1凸輪擺桿繞線機傳動部分設(shè)計摘要：繞線機廣泛應(yīng)用于紡織、機械、電子等各個領(lǐng)域，可以說這幾個領(lǐng)域當中繞線機都有進行著有效的工作。繞線機發(fā)展到現(xiàn)在，已經(jīng)成為組織成批大量生產(chǎn)和機械化流水作業(yè)的基礎(chǔ)，是現(xiàn)代化生產(chǎn)的重要標志之一。在我國四個現(xiàn)代化的發(fā)展和各個工業(yè)部門機械化水平、勞動生產(chǎn)率的提高中，繞線機必將發(fā)揮更大的作用。本課題主要對繞線機的凸輪擺桿傳動部分進行設(shè)計，結(jié)構(gòu)分別有一臺電動機，一臺減速器，一對交錯軸斜齒輪，一套卷筒裝置和凸輪擺桿機構(gòu)組成。要求繞線設(shè)備運行平穩(wěn),, 安全可靠, 技術(shù)性能先進。關(guān)鍵詞：繞線機； 傳動部分； 斜齒輪； 凸輪； 擺動1． 選擇電動機1.1 選擇傳動方案傳動方案一：電動機——齒輪傳動—— 一級蝸桿減速器——聯(lián)軸器——交錯軸斜齒輪傳動傳動方案二：電動機——帶輪傳動——二級圓柱齒輪減速器——聯(lián)軸器——交錯軸斜齒輪傳動在這兩個方案相比之下，我選擇傳動方案二，因為帶輪傳動可以在功率過大時對機器期保護作用，圓柱齒輪減速器比蝸桿減速器傳遞效力高。1.2 選擇電動機功率繞線機電動機所需的工作功率為kwpnd??式中： ——工作機所需工作功率，指工作機主動端的運動所需功率，KW；——由電動機至工作機主動端運動的總功率。n2工作機所需工作功率 ，應(yīng)由機器工作阻力和運動參數(shù)（線速度或轉(zhuǎn)速、角速度）wp計算求得，不同的專業(yè)機械有不同的計算方法。在我設(shè)計的機械中，我要設(shè)計一個轉(zhuǎn)速 n 為 100r/min，F(xiàn) 為 500N，滾筒直徑為 120mm，按下式計算：KWvpw10?或 Tnw95或 KWpw10??角速度公式 ： = n?30?線速度公式：V= r其中：F——工作機的工作阻力，N；V——工作機卷筒的線速度， ；smT——工作機的阻力矩， ；N?n——工作機卷筒的轉(zhuǎn)度， ；inr——工作機卷筒的角速度， ；?sad= = 10.4667?30?10?rV= r=10.4667 0.06=0.628 sm= =0.314kw1Fvpw?0628.5?再由式 可得到 KWTnw9= =29.987TP?51034.5?mN?傳動裝置的總效率 應(yīng)為組成傳動裝置的各部分運動副效率之乘積，即n?na??321其中： 分別為每一傳動副（齒輪、蝸桿、帶或鏈） 、每對軸承、每n??321個聯(lián)軸器及卷筒的效率。各傳動副的效率數(shù)值如下：3帶傳動的效率 0.98聯(lián)軸器的傳動效率 0.99一級減速器齒輪的傳動效率 0.99交錯軸斜齒輪的傳動效率 0.97滾動軸承（每對） 0.99卷筒的效率 0.99na?????321= =0.8869.07.90.9.08. ???= 0.3544kwnwdp??6.14?1.3 確定電動機轉(zhuǎn)速為合理設(shè)計傳動裝置，根據(jù)工作機主動軸的轉(zhuǎn)速要求和各傳動副的合理傳動比范圍，可以推算出電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍，即niiniad )(321???mir其中： ——電動機可選轉(zhuǎn)速范圍， ；——傳動裝置總傳動比的合理范；ai——各級傳動副傳動比的合理范圍；ni??321n——工作機的主動軸轉(zhuǎn)速， ；minr普通 V 帶的傳動比 =2～41i二級減速器的傳動比 =8～402交錯軸斜齒輪的傳動比 =3i由式 ninad )(21???可以得到 53~1036~??minr根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由吳宗澤主編的機械設(shè)計師手冊下冊查出有多種適合的電動機型號,列舉一下這些相對比較合理的：4產(chǎn)品名稱 型號規(guī)格單位價格(元)（含稅）三相異步電動機 Y801-2臺 236三相異步電動機 Y802-2臺 253三相異步電動機 Y90S-2臺 293三相異步電動機 Y90L-2臺 339在此選擇了 Y801-2 這個型號的電動機滿載時型號額定功率KW轉(zhuǎn)速 minr電流（380V 時）A效率%功率因素起動電流額定電流起動轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩Y801-20.7528301.81750.842.2 7.0 2.22. 