起毛机主传动结构设计说明书

南通职业大学毕业设计（论文）课 题： 起毛机主传动结构设计系 科： 机 械 工 程 系 专 业： 机械制造及其自动化 班 级： 姓 名： 学 号: 指导教师： 完成日期： 起毛机主传动结构设计2南通职业大学 08 届毕业设计（论文）任务书学生姓名 傅有国 所学专业机械制造及 其自动化班 级机制 054D (数控)课题名称 起毛机主传动结构设计工作内容应完成的设计内容、论文内容）1. 通过在纺织机械厂的调查与研究：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，包括 a) 主传动装配图；b) 部件装配图；c) 主要构件零件图，d) 其它零件图，e) 有关计算、校核。3. 技术要求4. 毕业论文要求工作要求设计应达到的性能、指标，论文质量要求）技术要求: 1）起毛机应能满足加工要求，保证加工精度；2）起毛机应运转平稳，工作可靠，结构简单；3）起毛紧边张力达到1500N，松边张力达到 1000N；4）尽量使用通用件，以便降低制造成本；5）各动力单元分别由电机拖动，可单独控制；6）装卸方便，便于维修、调整。毕业论文要求: 1）论文字数不少于 10000 字；2）论文按毕业设计（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。主要参 考 资 料1 徐锦康.机械设计M.北京：高等教育出版社，2004.2 沈世德.机械原理M.北京：机械工业出版社，2002.3 王旭，王积萍.机械设计课程设计M. 北京：机械工业出版社，2003.4 钱志峰，刘苏.工程图学基础教程M.北京：科学出版社，2001.5 吉卫喜.机械制造技术M.北京：机械工业出版社,2001. 6 王伯平.互换性与测量技术基础M.北京：机械工业出版社，2003.7 朱龙根.简明机械零件设计手册.北京:机械工业出版社,2000.8 王之煦，许杏根.简明机械设计手册.北京:机械工业出版社,1999.9 谢新仓.钢丝起毛机的机电一体化技术J.染整技术,1998-12,(6)：6-710 编辑委员会.现代机械传动手册.北京:机械工业出版社,1995.11 MA Zhen-gui, JIA Shun-hua. Working principle and technology discussion of steel needle raising machineJ.Journal of China Textile University , 1991, 17(3)：65-69.工作进 度求要07.11.06-11.10 布置任务;07.11.11-11.30 调查研究，收集资料，熟悉课题;07.12.1-12.30 总体设计,方案论证;08.1.1-2.10 部件零件设计;08.2.11-3.20 编写说明书; 08.3.21-4.25 修改整理毕业设计材料;08.5 加强巩固及答辩.课题组其他成员指导教师（签名）教研室主任（签名）部门批准（盖章）签发日期注：本任务书一式三份，由指导教师填写，教研室主任审核，系部批准后下发；学生、指导教师、系部各一份。 起毛机主传动结构设计4起毛机主传动结构设计摘要本课题是在目前使用较广泛的国产 M301 起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。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The Structure Design of Main Transmission of Teasing MachineAbstractThe problem is to move the driving force source in using broader domestic M301 wool card to drag from Shan electric motor work at present , every drive part cooperates and work from machinery linkup. Owe a kind wool card job stability , keep the simplicity, but output in repair low , change handicraft difficulty, be difficult to gain height mass raising effect.Through the design of teasing machine, the overall processes of the transmission system have been clearly and directly known. Meanwhile, I acquaint with