GD76X1型紡織機的送經(jīng)機構進行設計【含13張CAD圖紙】

資源目錄里展示的全都有，所見即所得。下載后全都有,請放心下載。原稿可自行編輯修改=【QQ：401339828 或11970985 有疑問可加】 信機 系 機械制造及自動化 專業(yè) 一、題目及專題 1、 題目 紡織機傳動系統(tǒng)設計 2、 專題 基于蝸輪蝸桿傳動 二、課題來源及選題依據(jù) 課題來源為沈陽紡織機械廠實際產(chǎn)品。通過畢業(yè)設計是為了培養(yǎng)學生開發(fā)和創(chuàng)新機械產(chǎn)品的能力，要求學生能夠結合原GD76X1型織機的傳動系統(tǒng)，針對實際使用過程中存在的問題，綜合所學的機械理論設計與方法，對GD76X1型織機變速箱的傳動系統(tǒng)進行改進，從而達到解決問題。 在設計傳動件時，在滿足產(chǎn)品工作要求的情況下，應盡可能多的采用標準件，提高其互換性要求，以減少產(chǎn)品的設計生產(chǎn)成本。 三、本設計（論文或其他）應達到的要求 1、該部件工作時，能運轉正常； 2、擬定工作機構和傳動系統(tǒng)的運動方案，并進行多方案對比分析； 3、當電動機輸入功率時，對主要工作機構進行運動和動力分析； 4、設計GD76X1型織機傳動件系統(tǒng)總裝圖1張（A0）； 5 、設計繪制寸行傳動件蝸輪箱的零件圖1張（A0）； 6、設計繪制零件工作圖12張（二張A0，一張A1，七張A1， 三張A4）； 7、編制設計計算說明書1份（2萬字以上）。 四、接受任務學生： 五、開始及完成日期： 自2012年11月7日 至2013年5月25日 六、設計（論文）指導（或顧問）： 指導教師　　　　　　　簽名 簽名 　　　　　　　簽名 教研室主任 　　　　　　〔學科組組長研究所所長〕　　　　　　　簽名 　　 　　系主任 　　　　　　簽名 年 月 日 I 畢業(yè)設計（論文） 開題報告 題目： 紡織機傳動系統(tǒng)設計 基于渦輪蝸桿傳動 信機 系 機械工程及自動化 專業(yè) 學 號 學生姓名 指導教師 年11月14日 課題來源 沈陽紡織機械廠 科學依據(jù)（包括課題的科學意義；國內(nèi)外研究概況、水平和發(fā)展趨勢；應用前景等） （1）課題科學意義 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)質編機，對國內(nèi)編織機械企業(yè)提出新的要求。 在機理構造上，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。應加強產(chǎn)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(chǎn)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(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(lián)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(chǎn)問題，將理論設計與實際運用聯(lián)系起來，需要考慮多方面的問題，如成本、系統(tǒng)可靠性和機械設備使用壽命等等。 （2）發(fā)展趨勢 1、高速，高效 2、高靈活性 3、高品質 4、高環(huán)保性 5、紡織數(shù)字化 研究內(nèi)容 通過調研應明白要對一個產(chǎn)品進行改進或創(chuàng)新以滿足用戶的需求，信息的獲取是非常重要的，分析GD76X1型織機傳動件的功能要求，完成GD76X1型織機傳動件的設計研究的結構分析、建模、工藝分析等，在滿足產(chǎn)品工作要求的情況下，應盡可能多的采用標準件，提高其互換性要求，以減少產(chǎn)品的設計生產(chǎn)成本。 擬采取的研究方法、技術路線、實驗方案及可行性分析 通過現(xiàn)場調研與相關資料查閱，對GD76X1型織機傳動進行數(shù)學建模，并通過模擬實驗分析建立GD76X1型織機傳動件的實體模型，設計GD76X1型織機傳動件，進行現(xiàn)場實驗，來進行傳動件的最優(yōu)化設計。 研究計劃及預期成果 研究計劃： 2012年10月12日-2012年12月25日：按照任務書要求查閱論文相關參考資料，填寫畢業(yè)設計開題報告書。 2013年1月11日-2013年3月5日：填寫畢業(yè)實習報告。 2013年3月8日-2013年3月14日：按照要求修改畢業(yè)設計開題報告。 2013年3月15日-2013年3月21日：學習并翻譯一篇與畢業(yè)設計相關的英文材料。 2013年3月22日-2013年4月11日：撰寫設計說明書。 2013年4月12日-2013年4月25日： 零件圖、工程圖的繪制。 2013年4月26日-2013年5月20日：畢業(yè)論文撰寫和修改工作。 特色或創(chuàng)新之處 適用于本廠的某生產(chǎn)線的設計，可降低工人的勞動強度和生產(chǎn)成本。 已具備的條件和尚需解決的問題 針對實際使用過程中GD76X1型織機的傳動系統(tǒng)存在的問題，綜合所學的機械理論設計與方法，如何對GD76X1型織機變速箱的傳動系統(tǒng)進行改進，進而提高學生開發(fā)和創(chuàng)新機械產(chǎn)品的能力。 指導教師意見 指導教師簽名： 年 月 日 教研室（學科組、研究所）意見 教研室主任簽名： 年 月 日 系意見 主管領導簽名： 年 月 日 編號 畢業(yè)設計（論文） 題目： 紡織機傳動系統(tǒng)設計 基于渦輪蝸桿傳動 信機 系 機械工程及自動化 專業(yè) 學 號： 學生姓名： 指導教師： III 本科畢業(yè)設計（論文） 誠 信 承 諾 書 本人鄭重聲明：所呈交的畢業(yè)設計（論文） 紡織機傳動系統(tǒng)基于渦輪蝸桿傳動 是本人在導師的指導下獨立進行研究所取得的成果，其內(nèi)容除了在畢業(yè)設計（論文）中特別加以標注引用，表示致謝的內(nèi)容外，本畢業(yè)設計（論文）不包含任何其他個人、集體已發(fā)表或撰寫的成果作品。 