確定傳動裝置的總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 ，可以得到傳動裝置總傳動比nmn為 nima?總傳動比為各級傳動比 的乘積，即iin??321 naiii???321（1）總傳動比 = =28.3ima?08（2）分配傳動裝置傳動比 為使 V 帶傳動外輪廓尺寸不致過大，初步取5=2.6（實際的傳動比要在設(shè)計 V 帶傳動時，由所選大、小帶輪的標準直徑之比計算） ，1i設(shè)計的交錯軸斜齒輪的傳動比定在 i=3，則減速器的傳動比為：= 32.65 312iia??6.8??計算傳動轉(zhuǎn)置的運動和動力參數(shù)為進行傳動件的設(shè)計計算，要推算出各軸的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩（或功率） 。如將傳動裝置各軸由高速至低速依次定為Ⅰ軸、Ⅱ軸……，以及， ，…為相鄰兩軸間的傳動比；0i1， ，…為相鄰兩軸間的傳動功率；?2pⅠ ，p Ⅱ ，…為各軸的輸入功率（KW） ；TⅠ ，T Ⅱ ，…為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩（ ） ；mN?nⅠ ，n Ⅱ ，…為各軸的轉(zhuǎn)速（ ） ，inr則可按電動機至工作機運動傳遞路線推算，得到各軸的運動和動力參數(shù)。2.1 各軸轉(zhuǎn)速01inm?ir式中：n m——電動機滿載轉(zhuǎn)速；——電動機至一軸的傳動比。0i以及 n Ⅱ = = 1i?10inm?irnⅢ = =2i?210in由公式計算 nⅠ = 1088.460im?6.283?minr6nⅢ = = =33.341i?65.32408minrnⅣ = = =1002i?i2.2 各軸輸入功率圖 1-1 所示為各軸間功率關(guān)系。 PⅠ = KW， 01??dp10??PⅡ = PⅠ = KW， 21232PⅢ = PⅡ = KW， 3?30?d 4PⅣ = PⅢ = KW， 4?421?p523??（圖 1-1）式中 、 、 、 、 分別為帶傳動、軸承、齒輪傳動和聯(lián)軸器的傳動效率。1?2345?根據(jù)公式計算出各軸的功率 7PⅠ = =0.3544 0.98=0.347312KW 01??dp?PⅡ = PⅠ =0.347312 0.99 0.99=0.3404KW2PⅢ = PⅡ =0.3404 0.99 0.99=0.33363KW3?PⅣ = PⅢ =0.33363 0.99 0.97=0.32038KW4??2.3 各軸輸入轉(zhuǎn)矩= 1T01??idmN其中 為電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩，按下式計算：d= dmdnp950?所以 = = 1T01??idmdnp9501??i= =? 12id12010iTⅢ = = 23??mdnp95231010???iTⅣ =TⅢ =342id 34210210i同一根軸的輸入功率（或轉(zhuǎn)矩）與輸出功率（或轉(zhuǎn)矩）數(shù)值是不同的（因為有軸承功率的損耗，傳動件功率損耗） ，Ⅰ～Ⅳ軸輸入轉(zhuǎn)矩Ⅰ軸 = = = 2.6 0.98=3.05 Ⅱ1T01??idmdnP9501??i283054.9??mN?軸8=TⅠ =3.05 32.65 0.99 0.99=97.60 ? T12??i??mN?Ⅲ軸TⅢ =TⅡ =97.60 0.99 0.99=95.66 23卷筒軸輸入轉(zhuǎn)矩TⅣ =TⅢ =95.66 0.99 0.97=30.62 342??i?1mN?3. V 帶的設(shè)計3.1 確定計算功率計算功率 是根據(jù)傳遞的額定功率（如電動機的額定功率） ，并考慮載荷性質(zhì)dp p以及每天運轉(zhuǎn)時間的長短等因素的影響而確定的，即：PkAd?式中： 為工作狀況系數(shù)，查文獻[1]表 7-5 可得，載荷變動小，空輕載起動，每Ak天工作 10～16 個小時，所以取 =1.1。Ak=1.1 0.75=0.825PkpAd??w3.2 選擇“V”帶的型號根據(jù)計算功率 和主動輪轉(zhuǎn)速 ，由文獻[1]圖 7-8 選擇“V”帶型號。d1n=0.825 ， =2830 ，選擇 Z 型dpkw1mir3.3 確定帶輪基準直徑 、d2帶輪直徑小可使傳動結(jié)構(gòu)緊湊，但另一方面彎曲應(yīng)力大，設(shè)計時應(yīng)取小帶輪的基準直徑 ，忽略彈性滑動的影響， = ， 、 宜取標準值（查文1d?min 2d12n?1d2獻[1]表 7-6） 選取 =71mm，且 =71mm> =50mm。