operating principle of teasing machine, the main parts of which such as axis, chain pulley and band pulley have been acquired lots of experience about their design and precision. Also I have learnt to select the structure and sizes of standard parts. However, because of lack of practical experience, I discover lots of deficiencies during the design of bulk and results of the retarder. Therefore, I will try to do better in the future in my work.Key words：teasing machine; structure design; main transmission design; retarder design 起毛机主传动结构设计6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。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是可行的。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。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。但是如何能确定其传动箱底部两端电动机分别一致，并与带传动减速器的电动机之间有有定的速比。以前的起毛机中只有单台电机控制布运动和针辊运动，在他们之间有一无级变速器可进行调节速比，但其方便使用率不理想。在我的设计中需再加上一个 PLC 进行控制，在布与针辊之间接一个检测器测其信号，使他们之间有稳定速比，可以在一开始时设定初始值，然后根据每个用户要求进行调节，这样就可以很方便地使用了，而且每次设定的值都可以很方便的进行统计。此设计题目为起毛机住传动结构设计，是属于机械类的，但 PLC 控制属于电气方面，所以没有进行设计，因此这也但是一部分遗憾，不过我会在以后的工作生活中深一步的进行研究。目 录1 概述81.1 课题的国内外现状81.2 研究的价值81.3 研究的主要物化成果82 总体方案论证92.1 已知技术参数92.2 结构方案的确定93 主传动部分的设计103.1 设计总述113.2 电动机的选择113.3 皮带轮的设计11-153.4 链轮的设计16-183.5 减速器齿轮的设计18-263.6 减速器轴的设计27-343.7 减速器箱体的设计35-374 装配图与传动路线384.1 装配图38-404.2 传动路线415 总结42参考文献43致谢44附录45 起毛机主传动结构设计81 概述1.1 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 1886-1891 年，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 M301 起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微调，起毛风格和产量、质量的控制范围也十分狭窄.所以近年来国内外在起毛机的设计上大多采用各传动部分由单台电机独立传动，速度独立可调的方案。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。1.2 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。1.3 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 A0 幅面在 4 张以上（不含手工绘制图） ，并且全部用计算机绘制。2 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。2.1 已知技术参数紧边的张紧力 F = 7500N紧松边的张紧力 F = 200N松针辊总直径 D = 1.3 m织物通过针辊的速度 2060 m/min2.2 结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。针辊在绕主轴公转的同时，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103 主传动部分的设计与校核3.1 设计总述已知针辊总直径 D=1.3 m，则周长 C = （4-1）D= 。