紡織機(jī)傳動系統(tǒng)基于渦輪蝸桿傳動設(shè)計說明書

III 摘要摘要 本設(shè)計說明主要參考沈陽紡織機(jī)械廠 GD76X1 型織機(jī)傳動原理設(shè)計 該型紡織機(jī)主 要有以下傳動機(jī)構(gòu) 主軸與打維機(jī)構(gòu) 開口機(jī)構(gòu) 絞邊機(jī)構(gòu) 送經(jīng)機(jī)構(gòu) 卷取機(jī)構(gòu) 本 設(shè)計主要對 GD76X1 型紡織機(jī)的送經(jīng)機(jī)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計 送經(jīng)機(jī)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(jìn)行設(shè)計和校核說明 還對減速器的軸 進(jìn)行設(shè)計和校核 V 帶的選型進(jìn)行了設(shè)計說明 關(guān)鍵字關(guān)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(nèi)容和意義 1 1 2 國內(nèi)外的發(fā)展概況 1 1 3 編織機(jī)的發(fā)展前景 1 1 4 本課題應(yīng)達(dá)到的要求 2 2 噴水織機(jī)機(jī)構(gòu)與原理 3 2 1 織機(jī)機(jī)構(gòu) 3 2 2 GD76X1 型織機(jī)行傳動原理 3 2 3 GD76X1 型織機(jī)傳動機(jī)構(gòu) 3 3 設(shè)計過程論述 6 3 1 電機(jī)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(jìn)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(qiáng)度設(shè)計 8 3 4 3 按齒根彎曲強(qiáng)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 VI 4 1 5 蝸桿傳動的強(qiáng)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(qiáng)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(xiàn) 39 紡織機(jī)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(nèi)容和意義本課題的研究內(nèi)容和意義 在國外編機(jī)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(jī) 對國內(nèi) 編織機(jī)械企業(yè)提出新的要求 在機(jī)理構(gòu)造上 一些國產(chǎn)編機(jī)也與進(jìn)口編機(jī)無太大差別 但國產(chǎn)編機(jī)在有關(guān)在線檢測方面與進(jìn)口編機(jī)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(jī)在生產(chǎn)中的通用性較強(qiáng) 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(jī)在今后的生產(chǎn)中有待加強(qiáng) 國外企業(yè)的競爭 國內(nèi)用戶要求的不斷提升 編機(jī)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(jī)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(qiáng)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(jī)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(jī)械制圖 機(jī)械設(shè)計和機(jī)電傳動控制等機(jī) 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(jī)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(jī)械設(shè)備使用壽命等等 1 2 國內(nèi)外的發(fā)展概況國內(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(dá) 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(jìn) 技術(shù)的引進(jìn)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(qiáng) 生產(chǎn)效率不斷提高 品種范圍迅速擴(kuò)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(jī) 電 氣動 液壓 傳感 計算機(jī)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(qiáng)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(jìn)口量高于出口量的局面 增強(qiáng)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(jìn)國家相比仍有較大差距 僅以棉織設(shè)備為例 其無梭織機(jī) 自動絡(luò) 筒機(jī)的使用率僅占 25 和 21 而發(fā)達(dá)國家已達(dá) 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(jī)的發(fā)展前景編織機(jī)的發(fā)展前景 1 進(jìn)一步提高產(chǎn)品質(zhì)量 無錫太湖學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 2 在編織機(jī)上裝上各類顯示檢測和控制的裝置 可以彌補(bǔ)人工操作的不足和管理上的 缺陷 2 提高機(jī)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(jī)器運行可靠 3 機(jī)器運轉(zhuǎn)高速化 提高單機(jī)質(zhì)量 采用各種自動化措施和微機(jī)控制技術(shù) 可使機(jī)器運行更加可靠 4 傳動方式多樣化 單機(jī)采用機(jī)電一體化的新技術(shù) 打破現(xiàn)有單純機(jī)械傳動的局面 使單一機(jī)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(dá)到的要求本課題應(yīng)達(dá)到的要求 通過參觀現(xiàn)有的 編織機(jī) 了解其傳動系統(tǒng)的傳動原理 并找出傳統(tǒng)編織機(jī)傳動系統(tǒng) 不足之處 初步設(shè)定圓筒編織機(jī)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(jī) 傳動零件 并校核零件強(qiáng)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(shè)計說明書并進(jìn)行設(shè)計答辯 紡織機(jī)傳動系統(tǒng) 基于蝸輪蝸桿傳動 3 2 噴水織機(jī)機(jī)構(gòu)與原理噴水織機(jī)機(jī)構(gòu)與原理 2 1 織機(jī)機(jī)構(gòu)織機(jī)機(jī)構(gòu) 噴水織機(jī)是一種高速無梭織機(jī) 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(jī) 這種從根本上改變了織機(jī)原理的噴射織機(jī) 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(jī)行傳 動系統(tǒng)設(shè)計 主要運動部分 送經(jīng)機(jī)構(gòu) 將織軸上的經(jīng)紗均勻送出 滿足交織需要 卷取機(jī)構(gòu) 將織物引離織口 卷至卷布輥上 由電動機(jī)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(jī)的織口大小變換機(jī)構(gòu) 根據(jù)編織的需要來改變織口的大小 2 2 GD76X1 型織機(jī)行傳動原理型織機(jī)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(jī)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(jìn)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(jī)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(dá)右側(cè) 裝在右邊的探緯器可立即檢出 并 使織機(jī)自動停下來 原理圖如圖 2 1 所示 2 3 GD76X1 型織機(jī)傳動機(jī)構(gòu)型織機(jī)傳動機(jī)構(gòu) 1 主軸與打維機(jī)構(gòu)的傳動 主電動機(jī)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(jìn)行 打緯 2 開口機(jī)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(jī)構(gòu) 3 絞邊機(jī)構(gòu)的傳動 無錫太湖學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 4 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(jī)構(gòu)的傳動 由凸輪 10 通過三角皮帶與傳動軸 11 傳動機(jī)械式無極變速器的輸入軸 12 經(jīng)變速 器的內(nèi)部機(jī)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(jī)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(jī)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(jī)構(gòu)的傳動路線 電動機(jī) 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(jī)構(gòu) 打緯機(jī)構(gòu)的傳動路線 電動機(jī) 1 帶輪 軸 5 曲柄搖桿機(jī)構(gòu) 打緯機(jī)構(gòu) 開口機(jī)構(gòu)的傳動路線 電動機(jī) 1 帶輪 軸 5 齒輪 軸 過橋齒輪 8 偏心輪 開口機(jī)構(gòu) 絞邊機(jī)構(gòu)的傳動路線 電動機(jī) 1 帶輪 軸 5 齒輪 軸 10 齒輪 絞邊動作 絞邊齒輪 紡織機(jī)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(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 