班 級： 學 號： 作者姓名： 年 月 日 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(jīng)機構、卷取機構。本設計主要對GD76X1型紡織機的送經(jīng)機構進行設計。送經(jīng)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：直齒圓柱齒輪；錐齒輪；蝸輪蝸桿；V帶；減速箱 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 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(shù) 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(shù) 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(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 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(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(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 III 紡織機傳動系統(tǒng)----基于蝸輪蝸桿傳動 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)質編機，對國內(nèi)編織機械企業(yè)提出新的要求。 在機理構造上，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。應加強產(chǎn)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(chǎn)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(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(lián)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(chǎn)問題，將理論設計與實際運用聯(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)結構調整和產(chǎn)業(yè)升級的升入，通過國內(nèi)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(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(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 （1）進一步提高產(chǎn)品質量 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(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）減少設備占地空間 1.4 本課題應達到的要求 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，初步設定圓筒編織機傳動系統(tǒng)總體方案。根據(jù)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。 2 噴水織機機構與原理 2.1 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(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(jīng)機構：將織軸上的經(jīng)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(jīng)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(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(jīng)過濾而被吸入水泵，水泵屬于柱塞式，調節(jié)適當?shù)乃畨汉退浚缓髩喝藝娮臁? （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(jīng)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 1) 主軸與打維機構的傳動 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）開口機構的傳動 經(jīng)曲軸齒輪7傳動過橋齒輪8，另一側通過聯(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 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)機構的經(jīng)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(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(jīng)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(jīng)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） ` 圖2.1 工作原理 3 設計過程論述 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。