畢業(yè)設計論文起毛機主傳動結構設計

1、揚州大學畢 業(yè) 設 計 (論 文) 起毛機主傳動結構設計系 名： 專 業(yè)： 班 級： 學生姓名： 學 號： 指導教師姓名： 指導教師職稱： 二 0 0九年 五 月起毛機主傳動結構設計摘要：本課題是在對國內外的起毛機廣泛調研的基礎上，對其結構、電氣、傳動等做了許多改進性設計。目前使用較廣泛的國產m301起毛機由單臺電機作拖動動力源，各傳動部分由機械聯(lián)接協(xié)同運行。該類起毛機工作穩(wěn)定，維修簡單，但產量低，改變工藝困難，難以獲得高質量的起絨效果。起毛機的主傳動結構設計，尤其對其中的帶傳動與鏈傳動做了詳細地設計與校核。對主傳動中的減速器做了創(chuàng)新性設計，達到了預期的目的，對起毛機的改進和發(fā)展做了一定的探索

2、。本課題的傳動部分，較傳統(tǒng)的傳動結構，做了一定的改進，就是改變了過去那種傳動方式，通過采用行星輪系這種結構，很好的實現(xiàn)了較大的傳動比。通過本次設計，我對傳動部分的全過程有了清醒而直觀的認識，了解了起毛機的工作原理，對軸、鏈輪、帶輪等主要零件的設計及精度的確定具備了一定的經驗知識，能夠正確地選取標準零件的結構及尺寸。由于知識及實踐經驗的缺乏，在設計過程中，尚存在許多不足之處，尤其是減速器的體積、效果等方面，有待以后的工作、學習中改進。關鍵詞：起毛機；結構設計；主傳動設計；減速器設計1 前言本課題研究的對象是，在紡織機械的起毛機中，如何由電動機通過傳動部分，使起毛機獲得不同的絨毛風格和高質量的起絨

3、效果。隨著社會經濟的發(fā)展，生活水平的提高，人們對穿著的要求越來越高，這就要求紡織行業(yè)能夠開發(fā)出更好的紡織機械，以滿足人們的需要。本課題來源于鹽城市紡織機械有限公司的生產實踐。通過開發(fā)新產品，淘汰舊產品，使之成為符合加工要求的產品，不斷提高市場競爭力。本設計就是從改變起毛機的傳統(tǒng)傳動結構入手，使用新的傳動方法，這樣做不但能滿足加工要求,而且從經濟性方面考慮是可行的。在設計主傳動部分時,提出了一些具體的要求：a. 傳動設計要緊湊，且輸出軸的方向須達到要求，輸出轉速要滿足織物起毛的速度要求。b. 減速器的傳動軸及傳動齒輪，需要進行剛度、強度的校核。c. 主傳動部分應該運轉平穩(wěn)，工作可靠，結構盡量簡單

4、。在老師的指導下，首先進行了方案的論證。經過討論與研究，初步確定了該機器的傳動方案，主要采用帶傳動與鏈傳動，通過中間的減速器來傳遞運動，來實現(xiàn)軸與軸之間的動力和功率的傳遞。根據(jù)老師提供的原始數(shù)據(jù)，進行了詳細而認真地分析，然后根據(jù)分析的結果，開始查手冊確定各輸出軸的轉速和方向，計算各根軸的軸向力、徑向力、圓周力以及運轉功率和轉矩等。進而繪制傳動結構的運動簡圖，分配各級傳動比，接下來進行齒輪和軸的設計與校核。然后進行總體結構的設計，包括零件與零件之間的位置關系和配合關系，確保能夠將零件裝配成功。最后進行手工繪圖，上機繪圖，完善結構。該傳動部分改變了傳統(tǒng)的傳動方法，用行星輪系減速器取代傳統(tǒng)的機械傳動

5、，有很大的經濟性和實用性。其最大的優(yōu)點是：能保持起毛機針輥運轉的連續(xù)、均勻與平穩(wěn)，而且能滿足織物運轉的速度要求。這是本課題創(chuàng)新的地方，在加工技術上也有很大的改進，經濟性和實用性非常強，將具有很大的開發(fā)市場。 但是如何能確定其傳動箱底部兩端電動機分別一致，并與帶傳動減速器的電動機之間有有定的速比。以前的起毛機中只有單臺電機控制布運動和針輥運動，在他們之間有一無級變速器可進行調節(jié)速比，但其方便使用率不理想。在我的設計中需再加上一個plc進行控制，在布與針輥之間接一個檢測器測其信號，使他們之間有穩(wěn)定速比，可以在一開始時設定初始值，然后根據(jù)每個用戶要求進行調節(jié)，這樣就可以很方便地使用了，而且每次設定的

