起毛机主传动结构设计【16张图/10000字】【优秀机械毕业设计论文】
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起毛
机主
传动
结构设计
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机械
毕业设计
论文
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文档包括:
说明书一份,32页,10000字左右.
任务书一份.
翻译一份.
图纸共16张:
A0-起毛机总体结构装配图.dwg
A0-主传动部分装配图.dwg
A0-减速器装配图.dwg
A1-减速器的箱体.dwg
A2-大链轮.dwg
A2-大皮带轮.dwg
A3-齿轮1.dwg
A3-齿轮3.dwg
A3-减速器的齿轮1.dwg
A3-减速器的齿轮3.dwg
A3-减速器的输入轴.dwg
A3-输入轴.dwg
A3-小链轮.dwg
A3-小皮带轮.dwg
A4-轴承端盖1.dwg
A4-轴承端盖2.dwg
- 内容简介：
-
毕业 设计 任务书 课 题 ： 起毛机主传动结构设计 专 业 机械设计制造及其自动化 学 生 姓 名 夏 文 胜 班 级 B 机制 024 学 号 0210110425 指 导 教 师 王 宗 荣 专 业 系 主任 发 放 日 期 2006 年 月 6 日 1 一、 设计 内容及要求 1、通过在盐城纺织机械有限公司等单位 实习、调研： 1）了解 纺织机械中 起毛机 的工作原理； 2）了解 起毛机主传动结构 的金加工工艺以及 起毛机主传动结构 装配工艺； 3）了解 起毛机 的 运行情况 。 2、整理各种资料，结合实际，运用所学知识，从 工作原理 、 结构 、装配工艺等 方面对 起毛机主传动结构 进行设计并拟定相应方案，包括 a) 主传动联系尺寸图 ； b) 主传动装配图 ； c) 有关计算、校核 。 3、整理各种资料，结 合实际，运用所学知识对 部件设计 ，包括： a) 部件装配图 ； b) 主要构件零件图 ； c) 其它零件图 ； d) 有关计算、校核 。 二、主要技术指标 1、 主传动结构 应能满足运转要求 ， 保证转动速度 ； 2、机器应运转平稳 ， 工做可靠，结构简单 ； 3、装卸方便，便于维修、调整； 4、 尽量使用通用件，以便降低制造成本； 5、主 传 动轴由电动机拖动， 针辊自转 由两个电机同时拖动。 2 三、 设计依据 钢丝起毛机是纺织后关键处理设备之一 ,主要用于毛料布料的起毛与拉毛 一般是由机架 ,进布辊 ,锡林 ,顺针辊 ,清洁辊 ,叠布机控制系统九部分组成 的因素主要有布速 ,织物张力 ,起毛力 , 清洁辊的清洁效果 . 进布辊 ,锡林 ,顺针辊 ,清洁辊 , 叠布机采用各自独立的马达减速器驱动 ,变频调速 ,以实现布速 ,织物张力 ,起毛力的大范 无围级调速 . 起毛机为通用型起毛机，适用于棉 、 毛 、 化纤和各类机织 、 针 织物的表面起毛。 功能特点： 1 机电一体化程度高，采用触摸屏， 台变频器，实现传动控制。 2 布速，织物张力，起毛辊转速可在大范围内实现无级变速。 3 织物在锡林 上的张力可由前导布辊和中导布辊两处调节，实现多点式起 毛。 4 起毛辊传动采用气动张紧，张力恒定，可调。 5 能够存储 99 条起毛工艺参数。 6 具有故障报警和故障诊断功能 7 具有多台联机起剪联合等机型，各单机间能实现织物张力同步随动。 四 、毕业 设计 物化成果的具体内容及要求 1、毕业 论文 要求 1）论文字数不少于 10000 字； 2）论文按教务处毕业设计（论文）格式规范统一编排、打印。 3) 论文的观点一般应有实际事例、实验数据等佐证。 2、 主传动联系尺寸图 1 张 ；主传动装配图 1 张；部件装配图若干张；其它零件图 若干张。 3、 主传动总装配图 1 张，手工绘制。 4、图纸总量折合成 面在 4 张以上（不含 手工绘制图 ），并且全部用计算机绘制。 3 五 、毕业 设计 进度计划 起讫日期 工作内容 备 注 置任务 下达任务书 查研究，收集资料，熟悉课题， 毕业实习 体设计 ，方案论证 件、零件设计阶段 写说明书 业设计预答辩 改整理毕业设计材料 料评阅 业答辩 料整理装袋 4 六 、主要参考文献： 1、朱龙根 北京 :机械工业出 版社 ,2000. 2、 编辑委员会 北京 :机械工业出版社 ,1995. 3、王之煦 ,许杏根 北京 :机械工业出版社 ,1999. 4、李益民 北京 :机械工业出版社 ,1995. 5、成大先 下册 )化学工业出版社 ,1997. 6、 冯培恩 ,徐合生 ,潘双夏 J20054)： 437、 李益民 北京 ;机械工业出版社 ,1993 8、 郑绥新 ,万海龙 J2004 9、李云 北京 :机械工业出版社 ,1996 10、谢新仓 J19986)： 61、范宴如 J19962)： 2512、 纪合聚 ,李秀珍 ,纪泽锋 非织造布梳理机的结构性能介绍 J , 20042)： 3913、 张务建 ,曾翠霞 ,罗小芹 零点 ” 在 起毛机中的应用 J , 2005,(11)： 59七、其他 外 文 翻 译 专 业 机械设计制造及其自动化 学 生 姓 名 夏 文 胜 班 级 B 机制 024 学 号 0210110425 指 导 教 师 王 宗 荣 1 运动的分析与综合 夏文胜 译 摘 要 : 最简单最有用的机构之一是四杆机构 ， 四杆机构具有一个 自由度 ， 相同的四杆机构，可有不同的形式 ， 机构各构件的加速度影响惯性力，继而影响机器零件的应力、轴承载荷、振动和噪音 。