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：

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。技术要求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）格式规范统编排、打印。3）论文的观点般应有实际事例、实验数据等佐证。主要参考 资料徐锦康•机械设计[M].北京：高等教育出版社，2004.沈世德•机械原理[M].北京：机械工业出版社，2002.王旭，王积萍•机械设计课程设计[M].北京：机械工业出版社，2003.钱志峰，刘苏.工程图学基础教程[M].北京：科学出版社，2001.吉卫喜•机械制造技术[M].北京：机械工业出版社,2001.王伯平.互换性与测量技术基础[M].北京：机械工业出版社，2003.朱龙根.简明机械零件设计手册.北京:机械工业出版社,2000.

王之煦，许杏根.简明机械设计手册.北京：机械工业出版社，1999.谢新仓•钢丝起毛机的机电一体化技术[J].染整技术，1998-12,（6）:6-7<〈现代机械传动手册>>编辑委员会•现代机械传动手册•北京:机械工业出版社，1995.MAZhen-gui,JIAShun-hua.Workingprincipleandtechnologydiscussionofsteelneedleraisingmachine[J].JournalofChinaTextileUniversity,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TheStruetureDesignofMainTransmissionofTeasingMachineAbstraetTheproblemistomovethedrivingforcesourceinusingbroaderdomesticM301woolcardtodragfromShanelectriemotorworkatpresent,everydrivepartcooperatesandworkfrommachinerylinkup.Oweakindwoolcardjobstability,keepthesimplicity,butoutputinrepairlow,changehandicraftdifficulty,bedifficulttogainheightmassraisingeffect.Throughthedesignofteasingmachine,theoverallprocessesofthetransmissionsystemhavebeenclearlyanddirectlyknown.Meanwhile,Iacquaintwithoperatingprincipleofteasingmachine,themainpartsofwhichsuchasaxis,chainpulleyandbandpulleyhavebeenacquiredlotsofexperienceabouttheirdesignandprecision.AlsoIhavelearnttoselectthestructureandsizesofstandardparts.However,becauseoflackofpracticalexperience,Idiscoverlotsofdeficienciesduringthedesignofbulkandresultsoftheretarder.Therefore,Iwilltrytodobetterinthefutureinmywork.Keywords：teasingmachine;structuredesign;maintransmissiondesign;retarderdesign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：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。减速器的传动轴及传动齿轮，需要进行刚度、强度的校核。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TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"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 8\o"CurrentDocument"2总体方案论证 92.1已知技术参数 92.2结构方案的确定 9\o"CurrentDocument"3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 35-37\o"CurrentDocument"4装配图与传动路线 384.1装配图 38-404.2传动路线 415总结 42\o"CurrentDocument"参考文献 43致谢 44附录 451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。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=1.3m织物通过针辊的速度20一60m/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，考虑到蜗杆一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。

3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=1.3m,则周长C=兀D (4-1)=3.14x1.3m沁4m。已知针物速度为20—60m/min，则针辊的公转速度为5—20r/min。由于小皮带轮转速为1460r/min，取链传动比为i二二4.7，链23参考文献[1]69页，查表4.6得工况系数K=1.1A参考文献[1]69页，由式(4-22),Pea=KP (4-2)A得Pea=KP=1.1X11kw=12.1kwA按Pea=12.1kw,n=1460r/mini参考文献[1]71页，查图4.11:选B型V带参考文献[1]71页，查图4.11及参考文献[1]61页，表4.4得，选择带轮直径：d=212mm，d=250mmd1d2故i带=dd2/dd1(4-3)=°250=1.18©212所以大带轮转速n=-4= =1237.3r/min。2 i1.18由于针辊的公转速度即大链轮的速度为5—20r/min，故小链轮的转速为23.5—94r/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=40m/min，即n=10r/min，所以大链轮的转速为10r/min，小链轮转速为47r/min。因为小带轮的转速为1460r/min,所以大带轮的转速为:转速为1460r/min,所以大带轮的转速为:1460118=1237.3r/min故整个减速器的传动比为i减=1237.347=26.32，实际针辊的公转速度即大链轮的速度为10.13r/min，小链轮转速为47.6r/min。3.2电动机的选择由F二7500N得，P=Fv=7500N叫/s=5kwo紧0紧60参考文献［3」98-99贝，参表11-9得，(—对)0.99,0.97,0.95,0.90o轴承齿轮带链由P=P32(4-4)0-4-H-带链轴承齿轮5=P0.950.900.99s；0.972得P=6.4kw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30%一50%,故选择主电动机Ml为Y160M-4型，P=11kw,n=1460r/min。电 M13.3皮带轮的设计与校核1选择V带型号1） 、确定计算功率Pca由式（4-2）计算得，Pca=12.1kwo2） 、选择V带型号按Pca=12.1kw,气=1460r/min,参考文献［1］71页，查图4.11得，选B型V带。2确定d,dd1 d21）、选择带轮直径参考文献［1］71页，参图4.11及参考文献［1］61页，表4.4得,选择带轮直径：d选择带轮直径：d=212mm;d1d=250mmd22）、计算实际传动比i■+++■

