织机定张力卷布装置的设计（可编辑）

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1、织机定张力卷布装置的设计 目录中英文摘要、关键词1前言 2第1章 综述? 3第1.1节 我国纺织业及纺织机械行业发展概述 3第1.2节 现有卷布装置调查与分析 6第2章 定张力卷布机构方案设计? 10第2.1节 大卷取装置总体方案设计 10第2.2节 定张力机构方案设计11第3章 定张力卷布机构结构设计? 14第3.1节 链传动设计14第3.2节 摩擦离合器设计 17第3.3节 花键设计19第3.4节 弹簧设计21第3.5节 轴承的选用23第3.6节 齿轮设计24第3.7节 轴的强度校核? 28第3.8节 定张力机构的三维装配模型 31第4章 总结与体会? 33参考文献? 34致谢35附录:机

2、构装配图与零件工作图? 36 任务书、中期检查表、文献综述、外文文献及中文翻译稿 答辩记录表、成绩评定表摘要摘要:论述了织机大卷取装置的设计原理,设计了可以进行大布卷卷取的机外卷布装置;为在卷取过程中维持布中张力恒定,提高布卷质量,本设计提出了一种带力矩补偿机构的卷布装置,此装置具有结构简单、性能优越、安装调整方便等优点。对其进行了详细的结构设计,并完成机构三维模型的建立。关键词:织机;机外卷布装置;定张力机构;设计;三维建模AbstractAbstract:Describe the theory of large package of loom; design the outside con

3、volution mechanism to get large package; in order to keep the face tension permanent and improve quality of the cloth, this design develops a new convolution mechanism with compensative mechanism of moment; this mechanism is simple, good and convenient of fixing and operating.Key words: loom; outsid

4、e convolution mechanism; permanent tension mechanism;design; modeling前言 卷布装置是织机的一个重要组成部分,其作用是在布织好后将其有序收集起来。为了减少上轴数量、布机停台时间,减少布的浪费和用工,提高生产效率,增加经济效益。希望每个布卷能卷绕更长的布,本文对此提出机外大卷布装置的设计方案。 为提高布卷质量,在卷取过程中要维持布中张力基本恒定,很多设计采用了诸如单独恒转矩电动机或无级调速电动机甚至采用电气控制箱等方法对张力进行控制,而这无疑会使结构复杂、成本过高、使用调整不便。而本文提出一种机械式带力矩补偿机构的定张力卷布机构

5、,其卷布力矩能随布卷直径的增大而增大从而维持布中张力基本恒定。并完成其各个零部件的具体设计及三维建模。 第1章综述 (一)我国纺织业发展现状 纺织业在我国的国民经济发展中一直占据着重要地位,棉纱、棉布、呢绒、丝织品、化纤、服装等产量均居世界第一位,服装出口也多年始终保持着世界第一位。中国已成为全球纺织领域中最引人注目的地区之一。近几年来我国纺织品出口量稳步增长,我国规模以上纺织企业经营状况日渐好转,亏损面不断下降。在原材料、劳动力价格上涨、出口退税下调、人民币升值等诸多因素的影响下,我国纺织品服装出口的绝对数量仍然保持稳步上升态势。 1.我国纺织业发展中存在的问题: (1)要素成本上升,整个行

6、业的盈利空间缩小。近年来,我国纺织行业的生产原料、劳动力成本、商务经营成本逐渐上升,而纺织品及服装的市场需求却受到竞争压力不能盲目调高价格,致使销售成本增速水平快于销售收入增速水平,销售成本占销售收入的比重逐渐上升,行业利润被逐渐削弱。目前我国纺织行业的平均利润率仅为3%。 (2)人民币汇率升值,使得我国纺织品服装产品出口价格优势减弱。长期以来,我国纺织品服装的出口价格优势是保障其具备国际竞争力的重要因素。而随着人民币的升值,纺织产品的出口价格优势正在减弱,虽然企业可通过提高产品价格的方式来传递一部分升值的影响,但企业的议价能力将随着人民币升值幅度的提高而递减。 (3)贸易摩擦和制裁,给纺织品

7、服装出口带来一定的负面影响。这两年我国与欧美市场一度僵持的纺织品贸易争端,使得一些欧美买家将其订单转移到了印度、东南亚等市场。这在一定程度上影响了我国对欧美市场纺织品服装出口的增长。而一些国家对我国频繁使用反倾销等贸易保护手段,也影响了我国的纺织品出口环境。比如一些外向型纺织企业拿不到足够的订单。于是,部分纺织企业将目光转向了国内市场,一些出口转内销的产品价格大幅跳水,结果将导致企业的利润空间被压缩,一些企业甚至将面临倒闭的厄运。 (4)由于投资增长过快造成的产能过剩提升了行业的经营风险,这些问题的解决需要政府和企业人士的共同努力。 (1)国内经济持续快速增长,必将进一步拉动我国纺织品市场需求

8、。近几年我国GDP实际增长都稳定在8%以上;而完善社保、提高最低工资、保护农民工利益等措施力度的不断加大,加上居民收入的持续提高,预计以后几年社会消费品零售总额增长将继续加快。 (2)世界经济继续走强,必将促进国际贸易的进一步增长,我国纺织出口,仍将面临国际经济贸易持续增长的有利环境的支持。 (3)但我国纺织业的发展也面临一些不利因素,首先,人民币继续升值,将给纺织品服装出口带来压力。从而给纺织出口企业带来压力。其次欧美设限和贸易摩擦带来的不稳定的贸易环境,客观上给我国纺织主要竞争对手提供了难得的发展机遇,使得我国纺织出口增长面临着严峻考验。 企业必须向高附加值的方向对出口产品结构进行优化,通

