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摘要 本設(shè)計說明主要參考沈陽紡織機械廠 GD76X1 型織機傳動原理設(shè)計。該型紡織機主 要有以下傳動機構(gòu)：主軸與打維機構(gòu)、開口機構(gòu)、絞邊機構(gòu)、送經(jīng)機構(gòu)、卷取機構(gòu)。本 設(shè)計主要對 GD76X1 型紡織機的送經(jīng)機構(gòu)進行設(shè)計。送經(jīng)機構(gòu)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(shè)計和校核，直齒錐齒輪設(shè)計和校核，蝸輪蝸桿進行設(shè)計和校核說明，還對減速器的軸 進行設(shè)計和校核，V 帶的選型進行了設(shè)計說明。 關(guān)鍵字：直齒圓柱齒輪；錐齒輪；蝸輪蝸桿；V 帶；減速箱 I 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 II 目錄 摘要 .III ABSTRACT .IV 目錄 .V 1 緒論 .1 1.1 本課題的研究內(nèi)容和意義 .1 1.2 國內(nèi)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(yīng)達到的要求 .2 2 噴水織機機構(gòu)與原理 .3 2.1 織機機構(gòu) .3 2.2 GD76X1 型織機行傳動原理 .3 2.3 GD76X1 型織機傳動機構(gòu) .3 3 設(shè)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(shù) .6 3.3.1 進行傳動件的設(shè)計計算，要推算出各軸的轉(zhuǎn)速。 .6 3.3.2 各軸的輸入、輸出功率 .7 3.4 直齒輪設(shè)計 .8 3.4.1 選定齒輪類型、精度等級、材料和齒數(shù) .8 3.4.2 按齒面接觸強度設(shè)計 .8 3.4.3 按齒根彎曲強度設(shè)計 .10 3.4.4 幾何尺寸計算 .11 3.5 直齒圓錐齒輪的設(shè)計 .13 4 減速器的設(shè)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(jié)構(gòu) .17 4.1.3 蝸桿頭數(shù) z1，蝸輪齒數(shù) z2 和傳動比 i.17 4.1.4 蝸桿蝸輪的主要參數(shù)和幾何尺寸的計算 .18 III 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(shè)計計算 .23 4.2.1 軸的功率 p，轉(zhuǎn)速 n 和轉(zhuǎn)矩 T.23 4.2.2 結(jié)構(gòu)設(shè)計 .24 4.3 鍵的選擇和鍵聯(lián)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(shè)計 .32 5.1 箱體設(shè)計 .32 5.2 減速器附件設(shè)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(shù)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(zhǔn)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(jié)論和展望 .37 7.1 結(jié)論 .37 7.2 展望 .37 致 謝 .38 參考文獻 .39 無錫太湖學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 0 1 緒論 1.1 本課題的研究內(nèi)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(chǎn)優(yōu)質(zhì)編機，對國內(nèi) 編織機械企業(yè)提出新的要求。 在機理構(gòu)造上，一些國產(chǎn)編機也與進口編機無太大差別。 但國產(chǎn)編機在有關(guān)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(chǎn)品的生產(chǎn)需要；另外，國產(chǎn)編機在生產(chǎn)中的通用性較強，而針對性不高，不易生產(chǎn) 出特色產(chǎn)品，這些方面國產(chǎn)編機在今后的生產(chǎn)中有待加強。 國外企業(yè)的競爭，國內(nèi)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(chǎn)編織機械與國外同類產(chǎn)品的差距，除了研發(fā)能力技術(shù)創(chuàng)新不足之外， 還主要表現(xiàn)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(chǎn)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(xiàn)存 的問題，縮短差距。應(yīng)加強產(chǎn)學(xué)研結(jié)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(shè)施、科研與生產(chǎn)互動，加快人才培養(yǎng)和技術(shù)提升。 研究編織機的傳動系統(tǒng)，對于提高生產(chǎn)效率降低生產(chǎn)成本具有重要意義。此項研究 也是對大學(xué)四年所學(xué)課程的一次總復(fù)習(xí)，它將機械制圖、機械設(shè)計和機電傳動控制等機 械設(shè)計制造及其自動化主要專業(yè)課程緊密聯(lián)系在一起，利用所學(xué)的機械與控制相關(guān)知識 來解決實際的生產(chǎn)問題，將理論設(shè)計與實際運用聯(lián)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(shè)備使用壽命等等。 1.2 國內(nèi)外的發(fā)展概況 改革開放 20 多年來，國內(nèi)紡織工業(yè)經(jīng)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(chǎn)品化纖、 棉紗、棉布、絲織品和服裝產(chǎn)量均居世界第一位。紡織業(yè)依然是國內(nèi)重要的支柱產(chǎn)業(yè)之 一，在滿足人民紡織產(chǎn)品消費，出口創(chuàng)匯，為其他產(chǎn)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(jié)構(gòu)調(diào)整和產(chǎn)業(yè)升級的升入，通過國內(nèi)技術(shù)的改造和國外先進 技術(shù)的引進和吸收，織造行業(yè)的裝備和技術(shù)水平大幅提高，企業(yè)自主創(chuàng)新能力也有所增 強，生產(chǎn)效率不斷提高，品種范圍迅速擴展，生產(chǎn)已從勞動密集型向科技型轉(zhuǎn)換。