运动学家把运动定义为“研究机构的运动和创建机构的方法”， 已知一个机构，其构成的运动特性将由运动学分析来确定 。 对于运动综合，惯例上有三个任务：函数生成，轨迹生成和运动生成。 关键词 :机构运动特征；运动分析；运动综合 最简单最有用的机构之一是四杆机构，以下论述中的大部分内容集中在讨论连杆机构上，而该程序也适用于更复杂的连杆机构。 我们已经知道四杆机构具有一个自由度。 关于四杆机构，有没有要知道的更 多的有用内容呢？的确是有的！这些包括格拉肖夫准则，变换的概念，死点的位置（分歧点），分支机构，传动角，和他们的运动特征，包括位置、速度和加速度。 四杆机构可具有一种称作曲柄摇杆机构的形式，一种双摇杆机构，一种双曲柄（拉杆）机构，致力于称作哪一种形式的机构，取决于跟机架（固定构件）相连接的两杆的运动范围。曲柄摇杆机构的输入构件，曲柄可旋转 360度并连续转动，而输出构件仅仅作摇动（即摇摆的杆件）。作为一个特例，在平行四杆机构中，输入杆的长度等于输出杆的长度，连接杆的长度和固定杆（机架）的长度，也是相等的。其输入 和输出都可以作整周转动或者转换成称作反平行四边形机构的交叉机构。格拉肖夫准则（定理）表明：如果四杆机构中，任意两杆之间能作连续相对转动，那么，其最长杆长度与最短杆长度之和就小于或等于其余两杆长度之和。 应该注意：相同的四杆机构，可有不同的形式，这取决于哪一根杆被规定为机架（即作固定杆）。运动变换的过程就是固定机构传动链中的不同的杆件以产生不同的机构运动过程。除了具备关于构件回转范围的知识之外，还要具备如何使机构在制造前就能“运转”的良好效果，那将是很有用的。哈登伯格（ 到：“运转”是一 个术语，其意义是传给输出构件的运动的有效性。他意味着运转平稳，其中能在输出构件中产生一个力或扭矩的最大分力是有效的。虽然最终的输出力或扭矩不仅是连杆几何图形的函数，而且一般也是动力或惯性力的结果，那常常是大到如静态勒的几倍。为了分析低速运转或为了易于获得如何能使任一机构“运转”的指数，传动角的概念是非常有用的。在机构运动期间，传动角的值在改变。传动角 0度可发生 2 在特殊位置上。在此特殊位置上输出杆将不运动而与施加到输入杆上的传动角多大无关。事实上，由于运动副摩擦的影响，一般根据实际经验，用比规定值大的传动角去设 计机构。衡量连杆机构传递运动能力的矩阵基础的定义已经研究出来。一个决定性因素的值（它含有对于某个给定机构图形，位置的输出运动变量对输入变量的导数）是该连杆机构在具体位置中的可动性的一个尺度。 如果机构具有一个自由度（例如四杆机构），则规定的一个位置参数，如输入角，就将完全确定该机构休止的位置（忽视分支机构的可能性）。我们可研究一个关于四杆机构构件绝对价位置的分析表达式。当分析若干位置和（或）若干不同机构的时候，这将是比几何图形分析程序要有用的多，因为该表达式将使自动化计算易于编程。实现机构速度分析的相对速度 法即速度多边形是几种有效的方法之一。这端（顶）点代表着机构上所有的点，具有零速度。从该点到速度多边形上的各点划的线代表着该机构上相应各点的绝对速度。一根线连接速度多边形上的任意两点就代表着作为该机构上的两个对应点的相对速度。 另外的方法就是瞬时中心发，即瞬心发，该方法是非常有用的而且常常是在复杂连杆机构分析时较快的方法。瞬心是一个点，该点在那一瞬间，机构上的两个构件之间不存在相对运动。为了找出已知机构某些瞬心的位置，肯尼迪（ 中心理论就非常有用。它是说：彼此相对运动的三个物体的三个瞬心必定是 在一直线上。 机构各构件的加速度是令人感兴趣的，因为它影响惯性力，继而影响机器零件的应力、轴承载荷、振动和噪音。由于最终的目的是机器和机构惯性力的分析，所有加速度的各分量都应一次性地画在同一坐标系中 机构的固定构件的惯性坐标系中表示出来。 应注意的是，相对于固定回转副的回转刚体上的一点加速度分量通常有两个。一个分力方向切于该点的轨迹，其指向与该物体的角加速度方向相同，并被称为切向加速度。它的存在完全是由于角加速度的变化率引起的。另一个分量，总指向物体的回转中心，被称为标准的向心加速度，这个分量有于速度矢量 的方向发生改变而存在。 机构是形成许多机械装置的基本几何结构单元，这些机械装置包括自动包装机、打印机、机械玩具、纺织机械和其他机械等。典型的机构要设计成使刚性构件相对基准构件产生所希望的运动。机构的运动设计即运动的综合，第一步常常是先设计整部机器。当考虑受力时，要提出动力学方面的问题，轴承的载荷、应力、润滑等类似的问题，而较大的问题是机器结构问题。 3 运动学家 把 运动定义为“研究机构的运动和创建机构的方法”。这个定义的第一部分就涉及运动学分析。已知一个机构，其构成的运动特性将由运动学分析来确定。叙述运动分析的任 务包含机构的主要尺寸、构件间的相互连接和输入运动的技术特性或驱动方法。目的是要找出位移、速度、加速度、冲击或跳动（二阶加速度），和可能发生的各构件的高阶加速度以及所描述轨迹和由某些构件来实现的运动。定义的第二部分可用以下两方面来解释： 1. 研究借助机构来产生给定运动的方法。 2. 研究建造能产生给定运动机构的方法，在两个方案中，运动是给定的而机构是创建的。这就是运动综合的本质。这样运动综合涉及到为给定性能的机构的系统设计。运动综合方面又可归结为以下两类： 1. 类型综合。规定所要求的性能，怎样一种类型的机 构才是合适的？（齿轮系，连杆机构？还是凸轮机构？）而机构应有多少构件？需要多少自由度？怎样的轮廓结构才是所希望的？等等。