m43.1已知针物速度为 2060 m/min，则针辊的公转速度为 520 r/min。由于小皮带轮转速为 1460 r/min，取链传动比为 i = = 4.7，链 208参考文献169 页，查表 4.6 得工况系数 K = 1.1A参考文献169 页，由式（4-22） ，Pca = K P （4-2）得 Pca = K P = 1.111kw = 12.1 kwA按 Pca = 12.1kw, = 1460 r/min1n参考文献171 页，查图 4.11：选 B 型 V 带参考文献171 页，查图 4.11 及参考文献161 页，表 4.4 得，选择带轮直径： = 212 mm ， = 250 mm1d2d故 i =dd2 / dd1 （4-3）带= = 1.182150所以大带轮转速 = = = 1237.3 r/min。n1i.8460由于针辊的公转速度即大链轮的速度为 520 r/min，故小链轮的转速为23.594 r/min，所以减速器的传动比范围为 13.16 - 52.65。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/min ，即 n = 10 r/min，所以大链轮的转速为 10 r/min ,小链轮转速为 47 r/min 。因为小带轮的转速为 1460 r/min ,所以大带轮的转速为: = 1237.3 r/min18.460故整个减速器的传动比为 i = = 26.32，实际针辊的公转速度即大链减 732轮的速度为 10.13 r/min，小链轮转速为 47.6 r/min。3.2 电动机的选择由 F = 7500 N 得， = F v = 7500N = 5 kw。紧 0P紧 sm/604参考文献398-99 页，参表 11-9 得， ， ， 。9.（ 一 对 ）轴 承97.齿 轮9.带 90.链由 = （4-4）0P23齿 轮轴 承链带 5 = P 97.0.90.得 P = 6.4 kw根据工程实际情况，选取电动机的功率一般要比计算出的功率大 ，%305故选择主电动机 M1 为 Y160M-4 型， = 11 kw， = 1460 r/min。电 n1M3.3 皮带轮的设计与校核1 选择 V 带型号1） 、确定计算功率 caP由式（4-2）计算得，Pca = 12.1 kw。2） 、选择 V 带型号按 Pca = 12.1kw， = 1460 r/min，1n参考文献171 页，查图 4.11 得，选 B 型 V 带。2 确定 , 1d21） 、选择带轮直径参考文献171 页，参图 4.11 及参考文献161 页，表 4.4 得，选择带轮直径： = 212 mm； = 250 mmd1d22） 、计算实际传动比i = = 1.18带 1503） 、验算带速 起毛机主传动结构设计12参考文献164 页，由式（4-8） ， = 得， （4-5）160dn= = = 16.2 m/s，符合要求。160dn214604） 、验算带轮的转速= 1460 r/min； = = = 1237.3 r/min（允许） 。121ni.83 确定中心距 和带长adL1） 、初选中心距 0参考文献170 页，由式（4.23） ，( + ) 2( + ) （4-6）0.71d20a1d2得 ( + ) 2 ( + )550325.5 930，取 = 590 mm。002） 、求带的计算基准长度 L参考文献170 页，由式（4.24）得= + ( + ) + （4-7）0L0a21d2210()4da= 2 590 + (212+250) + 2(5)9= 1906 mm参考文献160 页，查表 4.2 得， = 2000 mm。dL3） 、计算中心距 a参考文献170 页，由式（4.25） ，= + （4-8）a002dL得 = 590 + = 637 mm a201964） 、确定中心距调整范围参考文献172 页，由式（4-26） ，得 mm （4-9a）697203.6703.max dL mm （4-9b）6072015.637015.min dLa4 验算小带轮包角 1参考文献165 页，由式（4-12）得，（4-10）0021186da537= 026小带轮的包角符合要求。5 确定 V 带根数 z1） 、确定额定功率 0P由 = 212 mm , = 1460 r/mind1n参考文献168 页，查表 4.5 得，单根 B 型 V 带 ,额定功率 = 5.4 kw。0P2） 、确定 V 带根数 z参考文献173 页，由式（4.28） ， （4-lcakPz)(011）参考文献168 页，查表 4.8 得， = 1，k参考文献160 页，查表 4.2 得， = 0.98，l故 根，取 z = 4 根。