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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、送經機構、卷取機構。本 設計主要對 GD76X1 型紡織機的送經機構進行設計。送經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 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 本課題的研究內容和意義 1 1.2 國內外的發(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 .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 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 z1，蝸輪齒數 z2 和傳動比 i17 4.1.4 蝸桿蝸輪的主要參數和幾何尺寸的計算 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 無錫太湖學院學士學位論文 0 1 緒論 1.1 本課題的研究內容和意義 在國外編機搶占中國市場的同時，我國的編織企業(yè)也在呼喚國產優(yōu)質編機，對國內 編織機械企業(yè)提出新的要求。 在機理構造上，一些國產編機也與進口編機無太大差別。 但國產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 檔產品的生產需要；另外，國產編機在生產中的通用性較強，而針對性不高，不易生產 出特色產品，這些方面國產編機在今后的生產中有待加強。 國外企業(yè)的競爭，國內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。國產編織機械與國外同類產品的差距，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過程、 管理過程．流通過程與創(chuàng)新的系統優(yōu)化問題，借助系統論控制論的理論，努力消除現存 的問題，縮短差距。應加強產學研結合，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、科研與生產互動，加快人才培養(yǎng)和技術提升。 研究編織機的傳動系統，對于提高生產效率降低生產成本具有重要意義。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 來解決實際的生產問題，將理論設計與實際運用聯系起來，需要考慮多方面的問題，如 成本、系統可靠性和機械設備使用壽命等等。 1.2 國內外的發(fā)展概況 改革開放 20 多年來，國內紡織工業(yè)經歷了持續(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%，主要的紡織產品——化纖、 棉紗、棉布、絲織品和服裝產量均居世界第一位。紡織業(yè)依然是國內重要的支柱產業(yè)之 一，在滿足人民紡織產品消費，出口創(chuàng)匯，為其他產業(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)結構調整和產業(yè)升級的升入，通過國內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，生產效率不斷提高，品種范圍迅速擴展，生產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 加值提高和新產品開發(fā)提供了強有力的保障，針織產品休閑化，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）進一步提高產品質量 紡織機傳動系統---- 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 在控制驅動系統中應用微電子技術，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 通過參觀現有的 編織機，了解其傳動系統的傳動原理。并找出傳統編織機傳動系統 不足之處，初步設定圓筒編織機傳動系統總體方案。根據總體設計方案，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。 無錫太湖學院學士學位論文 2 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業(yè)上長期 使用的梭子，通過噴嘴將緯線引入經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 動系統設計 主要運動部分 送經機構：將織軸上的經紗均勻送出，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，經過濾而被吸 入水泵，水泵屬于柱塞式，調節(jié)適當的水壓和水量，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的捕緯器夾持，經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，曲軸用聯軸器與主軸 5 連接。另一側用聯軸器連接傳動軸，曲軸經手和筘座 6 進行 打緯。 2）開口機構的傳動 經曲軸齒輪 7 傳動過橋齒輪 8，另一側通過聯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 紡織機傳動系統---- 基于蝸輪蝸桿傳動 3 主軸 5 經齒輪 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，實現了邊經紗的開口和繩狀扭絞動作。 