带i■+++■

带250212=1.183）、验算带速参考文献［1］64页，由式（4-8）,dn d11601000得,(4-5)=16.2m/s，符合要求。_兀dn_212x1460兀=16.2m/s，符合要求。60x1000 60x10004）、验算带轮的转速n=1460r/min；1n2n=1460r/min；13确定中心距a和带长Ld此毕业设计为毕业答辩通过的优秀毕业论文，完整说明书和全套设计图纸请加扣扣：3257841604齿轮齿轮1.dwgAutoCAD图形38KBsacad.fasbkutcCAIJ快速加载...汕KB■.

毕业设计任务书.doc|MicrosoftWord文档38KB齿轮3.dwgAutoCADU形38KB

大强轮.dwgAutoCAD纟45KB

丈皮带轮.dwfAutoCAD总45KB减速器的齿轮1•血gAutoCAD閣那37KB

减速器的齿轮3.dwgAutoCAD閣形37KB

减速器的输入釉.dwgAutoCAD图形50KB评分表.评分表.docMicrosoftWord文档35KB減速器的箱体.dwgAutoCAD園形85KB

减速器装配图.dwgAutoCAD酰128KB起毛机主伎动结构设计说明书.doc|MicrosoftWord文挡箱体.dwgAutoCAD圉形九痕亢勺85KB起毛机总体结构装配閣.dwgAutoCAD图形输入轴.dwgAutoCAD園形53KB小捱轮.dwgAutoCAD*45KB小皮带轮.dw?AutoCAD总49KB主传动部分装配閤.主传动部分装配閤.dwgAutoCAD图形釉承谛盖1.dwgAutoCAD閣那44KB

轴承谛盖2.dwgAutoCAD閣形44KB4验算小带轮包角«1参考文献[1]65页，由式（4-12）得,(4—10)d—d(4—10)a沁18Oo—d2 吐x6Oo1 a“ 250—212“=18Oo— x6Oo637=176。>12Oo小带轮的包角符合要求。

5确定V带根数z6计算单根V带初拉力F07计算对轴的压力参考文献[1]60页，由式（4-30）得，(4-13)a(4-13)F=2zFsm—Qo21760=2x4x184.6xsin——2=1476N8确定带轮的结构尺寸，绘制带轮的零件图由于d=212mm；d=250mmd1 d2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3.4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i=108=4.7链232初定中心距a0取a=20xp03确定链节数Lp参考文献[1]92页，由式（5-6）得,(4-14)p/z—z、+ (— 1)2(4-14)a0g+空坐+旦(108—23)2p 2 20p 2兀=114.7故取L=114（偶数）。p4计算功率P0由F二7500N得,P=Fv=7500Nx40m/s=5kw紧0 紧60参考文献[1]93页，查表5.6得，KA=1.3，参考文献[1]94页，查表5.7得，Kz=1.23，参考文献[1]94页，查表5.8得，KL=1.04（经线性插值）,参考文献[1]94页，查表5.9得，Km=1.7(双排),参考文献[1]93页，由式（5.8）得，