6 3 設(shè)計過程論述設(shè)計過程論述 3 1 電機(jī)選擇電機(jī)選擇 為保證機(jī)器正常運作 現(xiàn)選用型號為Y112M 4三相異步電動機(jī) 其技術(shù)參數(shù)如表3 1所 示 表3 1 電機(jī)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 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(jī)滿載轉(zhuǎn)速和工作機(jī)主動軸轉(zhuǎn)速n 可得傳動裝置總傳動比為 mn m a n i n 由于電動機(jī)轉(zhuǎn)速 1440r min 最終輸出的速度v 40m min 0 667m s 卷筒直徑設(shè)mn 為 mm 則 800 最后輸出轉(zhuǎn)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(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 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(shù)計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 3 3 1 進(jìn)行傳動件的設(shè)計計算 要推算出各軸的轉(zhuǎn)速 進(jìn)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 紡織機(jī)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(zhuǎn)矩 電動機(jī)的輸出轉(zhuǎn)矩 3 2 mN n p T m d d 59 14 1440 2 2 95509550 輸入轉(zhuǎn)矩 無錫太湖學(xué)院學(xué)士學(xué)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(zhuǎn)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(shè)計直齒輪設(shè)計 3 4 1 選定齒輪類型 精度等級 材料和齒數(shù)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(jī)機(jī)為一般工作機(jī)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(qiáng)度設(shè)計按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計 由設(shè)計計算公式進(jìn)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(nèi)的各計算數(shù)值 1 試選載荷系數(shù) 1 3tK 2 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 mNT 15 4 3 3 由 機(jī)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) 1 2 189 8EZMPa 紡織機(jī)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(qiáng)度極限 大 MPa H 600 1lim 齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 MPa H 550 2lim 6 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 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(shù) 10 90HNK 20 95HNK 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 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(shù) 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(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) v k KAFt b 100 N mm 又查得1 2 HF KK 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 1 H K 無錫太湖學(xué)院學(xué)士學(xué)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(shù)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(shù) 38 1 20 6 27 1 1 z d m 3 4 3 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計 由公式 10 5 得彎曲強(qiáng)度設(shè)計公式為 3 8 1 3 2 1 2 FaSa dF KTY Y m z 1 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1 由 機(jī)械設(shè)計 由 10 20c 查得小齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限 大齒輪 1 500 EF MPa 的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 2 380 EF MPa 2 由圖 10 18 查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 1 0 85 FN K 2 0 88 FN K 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(jī)械設(shè)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(shù) k AVFF KK K KK 1 1 12 1 2 1 351 814 5 由 10 5 查取齒形系數(shù) 80 2 1 Fa Y 28 2 2 Fa Y 查取應(yīng)力校正系數(shù) 6 由表 10 5 查得 55 1 1 sa Y 73 1 1 sa Y 紡織機(jī)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(shù)值比較大 2 設(shè)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(jié)果 由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù) m 大于齒跟彎曲疲勞強(qiáng)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(qiáng)度算得的模數(shù)所決定的承載能力 而齒面 接觸疲勞強(qiáng)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(qiáng)度算得的模數(shù) 0 85 并整為標(biāo)準(zhǔn)值 m 1 5 按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑 d1 27 6 mm 算出小齒輪的齒數(shù) 18 3 1 1 d z m 取 1 20z 大齒輪齒數(shù) 60 uzz 12 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(qiáng)度 又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng) 度 結(jié)構(gòu)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(xué)院學(xué)士學(xué)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(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 紡織機(jī)傳動系統(tǒng) 基于蝸輪蝸桿傳動 13 3 5 直齒圓錐齒輪的設(shè)計直齒圓錐齒輪的設(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 Z1 u 26 2 56 取 0 21 xx3 0 R 3 確定許用應(yīng)力 a 確定極限應(yīng)力和 limH limF 齒面硬度 小齒輪按 230HBS 大齒輪按 190HBS 查 機(jī)械設(shè)計 圖 10 21 得 580Mpa 550 Mpa lim1H lim2H 查 機(jī)械設(shè)計 圖 10 20 得 450Mpa 380Mpa lim1F lim2F b 計算應(yīng)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 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(yīng)力 取 min 1 H S min 1 4 F S 由許用應(yīng)力接觸疲勞應(yīng)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(shù)據(jù)進(jìn)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(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 14 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 mNT 15 4 3 3 材料彈性影響系數(shù) 由 機(jī)械設(shè)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(jù) v 6 3m s 6 級精度 由 機(jī)械設(shè)計 圖 10 8 查得動載系數(shù) KV 1 3 取 故載荷系數(shù) K KA KV KH KH 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(jī)械設(shè)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(shù) m m mm 1 1 z d 17 1 28 78 32 5 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)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(shù) 1 計算載荷系數(shù) 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(jī)傳動系統(tǒng) 基于蝸輪蝸桿傳動 