其技術參數(shù)如表3-1所示 表3-1 電機參數(shù) 額定功率 KW 滿 載 時 啟動電流 啟動轉矩 最大轉矩 重量 kg 轉 速 r/min 電流（380V） 效 率% 功率因數(shù) 額定電流 額定轉矩 額定轉矩 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速和工作機主動軸轉速n，可得傳動裝置總傳動比為： 由于電動機轉速 =1440r/min，最終輸出的速度v=40m/min=0.667m/s，卷筒直徑設為 mm，則： 最后輸出轉速： (3.1) 故傳動裝置總傳動比： 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(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 =2 =39 =3 3.3 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 3.3.1 進行傳動件的設計計算，要推算出各軸的轉速。 各軸轉速 5軸：===720r/min 12軸：== 16軸：= 17軸：= 18軸： 19軸： 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=0.94,錐齒輪傳動效率，渦輪蝸桿傳動效率。 輸入功率： 5 軸： == 12軸： = 16軸： 17軸： 18軸： 19軸： 輸出功率： 5 軸： 12軸： 16軸： 17軸： 18軸: 19軸: 各軸的輸入、輸出轉矩，電動機的輸出轉矩： (3.2) 輸入轉矩： 5軸： 12軸： 16軸： 17軸： 18軸: 19軸: 輸出轉矩： 5軸： 12軸： 16軸： 17軸： 18軸: 19軸: 3.4 直齒輪設計 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(shù)為Z=20，大齒輪齒數(shù)為Z=60。 3.4.2 按齒面接觸強度設計 由設計計算公式進行計算； （ 3.3） （1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1）試選載荷系數(shù) 2）計算小齒輪傳遞的轉矩 3）由《機械設計》表10-7選擇齒寬系數(shù) 4）由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) 5）由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限， 大齒輪的接觸疲勞強度極限。 6）計算應力循環(huán)次數(shù)： = 7)查表得接觸疲勞壽命系數(shù)： ， 8)計算接觸疲勞許用應力： 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得 ( 3.4） 9） 計算 (1)試算小齒輪分度圓直徑d1t，代入[H]中較小的值 = = 22.81mm （3.5） (2) 計算圓周速度v 4.41m/s （3.6） (3）計算齒寬 b = (4) 計算齒寬與齒高之比 b/h 模數(shù) 齒高 8.89 (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KAFt/b<100 N/mm。又查得 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， 再由b/h=9.10，查得 ；故 (6)實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑， （3.7） 27.6mm (7) 計算模數(shù)， 3.4.3 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）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1）由《機械設計》由10-20c查得小齒輪彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限； 2）由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)，； 3）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由《機械設計》由10-12式可得 （3.9） 4）計算載荷系數(shù)k 5）由10-5查取齒形系數(shù) ； 查取應力校正系數(shù) 6) 由表10-5查得 ； 7)計算大、小齒輪的并加以比較 （3.10） 大齒輪的數(shù)值比較大 (2)設計計算 =0.85 對比計算結果，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，可取通過由彎曲強度算得的模數(shù)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(shù) =18.3 取， 大齒輪齒數(shù) 60 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 1）計算分度圓直徑 2）計算中心距 =60mm 3） 選擇齒輪寬度 B=30mm ； 4）計算齒頂高、齒根高、齒全高 =11.5=1.5mm = =（2+0.25）1.25=3.375mm 5）計算齒頂圓直徑、齒根圓直徑、基圓直徑 = （3.11） = （3.12） = = （3.13） 6）計算齒距、齒厚、齒槽寬 =2.36 驗算： = （3.14） 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 3.5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(shù) Z1=28，u=2 Z2=Z1·u=26×2=56 取 , （3）確定許用應力 a: 確定極限應力和 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 查《機械設計》圖10-20得=450Mpa, =380Mpa b: 計算應力循環(huán)次數(shù)N，確定壽命系數(shù)kHN,kFN N1=60n3jLh =60×3692.31×1×（2×8×300×5）= N2=N1/u=3.883×108/2= 查圖10—19得kHN1=0.96,kHN2=0.98 c：計算接觸許用應力 取 由許用應力接觸疲勞應力公式 查圖10-18得kFE1=0.89 kFE2=0.91 （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（10—26）試算，即 dt≥ （3.16） 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矩 3) 材料彈性影響系數(shù) 由《機械設計》表10-6取 ZE=189.8 4）試算小齒輪分度圓直徑 dt≥ （3.17） = 5）計算圓周速度 v== =6.3m/s 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《機械設計》圖10—8查得動載系數(shù)KV=1.3；取 故載荷系數(shù) K=KA*KV*KHα*KHβ=1.25×1.3×1×1.2 =1.95 6） 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由《機械設計》式（10—10a）得 d1== 7） 計算大端模數(shù)m m =mm （5）、齒根彎曲疲勞強度設計 由式(3.16) ≥ 確定計算參數(shù) 1） 計算載荷系數(shù) 由表10-9查得 KHβbe=1.25 則KFβ=1.5 KHβbe=1.875 K=KAKVKFαKFβ=1.25×1.03×1×1.875=2.414 2）齒形系數(shù)和應力修正系數(shù)因為齒形系數(shù)和應力修正系數(shù)按當量齒數(shù)算。其中 （3.18） （3.19） 查表10-5 齒形系數(shù) YFa1=2.52；YFa2=2.16 應力修正系數(shù) Ysa1=1.62；Ysa2=1.8 3）計算大、小齒輪的并加以比較 = = 大齒輪的數(shù)值大。 4）設計計算 ≥ ==1.147 對比計算結果，可取由彎曲強度算得的模數(shù)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(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=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） = （3.21） = 2)計算錐距 R==39.2mm （3.22） 3)計算齒輪寬度 b= R·φR=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 4 減速器的設計與計算 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vs<10m/s時，可選用ZCuAl10Fe3鑄造鋁鐵青銅，其強度高，價格便宜，但抗膠合能力差。對vs≤2m/s的低速輕載傳動，蝸輪可選用HT150、HT200。鑒于此次設計中，蝸輪的材料選用ZCuSn10P1。 4.1.2蝸桿蝸輪的結構 蝸桿的結構一般與軸做成一個整體，稱為蝸桿軸，蝸桿的加工方法通常有銑制蝸桿和車制蝸桿兩種。 蝸輪常用的結構有整體式和組合式兩種。鑄造蝸輪或直徑較小的青銅蝸輪做成整體式。 尺寸較大的蝸輪，為了節(jié)省有色金屬，常采用組合結構。即齒圈采用青銅材料而輪心用鑄鐵或鋼制造。齒圈與輪心有三種連接方式： （1）壓配式：這種結構多用于尺寸不大或工作溫度變化較小的場合。 （2）連接式：該種結構裝拆方便，常用于尺寸較大或磨損后需要更換的蝸輪。 （3）澆鑄式：此種結構適用于大批量生產(chǎn)的蝸輪。 此次設計中為了方便計算和節(jié)約成本，我選用整體式蝸輪 4.1.3 蝸桿頭數(shù)z1，蝸輪齒數(shù)z2和傳動比i 蝸桿頭數(shù)z1通常為1、2、4、6，當要求獲得大傳動比時，可取單頭蝸桿，這樣可使結構緊湊，但傳動效率低。重載傳動中，為提高傳動效率，常取多頭蝸桿，但頭數(shù)過多，導程角加大，使加工困難。通常可根據(jù)表4-1選取傳動比和頭數(shù)： 表4-1 蝸桿頭數(shù)的選取 傳動比i 7~15 14~30 29~82 蝸桿頭數(shù)z1 6 4 2 1 蝸輪齒數(shù) 。為了避免根切和考慮傳動的平穩(wěn)性， 不應小于28齒，但 過大將使蝸輪尺寸增大，蝸桿長度增加，致使蝸桿剛度減小，嚙合精度降低。一般取=28~80?，F(xiàn)取=1，=39。 蝸桿傳動中，蝸桿轉動一周，蝸輪轉過z1個齒，即轉過 轉，所以傳動比為 4.1.4 蝸桿蝸輪的主要參數(shù)和幾何尺寸的計算 1、模數(shù)m和壓力角 蝸桿傳動的正確嚙合條件為：在中間平面上蝸桿的軸向模數(shù)ma1等于蝸輪的端面模數(shù)mt2，蝸桿的軸向壓力角等于蝸輪的端面壓力角。由《機械設計》查表11-2可知 即 （4.1） 其中模數(shù)由蝸輪齒面接觸疲勞強度校合和表8-2得出（見《機械設計基礎》P151）。對于ZA型蝸桿，軸向壓力角，即。 