4）送經機構的傳動 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，經變速 器的內部機構作用變速后，由輸出軸輸出，在經變速齒 13 和 14，經錐齒輪傳動，由渦輪 蝸桿減速器減速后，由送經小齒輪 15，傳動經軸齒輪 16 使經軸傳動。送經機構的經紗張 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 經同步帶輪 19、20 傳動減速器，經離合器 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齒輪，與計數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） 無錫太湖學院學士學位論文 4 ` 圖 2.1 工作原理 紡織機傳動系統---- 基于蝸輪蝸桿傳動 5 3 設計過程論述 3.1 電機選擇 為保證機器正常運作。現選用型號為Y112M-4三相異步電動機。其技術參數如表3-1所 示 表3-1 電機參數 滿 載 時 啟動電 流 啟動轉 矩 最大轉 矩額定 功率 KW 轉 速r/min 電流 （ 380V ） 效 率% 功率因數 cos?額定電 流 額定轉 矩 額定轉 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速 和工作機主動軸轉速n，可得傳動裝置總傳動比為：m ai? 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：80? 最后輸出轉速： (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在合理范圍內，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 1i2i3i45i6i =2 =39 =3789 3.3 計算傳動裝置的運動和動力參數 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 無錫太湖學院學士學位論文 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1?2 3? =0.94,錐齒輪傳動效率 ，渦輪蝸桿傳動效率 。4?95.0?68.0? 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： 25??048904 19軸： kw6.7.3.6? 輸出功率： 5 軸： ?21.'p0.298.1.? 12軸： ?28?k656 16軸： 230.' w71.3. 17軸： 49p4928041 18軸: ??25.' k.? 19軸: 68?6 各軸的輸入、輸出轉矩，電動機的輸出轉矩： (3.2)mNnpTmdd ???59.140.950 輸入轉矩： 紡織機傳動系統---- 基于蝸輪蝸桿傳動 7 5軸： ?11950npT??7201.mN?.8 12軸： 22 ?.3.6 16軸： ?33950npT???154.92 17軸： 44 mN?786 18軸: ?5590npT???3.204.1 19軸: 66 ?57.9 輸出轉矩： 5軸： mNT????4.28.012'1? 12軸： 293 16軸： 3' ?754 17軸： 24807. 18軸: ?5'?TN???64.29.3 19軸: 26 m754 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 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)選用小齒輪齒數為Z=20，大齒輪齒數為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）231 )][(12.HEdt ZuKTd????? （1） 確定公式內的各計算數值 1）試選載荷系數 .t 2）計算小齒輪傳遞的轉矩 mNT??5.43 3）由《機械設計》表10-7選擇齒寬系數 1d?? 4）由表10-6查得材料的彈性影響系數 1289.EZMPa 無錫太湖學院學士學位論文 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）計算應力循環(huán)次數： hjLnN2160? =)381(3.9??9108.7? 92 06.587?? 7)查表得接觸疲勞壽命系數： ，10.HNK?2.HN 8)計算接觸疲勞許用應力： 取失效概率為1%，安全系數S=1，得 ( 3.4）??1.960541HNLIMPaMS????2.52.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 ZuT????3 2 3)5.819(4105 ?? = 22.81mm （3.5） (2) 計算圓周速度 v 4.41m/s （3.6）??1062nvt???1063.928. (3）計算齒寬 b =1dt?m8.2. (4) 計算齒寬與齒高之比 b/h 模數 14.01?zmtt 齒高 ht 56.225.?? 8.8967.38b (5)計算載荷系數 根據 v=4.41m/s，7 級精度、由圖 10-8 查得動載荷系數 =1.5；直齒輪，假設vk KAFt/b4m/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 vs10~15vm/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。使單位時間內的發(fā)熱量 Q1 等于同時間內的散熱量 Q2，以 保證溫度穩(wěn)定地處于規(guī)定的范圍內。 在單位時間內，蝸桿傳動由于摩擦損耗產生的熱量為： （4.8）)1(01???