要摘要 本设计说明主要参考沈阳纺织机械厂 GD76X1 型织机传动原理设计。该型纺织机主 要有以下传动机构：主轴与打维机构、开口机构、绞边机构、送经机构、卷取机构。本 设计主要对 GD76X1 型纺织机的送经机构进行设计。送经机构的传动部件主要有 V 带、 直齿圆柱齿轮，变速箱、直齿锥齿轮，蜗轮蜗杆减速器。本说明书主要对直齿圆柱齿轮 设计和校核，直齿锥齿轮设计和校核，蜗轮蜗杆进行设计和校核说明，还对减速器的轴 进行设计和校核，V 带的选型进行了设计说明。 关键字关键字：直齿圆柱齿轮；锥齿轮；蜗轮蜗杆；V 带；减速箱 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 IV V 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 VI 目录目录 摘要.III ABSTRACTIV 目录 V 1 绪论.1 1.1 本课题的研究内容和意义1 1.2 国内外的发展概况1 1.3 编织机的发展前景.1 1.4 本课题应达到的要求.2 2 喷水织机机构与原理.3 2.1 织机机构.3 2.2 GD76X1 型织机行传动原理3 2.3 GD76X1 型织机传动机构3 3 设计过程论述.6 3.1 电机选择.6 3.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比.6 3.3 计算传动装置的运动和动力参数.6 3.3.1 进行传动件的设计计算，要推算出各轴的转速。6 3.3.2 各轴的输入、输出功率7 3.4 直齿轮设计.8 3.4.1 选定齿轮类型、精度等级、材料和齿数8 3.4.2 按齿面接触强度设计8 3.4.3 按齿根弯曲强度设计10 3.4.4 几何尺寸计算11 3.5 直齿圆锥齿轮的设计13 4 减速器的设计与计算.17 4.1 蜗杆的选择17 4.1.1 蜗杆蜗轮材料的选择.17 4.1.2 蜗杆蜗轮的结构.17 4.1.3 蜗杆头数 z1，蜗轮齿数 z2 和传动比 i17 4.1.4 蜗杆蜗轮的主要参数和几何尺寸的计算18 VII 4.1.5 蜗杆传动的强度计算18 4.1.6 计算蜗杆的滑动速度和传递效率.21 4.1.7 确定蜗杆传动的精度等级.22 4.1.8 杆传动的润滑和热平衡计算.22 4.2 轴的设计计算.23 4.2.1 轴的功率 p，转速 n 和转矩 T.23 4.2.2 结构设计.24 4.3 键的选择和键联接强度计算29 4.3.1 键的选择.29 4.4 离合器的选择30 5 减速器箱体设计.32 5.1 箱体设计32 5.2 减速器附件设计33 6 带传动.35 6.1 带传动的类型.35 6.2 带的弹性滑动和打滑.35 6.3 带传动参数的选择.35 6.3.1 中心距 a .35 6.3.2 传动比 i.35 6.3.3 带轮的基准直径35 6.3.4 带速 v.35 6.4 带的选型.36 6.5 带轮的选择.36 7 结论和展望.37 7.1 结论.37 7.2 展望37 致 谢.38 参考文献.39 纺织机传动系统-基于蜗轮蜗杆传动 1 1 绪论绪论 1.1 本课题的研究内容和意义本课题的研究内容和意义 在国外编机抢占中国市场的同时，我国的编织企业也在呼唤国产优质编机，对国内 编织机械企业提出新的要求。 在机理构造上，一些国产编机也与进口编机无太大差别。 但国产编机在有关在线检测方面与进口编机的功能差距较大，尚不能很好地满足有些高 档产品的生产需要；另外，国产编机在生产中的通用性较强，而针对性不高，不易生产 出特色产品，这些方面国产编机在今后的生产中有待加强。 国外企业的竞争，国内用户要求的不断提升，编机企业走创新路子，形成核心竞争力 的呼声更高。国产编织机械与国外同类产品的差距，除了研发能力技术创新不足之外， 还主要表现在加工精度和运行可靠性两个方面。因此，必须下大力气研究从生产过程、 管理过程流通过程与创新的系统优化问题，借助系统论控制论的理论，努力消除现存 的问题，缩短差距。应加强产学研结合，开创教育与企业新局面。通过企业和科研院所 的人才与设施、科研与生产互动，加快人才培养和技术提升。 研究编织机的传动系统，对于提高生产效率降低生产成本具有重要意义。此项研究 也是对大学四年所学课程的一次总复习，它将机械制图、机械设计和机电传动控制等机 械设计制造及其自动化主要专业课程紧密联系在一起，利用所学的机械与控制相关知识 来解决实际的生产问题，将理论设计与实际运用联系起来，需要考虑多方面的问题，如 成本、系统可靠性和机械设备使用寿命等等。 1.2 国内外的发展概况国内外的发展概况 改革开放 20 多年来，国内纺织工业经历了持续快速发展的过程，到了 2005 年我国 纺织纤维加工总量已达 2690t，约占世界纤维加工总量的 37%，主要的纺织产品化纤、 棉纱、棉布、丝织品和服装产量均居世界第一位。