关于连杆数目和自由度的考虑通常被认为是类型中被称为数量综合的一个分支领域。 2. 尺寸综合。运动综合的第二个主要类型是通过目标法来确定的最佳方法。尺寸综合试图确定机构的重要尺寸和启动位置，该机构是为着实现规定的任务和预期的性能而事先设置的。 所谓重要的尺寸意思是指关于两杆、三杆等的长度或杆间距离，构件数和轴间的角度，凸轮的轮廓尺寸，凸轮随动件的直径，偏心距，齿轮配额等等。预想机构类型可能是 曲柄滑块机构、四杆机构，带盘型从动件凸轮机构，或者是以拓扑学方法而非因次分析法所确定的具有某种结构形状更为复杂的连杆机构。对于运动综合，惯例上有三个任务：函数生成，轨迹生成和运动生成。 在函数生成机构中输入和输出构件的转动或移动必须是相互关联的。对于一个任意函数 y=f(x)，一个运动综合的任务可能是设计一个连杆机构使输入和输出建立起关系以便使得在 x0x 的范围内输入按 x 运动，而输出按 y=f(x)运动。在输入和输出件回转运动的情况下，转角 和 分别是 x和 输入件回转到一个独立 一个“黑箱”的机构中，使输出构件转到相对应的由函数 y=f(x)决定的数值上。这可被认为机械模拟计算机的最简单的情形。各种不同的机构都可以包含在这个“黑箱”中，然而对于任意函数的无误差生成，四杆机构是无能为力的，仅仅可能在有限精度内与之相匹配。它广泛用于工业上，因为四杆机构在构件和维修 4 都是简单的。 在轨迹生成机构中，在“浮动杆”上一个点要描画一条相对于一个固定坐标系确定的轨迹。如果该轨迹点既要与时间相关又要与位置相关，该任务被称之为预定周期的轨迹生成。轨迹生成机构的一个例子就是设计来投掷棒球或网球的四杆机构。 在这种情况下，点 预定的位置捡起一个球，并在预定的时间周期内沿着预定的径迹把球传出去，能达到合适的速度和方向。 机械装置设计中有着许多情形，在这些情形中既要导引刚体通过一系列规定的、受限制的独立位置，又要在减少受限制而且独立的位置的数目时，对运动体的速度和（或）加速度加以约束，那是必要的。运动生成或减少刚体导引机构要求：一个完整的物体要被导引通过一预定的运动序列。作为被导引的物体通常是“浮动构件”的一部分，那不仅是预定点 是通过该点并嵌入该物体内的线的转动。例如，该线可能代表自动 化机械中的一个载体，那是在载体件上的一个点具有一个预定的轨迹而该载体件又具有一个预定的角度防卫。预定方式装料机的吊斗的运动是运动生成机构的另一个例子。吊斗端的轨迹是有极限的。因为其端口必须实现挖掘的运动轨迹，紧跟着要实现提升和倾泻的轨迹。吊斗的角度方位对保证斗中物料从正确的位置倾泻（倒）同样是重要的。 5 I of is A of be a of of a is of of on in in of a A of of of a of be by ne of is of on to We a of to of of a or a or a on of of to of a 60,(or As a of of of or a an s of if is to be be a on is as or is of 6 of a to of a in of of of it be to a of a is a is to it in a is to a or in an or is a of of is of or as as of or an of in A at a on of a is to In to in of is to of a of a to of a of to an a is a of of in a If a of a as of of of We an of a be a a of or a of be or of a of a is of on to on of on A 7 on on is or is a in An or is a at is no of a at In to of of a s of is It of to a of of a is of of on in in of a is of be in of of of in of of a on a a to of in of of is is to of of is or is to of of A is to a of a to a of is in of a of of A of of of of 8 a of be by of of of of of or of is to or of as as by In in we of a of be in 1. of of a by of 2. of of a In is is to be is of of a of be 1. of be (of is so of of to as of a of 2. of is by of to of a of a or on so so A of be a a a or a of a 9 In or of be an y=f(x), a be to a to by x, by y=f(x) x0x. In of of of x y is to a of x, in a “to to of y=f(x). be as a of a A of be is of of an at a of It is in to In a on a “is to a to a of If to be or is An of is a to a or In of p be as to up a at a to a a is of in it is to a a of or to on or of at a or an be a to be is a of a of is of a p of a in a in an a 10 a o is of of of is a by a a of to is 盐城工学院毕业设计说明书 2006 起毛机主传动结构设计 摘 要 ： 本课题 是在对国内外的起毛机广泛调研的基础上，对其结构、电气、传动等做了许多改进性设计。 