6、值都可以很方便的進行統(tǒng)計。此設計題目為起毛機住傳動結構設計，是屬于機械類的，但plc控制屬于電氣方面，所以沒有進行設計，因此這也但是一部分遺憾，不過我會在以后的工作生活中深一步的進行研究。目錄2概述52.1 課題的國內外現(xiàn)狀52.2 研究的價值52.3 研究的主要物化成果53總體方案論證63.1 已知技術參數(shù)63.2 結構方案的確定64 主傳動部分的設計6-4.1 設計總述74.2 電動機的選擇74.3皮帶輪的設計7-94.4鏈輪的設計10-124.5減速器齒輪的設計12-184.6減速器軸的設計18-244.7減速器箱體的設計24-265 裝配圖與傳動路線265.1裝配圖26-275.2傳動

7、路線27-296 總結30參考文獻31致謝32附錄332 概述2.1 課題的國內外現(xiàn)狀鑒于目前國內外絕大部分鋼絲起毛機系復作用式針輥起毛機。國際上自1886-1891年，這種復作用式針輥起毛機問世以后，經歷了一百多年的使用和改進，雖然在傳動結構、便利操作、控制功能和人機工程學等方面均有了很多改進和提高，但在其基木原理、技術設計和起毛部分排列結構上均沒有大的變動。而且目前使用較廣泛的國產m301起毛機由單臺電機作拖動動力源，各傳動部分由機械聯(lián)接協(xié)同運行。該類起毛機工作穩(wěn)定，結構簡單，維修簡單，但產量低，起梳毛率不易調節(jié)，改變工藝困難，難以獲得不同的絨毛風格和高質量的起絨效果。起毛率取決于在起毛輥

8、與織物的接觸點上各速度合成迭加后，針布與織物相對位移的方向和瞬時速率。方向相反，速率越大，起毛率越高。顯然起毛率的高低將影響起絨的質量、產量和風格。采用單臺電機作傳動動力的起毛機各部分的速度無法調節(jié)，如采用機械方式在小范圍作些微調，起毛風格和產量、質量的控制范圍也十分狹窄.所以近年來國內外在起毛機的設計上大多采用各傳動部分由單臺電機獨立傳動，速度獨立可調的方案。本課題研究的主要內容，主要是如何通過電機控制實現(xiàn)起毛機針輥的連續(xù)轉動，來獲得不同的絨毛風格和高質量的起絨效果。2.2 研究的價值通過對起毛機主傳動結構的設計，實現(xiàn)由電動機的輸出轉動，通過齒輪、鏈輪與減速器速度地改變，轉變?yōu)槠鹈珯C針輥的連

9、續(xù)公轉與自轉，并且針輥的轉動必須平穩(wěn)、均勻。針輥的長度較長，直徑較大，為了實現(xiàn)針輥的平穩(wěn)、勻速轉動，需要在針輥兩端的底部，分別用電動機通過帶輪帶動針輥的自轉。故在電動機通過帶輪帶動針輥主軸轉動的同時，另外兩臺電動機通過帶輪帶動針輥自轉。最終實現(xiàn)織物的傳輸速度為20到60米/秒。2.3 研究的主要物化成果研究的主要物化成果簡述如下：a畢業(yè)設計說明書一份（不少于10000字）。b主傳動裝配圖1張；部件裝配圖若干張；其它零件圖若干張。c減速器總裝配圖1 張，手工繪制。d圖紙總量折合成a0幅面在4張以上（不含手工繪制圖），并且全部用計算機繪制。3 總體方案論證 本課題研究的對象為：起毛機主傳動結構設計