2.98.01)2.45(z6 计算单根 V 带初拉力 F0参考文献159 页，查表 4.1 得, q = 0.17kg/m参考文献174 页，由式（4.29）得，F = （4-12）0 2)15.(vkvzPca 起毛机主传动结构设计14= 2.167.0)15.2(4.650= 184.6 N7 计算对轴的压力参考文献160 页，由式（4-30）得，= （4-13）QF2sin10z= 76i.8420= 1476 N 8 确定带轮的结构尺寸,绘制带轮的零件图由于 = 212 mm； = 250 mmd1d2所以大小带轮均采用孔板式结构,其零件图如图 4-1 与图 4-2 所示。图 4-1 大皮带轮零件图图 4-2 小皮带轮零件图 起毛机主传动结构设计163.4 链轮的设计与校核1 选择链轮的齿数小链轮的齿数 z = 231大链轮的齿数 z = 1082传动比 = = 4.7链i3082 初定中心距 0a取 = 20 p0a3 确定链节数 L参考文献192 页，由式（5-6）得，（4-14）210210 )(zapzpa= 2)38(3= 114.7 故取 = 114(偶数)。pL4 计算功率 P0由 F = 7500 N 得， = F v = 7500N = 5 kw紧 0紧 sm/604参考文献193 页，查表 5.6 得， = 1.3，AK参考文献194 页，查表 5.7 得， = 1.23，z参考文献194 页，查表 5.8 得， = 1.04（经线性插值） ，L参考文献194 页，查表 5.9 得， = 1.7（双排） ，mK参考文献193 页，由式（5.8）得，P = （4-15）0mLZAK= 7.10423.5= 3 kw5 选定链条型号，确定链节距 p根据 ，P ，参考文献191 页，查图 5.10 得，1n0选双排 12A 型滚子链，p = 19.05 mm。6 验算链速 参考文献188 页，由式（5-1）得， v = （4-16）106pzn= 5.92347= 0.35 m/s7 确定中心距 aa = 20p = = 381 mm05.1928 计算对轴的压力参考文献195 页，由式（5-10）得，（4-17）vPFeQ102.= 35./.= 17142.86 N9 结构设计由于 = 139.9 mm, = 654.98 mm1d2d故小链轮选用实心式，大链轮选用孔板式，零件图如图 4-3 与图 4-4 所示。 起毛机主传动结构设计18图 4-3 小链轮零件图3.5 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 、 、 、 及齿宽系数1z234zd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 220-260HBS，属于软齿面闭式传动，载荷平稳，齿轮速度不高，初选 8 级精度，各个齿轮数分别为 35， 。取齿宽系数 。1z35,26,5432z.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 4-5 所示行星轮系减速器结构简图:其传动比为 2635)1(424114 zwiHH由于 ，故得0426351Hw由此得 263511iH图 4-4 大链轮零件图所以整个减速器的传动比为： = 26；减i小链轮转速为:1237.3/26 = 47.6 r/min；大链轮转速为:47.6/4.7 = 10.13 r/min，即针辊的运转速度为：10.13 r/min 起毛机主传动结构设计202. 按齿面接触疲劳强度设计参考文献1118 页，由式（6-11）得，（4-18）211)(HEdzukTt1） 、确定公式中各参数a.载荷系数 Kt试选载荷系数 Kt = 1.5b.小齿轮传递的转距 1T由 （4-19）1605.9np得 mNT461 108.327.mN408.图 4-5 行星轮系减速器结构简图c.材料系数 EZ参考文献1117 页，查表 6.3 得， aEMPZ8.19d.大小齿轮的接触疲劳强度 ，1limH2li按齿面硬度，参考文献1110 页，查图 6.8 得，, aHMP5801limaHP602lime.应力循环次数N = = 601237.3103008 = 1.78101hjLn16 9N = N u = 1.7810 1.4 = 2.4910299f.接触疲劳寿命系数 ，1HNK2参考文献1108 页，查图 6.6 得， = 0.92 , = 0.921HN2HNKg.确定许用接触应力 ，1H2取安全系数 = 1S则 aHNH MPk6.538092.lim11 aS.2li222） 、设计计算a.试算小齿轮分度圆直径 td2取 1Hmm69).5381(4.8.046532. 2tdb.计算圆周速度 vm/s26.106.2379106tnvc.