畢業(yè)設(shè)計（論文）-起毛機主傳動結(jié)構(gòu)設(shè)計（全套圖紙）

1、<p><b>　　目 錄</b></p><p>　　1 前言………………………………………………………………………………1</p><p>　　2概述……………………………………………………………………………2</p><p>　　2.1 課題的國內(nèi)外現(xiàn)狀………………………………………………………………2</p>

2、<p>　　2.2 研究的價值………………………………………………………………………2</p><p>　　2.2 研究的主要物化成果……………………………………………………………2</p><p>　　3總體方案論證…………………………………………………………………3</p><p>　　3.1 已知技術(shù)參數(shù)………………………………………………………

3、……………3</p><p>　　3.2 結(jié)構(gòu)方案的確定…………………………………………………………………3</p><p>　　4 主傳動部分的設(shè)計……………………………………………………………4</p><p>　　4.1 設(shè)計總述…………………………………………………………………………4</p><p>　　4.2 電動機的選擇…………

4、…………………………………………………………4</p><p>　　4.3皮帶輪的設(shè)計……………………………………………………………………5</p><p>　　4.4鏈輪的設(shè)計…………………………………………………………………8</p><p>　　4.5減速器齒輪的設(shè)計…………………………………………………………………10</p><p>

5、;　　4.6減速器軸的設(shè)計……………………………………………………………………16</p><p>　　4.7減速器箱體的設(shè)計………………………………………………………………22</p><p>　　5 裝配圖與傳動路線……………………………………………………………26</p><p>　　5.1裝配圖…………………………………………………………………………26&l

6、t;/p><p>　　5.2傳動路線………………………………………………………………………28</p><p>　　6 總結(jié)……………………………………………………………………………29</p><p>　　參考文獻…………………………………………………………………………30</p><p>　　致謝……………………………………………………………

7、…………………31</p><p>　　附錄…………………………………………………………………………………32</p><p>　　起毛機主傳動結(jié)構(gòu)設(shè)計</p><p>　　摘 要：本課題是在對國內(nèi)外的起毛機廣泛調(diào)研的基礎(chǔ)上，對其結(jié)構(gòu)、電氣、傳動等做了許多改進性設(shè)計。目前使用較廣泛的國產(chǎn)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

8、工作穩(wěn)定，維修簡單，但產(chǎn)量低，改變工藝?yán)щy，難以獲得高質(zhì)量的起絨效果。</p><p>　　起毛機的主傳動結(jié)構(gòu)設(shè)計，尤其對其中的帶傳動與鏈傳動做了詳細(xì)地設(shè)計與校核。對主傳動中的減速器做了創(chuàng)新性設(shè)計，達到了預(yù)期的目的，對起毛機的改進和發(fā)展做了一定的探索。本課題的傳動部分，較傳統(tǒng)的傳動結(jié)構(gòu)，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(jié)構(gòu)，很好的實現(xiàn)了較大的傳動比。</p><

9、p>　　通過本次設(shè)計，我對傳動部分的全過程有了清醒而直觀的認(rèn)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(shè)計及精度的確定具備了一定的經(jīng)驗知識，能夠正確地選取標(biāo)準(zhǔn)零件的結(jié)構(gòu)及尺寸。由于知識及實踐經(jīng)驗的缺乏，在設(shè)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(xué)習(xí)中改進。</p><p>　　關(guān)鍵詞：起毛機；結(jié)構(gòu)設(shè)計；主傳動設(shè)計；減速器設(shè)計</p><

10、;p>　　The Structure Design of Main Transmission of Teasing Machine</p><p>　　Abstract：The subject is on the basis of extensive investigation and research about teasing machine at home and abroad, during the

11、 design, the structure, electrical and transmission system has been improved. The current home-made teasing machine of M301 has been extensively used, and its dragging power is generated from the single electromotor, and

12、 the transmission system is operated by mechanical connections. This kind of teasing machine works staidly and maintains simply, but its shortages are </p><p>　　The structure design of main transmission syst

13、em of the teasing machine, especially belt drive and chain drive have been designed and checked in detail. The retarder of the main transmission system is done innovative design, which has achieved expected results and d

14、one some exploration for the improvement and development of the teasing machine. The transmission system has been improved in terms of previous transmission structure, which uses epicyclical train instead of the past str

15、ucture in orde</p><p>　　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

16、 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.

17、 However, because of lack of practical experience, I discover lots of deficiencies during the des</p><p>　　Key words：teasing machine; structure design; main transmission design; retarder design</p>&l

18、t;p><b>　　1 前言</b></p><p>　　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(fēng)格和高質(zhì)量的起絨效果。</p><p>　　隨著社會經(jīng)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。</p><p>　　本

19、課題來源于鹽城市紡織機械有限公司的生產(chǎn)實踐。通過開發(fā)新產(chǎn)品，淘汰舊產(chǎn)品，使之成為符合加工要求的產(chǎn)品，不斷提高市場競爭力。本設(shè)計就是從改變起毛機的傳統(tǒng)傳動結(jié)構(gòu)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(jīng)濟性方面考慮也時可行的。在設(shè)計主傳動部分時,提出了一些具體的要求：</p><p>　　a. 傳動設(shè)計要緊湊，且輸出軸的方向須達到要求，輸出轉(zhuǎn)速要滿足織物起毛的速度要求。</p><