目 前使用较广泛的国产 毛机由单台电机作拖动动力源，各传动部分由机械联接协同运行。该类起毛机工作稳定，维修简单，但产量低，改变工艺困难，难以获得高质量的起绒效果。 起毛机的主传动结构设计，尤其对其中的带传动与链传动做了详细地设计与校核。对主传动中的减速器做了创新性设计，达到了预期的目的，对起毛机的改进和发展做了一定的探索。 本课题的传动部分，较传统的传动结构，做了一定的改进，就是改变了过 去那种 传动方式 ，通过 采用 行星轮系这种结构，很好的实现了较大的传动比。 通过本次设计，我对传动部分的全过程有了清醒而直观的认识，了解了起毛机的工作原理，对轴、链轮、带轮等主要零件的设计及精度的 确定具备了一定的经验知识，能够正确地选取标准零件的结构及尺寸 。由于知识及实践经验的缺乏，在设计过程中，尚存在许多不足之处，尤其是减速器的体积、效果等方面，有待以后的工作、学习中改进。 关键词 ： 起毛机 ； 结构设计 ； 主传动设计；减速器设计 盐城工学院毕业设计说明书 2006 is on of at 301 is is by of of of of in of is of in of of in to of of I of of as of to of of of I of of of I to do in in my 盐城工学院毕业设计说明书 2006 目 录 1 前言 1 2 概述 2 题的国内外现状 2 究的价值 2 究的主要物化成果 2 3 总体方案论证 3 知技术参数 3 构方案的确定 3 4 主传动部分的设计 4 计总述 4 动机的选择 4 带轮的设计 5 轮的设计 8 10 16 速器箱体的设计 22 5 装配图与传动路线 26 配图 26 动路线 28 6 总结 29 参考文献 30 致谢 31 附录 32 盐城工学院毕业设计说明书 2006 1 1 前言 本 课题研究的对象是，在纺织机械的起毛机中，如何 由 电动机通过传动部分，使起毛机获得 不同的绒毛风格和高质量的起绒效果。 随着社会经济的发展，生活水平的提高，人们对穿着的要求越来越高，这就要求纺织行业能够开发出 更 好的纺织机械，以满足人们的需要。 本课题来源于盐城市纺织机械有限公司的生产实践。通过开发新产品，淘汰旧产品，使之成为符合加工要求的产品，不断提高市场竞争力。本设计就是从改变起毛机的传统传动结构入手，使用新的传动方法，这样做不但能满足加工要求 ,而且从经济性方面考虑也时可行的。在设计主传动部分时 ,提 出了一些具体的要求： a. 传动设计要紧凑，且输出轴的方向须达到要求，输出转速要满足织物起毛的速度要求。 b. 减速器的传动轴及传动齿轮，需要进行刚度、强度的校核。 c. 主传动部分应该运转平稳，工作可靠，结构尽量简单。 在老师的指导下，首先进行了方案的论证。经过讨论与研究，初步确定了该 机器的传动方案，主要采用带传动与链传动，通过中间的减速器来传递运动，来实现轴与轴之间的动力和功率的传递。根据老师提供的原始数据，进行了详细而认真地分析，然后根据分析的结果，开始查手册确定各输出轴的转速和方向，计算各根轴的轴向力、径向力、 圆周力以及运转功率和转矩等。进而绘制传动结构的运动简图，分配各级传动比，接下来进行齿轮和轴 的 设计与校核。然后进行总体结构的设计，包括零件与零件之间的位置关系和配合关系，确保能够将零件装配成功。最后进行手工绘图，上机绘图，完善结构。 该传动部分改变了传统的传动方法，用行星轮系减速器取代传统的机械传动，有很大的经济性和实用性。其最大的优点是：能保持起毛机 针辊运转的连续、均匀与平稳 ，而且能满足织物运转的速度要求。这是本课题创新的地方，在加工技术上也有很大的改进，经济性和实用性非常强，将具有很大的开发市场。 起毛机主传动结构设计 2 2 概述 课题的国内外现状 鉴于目 前国内外绝大部分钢丝起毛机系复作用式针辊起毛机。国际上自1886，这种复作用式针辊起毛机问世以后，经历了一百多年的使用和改进，虽然在传动结构、便利操作、控制功能和人机工程学等方面均有了很多改进和提高，但在其基木原理、技术设计和起毛部分排列结构上均没有大的变动。 而且目 前使用较广泛的国产 毛机由单台电机作拖动动力源，各传动部分由机械联接协同运行。该类起毛机工作稳定，结构简单，维修简单，但产量低，起梳毛率不易调节，改变工艺困难，难以获 得不同的绒毛风格和高质量的起绒效果。 起毛率取决于在起毛辊与织物的接触点上各速度合成迭加后，针布与织物相对位移的方向和瞬时速率。方向相反，速率越大，起毛率越高。显然起毛率的高低将影响起绒的质量、产量和风格。采用单台电机作传动动力的起毛机各部分的速度无法调节，如采用机械方式在小范围作些徽调，起毛风格和产量、质量的控制范围也十分狭窄 度独立可调的方案。 本课题研究的主要内容，主要是如何通过电机控制实现起毛机针 辊 的连续转动，来获得不同的绒毛风 格和高质量的起绒效果。 研究的价值 通过对起毛机主传动结构的设计，实现由电动机的输出转动，通过齿轮、链轮与减速器速度地改变，转变为起毛机 针 辊 的连续公转与自转，并且 针 辊 的转动必须平稳、均匀。 