9、过增强创新等渠道来寻求新的竞争优势。 要实现从纺织大国到强国的转变,应在稳定市场份额的前提下,通过加快行业结构调整、促进产业升级、鼓励企业提高自主创新能力、加大新产品开发投入、积极培育自主品牌建设、规范环保、劳动用工及社会保障等方面来提升行业的整体竞争力。 (二)我国纺织机械行业发展形势 由于我国是一个纺织大国,这就决定我国纺织机械需求量很大。据统计,全球纺织机械一半在中国,中国为全球纺织机械最大买家。但我国自己品牌纺织机械的竞争力很有限。 比如,德国的纺织机械年产40亿欧元,出口的占90%多;意大利纺织机械年产35亿欧元,出口的占70%。韩国出口到亚洲的就占其产值的75%。而我国纺织机械出口

10、的仅占全部的15%,而同年进口的纺织机械则为当年出口额的8.5倍。这就说明了两个问题,一是我国的纺织机械仍然处于“内向型”,二是纺织机械依然有比较广阔的市场。但是,如何进入市场、占领市场则值得我们认真思考。 不过近年来我国纺织机械产品的竞争力逐步上升,一些设备不但基本满足国内生产需求,而且对外出口逐年增长。这些国产设备由于具有较高的性价比,不但为我国节约了大量的外汇,而且为纺织企业降低设备成本、赢得效益做出了重要贡献。从去年我国纺织机械进口金额来看,其趋势依然下滑。各企业的进口额也呈负增长。这说明国产纺机在技术上取得的进步已为纺织企业所认可。国产纺机今后有较大的施展空间,只是不能再延续以往的低

11、水平。 国内、国际市场对我国纺织机械产品的需求稳增,且政策面扶持力度加大,因此国内纺织机械业整体向好的趋势将保持不变。我国纺织机械业开拓国际市场将是重点。 但是我们与国外的差距不容回避。技术装备整体上比国际水平低,精梳机、无梭织机、自动络筒机、气流纺、喷气织机主要依靠进口,紧密纺设备国内生产的质和量上不能满足需求。去年的一份统计资料也显示了国内纺织企业对这些国外先进设备的强劲需求,所以,我们必须提高自己的技术水平,进行有效的创新,增强国际竞争力。 (三)我国纺织机械行业发展的出路和方向 1.我国纺织机械发展的根本出路是进行科技创新,以市场需求为导向,生产出高档次设备。提高产品附加值,增强竞争力

12、。技术升级迫在眉睫,走新型工业化道路是我国纺织工业“十一五”规划的核心思想。要提高生产效率,改进产品质量,实现产业的整体升级。 (1)把质量做好,将其贯穿于纺织机械产品技术、过程技术和组织技术的全过程,贯穿于纺织机械的零件、部件加工的各个工序,及产品总装、调试直到用户现场的安装调试和售后服务工作的全过程。要真正把纺织机械产品做“好”。 (2)要培养人才,留住人才,使他们创业有机会,工作有平台,发展有空间。可以组织实施产学研相结合,使科研开发、院校教育与生产实践紧密结合,使科研教学有的放矢,使科研教学项目通过生产变成生产力。 (3)在开拓市场方面,要先立足内需,再发展外销。因为我国本身就是全球纺

13、织机械的最大市场,必须先保证国内市场份额的占有率。然后走出去,参与国际竞争。 2.纺织机械发展的最大方向是高速高效,高自动化。利用自动化提高生产效率,提高灵活度,改善纺织质量。而实现这些方向就要不断进行创新。另外绿色纺织更是以后纺织机械创新的方向。现在“绿色纺织”成为纺织工业发展的突出主题。提高资源利用效率,减少消耗,降低成本,有效防治污染的技术设备受到企业的欢迎;舒适、健康、可生物降解的环保型纤维受到全世界的关注。在这样的大背景下,高效、节能、环保型纺织机械成了新一代纺织机械的发展方向。 (1)“高效”是新一代纺织机械发展的目标。为适应产业国际化竞争,现在纺织企业都希望在保证生产质量的前提下

14、,尽可能提高效率,使得高效率,高速度的纺织机械成为发展趋势。如新型剑杆织机的引纬率、精梳机的钳次、转杯纺的转速等近年来得到迅速发展和提高;继清梳联之后,粗细联、细络联等设备将成为新的投资热点;与此同时高效成套设备的生产线也成为发展的重点。 (2)节能型纺织机械与技术的发展潜力很大,如无水或少用水的印染、印花机械,在线监测自动控制温度的烘干设备,节能型空气滤尘设备、节能型的空调及节电机、变频器等都深受欢迎。现在企业在进行技术改造设备选型时,节能是一个是非常重要的标准。 (3)环保型纺织机械与技术主要涉及清洁生产和废弃物两大方面。前者为“源头预防”,后者为“末端治理”。所谓清洁生产,是指改进设计,

