LH9-900拉絲機卷筒機構設計【含CAD圖紙+文檔】

畢業(yè)設計（論文）任務書設計（論文）題目： LH9/900 拉絲機卷筒機構設計 系： 機電系 專業(yè)： 機械制造 班級： 學號： 學生： 指導教師： 接受任務時間 教研室主任 （簽名） 系主任 （簽名）1畢業(yè)設計（論文）的主要內容及基本要求1、測繪日產 LH-9/900 拉絲機卷筒機構，了解其基本結構，工作原理；2、構思設計方案，根據要求對原日產設備進行改進；3、進行受力分析，以及軸、軸承等相應零部件的強度、剛度和壽命的計算；4、繪制零件圖裝配圖(蝸桿、蝸輪零件圖各一張，上、下箱體圖各一張，裝配圖一套)、完成說明書。2指定查閱的主要參考文獻及說明機械設計手冊3進度安排設計（論文）各階段名稱 起 止 日 期1 搜集設計資料,撰寫開題報告2 整理測繪資料，構思設計方案3 進行拉絲機筒機構設計并繪零件圖、裝配圖4 編寫設計說明書5 檢查、修改30摘 要LH9/900 拉絲機共有 9 套卷筒機構，進絲方向第一套承受轉矩最大，為了減少設計計算量，只取第一套卷筒機構進行設計計算。每一卷筒機構均有一獨立的電機作為兒立動力源。本文對該卷筒機構的傳動方案設計，動力電機的選擇，卷筒機構中的蝸桿傳動及幾何參數的計算，主軸的幾何參數計算，軸承承載能力和壽命的校核計算，以及冷卻系統的選取和布置均作了詳細的說明介紹。關鍵詞：LH9/900 拉絲機，卷筒機構，拉絲強度，拉絲速度31AbstractThe LH9/900 drawing machine altogether has 9 sets of a reelsorganizations, enters the silk direction first set of withstandingtorque to be biggest, in order to reduce the design calculationquantity, only takes the first set of a reel organization to carry onthe design calculation. Each a reel organization has an independentelectrical machinery to set up the power supply as the son. This article to this a reel organization transmission plan design,power electrical machinery choice, in a reel organization worm driveand geometry parameter computation, main axle geometry parametercomputation, bearing bearing capacity and life examinationcomputation, The main axle geometry parameter computation, the bearing bearingcapacity and the life examination computation, as well as the coolingsystem selection and the arrangement has made the detailed showingintroduction.Key word: LH9/900 drawing machine, a reel organization, wiredrawingintensity, wiredrawing speed 32前 言LH9/900 拉絲機是目前國內較先進的拉絲設備，鋼絲經多次拉拔成型。該拉絲機采用 PLC 自動化控制，生產效率高，斷絲率低，工人勞動強度小等優(yōu)點。卷筒機構是該拉絲機的重要組成部份，其主要完成在焊絲裹入藥芯初步、成型后進行扎緊至焊絲要求直徑的工作。其旋轉精度和熱變形量都直接影響拉絲質量，旋轉精度和熱變形量又受到其內部各傳動部件的影響。