此外，對于兩輪交錯為的蝸桿傳動，蝸桿在分度圓上的導程角等于蝸輪分度圓柱上的螺旋角，且旋向相同，即： 4.1.5 蝸桿傳動的強度計算 1、失效形式和設計準則 a、失效形式 由于鋼蝸桿的螺齒強度大于銅、鑄鐵蝸輪輪齒的強度，所以失效一般發(fā)生在蝸輪輪齒上。 蝸輪齒面的主要失效形式是齒面膠合、磨損和點蝕。對于鑄造鋁鐵蝸輪，當潤滑或散熱條件不良時，多發(fā)生齒面膠合。疲勞點蝕常發(fā)生在閉式傳動的錫青銅蝸輪齒面上。開式傳動或潤滑油不潔的閉式傳動中，蝸輪齒面磨損是主要的失效形式。 b、設計準則 由于目前對磨損和膠合尚缺少較完善的計算方法，所以，對蝸桿傳動的強度計算，通常是仿照圓柱齒輪輪齒的接觸疲勞強度進行條件性計算的，并在選取許用應力時，適當考慮膠合和磨損因素的影響。 因為失效是發(fā)生在蝸輪輪齒上，所以只對蝸輪輪齒進行強度計算。對于閉式蝸桿傳動，通常按蝸輪齒面接觸疲勞強度進行計算；考慮膠合的因素，還應進行熱平衡計算，對于開式蝸桿傳動，只計算蝸輪輪齒的彎曲疲勞強度。 2、齒面接觸疲勞強度計算 按蝸輪的齒面接觸疲勞強度條件設計計算公式為： MPa （4.2） 式中—蝸輪材料的許用接觸應力，見見《機械設計》表11-6 。取200MPa。 為材料彈性影響系數(shù)，對于青銅或鑄鐵蝸輪和鋼蝸桿配對時，取 蝸桿傳動接觸線長度和曲率半徑對接觸強度的影響系數(shù)，可從 《機械設計》圖11-18中查得：取 K—載荷系數(shù)，一般取K=1.1~1.3，工作載荷變化大，蝸輪圓周速度較高時，取大值，此處取1.2。 T2—蝸輪傳遞的扭矩， T2=204.73 計算得 102mm 3、蝸輪輪齒彎曲疲勞強度計算 蝸輪輪齒形狀復雜，很難精確算出 輪齒的彎曲應力，所以計算具有更大的條件性。通常是不蝸輪近似地當作斜齒圓柱齒輪來計算，并考慮蝸輪的特點，則蝸輪輪齒彎曲疲勞強度的校合計算公式為： MPa （4.3） 或設計公式為 （4.4） 式中 : —蝸輪材料的許用彎曲應力，見表8-8 取50MPa。 K—載荷系數(shù)，一般取K=1.1~1.3，工作載荷變化大，蝸輪圓周速度較高時，取大值，此處取1.1。 T2—蝸輪傳遞的扭矩， YFa—蝸輪齒行系數(shù)，應按蝸輪當量齒數(shù)=42.43，查《機械設計》圖11-19，取1.68 螺旋角影響系數(shù) 計算得m2d1≥530 由前面計算的接觸疲勞強度得m2d1=640，滿足彎曲疲勞強度的校合。 由《機械設計》查表11-2、普通圓柱蝸桿基本尺寸和參數(shù)及其渦輪參數(shù)匹配 可知 a=125mm m=4 q=10 由《機械設計》 查表11-3 得如表4-2所示 表4-2 普通蝸桿傳動基本幾何尺寸計算關系 名稱 代號 計算關系 說明 中心距 a 按規(guī)定選取 蝸桿頭數(shù) =1 按規(guī)定選取 蝸桿齒數(shù) =41 按傳動比確定 齒形角 = 按蝸桿類型確定 模數(shù) m 按規(guī)定選取 傳動比 i i=41 齒數(shù)比 u u=41 渦輪變位系數(shù) 蝸桿直徑系數(shù) q 10 蝸桿軸向齒距 12.56 蝸桿導程 12.56 蝸桿分度圓直徑 按規(guī)定選取 蝸桿齒頂圓直徑 蝸桿齒根圓直徑 頂隙 c 按規(guī)定選取 漸開線蝸桿基圓直徑 蝸桿齒頂高 按規(guī)定選取 蝸桿齒根高 蝸桿齒高 蝸桿導程角 漸開線蝸桿基圓導程角 蝸桿齒寬 見表11-4 由設計確定 蝸輪分度圓直徑 蝸輪喉圓直徑 蝸輪齒根圓直徑 蝸輪齒頂高 蝸輪齒根高 續(xù)表4-2 蝸輪齒高 蝸輪咽喉母圓半徑 蝸輪齒寬 =32 由設計確定 蝸輪齒寬角 蝸桿軸向齒厚 蝸桿法向齒厚 蝸輪齒厚 按蝸桿節(jié)圓處軸向齒槽寬確定 蝸桿節(jié)圓直徑 蝸輪節(jié)圓直徑 注： 4.1.6計算蝸桿的滑動速度和傳遞效率 1、蝸桿的滑動速度計算 蝸桿滑動速度計算公式： （4.5） 由上式知，相對滑動速度vs值很大，大于v1、v2，若潤滑不良，將加劇齒面磨損和膠合，使傳動效率顯著下降。 蝸桿的速度： 蝸桿導程角： 所以滑動速度： （由《機械設計》表8-5） 2、傳動效率的計算 閉式蝸桿傳動的效率包括三部分：輪齒嚙合時摩擦損耗的效率，軸承摩擦損耗效率和攪動箱內(nèi)潤滑油時摩擦損耗的效率。則總效率為 （4.6） 蝸桿傳動的總效率主要取決于嚙合效率。可參照螺旋副的效率計算，當蝸桿為主動件時，則，= （4.7) 式中: —當量摩擦角，其值與蝸桿和蝸輪的材料、表面硬度、滑動速度有關。一般，對于在油池中工作的鋼制蝸桿和銅制蝸輪，可取=，取 軸承的摩擦及攪油這兩項功率損耗較小，一般取，此處取0.96。則傳動總效率為 4.1.7確定蝸桿傳動的精度等級 國家標準GB10089-88對圓柱蝸桿傳動規(guī)定了12個等級，1級精度最高，依次降低。 普通圓柱蝸桿傳動，常用6-9級，見表4-3： 表4-3蝸桿傳動精度等級選擇 分類要素 6級（高精度） 7級（精密精度） 8級（中等精度） 9級（低精度） 應用范圍 中等精度機床的分度機構；發(fā)動機調整器的傳動 中等精度的輸送機及中等功率的蝸桿傳動 周圍速度較低，每天工作很短的不重要傳動 不重要的低速傳動及手動傳動 制造方法 蝸桿：滲碳淬火、螺紋兩側磨光和拋光 蝸輪：用滾刀切銑，用蝸桿形剃齒刀最后精加工 蝸桿：同6級精度 蝸輪：用滾刀切銑，建議用蝸桿形剃齒刀最后精加工。未精加工的蝸輪必須加載跑合。 蝸桿：在車床上最后加工 蝸輪：銑制或用飛刀切制，建議蝸輪加載跑合。 蝸桿：同8級精度 蝸輪：同8級精度 表面粗糙度Ra/ 蝸桿： 蝸輪： 0.4 0.4 0.80~0.40 0.80~0.40 1.60~0.80 1.60 3.20~1.60 3.20 許用滑動速度vs （m/s） >10 ≤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 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。 