15、使用清洁能源和原料,采用先进的工艺技术和设备,通过改善管理,综合利用等措施从源头削减污染,减少或避免生产、销售及产品使用过程中污染物的产生和排放;而废弃物的处理主要是对纺织生产过程中行形成的“废物”进行回收再利用、可分解处理获焚化销毁,而不污染空气。 高效、节能、环保型纺织机械的开发是一个长期的任务,必然带来设计理念的变革,需要机械制造企业及时跟踪行业发展趋势,熟悉纺织工艺的变化,根据纺织企业的需求进行产品研发。 卷布装置的作用就是在布织好后将其有序收集起来。织物由卷取辊引离织口后,经导布辊卷绕到卷布辊上,形成织物卷装。随着织造的进行,布卷直径会逐渐增大,为保持布卷圆周线速度的恒定,卷布辊的转

16、速应随布卷直径的增大而降低。 (一)卷布装置的分类 目前常用的卷布装置按卷布辊传动的方式,可分为外周传动型和轴心传动型。 外周传动型卷布机构是依靠与布卷外周的摩擦,由卷取辊(糙面辊)直接传动布卷,其结构较简单。它又可分为机内和机外两种类型。 图1-1 1?刺毛辊 2?导布辊 3?布卷图1-2 4?加压弹簧 5?布辊托架1?卷取辊 2?卷布辊 3?布卷 (1)机内外周传动卷布机构 如图1-1所示,由于加压弹簧4的作用,使布卷压在刺毛辊1的表面,这样就保证了布卷表面与刺毛辊表面线速度始终保持一致,布卷表面的线速度不会因直径的变化而变化,从而使织物张力前后一致。此种形式结构简单,多用在一般的棉织机上

17、,配置在机内,故布卷不能做得很大。 (2)机外分离卷布机构 这是安装在机外的外周传动卷布机构,适用于大卷装,如图1-2所示。卷绕辊1通常由单独的力矩电动机传动,将织物引出织造区,经过导布辊,在一对同向转动的糙面卷布辊2上形成布卷3。由于布卷是受表面传动,从而保证了从小卷装到大卷装的过程中具有恒定的卷绕线速度。力矩电动机设定输出一恒定转矩,以牵引织物和驱动织物卷装回转。当外力矩发生变化时,电动机将改变转速,以便在新的条件下达到平衡。为了使织物卷装与卷布辊之间的作用力不至于因卷装重量的增加而发生变化,在一些场合,织物卷装的重量由其他装置(如液压装置)承受,卷布辊仅作驱动卷装回转之用,力矩电动机的转

18、速可根据织物的张力在设定值的附近变化,达到定张力卷绕的目的。 这种形式的卷布机构以摩擦力传动卷布辊的轴心进行卷布,布卷不必压紧在卷取辊上,当布卷直径增大时,摩擦面之间会产生打滑现象,以维持织物卷绕线速度的恒定,这种形式中布卷与卷取辊分离配置,可形成大卷装;其结构简单,因而得到广泛应用。 图1-3 图1-4 1-刺毛辊 2-内侧摩擦盘 3、8-链轮 4-外侧摩擦盘 1-卷布辊 2-轴肩 3-轴头4-链轮 5-调节螺母 6-弹簧 7-链条 9-卷布辊 5-挡环 6-螺母 7-弹簧 8-链条 (1)轴心传动型锥面摩擦卷布机构如图1-3所示。内侧摩擦盘2固定在刺毛辊1的轴上,链轮3活套在该轴上,外侧摩

19、擦盘4由花键与该轴连接,链轮两侧有摩擦面,转动调节螺母5,可以改变弹簧6对外侧摩擦盘4的压力,从而改变链轮与摩擦盘之间的摩擦力,以调节卷布张力。固装在卷布辊9轴头上的链轮8由链轮3通过链条7带动。卷取辊1回转时,内侧摩擦盘2与链轮3之间产生的摩擦力矩驱动卷布辊9回转。当布卷直径逐渐增大时,其表面的线速度会随之增加,而织物是由卷取辊恒线速度输给的,即布卷表面的线速度是不能变的,这就引起织物张力增大,从而拖住布卷,使其速度相应下降,链轮8和3的转速亦随之下降,在链轮与摩擦盘之间发生打滑,在这种情况下,内外摩擦盘是靠动摩擦力矩带动链轮3产生卷布力矩的。设计此机构时,应使卷布辊与卷取辊两者圆周表面的线

20、速度相等,以保证从布卷最小直径起就能将布卷紧,这时内外摩擦盘2、4与被动链轮之间尚没有打滑,它们是依靠静摩擦力矩传动的;而后,布卷增大,链轮8和3的转速就变慢,恒低于内外摩擦盘2、4的转速,直到卷装完成。调节螺母5,可以改变织物的张力及布卷的松紧。此种机构亦可将摩擦盘结构安排在布辊的轴心线上,其作用相同。锥形摩擦面不易加工精确,也可改用平面型或圆周型摩擦面。 (2)平面摩擦卷布机构如图1-4,其动力源自卷取辊或卷取轮系带动的链条8,该链条传动链轮4。卷取辊1的轴头上有轴肩2,链轮4亦活套在轴头3上,通过螺母6与弹簧7,将挡环5和链轮4压靠在轴肩2上,卷布辊是靠链轮与轴肩之间的摩擦力矩带动的。拧