1d1dmid大齒輪基準直徑為：= = =184.6mm2d12n?708.463?按文獻[1]表 7-6 選取標準值 =180mm，則實際傳動比 、從動輪的實際轉(zhuǎn)速分別d i9為= = =2.535i12d780= 1116.37in2?53.minr3.4 驗算速度 。?= =10.52 m/S106??nd?062837?帶速在 5～25m/S 范圍內(nèi)。3.5 確定帶的基準長度 和實際中心距dLoa按結(jié)構(gòu)設(shè)計要求初定中心距 =1000mm。由式（7.18）得：o??oo addAL4)(22121?????=[ ] mm 078)7(02??=2397.24mm由文獻[1]表 7-2 選取基準長度 =1800mmdL由式（7.19）得實際中心距 a 為：a =（1000+ ）mm 701mm?2ooLd??24.397180??中心距 a 的變動范圍為：=（701-0.015 1800）mm=674mmd015.min???=（701+0.03 1800）mm=755mmL3ax?3.6 校驗小帶輪包角 。?1由式（7.20）得：= 1 oo3.578012ad?10= oo3.57016.84??= >7.o23.7 確定"V"帶根數(shù) z。由式（7.21）得：Ldkpz?)(1???根據(jù) =71mm， =2830 ，查王少懷主編的機械設(shè)計師手冊中冊表 9.2-181d1nminr得， =0.50kw， =0.04kw。pp?由文獻[1]表 7-2 查得帶長度修正系數(shù) =1.18，由表 7-47 查得包角系數(shù)Lk=0.98，得普通“V”帶根數(shù)?k=0.14155 跟18.90)4.5(2???z所以取 z=1 根。3.8 求初拉力 及帶輪軸上的壓力 。0FQF由文獻[1]表 7-1 查得 z 型普通“V”的每米長質(zhì)量 q=0.06 ，根據(jù)式mkg/（7.22）得單根“V”帶的初拉力為：2015.qvkzvpFd??????????= N????????25.106.98.0.=63.496N由式（7.23）可得作用在軸上的壓力 為：QF2sin10?zQ?= N271.0si496.3o?=126.575N113.9 帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計。(圖 2)已知 mm ， mm，根據(jù)文獻[1]表 7-1 設(shè)計圖 2 的尺寸。71?d 6.1842?d基準寬度 ；槽頂寬 b=10mm；基準線至槽頂高度 =2mm，取 ha=2.5；mb5.8 minah基準線至槽底深度 =7.0，取 =8；槽對稱線至端面距離 f=8；最小輪緣厚度infhfh=5.5mm；輪緣外徑 = =71+2 2.5=76mm；輪緣外徑 =?1ada2??)(21????fdz=44mm；槽角 = 。??5.8271????o34= =184.6+2 2.5=189.6mmadah14. 交錯軸斜齒輪傳動的設(shè)計該機械屬于輕型機械，由電動機驅(qū)動，小齒輪的轉(zhuǎn)速 =100 ，傳動比 ，1nmir3?i載荷均勻，單向運轉(zhuǎn)，齒輪相對于軸承對稱布置，工作壽命為 8 年，單班制工作。4.1 選擇齒輪材料和精度等級。選擇齒輪材料及精度等級。傳遞功率不大，所以選擇一般硬度的齒面組合。小齒輪用 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，HBS（230） ；大齒輪的選 45 鋼，正火處理，HBS（200） 。選用齒輪精度等級為 7 級。4.2 按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計。4.2.1 轉(zhuǎn)矩 T1小齒輪轉(zhuǎn)矩 T1=30.62 mN?124.2.2 載荷系數(shù) k。由文獻[1]表 6-2 的，k=1.14.2.3 齒數(shù) z 和螺旋角 。?因為硬齒面?zhèn)鲃?，?=23，則 = =69。112iz?3?初選螺旋角 =45。 。 當量齒數(shù) 為： = =65.05vz?31coszv o453= 195.1632zv?os6934.2.4 齒形系數(shù) 和應(yīng)力修正系數(shù) 。