纺织业依然是国内重要的支柱产业之 一，在满足人民纺织产品消费，出口创汇，为其他产业提供支持，解决就业问题等方面 发挥重要作用。 今年来随着纺织行业结构调整和产业升级的升入，通过国内技术的改造和国外先进 技术的引进和吸收，织造行业的装备和技术水平大幅提高，企业自主创新能力也有所增 强，生产效率不断提高，品种范围迅速扩展，生产已从劳动密集型向科技型转换。淘汰 落后装备和工艺，光、机、电、气动、液压、传感、计算机技术的复合应用，为织物附 加值提高和新产品开发提供了强有力的保障，针织产品休闲化，个性化，高档化趋势日 益明显，纺织面料出口以年均 19%的速度增长，出口服装面料自给率也提高到 70%，彻 底扭转了面料进口量高于出口量的局面，增强了行业的国际竞争力。但我国织造行业的 整体水平与世界先进国家相比仍有较大差距。仅以棉织设备为例，其无梭织机、自动络 筒机的使用率仅占 25%和 21%，而发达国家已达 90%左右。应对整个织造领域的飞速发 展有了一个总体认识，以期待找出与国外差距和今后提高今后科技水平的方向。 1.3 编织机的发展前景编织机的发展前景 （1）进一步提高产品质量 无锡太湖学院学士学位论文 2 在编织机上装上各类显示检测和控制的装置，可以弥补人工操作的不足和管理上的 缺陷。 （2）提高机器运行的安全性 在控制驱动系统中应用微电子技术，可使机器运行可靠。 （3）机器运转高速化，提高单机质量 采用各种自动化措施和微机控制技术，可使机器运行更加可靠。 （4）传动方式多样化 单机采用机电一体化的新技术，打破现有单纯机械传动的局面，使单一机电带动皮 带及齿轮变速的传动方式有新的突破。 （5）改善劳动环境 多方面提高自动化程度，减轻工人劳动量。 （6）减少设备占地空间 1.4 本课题应达到的要求本课题应达到的要求 通过参观现有的 编织机，了解其传动系统的传动原理。并找出传统编织机传动系统 不足之处，初步设定圆筒编织机传动系统总体方案。根据总体设计方案，通过计算选择 电机、传动零件、并校核零件强度、用 CAD 绘制装配图、零件图，用 ProE 绘制实体 模型仿真，仿真通过后编写设计说明书并进行设计答辩。 纺织机传动系统-基于蜗轮蜗杆传动 3 2 喷水织机机构与原理喷水织机机构与原理 2.1 织机机构织机机构 喷水织机是一种高速无梭织机。它是用水射流代替了两百多年世界织布产业上长期 使用的梭子，通过喷嘴将纬线引入经丝梭口的一种新型织机。 这种从根本上改变了织机原理的喷射织机，装有具备创新技术的新装备：水喷射装 置，连续测纬及储纬装置，纬纱切断装置，边纱处理装置。下面就 GD76X1 型织机行传 动系统设计 主要运动部分 送经机构：将织轴上的经纱均匀送出，满足交织需要。 卷取机构：将织物引离织口，卷至卷布辊上。由电动机经减速装置带动卷布辊转动， 将编织好的导火带卷到卷布辊上。在卷绕的过程中，保持张力均匀是非常重要。 织机的织口大小变换机构：根据编织的需要来改变织口的大小。 2.2 GD76X1 型织机行传动原理型织机行传动原理 （1）纬纱是直接由锥形筒子或筒子纱等贡纱器供给，通过张力器调节适当张力，用侧长 盘连续测取长度相当于筘幅的一根纬纱，通过储纬器，其前端即由纬纱夹持装置握持， 引入喷嘴口。 （2）从水源将喷射用水引入保持一定水压的水箱，由浮阀保持一定水面，经过滤而被吸 入水泵，水泵属于柱塞式，调节适当的水压和水量，然后压人喷嘴。 （3）在喷嘴处，纬纱和水在此合流，以 30-50m/s 的速度向梭口射去。 （4）投入的纬纱前端被织机对侧的捕纬器夹持，经捻纱而得到适当张力。 （5）在此同时，由卫星齿轮式绞边装置进行边纱的开口运动，使纬纱两端皆被拧织而成 结实的布边。 （6）纬纱均从喷嘴向一个方向飞行，在梭口两端位置装有热熔丝切断投入的纬线，或采 用机械剪断投入的纬纱。 （7）纬纱的飞行如受到毛羽等影响，不能到达右侧，装在右边的探纬器可立即检出，并 使织机自动停下来。 原理图如图 2.1 所示。 2.3 GD76X1 型织机传动机构型织机传动机构 1) 主轴与打维机构的传动 主电动机经带轮 2 和多楔带 3 传动皮带轮 4 和主轴 5，皮带轮 4 装有单片式电磁制动 器，曲轴用联轴器与主轴 5 连接。另一侧用联轴器连接传动轴，曲轴经手和筘座 6 进行 打纬。 2）开口机构的传动 经曲轴齿轮 7 传动过桥齿轮 8，另一侧通过联轴器传动主轴曲轴齿轮 7 ，传动过桥齿 轮 8 ，通过过桥轴传动偏心轮，经牵手传动开口轴，两侧牵手偏心位置相差 180。，形成 连杆式开口机构。 3）绞边机构的传动 无锡太湖学院学士学位论文 4 主轴 5 经齿轮 7,8,9 和一齿轮使绞边齿轮得到传动，由于行星齿轮和恒星齿轮的周转 轮系传动，实现了边经纱的开口和绳状扭绞动作。 4）送经机构的传动 由凸轮 10 通过三角皮带与传动轴 11，传动机械式无极变速器的输入轴 12，经变速 器的内部机构作用变速后，由输出轴输出，在经变速齿 13 和 14，经锥齿轮传动，由涡轮 蜗杆减速器减速后，由送经小齿轮 15，传动经轴齿轮 16 使经轴传动。