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）02tAKt 當達到熱平衡時， ，可求得箱體內潤滑油的工作溫度：1 （4.10）)(0 0tPtt???? 式中 P1—蝸桿傳動的輸入功率（ kW） ； Kt—散熱系數，Kt=10~17W/（m2 ） ，當周圍空氣流通良好時，取大值。C?? 取 15 W/（m2 ）C?? t—箱體內油的工作溫度（ ） ，一般應限制在 60~70 ，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 軸的設計計算 4.2.1 軸的功率 p，轉速 n 和轉矩 T 對 I 軸： kW492.1?min/15.846r?mN7.4?T 對 II 軸： 3.5 i/3.75 mNiT??20445? 由公式： nAd??? 紡織機傳動系統---- 基于蝸輪蝸桿傳動 23 初步確定軸的最小直徑，其中 為軸的許用切應力所確定的系數，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： 72 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 圈實現軸向定位，靠過盈配合實現周向固定，蝸桿通過軸承蓋實現軸軸向定位。聯軸器 靠擋圈和平鍵分別實現軸向和周向固定。 3）聯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軸器處軸的直徑 ，為了使所選的軸的98zd? 直徑 與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯軸器型號。98zd? 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 無錫太湖學院學士學位論文 24 移動的彈性柱銷聯軸器。 計算聯軸器的轉矩 ， ，查《機械設計原理與方法 》表 15-12 得，故取1TkAca?? =1.5。名義轉矩 Ak mNnP?72.95044 所以，計算轉矩 kAca???58.1 查《機械設計手冊》 ，選用 HL2 型彈性柱銷聯軸器。其技術參數為：其公稱轉矩為 315 ；許用轉速 nmax=5600r/min，孔徑范圍為 25~35mm。結構參數為：兩半聯軸器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 ，則該聯軸器標記為：8235? GB5014—858235?YHL 4）根據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 dz1—z2=20mm，由軸承產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mBD12420??? 2mm，擋圈右側稍微留 3mm，其末端倒角。 因此，d z1—dz2 軸段的長度為 12mm+2mm+3mm=17mm。 II、d z2—dz3 段的直徑應大于 dz1—dz2 的直徑，現估計 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 ，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、 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、d z8—dz9 段需安裝聯軸器和一對軸承，聯軸器的尺寸前面已經算出并已經校合。 故 dz8—z9=35mm，L =65mm。聯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 dz8—z9=35mm，由軸承產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。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 彈性柱銷聯軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯接，半聯軸器與軸的聯接選用平鍵為 紡織機傳動系統---- 基于蝸輪蝸桿傳動 25 10mmx8mmx63mm，半聯軸器與軸的配合為 ，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： mNnPT??72.95044 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 垂直面內支反力： NdFlRarvA 72)//(11??? lrvB 862?? 水平面內支反力： tHA93/ 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： 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 左側的合成彎矩為： mNMaVaHV ????6.950321)(2)(1 截面 a-a 右側的合成彎矩為： 47)()( VI、計算并畫當量彎矩圖 5-9 無錫太湖學院學士學位論文 26 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 紡織機傳動系統---- 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 無錫太湖學院學士學位論文 28 圖 4.7 合成彎距圖 圖 4.8 扭距圖 圖 4.9 當量彎矩圖 紡織機傳動系統---- 基于蝸輪蝸桿傳動 29 4.3 鍵的選擇和鍵聯接強度計算 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。鍵的類型應根據鍵 聯接的結構特點，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hb? 