21、动螺母6,可以改变织物的张力及布卷的松紧程度。为增加摩擦力矩,可在链轮两侧面加上毡片等摩擦材料。 (二)大卷取装置 目前织机的卷取机构一般均与主机连体,由于受织机本身结构尺寸的限制一般织机最大布卷直径也就为300-550毫米。特别是当织造厚重织物如:牛仔布、轮胎帘子布时,因布卷直径偏小影响了布匹的长度,对于出口产品,外商对布匹长度有一定要求,对1000米以下的布会限制收购。而且小卷装落布频繁,既影响织机生产率,用工也多,这直接关系到企业的经济效益,因此实现布卷的大卷装具有现实意义。 织机大卷装机构即织物引出织造区后,经过导布辊在卷布辊上形成较大卷装。可增加布长。大卷装机构已成为近年来高档、高速

22、织机的常用配套设施。大卷装的采用是布机发展的方向,如何合理安排织轴的位置是关键问题,关系到整个经轴的张力调节,牵涉到机器的排列和机型,一般来说可分两大类:向机内发展和向机外发展。 (1)向机内发展。优点是车弄缩小少,问题是改动件比较多,以后的配件来源要自己解决,破坏了布机原布局,有副作用,机件抖动性大,易磨损,上轴时织轴进入机身较困难;而且在机内布卷太大时使挡车工不易操作,其布卷增大空间有限。 (2)向机外发展。将卷布装置与织机主体脱离,简单,对织机原有机构基本上可不变或变化很少,便于满足用户的不同需要或设备改造,存在问题是车弄缩小较多,张力调节易超出限度,因而对质量有影响。但其布卷直径可做得

23、很大。 大卷装一般选用向机外发展。 在机外大卷取装置中,根据卷布辊的运动是否与织机主运动有关,大卷取装置可分为联动式和独立式两种。 如图1-5所示,在刺毛辊1的轴端上装有链轮2,当刺毛辊1卷布时,链轮2随之转动,通过链条3带动主动摩擦辊4上的链轮5转动,主动摩擦辊4使布卷在摩擦力的作用下完成卷取功能。这种形式结构简单,制造方便。但因采取摩擦传动,当布卷表面的线速度与刺毛辊表面线速度有差异时,布卷张力前后发生变化,使布卷两端不平齐。 2.独立式大卷取装置 图1-5 (1)无级调速大卷取装置 如图1-6所示,为德国多尼尔DORNIER公司HTN/E4型剑杆织机,其分离式卷布装置采用一个0.4千瓦的

24、无级调速电动机4,通过链条传动到两个卷取辊6上的链轮,布卷1通过与卷取辊6的摩擦作用进行卷取。探测杆2随布卷1直径的增大,改变电气控制箱3内的电流,从而调节电动机4的转速,保持布卷从小直径到大直径的过程中,卷取线速度始终恒定,使大卷装的成形良好。其最大卷布直径可达1500毫米。卷布所需张力的大小可通过电气控制箱来调整。为保证布面张力均匀,在卷取时应使卷布装置的张力略大于织机经轴及胸梁下卷取辊5的张力。这种形式虽然能调节布面张力,保证成形良好,但由于采用无级调速电机,电器元件复杂,成本较高。 (2)间隙式传动大卷取装置图1-6 如图1-7所示,为意大利舒美特SOMET天马THEMA11E型剑杆织

25、机,其大卷取装置是由单独交流异步电动机通过减速装置传动齿形带轮1,再通过齿形带4传动位于两个主动摩擦辊2轴端的带轮3,随着织机刺毛辊的转动,布不断被送出,摆杆7在压簧6的作用下,带动杆端辊子8绕其支轴B逆时针摆动,使布保持一定张力。当杆7碰到行程开关1时,电机启动,布卷5在两个主动摩擦辊2的作用下开始卷布。当作用于辊子8上的卷布张力对支轴B的力矩大于压簧6对支轴的力矩时,杆7又作顺时针摆动。当杆7碰到另一个行程开关2时,电机立即停转。布卷就是如此往复进行间歇卷取的。这种卷取形式机构简单,大卷取的传动与图1-7控制完全与主机脱离。在整个卷取过程中不需考虑前后张力的匹配,卷装的松紧程度可通过调节压

26、簧6的初始弹力来控制。操作使用方便,并可通过布的不同走向来满足布卷转向的要求。 (三)采用机外卷布装置的好处: 1.提高生产效率,减少布机停台时间,上轴数量减少,增加织布量; 2.节约原材料,织轴每次起机和了机要浪费一定的布,改大卷装后减少上轴数,从而节约经纱,在印染加工时联匹间缝头的坯布损失减少; 3.提高劳动生产率,减少用工; 4.布匹长度增加,其价格相应提高。 总之,大卷装的采用对提高生产率和企业的经济效益都是卓有成效的。采用大卷装时应注意的问题有:具有分离式大卷取装置的织机占地面积增加,应合理安排,尽可能减少厂房面积,或者降低减少的织机台数。须考虑增添大卷装布辊的落布、运输以及布匹整理

27、工作的辅助设备,如机械式落布小车等。第2章定张力卷布机构方案设计 (一)大卷取装置布置的选择 大卷取装置分为机内和机外两种,由于向机内发展会破坏织机原来的布局,同时加大机件抖动性,使上、下轴及挡车工的操作困难,而且其布卷增大空间有限。本设计要求布卷直径能达到1000mm以上,会进一步恶化机内卷布装置的缺点甚至根本不能满足要求。在此选择机外卷布装置进行卷取。 卷布动力可以有两种方案:1)由织机母机供给;2)设置独立电动机。由于配置独立电动机不仅会增加成本,而且另外需要一个传动比很大的传动链会使卷布装置结构复杂,同时因为卷布所需功率不是很大,所以设计由织机母机供给动力,此处的长距离传动选用链传动。