KPP= _a- （4—15）0KKKZLm= 1.3x51.23x1.04x1.7二3kw5选定链条型号，确定链节距p根据n,P，参考文献[1]91页，查图5.10得，10选双排12A型滚子链，p=19.05mm。6验算链速参考文献[1]88页，由式（5-1）得，(4-16)nzp(4-16)v二i—60x1000=47x23x19.0560x1000=0.35m/s7确定中心距aa=20p=20x19.05=381mm8计算对轴的压力参考文献[1]95页，由式（5-10）得，(4-17)-(4-17)F二1.2F二1.2x1000—Q e V=1.2x1000x5/0.35=17142.86N9结构设计由于d=139.9mm,d=654.98mm12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。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z、z、z、z及齿宽系数01 2 3 4 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220-260HBS，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z=35，z二25,z二26,z二35。取齿宽系数0二0.8。1 2 3 4 d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[2]177页,如图4-5所示行星轮系减速器结构简图：其传动比为wHw—w/八zz25x35TOC\o"1-5"\h\ziH二—1—二—1 H二(—1)2 二14whw—w zz35x264 4H 13由于w=0，故得4w—w 25x35―1 H=—w 35x26H由此得25x25x35=2635x26图4-4大链轮零件图所以整个减速器的传动比为：i卄=26；减小链轮转速为:1237.3/26=47.6r/min；大链轮转速为:47.6/4.7=10.13r/min，即针辊的运转速度为：10.13r/min2.按齿面接触疲劳强度设计参考文献[1]118页，由式(6-11)得,(4—18)u土1z、(4—18)x(4)2UGH

、确定公式中各参数载荷系数Kt试选载荷系数Kt=1.5小齿轮传递的转距T1(4—19)由 T=9.55x106X匕(4—19)1 n16x14得 T二9.55x106x•二6.48x104N-mm1 1237.3=6.48x104N-mm图4-5行星轮系减速器结构简图材料系数ZE参考文献[1]117页，查表6.3得，Z=189.8.MPE 屮aTOC\o"1-5"\h\z大小齿轮的接触疲劳强度a ，cHlim1 Hlim2按齿面硬度，参考文献[1]110页，查图6.8得，c 二580MP,c 二600MPHlim1 a Hlim2 a应力循环次数N=60njL=60X1237.3X10X300X8=1.78X1091 1h

N=Nu=1.78X109X1.4=2.49X10921接触疲劳寿命系数K ,K=0.92HN1 HN=0.92参考文献[1]108页，查图6.6得，K=0.92,KHN1 HN2确定许用接触应力L]，L]TOC\o"1-5"\h\zH1 H2取安全系数S=1H则t hni hlimi=0.92x580=533.6MP\o"CurrentDocument"H1 S aH「 1kxgKJJ—HN2 Hlim2=0.92x600—552MPH2 S aH2）、设计计算试算小齿轮分度圆直径d2tTOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"取tJ—「J JH H1mm0.8丄5X6・48X1°4X空X啤）2—69mm0.81.4 533.6计算圆周速度v—6.26m/sndtn 兀x69x1237.3x1.4—6.26m/sv— 1_1———60x1000 60x1000计算载荷系数K参考文献[1]112页，查表6.2得，使用系数k人=1.25参考文献[1]114页，查图6.10得，动载系数k=1.2V参考文献[1]115页，查图6.13得，K=1.15参考文献[1]112页，由式（6.5），得K—KKK （4-20）AVB=1.25X1.2X1.15=1.725

d•校正分度圆直径d2参考文献[1]120页，由式(6.14),得d2(4—21)d2(4—21)69x3匹1.5=72.3mm、计算齿轮传动的模数md 72.3—2= z252