15 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 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(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 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(shù)值大 4 設(shè)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(jié)果 可取由彎曲強(qiáng)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(qiáng)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 11 2 aa dzhm mm5 555 1 1235 22 2 aa dzhm mm1085 1 1270 無錫太湖學(xué)院學(xué)士學(xué)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(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 紡織機(jī)傳動系統(tǒng) 基于蝸輪蝸桿傳動 17 4 減速器的設(shè)計與計算減速器的設(shè)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(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(jī)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(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(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(dá) 10 25m s 但價格較貴 當(dāng)滑動速度 vs10 10 5 2 綜合表 4 3 所列 6 9 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(jī)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(qiáng)的活性潤滑油 以免腐 蝕 紡織機(jī)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(dāng)滑動速度 vs 4m 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 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(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(jìn)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 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(dāng)達(dá)到熱平衡時 可求得箱體內(nèi)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(shù) Kt 10 17W 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 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(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 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(shè)計計算軸的設(shè)計計算 4 2 1 軸的功率軸的功率 p 轉(zhuǎn)速 轉(zhuǎn)速 n 和轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)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(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 24 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 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(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)計結(jié)構(gòu)設(shè)計 1 擬定軸上零件機(jī)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(jī) 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 98 zz d 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 98 zz d 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 紡織機(jī)傳動系統(tǒng) 基于蝸輪蝸桿傳動 25 移動的彈性柱銷聯(lián)軸器 計算聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩 查 機(jī)械設(shè)計原理與方法 表 15 12 得 故取 1 TkT Aca 1 5 名義轉(zhuǎn)矩 A kmN n P T 72 79550 4 4 所以 計算轉(zhuǎn)矩 mNTkT Aca 58 1172 7 5 1 4 查 機(jī)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 25 35mm 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(jī)輸出端孔徑為 蝸桿輸入端mmmm8232 孔徑長為 則該聯(lián)軸器標(biāo)記為 mmmm8235 GB5014 85 8235 8232 2 YA YA HL 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(yīng)增大 5 即 dz1 z2 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) 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(cè)的擋圈寬度粗略估計為mmmmmmBDd124220 2mm 擋圈右側(cè)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(yīng)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(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 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(shè)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(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) 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 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(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 無錫太湖學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 26 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 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(yīng)力校核軸的強(qiáng)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 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(nèi)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(nèi)支反力 NFRR tHBHA 1932 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 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(cè)的合成彎矩為 mmNMMM aVaHV 6 69503 2 1 2 1 截面 a a 右側(cè)的合成彎矩為 mmNMMM aVaHV 64 24927 2 2 2 1 VI 計算并畫當(dāng)量彎矩圖 5 9 紡織機(jī)傳動系統(tǒng) 基于蝸輪蝸桿傳動 27 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 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(jié)構(gòu)設(shè)計中 此處的軸徑為 40mm 故強(qiáng)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(xué)院學(xué)士學(xué)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(jī)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(dāng)量彎矩圖 無錫太湖學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 30 4 3 鍵的選擇和鍵聯(lián)接強(qiáng)度計算鍵的選擇和鍵聯(lián)接強(qiáng)度計算 4 3 1 鍵的選擇鍵的選擇 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(qiáng)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 dl25 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(jī)械設(shè)計課程手冊 中查得 81063 hbl 4 3 2 鍵聯(lián)接強(qiáng)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(qiáng)度計算 通常只進(jìn)行擠壓應(yīng)力 根據(jù)其要求 普通平鍵聯(lián)接的強(qiáng)度條件為 4 11 pp dlk T kl dT 2 2 式中 T 傳遞的