针 辊 的长度较长，直径较大，为了实现 针 辊 的平稳、匀速转动，需要在 针 辊 两端的底部，分别用电动机通过带轮带动 针 辊 的自转。 故在电动机通过带轮带动 针 辊 主轴转动的同时，另外两台电动机通过带轮带动 针 辊 自转。最终实现织物的传输速度为 20到 60 米 /秒。 研究的主要物化成果 研究的主要物化成果简述如下： a毕业设计说明书 一份（不少于 10000 字）。 b主传动联系尺寸图 1 张 ；主传动装配图 1 张；部件装配图若干张；其它零件图若干张。 c 主传动总装配图 1 张，手工绘制。 d图纸总量折合成 面在 4 张以上（不含 手工绘制图 ），并且全部用计算机绘制 。 盐城工学院毕业设计说明书 2006 3 3 总体方案论证 本课题研究的对象为：起毛机主传动结构设计，主要完成由电动机到 针 辊 的转动。 设计的重点与难点是：如何确保 针 辊 转动的连续、快速与均匀，包括公转和自转，所以电动机输出的转速与各级传动的转速都应该考虑好。每个轮与轴的转速都不同，所以每一步确定的转速都要合理，以确 保达到设计要求。 知技术参数 紧边的张紧力 7500N 松边的张紧力 200N 针 辊 总直径 D = 1.3 m 织物通过针辊的速度 20 60 m/构方案的确定 本传动方案由电动机通过带传动，连入减速器的输入轴，再由减速器的输出轴通过链传动，连接到带动 针 辊 的主轴上，以实现针 辊 的连续、平稳与均匀转动。 同时 ，连接在针 辊 主轴上的大链轮处于整个主传动箱体的中心位置，其余的减速器与电动机的位置需要安排好，而且还要把位置固定好。 另外，本传动方案的减速器传动比较大，需额外设计，考虑到蜗杆 蜗轮减速器的方向不好处理，而且用传统的机械 协同 联结来传动，有其弊端，故采用行星轮系减速器。 针 辊 在饶主轴公转的同时，还 要 自转，所以需要在传动箱的底部另安装一 台 电动机，通过带传动， 来 实现针 辊 的自转。 起毛机主传动结构设计 4 4 主传动部分的设计与 校核 计总述 已知针辊总直径 D=1.3 m，则周长 C = D （ 4 = 。 已知针物速度为 20 60 m/则针辊的公转速度为 5 20 r/ 由于小皮带轮转速为 1460 r/链传动比 为 23108= 参考文献 169页，查表 A = 考文献 169页，由式（ 4 （ 4 得 = 11 12.1 1n= 1460 r/考文献 171页，查图 带 参考文献 171页，查图 161页，表 选择带轮直径： 1212 2250 214 = 212250= 以 大 带轮转速2n= 11237.3 r/ 由于针辊的公转速度即大链轮的速度为 5 20 r/小链轮的转速为 94 r/以 减速器的传动比范围为 - 考虑到机器的生产效率 ,考虑到转速越低 ， 扭矩越大等 ,取针辊的正常运转速度 v = 40 m/即 n = 10 r/以 大链轮的转速为 10 r/小链轮转速为 47 r/ 因为小带轮的转速为 1460 r/所以 大带轮的转速为 :1237.3 r/ 整个 减速器的传动比为 际针辊的公转速度即大链轮的速度为 r/链轮转速为 47.6 r/ 电动机的选择 由 7500 N 得，0P= 7500N 040= 5 参考文献 398表 11 一对）轴承 ， 轮 ， ， 。 由 0P= 23齿轮轴承链带 P（ 4 5 = P 23 盐城工学院毕业设计说明书 2006 5 得 P = 6.4 据工程实际情况，选取电动机的功率一般要比计算出的功率大 %30 %50 ，故选择 主电动机 160电P= 11 n 1M = 1460 r/ 皮带轮的设计与校核 1 选择 1） 、 确定计算功率 4计算得 ， 12.1 2） 、 选择 按 n= 1460 r/ 参考文献 171页，查图 选 带 。 2 确定12、 选择带轮直径 参考文献 171页，参图 161页，表 选择带轮直径： 212 d 2d = 250 ） 、 计算实际传动比 212250= ） 、 验算带速 参考文献 164页，由式（ 4 = 1160 1000得 ， （ 4 = 1160 1000= 212 146060 1000= 16.2 m/s， 符合要求。 4）、验算带轮的转速 1n= 1460 r/n= 11237.3 r/许） 。 3 确定中心距 a 和带长初选中心距0170页，由式（ ， ( 1 2 0a2( 1 2 （ 4 得 (212 +250 )0a2 (212 +250 ) a930， 取0a= 590 2） 、 求带的计算基准长度0170页，由式（ 得 0L= 02a+ 2(12+ 2210()4 （ 4 起毛机主传动结构设计 6 = 2 590 + (212+250)2+ 2(250 212)4 590= 1906 考文献 160页，查表 2000 3） 、 计算中心距 a 参考文献 170页，由式（ a = 0a+ 02 4 得 a = 590 + 2000 19062= 637 4） 、 确定中心距调整范围 参考文献 172页，由式（ 4， 得 a x （ 4 6 0 72 0 0 00 1 70 1 i n （ 4 4 验算小带轮包角1参考文献 165页，由式（ 4得 ， 00211 1 8 0 6 0 （ 4 002 5 0 2 1 21 8 0 6 0637 = 00 120176 小带轮的包角符合 要求 。 