送经机构的经纱张 力感应升降杆，其位置的高低可以控制无级变速器的变速比。 5) 卷取机构的传动 主轴 5 经同步带轮 19、20 传动减速器，经离合器 22 齿轮带动卷取主动齿轮 23，传动 三只变换齿轮，最末一只变换齿轮传动计数齿轮，与计数齿轮同轴的有小链轮和小齿轮， 小齿轮可传动卷取齿轮 24，而齿轮装在摩擦辊轴上，这样可带动摩擦辊 25 一起转动。摩 擦辊的卷取表面包覆糙面橡胶带，在两根压辊的作用下与绕在圆周表面上的织物产生摩 擦作用而将织物送到卷布辊 26。卷布辊是由卷取链轮经链条传动活轮，与同轴齿轮传动。 主动齿轮再通过卷取制动器作用，带动卷布辊一起传动，当卷布辊因不断卷取织物而直 径增大时，能依靠卷取制动器的打滑作用，使卷布辊转速变慢，保持织物有一定张力。 6） 送经机构的传动路线： 电动机 1（带轮） 轴 5（齿轮）轴 10（带轮）轴 11（变速箱）轴 12（齿轮）轴 17（减速箱）轴 18（齿轮）送经机构 打纬机构的传动路线： 电动机 1（带轮 ）轴 5（曲柄摇杆机构）打纬机构 开口机构的传动路线： 电动机 1（带轮） 轴 5（齿轮）轴（过桥齿轮 8）偏心轮开口机构 绞边机构的传动路线： 电动机 1（带轮） 轴 5（齿轮）轴 10（齿轮）绞边动作（绞边齿轮） 纺织机传动系统-基于蜗轮蜗杆传动 5 图 2.1 工作原理 无锡太湖学院学士学位论文 6 3 设计过程论述设计过程论述 3.1 电机选择电机选择 为保证机器正常运作。现选用型号为Y112M-4三相异步电动机。其技术参数如表3-1所 示 表3-1 电机参数 满 载 时 启动电 流 启动转 矩 最大转 矩 额定 功率 KW 转 速 r/min 电流 （380V ） 效 率%功率因数 cos 额定电 流 额定转 矩 额定转 矩 重 量 kg 2.214408.7784.50.827.02.22.343 3.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比确定传动装置的总传动比和分配传动比 由选定的电动机满载转速和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为：mn m a n i n 由于电动机转速 =1440r/min，最终输出的速度v=40m/min=0.667m/s，卷筒直径设mn 为 mm，则：800 最后输出转速： (3.1)min/92.15 80014 . 3 60/40100060100060 r D V n 故传动装置总传动比： 45.90 92.15 1440 n n i m a 分配传动比考虑以下原则： 1）各级传动的传动比应在合理范围内，不超过允许的最大值，以符合各种传动形式的工 作特点，并使结构比较紧凑。 2）应注意使各级传动尺寸协调，结构比较合理。 3）尽量是传动装置外廓尺寸紧凑或重量较小。 4）尽量使各级大齿轮浸油深度合理。 5）要考虑传动零件之间不会干涉碰撞。 =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 计算传动装置的运动和动力参数计算传动装置的运动和动力参数 3.3.1 进行传动件的设计计算，要推算出各轴的转速。进行传动件的设计计算，要推算出各轴的转速。 各轴转速 纺织机传动系统-基于蜗轮蜗杆传动 7 5 轴：=720r/min 1 n 1 i nm 2 1440 12 轴：= 2 n i n1 min/77.1230 585 . 0 720 * 5432 1 r iiii n 16 轴：= 3 nmin/31.3692 3/1 73.1230 6 2 r i n 17 轴：= 4 nmin/15.1846 2 31.3692 7 3 r i n 18 轴：min/34.47 39 15.1846 8 4 5 r i n n 19 轴：min/77.15 3 3 . 47 9 5 6 r i n n 3.3.2 各轴的输入、输出功率各轴的输入、输出功率 传动效率如下： 带传动的传动效率=0.96，轴承=0.98，齿轮传动效率=0.97, v带的传动效率123 =0.94,锥齿轮传动效率，涡轮蜗杆传动效率。 4 95 . 0 5 68. 0 6 输入功率： 5 轴： = 1 p 1 * d pkwkw112. 296 . 0 2 . 2 12轴： 44233212 * d pp = 97 . 0 98 . 0 96 . 0 2 . 2kw686 . 1 94 . 0 94 . 0 98 . 0 97 . 0 16轴： kwpp603 . 1 97 . 0 98 . 0 686 . 1 3223 17轴： kwpp492 . 1 95 . 0 98 . 0 603. 1 5234 18轴： 6245 ppkw014 . 1 85 . 0 98. 0492 . 1 19轴： kwpp96 . 0 97. 098 . 0 243 . 1 3256 输出功率： 5 轴： 21 112 . 