33目 錄中文摘要英文摘要前言III目錄IV第 1 章 緒論11.1 藥芯焊絲的發(fā)展簡介 11.2 拉絲機簡介 2第 2 章 總體結構設計32.1 提出問題 .32.2 傳動路線設計 .32.3 結構布局設計 .3第 3 章 設計計算43.1 計算功率，分配傳動比 .43.2 蝸桿蝸輪傳動副幾何參數計算及其校核 53.2.1 承載能力計算 53.2.2 蝸輪蝸桿幾何參數計算 63.2.3 蝸輪蝸桿副的校核 123.3 蝸桿軸的校核計算 .153.3.1 材料選擇、結構草繪 153.3.2 蝸桿的受力分析及強度校核 .163.4 主軸的校核計算 213.4.1 材料選擇、結構草繪 213.4.2 主軸受力分析及強度校核 213.5 軸承的校核 233.5.1 蝸桿不受推力端軸承 243.5.2 蝸桿受推力端軸承 .263.5.3 主軸下端軸承 .263.5.4 主軸上端軸承 .28第 4 章 參考文獻30第 5 章 致謝31第 6 章 附錄3234第 1 章 緒 論藥芯焊絲又稱管狀焊絲或粉芯焊絲，是繼焊條和埋弧焊材之后的第四代焊接材料，它克服了手工焊條不能連續(xù)焊接的缺點，焊接效率可達手工焊條的 3-5 倍，同時又克服了實心焊絲飛濺大，工藝性能差的缺點，并且可以通過調整藥芯成分來焊接各種類型的鋼材，因此在世界各發(fā)達國家中得到廣泛應用。藥芯焊絲的制造主要有三種工藝，盤圓法、冷軋鋼帶法和鋼管法。鋼管法是傳統的生產工藝，它生產工藝簡單，但成本較高，國際上只有極少數廠家采用這種方法生產；盤圓法從根本上解決了藥芯焊絲原材料初加工成本過高的問題，生產成本低，但技術難度較大；鋼帶法成本比鋼管法略低，技術難度也不大，是國際上普遍采用的生產方法。1.1 藥芯焊絲的發(fā)展簡介我國對藥芯焊絲的研究開始的很早，幾乎是和國外同步。1958 年北京第一次技術革新展覽會上展示了機械工業(yè)部機械研究所的管狀焊條。幾乎同時天津大學張文鉞先生等人也仿照前蘇聯的技術資料進行了管狀焊條的研究，該研究詳細介紹了用模-拔法制取內含合金粉的“管狀焊條芯”的工藝和裝置。國內較系統進行藥芯焊絲的研究始于 68 年前后，當時機械部機械研究所（后來的鄭州機械研究所）正式立項研究，并于 1969 年發(fā)表了國內第一篇關于藥芯焊絲的論文，所研制的試驗產品 1975 年前后在工程中得到試用。1985 年底北京焊條廠在鄭州機械所幫助下正式和英國 CPV 公司簽約，從該公司的CORWIRE 工廠引進一條全連軋式的藥芯焊絲生產線，以及相應的藥芯配方。該生產線于 1987 年到貨。該生產第一批產品 5t，于 1988 年 6 月正式發(fā)往太原重型機器廠試用。志著我國不能批量生產藥芯焊絲歷史的結束。進入 90 年代以來，國內造船工業(yè)、冶金建設開始批量使用藥芯焊絲。在市場需求的刺激下，國內焊接界迅速掀起一波又一波的藥芯焊絲研制熱和引進藥芯焊絲生產線的浪潮。這個時期是中國藥芯焊絲產業(yè)最關鍵的時期，奠定了中國藥芯焊絲產業(yè)的技術和物質基礎，并且產生了以天津三英焊業(yè)公司等為代表的國產藥芯焊絲企業(yè)群體。從 1997 年開始我國藥芯焊絲產業(yè)進入穩(wěn)定發(fā)展階段。這個階段的標志之一是 97 年中國機械工程學會確定藥芯焊絲為第八次全國會議的熱門議題，引起焊接界更廣泛的重視，僅 1997 年一年在會議和雜志上發(fā)表的有關藥芯焊絲的論文就有 20 余篇，推動了藥芯焊絲市場和產業(yè)走上健康發(fā)展的軌道。另一個標志是國產藥芯焊絲不僅從質量上取得重大突破，從數量上也大幅度增加。35近年來中國藥芯焊絲的市場消費量每年都以超過 30%以上的速度遞增。2001 年總消費量達到 16000t，2002 年將達到 2 萬噸左右。近年國產藥芯焊絲產量逐年快速遞增，2001 年總量超過 9 000 t ，2002 年達到 12000t，年增長率超過 30%，市場占有率從 95 年的不足 10% 上升到 2001 年的60%。日本藥芯焊絲在中國市場的霸主地位從 98 年以后大幅度下滑，1998 年日本藥芯焊絲在中國的銷售量近 3 000 t，1999 年下滑一半以上。其中原因固然有 1998 年韓國產品借韓元貶值的機會，擠占了日本的市場份額，更是國產藥芯焊絲產業(yè)崛起的結果。1.2 拉絲機簡介近年三英公司和天津大學共同研制成 SYZIII 型軌機和 SYLIII 型拉絲機。整條生產線包括一臺高速軋機，兩臺高速拉絲機，四臺高速層繞機，設計產能為 4104t/年，生產線采用了變頻調速系統，PLC 控制。鋼帶進口速度100mm/min，拉絲機出口直徑 ；最大出線速度 850mm/min。m6.12LH9/900 型拉絲機采用變頻調速系統，PLC 控制，并采用多重冷卻進行恒溫控制，拉絲質量較穩(wěn)定，斷絲率低，生產效率高，是目前國際同行業(yè)中較先進的拉絲設備。36第 2 章 總體結構設計2.1 提出問題LH9/900 拉絲機共有 9 個卷筒，鋼絲要經過 9 次拉拔，每一次的拉拔力矩和拉拔速度均有差異。