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。??l25.1?? 根據其上面所需的要求，我們選定蝸桿和聯軸器的連接用平鍵聯接。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： 。81063???hbl 4.3.2 鍵聯接強度計算 平鍵聯接傳遞轉矩時，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（對于靜聯接）或磨損（對于動聯接）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接，因此對于平鍵聯接的強度計算，通常只進行擠壓應力。 根據其要求，普通平鍵聯接的強度條件為： （4.11） ??ppdlkT????2/ 式中：T——傳遞的轉矩，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，在機器運轉過程中，離合器可隨時使兩軸結合或分 離。它的主要功能是用來操縱機器傳動系統的斷續(xù)，以便進行變速、換向或使工作機暫 停工作。 根據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 無錫太湖學院學士學位論文 30 離合器利用某種原理能夠自動實現接合和分離，不需要專門的操縱裝置，根據原理不同， 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---- 基于蝸輪蝸桿傳動 31 5 減速器箱體設計 5.1 箱體設計 箱體是機器中很重要的零件，它對箱體內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，箱體的結構在很大程度上影響著機器的工作性能和經濟性。 由于箱體的結構較為復雜，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，因此在設計中我也選用 這種材料來鑄造箱體。當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構形式、尺寸差異較大，但對箱體類零件結構設計的基本 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、便于箱體內零件的安裝。因此，我所設計的箱體也應該從以上四個方面著手設計。 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，結合造型的設計準則， 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生不允許的變形，引起軸承座孔中心線歪 斜，在傳動中產生偏載，影響減速器的正常工作。因此在設計機體時，首先應保證軸承 座的剛度。為此應使軸承座有足夠的壁厚，并在軸承座附近加支撐肋。 機體加有內肋，內肋剛度大，外表光滑美觀，雖然內壁阻礙潤滑油流動，工藝也比 較復雜，但目前采用內肋結構逐漸增多。 為了提高軸承座處的聯接剛度，座孔倆側的聯接螺旋距離應盡量靠近（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，機蓋和機座的聯接凸緣應取厚些。機座底凸緣寬度應超過機 體內壁。 3、應考慮便于機體內零件的潤滑、密封及散熱。 對于大多數減速器，由于其傳動件的圓周速度 ，故常采用浸油潤滑（當速smv/12? 度 ）時應采用噴油潤滑） 。因此機體內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，齒頂到油池低面的距離不應小于 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，按級數成比例增加，37.05dmV?? 無錫太湖學院學士學位論文 32 如不滿足，應適當加高機座高度，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接外密封，聯接凸緣應有足夠的寬度，聯接表面應精刨，其 表面粗糙度應不大于 6.3。密封要求高的表面要經過刮研。為了提高密封性，在機座凸緣 上面常銑出回油溝，使?jié)B入凸緣聯接隙面上的油重新流回機體內部。此外，凸緣聯接螺 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、機體結構要有良好的工藝性 機體結構工藝性的好壞，對提高加工精度和裝配質量、提高勞動生產率以及便于檢 修維護等方面，有直接影響，故應特別注意。 1）.鑄造工藝的要求 在設計鑄造機體時，應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應力裂紋，機體各部分壁厚應均勻。當由較厚部分過 度到教案薄部分時，應采用平緩的過度結構。 為了避免金屬積聚，不宜采用形成銳角的傾斜肋，設計機體時，應使機體外形簡單， 拔模方便。 對于鑄造機體，還應盡量減少沿拔模方向的凸起結構，否則在模型上就要設置活塊， 以減少拔模困難。當機體表面有幾個凸起部分時，應盡量將其連成一體，以簡化取模過 程。 機體上還應盡量避免出現狹縫，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 設計結構形狀時，應盡可能減少機械加工面積，以提高勞動生產率，并減少刀具磨 損。為了保證加工精度并減少加工工時，應盡量減少在機械加工時工件和刀具的調整次 數。 機體的任何一處加工面與非加工面必須嚴格分開。與螺栓頭部或螺母接觸的支承面， 應進行機械加工。 5.2 減速器附件設計 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。這些附件應按其用途設置在機體的 合適位置，并要便于加工和裝折。 