10、，主要完成由電動機到針輥的轉動。設計的重點與難點是：如何確保針輥轉動的連續(xù)、快速與均勻，包括公轉和自轉，所以電動機輸出的轉速與各級傳動的轉速都應該考慮好。每個輪與軸的轉速都不同，所以每一步確定的轉速都要合理，以確保達到設計要求。3.1 已知技術參數(shù) 緊邊的張緊力 f = 7500n 松邊的張緊力 f = 200n 針輥總直徑 d = 1.3 m 織物通過針輥的速度 2060 m/min3.2 結構方案的確定 本傳動方案由電動機通過帶傳動，連入減速器的輸入軸，再由減速器的輸出軸通過鏈傳動，連接到帶動針輥的主軸上，以實現(xiàn)針輥的連續(xù)、平穩(wěn)與均勻轉動。同時，連接在針輥主軸上的大鏈輪處于整個主傳動箱體的

11、中心位置，其余的減速器與電動機的位置需要安排好，而且還要把位置固定好。另外，本傳動方案的減速器傳動比較大，需額外設計，考慮到蝸桿蝸輪減速器的方向不好處理，而且用傳統(tǒng)的機械協(xié)同聯(lián)結來傳動，有其弊端，故采用行星輪系減速器。 針輥在繞主軸公轉的同時，還要自轉，所以需要在傳動箱的底部另安裝一臺電動機，通過帶傳動，來實現(xiàn)針輥的自轉。4 主傳動部分的設計與校核4.1設計總述已知針輥總直徑d=1.3 m，則周長c = （4-1） = 。已知針物速度為2060 m/min，則針輥的公轉速度為520 r/min。由于小皮帶輪轉速為1460 r/min，取鏈傳動比為i= = 4.7，參考文獻169頁，查表4.6得

12、工況系數(shù)k = 1.1參考文獻169頁，由式（4-22），pca = kp （4-2）得 pca = kp = 1.1×11kw = 12.1 kw按pca = 12.1kw, = 1460 r/min參考文獻171頁，查圖4.11：選b型v帶參考文獻171頁，查圖4.11及參考文獻161頁，表4.4得，選擇帶輪直徑： = 212 mm ， = 250 mm故i =dd2 / dd1 （4-3）= = 1.18所以大帶輪轉速 = = = 1237.3 r/min。由于針輥的公轉速度即大鏈輪的速度為520 r/min，故小鏈輪的轉速為23.594 r/min，所以減速器的傳動比范圍為1

13、3.16 - 52.65。考慮到機器的生產效率,考慮到轉速越低，扭矩越大等,取針輥的正常運轉速度v = 40 m/min ，即n = 10 r/min，所以大鏈輪的轉速為 10 r/min ,小鏈輪轉速為 47 r/min 。因為小帶輪的轉速為1460 r/min ,所以大帶輪的轉速為: = 1237.3 r/min故整個減速器的傳動比為i= = 26.32，實際針輥的公轉速度即大鏈輪的速度為10.13 r/min，小鏈輪轉速為47.6 r/min。4.2 電動機的選擇由f = 7500 n得， = f v = 7500n = 5 kw。參考文獻398-99頁，參表11-9得，。由 = （4-

14、4） 5 = p得 p = 6.4 kw根據(jù)工程實際情況，選取電動機的功率一般要比計算出的功率大，故選擇主電動機m1為y160m-4型， = 11 kw， = 1460 r/min。4.3 皮帶輪的設計與校核1 選擇v帶型號1）、確定計算功率由式（4-2）計算得，pca = 12.1 kw。2）、選擇v帶型號按pca = 12.1kw， = 1460 r/min，參考文獻171頁，查圖4.11得，選b型v帶。2 確定, 1）、選擇帶輪直徑參考文獻171頁，參圖4.11及參考文獻161頁，表4.4得，選擇帶輪直徑： = 212 mm； = 250 mm2）、計算實際傳動比i = = 1.183）

15、、驗算帶速參考文獻164頁，由式（4-8）， = 得， （4-5） = = = 16.2 m/s，符合要求。4）、驗算帶輪的轉速 = 1460 r/min； = = = 1237.3 r/min（允許）。3 確定中心距和帶長1）、初選中心距參考文獻170頁，由式（4.23），(+)2(+) （4-6）得 (+)2(+)325.5 930，取 = 590 mm。2）、求帶的計算基準長度參考文獻170頁，由式（4.24）得 = + ( + ) + （4-7） = 2590 + (212+250) + = 1906 mm參考文獻160頁，查表4.2得， = 2000 mm。3）、計算中心距參考文獻1