20、p>　　減速器的傳動軸及傳動齒輪，需要進行剛度、強度的校核。</p><p>　　主傳動部分應(yīng)該運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，工作可靠，結(jié)構(gòu)盡量簡單。</p><p>　　在老師的指導(dǎo)下，首先進行了方案的論證。經(jīng)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(xì)而認(rèn)真地分析，然后根據(jù)分析的結(jié)

21、果，開始查手冊確定各輸出軸的轉(zhuǎn)速和方向，計算各根軸的軸向力、徑向力、圓周力以及運轉(zhuǎn)功率和轉(zhuǎn)矩等。進而繪制傳動結(jié)構(gòu)的運動簡圖，分配各級傳動比，接下來進行齒輪和軸的設(shè)計與校核。然后進行總體結(jié)構(gòu)的設(shè)計，包括零件與零件之間的位置關(guān)系和配合關(guān)系，確保能夠?qū)⒘慵b配成功。最后進行手工繪圖，上機繪圖，完善結(jié)構(gòu)。</p><p>　　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，有很大的經(jīng)濟性和實用性。其最

22、大的優(yōu)點是：能保持起毛機針輥運轉(zhuǎn)的連續(xù)、均勻與平穩(wěn)，而且能滿足織物運轉(zhuǎn)的速度要求。這是本課題創(chuàng)新的地方，在加工技術(shù)上也有很大的改進，經(jīng)濟性和實用性非常強，將具有很大的開發(fā)市場。</p><p><b>　　2 概述</b></p><p>　　2.1 課題的國內(nèi)外現(xiàn)狀</p><p>　　鑒于目前國內(nèi)外絕大部分鋼絲起毛機系復(fù)作用式針輥起毛機。

23、國際上自1886-1891年，這種復(fù)作用式針輥起毛機問世以后，經(jīng)歷了一百多年的使用和改進，雖然在傳動結(jié)構(gòu)、便利操作、控制功能和人機工程學(xué)等方面均有了很多改進和提高，但在其基木原理、技術(shù)設(shè)計和起毛部分排列結(jié)構(gòu)上均沒有大的變動。</p><p>　　而且目前使用較廣泛的國產(chǎn)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(jié)構(gòu)簡單，維修簡單，但產(chǎn)量低，起梳毛率不易調(diào)節(jié)，改變工藝?yán)?/p>

24、難，難以獲得不同的絨毛風(fēng)格和高質(zhì)量的起絨效果。</p><p>　　起毛率取決于在起毛輥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(zhì)量、產(chǎn)量和風(fēng)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(diào)節(jié)，如采用機械方式在小范圍作些徽調(diào)，起毛風(fēng)格和產(chǎn)量、質(zhì)量的控制范圍也十分狹窄.所以近年來國內(nèi)外在起毛機的設(shè)計上大多采用各傳動部分由單

25、臺電機獨立傳動，速度獨立可調(diào)的方案。</p><p>　　本課題研究的主要內(nèi)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(zhuǎn)動，來獲得不同的絨毛風(fēng)格和高質(zhì)量的起絨效果。</p><p>　　2.2 研究的價值</p><p>　　通過對起毛機主傳動結(jié)構(gòu)的設(shè)計，實現(xiàn)由電動機的輸出轉(zhuǎn)動，通過齒輪、鏈輪與減速器速度地改變，轉(zhuǎn)變?yōu)槠鹈珯C針輥的連續(xù)公轉(zhuǎn)與自轉(zhuǎn)，并且針輥的轉(zhuǎn)動

26、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(zhuǎn)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(zhuǎn)。故在電動機通過帶輪帶動針輥主軸轉(zhuǎn)動的同時，另外兩臺電動機通過帶輪帶動針輥自轉(zhuǎn)。最終實現(xiàn)織物的傳輸速度為20到60米/秒。</p><p>　　2.3 研究的主要物化成果</p><p>　　研究的主要物化成果簡述如下：</p><p>

27、　　a．畢業(yè)設(shè)計說明書一份（不少于10000字）。</p><p>　　b．主傳動聯(lián)系尺寸圖1張；主傳動裝配圖1張；部件裝配圖若干張；其它零件圖若干張。</p><p>　　c．主傳動總裝配圖1 張，手工繪制。</p><p>　　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。</p><p><b>

28、;　　3 總體方案論證</b></p><p>　　本課題研究的對象為：起毛機主傳動結(jié)構(gòu)設(shè)計，主要完成由電動機到針輥的轉(zhuǎn)動。設(shè)計的重點與難點是：如何確保針輥轉(zhuǎn)動的連續(xù)、快速與均勻，包括公轉(zhuǎn)和自轉(zhuǎn)，所以電動機輸出的轉(zhuǎn)速與各級傳動的轉(zhuǎn)速都應(yīng)該考慮好。每個輪與軸的轉(zhuǎn)速都不同，所以每一步確定的轉(zhuǎn)速都要合理，以確保達到設(shè)計要求。</p><p>　　3.1 已知技術(shù)參數(shù)</p>

29、;<p>　　緊邊的張緊力 F = 7500N</p><p>　　松邊的張緊力 F = 200N</p><p>　　針輥總直徑 D = 1.3 m</p><p>　　織物通過針輥的速度 20—60 m/min</p><p>　　3.2 結(jié)構(gòu)方案的確定</p><p>　　本傳動方案由電