淘汰 落后裝備和工藝，光、機、電、氣動、液壓、傳感、計算機技術(shù)的復(fù)合應(yīng)用，為織物附 加值提高和新產(chǎn)品開發(fā)提供了強有力的保障，針織產(chǎn)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(zhuǎn)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(shè)備為例，其無梭織機、自動絡(luò) 筒機的使用率僅占 25%和 21%，而發(fā)達國家已達 90%左右。應(yīng)對整個織造領(lǐng)域的飛速發(fā) 展有了一個總體認(rèn)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 （1）進一步提高產(chǎn)品質(zhì)量 紡織機傳動系統(tǒng)- 基于蝸輪蝸桿傳動 1 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(qū)動系統(tǒng)中應(yīng)用微電子技術(shù)，可使機器運行可靠。 （3）機器運轉(zhuǎn)高速化，提高單機質(zhì)量 采用各種自動化措施和微機控制技術(shù)，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(shù)，打破現(xiàn)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(shè)備占地空間 1.4 本課題應(yīng)達到的要求 通過參觀現(xiàn)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(shè)定圓筒編織機傳動系統(tǒng)總體方案。根據(jù)總體設(shè)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 ProE 繪制實體 模型仿真，仿真通過后編寫設(shè)計說明書并進行設(shè)計答辯。 無錫太湖學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 2 2 噴水織機機構(gòu)與原理 2.1 織機機構(gòu) 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(chǎn)業(yè)上長期 使用的梭子，通過噴嘴將緯線引入經(jīng)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(shù)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(shè)計 主要運動部分 送經(jīng)機構(gòu)：將織軸上的經(jīng)紗均勻送出，滿足交織需要。 卷取機構(gòu)：將織物引離織口，卷至卷布輥上。由電動機經(jīng)減速裝置帶動卷布輥轉(zhuǎn)動， 將編織好的導(dǎo)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(gòu)：根據(jù)編織的需要來改變織口的大小。 2.2 GD76X1 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(diào)節(jié)適當(dāng)張力，用側(cè)長 盤連續(xù)測取長度相當(dāng)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(jīng)過濾而被吸 入水泵，水泵屬于柱塞式，調(diào)節(jié)適當(dāng)?shù)乃畨汉退?，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(cè)的捕緯器夾持，經(jīng)捻紗而得到適當(dāng)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(jié)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(cè)，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(gòu) 1) 主軸與打維機構(gòu)的傳動 主電動機經(jīng)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(lián)軸器與主軸 5 連接。另一側(cè)用聯(lián)軸器連接傳動軸，曲軸經(jīng)手和筘座 6 進行 打緯。 2）開口機構(gòu)的傳動 經(jīng)曲軸齒輪 7 傳動過橋齒輪 8，另一側(cè)通過聯(lián)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(jīng)牽手傳動開口軸，兩側(cè)牽手偏心位置相差 180。 ，形成 連桿式開口機構(gòu)。 3）絞邊機構(gòu)的傳動 紡織機傳動系統(tǒng)- 基于蝸輪蝸桿傳動 3 主軸 5 經(jīng)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(zhuǎn) 輪系傳動，實現(xiàn)了邊經(jīng)紗的開口和繩狀扭絞動作。 4）送經(jīng)機構(gòu)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(jīng)變速 器的內(nèi)部機構(gòu)作用變速后，由輸出軸輸出，在經(jīng)變速齒 13 和 14，經(jīng)錐齒輪傳動，由渦輪 蝸桿減速器減速后，由送經(jīng)小齒輪 15，傳動經(jīng)軸齒輪 16 使經(jīng)軸傳動。送經(jīng)機構(gòu)的經(jīng)紗張 力感應(yīng)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(gòu)的傳動 主軸 5 經(jīng)同步帶輪 19、20 傳動減速器，經(jīng)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(shù)齒輪，與計數(shù)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(zhuǎn)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(chǎn)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(jīng)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(dāng)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(zhuǎn)速變慢，保持織物有一定張力。 