進絲后的第一個卷筒的拉拔速度最慢，而拉拔力矩最大，為減少設計工作量，只取第一個卷筒進行強度設計，其余卷筒只是相應的蝸輪蝸桿傳動副傳動比發(fā)生變化，其余尺寸均可保持不變。設計 LH9/900 拉絲機卷筒機構，進絲速度 v=0.56m/s，最大拉絲轉矩 T= ，拉絲機卷mKN71筒直徑定為 D=900mm。由 601Dnv拉絲轉速 min129065.rv2.2 傳動路線設計傳動共用兩級傳動，先采用一級帶傳動，把電機的轉矩傳給工作機，再經過一級蝸桿蝸輪傳動，實現大傳動比的減速。蝸輪帶動主軸轉動，再將轉矩傳給卷筒實現卷絲，如圖 1-1。圖 2-1 傳動路線示意圖2.3 結構布局設計為了讓蝸桿有足夠的潤滑，蝸桿軸水平安裝在下箱體，潤滑油淹至蝸桿下部 1/3 處，蝸輪水平布置，軸心線垂直，安裝在主軸上。主軸上端安裝卷筒，為了卷筒與主軸聯接可靠，定心準確，可在主軸上端安裝卷筒部位，加工一錐度。因拉絲過程中，鋼絲與卷筒摩擦，會產生大量的熱量，為保證成絲率，減少熱變形，可在卷筒內部增加一噴水冷卻系統，在下部加一風冷系統。為防止水冷系統的冷卻水進入主軸及蝸輪蝸桿傳動副，就在卷筒與主軸間加一擋水圈，并采取相應的密封措施。上、下箱體和卷筒均可采用砂型鑄造。卷筒因外表面與鋼摩擦，磨損量較大，因此可在相應部位車削一定厚度，然后堆焊一層耐磨硬質合金。37第 3 章 設計計算3.1 計算功率,分配傳動比 KwTnPwW47.89501273表 3-1 機械效率種 類 效 率平帶無壓緊輪的開式傳動 0.98平帶有壓緊輪的開式傳動 0.97平帶交叉?zhèn)鲃?0.90帶傳動V 帶傳動 0.96自鎖蝸桿 0.40.45單頭蝸桿 0.70.75雙頭蝸桿 0.750.82三頭和四頭蝸桿 0.80.92蝸桿傳動圓弧面蝸桿傳動 0.850.95球軸承（稀油潤滑） 098（一對）滾動軸承 滾子軸承（稀油潤滑） 098（一對）查表 3-1 V 帶傳動效率 深溝球軸承效率 二次包絡蝸桿96.19.02傳動效率 圓錐滾子軸承效率 調心球軸承效率 95.08.3 849.05總效率 54321 1.08.07wdPKwPd9電機先取YP 系列變頻調速三相異步電動機基本技術條件符合 IEC341 和 GB755 國際和國家標準。本電機頻率在 550HZ（或 60HZ）范圍內作恒轉矩調速運行，大于 50HZ（或60HZ）100HZ 范圍內作恒功率調速運行。電機從低頻到高頻不僅運轉平穩(wěn)而且無轉矩脈動現象。并且有較低的運行噪聲和較高的起動轉矩及較小的起動電流。能與國內外各種變頻裝置相配套。從而構成交流變頻無級調速系統，該系統與其它調速方式相比，具有節(jié)能效果明顯、調速性能好、調速比寬、快速響應、性能優(yōu)良、運轉平穩(wěn)、外觀美觀等優(yōu)點。查表 3-2取電機 YP315M1-8 mNTd7.140min/750rnd386312750wdni表 3-2 YP 系列 8 極電機 50Hz，750r/min型號 標稱功率KW額定電流額定轉矩 額 定 轉 矩最 大 轉 矩 轉差率%YP132S-8 2.2 6.4 28.0YP132M-8 3 8.5 38.24.0YP160M1-8 4 10.8 50.9YP160M2-8 5.5 14.5 70.0YP160L-6 7.5 19 95.53.5YP180L-8 11 26 140.1 2.4YP200L-8 15 35 191.0 1.9YP225S-8 18.5 40 235.6YP225M-8 22 47 280.1YP280S-8 30 63 382.01.6YP280M-8 37 75 471.1YP315S-8 45 92 573.01.3YP315M1-8 55 110 700.3YP315M2-8 75 145 955.0YP315L-8 90 182 1146.0YP355M1-8 110 220 1400.7YP355M2-8 132 265 1680.8YP355L-8 160 320 2037.32.50.9傳動比分配V 帶傳動副 蝸桿蝸輪傳動副21i 5.312i帶傳動的幾何參數，本機構不做過多考慮3.2 蝸桿蝸輪傳動副幾何參數計算及其校核3.2.1 承載能力計算蝸桿轉矩 iTd1 mNT2.60927.40421蝸桿傳遞的功率 543211inPmN2in/37501rind KwP1079.8.939蝸桿的計算功率 pc KwKP14321 071初取中心距 由圖 14-4-17 查得 a=450mm3.2.2 蝸輪蝸桿幾何參數計算3.2.2.1 材料選擇考慮到蝸桿傳動難以保證高的接觸精度，滑動速度較大，以及蝸桿變形等因素，故蝸桿、蝸輪不能同時用硬材料制造，其中之一（通常為蝸桿）應該用減摩性良好的軟材料來制造。