八辊导丝机的设计VIP

精品资料，值得下载学习！ 八辊导丝机的 设计 摘 要 八辊导丝机是绦纶短纤后处理联合机中的单元机之一，八辊导丝机是位于导丝架和浸油槽之间， 丝束 经本机导丝行成一定宽度和张力均匀的丝片，八辊导丝机是位于导丝架和浸油槽之间 ， 正确的系统能保证导丝辊高效工作，保证八辊导丝机正常运行 。 本设计 中电机和传动进轴之间采用螺钉联轴器来连接，与链式传动相比，传动链短，占地少，与键联接相比所受冲击力小，不容易损坏，避免了经常更换联接的麻烦，丝束能够更好的行成一定宽度和张力的丝片。 关键词： 导丝机；进轴齿轮；导丝齿轮；传动轴； 精品资料，值得下载学习！ 前 言 八辊导丝机是绦纶短纤后处理联合机中的单元机之一，八辊导丝机是位于导丝架和浸油槽之间，导丝架出 来的丝束 经本机导丝行成一定宽度和张力均匀的丝片，然后送入后道工序。 随着我国纺织工业的不断进步，以前小容量的涤纶纺丝设备已经远远不能满足现代高速纺织机械的发展 。 就化纤机械产品而言，需要从单一的数量型转向高新技术型，从化纤的单一品种转向相对的精细加工，从传统机械技术转向高新电子信息控制技术，不能再走产品趋同、技术向下的路了。这是化纤机械必须适应的转折，转折的目的是服务于化纤产品 的发展。科学在发展，技术在进步，化纤机械产品发展的具体任务，首先是立足于现实，提高传统化纤机械产品的质量，提高技术水平，提高产品的可靠性，赢得用户的信誉。在此基础上，跟踪新的纤维领域，为发展民用舒适型纤维生产，为发展产业用纤维生产，为发展军用、警用纤维生产提供技术装备。需要研制、开发和生产年产60 万吨及以上的新型 套装置。连续研制新一代、大容量、连续化、高速度、自动化的涤纶长丝、短丝纺丝和后处理设备，以及成套设备的信息控制技术。 “十一五 ”重点化纤机械产品发展方向和关键技术有：重点开发 200 250 吨 /日涤纶短纤维生产线；研制年产 60 万吨 套国产化技术与设备。完善国产长丝复合纺丝机，开发短丝复合纺丝设备。开发涤纶 细纤维纺丝设备。开发可纺制涤纶高强和高模低缩纤维的成套设备。研发年产 6 万吨粘胶短纤维生产线。腈纶纤维、芳纶 1414 要进一步提升，研究开发碳纤维、导电纤维、光导纤维、超大分子量的聚乙烯纤维、中空膜纤维等高新技术纤维与设备 本文设计的是八辊导丝机的部件，由于本人经验和条件有限，缺点和不足之处在所难免，敬请各位老师和同学提出宝贵的意见和建议，谢谢！ 精品资料，值得下载学习！ 一 八辊导丝机 的总体设计方案 (一 )导丝的目的和作用 丝束导丝的主要目的是使丝束 行成一定宽度和张力均匀的丝片。 导丝在绦纶纤维制造过程中是一道重要的工序。 丝束经过前几道工序出来，宽度和张力都不 均匀，在导丝的工序中才能得到宽度和张力都均匀的丝束。 导丝的作用是使丝束经过导丝在拉伸过程中丝片所受的拉力更均匀，更好的完成拉伸的工序。 拉伸是涤纶纤维制造过程中必不可少的重要工序，常被称为涤纶纤维成形的第二阶段，或称为二次成形。它不仅是使纤维的物理和机械性能提高的必要手段，而且是检验其以前各道工序进行得好坏的关口。在拉伸过程中，大分子 或聚集态结构单元发生舒展并沿纤维轴取向排列。在取向的同时，通常伴着相态的变化，以及其它机构特征的变化。从而使纤维的断裂强度显著提高，延伸度下降，耐摩性和对各种不同类型形变的疲劳强度亦明显提高。 （二）导丝机的原理 丝束在导丝辊上运动来达到均匀的目的， 导丝辊的数量决定了丝束的 均匀度。考虑到制造成本和生产的需要，在本设计中采用八个导丝辊。为了更好的形成一定宽定和张力均匀的丝片，必须满足以下几个条件： 辊导丝机所需的电机的功率不大。 导丝辊要求长。 而导丝辊自身又不能太重，所以导丝部分采用 小轴 外焊结辊筒来满足自身轻而辊筒直径足够大。 涤纶短纤后置处理工艺流程： 八辊导丝机浸油槽下导丝架上导丝架集束架丝束从纺丝工段来 叠丝机第三牵伸机蒸汽牵伸箱第二牵伸机水浴牵伸槽第一牵伸机打切断机曳引张力机捕结器松弛热定形机铺丝机卷曲机张力架 包机 。 