6） 送經(jīng)機構(gòu)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(jīng)機構(gòu) 打緯機構(gòu)的傳動路線： 電動機 1（帶輪 ）軸 5（曲柄搖桿機構(gòu)）打緯機構(gòu) 開口機構(gòu)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(gòu) 絞邊機構(gòu)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） 無錫太湖學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 4 圖 2.1 工作原理 紡織機傳動系統(tǒng)- 基于蝸輪蝸桿傳動 5 3 設(shè)計過程論述 3.1 電機選擇 為保證機器正常運作?，F(xiàn)選用型號為Y112M-4三相異步電動機。其技術(shù)參數(shù)如表3-1所 示 表3-1 電機參數(shù) 滿 載 時 啟動電 流 啟動轉(zhuǎn) 矩 最大轉(zhuǎn) 矩額定 功率 KW 轉(zhuǎn) 速r/min 電流 （ 380V ） 效 率% 功率因數(shù) cos額定電 流 額定轉(zhuǎn) 矩 額定轉(zhuǎn) 矩 重 量 kg 2.2 1440 8.77 84.5 0.82 7.0 2.2 2.3 43 3.2 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(zhuǎn)速 和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動裝置總傳動比為：m ai 由于電動機轉(zhuǎn)速 =1440r/min，最終輸出的速度v=40m/min=0.667m/s ，卷筒直徑設(shè) 為 mm，則：80 最后輸出轉(zhuǎn)速： (3.1)min/92.158014.36/6106rDVn 故傳動裝置總傳動比： 5.92.14ima 分配傳動比考慮以下原則： 1）各級傳動的傳動比應(yīng)在合理范圍內(nèi)，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(jié)構(gòu)比較緊湊。 2）應(yīng)注意使各級傳動尺寸協(xié)調(diào)，結(jié)構(gòu)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 1i2i3i45i6i =2 =39 =3789 3.3 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 3.3.1 進行傳動件的設(shè)計計算，要推算出各軸的轉(zhuǎn)速。 各軸轉(zhuǎn)速 無錫太湖學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 6 5 軸： = = =720r/min1nim240 12 軸： = =2i min/7.123058.*4321 rin 16 軸： =3ni/69/7.06ri 17 軸： =4 in/15.82.7i 18 軸： mi/34.79.185 rin 19 軸： in/.5.96i 3.3.2 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12 3 =0.94,錐齒輪傳動效率 ，渦輪蝸桿傳動效率 。495.068.0 輸入功率： 5 軸： = =1p1*d kw1.6. 12軸： 42322 * = 97.08. kw68.1940.8. 16軸： k63323 17軸： p2.15.6.154 18軸： 25048904 19軸： kw6.7.3.6 輸出功率： 5 軸： 21.p0.298.1. 12軸： 28k656 16軸： 230. w71.3. 17軸： 49p4928041 18軸: 25. k. 19軸: 686 各軸的輸入、輸出轉(zhuǎn)矩，電動機的輸出轉(zhuǎn)矩： (3.2)mNnpTmdd 59.140.950 輸入轉(zhuǎn)矩： 紡織機傳動系統(tǒng)- 基于蝸輪蝸桿傳動 7 5軸： 11950npT7201.mN.8 12軸： 22 .3.6 16軸： 33950npT154.92 17軸： 44 mN7.86 18軸: 5590npT3.204.1 19軸: 66 57.9 輸出轉(zhuǎn)矩： 5軸： mNT4.28.0121 12軸： 293 16軸： 3 7.54 17軸： 24807. 18軸: 5TN64.29.3 19軸: 26 m754 3.4 直齒輪設(shè)計 3.4.1 選定齒輪類型、精度等級、材料和齒數(shù) 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(diào)質(zhì)） ，硬度為280HBS，選擇大齒輪為45鋼（調(diào)質(zhì)） ，硬 度為240HBS,二者材料硬度差為40HBS 。 4)選用小齒輪齒數(shù)為Z=20，大齒輪齒數(shù)為Z=60 。 3.4.2 按齒面接觸強度設(shè)計 由設(shè)計計算公式進行計算； （ 3.3）231 )(12.HEdt ZuKTd （1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1）試選載荷系數(shù) .t 2）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 mNT5.43 3）由機械設(shè)計表10-7選擇齒寬系數(shù) 1d 4）由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) 1289.EZMPa 無錫太湖學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 8 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MPaH601lim 齒輪的接觸疲勞強度極限 。MPaH502lim 6）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： hjLnN2160 =)381(3.99108.7 92 06.587 7)查表得接觸疲勞壽命系數(shù)： ，10.HNK2.HN 8)計算接觸疲勞許用應(yīng)力： 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得 ( 3.4）1.960541HNLIMPaMS2.52.IKa 9） 計算 (1)試算小齒輪分度圓直徑d 1t，代入 H中較小的值 = 231 )(12.Edt ZuT3 2 3)5.819(4105. = 22.81mm （3.5） (2) 計算圓周速度 v 4.41m/s （3.6）1062nvt1063.928. (3）計算齒寬 b =1dtm8.2. (4) 計算齒寬與齒高之比 b/h 模數(shù) 14.01zmtt 齒高 ht 56.225. 8.8967.38b (5)計算載荷系數(shù) 根據(jù) v=4.41m/s，7 級精度、由圖 10-8 查得動載荷系數(shù) =1.5；直齒輪，假設(shè)vk KAFt/b100 N/mm。