28、由母机到卷布辊之间传动链的传动比根据刚开始卷布布卷上基本无布时摩擦离合器刚好不会发生摩擦或有少许摩擦的条件来确定。 (二)卷布辊传动方式的选择 卷布辊传动方式可分为外周传动型和轴心传动型。由于外周传动型需要再设计一套以外圆周摩擦力驱动布卷转动的摩擦辊,而且为了使织物卷装与摩擦辊之间的作用力不会因卷装重量的增加而发生变化,一般不让摩擦辊承重,织物卷装的重量由其他装置(如液压装置)承受,因为随着布卷的加大其轴心位置不断上移,这要求承重装置能时时进行相应的变化,而这又将使整个卷布装置变得庞大而复杂。所以选择轴心传动型,其结构简单,卷布辊轴直接固定在机架上,由齿轮等带动其转动进行卷布。 (三)初步设定

29、卷取方案的原理 通过前面确定卷布装置的布置和传动的方式后,我们采用的卷布原理如下图所示(其具体工作原理已在第1.2节详细叙述)。 为提高布卷质量,在卷取过程中要维持布中张力基本恒定。此处由于布卷直径很大又进一步加大了张力控制的难度。在前面的调查中,各种设计为了达到定张力的目的,采用了诸如单独恒转矩电动机驱动摩擦辊或无级调速电动机的方法,有的甚至采用电气控制箱等对张力进行控制,而这无疑会使结构复杂、成本过高、使用调整不便,另外一些纯机械的方法又不能取得很好的效果。 (一)实现定张力的要求 通过动力学分析不难发现,在卷取过程中维持布中张力恒定的要求在于:随着织造过程的进行,卷布辊上的布卷直径会逐渐

30、增大,若要维持布中张力恒定,则必须要使卷布辊上的卷取力矩随着布卷直径的增大而相应增大。目前所见的机械式卷取装置尚不能令人满意地实现上述卷取力矩随布卷直径的增大而相应增大的要求。 (二)存在的问题 对在前面确定的卷布方案进行分析发现,链轮的输出转矩主要由弹簧的压力决定,因为弹簧压力基本恒定,使卷布转矩不能随布卷直径的增大而增大,即不能较好地维持布中张力的基本恒定。 (三)问题的解决 1.“反馈”思想的引入 为了使卷取力矩(即链轮的输出力矩)随着布卷直径的增大而增大,以维持布中张力基本恒定,我们考虑利用的思想,就是用布卷的直径来控制链轮输出力矩,因为输出力矩是由摩擦盘的压力决定的,在此用布卷的直径

31、来控制摩擦盘的压力,使压力随着布卷直径的增大而增大。比如采用电气控制方法利用传感器等测出布卷直径变化并通过控制系统来控制摩擦盘压力的变化,如第1.2节中图1-6中提到的利用一探测杆直接测量布卷直径来对电动机进行控制,这样就又回到了电气控制的复杂中去,但我们从此装置中受到启发,结合其“反馈”原理。而此处直接简单而巧妙地利用一个机械式中间机构把卷布装置和力矩输出装置连接起来,将布卷直径的增大变化反馈给力矩输出装置而使其输出的力矩相应变化。即提出一种带力矩补偿机构的织机卷取装置。 带力矩补偿机构的定张力卷布机构主要由输入输出轴、摩擦式联轴器和力矩补偿机构组成。 输入轴为带花键的轴,输出轴是带链轮的空

32、心轴,两轴通过推力轴承和滚针轴承联接,两轴同轴并能相对转动。 摩擦式联轴器由内摩擦盘、外摩擦盘、摩擦片、压簧、调整螺母等组成。外摩擦盘通过螺钉与空心输出轴联接,内摩擦盘通过花键与输入轴联接,可沿轴向移动,通过调整螺母可设定内外摩擦盘之间的初始压紧力,即可设定输出轴的初始输出力矩。 力矩补偿机构由压布辊、压布辊摆杆、感知导杆、感知弹簧、调节螺母、感知摆杆、调节螺钉、压叉和球轴承等组成,该机构的特征是能把压布辊摆杆的摆动角度转变成压叉对上述内摩擦盘的相应压紧力,从而通过输出轴的力矩补偿维持卷取过程中布的张力基本恒定。 本设计解决定张力问题的原理和方法是:用摩擦式联轴器联接输入、输出两轴,以便能通过

33、改变摩擦式联轴器内、外摩擦盘之间的压紧力来改变输入轴传递给输出轴的摩擦力矩;同时,通过力矩补偿机构来感知卷布辊上布卷直径的大小,并相应地改变摩擦式联轴器内、外摩擦盘之间的压紧力,以实现卷布辊上的卷取力矩随布卷直径的增大而增大的目的。 图1是带力矩补偿机构的织机卷取装置的剖视示意图。 图2是图1的局部左视示意图。 图3是图1的局部右视示意图。 图中:1、压布辊;2、压布辊摆杆;3、弹簧导杆;4、调节螺母;5、感知压簧;6、感知摆杆;7、调节螺钉;8、压叉;9、深沟球轴承;10、调整螺母;11、垫片;12、压簧;13、内摩擦盘之一;14、摩擦片之一;15、外摩擦盘之一;16、联接螺钉;17、向心推