2 pkw070 . 2 98 . 0 112 . 2 12轴： 22 686 . 1 pkw652 . 1 98. 0686 . 1 16轴： 23 603 . 1 pkw571. 198 . 0 603 . 1 17轴： 24 492 . 1 pkw492 . 1 98. 0492 . 1 18轴: 25 243 . 1 pkw994. 098 . 0 014 . 1 19轴: 26 181. 1pkw94 . 0 98 . 0 96 . 0 各轴的输入、输出转矩，电动机的输出转矩： (3.2)mN n p T m d d 59.14 1440 2 . 2 95509550 输入转矩： 无锡太湖学院学士学位论文 8 5轴： 1 1 1 9550 n p T 720 112 . 2 9550 mN 01.28 12轴： 2 2 2 9550 n p TmN 08.13 77.1230 686. 1 9550 16轴： 3 3 3 9550 n p TmN 15 . 4 31.3692 603 . 1 9550 17轴： 4 4 4 9550 n p TmN 72. 7 15.1846 492 . 1 9550 18轴: 5 5 5 9550 n p TmN 73.204 34.47 243 . 1 9550 19轴: 6 6 6 9550 n p TmN 23.574 71.15 94 . 0 9550 输出转矩： 5轴： mNTT45.2798. 001.28 211 12轴： 222 TTmN 82.1298. 008.13 16轴： 233 TTmN 07 . 4 98. 015 . 4 17轴： 244 TTmN 57 . 7 98. 072. 7 18轴: 255 TTmN 64.20098. 073.204 19轴: 266 TTmN 75.56298. 023.574 3.4 直齿轮设计直齿轮设计 3.4.1 选定齿轮类型、精度等级、材料和齿数选定齿轮类型、精度等级、材料和齿数 1) 选用直齿圆柱齿轮。 2) 纺织机机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB 10095-88) 3)材料选择，小齿轮为40Cr（调质） ，硬度为280HBS，选择大齿轮为45钢（调质） ，硬 度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。 4)选用小齿轮齿数为Z=20，大齿轮齿数为Z=60。 3.4.2 按齿面接触强度设计按齿面接触强度设计 由设计计算公式进行计算； （ 3.3） 2 3 3 1 ) ( 1 32. 2 H E d t Z u uKT d （1） 确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数 1.3tK 2）计算小齿轮传递的转矩 mNT15 . 4 3 3）由机械设计表10-7选择齿宽系数 1d 4）由表10-6查得材料的弹性影响系数 1 2 189.8EZMPa 纺织机传动系统-基于蜗轮蜗杆传动 9 5）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限， 大 MPa H 600 1lim 齿轮的接触疲劳强度极限。 MPa H 550 2lim 6）计算应力循环次数： h jLnN 21 60 = )3008152(131.369260 9 10118.17 99 2 10706 . 5 310118.17N 7)查表得接触疲劳寿命系数： ， 10.90HNK20.95HNK 8)计算接触疲劳许用应力： 取失效概率为1%，安全系数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） 计算 (1)试算小齿轮分度圆直径d1t，代入 H中较小的值 = 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) 计算圆周速度 v 4.41m/s （3.6） 100060 21n d v t 100060 31.369281.22 (3）计算齿宽 b = 1dt bdmm81.2281.221 (4) 计算齿宽与齿高之比 b/h 模数 14. 1 20 81.22 1 1 z d m t t 齿高 mmmh t 565 . 2 14 . 1 25. 225. 2 8.89 67. 3 81.22 h b (5)计算载荷系数 根据 v=4.41m/s，7 级精度、由图 10-8 查得动载荷系数 =1.5；直齿轮，假设 v k KAFt/b101052 综合表 4-3 所列 69 级蜗杆传动的应用范围，制造方法和许用滑动速度以及纺织机的 自身需求，我认为选用 7 级精度的蜗杆传动最适宜。因此，此次设计中的蜗杆蜗轮均确 定为 7 级精度。 