FaYSaY根據(jù) 由文獻[1]圖 6-16 得 =2.25， =2.1；由文獻 [1]圖 6-17 得vz1Fa2F=1.77， =1.87。1SaY2Sa4.2.5 重合度系數(shù) 。?Y端面重合度近似為：= =1.198???cos12.3812???????????????z o45cs69123.8???????????????= =)costanr(?t?o45cs0tanro.7= =)rt(tb?? )24.s(too6.1= =0.59965???2cos75.02.??Y198.c705.??4.2.6 螺旋角系數(shù) 。?Y齒寬系數(shù) ，因為齒輪相對于軸承是對稱分布，所以取 1.1d?= = =8.05>1，注：當計算時 >1 時，取 =1,故nmb???si?ta1zo45tan23.??????計算時取 =1。13= = =0.75；當 > 時，取 = 。?Yo120??o3??o30?o304.2.7 許用彎曲應(yīng)力。由文獻[1]圖 6-6 的 =280 ， =270 。1limF?aMP2limF?aP彎曲強度的最小安全系數(shù) 。取 =1.4。liSli彎曲疲勞強度計算的壽命系數(shù) 。NY= =99840000hLjnN??601 )40528(106??= =299520000i23984由文獻[1]圖 6-7 可得， 。121?NY= =4001lim1NFSTPY??4.80?aMP= =385.72li2FSTP.7a比較： = =0.00995625，1PSaY?40.5?= =0.0101814882FPSa7.384.2.8 驗算。??YmbdkTSaFF112?FP??=?YbdkSaFF112 596.072.6073. ??=0.019 <400aMPa== =0.0187 <385.71212SaFFY??1.72580.9?aMPa4.3 按齒面接觸疲勞強度設(shè)計。144.3.1 轉(zhuǎn)矩 T1小齒輪轉(zhuǎn)矩 =30.62 。mN?4.3.2 載荷系數(shù) k。由文獻[1]表 6-2 得，k=1.1。4.3.3 根據(jù)文獻[1]103 頁公式求 HP?=HP?WNZSlim式中 ——試驗齒輪的接觸疲勞極限，查文獻[1]圖 6-8 得：小齒輪的limH為 630 ；大齒輪的 為 600 ；liH?aMlimHaMP——接觸強度的最小安全系數(shù)，一般傳動取 =1.0~1.2，limS limHS所以取 1.1；——接觸疲勞強度計算的壽命系數(shù)，一般取查文獻 [1]圖 6-9， =1； NZ NZ——工作硬化系數(shù)，大齒面的 由文獻 [1]圖 6-10 查得， =1，小齒WZWW輪的 應(yīng)略去。大齒輪 = = 627.273HP?WNZSlim15..60??aMP小齒輪 = = 572.727PHli.3a4.3.4 小齒輪直徑 。1d由文獻[1] 112 頁公式 求得32112?????????HPEdZKT?????式中： ——材料彈性系數(shù)（ ） ，根據(jù)文獻[1]表 6--3 查得，大齒輪的EZaM為 189.8，小齒輪的 為 189.8；EE15—— 節(jié)點區(qū)域系數(shù)， = ， ——端面壓力角，HZHZttb??sinco2t， ——基圓螺旋角，由文獻 [1]71 頁公式 ，o24.7b? tbcosa?= =)csartn(tb?? )24.7ta45arn(too?o.所以 = 2.09 ；HZoo.sin.c?——斜齒輪螺旋角系數(shù)， = = 0.841；?Z?z45c——重合度系數(shù)， 一般取 0.75～0.88，所以取 0.85 其值也可由文獻[1]? ?圖 6--14 查取;——泊松比，根據(jù)文獻[1]107 頁可知 =0.3??—— 齒寬系數(shù)，由文獻 [1]表 6-4 查得，因為是對稱分布，所以取 1.1d?3 21 64.5381.01890.23.1.062 ???????????51mm 1d取 =60mm齒寬 b= =1.1 60=66mm，大齒輪齒寬為 65mm，小齒輪的齒寬要比大齒輪的1d???齒寬打 5～10 個毫米比較合理，所以小齒輪的齒寬取 70mm；4.3.5 根據(jù)文獻[1]112 頁公式求 。H?= 求得齒輪的接觸疲勞強度。H?PEbdKTZ??????121式中： ——接觸應(yīng)力（MPa） ；=H????21??bdTZE16= 3.016702.184.05.18962. ????=7.767 aMP
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