30、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(zhuǎn)動。</p><p>　　同時，連接在針輥主軸上的大鏈輪處于整個主傳動箱體的中心位置，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。</p><p>　　另外，本傳動方案的減速器傳動比較大，需額外設(shè)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)

31、同聯(lián)結(jié)來傳動，有其弊端，故采用行星輪系減速器。</p><p>　　針輥在饒主軸公轉(zhuǎn)的同時，還要自轉(zhuǎn)，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(zhuǎn)。</p><p>　　4 主傳動部分的設(shè)計與校核</p><p><b>　　4.1設(shè)計總述</b></p><p>　　已知針輥總直徑D=1.3 m

32、，則周長C = （4-1）</p><p><b>　　= 。</b></p><p>　　已知針物速度為20—60 m/min，則針輥的公轉(zhuǎn)速度為5—20 r/min。</p><p>　　由于小皮帶輪轉(zhuǎn)速為1460 r/min，取鏈傳動比為i= = 4.7，</p><

33、p>　　參考文獻[1]69頁，查表4.6得工況系數(shù)K = 1.1</p><p>　　參考文獻[1]69頁，由式（4-22），Pca = KP （4-2）</p><p>　　得 Pca = KP = 1.1×11kw = 12.1 kw</p><p>　　按Pca = 12.1kw, = 1460

34、r/min</p><p>　　參考文獻[1]71頁，查圖4.11：選B型V帶</p><p>　　參考文獻[1]71頁，查圖4.11及參考文獻[1]61頁，表4.4得，</p><p>　　選擇帶輪直徑： = 212 mm ， = 250 mm</p><p>　　故i =

35、（4-3）</p><p><b>　　= = 1.18</b></p><p>　　所以大帶輪轉(zhuǎn)速 = = = 1237.3 r/min。</p><p>　　由于針輥的公轉(zhuǎn)速度即大鏈輪的速度為5—20 r/min，故小鏈輪的轉(zhuǎn)速為23.5—94 r/min，所以減速器的傳動比范圍為13.16 -- 52.65。考慮到機器的生產(chǎn)效率,考

36、慮到轉(zhuǎn)速越低，扭矩越大等,取針輥的正常運轉(zhuǎn)速度v = 40 m/min ，即n = 10 r/min，所以大鏈輪的轉(zhuǎn)速為 10 r/min ,小鏈輪轉(zhuǎn)速為 47 r/min 。</p><p>　　因為小帶輪的轉(zhuǎn)速為1460 r/min ,所以大帶輪的轉(zhuǎn)速為: = 1237.3 r/min</p><p>　　故整個減速器的傳動比為i= = 26.32，實際針輥的公轉(zhuǎn)速度即大鏈輪的速度為

37、10.13 r/min，小鏈輪轉(zhuǎn)速為47.6 r/min。</p><p>　　4.2 電動機的選擇</p><p>　　由F = 7500 N得， = F v = 7500N = 5 kw。</p><p>　　參考文獻[3]98-99頁，參表11-9得，</p><p><b>　　，，，。</b></p&g

38、t;<p>　　由 = （4-4）</p><p><b>　　5 = P</b></p><p>　　得 P = 6.4 kw</p><p>　　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

39、， = 11 kw， = 1460 r/min。</p><p>　　4.3 皮帶輪的設(shè)計與校核</p><p><b>　　1 選擇V帶型號</b></p><p><b>　　1）、確定計算功率</b></p><p>　　由式（4-2）計算得，Pca = 12.1 kw。</p>

40、<p><b>　　2）、選擇V帶型號</b></p><p>　　按Pca = 12.1kw， = 1460 r/min，</p><p>　　參考文獻[1]71頁，查圖4.11得，選B型V帶。</p><p><b>　　2 確定, </b></p><p><b>　　

41、1）、選擇帶輪直徑</b></p><p>　　參考文獻[1]71頁，參圖4.11及參考文獻[1]61頁，表4.4得，</p><p>　　選擇帶輪直徑： = 212 mm； = 250 mm</p><p>　　2）、計算實際傳動比</p><p>　　i = = 1.18</p><p><b&

42、gt;　　3）、驗算帶速</b></p><p>　　參考文獻[1]64頁，由式（4-8）， = 得， （4-5）</p><p>　　= = = 16.2 m/s，符合要求。</p><p>　　4）、驗算帶輪的轉(zhuǎn)速</p><p>　　= 1460 r/min； = = = 1237.3

43、 r/min（允許）。</p><p>　　3 確定中心距和帶長</p><p><b>　　1）、初選中心距</b></p><p>　　參考文獻[1]70頁，由式（4.23），</p><p>　　(+)2(+) （4-6）</p><p&g

44、t;<b>　　得 (+)2(+)</b></p><p>　　325.5 930，取 = 590 mm。</p><p>　　2）、求帶的計算基準(zhǔn)長度</p><p>　　參考文獻[1]70頁，由式（4.24）得</p><p>　　= + ( + ) + （4-7）</p>

45、;<p>　　= 2590 + (212+250) + </p><p><b>　　= 1906 mm</b></p><p>　　參考文獻[1]60頁，查表4.2得， = 2000 mm。</p><p><b>　　3）、計算中心距</b></p><p>　　參考文獻[1]70