4.1.8 杆传动的润滑和热平衡计算杆传动的润滑和热平衡计算 1、蜗杆传动的润滑 为了提高蜗杆传动的效率，承载能力及寿命，应当充分重视蜗杆传动的润滑。为了 减轻磨损及防止胶合破坏，润滑剂通常采用粘度较大的矿物油，并在矿物油中加入添加 剂，以提高抗胶合能力。但是，青铜蜗轮不能采用抗胶合能力强的活性润滑油，以免腐 蚀。 纺织机传动系统-基于蜗轮蜗杆传动 23 闭式蜗杆传动一般采用油池润滑或喷油润滑。采用油池浸油润滑时，蜗杆浸油深度 为一个齿高。当滑动速度 vs4m/s 时，应采用上置式蜗杆，蜗轮带油润滑，这时，蜗杆的 浸油深度为 1/3 的半径。若润滑速度 vs1015vm/s 时，则采用压力喷油润滑。开式蜗杆 传动选用粘度较高的的润滑油和润滑脂。我设计中的蜗杆传动润滑采用一般的油池润滑 即可。 2、蜗杆传动的热平衡计算 由于蜗杆传动摩擦损耗大，效率低、工作时发热量很大。在闭式蜗杆传动中，若不 及时散热，将会因油温不断升高而使润滑油稀释，从而更增大摩擦损耗，甚至发生胶合。 所以，必须进行热平衡计算。使单位时间内的发热量 Q1 等于同时间内的散热量 Q2，以 保证温度稳定地处于规定的范围内。 在单位时间内，蜗杆传动由于摩擦损耗产生的热量为： （4.8） )1 (1000 11 PQ 以自然冷却方式，从箱体外壁散发到周围空气中的热量为： （4.9） )( 02 ttAKQ t 当达到热平衡时，可求得箱体内润滑油的工作温度： 21 QQ （4.10） )( )1 (1000 0 1 0 ttK P tt t 式中 P1蜗杆传动的输入功率（kW） ； Kt散热系数，Kt=1017W/（m2） ，当周围空气流通良好时，取大值。 C 取 15 W/（m2） C t箱体内油的工作温度（） ，一般应限制在 6070，最高不超过 CC 80； C t0环境温度，一般取 20 C A散热面积（m2） ，指内壁被油飞溅到、外壁为周围空气所冷却的箱体表 面积值。这里，由减速器装配图估算箱壳散热面积 S=0.98； 2 m 则， CC ttK P tt t 8015.34 98 . 0 15 )81 . 0 1 (995 . 0 1 . 11000 20 )( )1 (1000 0 1 0 故散热条件满足。 4.2 轴的设计计算轴的设计计算 4.2.1 轴的功率轴的功率 p，转速，转速 n 和转矩和转矩 T 对 I 轴： kWp492 . 1 4 min/15.1846 4 rn mN72 . 7 4 T 对 II 轴： kWp243. 1 5 min/34.47 5 nmNiTT204 45 由公式： mm n Ad 3 无锡太湖学院学士学位论文 24 初步确定轴的最小直径，其中为轴的许用切应力所确定的系数，由于 I 轴选用的 A 材料是 40Cr，查表取=107，而 II 轴选用的材料为 45 钢，则： A I 轴： mmd6 . 8 34.1846 492 . 1 107 3 1 II 轴： mmd27.32 34.47 1 117 3 2 因 II 轴在设计中不是重点，此处只计算它的最小轴径，其具体的尺寸结构见装配图。 4.2.2 结构设计结构设计 1） 拟定轴上零件机构方案 如图 4.1 所示 图 4.1 2）确定蜗杆上零件的位置及蜗杆上零件的固定方式 因此处是单级蜗杆减速器，蜗杆与轴的重要区别是：蜗杆中间部位上有轮齿，而轴 上则需与齿轮相配。相对来说蜗杆上的零件及固定方式要简单一些，轴承对称分布在轮 齿两侧，蜗杆的外伸端安装联轴器，用来连接蜗杆与电动机。两对轴承分别靠轴肩和挡 圈实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，蜗杆通过轴承盖实现轴轴向定位。联轴器 靠挡圈和平键分别实现轴向和周向固定。 3）联轴器的选择与计算校核 蜗杆轴上带有键槽的一端很显然是安装联轴器处轴的直径，为了使所选的轴的 98 zz d 直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。 98 zz d 因为蜗杆的转速较高，启动频繁，载荷有变化，宜选用缓冲性能较好，同时具有可 纺织机传动系统-基于蜗轮蜗杆传动 25 移动的弹性柱销联轴器。 计算联轴器的转矩， ，查机械设计原理与方法表 15-12 得，故取 1 TkT Aca =1.5。名义转矩 A kmN n P T72. 79550 4 4 所以，计算转矩 mNTkT Aca 58.1172 . 7 5 . 1 4 查机械设计手册 ，选用 HL2型弹性柱销联轴器。其技术参数为：其公称转矩为 315；许用转速 nmax=5600r/min，孔径范围为 2535mm。结构参数为：两半联轴器mN 均选用长圆柱形孔（Y 型） ，A 型键槽，电动机输出端孔径为；蜗杆输入端mmmm8232 孔径长为，则该联轴器标记为：mmmm8235 GB501485 8235 8232 2 YA YA HL 4）根据轴向定位的要求确定轴上的各段直径和长度 I、蜗杆的最小直径由前面计算可得 dz1z2为 8.6mm，但考虑到该段轴上需安装固定 轴承的挡圈，此处有一退刀槽，故所算轴径应增大 5%，即 dz1z2=（1+5%） x8.6=9.03mm，取其标准直径为 20mm。