纺织机传动系统基于涡轮蜗杆传动设计说明书

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 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 目录目录 摘要 III ABSTRACT IV 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 i 17 4 1 4 蜗杆蜗轮的主要参数和几何尺寸的计算 18 VI 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 Pro E 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1 2 3 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 1 pkw94 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 mNTT 45 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 mNT 15 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 17 N 7 查表得接触疲劳寿命系数 10 90HNK 20 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 bd mm81 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 b 100 N mm 又查得1 2 HF KK 查得使用系数 KA 1 查得 7 级精度 小齿轮相对支承 对称布置时 3 1 H K 无锡太湖学院学士学位论文 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 实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 3 7 3 11 tt ddK K 27 6mm 3 3 1 304 2 81 22 7 计算模数 38 1 20 6 27 1 1 z d m 3 4 3 按齿根弯曲强度设计按齿根弯曲强度设计 由公式 10 5 得弯曲强度设计公式为 3 8 1 3 2 1 2 FaSa dF KTY Y m z 1 确定公式内的各计算数值 1 由 机械设计 由 10 20c 查得小齿轮弯曲疲劳强度极限 大齿轮 1 500 EF MPa 的弯曲疲劳强度极限 2 380 EF MPa 2 由图 10 18 查得弯曲疲劳寿命系数 1 0 85 FN K 2 0 88 FN K 3 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S 1 4 由 机械设计 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 计算载荷系数 k AVFF KK K KK 1 1 12 1 2 1 351 814 5 由 10 5 查取齿形系数 80 2 1 Fa Y 28 2 2 Fa Y 查取应力校正系数 6 由表 10 5 查得 55 1 1 sa Y 73 1 1 sa Y 纺织机传动系统 基于蜗轮蜗杆传动 11 7 计算大 小齿轮的并加以比较 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 大齿轮的数值比较大 2 设计计算 0 853 1 2 2 F saFa d YY z KT m 3 2 01644 0 201 4150814 1 2 对比计算结果 由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于齿跟弯曲疲劳强度计算的模 数 由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度算得的模数所决定的承载能力 而齿面 接触疲劳强度所决定的承载能力 仅与齿轮直径 即模数与齿数的乘积 有关 可取通 过由弯曲强度算得的模数 0 85 并整为标准值 m 1 5 按接触强度算得的分度圆直径 d1 27 6 mm 算出小齿轮的齿数 18 3 1 1 d z m 取 1 20z 大齿轮齿数 60 uzz 12 取 z2 60 这样设计出来的齿轮传动 既满足了齿面接触疲劳强度 又满足了齿根弯曲疲劳强 度 结构紧凑 3 4 4 几何尺寸计算几何尺寸计算 1 计算分度圆直径 11 dmz mm30205 1 22 dmz mm90605 1 2 计算中心距 60mm 12 2add 3 选择齿轮宽度 B 30mm 1 d d mmB30 1 mmB35 2 4 计算齿顶高 齿根高 齿全高 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 计算齿顶圆直径 齿根圆直径 基圆直径 无锡太湖学院学士学位论文 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 计算齿距 齿厚 齿槽宽 pm 71 4 5 114 3 2 36 2sem 验算 3 14 1 1 2 t T F D N276 03 0 150 42 At K F b mmNmmN 100 2 9 30 2761 结构设计及绘制齿轮零件图 如图 3 1 所示 图 3 1 直齿圆柱齿轮 纺织机传动系统 基于蜗轮蜗杆传动 13 3 5 直齿圆锥齿轮的设计直齿圆锥齿轮的设计 1 选定直齿圆锥齿轮传动类型 材料 热处理方式 精度等级 a 小齿轮选硬齿面 大齿轮选软齿面 b 小齿轮 45 钢 调质处理 齿面硬度为 230HBS 大齿轮 45 钢 正火处理 齿面为 190HBS c 齿轮精度初选 6 级 2 初选参数 Z1 28 u 2 Z2 Z1 u 26 2 56 取 0 21 xx3 0 R 3 确定许用应力 a 确定极限应力和 limH limF 齿面硬度 小齿轮按 230HBS 大齿轮按 190HBS 查 机械设计 图 10 21 得 580Mpa 550 Mpa lim1H lim2H 查 机械设计 图 10 20 得 450Mpa 380Mpa lim1F lim2F b 计算应力循环次数 N 确定寿命系数 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 查图 10 19 得 kHN1 0 96 kHN2 0 98 c 计算接触许用应力 取 min 1 H S min 1 4 F S 由许用应力接触疲劳应力公式 MPa SH H H 8 556 kHN1 1lim 1 MPa SH H H 539 kHN2 2lim 2 查图 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 初步计算齿轮的主要尺寸 因为低速级的载荷大于高速级的载荷 所以通过低速级的数据进行计算 按式 10 26 试算 即 dt 3 16 3 2 2 RR u5 01 92 2 H Et ZTK 无锡太湖学院学士学位论文 14 确定各参数值 1 试选载荷系数 K 1 2 2 计算小齿轮传递的转矩 mNT 15 4 3 3 材料弹性影响系数 由 机械设计 表 10 6 取 ZE 189 8MPa 4 试算小齿轮分度圆直径 