又查得 1.2HFK 查得使用系數(shù) KA=1； 查得 7 級精度、小齒輪相對支承 對稱布置時， 3.1H 紡織機傳動系統(tǒng)- 基于蝸輪蝸桿傳動 9 再由 b/h=9.10，查得 ；故28.1FK AVHK304.5 (6)實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑， （3.7）31/ttd 27.6mm.10428. (7) 計算模數(shù)， 3.20671zdm 3.4.3 按齒根彎曲強度設(shè)計 由公式 10-5 得彎曲強度設(shè)計公式為： （3.8）132FaSdKTYmz （1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1）由機械設(shè)計由 10-20c 查得小齒輪彎曲疲勞強度極限 ；大齒輪150EFMPa 的彎曲疲勞強度極限 ；2380EFMPa 2）由圖 10-18 查得彎曲疲勞壽命系數(shù) ， ；10.85FNK2.8FN 3）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4，由機械設(shè)計由 10-12 式可得 （3.9）11HFNEKS0.8530.574Paa22FNE.28.1MP 4）計算載荷系數(shù) k AVFK.2.3514 5）由 10-5 查取齒形系數(shù) ；80.1aY 2F 查取應(yīng)力校正系數(shù) 6) 由表 10-5 查得 ；5.1sa 73Y 無錫太湖學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 10 7)計算大、小齒輪的 并加以比較FaSY （3.10）12.65180.3793FaSY2.4.16.aSF 大齒輪的數(shù)值比較大 (2)設(shè)計計算 = 0.85312FsadYzKTm 320164.1584. 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) m 大于齒跟彎曲疲勞強度計算的模 數(shù)，由于齒輪模數(shù) m 的大小主要取決于彎曲強度算得的模數(shù)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(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取通 過由彎曲強度算得的模數(shù) 0.85 并整為標(biāo)準(zhǔn)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(shù) =18.31dz 取 ，20 大齒輪齒數(shù) 60uz1 取 z2=60。 這樣設(shè)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(jié)構(gòu)緊湊。 3.4.4 幾何尺寸計算 1）計算分度圓直徑 1dmzm3025. 296 2）計算中心距 =60mm12/a 3）選擇齒輪寬度 B= 30mm1d ； mB30B352 4）計算齒頂高、齒根高、齒全高 =1 1.5=1.5mm*12aah =ffcm87.1).1( =（2+0.25） 1.25=3.375mm*12a 5）計算齒頂圓直徑、齒根圓直徑、基圓直徑 紡織機傳動系統(tǒng)- 基于蝸輪蝸桿傳動 11 = （3.11）*12aadzhmm35.1)20( = 2 96 （3.12）11ff 4.8.3 = 22ffdh290 = （3.13）1cosbm19.cs 2 57840 6）計算齒距、齒厚、齒槽寬 pm.514.3 =2.36/se 驗算： = （3.14）12tTFDN27603. AtKbm/10/9 結(jié)構(gòu)設(shè)計及繪制齒輪零件圖，如圖 3.1 所示： 圖 3.1 直齒圓柱齒輪 無錫太湖學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 12 3.5 直齒圓錐齒輪的設(shè)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(diào)質(zhì)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(shù) Z1=28，u=2 Z2=Z1u=262=56 取 ,021x3.R （3）確定許用應(yīng)力 a: 確定極限應(yīng)力 和 limHliF 齒面硬度：小齒輪按 230HBS，大齒輪按 190HBS 查機械設(shè)計圖 10-21 得 =580Mpa, =550 Mpa li1lim2H 查機械設(shè)計圖 10-20 得 =450Mpa, =380MpalimFliF b: 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N，確定壽命系數(shù) kHN,kFN N1=60n3jLh =603692.311（283005）= 9103. N2=N1/u=3.883108/2= 906. 查圖 1019 得 kHN1=0.96,kHN2=0.98 c：計算接觸許用應(yīng)力 取 minHSmin1.4F 由許用應(yīng)力接觸疲勞應(yīng)力公式 MPaSH8.56kN1lim1 H3922li2 查圖 10-18 得 kFE1=0.89 kFE2=0.91 aFF PS07.2864.150E1lim1 aM.9382li2 （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(shù)據(jù)進行計算 按式（1026）試算，即 dt （3.16） 3 22Ru5.0192. HEtZTK）（ 紡織機傳動系統(tǒng)- 基于蝸輪蝸桿傳動 13 確定各參數(shù)值 1) 試選載荷系數(shù) K=1.2 2) 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 mNT15.43 3) 材料彈性影響系數(shù) 由機械設(shè)計表 10-6 取 ZE=189.8 MPa 4）試算小齒輪分度圓直徑 td1 dt （3.17） 3 22Ru5.092. HEtZTK）（ = m81.3)59.1()3.1(.43 2 5）計算圓周速度 v= = =6.3m/s1062ndt 06.928. 因為有輕微震動，查表 10-2 得 KA=1.25。根據(jù) v=6.3m/s,6 級精度，由機械設(shè)計 圖 108 查得動載系數(shù) KV=1.3；取 故載荷系數(shù) K=KA*KV*KH*KH=1.251.311.2 =1.95 6） 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由機械設(shè)計式（1010a）得 d1= = 31/ttKdm57.382.1983Rm57.0)5.