本设计是涤纶短纤后置处理的重要工作部分，是八滚导丝机的工作部分。已知条件有： 年生产能力： 2104 吨 最高机械速度： 86m/精品资料，值得下载学习！ 导丝辊：数量 8 个 直径 150 长度 1000辊 导丝机与辊筒的布局息息相关，在设计工作部件之前，分析辊筒的布局要求是十分必要的。 辊筒的分布形式 采用螺钉法兰连接，辊筒的分布形式：上下各四个，上下交叉排列。 辊筒布局的确定： 一般辊筒之间留有 50200间隙，由于辊筒直径 150以水平距取 350直距离取 268右。具体尺寸选齿轮时确定。 据此设计传动部件由四部分组成： 传动部件 +工作部件 +润滑系统 +箱体。 （三）传动部分的选择与设计 考虑到能使八辊导丝机变频调速，因此选取变频调速三相异步电动机。电机与进轴之间通过联轴器 相连。其传动简图如 图 1 图 1 传动简图 （四）工作部件的设计 工作系统的动力由传动系统传动。工作的八个辊筒上的齿轮相连，受力较大所以齿轮采用斜齿轮。工作系统的辊筒部件在箱体内。箱体采用铸件。其辊筒的运动简图如 图 2： 精品资料，值得下载学习！ 轴轴轴轴轴轴轴轴轴图 2辊筒运动简图 （五）箱体及其附件的设计 箱体是八辊导丝机的一个重要零件，它用于支持和固定内工作系统中的各种零件，并保证传动件的啮合精度，使箱体内有良好的润滑和密封。箱体的形状较为复杂，所以箱体结构对八辊导丝机 的工作性能、加工工艺、材料消耗、重量及成本等有很大的影响。箱体结构与受力均较复杂，目前尚无成熟的计算方法。所以，箱体各部分尺寸一般按经验设计公式在八辊导丝机装配草图的设计和绘制过程中确定。 （六）润滑、散热、密封系统 由于此传动系统功率大，散热大，箱体内的润滑、散热装置尤其重要。因此设计了外部油箱部件，以及箱体内四通八达的油路布置。外部油箱部件有油泵、油箱以及冷却管。内部油路由主油路向箱体各传动件浇油。 二 （一） 交流变频电机的选择 日产量 1： Q =2 104/330 70吨 /日 （ 1） （取一年 330个生产日） 1( 6 0 1 8 )Q （ 2） v 工艺速度： v=86m/d 丝束旦数 1 机台开车率： 1 =75% 精品资料，值得下载学习！ 所以 d= 10110(60 18)=7 106 （ 3） 电动机的选择主要包括选择其类型和结构形式、容量（功率）和转速、确定具体型号。按工作要求和条件选取 由已知条件可知： 丝束 总旦数： d=710 6艺速度： v=86m/前丝束张力为： 力强度为 d） 机后丝束张力为： 力强度为 d） 第一牵伸机对八辊导丝机的拉力为： 97N/力强度为 1g/d） 八辊导丝机 的进丝张力0T：0T=7002320N 八辊导丝机 的出丝张力8T：8T=700289N 第一牵伸机对八辊导丝机的拉力9T：9T=70097=67900 N 电动机所需的功率：分析 计算牵伸机的功率首先必须知道丝束进出机器的张力差和丝束的运行速度，按下式求出所需的理论所需功率0N2： 10260 800 （ 4） 式中： 0F、8F 进出机器的丝束张力（ v 丝束的输送速度（ m/ 0 8 2 3 2 0 / 9 . 8 8 4 0 0 k ，8 8 9( ) / 9 . 8 7 1 6 2 k T ， v=86 m/辊导丝机的所需理论功率0N： 080 6 0 1 0 2F F = 8 4 0 0 7 1 6 2 8 66 0 1 0 2=5.2 （ 5） 所以可选用 电机。 精品资料，值得下载学习！ 辊筒轴的工作转速为： 1000v/D （ 6） 其中 v=86m/D=150 000V/ D=1000 86/(150)r/ （ 7） 考虑到电机的工作条件，选用的电机 3轮，其额定功率 定转速 27r/能满足该设备 。