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 计算圆周速度 v 6 3m s 100060 21 nd t 100060 31 369281 32 因为有轻微震动 查表 10 2 得 KA 1 25 根据 v 6 3m s 6 级精度 由 机械设计 图 10 8 查得动载系数 KV 1 3 取 故载荷系数 K KA KV KH KH 1 25 1 3 1 1 2 1 95 6 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 由 机械设计 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 计算大端模数 m m mm 1 1 z d 17 1 28 78 32 5 齿根弯曲疲劳强度设计 由式 3 16 n m 3 22 1 2 RR 1u5 01 4 F SaFaY Y z KT 确定计算参数 1 计算载荷系数 由表 10 9 查得 KH be 1 25 则 KF 1 5 KH be 1 875 K KAKVKF KF 1 25 1 03 1 1 875 2 414 纺织机传动系统 基于蜗轮蜗杆传动 15 2 齿形系数和应力修正系数因为齿形系数和应力修正系数按当量齿数算 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 齿形系数 YFa1 2 52 YFa2 2 16 应力修正系数 Ysa1 1 62 Ysa2 1 8 3 计算大 小齿轮的并加以比较 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 大齿轮的数值大 4 设计计算 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 对比计算结果 可取由弯曲强度算得的模数 1 15 并就近圆整为标准值 m 1 25mm 按接触 疲劳强度算得的分度圆直径 d1 32 81mm 算出小齿轮齿数 Z1 d1 m 32 81 1 25 26 25 取 Z1 28 大齿轮齿数 Z2 2x28 56 6 几何尺寸计算 1 计算分度圆直径 d1 m Z 1 25 28 35 mm d2 m Z1 1 25 56 70mm 7 计算齿顶圆直径 齿根圆直径 3 20 11 2 aa dzhm mm5 555 1 1235 22 2 aa dzhm mm1085 1 1270 无锡太湖学院学士学位论文 16 3 21 111 2 ff hddmm24 3188 1 235 222 2 ff ddh mm24 6688 1270 2 计算锥距 R 39 2mm 3 22 2 1u d1 2 d2 2 1d 2 22 3 计算齿轮宽度 b R R 39 2x0 3 11 76 取 B2 20mm B1 15mm 结构设计及绘制齿轮零件图 如图 3 2 所示 图3 2 直齿锥齿轮 纺织机传动系统 基于蜗轮蜗杆传动 17 4 减速器的设计与计算减速器的设计与计算 4 1 蜗杆的选择蜗杆的选择 选用蜗杆制造简单的圆柱蜗杆 鉴于圆柱蜗杆按其齿廓曲线不同 又可分为阿基米 德蜗杆和渐开线蜗杆等 阿基米德蜗杆的加工与测量方便 所以在工程上应用最广 渐 开线蜗杆的端面齿廓为渐开线 它的制造精度较高 利于成批生产 适用于功率较大的 高速传动 鉴于阿基米德和渐开线蜗杆的优缺点以及结合 GD76X1 型织机行传动的实际 需要 选用圆柱蜗杆中的阿基米德蜗杆 即 ZA 蜗杆 4 1 1 蜗杆蜗轮材料的选择蜗杆蜗轮材料的选择 蜗杆材料一般选用碳素钢或合金钢 根据工作条件合适的热处理 对于高速重载的 蜗杆传动 蜗杆材料常用 20Cr 20CrMnTi 12CrNi3A 渗碳淬火到 58 63HRC 或 40 45 钢和 40Cr 40CrNi 42SiMn 表面淬火到 45 55HRC 淬火后需磨削 一般情 况下 蜗杆多采用 40 45 钢调质处理 硬度 270HBS 因此 此次设计中我选用 40Cr 为制作蜗杆的材料 蜗轮常用的材料是铸造锡青铜和无锡青铜 高速重载的重要传动 可选用 ZCuSn10P1 和 ZCuSn5PbZn5 等铸造青铜制作蜗轮的齿圈 其减摩性和抗胶合能力均好 允许的滑动速度可达 10 25m s 但价格较贵 当滑动速度 vs10 10 5 2 综合表 4 3 所列 6 9 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 vs 4m 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 vs 10 15vm 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 10 17W 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 60 70 最高不超过 C C 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 nmNiTT 204 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 T 72 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 25 35mm 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 GB5014 85 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 dz1 z2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 dz1 z2 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 dz1 z2 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 dz1 dz2轴段的长度为 12mm 2mm 3mm 17mm II dz2 dz3段的直径应大于 dz1 dz2的直径 现估计 dz2 z3 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 dz6 dz7段的直径和 dz2 dz3段的直径相同 因此 dz6 z7 28mm 但其长度需按照 设计要求给定 因此其长度与 dz2 dz3段不同 L z6 z7 48mm V dz8 dz9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 dz8 z9 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 dz8 z9 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 z8 z9 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 T 72 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 81063 hbl 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