16、70頁，由式（4.25）， = + （4-8）得 = 590 + = 637 mm 4）、確定中心距調整范圍參考文獻172頁，由式（4-26），得 mm （4-9a） mm （4-9b）4 驗算小帶輪包角參考文獻165頁，由式（4-12）得， （4-10） = 小帶輪的包角符合要求。5 確定v帶根數(shù)z1）、確定額定功率由 = 212 mm , = 1460 r/min參考文獻168頁，查表4.5得，單根b型v帶 ,額定功率 = 5.4 kw。2）、確定v帶根數(shù)z參考文獻173頁，由式（4.28）， （4-11）參考文獻168頁，查表4.8得， = 1，參考文獻160頁，查表4.2得， = 0.

17、98，故 根，取z = 4根。6 計算單根v帶初拉力f參考文獻159頁，查表4.1得, q = 0.17kg/m參考文獻174頁，由式（4.29）得，f = （4-12）= = 184.6 n7 計算對軸的壓力參考文獻160頁，由式（4-30）得， = （4-13）= = 1476 n 8 確定帶輪的結構尺寸,繪制帶輪的零件圖由于 = 212 mm； = 250 mm所以大小帶輪均采用孔板式結構,其零件圖如圖4-1與圖4-2所示。圖4-1 大皮帶輪零件圖圖4-2 小皮帶輪零件圖4.4 鏈輪的設計與校核1 選擇鏈輪的齒數(shù)小鏈輪的齒數(shù) z = 23大鏈輪的齒數(shù) z = 108傳動比 = = 4.7

18、2 初定中心距 取 = 20p3 確定鏈節(jié)數(shù)參考文獻192頁，由式（5-6）得， （4-14） = = 114.7 故取 = 114(偶數(shù))。4 計算功率p由f = 7500 n得， = f v = 7500n = 5 kw參考文獻193頁，查表5.6得， = 1.3，參考文獻194頁，查表5.7得， = 1.23，參考文獻194頁，查表5.8得， = 1.04（經線性插值），參考文獻194頁，查表5.9得， = 1.7（雙排），參考文獻193頁，由式（5.8）得，p = （4-15）= = 3 kw5 選定鏈條型號，確定鏈節(jié)距p根據(jù)，p，參考文獻191頁，查圖5.10得，選雙排12a型滾子鏈

19、，p = 19.05 mm。6 驗算鏈速 參考文獻188頁，由式（5-1）得， v = （4-16） = = 0.35 m/s7 確定中心距aa = 20p = = 381 mm8 計算對軸的壓力參考文獻195頁，由式（5-10）得， （4-17） = = 17142.86 n9 結構設計由于 = 139.9 mm, = 654.98 mm故小鏈輪選用實心式，大鏈輪選用孔板式，零件圖如圖4-3與圖4-4所示。圖4-3 小鏈輪零件圖4.5 減速器齒輪的設計與校核1 選擇齒輪材料、熱處理方法、精度等級、齒數(shù)、及齒寬系數(shù)考慮到該減速器功率不大，故所有四個齒輪都選用45鋼，齒面硬度為220-260hb

20、s，屬于軟齒面閉式傳動，載荷平穩(wěn)，齒輪速度不高，初選8級精度，各個齒輪數(shù)分別為35，。取齒寬系數(shù)。考慮到該減速器傳動比較大，故可以采用行星輪系減速器。參考文獻2177頁，如圖4-5所示行星輪系減速器結構簡圖:其傳動比為 由于，故得 由此得圖4-4 大鏈輪零件圖所以整個減速器的傳動比為： = 26；小鏈輪轉速為:1237.3/26 = 47.6 r/min； 大鏈輪轉速為:47.6/4.7 = 10.13 r/min， 即針輥的運轉速度為：10.13 r/min2. 按齒面接觸疲勞強度設計參考文獻1118頁，由式（6-11）得， （4-18）1）、確定公式中各參數(shù)a.載荷系數(shù)kt試選載荷系數(shù)kt