所选电动机的主要外形尺寸和安装尺寸如表 1所示： 表 1 电机主要尺寸（ H A B C D E L 315 508 457 216 80 170 1250 F G C D K 20 71 640 660 530 760 28 （二）联轴器的选择 联轴器是根据传动功率和传动的转矩选择的。因本传动设计的功率较大，传递转矩较大，我们选 用弹性柱销联轴器。计算联轴器承受转矩 ： （ 8） 选择工作情况系数 K，取 K=由于电机输出转矩 T=27r/计 算电机与减速器相接处的联轴器： 1 . 7 1 6 2 . 6 3 2 7 6 . 4 7 1 T N m N m （ 9） 选取弹性柱销联轴器 4275许用最大扭矩 T=n=1200r/用。 电机与联轴器联接的键是电机配带的，为 C 型键槽，其尺寸为： b=12 t=12 L=90 其半联轴器的结构图如图 3 精品资料，值得下载学习！ 半联轴器的结构 联轴器与进轴联接处的键为 B 型键，尺寸为： b=18t= 20L=200 （三）计算传动比及轴的参数 和动力参数： 根据总体结构，计算传动比为： 2/3 2 7/ 10） 传动轴 的功率： P =2123=200 （ 11） 导丝轴 的功率： P =P 34= （ 12） 式中 (1联轴器效率， 2滚动轴承效率， 3齿轮效率 ) 电动机的输出轴转矩 9550Pm/55027= （ 13） 传动 轴转矩： T =9550P /n =955027= （ 14） 传动 轴转矩： T =9550P /n =9550 （ 15） 精品资料，值得下载学习！ （四）进轴齿轮和导丝齿轮的设计 定试验齿轮的疲劳极限应力 选择齿轮的材料为：齿轮 、 ： 20碳淬火， 865。按 级质量要求取值，查得： 480N/40N/ 初选主要参数： 3 2)1(476 （ 16） 式中，小齿轮传递的转矩 1 9 5 5 0 1 4 6 . 6 （ 17） 载荷系数 K：考虑齿轮对称轴承布置，速度较大，冲击较大，取 K= 齿宽系数a：取 4.0a。齿数比 u：暂取 u=i= 许用接触应力 ： （ 18） 取最小安全系数 按大齿轮计算 7102 。将以上数据代入计算中心距的公式得： 3124 7 6 ( 1 ) 2 0 1i u （ 19） 取 a=虑到辊的分布），按经验公式： ( 0 . 0 0 7 0 . 0 2 ) 1 . 4 4 . 0 2nm a m m取标准模数 4nm 初取 1 2 , c o s c o s 1 2 0 . 9 7 8 1，所以 2 c o s 49( 1 ) （ 20） 取1 49z ，2178z 精求螺旋角 ： 12()c o s 0 . 9 7 6 82nm z （ 21） 所以 1 2 5 0 1 9 。 精品资料，值得下载学习！ 4 4 . 1 5 9 8c o s 0 . 9 7 6 8 （ 22） 1 1 1 196d m z， 200 11（ 23） 式中，分度圆上的圆周力 112 1 （ 24） 使用系数 得 动载系数 22121 11001 t （ 25） 11 7 . 9 8 /6 0 1 0 0 0m s （ 26） 根据齿轮的圆周 速度，选择齿轮 的精度等级为： 8轮 的精度等级为： 8 选 将有关数值代入式（ ： 向载荷分布系数 （ 27） 按 001 查得 得 齿向载荷分配系数 b=6054/200=197N/得 节点区域系数 1 0 5 0 1 9 , 0x ，查得 Z 。 接触强度计算的重合度及螺旋角系数 首先计算当量齿数： 11 3 5 1 . 2c o sv （ 28） 精品资料，值得下载学习！ 22 3 8 3 . 1c o sv （ 29） 求当量 齿轮的端面重合度 （ 30） 按 195012 ,125 1 . 2 , 8 3 . 1，分别查得： 1 所以， 73.1按 351010,50/ 查得纵向重合度 。 