(1 7） 計算大端模數(shù) m m = mm 1zd1.28.3 （5） 、齒根彎曲疲勞強度設(shè)計 由式(3.16) n 321Ru5.04FSaYzKT）（ 確定計算參數(shù) 1） 計算載荷系數(shù) 由表 10-9 查得 KHbe=1.25 則 KF=1.5 KHbe=1.875 K=KAKVKFKF=1.251.0311.875=2.414 無錫太湖學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 14 2）齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)因為齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)按當(dāng)量齒數(shù) 算。其cosvz 中 （3.18）89.021cos21u （3.19）4.2 .98.061vz 1.4. 52v 查表 10-5 齒形系數(shù) YFa1=2.52；YFa2=2.16 應(yīng)力修正系數(shù) Ysa1=1.62；Ysa2=1.8 3）計算大、小齒輪的 并加以比較FSaY = 1SaF 01427.2865 = 2FSaY 5.47 大齒輪的數(shù)值大。 4）設(shè)計計算 nm321Ru5.0FSaYzKT）（ = =1.1473 22 30.15748.49）（ 對比計算結(jié)果，可取由彎曲強度算得的模數(shù) 1.15 并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)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(shù) Z1=d1/m=32.81/1.25=26.25 取 Z1=28 大齒輪齒數(shù) Z2=2x28=56 （6） 、幾何尺寸計算 1）計算分度圓直徑 d1=mZ=1.2528=35 mm d2=mZ1=1.2556=70mm (7)計算齒頂圓直徑、齒根圓直徑 = （3.20）*1aazhmm5.1)235( = 2d0870 紡織機傳動系統(tǒng)- 基于蝸輪蝸桿傳動 15 （3.21）112ffhdm24.318.35 = 2ff 670 2)計算錐距 R= =39.2mm （3.22）21ud21d）（）（ 3)計算齒輪寬度 b= RR=39.2x0.3=11.76 取 B2=20mm B1=15mm 結(jié)構(gòu)設(shè)計及繪制齒輪零件圖，如圖 3-2 所示： 圖3.2 直齒錐齒輪 無錫太湖學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 16 4 減速器的設(shè)計與計算 4.1 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(yīng)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(chǎn)，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(jié)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 蝸桿材料一般選用碳素鋼或合金鋼，根據(jù)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 5863HRC）或 40、45 鋼和 40Cr、40CrNi、42SiMn （表面淬火到 4555HRC） ，淬火后需磨削。一般情 況下，蝸桿多采用 40、45 鋼調(diào)質(zhì)處理（硬度270HBS） ，因此，此次設(shè)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 1025m/s，但價格較貴。當(dāng)滑動速度 vs10 10 5 2 綜合表 4-3 所列 69 級蝸桿傳動的應(yīng)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(rèn)為選用 7 級精度的蝸桿傳動最適宜。因此，此次設(shè)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 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(yīng)當(dāng)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。 無錫太湖學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 22 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(dāng)滑動速度 vs4m/s 時，應(yīng)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 vs1015vm/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(shè)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(nèi)的發(fā)熱量 Q1 等于同時間內(nèi)的散熱量 Q2，以 保證溫度穩(wěn)定地處于規(guī)定的范圍內(nèi)。 在單位時間內(nèi)，蝸桿傳動由于摩擦損耗產(chǎn)生的熱量為： （4.8）)1(01PQ 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）02tAKt 當(dāng)達到熱平衡時， ，可求得箱體內(nèi)潤滑油的工作溫度：1 （4.10）)(0 0tPtt 式中 P1蝸桿傳動的輸入功率（ kW） ； Kt散熱系數(shù)，Kt=1017W/（m2 ） ，當(dāng)周圍空氣流通良好時，取大值。C 取 15 W/（m2 ）C t箱體內(nèi)油的工作溫度（ ） ，一般應(yīng)限制在 6070 ，最高不超過C 80 ； t0環(huán)境溫度，一般取 20 A散熱面積（m2） ，指內(nèi)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 ； 2m 則， CtKPtt 8015.3498.015).(20)(100 故散熱條件滿足。 4.2 軸的設(shè)計計算 4.2.1 軸的功率 p，轉(zhuǎn)速 n 和轉(zhuǎn)矩 T 對 I 軸： kW492.1min/15.846rmN7.4T 對 II 軸： 3.5 i/3.75 mNiT20445 由公式： nAd 紡織機傳動系統(tǒng)- 基于蝸輪蝸桿傳動 23 初步確定軸的最小直徑，其中 為軸的許用切應(yīng)力所確定的系數(shù)，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： I 軸： md6.834.192071 II 軸： 7.2 因 II 軸在設(shè)計中不是重點，此處只計算它的最小軸徑，其具體的尺寸結(jié)構(gòu)見裝配圖。 