46、頁，由式（4.25），</p><p>　　= + （4-8）</p><p>　　得 = 590 + </p><p><b>　　= 637 mm </b></p><p>　　4）、確定中心距調(diào)整范圍</p>

47、<p>　　參考文獻[1]72頁，由式（4-26），</p><p>　　得 mm （4-9a）</p><p>　　mm （4-9b）</p><p><b>　　4 驗算小帶輪包角</b></p><p>　　參考文獻[1]65頁，由式（4-12）

48、得，</p><p><b>　?。?-10）</b></p><p><b>　　= </b></p><p>　　小帶輪的包角符合要求。</p><p><b>　　5 確定V帶根數(shù)z</b></p><p><b>　　1）、確

49、定額定功率</b></p><p>　　由 = 212 mm , = 1460 r/min</p><p>　　參考文獻[1]68頁，查表4.5得，單根B型V帶 ,額定功率 = 5.4 kw。</p><p>　　2）、確定V帶根數(shù)z</p><p>　　參考文獻[1]73頁，由式（4.28）， （

50、4-11）</p><p>　　參考文獻[1]68頁，查表4.8得， = 1，</p><p>　　參考文獻[1]60頁，查表4.2得， = 0.98，</p><p>　　故 根，取z = 4根。</p><p>　　6 計算單根V帶初拉力F</p><p>　　參考文獻[1]59頁，查表4.1得, q = 0.17

51、kg/m</p><p>　　參考文獻[1]74頁，由式（4.29）得，</p><p>　　F = （4-12）</p><p><b>　　= </b></p><p><b>　　= 184.6 N</b></p><p

52、><b>　　7 計算對軸的壓力</b></p><p>　　參考文獻[1]60頁，由式（4-30）得，</p><p>　　= （4-13）</p><p><b>　　= </b></p><p><

53、;b>　　= 1476 N </b></p><p>　　8 確定帶輪的結(jié)構(gòu)尺寸,繪制帶輪的零件圖</p><p>　　由于 = 212 mm； = 250 mm</p><p>　　所以大小帶輪均采用孔板式結(jié)構(gòu),其零件圖如圖4-1與圖4-2所示。</p><p>　　圖4-1 大皮帶輪零件圖</p><

54、p>　　圖4-2 小皮帶輪零件圖</p><p>　　4.4 鏈輪的設(shè)計與校核</p><p><b>　　1 選擇鏈輪的齒數(shù)</b></p><p>　　小鏈輪的齒數(shù) z = 23</p><p>　　大鏈輪的齒數(shù) z = 108</p><p>　　傳動比 = = 4.7&l

55、t;/p><p>　　2 初定中心距 </p><p><b>　　取 = 20p</b></p><p><b>　　3 確定鏈節(jié)數(shù)</b></p><p>　　參考文獻[1]92頁，由式（5-6）得，</p><p><b>　　（4-14）</b>

56、;</p><p><b>　　= </b></p><p>　　= 114.7 </p><p>　　故取 = 114(偶數(shù))。</p><p><b>　　4 計算功率P</b></p><p>　　由F = 7500 N得， = F v = 7500N =

57、 5 kw</p><p>　　參考文獻[1]93頁，查表5.6得， = 1.3，</p><p>　　參考文獻[1]94頁，查表5.7得， = 1.23，</p><p>　　參考文獻[1]94頁，查表5.8得， = 1.04（經(jīng)線性插值），</p><p>　　參考文獻[1]94頁，查表5.9得， = 1.7（雙排），</p>

58、<p>　　參考文獻[1]93頁，由式（5.8）得，</p><p>　　P = （4-15）</p><p><b>　　= </b></p><p><b>　　= 3 kw</b></p><p>　　選定鏈條型號，

59、確定鏈節(jié)距p</p><p>　　根據(jù)，P，參考文獻[1]91頁，查圖5.10得，</p><p>　　選雙排12A型滾子鏈，p = 19.05 mm。</p><p><b>　　驗算鏈速 </b></p><p>　　參考文獻[1]88頁，由式（5-1）得， </p><p>　　v =

60、 （4-16）</p><p><b>　　= </b></p><p>　　= 0.35 m/s</p><p><b>　　確定中心距a</b></p><p>　　a = 20p = = 381 mm</p><p&

61、gt;　　8 計算對軸的壓力</p><p>　　參考文獻[1]95頁，由式（5-10）得，</p><p><b>　?。?-17）</b></p><p><b>　　= </b></p><p>　　= 17142.86 N</p><p><b>　　結(jié)構(gòu)

62、設(shè)計</b></p><p>　　由于 = 139.9 mm, = 654.98 mm</p><p>　　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。</p><p>　　圖4-3 小鏈輪零件圖</p><p>　　4.5 減速器齒輪的設(shè)計與校核</p><p>　　1 選擇齒

63、輪材料、熱處理方法、精度等級、齒數(shù)、、、及齒寬系數(shù)</p><p>　　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220-260HBS，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)。</p><p>　　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[2]177頁，如圖4-5所示行星輪系減速器結(jié)構(gòu)簡圖:<

64、;/p><p><b>　　其傳動比為 </b></p><p><b>　　由于，故得</b></p><p><b>　　由此得</b></p><p>　　圖4-4 大鏈輪零件圖</p><p>　　所以整個減速器的傳動比為： = 26；</p&