=2.89mm按标准模数取m=4mm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[1]120页，由式(6-12)得,2kTiYY<la]Qdz2m3Fasa F1(4—22)1)、确定公式中个参数值大小齿轮的弯曲疲劳强度极限c，cHlim1 Hlim2参考文献[1]111页，查图6.9得，取c =220MPHliml a弯曲疲劳寿命极限K，KHN1 HN2参考文献[1]109页，查图6.7得，取K=0.87,KHN、许用弯曲应力L]，L]F1 F2,c =240MPHlim2 a=0.86HN2取弯曲疲劳安全系数SF=1.4,应力修正系数yst由参考文献[1]107页，由式(6-2)得，=2.0，c]=FlkxYxcFNl ST FlimlSF(4—23a)220x0.87x214=273.4MPakxYxtFN2 ST Flim2SF(4-23b)=240x0.86x214=294.86MPad.齿形系数YFa1Y和应力修正系数YFa2 SalYSa2Y=Y=2.45,FalY=1.59Sa2参考文献[1]120页，查表6.4得,Y=2.65,Y=1.65,Fa2 Sale.、 YY^计算^齿轮白勺-^ai—s^i-与—Fa2—SfF1 F2与Y」，并加以比较取其中较大值代入公式计算YY■FJOF1^F1=0.0141YY2.62xl.59=0.0141EcC ItT294.86F2大齿轮的数值较大，应按大齿轮校核齿跟弯曲疲劳强度2x1.7252x1.725x6.48x1040.8x252x43x2.45x1.65=28.24MP<[c]a F1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z=35,z=25,z=26,z=35,m=4mm,1 2 3 41）、计算分度圆直径d二140mm,d二100mm,d二104mm,d二140mm1 3 42)、计算中心距aa二120二a,a二122二a'12 34所以对齿轮3,4采用正传动：其参数为d=104mm,d=112mm,d=94mma3 f3d=140mm,d=148mm,d=130mma4 f43)、全齿高hh=2.25x4=9mm，4)、齿轮3,4的齿厚s34参考文献[2]135页，由表5-2得,兀ms=—34 2=3.14x42=6.28mm5)、齿轮1，2的计算对齿轮1，2采用变位传动：(4—24)参考文献[2]150页，由式(5—34)，aoa=a'ca'acosa、得 a'=arccos( )a',120xcos200.=arccos( )122(4—25)=22.40参考文献[2]150页，由式(5-33e)得,. 2(x+x) .inva'= 1 2tana+invaz+z12代入计算得 x+x=0.512取 x=0.3,x=0.212(4—26)(4—27a)(4—28a)(4—28b)(4—29)(4—27a)(4—28a)(4—28b)(4—29)参考文献[2]151页，由式(5-35)得，r=r一(h*+c*)m+xmf1 1 a 1=70-5+1.2=66.2mmr=r一(h*+c*)m+xmf2 2 a 2(4-27b)=50-5+0.8=45.8mm参考文献[2]151页，由式(5-36)得，r=a'一r一c*mal f2=122—45.8—1=75.2mmr=a'一r一c*ma2 fl=122-66.2-1=54.8mm参考文献[2]149页，由式(5-32)得，齿厚s=nm+2xmtanai2i=6.28+2x0.3x4xtan2Oo=7.15mm兀m_s=——+2xmtana222=6.28+2x0.2x4xtan2Oo=6.86mm6)、计算齿宽b'二①d=0.8x100=80mm，取b=80mm；d2 1b=b+(5-10)mm，取b=85mm212

b''二①d=0.8x104=84mm，取b=85mm；d3 4b=b+(5—10)mm，取b=90mm3 4 37)、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。, ,, _ goZ|0.O33MLb.恥[7]彳用|0.町胡, ,, _ goZ|0.O33MLb.恥[7]彳用|0.町胡町|亍］ri*玷OC30'寸]h>0.J世用1.乃E-fL*配对怜it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。05A/^lO.022丿1Io.00505A/^lO.022丿1Io.005A ■/^10.022A1IO.DD5A模数ITIqI2h0：20-h・1h9sn6.200-F£p.12235图4-7减速器的齿轮3A-A12A-A12图4-8减速器的输入轴45钢调质处理，参考文献[1]292页，查表11.3确定轴的C值，取C=105

dOmin(4—30)105dOmin(4—30)105x3,61237.3=17.86mm因为轴段装大带轮的直径为最小直径，故取d=40mmmin2） 、确定轴的运动和动力参数参考文献[3]98-99页，查表11—9得，耳二0.97（8级精度），耳二0.99（—对），耳二0.95，耳二0.90TOC\o"1-5"\h\z齿轮 轴承 带 链P 5故P二0 二 二6.09kw1耳3耳耳2 0.992x0.90x0.972轴承链齿轮\o"CurrentDocument"P 609T二9.55x106二9.55x106 二47000N-mmi n 1237.33） 、确定各段轴的直径左端安装带轮，其直径为40mm，长度为80mm；右端安装齿轮，其直径也为40mm，长度也为80mm；带轮与齿轮需要通过轴肩来定位，其直径为45mm，长度为45mm；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©50mm，安装轴承的长度为16mm；两个轴承之间的距离为50mm，直径为©55mm；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©45mm，长度为35mm。2.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d二140mm1参考文献[1]125页，由式（6—16）得，