5 确定 z 1） 、 确定额定功率0P由 212 1n = 1460 r/考文献 168页，查表 单根 B 型 ,额定功率0P= 5.4 2） 、 确定 z 参考文献 173页，由式（ z)( 00 （ 4 参考文献 168页，查表 k= 1， 参考文献 160页，查表 故 ( 取 z = 4 根 。 盐城工学院毕业设计说明书 2006 7 6 计算单根 0参考文献 159页，查表 q = m 参考文献 174页，由式（ ， 2)0 0 （ 4 = 1 = 7 计算对轴的压力 参考文献 160页，由式（ 4得 ， 20 4 = = 1476 N 8 确定带轮的结构尺寸 ,绘制带轮的零件 图 由于 212 d 2d = 250 以大小带轮均采用孔板式结构 ,其 零件 图如图 4 4 图 4皮带轮零件图 起毛机主传动结构设计 8 图 4 皮带轮零件图 链轮的设计与校核 1 选择链轮的齿数 小链轮的齿数 = 23 大链轮的齿数 = 108 传动比 链i= 23108= 初定中心距 020 p 3 确定链节数192页，由式（ 5得 ， 2120210 )2(22 p （ 4 = 2)2 23108(202 10823202 p= 故取114(偶数 )。 4 计算功率 2006 9 由 7500 N 得 ，0P= 7500N 040= 5 考文献 193页，查表 = 参考文献 194页，查表 = 参考文献 194页，查表 = 线性插值） ， 参考文献 194页，查表 排） ， 参考文献 193页，由式（ ， K（ 4 = = 3 选定链条型号，确定链节距 p 根据1n， 考文献 191页，查图 ， 选双排 12A 型滚子链， p = 6 验算链速 参考文献 188页，由式（ 5， v = 100060 11 4 = 100060 = m/s 7 确定中心距 a a = 20p = = 381 计算对轴的压 力 参考文献 195页，由式（ 5， （ 4 = = 9 结构设计 由于 1d = 139.9 2d = 小链轮选用实心式 ， 大 链轮选用孔板式 ， 零件图如图 4 4 起毛机主传动结构设计 10 图 4链 轮零件图 减速器齿轮的设计与校核 1 选择齿轮材料、热处理方法、精度等级、齿数 1z 、 2z 、3z、 4z 及齿宽系数d考虑到该减速器功率不大，故所有四个齿轮都选用 45 钢，齿面硬度为220于软齿面闭式传动，载荷 平稳，齿轮速度不高，初选 8级精度，各个齿轮数分别为 1z 35， 35,26,25432 齿宽系数 8.0d。 考虑到该减速器传动比较大，故可以采用行星轮系减速器。参考文献 2177 页，如图 4构 简图 : 其传动比为 26353525)1(31422414114 zz 由于 04 w ，故得 263535251盐城工学院毕业设计说明书 2006 11 26263535251111 链 轮零件图 所以整个减速器的传动比为：减i= 26； 小链轮转速为 :6 = 47.6 r/ 大链轮转速为 : r/ 即 针辊的运转速度为： r/. 按齿面接触疲劳强度设计 参考文献 1118 页， 由式 （ 6， 211 )(1 （ 4 1）、确定公式中各参数 t 试选 载荷系数 1.5 T 由 161 1055.9 （ 4 起毛机主传动结构设计 12 得 461 3 7 图 4星轮 系 减速器 结构 简图 Z 参考文献 1117 页， 查表 ， 2 按齿面硬度 ，参考文献 1110页， 查 图 , = 60 10 300 8 = 109 N1 u = 109 109 1108 页， 查图 1 2 1H ， 2H 取安全系数 = 1 则 1l i i 2） 、 设计计算 1 盐城工学院毕业设计说明书 2006 13 69) 242 mm v 23769100060 11 m/s 参考文献 1112 页， 查表 使用系数 = 考文献 1114 页， 查图 动载系数考文献 1115 页， 查图 K= 考文献 1112 页，由式（ ，得 A（ 4 = = d 参考文献 1120 页，由式（ ， 得 322 （ 4 = 3 = 72.3 ） 、 计算齿轮传动的模数 m 按标准模数 取 m = 4 于齿轮 3,4， 同理 ,不再重复计算 参考文献 1120 页， 由式 (6， 32 112 （ 4 1） 、 确定公式中个参数值 ， 2 参考文献 1111 页， 查图 取,1109 页， 查图 取1 起毛机主传动结构设计 14 1F ， 2F 取弯曲疲劳安全系数 = 应力修正系数 由参考文献 1107 页， 由式 (6得， l i （ 4 = = 273.4 l i （ 4 = = 献 1120 页， 查表 1 2 1 21 11 2 22F Y，并加以比较取其中较大值代入公式计算 111 2 . 4 5 1 . 6 5 0 . 0 1 4 82 7 3 . 4F a S 222 2 . 6 2 1 . 5 9 0 . 0 1 4 12 9 4 . 8 6F a S 大齿轮的数值 较 大，应按大齿轮校核齿跟弯曲疲劳强度 2） 、 校核计算 411232 1 . 7 2 5 6 . 4 8 1 0 2 . 4 5 1 . 6 5 2 8 . 2 40 . 8 2 5 4F a 所以 齿轮弯曲疲劳强度足够 。 4. 