按 73.1 ， 195012 ，查得 以上各数值代入齿面接触应力计算公式得 2/682 。 计算安全系数 （ 31） 式中，寿命系数 计算应力循环次数， 0010， 009。 对渗碳钢，查得 N=1010。因为 所以取 。按 09又查得 工作硬化系数 。接触强度计算的 尺寸系数 得 。 将以上数值代入安全系数的计算公式得： 式（ 16）， H安全。 （ 32） 式中，弯曲强度计算的载荷分布系数 弯曲强度计算的载荷分配系数 复合齿形系数 vv 弯曲强度计算的重合度与螺旋角系数 73.1 195012 ，查得 将以上各数值代入齿根弯曲应力计算公式得： 2121221 /1 9 9,/2 0 1 精品资料，值得下载学习！ 计算安全系数 re （ 33） 式中，寿命系数 渗碳钢，查得弯曲疲劳应力的循环基数 N=6106。因为010， 09 均大于 N，所以 。 相对齿根圆角敏感系数查得 表得 121 Y 。 相对齿根表面状况系数得齿面粗糙度 得。 尺寸系数 图知 。 将以上数值代入安全系数 式（ 18）， 大于 安全。 9， 8， 1 0 5 0 1 9 ， 9612mm，28a=b= 取 00mm,0 k 的计算： m=1 时，跨 K 齿的公法线长度 查表知 Z=37 时，取 K=5， 想齿数， Z=Z*(查出 195012 时， =37*想齿数尾数查得 尾数为 Wk=m10 m=1 时，跨 K 齿的公法线长度 查表知 Z=60 时，取 K=7， 想齿数， Z=Z*(查出 195012 时， =60*想齿数尾数查表得 尾数为 5*= Wk=m10 精品资料，值得下载学习！ 表 2 齿轮检测 I 轮 轮 与齿轮 的结构图如图 4 和图 5 图 4进轴齿轮的结构图 精品资料，值得下载学习！ 图 5导丝齿轮的结构 齿轮 、 、 、 都是逆时针旋转的齿轮， 、 、 、 都是顺时针旋转的齿轮。这八个齿轮除旋转方向有区别，模数、齿数都一样。 （五）传动轴及部件的设计 一般情况下，轴的设计主要应解决以下问题： 于结构设计时尚不知道轴的直径，所以要进行初步计算，粗略估算出轴 的直径，并初步确定各部分的形状和尺寸，然后细致地进行结构设计。在结构设计中必须考虑轴在机器中的位置，轴上零件固定定位要求，工艺性要求，热处理要求，运转维护的要求等。 般情况下轴的工作能力主要取决于它的强度，并且大多数轴是在变应力条件下工作的，因此要进行疲劳强度校核计算。 已知： 齿轮的输出功率 P = 的转速为 n =327 r/品资料，值得下载学习！ 齿轮的圆周力 轮的径向力为： s F （ 34） 轴向力： 4 n （ 35） 选择轴的材料为 40质处理。查得 85， 90， 。 取 106A ， 轴的输入端直径： 33 5 . 0 21 0 6 5 3 . 1 3 3327 m （ 36）考虑到有键槽，轴径应增大 7%，又根据工作需要，取 65d 。 轴的结构设计主要有三项内容：各轴段径向尺寸的确定；各轴段轴向长度的确定； 其它尺寸（如键槽、圆角、到角，退刀槽等）的确定。 径向尺寸的确定 从轴段1d=65 开始，逐段选取相邻轴段的直径。2位轴肩高度 h 可在（ d 范围内经验选取，故 d2=h65(1+267.2 轴的标准直径系列取 03d=85选定锁紧螺母为 B/轮以及挡圈，轴承选取 30236 2975mm。10d=4d=95 轴向尺寸的确定 轴 与电机相连端轴承用锁紧螺母及锁紧卡、挡圈固定。取1L=105步取2L=50 锁紧螺母安装尺寸宽度 6是取3L=60 80L=120 ，取6L=61 其它尺寸的确定 精品资料，值得下载学习！ 1寸为： 1 8 4 7 0b h L ； 开一个圆螺母用止动垫圈槽，尺寸为： 1 6 2 8 5b h L ；开一个垫圈槽，尺寸为： 6 8 5 ；车 85 2 6 的螺纹。4寸为 2 5 4 9 0b h L ； 开一个垫圈槽，尺寸为：0 . 