21、 = 1.5b.小齒輪傳遞的轉距由 （4-19）得 圖4-5 行星輪系減速器結構簡圖c.材料系數(shù)參考文獻1117頁，查表6.3得， d.大小齒輪的接觸疲勞強度，按齒面硬度，參考文獻1110頁，查圖6.8得，, e.應力循環(huán)次數(shù)n = = 60×1237.3×10×300×8 = 1.78×10n= nu = 1.78×10×1.4 = 2.49×10f.接觸疲勞壽命系數(shù)，參考文獻1108頁，查圖6.6得， = 0.92 , = 0.92g.確定許用接觸應力，取安全系數(shù) = 1則 2）、設計計算a.試算小齒輪分度圓直

22、徑取 mmb.計算圓周速度 m/sc.計算載荷系數(shù)k參考文獻1112頁，查表6.2得，使用系數(shù) = 1.25參考文獻1114頁，查圖6.10得，動載系數(shù) = 1.2參考文獻1115頁，查圖6.13得， = 1.15參考文獻1112頁，由式（6.5），得 （4-20）= = 1.725d.校正分度圓直徑參考文獻1120頁，由式（6.14），得 （4-21）= = 72.3 mm3）、計算齒輪傳動的模數(shù)m 按標準模數(shù)取m = 4 mm對于齒輪3,4，同理,不再重復計算3.按齒根彎曲疲勞強度校核參考文獻1120頁，由式(6-12)得， （4-22）1）、確定公式中個參數(shù)值a.大小齒輪的彎曲疲勞強度極

23、限，參考文獻1111頁，查圖6.9得，取, b.彎曲疲勞壽命極限，參考文獻1109頁，查圖6.7得，取 = 0.87, = 0.86c.許用彎曲應力，取彎曲疲勞安全系數(shù) = 1.4，應力修正系數(shù) = 2.0，由參考文獻1107頁，由式(6-2) 得， （4-23a）= = 273.4 （4-23b）= = 294.86 d.齒形系數(shù)，和應力修正系數(shù)，參考文獻1120頁，查表6.4得， = 2.45 , = 2.65 , = 1.65 , = 1.59e.計算齒輪的與，并加以比較取其中較大值代入公式計算 大齒輪的數(shù)值較大，應按大齒輪校核齒跟彎曲疲勞強度2）、 校核計算所以齒輪彎曲疲勞強度足夠。4

24、. 齒輪結構設計及繪制零件圖由,，m = 4 mm ，1）、計算分度圓直徑2）、計算中心距a所以對齒輪3，4采用正傳動:其參數(shù)為 3）、全齒高h h = = 9 mm，4）、齒輪3，4的齒厚參考文獻2135頁，由表5-2得， （4-24） = = 6.28 mm 5）、齒輪1，2的計算對齒輪1，2采用變位傳動:參考文獻2150頁，由式（5-34）， （4-25） 得 = = 參考文獻2150頁，由式(5-33e)得， （4-26）代入計算得 取 參考文獻2151頁，由式（5-35）得， （4-27a） = 70 5 + 1.2 = 66.2 mm （4-27b） = 505 + 0.8 = 4

25、5.8 mm參考文獻2151頁，由式（5-36）得， （4-28a） = 122 - 45.8 - 1 = 75.2 mm （4-28b） = 122 - 66.2 - 1 = 54.8 mm 參考文獻2149頁，由式（5-32）得，齒厚 （4-29） = 6.28 + = 7.15 mm = 6.28 + = 6.86 mm6）、計算齒寬，取 ； ，取 ，取 ； ，取 7）、繪制零件工作圖由于齒輪直徑較小，均采用實心式結構。變位傳動齒輪1與正傳動齒輪3的零件圖如圖4-6與4-7所示，其余略。圖4-6 減速器的齒輪14.6 減速器軸的設計與校核1 減速器的輸入軸的設計1）、最小軸徑的確定減速器

26、的輸入軸結構，如圖4-8所示。圖4-7 減速器的齒輪3圖4-8 減速器的輸入軸45鋼調質處理，參考文獻1292頁，查表11.3 確定軸的c值，取c = 105得 （4-30） = = 17.86 mm 因為軸段裝大帶輪的直徑為最小直徑，故取 mm 2）、確定軸的運動和動力參數(shù)參考文獻398-99頁，查表11-9得， （8級精度），（一對）， ，故3）、確定各段軸的直徑a.左端安裝帶輪，其直徑為，長度為80 mm； 右端安裝齒輪，其直徑也為，長度也為80 mm； b.帶輪與齒輪需要通過軸肩來定位，其直徑為，長度為45 mm；c.整個軸需要通過一對軸承來支撐，軸承的內徑也就是軸的直徑為，安裝軸承的