计算载荷系数 K参考文献1112 页，查表 6.2 得，使用系数 = 1.25Ak参考文献1114 页，查图 6.10 得，动载系数 = 1.2V参考文献1115 页，查图 6.13 得， = 1.15K 起毛机主传动结构设计22参考文献1112 页，由式（6.5） ，得（4-20）KVA= 15.2.= 1.725d.校正分度圆直径 2d参考文献1120 页，由式（6.14） ，得（4-21）32tKd= 35.1769= 72.3 mm3） 、计算齿轮传动的模数 mzdm89.25372按标准模数取 m = 4 mm对于齿轮 3,4，同理,不再重复计算3.按齿根弯曲疲劳强度校核参考文献1120 页，由式(6-12)得，（4-22）FsaFFYmdzkT3211） 、确定公式中个参数值a.大小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ，1limH2li参考文献1111 页，查图 6.9 得，取 , aMP0liaHP240limb.弯曲疲劳寿命极限 ，1HNK2参考文献1109 页，查图 6.7 得，取 = 0.87, = 0.861HNK2HNc.许用弯曲应力 ，1F2取弯曲疲劳安全系数 = 1.4，应力修正系数 = 2.0，FSSTY由参考文献1107 页，由式(6-2) 得，（4-23a）FSTNFYk1lim1= 4.2870= 273.4 aMP（4-FSTNFYk2lim2223b）= 4.18602= 294.86 aMPd.齿形系数 ， 和应力修正系数 ，1FY21SaY2参考文献1120 页，查表 6.4 得，= 2.45 , = 2.65 , = 1.65 , = 1.591Fa2Fa1Sa2Sae.计算齿轮的 与 ，并加以比较取其中较大值代入公式计算1FSY2F12.4560.4873FaSY2.19.FaS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 41 123.756.810.5628.40F aFMP 所以齿轮弯曲疲劳强度足够。 起毛机主传动结构设计244. 齿轮结构设计及绘制零件图由 , ，m = 4 mm ，351z35,26,432z1） 、计算分度圆直径 ddm10,0,1,40432） 、计算中心距 a 3412,a所以对齿轮 3，4 采用正传动:其参数为 mddmfa94,12,033f104843） 、全齿高 h h = = 9 mm，25.4） 、齿轮 3，4 的齿厚 34s参考文献2135 页，由表 5-2 得， （4-24）234ms= 1.= 6.28 mm 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（5-34） ， （4-cosa25）得 )cosar( = )120cosar(= 04.参考文献2150 页，由式(5-33e)得，（4-26）invzxinvta)(21代入计算得 5.021取 ,3x参考文献2151 页，由式（5-35）得， （4-27a）mchraf 1*1)(= 70 5 + 1.2= 66.2 mm（4-mxchraf 2*2)(27b）= 505 + 0.8= 45.8 mm参考文献2151 页，由式（5-36）得，（4-28a）mcraf*21= 122 - 45.8 - 1= 75.2 mm（4-28b）craf*12= 122 - 66.2 - 1= 54.8 mm 参考文献2149 页，由式（5-32）得，齿厚 （4-29）tan211mxs= 6.28 + 02tan43.02= 7.15 mmt22xs= 6.28 + 02tan4.0 起毛机主传动结构设计26= 6.86 mm6） 、计算齿宽，取 ；mdb801.2 mb801，取 )5(52，取 ；d4.3 4，取 mb)10(43mb9037） 、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 4-6 与 4-7 所示，其余略。图 4-6 减速器的齿轮 13.6 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 4-8 所示。图 4-7 减速器的齿轮 3 起毛机主传动结构设计28图 4-8 减速器的输入轴45 钢调质处理，参考文献1292 页，查表 11.3 确定轴的 C 值，取 C = 105得 （4-30）3min0NPCd= 3.12765= 17.86 mm 因为轴段装大带轮的直径为最小直径，故取 mm min40d2） 、确定轴的运动和动力参数参考文献398-99 页，查表 11-9 得， （ 8 级精度） ， （一对） ， ，97.0齿 轮9.0轴 承95.0带90.链故 kwP.67.522231 齿 轮链轴 承 mNnT 403.1960905.9613） 、确定各段轴的直径a.