圆周力F二务二斗泸二671N1ti径向力Fr1=Fxtan圆周力F二务二斗泸二671N1ti径向力Fr1=Fxtana=218Nt1直齿圆柱齿轮没有轴向力(4-31a)(4—31b)b.求带轮受力大带轮包角«二183.60，单根V带初拉力F二184.6N20大带轮对轴的压力F=2zFsin—=2x4x184.6xsin183.^=1464.6Nq2 0 2 2c.求支反力参见图4-216L=(50+2x)mm=66mm2 2带轮距左支点距离：L= +35+ =83mm122齿轮距右支点距离：L=80+35+兰=83mm3 2左支点水平面支反力：工M=0,c左右支点间距离:Fsin460(L+L)-FL=FLQ2 1 2 NH1- -2t13F =1343NNH1=FLNH22右支点水平面支反力：工M=0，F(L+L)-=FLNH22B t12 3 Q2 1F =297NNH2左支点垂直面支反力：工M'=0，Fcos460(L+L)—FL=FLc Q2 1 2 NH12 r13F=2206NNV1右支点垂直面支反力：工M'=0，Fcos460L—F(L+L)=FLB Q2 1 r13 2 NV22F=889NNV2、绘制弯矩图和扭矩图截面A处水平面弯矩：M=FL=1343x83=111469N-mmH NH11截面A处垂直面弯矩：M=FL=2206x83=183098N-mmV1 NV11M二F(L+L)二889x149二132461N-mmTOC\o"1-5"\h\zV2 NV21 2截面A处合成弯矩：M=.'M2+M2^.1114692+1830982二214360N-mmH V1M=,-M2+M2=、1114692+1324612=173211N-mm人H V2轴的弯矩和扭矩图如图4-9所示：、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«=0.6参考文献[2]149页，由式(11-58)得，M=，:M2+(aT)2 (4-32)ca 1 1=v2143602+(0.6x47000)2=216207N-mm截面A处计算应力：b=ca= =33.78MPcaW 0.1X403 a强度校核：45钢调质处理，参考文献[1]288页，查表11.2得，L]=60MPa-1bvb],弯扭合成强度满足要求ca -1、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II处应力接近最大，应力集中，为危险截面，截面II的左右两侧均需校核。图4-9轴的弯矩和扭矩图b.截面II的左侧强度校核抗弯截面系数：W=O.ld3=0.1x403=6400mm3抗扭截面系数：W二0.2d3二0.2x403二12800mm3T截面II左侧的弯矩：43M=214360x=111054N-mm83截面上的弯曲应力：M111054 —”b= = =17.32MPbW6400 a截面上的扭转切应力：Tt=Wr=罟00=3.6呷T平均应力:弯曲正应力为对称循环弯应力，平均应力:弯曲正应力为对称循环弯应力，bm 2==367=1.84MP2 at+t扭转切应力为脉动循环变应力，Tm==-,t二1.84MP应力幅:b—b应力幅:b—b=—max min=b2 bb二17.32MPa aTOC\o"1-5"\h\zT——maxmin—T,T=1.84^MP

a 2 m a a材料的力学性能：45钢调质，参考文献[1]288页，查表11.2,得g—640MP，b—275MP，t—155MPB a —1 a —1 ar 2 D45\o"CurrentDocument"轴肩理论应力集中系数：-———0.05，-—45—1.125d40 d40参考文献[1]427页，查附表1.6,并经线性插值计算得，a—2.0MP，a—1.30MPb a T a材料的敏性系数：r=2.0mm,g—640MPaB参考文献[1]29页，查图2.8并经线性插值，得q—0.82，q—0.85g T有效应力集中系数：k—1+q(a—1)—1+0.82x(2.0—1)—1.82g ggk—1+q(a—1)—1+0.85x(1.30—1)—1.26T TT尺寸及截面形状系数：由h=5mm,d=40mm,参考文献[1]30页，查图2.9得，e—0.77g扭转剪切尺寸系数：由D=40mm,参考文献[1]30页，查图2.10得，e—0.86r表面质量系数：轴按磨削加工，由G—640MP，TOC\o"1-5"\h\zB a参考文献[1]31页，查图2.12得，p—p—0.92G T表面强化系数：轴未经过表面强化处理p—1q疲劳强度综合影响系数：k=4+ -1— + -1—2.45G8P0.77 0.92G G\o"CurrentDocument"k 1 1.62 1k=〜+ —1— + 一1—1.55t8 p 0.860.92\o"CurrentDocument"T T等效系数：45钢：取申—0.1,申—0.05G T仅有弯曲正应力时的计算安全系数：a-i ka+申aaaam275—2.45X17.32+0.1x0—6,48仅有扭转切应力时的计算安全系数:T-1 ka+申T-1 ka+申aTa Tm=52.651.55x1.84+0.55x1.84弯扭联合作用下的计算安全系数：S 二6.48X52.65二6.43caJS2S2£6.482+52.652at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：S>S,故左侧疲劳强度合格caC.截面II的右侧强度校核抗弯截面系数： W=O.ld3=0.1x453=9112.5mm3抗扭截面系数：W二0.2d3二0.2x453二18225mm3T43截面II左侧的弯矩：M二214360x 二111054N-mm83截面上的弯曲应力：a=二 二12.20MPabW 9112.5截面上的扭转切应力：t= 二 二2.58MPatW18225平均应力：弯曲正应力为对称循环弯应力，am二扭转切应力为脉动循环变应力，maxmin-2.58二maxmin-2.58二1.29MPat=1.29MPam应力幅:—应力幅:—Tma-aCa —maxmin—TOC\o"1-5"\h\za 2 bT-TT——max min\o"CurrentDocument"a 2