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(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） 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） 當達到熱平衡時，，可求得箱體內(nèi)潤滑油的工作溫度： （4.10） 式中 P1—蝸桿傳動的輸入功率（kW）； Kt—散熱系數(shù)，Kt=10~17W/（m2），當周圍空氣流通良好時，取大值。取15 W/（m2） t—箱體內(nèi)油的工作溫度（），一般應限制在60~70，最高不超過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； 則， 故散熱條件滿足。 4.2 軸的設計計算 4.2.1軸的功率p，轉速n和轉矩T 對I軸： 對II軸： 由公式： 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(shù)，由于I軸選用的材料是40Cr，查表取=107，而II軸選用的材料為45鋼，則： I軸： II軸： 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 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(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，為了使所選的軸的直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。 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，同時具有可移動的彈性柱銷聯(lián)軸器。 計算聯(lián)軸器的轉矩，，查《機械設計原理與方法》表15-12得，故取=1.5。名義轉矩 所以，計算轉矩 查《機械設計手冊》，選用HL2型彈性柱銷聯(lián)軸器。其技術參數(shù)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(shù)為：兩半聯(lián)軸器均選用長圓柱形孔（Y型），A型鍵槽，電動機輸出端孔徑為；蝸桿輸入端孔徑長為，則該聯(lián)軸器標記為： GB5014—85 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(jù)dz1—z2=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，軸承右側的擋圈寬度粗略估計為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(xiàn)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，。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。 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(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dz8—z9=35mm，L =65mm。聯(lián)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(jù)dz8—z9=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 z8—z9=91mm。 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來保證，此處選軸的直徑尺寸公差為。 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。 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： 蝸輪的圓周力： 蝸輪的徑向力： 蝸輪的軸向力： III、計算于蝸桿上的支反力 垂直面內(nèi)支反力： 水平面內(nèi)支反力： 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： 右截面： 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： 截面a-a右側的合成彎矩為： VI、計算并畫當量彎矩圖5-9 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處的當量彎矩為： VII、計算危險截面a-a的軸徑 由 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 圖4.4水平彎距圖 圖4.5垂直受力圖 圖4.6垂直彎距圖 圖4.7合成彎距圖 圖4.8扭距圖 圖4.9 當量彎矩圖 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(jù)鍵聯(lián)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。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《機械設計課程手冊》中查得：。 4.3.2鍵聯(lián)接強度計算 平鍵聯(lián)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(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(lián)接，因此對于平鍵聯(lián)接的強度計算，通常只進行擠壓應力。 根據(jù)其要求，普通平鍵聯(lián)接的強度條件為：