蝸輪材料主要有以下幾種：（1）鑄錫青銅，用于 和持續(xù)smvs261運轉的工況；（2）鑄鋁青銅，用于 的工況，抗膠合能力差，蝸桿硬度smvs10應不低于 45HRC；（3）鑄鋁黃銅，點蝕強度高，但磨損性能差，宜用于低滑動速度場合；（4）灰鑄鐵和球墨鑄鐵，適用于 的工況。s2蝸桿材料主要有碳鋼和合金鋼，蝸輪直徑很大時，也可采用青銅蝸桿，蝸輪則用鑄鐵。表 3-3 蝸桿材料及工藝要求材 料 熱處理 硬度 表面粗糙度 Ra/ m40,45,45Gr40GrNi,42SiMn 表面淬火 45HRC-55HRC 1.6-0.820Gr,20GrMnTi,12GrNi3A 滲碳淬火 58HRC-63HRC 1.6-0.832GrMo,50GrV 滲氮 65HRC-70HRC 3.2-1.645,40Gr,40GrNi,42GrMo 調質 HB2706.3表 3-4 蝸輪材料及設計數據力學性能 設計數據蝸桿材料 BMPasMPaHB s%310EMPaEZMPalimHMPaliFMPamaxsvZCuSn10P1 S 220 130 80 3(12) 88.3 147 265 115 12（10-1）鑄錫青銅 Li 330 170 90 4 88.3 147 425 190 26ZCuSn10Zn2 S 240 120 70 12 98.1 152 350 165 12（10-2）鑄錫青銅 Li 270 140 80 7 98.1 152 430 190 26ZCuAl10Fe3 S 490 180 100 13 122.6 164 250 400 10(9-4-4-2)鑄鋁青銅 Li 540 200 110 15 122.6 164 265 500 10注：1、材料欄中， “Li”離心鑄造， “S”系砂型鑄造。用金屬模鑄造的數據一般要比離心鑄造的小一些。402、本表適用于與淬硬，磨削蝸桿配對的蝸輪傳動。圖 3-1 蝸桿傳動功率、傳動比、中心距蝸桿材料： 40Gr 滲氮 45HRC55HRC,表面淬火 Ra1.6Ra0.8蝸輪材料：鑄錫青銅 ZCuSn10Pb1,砂模鑄造3.2.2.2 基本參數選擇普通圓柱蝸桿，雖然制造方便，但是其承載能力和傳動效率相對較低；直廓41環(huán)面蝸桿其承載能力是普通圓柱蝸桿的 4 倍，效率可達 0.92，但是其工藝復雜，蝸桿齒修形技術難于掌握；用平面盤狀銑刀或平面砂輪在專用機床上按包絡原理加工蝸桿的螺旋面，并以此螺旋面為母面，按包絡原理加工出蝸輪齒面，以此組成平面二次包絡蝸桿傳動，蝸桿表面淬火并磨削可得到較高精度，其傳動效率可達 0.97，承載能力與直廓環(huán)面蝸桿承載能力相當，故此選用平面二次包絡蝸桿傳動。蝸桿頭數 ，蝸輪齒數21Z635.1212iZ查表 3-5，蝸桿分度圓直徑 d1 取 150mm5340.1d表 3-5 非標準蝸桿分度圓直徑 d1傳動比 i1010-20 20-35 35蝸桿分度圓直徑 d1 (0.48-0.4)a (0.4-0.36)a (0.36-0.33)a (0.33-0.3)a注：表中 a 為中心距，當 a 較大時括號內取較小值，當 a 較小時括號內取較大值3.2.2.3 幾何尺寸計算蝸輪分度圓直徑 md7501921蝸輪端面模數 Zmt .637502徑向間隙 Ct 8.291齒頂高 mhta70齒根高 f 7.03.82蝸桿喉部根圓直徑 hdff 58.12151 5.2408/aL校驗： madf 04.0875.87.1 結論：合格蝸桿齒頂圓直徑 hdaa 67.13.211蝸桿齒頂圓弧半徑 mr .5045.0蝸桿齒根圓弧半徑 ff 851142蝸輪齒頂圓直徑 mhdaa 67.3.827502蝸輪齒根圓直徑 ff 581蝸桿喉部螺旋導程角 9.30arctnarctn12 id齒距角 546302Z蝸桿成形圓直徑 括號內取2)sin(ddb 23m05.937查表 3-6，取標準系列值 0bd表 3-6 環(huán)面蝸桿傳動基本參數 (mm)第一系列 第二系列 成形圓直徑 bd中心距 a 蝸輪喉圓直徑 2ad蝸輪寬度 2b蝸輪齒頂圓弧半徑 2ar蝸輪最大頂圓直徑 max2d蝸輪喉圓直徑蝸輪寬度 2b蝸輪齒頂圓弧半徑 2ar蝸輪最大頂圓直徑 max2A 組 B 組200 348 42 45 350 335 55 