65、gt;<p>　　小鏈輪轉(zhuǎn)速為:1237.3/26 = 47.6 r/min；</p><p>　　大鏈輪轉(zhuǎn)速為:47.6/4.7 = 10.13 r/min，</p><p>　　即針輥的運轉(zhuǎn)速度為：10.13 r/min</p><p>　　2. 按齒面接觸疲勞強度設(shè)計</p><p>　　參考文獻[1]118頁，由式（6-

66、11）得，</p><p><b>　?。?-18）</b></p><p>　　1）、確定公式中各參數(shù)</p><p><b>　　a.載荷系數(shù)Kt</b></p><p>　　試選載荷系數(shù)Kt = 1.5</p><p>　　b.小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)距</p>&

67、lt;p>　　由 （4-19）</p><p>　　得 </p><p>　　圖4-5 行星輪系減速器結(jié)構(gòu)簡圖</p><p><b>　　c.材料系數(shù)</b></p><p>　　參考文獻[1]117頁，查

68、表6.3得， </p><p>　　d.大小齒輪的接觸疲勞強度，</p><p>　　按齒面硬度，參考文獻[1]110頁，查圖6.8得，</p><p><b>　　, </b></p><p><b>　　e.應(yīng)力循環(huán)次數(shù)</b></p><p>　　N = = 60&

69、#215;1237.3×10×300×8 = 1.78×10</p><p>　　N= Nu = 1.78×10×1.4 = 2.49×10</p><p>　　f.接觸疲勞壽命系數(shù)，</p><p>　　參考文獻[1]108頁，查圖6.6得， = 0.92 , = 0.92</p>

70、<p>　　g.確定許用接觸應(yīng)力，</p><p>　　取安全系數(shù) = 1</p><p><b>　　則 </b></p><p><b>　　2）、設(shè)計計算</b></p><p>　　a.試算小齒輪分度圓直徑</p><p><b>　　取&

71、lt;/b></p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　b.計算圓周速度</b></p><p><b>　　m/s</b></p><p><b>　　c.計算載荷系數(shù)K</b></p><p>

72、　　參考文獻[1]112頁，查表6.2得，使用系數(shù) = 1.25</p><p>　　參考文獻[1]114頁，查圖6.10得，動載系數(shù) = 1.2</p><p>　　參考文獻[1]115頁，查圖6.13得， = 1.15</p><p>　　參考文獻[1]112頁，由式（6.5），得</p><p><b>　　（4-20）<

73、;/b></p><p><b>　　= </b></p><p><b>　　= 1.725</b></p><p><b>　　d.校正分度圓直徑</b></p><p>　　參考文獻[1]120頁，由式（6.14），得</p><p><

74、;b>　　（4-21）</b></p><p><b>　　= </b></p><p><b>　　= 72.3 mm</b></p><p>　　3）、計算齒輪傳動的模數(shù)m</p><p>　　按標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)取m = 4 mm</p><p>　　對于齒輪

75、3,4，同理,不再重復(fù)計算</p><p>　　3.按齒根彎曲疲勞強度校核</p><p>　　參考文獻[1]120頁，由式(6-12)得，</p><p><b>　　（4-22）</b></p><p>　　1）、確定公式中個參數(shù)值</p><p>　　a.大小齒輪的彎曲疲勞強度極限，<

76、/p><p>　　參考文獻[1]111頁，查圖6.9得，取, </p><p>　　b.彎曲疲勞壽命極限，</p><p>　　參考文獻[1]109頁，查圖6.7得，取 = 0.87, = 0.86</p><p><b>　　c.許用彎曲應(yīng)力，</b></p><p>　　取彎曲疲勞安全系數(shù) =

77、1.4，應(yīng)力修正系數(shù) = 2.0，</p><p>　　由參考文獻[1]107頁，由式(6-2) 得，</p><p><b>　　（4-23a）</b></p><p><b>　　= </b></p><p><b>　　= 273.4 </b></p>&

78、lt;p><b>　?。?-23b）</b></p><p><b>　　= </b></p><p><b>　　= 294.86 </b></p><p>　　d.齒形系數(shù)，和應(yīng)力修正系數(shù)，</p><p>　　參考文獻[1]120頁，查表6.4得，</p>

79、;<p>　　= 2.45 , = 2.65 , = 1.65 , = 1.59</p><p>　　e.計算齒輪的與，并加以比較取其中較大值代入公式計算</p><p>　　大齒輪的數(shù)值較大，應(yīng)按大齒輪校核齒跟彎曲疲勞強度</p><p><b>　　2）、 校核計算</b></p><p>　　所

80、以齒輪彎曲疲勞強度足夠。</p><p>　　4. 齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計及繪制零件圖</p><p>　　由,，m = 4 mm ，</p><p>　　1）、計算分度圓直徑</p><p><b>　　2）、計算中心距a</b></p><p>　　所以對齒輪3，4采用正傳動:</p>&

81、lt;p><b>　　其參數(shù)為 </b></p><p><b>　　3）、全齒高h(yuǎn) </b></p><p>　　h = = 9 mm，</p><p>　　4）、齒輪3，4的齒厚</p><p>　　參考文獻[2]135頁，由表5-2得， </p><p>