27、長度為16 mm；d.兩個軸承之間的距離為50 mm，直徑為；e.為了防止軸承的軸向移動，軸承外部需要安裝軸承端蓋，安裝軸承端蓋段軸的直徑為，長度為35 mm。2. 減速器的輸入軸的校核1）、求軸上載荷a.計算齒輪受力齒輪的分度圓直徑 mm參考文獻1125頁，由式（6-16）得，圓周力 （4-31a）徑向力 （4-31b）直齒圓柱齒輪沒有軸向力b.求帶輪受力大帶輪包角，單根v帶初拉力大帶輪對軸的壓力 c. 求支反力 參見圖4-2左右支點間距離：帶輪距左支點距離： 齒輪距右支點距離：左支點水平面支力：， 右支點水平面支反力：， 左支點垂直面支反力：， 右支點垂直面支反力：， 2）、繪制彎矩圖和扭

28、矩圖面a處水平面彎矩：面a處垂直面彎矩： 截面a處合成彎矩： 軸的彎矩和扭矩圖如圖4-9所示：3）、彎扭合成強度校核通常只校核軸上受最大彎矩和扭矩的截面強度，也就是危險截面a的強度。 截面a處計算彎矩：考慮啟動、停機的影響，扭矩為脈動循環(huán)變應力，取參考文獻2149頁，由式（11-58）得， （4-32）= = 截面a處計算應力：強度校核：45鋼調質處理，參考文獻1288頁，查表11.2得， ，彎扭合成強度滿足要求4）、疲勞強度安全系數(shù)校核a.確定危險截面截面a處應力最大，但由于配合及鍵槽引起的應力集中在該軸段的兩端，故不必校核。截面處應力接近最大，應力集中，為危險截面，截面的左右兩側均需校核。

29、圖4-9 軸的彎矩和扭矩圖b.截面的左側強度校核抗彎截面系數(shù)：抗扭截面系數(shù)：截面左側的彎矩：截面上的彎曲應力：截面上的扭轉切應力：平均應力：彎曲正應力為對稱循環(huán)彎應力， 扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，即 ， 應力幅： ， ，材料的力學性能：45鋼調質，參考文獻1288頁，查表11.2，得 ，軸肩理論應力集中系數(shù)：，參考文獻1427頁，查附表1.6，并經線性插值計算得， 材料的敏性系數(shù)：r = 2.0 mm,參考文獻129頁，查圖2.8并經線性插值，得 ，有效應力集中系數(shù)：尺寸及截面形狀系數(shù)：由h = 5 mm,d = 40mm，參考文獻130頁，查圖2.9得，扭轉剪切尺寸系數(shù)：由d = 40 m

30、m, 參考文獻130頁，查圖2.10得，表面質量系數(shù)：軸按磨削加工，由，參考文獻131頁，查圖2.12得， 表面強化系數(shù)：軸未經過表面強化處理疲勞強度綜合影響系數(shù)： 等效系數(shù)：45鋼：取,僅有彎曲正應力時的計算安全系數(shù)： 僅有扭轉切應力時的計算安全系數(shù)： 彎扭聯(lián)合作用下的計算安全系數(shù)：設計安全系數(shù)：材料均勻，載荷與應力計算準確時：取s = 1.5疲勞強度安全系數(shù)校核：, 故左側疲勞強度合格c.截面的右側強度校核抗彎截面系數(shù)： 抗扭截面系數(shù)：截面左側的彎矩：截面上的彎曲應力：截面上的扭轉切應力：平均應力：彎曲正應力為對稱循環(huán)彎應力，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，即 ， 應力幅： ， ，材料的力學性

31、能：45鋼調質，參考文獻1288頁，查表11.2得， ， ， 軸肩理論應力集中系數(shù)： ， 參考文獻1427頁，查附表1.6，并經線性插值計算得，及值： = 3， = 0.8 = 0.8 * 3 = 2.4疲勞強度綜合影響系數(shù)：僅有彎曲正應力時的計算安全系數(shù)： 僅有扭轉切應力時的計算安全系數(shù)： 彎扭聯(lián)合作用下的計算安全系數(shù)：設計安全系數(shù)： 取s = 1.5疲勞強度安全系數(shù)校核：，故右側疲勞強度合格5）、靜強度安全系數(shù)校核該設備無過大的瞬時過載和嚴重的應力循環(huán)不對稱，無需靜強度校核。6）、繪制軸的零件工作圖 軸的零件工作圖如附圖4所示，其余軸的設計與校核，與此類似，不再重復計算。4.7 減速器箱體