34、力球轴承;18、输出轴;19、滚针轴承;20、推力轴承;21、输入轴;21、箱式墙板;23、向心推力球轴承;24、卷布辊;25、布卷。 参照图1至图3,本设计给出的卷取装置的具体结构方案如下:卷布辊24通过传动链(图中未画出)与输出轴18相联;空心输出轴18用推力轴承20和滚针轴承19与输入轴21联接,两轴轴线重合且允许相对转动;摩擦式联轴器的外摩擦盘15用螺钉与输出轴18固联,内摩擦盘14通过花键与输入轴21相联并能沿轴21轴向移动,联轴器的初始输出转矩由压簧12和调整螺母10设定,所述的初始输出转矩为布卷(25)直径等于卷布辊(24)直径(即卷取辊上基本无布)时维持布中张力为预期值所需的输

35、出轴输出转矩,能通过拧松或拧紧调整螺母10方便地设定。 随着织造过程的进行,布卷25的直径逐渐增大,压布辊摆杆2的摆角随之相应增大,推动压簧导杆3移动,使压簧5对感知摆杆6的压力增大,进而通过调节螺钉7迫使压叉8上的深沟球轴承9对内摩擦盘13的压力进一步增大,从而使输入轴21传递给输出轴18的摩擦转矩增大,这又使卷布辊上的卷取力矩增大,最终实现布中张力基本恒定的定张力目标。其中压布辊摆杆2的摆角增量与压簧5对感知摆杆6的压力的增量之间的关系能通过调节螺母4和调节螺钉7方便的进行调整。 第3章定张力卷布机构结构设计 定张力机构需要接受从织布机母机传入的动力,由于从织布机引导过来的传动装置紧靠着地

36、面,而定张力机构距离地面还有一段距离,在其之前需要有一个中间传动轴。同样,定张力机构把动力传递给卷布辊轴也需要一个中间传动轴。由于各轴之间距离较长,同时为了减少定张力机构的轴向尺寸,在此将其动力的输入和输出设计为链传动。 (一)链型号的选择 在此以定张力机构到卷布辊之间的链传动为对象进行设计,初步设计其齿数比为21:48,中心距为500mm。 选用滚子链,由于布卷张力不是很大,而且链速极低,功率很小,在此不适宜于采用根据链速和功率确定链的型号的方法。在设计时先参照其他设计案例及设计经验初选链的型号,然后再对其进行校核。 1.链的型号选用10A,其参数如下内链节内宽b19.40每米质量q1.0k

37、g 2.链轮设计 链轮齿形选用较常用的三圆弧一直线齿形,轴向齿形选择B型(如图3-1所示)。确定了链的型号和链轮齿数后链轮的基本参数和主要尺寸也就确定,其准确值参见附录中链轮零件图。 对于定张力机构的输出链轮,为了使其制造安装方便,将其设计为组合式,联结摩擦离合器外摩擦盘处与链轮主体分开,与链轮之间采用螺栓联结,结构如图3-2所示: 图3-1图3-2 (二)链传动的强度校核 卷布的速度为15cm/min2.5mm/s,设计布中张力时,查阅很多资料都没有找到具体值,考虑到此时布在织好后再卷绕到布卷上,张力不必很大,此处设计其不超过500N,在进行强度校核时张力以500N进行计算。 由于链速较低,

38、因抗拉静力强度不够而破坏的几率很大,常按下式进行抗拉静力强度计算式中:?链的抗拉静力强度的计算安全系数; ?单排链的极限拉伸载荷; ?链的排数; ?工作情况系数; ?链的紧边工作拉力。 经查表工作情况系数取1.3;所选10A链的极限拉伸载荷13.8KN; 链的紧边拉力为 其中为链中的有效圆周力 离心力引起的拉力式中:q?单位长度链条的质量,单位为kg/m; v?链速,单位为m/s。 悬垂拉力的大小与链条的松边垂度及传动的布置方式有关,这里式中:?链传动的中心矩,单位为mm; ?单位长度链条的质量,单位为kg/m; ?垂度系数,查表得。 代入数据计算得N 由于布卷直径范围为200-1200mm,

39、随布卷直径增大而变大,随布卷直径增大而变小,所以暂不能确定布卷直径为何值时取到最大值。 大链轮直径为242.725mm,代入数据可以得到与布卷直径的关系: 通过数学计算,在200-1200范围内是的增函数,即F1在时取到最大值。N 所以,此链传动设计满足要求。 三张紧轮的设计 为了避免链条在垂度过大时产生啮合不良,同时为了增加链条与链轮的啮合包角,常对链传动进行张紧。张紧的方法很多,当链传动的中心距可以调整时,可通过调节中心距来控制张紧程度。当中心距不能调整时,可设置张紧轮或在链条磨损变长后从中取掉一、二个链节。 在这里设计张紧轮进行张紧。张紧轮一般紧压在松边靠近小链轮处,张紧轮可以是链轮也可