82、<b>　?。?-24）</b></p><p><b>　　= </b></p><p>　　= 6.28 mm </p><p>　　5）、齒輪1，2的計算</p><p>　　對齒輪1，2采用變位傳動:</p><p>　　參考文獻[2]150頁，由式（5-34），

83、 （4-25）</p><p>　　得 </p><p><b>　　= </b></p><p><b>　　= </b></p><p>　　參考文獻[2]150頁，由式(5-33e)得，</p><p><b>　?。?/p>

84、4-26）</b></p><p>　　代入計算得 </p><p><b>　　取 </b></p><p>　　參考文獻[2]151頁，由式（5-35）得， </p><p><b>　?。?-27a）</b></p><p>　　= 70

85、 – 5 + 1.2</p><p><b>　　= 66.2 mm</b></p><p><b>　?。?-27b）</b></p><p>　　= 50–5 + 0.8</p><p><b>　　= 45.8 mm</b></p><p>　　參

86、考文獻[2]151頁，由式（5-36）得，</p><p><b>　?。?-28a）</b></p><p>　　= 122 - 45.8 - 1</p><p><b>　　= 75.2 mm</b></p><p><b>　?。?-28b）</b></p>

87、<p>　　= 122 - 66.2 - 1</p><p>　　= 54.8 mm </p><p>　　參考文獻[2]149頁，由式（5-32）得，</p><p>　　齒厚 （4-29）</p><p><b>　　= 6.28 + </b>

88、</p><p><b>　　= 7.15 mm</b></p><p><b>　　= 6.28 + </b></p><p><b>　　= 6.86 mm</b></p><p><b>　　6）、計算齒寬</b></p><p&

89、gt;<b>　　，取 ；</b></p><p><b>　　，取 </b></p><p><b>　　，取 ；</b></p><p><b>　　，取 </b></p><p>　　7）、繪制零件工作圖</p><p>　　

90、由于齒輪直徑較小，均采用實心式結(jié)構(gòu)。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。</p><p>　　圖4-6 減速器的齒輪1</p><p>　　4.6 減速器軸的設(shè)計與校核</p><p>　　1 減速器的輸入軸的設(shè)計</p><p>　　1）、最小軸徑的確定</p><p>　　減速器

91、的輸入軸結(jié)構(gòu)，如圖4-8所示。</p><p>　　圖4-7 減速器的齒輪3</p><p>　　圖4-8 減速器的輸入軸</p><p>　　45鋼調(diào)質(zhì)處理，參考文獻[1]292頁，查表11.3 確定軸的C值，取C = 105</p><p>　　得

92、 （4-30）</p><p><b>　　= </b></p><p>　　= 17.86 mm </p><p>　　因為軸段裝大帶輪的直徑為最小直徑，故取 mm </p><p>　　2）、確定軸的運動和動力參數(shù)</p><p>　　參考文獻[3]98-99頁，查表11-9得， <

93、/p><p>　?。?級精度），（一對）， ，</p><p><b>　　故</b></p><p>　　3）、確定各段軸的直徑</p><p>　　a.左端安裝帶輪，其直徑為，長度為80 mm；</p><p>　　右端安裝齒輪，其直徑也為，長度也為80 mm； </p><p

94、>　　b.帶輪與齒輪需要通過軸肩來定位，其直徑為，長度為45 mm；</p><p>　　c.整個軸需要通過一對軸承來支撐，軸承的內(nèi)徑也就是軸的直徑為，安裝軸承的長度為16 mm；</p><p>　　d.兩個軸承之間的距離為50 mm，直徑為；</p><p>　　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 m

95、m。</p><p>　　2. 減速器的輸入軸的校核</p><p><b>　　1）、求軸上載荷</b></p><p><b>　　a.計算齒輪受力</b></p><p>　　齒輪的分度圓直徑 mm</p><p>　　參考文獻[1]125頁，由式（6-16）得，&

96、lt;/p><p>　　圓周力 （4-31a）</p><p>　　徑向力 （4-31b）</p><p>　　直齒圓柱齒輪沒有軸向力</p><p><b>　　b.求帶輪受力</b></p&g

97、t;<p>　　大帶輪包角，單根V帶初拉力</p><p><b>　　大帶輪對軸的壓力</b></p><p><b>　　c. 求支反力</b></p><p><b>　　參見圖4-2</b></p><p><b>　　左右支點間距離：</

98、b></p><p>　　帶輪距左支點距離： </p><p><b>　　齒輪距右支點距離：</b></p><p>　　左支點水平面支反力：，</p><p>　　右支點水平面支反力：，</p><p>　　左支點垂直面支反力：，</p><p>　　右支點垂直面

99、支反力：，</p><p>　　2）、繪制彎矩圖和扭矩圖</p><p>　　截面A處水平面彎矩：</p><p>　　截面A處垂直面彎矩：</p><p><b>　　截面A處合成彎矩：</b></p><p>　　軸的彎矩和扭矩圖如圖4-9所示：</p><p>　　3

100、）、彎扭合成強度校核</p><p>　　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。</p><p>　　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(yīng)力，取</p><p>　　參考文獻[2]149頁，由式（11-58）得，</p><p><b>　?。?-32）</b></