又因该轴段上需装一对轴承，因此该轴段长度需 选定轴承后方可确定。 因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用深沟球轴承，参照工作要求并根据 dz1z2=20mm，由轴承产品目录中选取轴承代号为 6004，其尺寸为 。轴承的宽度为 12mm，轴承右侧的挡圈宽度粗略估计为mmmmmmBDd124220 2mm，挡圈右侧稍微留 3mm，其末端倒角。 因此，dz1dz2轴段的长度为 12mm+2mm+3mm=17mm。 II、dz2dz3段的直径应大于 dz1dz2的直径，现估计 dz2z3=28mm，由于该段上不需 安装轴承，因此其长度由设计需求定为 52mm。 III、因蜗杆的分度圆直径为 40mm，齿顶圆的直径为 48mm，故取，mmd zz 48 54 。为了避免齿轮与蜗杆轴的摩擦在蜗杆齿轮的两端需制出一段很小的倒角。mmL zz 8 . 48 54 IV、dz6dz7段的直径和 dz2dz3段的直径相同，因此 dz6z7=28mm，但其长度需按照 设计要求给定，因此其长度与 dz2dz3段不同，L z6z7=48mm。 V、dz8dz9段需安装联轴器和一对轴承，联轴器的尺寸前面已经算出并已经校合。 故 dz8z9=35mm，L =65mm。联轴器的右侧有一个挡圈，其宽度粗略估计为 2mm，挡圈 右端安装了一对轴承，因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用深沟球轴承，参 照工作要求并根据 dz8z9=35mm，由轴承产品目录中选取轴承代号为 6007，其尺寸为 。轴承的宽度为 14mm。故 L z8z9=91mm。mmmmmmBDd146235 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 5）轴上零件的周向定位 弹性柱销联轴器与轴的周向定位均采用平键联接，半联轴器与轴的联接选用平键为 无锡太湖学院学士学位论文 26 10mmx8mmx63mm，半联轴器与轴的配合为，滚动轴承与轴的周向定位是借过盈配合 6 7 k H 来保证，此处选轴的直径尺寸公差为。 6 m 6）确定轴上圆角和倒角尺寸 参考资料，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见图。 451x 7）按弯扭合成应力校核轴的强度 I、画受力简图 画轴的空间受力简图，如图 5-2 所示。其作用力分解为垂直面受力 5-5 和平面受力图 5-3 分别求出垂直面上的支反力和水平面的支反力。零件作用于蜗杆上的分布力或转矩可 当作集中载荷作用于蜗杆零件的宽度中点来处理。支反力的作用位置随轴承类型和布置 方式不同而异，近似计算时，一般取为蜗杆的轴承宽度中心。 II、计算蜗轮受力 蜗杆传递的转矩：mN n P T72. 79550 4 4 4 蜗轮的圆周力：N d T Ft386 40 772022 1 4 蜗轮的径向力：N d T Fr90820tan 164 2047302 tan 2 2 5 蜗轮的轴向力：N d T Fa2496 164 73.20422 2 5 III、计算于蜗杆上的支反力 垂直面内支反力：NNdFlF l R arvA 722)2/2/( 1 1 NNdFlF l R arvB 186)2/2/( 1 1 水平面内支反力：NFRR tHBHA 1932/ IV、计算蜗杆的弯矩，并画弯矩、转矩图 剖面 a-a 处弯矩有突变： 左截面： mmNlRM VAaV 671462/ 1)( 右截面： mmNlRM VBaV 172982/ 2)( mmNlRM HAaH 179492/ )( 分别作出垂直面和水平面上的弯矩图 4.4、4.6 V、作合成弯矩图 4.7，扭矩图 4.8 截面 a-a 左侧的合成弯矩为：mmNMMM aVaHV 6 . 69503 2 1)( 2 )(1 截面 a-a 右侧的合成弯矩为：mmNMMM aVaHV 64.24927 2 2)( 2 )(1 VI、计算并画当量弯矩图 5-9 纺织机传动系统-基于蜗轮蜗杆传动 27 因蜗杆单向运转，故其转矩可看做动脉循环变化，取。危险截面 a-a 处的当量 6 . 0 弯矩为： mmNMTMM aca 2 . 69657)( 222 1)( VII、计算危险截面 a-a 的轴径 由mm M d aca 78.19 901 . 0 2 .69657 1 . 0 3 3 1 1 )( 在结构设计中，此处的轴径为 40mm，故强度满足。 