1、通氣器 減速器運轉時，機體內溫度升高，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，使機體內熱漲氣體自由逸出，以保證機體內外壓力均 衡，提高機體有縫隙處的密封性能。 紡織機傳動系統---- 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 為機體聯接螺栓直徑。其長度應大于機蓋和 機座聯接凸緣的總厚度，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。 無錫太湖學院學士學位論文 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。 當主動輪轉動時，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。帶傳動具有結構簡單，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，減少單位時間內帶的循環(huán)次數，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 。7?i5~2?i 6.3.3 帶輪的基準直徑 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 而導致 V 帶根數的增加。推薦 V 帶輪最小基準直徑列于下表 6-1 所示 表 6-1 V 帶輪最小基準直徑 槽型 Y Z A B C D Emdin)( 20 50 75 125 200 355 500 6.3.4 帶速 v 當帶傳動的功率一定時，提高帶速，可降低帶傳動的有效拉力，相應的減少帶的根 紡織機傳動系統---- 基于蝸輪蝸桿傳動 35 數或帶的橫截面積，總體上減少帶的傳動尺寸；但是提高帶速，也提高了 V 帶的離心應 力，不利于帶傳動的疲勞強度和壽命。 一般推薦： ，最高帶速 。smv/25~?smv/30? 6.4 帶的選型 由已知條件，小帶輪 1 in/4rnkwp2.? 小帶輪 2 96071 小帶輪 3 i/?68. 查《機械設計》表 8-4a 選型如下表 6-2 所示 表 6-2 帶的型號選擇 序號 帶型槽型 基準直徑 mm 根數 1 A 90 3 2 A 75 4 3 Z 70 4 6.5 帶輪的選擇 型號選擇如表 6-3 所示 表 6-3 帶型號表 序號 帶型槽型 主動帶輪直徑/mm 從動帶輪直徑/mm 1 A 130 260 2 A 100 75 3 Z 90 70 無錫太湖學院學士學位論文 36 7 結論和展望 7.1 結論 GD76X1 型織機行傳動件主要是由送經機構、卷取機構、織機的織口大小變換機構 組成。本次設計對 GD76X1 型織機送經機構設計和研究。在設計過程中，首先制訂合理 的傳動路線，然后圍繞已制訂的傳動路線進行相關的零件的設計和校核，這其中又主要 包括電動機，減速器，輸出軸 ，齒輪等重要零件的設計以及它們的校核。 本次設計是傳動件的設計，因此設計的重點自然是減速器的設計。在設計過程中， 通過收集了大量的相關資料和信息來完成。各步驟都有詳細計算，必要時有圖表加以輔 助。但是由于實際條件的限制，加上對紡織機了解的也不是很透徹，設計方案從總體上 看系統性和連貫性不是很強，結構也不夠嚴謹，設計結果不是很理想。 7.2 展望 本次設計的主要任務是對 GD76X1 型織機的行傳動件進行設計和研究。在設計過程 中，我的主要任務是制訂合理的傳動路線，然后圍繞已制訂的傳動路線進行相關的零件 的設計和校核，這其中又主要包括電動機，減速器，輸出軸等重要零件的設計以及它們 的校核。 因為我以前沒有接觸過紡織機這種機器。因此在設計開始時，我并沒有太大的把握， 但后來在指導老師和同學的幫助下。我在設計過程中沒有遇到太多的難題。由于我的設 計是傳動件的設計，因此設計的重點自然是減速器的設計。在設計過程中，我收集了大 量的相關資料和信息。其中主要來自于調研收集的資料，手冊，教材以及網上搜索及指 導老師反饋的意見等。各步驟都有詳細計算，必要時有圖表加以輔助。但是由于本人經 驗欠缺，加上對紡織機了解的也不是很透徹，所以設計方案從總體上看可能系統性和連 貫性不是很強，結構也不夠嚴謹。導致最后計算的結果偏差很大，望各位老師包涵。另 外，裝配圖和零件圖盡量按國家機械制圖標準和紡織機的習慣畫法繪出，并全部以 CAD 繪制出所有的圖紙，因為以前從來都沒有繪制過如此多的圖紙，通過這次設計，我覺得 自己的 CAD 制圖能力有了很大的提高。 我在這次設計中最大的感受是：一個優(yōu)秀的設計工作人員，豐富的理論知識和實際 操作能力同樣重要，要盡量做到理論與實際相結合，有時候空間想象能力也非常重要。 在這方面我覺得自己還遠遠不夠，希望通過日后的進一步學習來彌補和提高，使自己真 正成為一位合格的機械設計工作者。 紡織機傳動系統---- 基于蝸輪蝸桿傳動 37 致 謝 四年的學習生活很快就結束了，首先要感謝父母給我學業(yè)上的支持，讓我可以充實 的度過大學生活，焉得諼草，言樹之背，養(yǎng)育之恩，無以回報，愿你們永遠健康快樂。 其次感謝學校的老師，他們給了我學習和生活上的無私幫助，更是在人生道路和思想上 的正確引導，讓我受用終身。最后要感謝我的舍友和同學，是他們陪我度過了四年大學 的快樂時光，一起學習，一起出游。我們相互傾訴內心的快樂與煩惱，交下了純潔的友 誼。 在論文即將完成之際，我的心情無法平靜，從開始進入課題到論文的順利完成，有 多少可敬的師長、同學、朋友給了我無言的幫助，在這里請接受我誠摯的謝意! 本學位論文是在我的導師鮑宏蘇老師的親切關懷和悉心指導下完成的。他嚴肅的科 學態(tài)度，嚴謹的治學精神，精益求精的工作作風，深深地感染和激勵著我。從課題的選 擇到項目的最終完成，鮑老師都始終給予我細心的指導和不懈的支持。在此謹向鮑老師 致以誠摯的謝意和崇高的敬意。 無錫太湖學院學士學位論文 38 參考文獻 [1] Lu Yan Jun. 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