50 342 125 140(225) 392 47 50 305 278 60 55 385 140 160250 435 55 55 440 420 68 60 430 160 180(280) 490 60 60 495 475 75 70 478 180 200320 560 65 70 565 540 85 80 550 200 225(360) 630 75 75 635 505 95 90 615 225 250400 700 85 85 705 670 110 100 685 250 280(450) 790 95 95 798 760 120 110 775 280 320500 880 105 105 890 840 140 125 855 320 360(560) 980 120 120 990 940 150 140 955 360 400630 1100 135 135 1110 1060 170 160 1080 400 450(710) 1240 150 150 1255 1200 190 175 1230 450 500800 1400 170 170 1420 1360 210 190 1390 500 560注：1、一般條件傳動的的基本參數優(yōu)先按第一系列選取。2、屬于下列情況之一按第二系列選取，低速重載 i2.5(L為蝸桿的跨度)。3、直線型環(huán)面蝸桿傳動的 值選取 A 組，平面包絡弧面蝸桿傳動的 值，當基本參數bd bd選用第一系列時，選取 B 組，選用第二系列時，選取 A 組。43分度圓齒形角 4562703arcsinarcsi2 db查表 3-7，取蝸桿包圍蝸輪齒數 Z表 3-7 蝸桿包圍蝸輪齒數 Z蝸桿工作半角 71945.06524.0)45.(.0 Zw工作起始角 371962輪齒寬 取 b=120mmmdbf 7.18.9.1.蝸桿工作長度 Lww 5.2045sin0sin2 蝸桿螺紋兩側肩帶寬 取 10mmt.蝸桿最大齒頂圓直徑 221max1.waLrd 8.955.04.673402蝸桿最大齒根圓直徑 221max15.wff Lrd.565.04.73402蝸輪齒頂圓弧半徑 mdrfa 91.82.56.max12 母平面傾斜角 iacos2cosrtn 14 5.31462cs9075846csart 式中：蝸輪齒距 mmPt 38.79.12蝸輪齒數 30-35 36-42 45-50 54-67 70-80 9312包圍蝸桿齒數 3 3.54 5 6 7 8i0316844蝸輪節(jié)圓齒厚 mps56.2038.75.0.22 蝸桿副圓周側隙 3j蝸桿節(jié)圓齒厚 jsP9.121 蝸桿分度圓法向齒厚 mn 06cos2916co1 蝸輪分度圓法向齒厚 s 3.25.02蝸桿弦齒高 211arcsino15.0ddhram21.87509.6ri73蝸輪弦齒高 22 arcsino50. dham5.87506.ri173查表 3-8，蝸桿嚙入口修緣值 mfr5.0查表 3-9，蝸桿嚙入口修緣長度 mpr 92.438.72查表 3-8，蝸桿嚙出口修緣值 ffrc 05.蝸桿圓周速度 sdnra 81069375106mx表 3-8 平面包絡環(huán)面蝸桿的修緣值中 心 距 a50-125 140-200 225-320 360-500 560-800 900-1250 1400-1600傳動比 i蝸桿嚙入口修緣值 rf5-22.425-4045-6371-900.20.250.30.40.250.30.40.550.30.40.550.70.40.550.70.850.550.70.851.00.70.851.01.20.851.01.21.4注:蝸桿嚙出口的修緣值 rcf3245表 3-9 平面包絡環(huán)面蝸桿的修緣長度蝸桿包圍蝸輪齒數 Z3、 3.5 4 5 6 7 8嚙入口修緣長度 r2P32Pp嚙出口修緣長度 c3 43P注:表中 P-蝸輪齒距，mm相對滑動速度 smvs 89.31cos84.1查表 3-10，當量摩擦系數 025.v0v表 3-10 鋼蝸桿和青銅蝸輪間的當量摩擦系數 及當量摩擦角vvsmvvvsmv0.010.10.250.51.01.52.00.10-0.120.08-0.090.065-0.0750.055-0.0650.045-0.0550.04-0.050.035-0.0450564132053 2.534710150.03-0.040.028-0.0350.023-0.030.018-0.0260.016-0.0240.014-0.02002413501注:1.