32、的設計通過對起毛機主傳動過程的結構設計，能夠實現(xiàn)起毛機的正常工作要求。但是本課題中的減速器，不是傳統(tǒng)機械傳動中使用的減速器，而是專門為起毛機配備的行星輪系減速器，需要專門設計、制造。這就要求公司為減速器的生產，必須另外配備一條生產線。這也是本設計的創(chuàng)新之處。提到減速器，它的箱體是必不可少的。因為減速器的箱體是鑄件，尺寸要求與加工精度同樣不能少。這就需要對箱體的尺寸進行設計，以確保起毛機能正常工作，而且不影響傳動箱的結構，總體結構看上去能合理、美觀。本課題的減速器的箱體，如圖4-10所示：圖4-10 減速器的箱體1.箱體內部尺寸的確定1）、內部寬度的確定首先從內部入手，因為各個齒輪數(shù)分別為 35

33、，分度圓直徑分別為，齒輪中心距為，所以箱體內壁的寬度必須確保行星輪系的正常運轉，而且齒輪頂部與箱體內壁之間必須留有一定的間隙。這個行星輪系減速器，取齒輪頂部到箱體內壁的距離為20 mm ，加上齒輪的中心距122 mm與齒輪的齒頂圓半徑56 mm ，所以箱體內壁的總寬度為376 mm 。2）、內部長度的確定箱體內部的長度，有行星輪的傳動軸b的長度確定。為了減小減速器的體積，應該盡可能地縮短軸b的長度。為了保證裝載這跟軸上的兩個齒輪2、3在圍繞齒輪1、4公轉的同時，還要自轉，故需要用兩個軸承支撐起軸b。軸b的長度，加上兩端圓螺母的厚度，總長度為313 mm。右側圓螺母與箱體內壁的間隙為14mm；左

34、側由于要安裝軸承，為了防止軸承的軸向移動，需要在軸承外側加上軸承端蓋，軸承端蓋四周要用四個m10的螺栓，這樣，齒輪1與螺栓的距離為5mm，圓螺母與箱體內壁的距離為18 mm，所以箱體內壁的長度為339 mm。3）、內部深度的確定減速器要正常運轉，需要有潤滑油，所以需要在箱體的底部加上潤滑油，潤滑油的深度以浸沒輪齒高度的2/3為準，潤滑油的高度為40-48 mm，因此，箱體的平均深度約為228 mm。4）、內部其它尺寸的確定 箱體內部的左側，要安裝軸承端蓋，所以凸緣的直徑不小于130 mm，左面要安裝軸徑為50 mm 的7010 c型角接觸球軸承，軸承的外徑為80 mm；兩軸承之間須有凸起的部分

35、，以防止軸承的軸向移動，其孔徑為73 mm。 箱體內部的右側，通過4跟m12的螺栓，將齒輪4固定在箱體的內部，箱體內部防止軸承的軸向移動的孔徑為68 mm，最右側安裝的兩個軸的直徑為60 mm的7012c型角接觸球軸承，軸承外徑為95 mm。2. 箱體外部尺寸的確定1）、總體尺寸的確定 根據(jù)箱體內部已經確定的尺寸，箱體的總長為570 mm，總寬為440 mm，總高為240 mm。2）、其余尺寸的確定 取箱體的壁厚為12 mm，箱體下部的長度在箱體內部的基礎上增加24 mm，所以箱體下部的長度為363 mm。減速器要固定，必須通過箱體上的地腳螺栓固定在支撐架上，整個減速器通過六個m12的地腳螺栓