40、以是无齿的滚轮。其直径略小于小链轮直径。本设计采用比较简单的无齿滚轮作为张紧轮,并通过弹簧进行自动张紧。其作用原理是先将此张紧轮固定在机架上适当的位置,链条从两张紧轮之间穿过,由于扭转弹簧的作用即可将链条张紧。 张紧轮的结构如图3-3所示 图3-3 此处所用摩擦式联轴器即为摩擦离合器,机械式摩擦离合器靠主、从动部分的结合件间的摩擦力传递转矩。有片式、圆锥式、块式、鼓式、涨圈式等形式。片式摩擦离合器的优点是转矩大时可采用多片,应用广泛,这里我们选用片式(如图3-4所示)。 图3-4 1.选择摩擦副材料: 内外摩擦盘采用45钢 摩擦片采用摩擦系数较大的石棉基摩擦材料,厚度为 2.根据结构确定摩擦片

41、内径,外径式中:n?离合器所在轴的转速。 代入数据算得m/s式中:T?离合器所在运转中传递的最大工作转矩,经计算为131Nm; S?离合器安全系数,这里取2; Km?离合器接合频率系数,取1; Kv?滑动速度系数,取1.5。 代入数据算得计算转矩N?mm式中:f?摩擦系数,取为0.3; p ?摩擦副许用压强,取为0.25MPa; Kz?摩擦副个数系数,取为1。 代入数据算得 所以摩擦副数量至少为2,但经过后面的验算发现摩擦副数太少使摩擦面上的压力很大,会造成相关零件尺寸很大,影响设计。在此将主、从动片数均设计为3,即摩擦副数为5。 一般只对接合频繁的离合器进行散热计算,由于本设计中的离合器没有

42、频繁接合,故不进行散热计算。 设计的离合器模型如图3-5: 图3-5第3.3节花键的设计 (一)花键的尺寸设计 摩擦离合器内摩擦盘安装在轴上要求可以有轴向的移动,选择花键连接方式。 1.花键形式的选择:花键有矩形花键和渐开线花键:矩形花键的对中性、导向性好,定心精度高,定心稳定性好。能用磨削的方法获得较高的精度,加工方便,应用广泛。渐开线花键:工艺性好,易于定心,适用于载荷较大定心精度要求较高及轴径尺寸较大的联接。在这里选择应用普遍、加工方便的矩形花键,如图3-6所示。并选择轻系列。 2.花键规格的确定:根据轴的尺寸确定其规格为:NdDB836427 图3-6 3.花键精度为:外花键836f7

43、40a117d10 内花键836H740H107H9形位公差为:花键的工作面有位置度和对称度要求,标注如图3-7: 图3-7 (二)花键联结强度计算 花键的主要失效形式是工作面被压溃(静联结)或工作面过度磨损(动联结)。因此,静联结通常按工作面上的挤压应力进行强度计算,动联结则按工作面上的压力进行条件性的计算。 在此定张力机构中,花键工作面之间是有相对滑动的,但是其相对滑动速度非常小,而且滑动的距离也很小。在进行校核是仍把它看作静连接。 花键静联结的强度条件为式中: ?载荷分配不均匀系数,与齿数多少有关,一般取,齿数多时取偏小值;本设计中齿数为8不多,取; ?花键的齿数; ?齿的工作长度,单位

44、为mm;本设计中; ?花键齿侧面的工作高度,对于矩形花键,此处为花键的大径,为花键的小径,为倒角尺寸,单位为mm;本设计中mm; ?花键的平均直径,对于矩形花键;mm; ?花键链接的许用挤压应力,单位为MPa,查表得花键在使用和制造情况良好齿面经热处理时其许用挤压应力可达MPa; 代入数据进行计算得: 所以此花键设计满足强度要求。 摩擦离合器的初始输出转矩由其末端的压簧和调整螺母设定,此初始输出转矩即为卷取辊上基本无布时维持布中张力为预期值所需的输出轴输出转矩,能通过拧松或拧紧调整螺母方便地设定。此处即根据所需的初始输出转矩来设计弹簧。 圆柱螺旋压缩弹簧的主要几何尺寸有弹簧丝直径d、弹簧中径D

45、2、节距t及有效圈数等。 1.弹簧材料的选择:选用D级碳素弹簧钢丝。根据安装弹簧处轴的直径尺寸和螺母垫圈的尺寸确定弹簧中径D250mm。 为确定弹簧丝直径,要先求出作用于弹簧上的力F。此力为使摩擦离合器具有初始转矩所需的压力。可通过对摩擦离合器进行受力分析求得: N 弹簧丝截面上最大剪切应力为 式中:Ks?理论曲度系数, 计入弹簧螺旋角的影响,对理论曲度系数Ks进行修正,引入修正曲度系数K1 得到弹簧丝的剪切、扭转强度条件为 由于K1与d相关,不容易直接求出d的极值,先初步取d4.5mm,此时其抗拉强度为 MPa,许用切应力为 代入数据计算: MPa满足条件。 根据轴的结构尺寸确定弹簧的长度在

46、50mm左右。初定5为圈。 计算弹簧的单圈变形量 mm 弹簧的长细比,符合稳定性条件。 所设计的弹簧如图3-8所示 图3-8 1.输出链轮与输入轴之间需要有相对转动,所以在轴向上需要一推力轴承。由于相对转速低,轴向载荷较小。所以选择推力球轴承。型号选为51208。其设计模型如图3-9。 图3-9 2.因为输出链轮与输入轴之间有相对转动,它们之间需要径向轴承,为了控制径向尺寸不会过大,选用滚针轴承,而且为无内圈的,直接利用输入轴表面起到内圈的作用,如图3-10所示。型号选为RNA69/32。滚针直径为 3.5 mm,长 13.8 mm 。轴承联接处轴颈直径取为40mm,轴承其他尺寸参照轴承标准。