齿轮结构设计及绘制零件图 由 351 z , 35,26,25432 m = 4 1） 、 计算分度圆直径 40,104,100,140 431 2） 、 计算中心距 a 3412 122,120 所以对齿轮 3， 4 采用正传 动 : 其参数为 4,1 1 2,1 0 4 333 盐城工学院毕业设计说明书 2006 15 30,148,140 444 3） 、 全齿高 h h = = 9 4） 、 齿轮 3， 4的齿厚342135 页，由表 5 234 （ 4 = 2 = 5） 、 齿轮 1， 2的计算 对齿轮 1， 2采用变位传动 : 参考文献 2150 页，由式 （ 5， （ 4 得 )co = )122 20c o rc c o s(0 = 参考文献 2150 页，由式 (5， ta n)(22121（ 4 代入计算得 取 1 参考文献 2151 页，由式（ 5， *11 )( （ 4 = 70 5 + 66.2 mm *22 )( （ 4 = 50 5 + 45.8 考文献 2151 页，由式（ 5， 21 （ 4 = 122 - 1 = 75.2 mm 12 （ 4 = 122 - 1 = 54.8 参考文献 2149 页，由式（ 5， 起毛机主传动结构设计 16 齿厚 ta 1 （ 4 = = ta 2 = = ） 、 计算 齿宽 d ，取 01 ； 105(12 ，取 52 41 0 ，取 54 ； 105(43 ，取 03 7） 、 绘制零件 工作 图 由于 齿轮直径较小，均采用实心式结构。 变位传动齿轮 1与正传动 齿轮 3的零件图如 图 4示， 其余略。 图 4减 速器的齿轮 1 减速器轴的设计与校核 1 减速器的输入轴的设计 1）、最小轴径的确定 减速器的输入轴 结构，如图 4 盐城工学院毕业设计说明书 2006 17 图 4减速器的齿轮 3 图 4减速器的输入轴 45钢调质处理， 参考文献 1292页， 查表 定轴的 C = 105 得 3（ 4 = 3 = 起毛机主传动结构设计 18 因为 轴段装大带轮的直径为最小直径，故取0d 2）、确定轴的运动和动力参数 参考文献 398表 11 轮 （ 8级精度）， 承 （一对）， ， 故 1 齿轮链轴承 61 3）、确定各段轴的直径 直径为 ，长度为 80 右端安装齿轮，其直径也为 ，长度也为 80 直径为 ，长度为 45 承的内径也就是轴的直径为 ，安装轴承的长度为 16 0 径为 ； 承外部需要安装轴承端盖， 安装轴承端盖段轴的 直径为 ，长度为 35 2. 减速器的输入轴的校核 1） 、 求轴上载荷 齿轮的分度圆直径 1 140d 考文献 1125 页，由式（ 6， 圆周力 41112 2 4 . 7 1 0 671140 （ 4 径向力 11 t a n 2 1 8 N （ 4 直齿圆柱齿轮没有轴向力 大带轮包角 02 ，单根 带轮对轴的压力 02201 8 3 . 62 s i n 2 4 1 8 4 . 6 s i n 1 4 6 4 . 622QF z F N c. 求 支反力 参见图 4右支点间距离 ：2 16( 5 0 2 ) 6 62L m m m m 带轮距左支点距离 ：1 8 0 1 63 5 8 322L m m 盐城工学院毕业设计说明书 2006 19 齿 轮 距右支点距离 ：3 8 0 1 63 5 8 322L m m 左支点水平面支反力 ： 0， 02 1 2 1 2 1 3s i n 4 6 ( )Q N H L F L F L 1 1343支点水平面支反力 ： 0， 01 2 3 2 1 2 2( ) s i n 4 6t Q N L F L F L 2 297支点垂直面支反力 ： 0， 02 1 2 1 2 1 3c o s 4 6 ( )Q N H L F L F L 1 2206支点垂直面支反力 ： 0， 02 1 1 3 2 2 2c o s 4 6 ( )Q r N F L L F L 2 889） 、 绘制 弯矩 图 和扭矩 图 截面 1 1 1 4 6 9831 3 4 311截面 183098832206111 132461149889)( 2122截面 H 214 360183 098111 469 222 121 H 173 211132 461111 469 222 222 轴的弯矩和扭矩图如图 4 3）、弯扭合成强度校核 通 常只校核轴上受最大弯矩和扭矩的截面强度，也就是危险截面 截面 虑启动、停机的影响，扭矩为脉动循环变应力，取 参考文献 2149 页，由式（ 11， 2121 )( （ 4 = 22 )14360 = 216207 截面 216207 3 3 . 7 80 . 1 4 0a 强度校核： 45钢调质处理，参考文献 1288 页，查表 1 扭合成强度满足要求 4）、疲劳强度安全系数校核 截面 由于配合及键槽引起的应力集中在该轴段的两端，故不必校核。 截面 处应力接近最大，应力集中，为危险截面，截面 的左右两侧均需校核。 起毛机主传动结构设计 20 图 4的弯矩和扭矩图 的左侧强度校核 抗弯截面系数： 3 3 30 . 1 0 . 1 4 0 6 4 0 0W d m m 抗扭截面系数： 3 3 30 . 2 0 . 2 4 0 1 2 8 0 0TW d m m 截面 左侧的弯矩： 1110548343214360截面上的弯曲应力： 111054 1 7 . 3 26400 截面上的扭转切应力：1 47000 3 . 6 712800 平均应力：弯曲正应力为对称循环弯应力， m a x m 扭转切应力为脉动循环变应力， m a x m i n 3 . 6 7 1 . 