36、固定在支撐架上。將箱體外部底面的厚度定為24 mm，寬度定為 24 mm，長度與箱體底面的長度相同。 左側是安裝軸承端蓋的，其外部直徑為142 mm。 右側同樣是安裝軸承端蓋的，其外部直徑為156 mm。 箱體通過12個m12的螺栓，與箱蓋連接。箱體兩側突出部分的寬度為24 mm，厚度為20 mm。再加上壁厚，箱體上表面邊緣的寬度為36 mm。箱體與箱蓋的連接，必須確保螺栓不會被破壞，是通過12個m 12的螺栓，螺栓的中心距箱體連接邊緣的外壁為12 mm。另外，箱體還要通過地腳螺栓，固定在支撐架上，由6個m12的螺栓固定。5 裝配圖與傳動路線5.1裝配圖1 起毛機總體結構裝配圖起毛機的總體結構

37、裝配圖如圖5-1所示：圖5-1起毛機總體結構裝配圖2 主傳動部分的裝配圖主傳動部分的裝配圖如圖5-2所示：圖5-2主傳動部分裝配3 減速器裝配圖減速器裝配圖如圖5-3所示： 圖53 減速器裝配圖5.2 傳動路線這臺起毛機的具體傳動路線如下：如圖5 - 2，由電動機4開始，將小皮帶輪2安裝在電機上，通過帶傳動，帶動大皮帶輪3轉動，大皮帶輪安裝在減速器16的輸入軸a上，通過減速器的傳動，由按照在減速器輸出軸上的小鏈輪15，通過鏈傳動，帶動大鏈輪14，從而帶動針輥的主軸轉動，實現(xiàn)針輥的轉動針輥在饒主軸公轉的同時，還在自轉，所以需要在傳動箱的底部的兩端分別安裝一個電動機，通過帶傳動，在針輥的公轉的同時

38、實現(xiàn)針輥的自轉。另需再加上一個plc進行控制，在布與針輥之間接一個檢測器測其信號，使他們之間有穩(wěn)定速比，可以在一開始時設定初始值，然后根據(jù)每個用戶要求進行調節(jié)，這樣就可以很方便地使用了。6 總結與展望為期近五個月的畢業(yè)設計已接近尾聲，在這五個月的時間里，我結合自己的設計課題和任務書的要求，首先進行了觀察，做好了記錄，對所設計的內容有了感性認識，為畢業(yè)設計奠定了堅實的基礎。同時，我還針對起毛機的整體結構與主傳動部分的結構進行了文獻檢索，了解了起毛機主傳動部分的發(fā)展現(xiàn)狀，并制定了設計方案和具體的進度計劃。按照設計進度安排，我先是邊畫總裝圖，邊計算，然后繪制零件圖，確定其尺寸精度要求和表面粗糙度要求

39、，同時還要反過來修改總裝圖，以期能實現(xiàn)各個零件的裝配，變成一臺能正常工作的機器。通過以上工作的完成，我對傳動部分的全過程有了清醒而直觀的認識，了解了起毛機的工作原理，對軸、鏈輪、帶輪等主要零件的設計及精度的確定具備了一定的經驗知識，能夠對傳動中經常出現(xiàn)的問題提出合理的解決方法，能夠正確地選取標準零件的結構及尺寸等等。在傳動設計中，精度要求的確定是非常重要的，要綜合考慮尺寸精度及配合要求，特別是軸與軸承等配合精度要求高的部件，其精度確定的合理與否將影響到傳動的效果，從而對產品的使用性能、使用壽命及企業(yè)的經濟效益產生很大的影響。由于知識水平及實踐經驗的缺乏，在設計過程中，尚存在許多不足之處，尤其是

40、減速器的體積、效果等方面，有待以后的工作、學習中改進。參 考 文 獻1 徐錦康.機械設計m.北京：高等教育出版社，2004.2 沈世德.機械原理m.北京：機械工業(yè)出版社，2002.3 王旭，王積萍.機械設計課程設計m. 北京：機械工業(yè)出版社，2003.4 錢志峰，劉蘇.工程圖學基礎教程m.北京：科學出版社，2001.5 吉衛(wèi)喜.機械制造技術m.北京：機械工業(yè)出版社,2001. 6 王伯平.互換性與測量技術基礎m.北京：機械工業(yè)出版社，2003.7 朱龍根.簡明機械零件設計手冊.北京:機械工業(yè)出版社,2000.8 王之煦，許杏根.簡明機械設計手冊.北京:機械工業(yè)出版社,1999.9 謝新倉.鋼絲起毛機的機電一體化技術j.染整技術,1998-12,(6)：