101、p><p><b>　　= </b></p><p><b>　　= </b></p><p><b>　　截面A處計算應(yīng)力：</b></p><p>　　強度校核：45鋼調(diào)質(zhì)處理，參考文獻[1]288頁，查表11.2得，</p><p>　　，彎扭合成強度

102、滿足要求</p><p>　　4）、疲勞強度安全系數(shù)校核</p><p><b>　　a.確定危險截面</b></p><p>　　截面A處應(yīng)力最大，但由于配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中在該軸段的兩端，故不必校核。</p><p>　　截面Ⅱ處應(yīng)力接近最大，應(yīng)力集中，為危險截面，截面Ⅱ的左右兩側(cè)均需校核。</p>

103、<p>　　圖4-9 軸的彎矩和扭矩圖</p><p>　　b.截面Ⅱ的左側(cè)強度校核</p><p><b>　　抗彎截面系數(shù)：</b></p><p><b>　　抗扭截面系數(shù)：</b></p><p><b>　　截面Ⅱ左側(cè)的彎矩：</b></p>

104、<p><b>　　截面上的彎曲應(yīng)力：</b></p><p>　　截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力：</p><p>　　平均應(yīng)力：彎曲正應(yīng)力為對稱循環(huán)彎應(yīng)力，</p><p>　　扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，</p><p><b>　　即 ， </b></p><p>

105、<b>　　應(yīng)力幅： ，</b></p><p><b>　　，</b></p><p>　　材料的力學(xué)性能：45鋼調(diào)質(zhì)，參考文獻[1]288頁，查表11.2，</p><p><b>　　得 ，，</b></p><p>　　軸肩理論應(yīng)力集中系數(shù)：，</p>

106、<p>　　參考文獻[1]427頁，查附表1.6，并經(jīng)線性插值計算得，</p><p><b>　　， </b></p><p>　　材料的敏性系數(shù)：r = 2.0 mm,</p><p>　　參考文獻[1]29頁，查圖2.8并經(jīng)線性插值，</p><p><b>　　得 ，</b>

107、</p><p><b>　　有效應(yīng)力集中系數(shù)：</b></p><p>　　尺寸及截面形狀系數(shù)：由h = 5 mm,d = 40mm，</p><p>　　參考文獻[1]30頁，查圖2.9得，</p><p>　　扭轉(zhuǎn)剪切尺寸系數(shù)：由D = 40 mm, </p><p>　　參考文獻[1]30

108、頁，查圖2.10得，</p><p>　　表面質(zhì)量系數(shù)：軸按磨削加工，由，</p><p>　　參考文獻[1]31頁，查圖2.12得， </p><p>　　表面強化系數(shù)：軸未經(jīng)過表面強化處理</p><p>　　疲勞強度綜合影響系數(shù)： </p><p>　　等效系數(shù)：45鋼：取,</p><p&g

109、t;　　僅有彎曲正應(yīng)力時的計算安全系數(shù)：</p><p>　　僅有扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力時的計算安全系數(shù)：</p><p>　　彎扭聯(lián)合作用下的計算安全系數(shù)：</p><p>　　設(shè)計安全系數(shù)：材料均勻，載荷與應(yīng)力計算準(zhǔn)確時：取S = 1.5</p><p>　　疲勞強度安全系數(shù)校核：</p><p>　　, 故左側(cè)疲勞強度合格&

110、lt;/p><p>　　c.截面Ⅱ的右側(cè)強度校核</p><p><b>　　抗彎截面系數(shù)： </b></p><p><b>　　抗扭截面系數(shù)：</b></p><p><b>　　截面Ⅱ左側(cè)的彎矩：</b></p><p><b>　　截面上的

111、彎曲應(yīng)力：</b></p><p>　　截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力：</p><p>　　平均應(yīng)力：彎曲正應(yīng)力為對稱循環(huán)彎應(yīng)力，</p><p>　　扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，</p><p><b>　　即 ， </b></p><p><b>　　應(yīng)力幅： ，</b

112、></p><p><b>　　，</b></p><p>　　材料的力學(xué)性能：45鋼調(diào)質(zhì)，參考文獻[1]288頁，查表11.2得，</p><p><b>　　， ， </b></p><p>　　軸肩理論應(yīng)力集中系數(shù)： ， </p><p>　　參考文獻[1]

113、427頁，查附表1.6，并經(jīng)線性插值計算得，</p><p><b>　　，</b></p><p>　　及值： = 3， = 0.8 = 0.8 * 3 = 2.4</p><p>　　疲勞強度綜合影響系數(shù)：</p><p>　　僅有彎曲正應(yīng)力時的計算安全系數(shù)：</p><p>　　僅有扭轉(zhuǎn)切應(yīng)

114、力時的計算安全系數(shù)：</p><p>　　彎扭聯(lián)合作用下的計算安全系數(shù)：</p><p>　　設(shè)計安全系數(shù)： 取S = 1.5</p><p>　　疲勞強度安全系數(shù)校核：，故右側(cè)疲勞強度合格</p><p>　　5）、靜強度安全系數(shù)校核</p><p>　　該設(shè)備無過大的瞬時過載和嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對稱，無需靜強度校核。

115、</p><p>　　6）、繪制軸的零件工作圖</p><p>　　軸的零件工作圖如附圖4所示，其余軸的設(shè)計與校核，與此類似，不再重復(fù)計算。</p><p>　　4.7 減速器箱體的設(shè)計</p><p>　　通過對起毛機主傳動過程的結(jié)構(gòu)設(shè)計，能夠?qū)崿F(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