4.2.2 結(jié)構(gòu)設(shè)計 1） 擬定軸上零件機構(gòu)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(cè)，蝸桿的外伸端安裝聯(lián)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(xiàn)軸向定位，靠過盈配合實現(xiàn)周向固定，蝸桿通過軸承蓋實現(xiàn)軸軸向定位。聯(lián)軸器 靠擋圈和平鍵分別實現(xiàn)軸向和周向固定。 3）聯(lián)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(lián)軸器處軸的直徑 ，為了使所選的軸的98zd 直徑 與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。98zd 因為蝸桿的轉(zhuǎn)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 無錫太湖學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 24 移動的彈性柱銷聯(lián)軸器。 計算聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩 ， ，查機械設(shè)計原理與方法 表 15-12 得，故取1TkAca =1.5。名義轉(zhuǎn)矩 Ak mNnP72.95044 所以，計算轉(zhuǎn)矩 kAca58.1 查機械設(shè)計手冊 ，選用 HL2 型彈性柱銷聯(lián)軸器。其技術(shù)參數(shù)為：其公稱轉(zhuǎn)矩為 315 ；許用轉(zhuǎn)速 nmax=5600r/min，孔徑范圍為 2535mm。結(jié)構(gòu)參數(shù)為：兩半聯(lián)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m823 孔徑長為 ，則該聯(lián)軸器標(biāo)記為：8235 GB5014858235YHL 4）根據(jù)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 dz1z2 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(yīng)增大 5%，即 dz1z2=（1+5%） x8.6=9.03mm，取其標(biāo)準(zhǔn)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(jù) dz1z2=20mm，由軸承產(chǎn)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(cè)的擋圈寬度粗略估計為mBD12420 2mm，擋圈右側(cè)稍微留 3mm，其末端倒角。 因此，d z1dz2 軸段的長度為 12mm+2mm+3mm=17mm。 II、d z2dz3 段的直徑應(yīng)大于 dz1dz2 的直徑，現(xiàn)估計 dz2z3=28mm，由于該段上不需 安裝軸承，因此其長度由設(shè)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 ，mdz485 。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。mLz8.45 IV、 dz6dz7 段的直徑和 dz2dz3 段的直徑相同，因此 dz6z7=28mm，但其長度需按照 設(shè)計要求給定，因此其長度與 dz2dz3 段不同，L z6z7=48mm。 V、d z8dz9 段需安裝聯(lián)軸器和一對軸承，聯(lián)軸器的尺寸前面已經(jīng)算出并已經(jīng)校合。 故 dz8z9=35mm，L =65mm。聯(lián)軸器的右側(cè)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(jù) dz8z9=35mm，由軸承產(chǎn)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 z8z9=91mm。mBD146235 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(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接，半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接選用平鍵為 紡織機傳動系統(tǒng)- 基于蝸輪蝸桿傳動 25 10mmx8mmx63mm，半聯(lián)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67kH 來保證，此處選軸的直徑尺寸公差為 。6m 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(yīng)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(zhuǎn)矩可 當(dāng)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(zhuǎn)矩： mNnPT72.95044 蝸輪的圓周力： dFt 38621 蝸輪的徑向力： Nr 9082tan14207tan25 蝸輪的軸向力： dTa 63.25 III、計算于蝸桿上的支反力 垂直面內(nèi)支反力： NdFlRarvA 72)/(11 lrvB 862 水平面內(nèi)支反力： tHA93/ IV、計算蝸桿的彎矩，并畫彎矩、轉(zhuǎn)矩圖 剖面 a-a 處彎矩有突變： 左截面： mNlRMVAa 67142/1)( 右截面： B982 lHAa/)( 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(cè)的合成彎矩為： mNMaVaHV 6.950321)(2)(1 截面 a-a 右側(cè)的合成彎矩為： 47)()( VI、計算并畫當(dāng)量彎矩圖 5-9 無錫太湖學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 26 因蝸桿單向運轉(zhuǎn)，故其轉(zhuǎn)矩可看做動脈循環(huán)變化，取 。