對于經過滲碳、磨削和拋光、HRC45 的蝸桿，當有良好潤滑時，應取上述范圍內小值。2.對于 ZC 型蝸桿傳動，表中系數應乘以 0.75-0.85。3.2.3 蝸桿蝸輪副的校核3.3.1 齒面接觸疲勞強度驗算許用接觸應力 minlHhnHSZ轉速系數 89.015.3287012 n壽命系數 650hhLZ6.1840726接觸疲勞強度極限 aHMP5lim接觸疲勞強度最小安全系數 取 1.3inS46aHMP4.152最大接觸應力 3TKZAE彈性系數 根據蝸桿蝸輪副材料 查 aEPZ147查表 3-11，使用系數 0.1A查圖 3-2，接觸系數 652ZaaHMP4.8.10合格圖 3-2 接觸系數 ZI用于 ZI 型蝸桿（ZA、ZN 型也適用） ；II用于 ZC 型蝸桿。表 3-11 使用系數 AK工作機工作特性動力機工作特性 均勻平穩(wěn) 輕微沖擊 中等沖擊 嚴重沖擊均勻平穩(wěn)輕微沖擊中等沖擊嚴重沖擊1.001.101.251.501.251.351.501.751.501.601.752.01.751.852.025.注：對于增速傳動，建議取表值的 1.1 倍；當外部機械與齒輪裝置之間撓性聯接， 值可適當減AK小。3.2.3.2 輪齒彎曲疲勞強度驗算齒根彎曲疲勞極限 aFMP15lim彎曲疲勞強度最小安全系數 自取 4.1minFS47許用彎曲疲勞應力 minlFSaMP824.15輪齒最大彎曲應力 2dbTKAaMP814.075093.2.3.3 蝸桿軸撓度驗算當蝸桿軸的嚙合部位受力后，將使軸產生撓曲。撓曲量過大勢必影響嚙合狀況，從而造成局部偏載甚至導致干涉。因此必須對其撓度進行校核。材料彈性模量 aPE3102軸慣性矩 4644 1098.76.5mdI 允許蝸桿撓度 m70.蝸桿軸撓度 EIlFt vt48an223m01. 10298.709tan456t75 3623 合格3.2.3.4 溫度計算蝸桿傳動效率一般比齒輪傳動和其它幾種機械傳動都要低，工作時會產生較多的熱量。閉式箱體若散熱條件不足，則易于造成潤滑油溫度過高而導致使用壽命降低，甚至有使蝸桿副發(fā)生膠合的危險。此處卷筒機構，為保證成絲率（單位生產量內的斷絲次數） ，即要求各部熱變形小。因此，必須對蝸桿傳動進行溫度計算。傳動嚙合效率 87.0tanv攪油效率 9.02軸承效率 83T2 實際轉矩 mKNT5.7198.07.1248總效率 84.09.87.0散熱面積估算 .15aA28.76.8m箱體工作溫度 0110tAaPtw取 Caw2520tt8.14為了控制蝸輪蝸桿副在許用工作溫度范圍內工作，應采用浸油潤滑，并在潤滑油內布置蛇開脫冷卻水管，進行恒溫控制。3.3 蝸桿軸的校核計算軸的強度計算主要有三種方法：許用切應力計算；許用彎曲應力計算；安全系數校核計算。許用切應力計算只需要知道轉矩的大小，方法簡便，便計算精度低。它主要用于下列情況：（1）傳遞以轉矩為主的傳動軸；（2）初步估算軸徑以便進行結構設計；（3）不重要的軸。許用彎曲應力計算必須知道作用力的大小和作用點的位置、軸承跨度、各段軸徑等參數。為此，常先按轉矩估計軸徑并進行軸的結構設計后，即可畫出軸的彎矩合成圖，然后計算危險截面的最大彎曲應力。它主要用于計算一般重要和、彎扭復合的軸，計算精度中等。安全系數校核計算也要在結構設計后進行，不僅要定出軸的各段直徑，而且要定出過渡圓角、軸轂配合、表面粗糙度等細節(jié)。它主要用于重要的軸，計算精度較高，但計算較復雜，且需要有足夠的資料才能進行。安全系數校核計算能判斷各危險截面的安全程度，從而改善各薄弱環(huán)節(jié)，有利于提高軸的疲勞強度。一般轉軸按許用彎曲應力計算已足夠可靠。強度計算不能滿足要求時，應修改結構設計，兩者相互配合、交叉進行。3.3.1 材料選擇、結構草繪3.3.1.1 材料選用為滿足蝸桿輪齒要求，選用 40Gr abMP980asP7853.3.1.2 軸結構草繪49估算軸最小直徑 查表 3-12， C=106表 3-12 軸強度計算公式中的系數 C軸的材料 Q235,20 Q255,Q275,35 45 40Cr,38SiMnMo等MPaT/12 15 20 25 30 35 40 45 52C160 148 135 125 118 112 106 102 983ndm107563考慮到同系列多件制造，且該軸跨度較大考慮剛強問題，取 md10in畫出蝸桿軸的結構布局草圖圖 3-3a、 V 帶輪寬 238mm，軸應短 5mm，以便安裝擋板固定；b、帶輪右傾到箱體左傾距為 90mm，留出層端蓋厚 28mm，留 3mm 的安裝余量，長 65mm；120c、 為兩個軸承寬度再加 30mm，得總長 110mm；3d、 長 ；56521e、箱體內側到蝸桿回轉中心 350mm，蝸桿工作長 204.5mm；f、右端 長為軸承寬01830g、M15 長取 60mm。