47、 图3-10 图3-11 3.其他支撑轴的地方都采用普通型号的深沟球轴承,其设计模型如图3-11所示,各轴承的具体型号在定张力机构的装配图中给出。 (一)齿轮参数设计 由于驱动卷布辊处齿轮副的前面各级传动机构可以较好的满足传动比要求,为简化此齿轮设计将两齿轮设计为齿数相同的,参照类似设计案例初定齿轮模数为m2.5,齿数为z48。材料为45钢(调质)硬度为240HBS。对其进行强度校核。 1.因为此齿轮传动为开式,进行齿根弯曲疲劳强度的校核: 弯曲强度的设计公式为 确定公式内的各计算数值 1齿轮的弯曲疲劳强度极限FE380MPa; 2齿轮传递的最大转矩为T1300Nm 3应力循环次数 4弯曲疲劳

48、寿命系数 5计算弯曲疲劳许用应力MPa 6计算载荷系数K 7查取齿形系数 8查取应力校正系数所选模数符合条件。 所设计齿轮如图3-12所示:图3-12 二齿轮的精度设计 由于卷布机构对齿轮的传动要求不高,参照其他织机的相关设计,将齿轮的三个公差组均取为8级。 第公差组检验项目采和 第公差组检验项目采用和 第公差组检验项目采用 3.确定齿厚上、下偏差 (1)确定最小极限侧隙 设齿轮材料为45钢,线膨胀系数为,箱体材料为HT200,线膨胀系数为,齿轮和箱体工作温度为30度。 (2)计算齿厚上偏差 很小,将代号取为Emm (3)计算齿厚公差和齿厚下偏差齿厚公差为式中: 的值经查表得IT9代入上式得:

49、齿厚下偏差为:所以 选择齿轮齿厚下偏差代号为H ,故修约后齿轮齿厚下偏差为:mm 齿轮精度及侧隙代号为8EH GB10095-88 (4)公法线平均长度极限偏差的换算。若用公法线平均长度偏差代替齿厚偏差来检验侧隙情况,需要进行换算, 公法线的公称长度和跨齿数用下式进行计算, 所以公法线平均长度及其极限偏差为: 齿轮内孔尺寸精度为IT7,定基本偏差为H,为具有配合要求,故选包容要求)。顶圆可以作加工找正基准,但因不测齿厚、故不作测量基准,公差定为h8,径向跳动公差为0.015,端面也作加工定位基准,圆跳动公差也为0.015。 在初步完成结构设计后通常对轴进行校核计算,此处选择对将运动由定张力机构

50、传到卷布辊的中间轴进行强度校核。 由于此轴同时承受弯矩和扭矩,所以按弯扭合成强度条件进行校核。 1.作出轴的计算简图(力学模型):将作用在齿轮、链轮及轴承上的分布载荷简化为集中力,其作用点取为载荷分布段的中点。 图3-13 轴的载荷分析图 当布卷直径达到最大时,齿轮受力最大,圆周力N,径向力N。轴中扭矩N?mm。链轮上受到的力N。采用理论力学的方法求出两轴承处的支反力,FNH16366.4N,FNV12613.3N,FNH23838.4N,FNV2793.3N。轴的受力简图如图3-13种1所示。 2.作出弯矩图:分别在水平面和垂直面内计算各力产生的弯矩,并按计算结果分别作出水平面上的弯矩图(图

51、2)和垂直面上的弯矩图(图3);然后按下式计算总弯矩并作出图(图4) 3.作出扭矩图:如图5所示。 由上图可以看出:在第一个轴承处弯矩最大,将此处作为校核的危险截面。 已知轴的弯矩和扭矩后,可针对某些危险截面作弯扭合成强度校核计算。按第三强度理论,计算应力对于直径为d的圆轴,弯曲应力,扭转切应力,将和带入上式,则轴的弯扭合成强度条件为式中:?轴的计算应力,单位为MPa; ?轴所受的弯矩,单位为N?mm ?轴所受的扭矩,单位为N?mm ?轴抗弯截面系数,单位为mm3,对于圆形截面 ?对称循环变应力时轴的许用弯曲应力,根据该轴材料为45钢并经调质处理查表得其许用弯曲应力为60MPa。 由已知数据计

52、算得 N?mm N?mm N?mm N?mm mm3 MPa所以此轴校核结果为合格。 设计时在Pro/E平台上建立零件的三维模型并进行装配 (一)定张力卷布机构的装配模型 先完成各个零件的建模,然后再进行装配,完成的定张力卷布机构的装配模型如下图所示(两轴的轴承都安装在机架上,由于机架不在本设计内容中,暂时将其空置,同时因为链条的三维建摸和装配比较复杂,在此两个链轮上没有装配链条) 此机构运行时即由织机母机传过来的运动通过链条带动左侧的链轮转动,左侧链轮通过摩擦离合器带动右侧的小链轮转动。右侧链轮再带动中间轴轴2运动,此中间轴通过一个悬臂的齿轮带动卷布辊轴运转从而进行卷布。 (二)定张力机构分解图 2.中间轴轴2的分解图结构如下图所示: 3.定张力机构端部的压紧机构及分解图如下所示: 第4章总结与体会 本文提