危險截面 a-a 處的當(dāng)量6.0 彎矩為： mNMTMac 2.6957)(221)( VII、計算危險截面 a-a 的軸徑 由 dac 8.10.0331)( 在結(jié)構(gòu)設(shè)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 紡織機傳動系統(tǒng)- 基于蝸輪蝸桿傳動 27 圖 4.4 水平彎距圖 圖 4.5 垂直受力圖 圖 4.6 垂直彎距圖 無錫太湖學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 28 圖 4.7 合成彎距圖 圖 4.8 扭距圖 圖 4.9 當(dāng)量彎矩圖 紡織機傳動系統(tǒng)- 基于蝸輪蝸桿傳動 29 4.3 鍵的選擇和鍵聯(lián)接強度計算 4.3.1 鍵的選擇 由于鍵是標(biāo)準(zhǔn)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(yīng)根據(jù)鍵 聯(lián)接的結(jié)構(gòu)特點，使用要求和工作條件來選擇；鍵的尺寸則按符合標(biāo)準(zhǔn)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(biāo)準(zhǔn)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(dǎo)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(yīng)符合標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的長度系列。l25.1 根據(jù)其上面所需的要求，我們選定蝸桿和聯(lián)軸器的連接用平鍵聯(lián)接。由于蝸桿的直徑 d=35，故鍵的尺寸為可從 機械設(shè)計課程手冊中查得： 。81063hbl 4.3.2 鍵聯(lián)接強度計算 平鍵聯(lián)接傳遞轉(zhuǎn)矩時，鍵的側(cè)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(lián)接）或磨損（對于動聯(lián)接）和鍵的剪斷。對于 實際采用的材料和按標(biāo)準(zhǔn)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(lián)接，因此對于平鍵聯(lián)接的強度計算，通常只進行擠壓應(yīng)力。 根據(jù)其要求，普通平鍵聯(lián)接的強度條件為： （4.11） ppdlkT2/ 式中：T傳遞的轉(zhuǎn)矩，單位為 ；mN k鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，k 0.5h，此處 h 為鍵的高度，單位為 mm； L平鍵的長度（mm） ； l平鍵的接觸長度，單位為 mm，對于普通平鍵，A 型取 l=L-b；B 型取 l=L；C 型取 l=L-0.5b；b 為平鍵的寬度。由于我設(shè)計中選用的是 C 型，故 l=63-0.5x10=58mm d軸的直徑，單位為 mm； 鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應(yīng)力，單位為 ；p aMP 所以有：T=7500 k=4mm l=58mm d=35mmmN （4.12）MPakldTp 85.134702 查機械設(shè)計原理與方法中的表 6-15 知，可知 ，故有：ap10 p 因此，通過校合知平鍵滿足要求。 4.4 離合器的選擇 離合器是一種常用的軸系部件，在機器運轉(zhuǎn)過程中，離合器可隨時使兩軸結(jié)合或分 離。它的主要功能是用來操縱機器傳動系統(tǒng)的斷續(xù)，以便進行變速、換向或使工作機暫 停工作。 根據(jù)離合器的動作方式不同，離合器可分為操縱式離合器和自動離合器兩大類。操 縱式離合器的操縱方式有機械操縱式、電磁操縱式、液壓操縱式及氣壓操縱式等。自動 無錫太湖學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 30 離合器利用某種原理能夠自動實現(xiàn)接合和分離，不需要專門的操縱裝置，根據(jù)原理不同， 自動離合器分為安全離合器、離心離合器、超越離合器等。離合器的主要類型如表 4-4 所 示。 表 4-4 離合器類型 續(xù)表 4-4 本設(shè)計中所用的離合器是操縱式離合器中的機械離合器中的棘輪式離合器，牙嵌式離 合器。 機械離合器 摩擦式片式、塊式、圓錐式、閘帶式、閘塊式、 漲圈式、扭黃式 嵌合式牙嵌式、鍵式、齒式、棘輪式 電磁離合器 摩擦式單片式、多片式、圓錐式、磁粉式、磁滯 式、轉(zhuǎn)差式 嵌合式牙嵌式 液壓離合器 柱塞缸式片式、圓錐式、塊式、牙嵌式活塞缸式片式、圓錐式、塊式、牙嵌式 氣壓離合器 活塞桿式片式、圓錐式、塊式隔膜缸式片式、圓錐式、塊式 氣胎式 片式、圓錐式、塊式 離 合 器 安全離合器 摩擦式 片式、圓錐式嵌合式 鋼球式、牙嵌式 元件破壞式剪切銷式 離心離合器 鋼球式、鋼柱式、自由楔塊式 彈簧塊式 超越離合器 摩擦式滾柱式、楔塊式嵌合式棘輪式、牙嵌式、滑銷式 紡織機傳動系統(tǒng)- 基于蝸輪蝸桿傳動 31 5 減速器箱體設(shè)計 5.1 箱體設(shè)計 箱體是機器中很重要的零件，它對箱體內(nèi)的零件起包容和支撐的作用，工作時承受 機器的總重量及作用力、彎矩等。在一臺機器中，箱體的重量約占總重量的 70%左右。 因此，箱體的結(jié)構(gòu)在很大程度上影響著機器的工作性能和經(jīng)濟性。 由于箱體的結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜，因而通常都是鑄造成形。鑄鐵材料價格便宜，吸震性好， 是制造箱體的最常用的材料。通常箱體所選用的材料是 HT200，因此在設(shè)計中我也選用 這種材料來鑄造箱體。當(dāng)強度要求高時用鑄鋼，要求重量輕時也可用鋁合金。 雖然各類機器中箱體的結(jié)構(gòu)形式、尺寸差異較大，但對箱體類零件結(jié)構(gòu)設(shè)計的基本 要求是相近的，即：I、造型合理；II、具有足夠的剛度和強度；III、加工工藝性好； IV、便于箱體內(nèi)零件的安裝。因此，我所設(shè)計的箱體也應(yīng)該從以上四個方面著手設(shè)計。 1、箱體的外觀造型 從功能要求看，減速器箱體包容箱體內(nèi)的所有零件，并通過軸承座支承軸系部件， 為使傳動零件得到充足的潤滑，箱體還起油池的作用。箱體造型時，常以內(nèi)部零件的布 置及尺寸為基本出發(fā)點，再考慮包容、支承、潤滑等功能要求，結(jié)合造型的設(shè)計準(zhǔn)則， 確定箱體外形。 （箱體的具體外形見蝸輪箱零件圖） 。 2、機體要具有足夠的剛度 機體剛度不夠，會在加工和工作過程中產(chǎn)生不允許的變形，引起軸承座孔中心線歪 斜，在傳動中產(chǎn)生偏載，影響減速器的正常工作。因此在設(shè)計機體時，首先應(yīng)保證軸承 座的剛度。為此應(yīng)使軸承座有足夠的壁厚，并在軸承座附近加支撐肋。 機體加有內(nèi)肋，內(nèi)肋剛度大，外表光滑美觀，雖然內(nèi)壁阻礙潤滑油流動，工藝也比 較復(fù)雜，但目前采用內(nèi)肋結(jié)構(gòu)逐漸增多。 為了提高軸承座處的聯(lián)接剛度，座孔倆側(cè)的聯(lián)接螺旋距離應(yīng)盡量靠近（以不與端蓋 螺釘孔干涉為原則） ，為此軸承座孔附近應(yīng)做出凸臺，其高度要保證安裝時有足夠的扳手 空間。 為了保證機體的剛度，機蓋和機座的聯(lián)接凸緣應(yīng)取厚些。