116、配備的行星輪系減速器，需要專門設(shè)計、制造。這就要求公司為減速器的生產(chǎn)，必須另外配備一條生產(chǎn)線。這也是本設(shè)計的創(chuàng)新之處。</p><p>　　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(shè)計，以確保起毛機能正常工作，而且不影響傳動箱的結(jié)構(gòu)，總體結(jié)構(gòu)看上去能合理、美觀。</p><p>　　本課題的減速器的箱體，如圖4-10所

117、示：</p><p>　　圖4-10 減速器的箱體</p><p>　　1.箱體內(nèi)部尺寸的確定</p><p>　　1）、內(nèi)部寬度的確定</p><p>　　首先從內(nèi)部入手，因為各個齒輪數(shù)分別為 35，，分度圓直徑分別為，齒輪中心距為，所以箱體內(nèi)壁的寬度必須確保行星輪系的正常運轉(zhuǎn)，而且齒輪頂部與箱體內(nèi)壁之間必須留有一定的間隙。這個行星輪系減速

118、器，取齒輪頂部到箱體內(nèi)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(nèi)壁的總寬度為376 mm 。</p><p>　　2）、內(nèi)部長度的確定</p><p>　　箱體內(nèi)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(yīng)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(zhuǎn)的同時，還要自轉(zhuǎn)，故需要用兩個軸

119、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(cè)圓螺母與箱體內(nèi)壁的間隙為14mm；左側(cè)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(cè)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(nèi)壁的距離為18 mm，所以箱體內(nèi)壁的長度為339 mm。</p><p>　　3）、內(nèi)部深度的確定</p><p>　　減速器要正

120、常運轉(zhuǎn)，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(zhǔn)，潤滑油的高度為40-48 mm，因此，箱體的平均深度約為228 mm。</p><p>　　4）、內(nèi)部其它尺寸的確定</p><p>　　箱體內(nèi)部的左側(cè)，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

121、有凸起的部分，以防止軸承的軸向移動，其孔徑為73 mm。</p><p>　　箱體內(nèi)部的右側(cè)，通過4跟M12的螺栓，將齒輪4固定在箱體的內(nèi)部，箱體內(nèi)部防止軸承的軸向移動的孔徑為68 mm，最右側(cè)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。</p><p>　　2. 箱體外部尺寸的確定</p><p>　　1）、總體尺寸的確定<

122、;/p><p>　　根據(jù)箱體內(nèi)部已經(jīng)確定的尺寸，箱體的總長為570 mm，總寬為440 mm，總高為240 mm。</p><p>　　2）、其余尺寸的確定</p><p>　　取箱體的壁厚為12 mm，箱體下部的長度在箱體內(nèi)部的基礎(chǔ)上增加24 mm，所以箱體下部的長度為363 mm。</p><p>　　減速器要固定，必須通過箱體上的地腳螺栓固

123、定在支撐架上，整個減速器通過六個M12的地腳螺栓固定在支撐架上。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。</p><p>　　左側(cè)是安裝軸承端蓋的，其外部直徑為142 mm。</p><p>　　右側(cè)同樣是安裝軸承端蓋的，其外部直徑為156 mm。</p><p>　　箱體通過12個M12的螺栓，與箱蓋連接。箱體兩側(cè)突出部

124、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。</p><p>　　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。</p><p>　　5 裝配圖與傳動路線</p><p><b>

125、　　5.1裝配圖</b></p><p>　　1 起毛機總體結(jié)構(gòu)裝配圖</p><p>　　起毛機的總體結(jié)構(gòu)裝配圖如圖5-1所示：</p><p>　　圖5-1起毛機總體結(jié)構(gòu)裝配圖</p><p>　　2 主傳動部分的裝配圖</p><p>　　主傳動部分的裝配圖如圖5-2所示：</p>&l

126、t;p><b>　　3 減速器裝配圖</b></p><p>　　減速器裝配圖如圖5-3所示：</p><p>　　圖5-2主傳動部分裝配圖</p><p>　　圖5–3 減速器裝配圖</p><p><b>　　5.2 傳動路線</b></p><p>　　這臺起毛

127、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(zhuǎn)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(zhuǎn)動，實現(xiàn)針輥的轉(zhuǎn)動</p><p>　　針輥在饒主軸公轉(zhuǎn)的同時，還在自轉(zhuǎn)，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(zhuǎn)的同時實現(xiàn)針輥的自

128、轉(zhuǎn)。</p><p><b>　　6 總結(jié)與展望</b></p><p>　　為期近四個月的畢業(yè)設(shè)計已接近尾聲，在這四個月的時間里，我結(jié)合自己的設(shè)計課題和任務(wù)書的要求，首先進行了畢業(yè)實習(xí)，做好了實習(xí)記錄，并撰寫了實習(xí)報告，對所設(shè)計的內(nèi)容有了感性認(rèn)識，為畢業(yè)設(shè)計奠定了堅實的基礎(chǔ)。同時，我還針對起毛機的整體結(jié)構(gòu)與主傳動部分的結(jié)構(gòu)進行了文獻檢索，了解了起毛機主傳動部分的發(fā)展