图 4.2 空间受力简图 图 4.3 水平受力图 无锡太湖学院学士学位论文 28 图 4.4 水平弯距图 图 4.5 垂直受力图 图 4.6 垂直弯距图 纺织机传动系统-基于蜗轮蜗杆传动 29 图 4.7 合成弯距图 图 4.8 扭距图 图 4.9 当量弯矩图 无锡太湖学院学士学位论文 30 4.3 键的选择和键联接强度计算键的选择和键联接强度计算 4.3.1 键的选择键的选择 由于键是标准件，键的选择包括类型选择和尺寸选择两个方面。键的类型应根据键 联接的结构特点，使用要求和工作条件来选择；键的尺寸则按符合标准规格和强度要求 来取定。键的主要尺寸为其截面尺寸（一般以键宽 b 键高 h 表示）与长度 L。键的截面尺 寸按轴的直径 d 由标准中选定。键的长度 L 一般可按轮毂的长度而定。即键长等于hb 或略短于轮毂的长度；而导向平键则按轮毂的长度及其滑动距离而定。一般轮毂的长度 可能为。这里 d 为轴的直径，所选定的键长亦应符合标准规定的长度系列。dl25 . 1 根据其上面所需的要求，我们选定蜗杆和联轴器的连接用平键联接。由于蜗杆的直径 d=35，故键的尺寸为可从机械设计课程手册中查得：。81063hbl 4.3.2 键联接强度计算 平键联接传递转矩时，键的侧面受挤压，截面受剪切，可能的失效形式是较弱零件 （通常为轮毂）工作面的压溃（对于静联接）或磨损（对于动联接）和键的剪断。对于 实际采用的材料和按标准选用的键尺寸来说，工作面的压溃或磨损是主要的失效形式。 由于普通平键多用于静联接，因此对于平键联接的强度计算，通常只进行挤压应力。 根据其要求，普通平键联接的强度条件为： （4.11） pp dlk T kl dT 2/2 式中：T传递的转矩，单位为；mmN k键与轮毂键槽的接触高度，k0.5h，此处 h 为键的高度，单位为 mm； L平键的长度（mm） ； l平键的接触长度，单位为 mm，对于普通平键，A 型取 l=L-b；B 型取 l=L；C 型取 l=L-0.5b；b 为平键的宽度。由于我设计中选用的是 C 型，故 l=63-0.5x10=58mm d轴的直径，单位为 mm； 键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力，单位为； p a MP 所以有：T=7500 k=4mm l=58mm d=35mmmmN （4.12）MPa kld T p 85. 1 35584 750022 查机械设计原理与方法中的表 6-15 知，可知，故有： ap MP100 pp 因此，通过校合知平键满足要求。 4.4 离合器的选择离合器的选择 离合器是一种常用的轴系部件，在机器运转过程中，离合器可随时使两轴结合或分 离。它的主要功能是用来操纵机器传动系统的断续，以便进行变速、换向或使工作机暂 停工作。 根据离合器的动作方式不同，离合器可分为操纵式离合器和自动离合器两大类。操 纵式离合器的操纵方式有机械操纵式、电磁操纵式、液压操纵式及气压操纵式等。自动 纺织机传动系统-基于蜗轮蜗杆传动 31 离合器利用某种原理能够自动实现接合和分离，不需要专门的操纵装置，根据原理不同， 自动离合器分为安全离合器、离心离合器、超越离合器等。离合器的主要类型如表 4-4 所 示。 表 4-4 离合器类型 续表 4-4 本设计中所用的离合器是操纵式离合器中的机械离合器中的棘轮式离合器，牙嵌式离 合器。 机械离合器 摩擦式片式、块式、圆锥式、闸带式、闸块式、 涨圈式、扭黄式 嵌合式牙嵌式、键式、齿式、棘轮式 电磁离合器 摩擦式单片式、多片式、圆锥式、磁粉式、磁滞 式、转差式 嵌合式牙嵌式 液压离合器 柱塞缸式片式、圆锥式、块式、牙嵌式 活塞缸式片式、圆锥式、块式、牙嵌式 气压离合器 活塞杆式片式、圆锥式、块式 隔膜缸式片式、圆锥式、块式 气胎式 片式、圆锥式、块式 离 合 器 安全离合器 摩擦式 片式、圆锥式 嵌合式 钢球式、牙嵌式 元件破坏式剪切销式 离心离合器 钢球式、钢柱式、自由楔块式 弹簧块式 超越离合器 摩擦式滚柱式、楔块式 嵌合式棘轮式、牙嵌式、滑销式 无锡太湖学院学士学位论文 32 5 减速器箱体设计减速器箱体设计 5.1 箱体设计箱体设计 箱体是机器中很重要的零件，它对箱体内的零件起包容和支撑的作用，工作时承受 机器的总重量及作用力、弯矩等。在一台机器中，箱体的重量约占总重量的 70%左右。 因此，箱体的结构在很大程度上影响着机器的工作性能和经济性。 由于箱体的结构较为复杂，因而通常都是铸造成形。铸铁材料价格便宜，吸震性好， 是制造箱体的最常用的材料。通常箱体所选用的材料是 HT200，因此在设计中我也选用 这种材料来铸造箱体。当强度要求高时用铸钢，要求重量轻时也可用铝合金。 虽然各类机器中箱体的结构形式、尺寸差异较大，但对箱体类零件结构设计的基本 要求是相近的，即：I、造型合理；II、具有足够的刚度和强度；III、加工工艺性好； IV、便于箱体内零件的安装。因此，我所设计的箱体也应该从以上四个方面着手设计。 1、箱体的外观造型 从功能要求看，减速器箱体包容箱体内的所有零件，并通过轴承座支承轴系部件， 为使传动零件得到充足的润滑，箱体还起油池的作用。