軸承初選：左端用 6326#，右端用 31324#3.3.2 蝸桿的受力分析及強度校核2.3.2.1 蝸桿受力分析 KNdTFta 3.1897502250KNFFtvtat 30ann22tttr .94計算帶傳動作用在軸上的力 Q已知帶傳動包角 ,9 根窄 V 帶160帶速 V dnvsm6.037.5張緊力 20525qvkvzPFacN1731.069.06.482查表 3-12，取包角系數 5.akmkgq.查表 3-13，工作情況系數 21AK1PcW4.2807表 3-13 包角系數 ak包角 180 170 160 150 140 130 120V 帶 100 098 095 092 089 086 082平帶 100 097 094 091 088 085 082包角 110 100 90 80 70V 帶 078 074 069 064 058平帶 072 067 062 056 050軸上載荷 2sin1ZFQKN5.31496i751表 3-14 工作情況系數 AK動力機（一天工作時數，h）類 類工作機載荷性質10 10-16 16 10 10-16 16工作平穩(wěn) 1 11 12 11 12 13載荷變動小 11 12 13 12 13 14載荷變動較大 12 13 14 14 15 16沖擊載荷 13 14 15 15 16 18類直流電機，Y 系列三相異步電機、汽輪機、水輪機；類交流同步電機、交流異步滑環(huán)電機、內燃機、蒸汽機。3.3.2.2 計算支承反力水平面(xy)反力 KNFR 2.7482053.194.9175.31 2垂直面(xz)反力 KNR4.158031F62許用應力 用插入法查表 3-15，得 aMP2751abP801應力校正系數 9.027581b表 3-15 轉軸和心軸的許用彎曲應力材料 B b1b0b1400 130 70 40500 170 75 45600 200 95 55碳素鋼700 230 110 65800 270 130 75合金鋼1000 330 150 90400 100 50 30鑄鋼500 120 70 40式中 是根據轉矩性質而定的應力校正系數。對于不變的轉矩取 ；b1對于脈動的轉矩取 ；對于對稱循環(huán)的轉矩取 =1。 、 和b01 b1052分別為材料在靜、脈動循環(huán)和對稱循。b1蝸桿結構簡圖蝸桿軸受力簡圖水平受力圖垂直受力圖水平彎矩圖53垂直彎矩圖合成彎矩圖轉矩圖，軸所受轉矩 mNT2.6091當量彎矩圖圖 3-4當量轉矩 mNT7502.609.當量彎矩在蝸桿工作面中間截面處 MIV 148915438222254在左端軸承 中間截面處130 mNTMIV 97084596702222校核軸徑mdbIIV .148.51.033dIV5.1bIVIV 7.06.97.331 mIV303.4 主軸的校核計算3.4.1 材料的選用及結構草繪2.4.1.1 選用 45 鋼調質HB240HB270 60B35s2.4.1.2 結構布局草繪查表 3-12，估算軸最小直徑 C=1063nPCdm4.169129.087.0321取 170mm軸承初選 左端 處主要受軸向力，選用 30236#80右端選用 23044#3.4.2 主軸受力分析及強度校核求支反力 KNFR 7.376085342.91 202R 5.4619.81 KNF87603.52 55許用應力 用插入法查表 3-15，得 aMP210abP601應力校正系數 9.0216b畫當量彎矩圖當量轉矩 mNNT 2404759.0主軸結構簡圖主軸受力示意圖水平受力圖垂直受力圖水平彎矩圖垂直彎矩圖56合成彎矩圖轉矩圖，軸所受轉矩 mNT71502當量彎矩圖圖 3-5當量彎矩在主軸 中間截面處20 mNTMIV 4276320937542在主軸 中間截面處1IV 01962222校核軸徑 mMdbIIV 0130.471.033 bIVIV 24.56.2.331可將軸徑 改為 改為09057右端軸承改用 23040#3.5 軸承的校核與滑動軸承相比滾動軸承有下列優(yōu)點：（1）在一般工作條件下，摩擦阻力大體和液體動力潤滑軸承相當，比混合潤滑軸承小很多倍。 （2）徑向游隙比較小，向心角接觸軸承可用預緊方法消除游隙，運轉精度高。（3）對于同軸徑的軸頸，滾動軸承的寬度比滑動軸承小，可使機器的結構緊湊。 （4）大多數滾動軸承能同時受徑向和軸向載荷，故軸承組合結構簡單。 （5）消耗潤滑劑少，便于密封，易于維護。 （6）不需要用有色金屬，標準化程度高，成批生產，成本較低。轉速高、載荷較小、要求旋轉精度高時宜選用球軸承；轉速低、載荷較大或有沖擊載荷時則選用滾子。軸上同時受徑向和軸向聯合載荷，一般選用角接觸球軸承或圓錐滾子軸承；若徑向載荷較大、軸向載荷較小，可選用深溝球軸承；而當軸向載荷較大、徑向載荷較小時，可采用推力角接觸球軸承、四點接觸球軸承或選用推力球軸和深溝球軸承的組合結構。各類軸承使用時內、外圈間的傾斜角應控制在允許偏斜值之內，否則會增在軸承的附加載荷而降低壽命。為了便于安裝拆卸和調整常選用內、外可分離的分離型軸承。另外選擇軸承時還應考慮經濟性。3.5.1 蝸桿不受推力端軸承不受推力，為消除蝸桿徑向跳動，固選用深溝球軸承 d=130mm，徑向載荷KNFr8.750aF因徑向載荷較大，可采用一對深溝球軸承共同承擔轉速 壽命r9.32. min375rhLh36058查表 3-16，試選軸承 6326#，材料采用電溶渣冶金， 值可提高 1.7 倍。rCmd130KNCr4307.125mDw48KN240表 3-16 深溝球軸承基本尺寸與數據基本尺寸mm 安裝尺寸mm 基本額定載荷/KN極限轉速r/min軸承代號d D B minadaxmaxsrrCr0脂 油 6000 型120 15016518018021526016221928405512512712813013213414515817417020324611122.12.528.955.058.887.515522832.956.960.479.2731208340032003000300026002200430040003800380034002800618246192461024602462246324130 16518020020023028018242233405813713913714014414615617119319021626211.5122.5337.965.179.710516325312.967.279.296.8148242320030002800280024002000400038003600360032002600618266192661026602662266326140 17519021021025030018242233426214714914715015415816818320320023628211.5122.5338.266.682.111617927544.371.285108167272300028002400240020001900380036003200320028002400618286192861028602862286328注：表中 值適用于軸承為真空脫氣軸承鋼材料，若為普通電爐鋼， 值降低，若為真空rC rC重熔或電渣重熔軸承鋼， 值提高。rC該軸承只承受徑向載，故 KNFPr9.37查表 2-19、2-20、2-21、2-2216.4hf46.0nf2.1df0.Tf0.1mfrTndmhPfCKN2.49.37160軸承 ，故選取合適Cr3軸承壽命校核59hPCnLh 6492.3705161670式中：P當量動載荷，N； 基本額定壽命，常以小時為單位； 壽命指數，球軸承為hL3，滾子軸承為 10/3。校核軸承額定載荷 KNFrr 74.29.360.0取rPCrr 20故選取 6326#軸承滿足要求。3.5.2 蝸桿受推力端軸承在蝸桿推力端，為了承受較大的軸向力，采用一對背對背安裝的圓錐滾子軸承d=120mm KNFr8.26.53KNFa65.9423.18min375r壽命 hLh60查表 3-17，試選軸承 31324#d=120mm Cr53r7250計算系數 e=0.83 Y=0.7 4.YeFra 5.3826.9KNYFXParr 6.98.2640查表 2-19、2-20、2-21、2-221.3hf.nf2.1df0.Tf0.1mfrTndmhPfCKN689714.02.3Cr68950壽命校核 hPnLh 783543751017故 31324#軸承滿足要求。3.5.3 主軸下端軸承主軸下端因所受軸向力和徑向力均較小，故可采用一單列圓錐滾子軸承 d=180mm