機座底凸緣寬度應(yīng)超過機 體內(nèi)壁。 3、應(yīng)考慮便于機體內(nèi)零件的潤滑、密封及散熱。 對于大多數(shù)減速器，由于其傳動件的圓周速度 ，故常采用浸油潤滑（當(dāng)速smv/12 度 ）時應(yīng)采用噴油潤滑） 。因此機體內(nèi)需要有足夠的潤滑油，用以潤滑和散熱。smv/12 同時為了避免油攪動時沉渣返起，齒頂?shù)接统氐兔娴木嚯x不應(yīng)小于 30-50mm。由此即可 決定機座的高度。 對于下置式蝸桿減速器，浸油深度不應(yīng)超過滾動軸承最低滾動體中心，以免影響密 封和增加攪油損失。 浸油深度決定后，即可定出所需油量。并按傳動功率大小進行驗算，以保證散熱。 對于單級傳動，每傳遞 1kw 需油量 ，對于多級傳動，按級數(shù)成比例增加，37.05dmV 無錫太湖學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 32 如不滿足，應(yīng)適當(dāng)加高機座高度，以保證足夠的油池容積。 對于下置式蝸桿減速器，當(dāng)油面高度受到軸承最低滾動體高度限制時，蝸桿常接觸 不到油面，這時可在蝸桿油上裝濺油盤，以使油飛到傳動體上面進行潤滑。 為了保證機蓋與機座聯(lián)接外密封，聯(lián)接凸緣應(yīng)有足夠的寬度，聯(lián)接表面應(yīng)精刨，其 表面粗糙度應(yīng)不大于 6.3。密封要求高的表面要經(jīng)過刮研。為了提高密封性，在機座凸緣 上面常銑出回油溝，使?jié)B入凸緣聯(lián)接隙面上的油重新流回機體內(nèi)部。此外，凸緣聯(lián)接螺 栓之間的距離不宜太大，一般為 150-200mm，并盡量勻稱布置，以保證部分面處的密封 性。 5、機體結(jié)構(gòu)要有良好的工藝性 機體結(jié)構(gòu)工藝性的好壞，對提高加工精度和裝配質(zhì)量、提高勞動生產(chǎn)率以及便于檢 修維護等方面，有直接影響，故應(yīng)特別注意。 1）.鑄造工藝的要求 在設(shè)計鑄造機體時，應(yīng)考慮到鑄造工藝特點，力求形狀簡單、壁厚均勻、過度平緩、 金屬不要局部積聚。 考慮到液態(tài)金屬流動的暢通性，鑄件壁厚不可太薄，砂型鑄造圓角半徑可取 。mr5 為了避免因冷卻不均造成的內(nèi)應(yīng)力裂紋，機體各部分壁厚應(yīng)均勻。當(dāng)由較厚部分過 度到教案薄部分時，應(yīng)采用平緩的過度結(jié)構(gòu)。 為了避免金屬積聚，不宜采用形成銳角的傾斜肋，設(shè)計機體時，應(yīng)使機體外形簡單， 拔模方便。 對于鑄造機體，還應(yīng)盡量減少沿拔模方向的凸起結(jié)構(gòu)，否則在模型上就要設(shè)置活塊， 以減少拔模困難。當(dāng)機體表面有幾個凸起部分時，應(yīng)盡量將其連成一體，以簡化取模過 程。 機體上還應(yīng)盡量避免出現(xiàn)狹縫，否則砂型強度不夠，在取模和澆注時易形成廢品。 2）.機械加工的要求 設(shè)計結(jié)構(gòu)形狀時，應(yīng)盡可能減少機械加工面積，以提高勞動生產(chǎn)率，并減少刀具磨 損。為了保證加工精度并減少加工工時，應(yīng)盡量減少在機械加工時工件和刀具的調(diào)整次 數(shù)。 機體的任何一處加工面與非加工面必須嚴(yán)格分開。與螺栓頭部或螺母接觸的支承面， 應(yīng)進行機械加工。 5.2 減速器附件設(shè)計 為了檢查傳動件的嚙合情況，改善傳動件及軸承的潤滑條件、注油、排油、指示油 面、通氣及裝折吊運等，減速器常安置有各種附件。這些附件應(yīng)按其用途設(shè)置在機體的 合適位置，并要便于加工和裝折。 1、通氣器 減速器運轉(zhuǎn)時，機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，對減速器密封極為不利。所以多在機 蓋頂部或窺視孔蓋上安裝通氣器，使機體內(nèi)熱漲氣體自由逸出，以保證機體內(nèi)外壓力均 衡，提高機體有縫隙處的密封性能。 紡織機傳動系統(tǒng)- 基于蝸輪蝸桿傳動 33 在這里采用簡易的通氣器是用帶孔螺釘制成，但通氣孔不要直通頂端，以免灰塵進 入。 2、定位銷 為了保證部分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯(lián)接凸緣的長度方向兩 端各安置一個圓錐定位銷。兩銷相距盡量運些，以提高定位精度。 定位銷的直徑一般取 d=（0.7-0.8）D ，D 為機體聯(lián)接螺栓直徑。其長度應(yīng)大于機蓋和 機座聯(lián)接凸緣的總厚度，以利于裝折。 3、螺塞 為了使蝸輪蝸桿傳動時，能夠注入油對蝸輪和蝸桿進行潤滑。通常是擰開螺塞處， 注入適量的油，達到潤滑的作用。為了避免因油攪動而影響檢查效果，可在螺塞處裝隔 離套。 無錫太湖學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 34 6 帶傳動 帶傳動是一種撓性傳動。帶傳動的基本組成為帶輪（主動輪和從動輪）和傳動帶。 當(dāng)主動輪轉(zhuǎn)動時，利用帶輪和傳動帶間的摩擦和嚙合作用，將運動和動力通過傳動帶傳 遞給從動輪。帶傳動具有結(jié)構(gòu)簡單，傳動平穩(wěn)，價格低廉和緩沖吸震等特點，在近代機 械中廣泛發(fā)展。 6.1 帶傳動的類型 按工作原理不同，帶傳傳動可分為摩擦型帶傳動和嚙合型帶傳動。在摩擦型帶傳動 中，可分為平帶傳動、圓帶傳動、V 帶傳動、多楔帶傳動。 6.2 帶的彈性滑動和打滑 傳動帶在受到拉力作用時會發(fā)生彈性變形。在小帶輪上，帶的拉力從緊邊拉力逐漸 低到松邊拉力，帶的彈性變形量逐漸減少，因此帶相對與小輪向后退縮，使得帶的速度 低于小帶輪的線速度；在大帶輪上，帶的拉力從松邊拉力逐漸上升為緊邊拉力，帶的彈 性變形量逐漸增加，帶相對與大帶輪向前伸長，使得帶的速度高于大帶輪線速度。這種 由于帶的彈性變形而引起的帶與帶輪間的微小滑動，稱為傳動帶的彈性滑動。彈性滑動 總是存在，不可避免的。 帶與帶輪之間由于功率過大，而發(fā)生顯著的相對滑動，稱為打滑，打滑可以避免的， 在機械傳動種種起到過載保護的作用。 6.3 帶傳動參數(shù)的選擇 6.3.1 中心距 a 中心距大，可增加帶輪的包角，減少單位時間內(nèi)帶的循環(huán)次數(shù)，提高帶的壽命。中 心距過大,加劇帶的波動性，降低帶傳動的平穩(wěn)性，同時增大帶傳動的整體尺寸。一般初 選帶的中心距 為：0 （6.1）)(2)(7. 21021 dd 式中： 為初選帶傳動中心距，mm 。0 6.3.2 傳動比 i 傳動比增大會減少帶輪包角。當(dāng)帶輪小到一定程度時，帶傳動就會打滑，帶傳動比 一般為 ，推薦 。7i52i 6.3.3 帶輪的基準(zhǔn)直徑 在帶傳動需要傳遞的功率給定條件下，減少帶輪直徑，會增大傳動的有效拉力，從 而導(dǎo)致 V 帶根數(shù)的增加。推薦 V 帶輪最小基準(zhǔn)直徑列于下表 6-1 所示 表 6-1 V 帶輪最小基準(zhǔn)直徑 槽型 Y Z A B C D Emdin)( 20 50 75 125 200