1 8 00 0 . 6 33 9 0 。 轴 的结构草图见图 6。 图 6 轴的结构草图 选用 A 型平键 ( 1096与齿轮联接处键的尺寸 1 8 4 7 0b h L ，与联轴器联接处键的尺寸 2 5 8 9 0b h L 。 由于两键传递扭矩相同，但与联轴器联接处键的尺寸及轴径均较小，故只需校验此键。键联接强度校核按公式计算，式中各参数为： 2/18 ，0 . 5 0 . 5 8 4k h m m ， 9 0 2 5 6 5l L b m m 。 键联接传递扭矩 T 为： 63 2 5 09 5 5 0 （ 37）键工作面的 压力 p 为： / k l （ 38） 键联接强度通过合格。 水平面上计算支点反力，弯矩： 将齿轮上受力简化为集中力通过轮毂中点作用于轴上，轴的支点反力也简化为集中精品资料，值得下载学习！ 力通过轴承载荷中心 O 作用于轴上。如图 9 水平面的受力图，计算出水平面上支点反力；如图 11 各主要点的弯矩图，考虑到 C 和 D 处可能是危险截面，计算出 C 和 D 处的弯矩。 支 点反力： 1 . 4 8 0 . 7 422A H B H N N （ C 点弯矩： 3 5 0 2 5 9 A m m N m m （ D 点弯矩： （ 计算垂直面上支点反力，弯矩： 如图 10 垂直面上受力图，计算出其面上的支点反力及弯矩。 支点反力： 7527003502 （ 7 7 4 （ C 点弯矩： c v 1 6 6 3 2 0 03504752350 （ D 点弯矩： 2 2 0 9 6 8 04 6 54 7 5 24 6 5 （ 求合成弯矩： C 点合成弯矩： H （ D 点合成弯矩： H 57 4 4 022 （ 计算 C、 D 处当量弯矩，如图 8 当量弯矩图。 C 33 5 5 8)( 22 （ D 22 （ 精品资料，值得下载学习！ 校核轴的强度： 根据弯矩大小及轴的直径选定 C、 D 两截面进行强度校核。 由于 40 85 查得 64C 截面当量弯曲应力： 1 （ D 截面当量弯曲应力： 1 P （ C、 D 两截面均安全。 图 7轴几个受力点 图 8 受力简图 精品资料，值得下载学习！ 图 9水平面上受力、弯矩 图 10垂直面受力、弯矩 图 11合成弯矩 M、扭矩 T、当量弯矩 M图 齿轮的输出功率 P = 的转速为 n =327 r/轮的圆周力 品资料，值得下载学习！ 齿轮的径向力为 t a n 4 . 1 6c o s a N轴向力 4 n 设此对轴承使用十年，即 87600h。查得 30236 轴承 310Y=e=0=815向当量载荷 P 计算公式： 当 时， （ 52） 时， ) （ 53） 计算两轴承的内部轴向力和轴向载荷 211 43972 （ 54） 则12 8081 轴承 1 被压紧，得轴承的轴向载荷 08121 （ 55） 可以得出： 39722 当量动载荷 111 56） 0,1,3 8 222 57） 轻微冲击时， 2.1 当量动载荷： 9 6 6 7)( 11111 （ 58） 3 7 2 0)( 22222 （ 59） 精品资料，值得下载学习！ 验算轴承寿命 21 ，只计算轴承 1 寿命 7 6 0 03 4 4 1 3 8)(1 6 6 7 0110 （ 60） 轴承寿命满足要求。 010 （ 61） P 20（ 62） 取 得： NP r 671010 ， 1020 7526 P 所以 526200 ，取 S，则 1 5 0 0 001 1 2 8 900 故轴承安全。 图 12传动轴部件图 精品资料，值得下载学习！ 三 齿轮 与齿轮 啮合，为逆时针旋转斜齿轮。齿轮 设计过程在 。 （一）导丝辊的中心轴的设计 同轴 相同设计步骤。已知： 齿轮的输出功率 P = 的转速为 n = 182.6 r/ 轮的圆周力 轮的径向力为 a nc o s 轴向力 选择轴的材料为 40质处理。