8 422P 即 0m ， 应力幅： m a x m i ， 1 7 m a x m i ， 材料的力学性能： 45钢调质，参考文献 1288 页，查表 盐城工学院毕业设计说明书 2006 21 得 640，1 275 ，1 155 轴肩理论应力集中系数： 2 0 40， 45 1 540参考文献 1427 页，查附表 经线性插值计算得， 2.0 ， 材料的敏性系数： r = 2.0 40 参考文献 129 页，查图 得 ， 有效应力集中系数： 1 ( 1 ) 1 0 . 8 2 ( 2 . 0 1 ) 1 . 8 2 1 ( 1 ) 1 0 . 8 5 ( 1 . 3 0 1 ) 1 . 2 6 尺寸及截面形状系数：由 h = 5 mm,d = 40 参考文献 130 页，查图 扭转剪切尺寸系数：由 D = 40 参考文 献 130 页，查图 表面质量系数：轴按磨削加工，由 640， 参考文献 131 页，查图 0 表面强化系数：轴未经过表面强化处理 1q 疲劳强度综合影响系数： 1 1 . 8 2 11 1 2 . 4 50 . 7 7 0 . 9 2 1 1 . 6 2 11 1 1 . 5 50 . 8 6 0 . 9 2 等效系数： 45钢：取 , 仅有弯曲正应力时的计算安全系数： 1 275 6 . 4 82 . 4 5 1 7 . 3 2 0 . 1 0k 仅有扭转切应力时的计算安全系数： 1 155 5 2 . 6 51 . 5 5 1 . 8 4 0 . 5 5 1 . 8 4k 弯扭联合作用下的计算安全系数：2 2 2 26 . 4 8 5 2 . 6 5 6 . 4 36 . 4 8 5 2 . 6 5 设计安全系数 ：材料均匀，载荷与应力计算准确时：取 S = 劳强度安全系数校核： , 故左侧疲劳强度合格 的右侧强度校核 抗弯截面系数： 3 3 30 . 1 0 . 1 4 5 9 1 1 2 . 5W d m m 抗扭截面系数： 3 3 30 . 2 0 . 2 4 5 1 8 2 2 5W d m m 起毛机主传动结构设计 22 截面 左侧的弯矩： 1110548343214360截面上的弯曲应力： M P 121 1 10 5 4 截面上的扭转切应力： M P 2 2 54 7 0 0 0 平均应力：弯曲正应力为对称循环弯应力， m a x m 扭转切应力为脉 动循环变应力， M P m i nm a x 即 0m ， 应力幅： m a x m i ， m a x m i ， 材料的力学性能： 45钢调质，参考文献 1288 页，查表 640 ， 1 275 ， 1 155 轴肩理论应力集中系数： 2 0 40， 45 1 540参考文献 1427 页，查附表 经线性插值计算得， 2.0 ， k= 3，k= k= 3 = 劳强度综合影响系数： 751 仅有扭转切应力时的计算安全系数： 551 盐城工学院毕业设计说明书 2006 23 弯扭联合作用下的计算安全系数：222 设计安全系数 ： 取 S = 劳强度安全系数校核： ，故右侧疲劳强度合格 5） 、 静强度安全系数校核 该设备无过大的瞬时过载和严重的应力循环不对称，无需静强度校核。 6） 、 绘制轴的零件工作图 轴的零件工作图如附图 4 所示 ， 其余轴的设计与校核，与此类似，不 再 重复计算。 减速器箱体的设计 通过对起毛机主传动过程的结构设计，能够实现起毛机的正常 工作要求。但是本课题中的减速器，不是传统机械传动中使用的减速器，而是专门为起毛机配备的行星轮系减速器，需要专门设计、制造。这就要求公司为减速器的生产，必须另外配备一条生产线。这也是本设计的创新之处。 提到减速器，它的箱体是必不可少的。因为减速器的箱体是铸件，尺寸要求与加工精度同样不能少。这就需要对箱体的尺寸进行设计，以确保起毛机能正常工作，而且不影响传动箱的结构，总体结构看上去能 合理、 美观。 本课题的减速器的箱体，如图 4示： 图 4速器的箱体 起毛机主传动结构设计 24 1）、内部宽度的确 定 首先从内部入手，因为 各个齿轮数分别为 1z 35， 35,26,25432 度圆直径分别为 40,104,100,140431 ，齿轮中心距为223412 ，所以箱体内壁的宽度必须确保行星轮系的正常运转，而且齿轮顶部与箱体内壁之间必须留有一定的间隙。这个行星轮系减速器，取齿轮顶部到箱体内壁的距离为 20 加上齿轮的中心距 122 6 所以箱体内壁的总宽度为 376 2）、内部长度的确定 箱体内部的长度，有行星轮的 传动 轴 B 的长度确定。为了减小减速器的体积，应该尽可能地缩短轴 B 的长度。为了保证装载这跟轴上的两个齿轮 2、 3 在围绕齿轮 1、 4公转的同时，还要自转，故需要用两个轴承支撑起轴 B。轴 B 的长度，加上两端圆螺母的厚度，总长度为 313 侧圆螺母与箱体内壁的间隙为 14侧由于要安装轴承，为了防止轴承的轴向移动，需要在轴承外侧加上轴承端盖，轴承端盖四周要用四个 螺栓，这样，齿轮 1 与螺栓的距离为 5螺母与箱体内壁的距离为 18 以箱体内壁 的长度为 339 3）、内部深度的确定 减速器要正常运转，需要有润滑油，所以需要在箱体的底部加上润滑油，润滑油的深度以浸 没 轮齿 高度 的 2/3为准，润滑油的高度为 40此，箱体的 平均 深度 约 为 228 4）、内部其它尺寸的确定 箱体内部的左侧，要安装轴承端盖，所以凸缘的直径不小于 130 面要安装轴径为 50 7010 C 型角接触球轴承，轴承的外径为 80 轴承之间须有凸起的部分，以防止轴承的轴向移动，其孔径为 73 箱体内部的右侧，通过 4跟 齿轮 4固定在箱体的内部，箱体内部防止轴承的轴向移动的孔径为 68
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