左端安装带轮，其直径为 ，长度为 80 mm；右端安装齿轮，其直径也为 ，长度也为 80 mm； 40b.带轮与齿轮需要通过轴肩来定位，其直径为 ，长度为 45 mm；m45c.整个轴需要通过一对轴承来支撑，轴承的内径也就是轴的直径为 ，安m50装轴承的长度为 16 mm；d.两个轴承之间的距离为 50 mm，直径为 ；5e.为了防止轴承的轴向移动，轴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 mm。m452. 减速器的输入轴的校核1） 、求轴上载荷a.计算齿轮受力齿轮的分度圆直径 mm140d参考文献1125 页，由式（6-16）得，圆周力 （4-412.7610tTFNd31a）径向力 （4-1tan28r31b）直齿圆柱齿轮没有轴向力b.求带轮受力大带轮包角 ，单根 V 带初拉力02183.60184.6FN大带轮对轴的压力0220 3.sin.sin146.2QFz Nc. 求支反力参见图 4-2左右支点间距离： 216(50)Lm带轮距左支点距离： 18382齿轮距右支点距离： 3 起毛机主传动结构设计30左支点水平面支反力： ，0cM0212123sin46()QNHtFLFL13NH右支点水平面支反力： ，B 0123212()sin46t QNH297NHF左支点垂直面支反力： ，0cM0212123cos()QNHrLFL16NV右支点垂直面支反力： ，B021322cs4()QrNVF289NV2） 、绘制弯矩图和扭矩图截面 A 处水平面弯矩： mLFMNH1469831截面 A 处垂直面弯矩： NV021N 21)(12截面 A 处合成弯矩： mNMVH 24360809146221 17322轴的弯矩和扭矩图如图 4-9 所示：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 A 的强度。截面 A 处计算弯矩：考虑启动、停机的影响，扭矩为脉动循环变应力，取6.0参考文献2149 页，由式（11-58）得，（4-32）212)(TMca= 24706.430= mN217截面 A 处计算应力： 321607.8.4ca aMMPW强度校核：45 钢调质处理，参考文献1288 页，查表 11.2 得，Pa601，弯扭合成强度满足要求1ca4） 、疲劳强度安全系数校核a.确定危险截面截面 A 处应力最大，但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。图 4-9 轴的弯矩和扭矩图b.截面的左侧强度校核 起毛机主传动结构设计32抗弯截面系数： 3330.1.406Wdm抗扭截面系数： 2128T截面左侧的弯矩： NM543截面上的弯曲应力： 07.6b aMP截面上的扭转切应力： 1.28T aW平均应力：弯曲正应力为对称循环弯应力， maxin2扭转切应力为脉动循环变应力， i3.671.84aMP即 ， 0m1.84maMP应力幅： ，axin2b17.32aaMP，iam84材料的力学性能：45 钢调质，参考文献1288 页，查表 11.2，得 ， ，640BaMP1275aP15a轴肩理论应力集中系数： ，0.4rd41.250Dd参考文献1427 页，查附表 1.6，并经线性插值计算得， 2.0aP1.3aP材料的敏性系数：r = 2.0 mm, MPaB640参考文献129 页，查图 2.8 并经线性插值，得 ，0.82q.5有效应力集中系数： 1()10.82(.1).82kq1().306k尺寸及截面形状系数：由 h = 5 mm,d = 40mm，参考文献130 页，查图 2.9 得， .7扭转剪切尺寸系数：由 D = 40 mm, 参考文献130 页，查图 2.10 得， 0.86r表面质量系数：轴按磨削加工，由 ，4BaMP参考文献131 页，查图 2.12 得， .92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： .82.4507.9k1.621.508.9k等效系数：45 钢：取 ,0.仅有弯曲正应力时的计算安全系数：12756.48.41.30amSk仅有扭转切应力时的计算安全系数：1552.6.1840.amSk弯扭联合作用下的计算安全系数： 222.485.6.43caS设计安全系数：材料均匀，载荷与应力计算准确时：取 S = 1.5疲劳强度安全系数校核：, 故左侧疲劳强度合格Scac.截面的右侧强度校核抗弯截面系数： 3330.1.45912.Wdm抗扭截面系数： 28截面左侧的弯矩： NM036截面上的弯曲应力： MPab2.15.94 起毛机主传动结构设计34截面上的扭转切应力： MPaWT58.21470平均应力：弯曲正应力为对称循环弯应力， maxin扭转切应力为脉动循环变应力， Pam29.158.2inax即 ， 0Mm.