查得 85， 90， 。 取 106A ， 轴的输入端直径： 3 （ 63） 考虑到轴端有键槽，轴径应增大 7%，又根据工作需要，取 70d 。 轴的结构设计主要有三项内容：各轴段径向尺寸的确定；各轴段轴向长度的确定 ；其它尺寸（如键槽、圆角、到角，退刀槽等）的确定。 径向尺寸的确定 如图 13 所示，从轴段1d=70取相邻轴段的直径。2位轴肩高度 在（ 2d30（ 1+2=2d=80mm。2224C 288配部分，其直径应与滚动轴承 22224C 288内孔直径相一致 ， 即4d=120位轴精品资料，值得下载学习！ 肩高度 在（ 3d30（ 1+2=3d=136mm。直径应与大齿轮的内孔直径相一致 ， 即5d=110安装轴承部分，选定轴承为 22318C 288定位作用，同理 ，按轴的标准直径系列，取 6d=90 轴向尺寸的确定 根据大齿轮的宽度和轴套的长度可以得出7L=188动轴承的宽度和轴套的长度来算出5L=192L=70这里取6000L=7 5 9L L L 188+192+70=4500L=1000固件而来，取8L=30时就可以得出1L=1576 其它尺寸的确定 2寸为： 1 8 4 6 0b h L ； 8寸为：3 9 0 ；车一段 90 3 7 ， L=30螺纹。 轴的结构草图见图 13 图 13 轴的结构简图 水平面上计算支点反力，弯矩： 如图 14，将齿轮上受力简化为集中力通过轮毂中点作用于轴上，轴的支点反力也简化为集中力通过轴承载荷中心 O 作用于轴上。如图 14 水平面的受力图，计算出水平面上支点反力；如图 15 各主要点的弯矩图，考虑到 C 和 D 处可能是危险截面，计算出 得下载学习！ 和 D 处的弯矩。 支点反力： （ 64） C 点弯矩： 34 7 4 （ 65） D 点弯矩： 36 3 4 （ 66） 计算垂直面上支点反力，弯矩： 如图 17 垂直面上受力图，计算出其面上的支点反力及弯矩。 支点反力： 47422670700 m （ 67） 2 5 （ 68） C 点弯矩： 1 2 6 5 5 8 04742670474 （ 69） D 点弯矩： 6 9 2 7 8 06342670634 （ 70） 求合成弯矩： C 点合成弯矩： 627405522 （ 71） D 点合成弯矩： 22 4 3 9 1 8 8 0 H D M N m m （ 72） 计算 C、 D 处当量弯矩，如图 量弯矩图。 2 2( ) 3 2 7 4 0 5 6 T N m m （ 73） 2 2( ) 4 3 9 1 1 8 8 1 T N m m （ 74） 校核轴的强度： 精品资料，值得下载学习！ 根据弯矩大小及轴的直径选定 C、 D 两截面进行强度校核。由于 40 85 查得 64C 截面当量弯曲应力： 13 P （ 75） D 截面当量弯曲应力： 13 P （ 76） C、 D 两截面均安全。 图 14轴几点受力 图 15 受力简图 图 16 水平面上受力、弯矩 精品资料，值得下载学习！ 图 17 铅垂面受力图、弯矩 18 合成弯矩 M、扭矩 T、当量弯矩 M图 轴 的结构如图 19 图 19轴的结构图 精品资料，值得下载学习！ （二）导丝辊上的几个零件校核 1. 键联接的强度校核 选用 A 型 平键 (096与齿轮联接处键的尺寸 2 5 03256 键联接强度校核按附录表 8的公式计算，式中各参数为： 2/13 (按表 8取 )， ， 9456250 。 键联接传递扭矩 T 为： I 5 09 5 5 0 （ 77）键工作面的比压 p 为： /k l （ 78） 键联接强度通过检验，合格。 由于齿轮 与齿轮 相啮合，承载相同大小的力，而轴 上的轴承相对轴 上的轴承有着相当大的动载荷及静载荷（其中小轴端 820,1570 0 ）。因此可以不用校核。 