箱体造型时，常以内部零件的布 置及尺寸为基本出发点，再考虑包容、支承、润滑等功能要求，结合造型的设计准则， 确定箱体外形。 （箱体的具体外形见蜗轮箱零件图） 。 2、机体要具有足够的刚度 机体刚度不够，会在加工和工作过程中产生不允许的变形，引起轴承座孔中心线歪 斜，在传动中产生偏载，影响减速器的正常工作。因此在设计机体时，首先应保证轴承 座的刚度。为此应使轴承座有足够的壁厚，并在轴承座附近加支撑肋。 机体加有内肋，内肋刚度大，外表光滑美观，虽然内壁阻碍润滑油流动，工艺也比 较复杂，但目前采用内肋结构逐渐增多。 为了提高轴承座处的联接刚度，座孔俩侧的联接螺旋距离应尽量靠近（以不与端盖 螺钉孔干涉为原则） ，为此轴承座孔附近应做出凸台，其高度要保证安装时有足够的扳手 空间。 为了保证机体的刚度，机盖和机座的联接凸缘应取厚些。机座底凸缘宽度应超过机 体内壁。 3、应考虑便于机体内零件的润滑、密封及散热。 对于大多数减速器，由于其传动件的圆周速度，故常采用浸油润滑（当速smv/12 度）时应采用喷油润滑） 。因此机体内需要有足够的润滑油，用以润滑和散热。smv/12 同时为了避免油搅动时沉渣返起，齿顶到油池低面的距离不应小于 30-50mm。由此即可 决定机座的高度。 对于下置式蜗杆减速器，浸油深度不应超过滚动轴承最低滚动体中心，以免影响密 封和增加搅油损失。 浸油深度决定后，即可定出所需油量。并按传动功率大小进行验算，以保证散热。 对于单级传动，每传递 1kw 需油量，对于多级传动，按级数成比例增加， 3 7 . 035 . 0 dmV 纺织机传动系统-基于蜗轮蜗杆传动 33 如不满足，应适当加高机座高度，以保证足够的油池容积。 对于下置式蜗杆减速器，当油面高度受到轴承最低滚动体高度限制时，蜗杆常接触 不到油面，这时可在蜗杆油上装溅油盘，以使油飞到传动体上面进行润滑。 为了保证机盖与机座联接外密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精刨，其 表面粗糙度应不大于 6.3。密封要求高的表面要经过刮研。为了提高密封性，在机座凸缘 上面常铣出回油沟，使渗入凸缘联接隙面上的油重新流回机体内部。此外，凸缘联接螺 栓之间的距离不宜太大，一般为 150-200mm，并尽量匀称布置，以保证部分面处的密封 性。 5、机体结构要有良好的工艺性 机体结构工艺性的好坏，对提高加工精度和装配质量、提高劳动生产率以及便于检 修维护等方面，有直接影响，故应特别注意。 1）.铸造工艺的要求 在设计铸造机体时，应考虑到铸造工艺特点，力求形状简单、壁厚均匀、过度平缓、 金属不要局部积聚。 考虑到液态金属流动的畅通性，铸件壁厚不可太薄，砂型铸造圆角半径可取。mmr5 为了避免因冷却不均造成的内应力裂纹，机体各部分壁厚应均匀。当由较厚部分过 度到教案薄部分时，应采用平缓的过度结构。 为了避免金属积聚，不宜采用形成锐角的倾斜肋，设计机体时，应使机体外形简单， 拔模方便。 对于铸造机体，还应尽量减少沿拔模方向的凸起结构，否则在模型上就要设置活块， 以减少拔模困难。当机体表面有几个凸起部分时，应尽量将其连成一体，以简化取模过 程。 机体上还应尽量避免出现狭缝，否则砂型强度不够，在取模和浇注时易形成废品。 2）.机械加工的要求 设计结构形状时，应尽可能减少机械加工面积，以提高劳动生产率，并减少刀具磨 损。为了保证加工精度并减少加工工时，应尽量减少在机械加工时工件和刀具的调整次 数。 机体的任何一处加工面与非加工面必须严格分开。与螺栓头部或螺母接触的支承面， 应进行机械加工。 5.2 减速器附件设计减速器附件设计 为了检查传动件的啮合情况，改善传动件及轴承的润滑条件、注油、排油、指示油 面、通气及装折吊运等，减速器常安置有各种附件。这些附件应按其用途设置在机体的 合适位置，并要便于加工和装折。 1、通气器 减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，对减速器密封极为不利。所以多在机 盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气体自由逸出，以保证机体内外压力均 衡，提高机体有缝隙处的密封性能。 无锡太湖学院学士学位论文 34 在这里采用简易的通气器是用带孔螺钉制成，但通气孔不要直通顶端，以免灰尘进 入。 2、定位销 为了保证部分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联接凸缘的长度方向两 端各安置一个圆锥定位销。两销相距尽量运些，以提高定位精度。 定位销的直径一般取 d=（0.7-0.8）D，D 为机体联接螺栓直径。其长度应大于机盖和 机座联接凸缘的总厚度，以利于装折。 3、螺塞 为了使蜗轮蜗杆传动时，能够注入油对蜗轮和蜗杆进行润滑。通常是拧开螺塞处， 注入适量的油，达到润滑的作用。为了避免因油搅动而影响检查效果，可在螺塞处装隔 离套。 纺织机传动系统-基于蜗轮蜗杆传