,a—12.20MPaa,t—1.29MPaaaa—640MP，B a材料的力学性能：45钢调质，参考文献[1]288页，查表11.2得,a—275MP，t—155MP—1 a —1 a轴肩理论应力集中系数:—二0.054045二1.12540参考文献[1]427页，查附表1.6,并经线性插值计算得,a=2.0MP，a=1.30MPQaTak―Q-k及f值：k―Q-=3，kY二0.8J=0.8*3=2.4£££££QTQTQ疲劳强度综合影响系数:K=k 1g+ --—1=3+1—1=3.09Q£p0.92K=-^+ —1=2.4+ —1=2.49-£P 0.92T T仅有弯曲正应力时的计算安全系数：=7.29275=7.293.09x12.20+0.1x0仅有扭转切应力时的计算安全系数:155T 亠一155S= —1 = =47.31tKT+申T2.49x1.29+0.05x1.29TOC\o"1-5"\h\zTa Tm弯扭联合作用下的计算安全系数：S=茎=7.29x47.31 =7.2caJs2+S2 J7.292+47.312\o"CurrentDocument"Q x设计安全系数：取S=1.5疲劳强度安全系数校核：S>S，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:本课题的减速器的箱体，如图4-10所示: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z二25,z二26,z二35，分2 3 4齿轮中心距为首先从内部入手，因为各个齿轮数分别为Z]=35,度圆直径分别为z二25,z二26,z二35，分2 3 4齿轮中心距为1 3 4a二a二122mm，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12 34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20mm，加上齿轮的中心距122mm与齿轮的齿顶圆半径56mm，所以箱体内壁的总宽度为376mm。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313mm。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18mm，所以箱体内壁的长度为339mm。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40-48mm，因此，箱体的平均深度约为228mm。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©130mm,左面要安装轴径为©50mm的7010C型角接触球轴承，轴承的外径为©80mm；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©73mm。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©68mm，最右侧安装的两个轴的直径为©60mm的7012C型角接触球轴承，轴承外径为©95mm。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570mm，总宽为440mm，总高为240mm。2）、其余尺寸的确定取箱体的壁厚为12mm,箱体下部的长度在箱体内部的基础上增加24mm,所以箱体下部的长度为363mm。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24mm，宽度定为24mm,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©142mm。右侧同样是安装轴承端盖的，其外部直径为©156mm。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24mm，厚度为20mm。再加上壁厚，箱体上表面边缘的宽度为36mm。箱体与箱盖的连接，必须确保螺栓不会被破坏，是通过12个M12的螺栓，螺栓的中心距箱体连接边缘的外壁为12mm。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:VL7/Z01卜 1-u* i11M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: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2安装在电机上，通过带传动，带动大皮带轮3转动，大皮带轮安装在减速器16的输入轴A上，通过减速器的传动，由按照在减速器输出轴上的小链轮15,通过链传动，带动大链轮14，从而带动针辊的主轴转动，实现针辊的转动针辊在饶主轴公转的同时，还在自转，所以需要在传动箱的底部的两端分别安装一个电动机，通过带传动，在针辊的公转的同时实现针辊的自转。另需再加上一个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。5总结与展望为期近五个月的毕业设计已接近尾声，在这五个月的时间里，我结合自己的设计课题和任务书的要求，首先进行了观察，做好了记录，对所设计的内容有了感性认识，为毕业设计奠定了坚实的基础。同时，我还针对起毛机的整体结构与主传动部分的结构进行了文献检索，了解了起毛机主传动部分的