轴 的工作结构图如图 20 导丝辊筒油封螺钉 右端盖键大齿轮滚动轴承 22224滚动轴承 22318螺钉左端盖图 20 轴工作结构 四 体及其附件的设计 （一）箱体的设计 精品资料，值得下载学习！ （ 1）铸件须二次定性处理。 （ 2）箱体内腔需清理干净 ,无残砂 ,并刷涂两道淡黄色防锈漆。 （ 3）图上螺孔标注有深度者 ,均不得钻透。 （ 4）相邻序号（ ）的两孔的轴线及序号 的轴线和序号 的公共轴线平行度公差值均为 （ 5）各孔的轴线（序号 ）与 F、 E 面的垂直度公差值均为 （ 6）各孔的圆柱度公差值不大于其直径公差值之半。 （ 7）箱体底部（内腔高约 100）用于盛装润滑油，不得渗漏。 （ 8）铸件不得有明显影响强度及外观的夹砂、缩孔、裂 纹等缺陷 12。 （ 9）除安装接触部分外的所有加工面装配后均须涂漆。 箱体结构与受力均较复杂，目前尚无成熟的计算方法。所以，箱体各部分尺寸一般按经验设计公式在七辊牵伸机传动系统装配草图的设计和绘制过程中确定。主要尺寸设计为表 3，详细的尺寸在箱体零件图中。 表 3 箱体主要尺寸（ 符号 名 称 尺 寸 筒轴中心孔水平距 50 筒轴中心孔垂直距 60 轴中心与底座距 72 箱体底座壁厚及肋厚 =30 B 底 座上部凸缘厚度 B=45 盖凸缘厚度 B=45 P 底座下部凸缘厚度 P=50 M 底座加强肋厚度 m=30 脚螺栓直径 0 壁上油孔直径 0 壁上起吊孔直径 30 承盖固螺栓直径 2 精品资料，值得下载学习！ 承座凸出部分油孔 0 承座凸出部分宽度 0 承座螺钉分布圆直径 50 承座凸出部分端面直径 80 N 地脚螺栓数目 n=4 （二）箱体附件的设计 箱 体右侧距底 100设有油面指示器直径 20 的孔，用于安装油面指示器。 五 热、密封系统的设计 （一）润滑方式与润滑系统： 正确地选用润滑方式，润滑系统对保证润滑剂的输送、分配、调节和检查，以及对提高机械设备的工作性能和使用寿命起着重要的作用。 5 选择润滑方式主要考虑下列因素： （ 1）润滑部件的数目及结构特点； （ 2）工作环境； （ 3）润滑剂的类型和需要量以及更换周期； （ 4）发热、传热和散热的状况； （ 5）除润滑以外的其他要求，如起冷却介质、液力介质作用等； （ 6）机器的自动化程 度及对控制的要求。 机械设备中常用的润滑方式及装置有如下几种： （ 1）手工加油（或脂）润滑 （ 2）滴油润滑 （ 3）飞溅（油池）润滑 （ 4）油环或油链润滑 （ 5）油绳、油垫润滑 （ 6）机械强制送油润滑 （ 7）油雾润滑 （ 8）集中润滑 精品资料，值得下载学习！ （ 9）压力循环润滑 其中集中润滑主要用于机械设备中有大量的润滑点或整个车间或工厂的润滑系统。采用集中润滑可以减少维护工作量，提高可靠性。 润滑油或脂均可采用集中润滑。它的装置是通过油泵（或脂泵）将存放在油箱（或脂罐）中的润滑油或脂输送到各管道，再经过分配阀将油或脂定时和定量地分送 到各润滑点。集中润滑可以用手工操作，也可以在调整好的时间内自动配送。润滑油、脂的供给量可用泵直接控制，也可以用装在输送管道中的节流阀来配送。 润滑系统可分为下列几种： （ 1） 循环润滑系统 （ 2） 集中润滑系统 （ 3） 喷雾润滑系统 （ 4） 浸油与飞溅润滑系统 （ 5） 油和脂的消耗系统 对于油雾润滑、集中润滑、循环润滑都要通过润滑系统来实现对润滑剂的输配、调节、冷却、净化和检查等。 此设备采用集中润滑系统。 （ 1） 油箱 油箱用以储存全部润滑油、散热和分离中所含的空气与 杂质。因此，油箱的容量应足以让循环油停留一定时间以便将油中所含的空气分离成为泡沫，并让油中含的水份和杂质沉淀下来。通常的油箱应容纳 3 7 倍于每分钟通过循环系统的 油量 ，大型机械的润滑系统有时取 10 20 倍，对于特别精密机械的润滑系统甚至取 50 倍。 油箱装油后，还应留有一定的空腔以容纳油量的变化，油的热膨