应力幅： ，axin2bMPaa20.1，iam9材料的力学性能：45 钢调质，参考文献1288 页，查表 11.2 得， ， 640BaMP1275aP15aP轴肩理论应力集中系数： ， 0.4rd41.250Dd参考文献1427 页，查附表 1.6，并经线性插值计算得，2.0aP1.30aP及 值： = 3， = 0.8 = 0.8 * 3 = 2.4kkk疲劳强度综合影响系数： 09.12.1K49.2.01421kK仅有弯曲正应力时的计算安全系数：29.701.2.09.3751 maS仅有扭转切应力时的计算安全系数：31.4729.05.14921 maKS弯扭联合作用下的计算安全系数： 2.731.429.72xcaS设计安全系数： 取 S = 1.5疲劳强度安全系数校核： ，故右侧疲劳强度合格ca5） 、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。3.7 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 4-10 所示： 起毛机主传动结构设计36图 4-10 减速器的箱体1.箱体内部尺寸的确定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 35， ，分1z 35,26,5432zz度圆直径分别为 ，齿轮中心距为mdmd40,0,1,4031，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ma23412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 mm ，加上齿轮的中心距 122 mm 与齿轮的齿顶圆半径 56 mm ，所以箱体内壁的总宽度为 376 mm 。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 mm。右侧圆螺母与箱体内壁的间隙为 14mm；左侧由于要安装轴承，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 M10 的螺栓，这样，齿轮 1 与螺栓的距离为 5mm，圆螺母与箱体内壁的距离为 18 mm，所以箱体内壁的长度为 339 mm。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 40-48 mm，因此，箱体的平均深度约为 228 mm。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 mm，左面要安装轴径为 50 mm 的 7010 C 型角接触球轴承，轴承的外径为 80 mm；两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 mm。箱体内部的右侧，通过 4 跟 M12 的螺栓，将齿轮 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 mm，最右侧安装的两个轴的直径为 60 mm 的 7012C 型角接触球轴承，轴承外径为 95 mm。2. 箱体外部尺寸的确定1） 、总体尺寸的确定根据箱体内部已经确定的尺寸，箱体的总长为 570 mm，总宽为 440 mm，总高为240 mm。2） 、其余尺寸的确定取箱体的壁厚为 12 mm，箱体下部的长度在箱体内部的基础上增加 24 mm，所以箱体下部的长度为 363 mm。减速器要固定，必须通过箱体上的地脚螺栓固定在支撑架上，整个减速器通过六个 M12 的地脚螺栓固定在支撑架上。将箱体外部底面的厚度定为 24 mm，宽度定为 24 mm，长度与箱体底面的长度相同。左侧是安装轴承端盖的，其外部直径为 142 mm。右侧同样是安装轴承端盖的，其外部直径为 156 mm。 起毛机主传动结构设计38箱体通过 12 个 M12 的螺栓，与箱盖连接。箱体两侧突出部分的宽度为 24 mm，厚度为 20 mm。再加上壁厚，箱体上表面边缘的宽度为 36 mm。箱体与箱盖的连接，必须确保螺栓不会被破坏，是通过 12 个 M 12 的螺栓，螺栓的中心距箱体连接边缘的外壁为 12 mm。另外，箱体还要通过地脚螺栓，固定在支撑架上，由 6 个 M12 的螺栓固定。4 装配图与传动路线4.1 装配图1 起毛机总体结构装配图起毛机的总体结构装配图如图 5-1 所示：图 5-1 起毛机总体结构装配图2 主传动部分的装配图主传动部分的装配图如图 5-2 所示： 起毛机主传动结构设计40图 5-2 主传动部分装配图3 减速器装配图减速器装配图如图 5-3 所示： 图 53 减速器装配图4.2 传动路线这台起毛机的具体传动路线如下：如图 5 - 2，由电动机 4 开始，将小皮带轮 起毛机主传动