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湖 南 農 業(yè) 大 學 全日制普通本科生畢業(yè)設計 連續(xù)軋染機軋車傳動裝置設計 THE TRANSMISSION DEVICE DESIGN OF CONTINUOUS PAD DYEING MACHINE ROLLING CAR 學生姓名： 學 號： 年級專業(yè)及班級： 指導老師及職稱： 副教授 學 院：工學院 湖南·長沙 提交日期：2013年5月 湖南農業(yè)大學全日制普通本科生畢業(yè)設計 誠 信 聲 明 本人鄭重聲明：所呈交的本科畢業(yè)設計是本人在指導老師的指導下，進行研究工作所取得的成果，成果不存在知識產權爭議。除文中已經注明引用的內容外，本論文不含任何其他個人或集體已經發(fā)表或撰寫過的作品成果。對本文的研究做出重要貢獻的個人和集體在文中均作了明確的說明并表示了謝意。本人完全意識到本聲明的法律結果由本人承擔。 畢業(yè)設計作者簽名： 年 月 日 目 錄 摘要……………………………………………………………………………1 關鍵詞…………………………………………………………………………1 1前言…………………………………………………………………………1 1.1課題來源………………………………………………………………………1 1.2本次畢業(yè)設計的性質和任務……………………………………………2 1.3完成本課題的理論和方法………………………………………………2 1.3.1系統(tǒng)性…………………………………………………………………3 1.3.2綜合性…………………………………………………………………3 1.3.3工程性…………………………………………………………………3 1.4機械零部件設計的內容和要求…………………………………………3 2軋車的傳動方案設計………………………………………………………4 2.1軋車的作用和工作方式…………………………………………………4 2.2軋車的傳動方案設計……………………………………………………4 3軋輥傳動的設計……………………………………………………………5 3.1軋輥的傳動方案…………………………………………………………5 3.2電動機的選擇……………………………………………………………5 3.3減速器的選擇……………………………………………………………7 3.4軋車主動軸的設計………………………………………………………8 3.4.1軸設計的主要問題……………………………………………………8 3.4.2主動軸的設計計算與說明……………………………………………9 3.5軸的強度校核……………………………………………………………12 3.5.1軸的強度校核步驟……………………………………………………12 3.5.2軸的校核計算…………………………………………………………13 4擴幅輥傳動部件的設計……………………………………………………16 4.1擴幅輥傳動方案…………………………………………………………16 4.2擴幅輥電動機的選擇……………………………………………………16 4.2.1電動機功率的確定……………………………………………………16 4.2.2電動機轉速的選擇……………………………………………………17 4.3帶傳動的設計……………………………………………………………18 4.3.1確定設計功率…………………………………………………………19 4.3.2選定帶型………………………………………………………………20 4.3.3確定傳動比……………………………………………………………20 4.3.4小帶輪的基準直徑……………………………………………………20 4.3.5大帶輪的基準直徑……………………………………………………20 4.3.6帶速的計算……………………………………………………………20 4.3.7初定軸間距……………………………………………………………20 4.3.8所需基準長度…………………………………………………………21 4.3.9實際軸間距……………………………………………………………21 4.3.10小帶輪包角…………………………………………………………21 4.3.11單根v帶傳遞的額定功率…………………………………………21 4.3.12傳動比的額定功率增量……………………………………………21 4.3.13v帶的根數(shù)…………………………………………………………21 4.3.14單根v帶的預緊力…………………………………………………21 4.3.15作用在軸上的力……………………………………………………22 4.4帶輪的設計………………………………………………………………22 4.4.1小帶輪的設計計算……………………………………………………22 4.4.2大帶輪的設計計算……………………………………………………25 5總結…………………………………………………………………………26 參考文獻………………………………………………………………………26 致謝……………………………………………………………………………27 傳動帶的設計實驗 傳動帶在最近增加了很多種類，為了各種各樣的傳動目的，具有各自的特性的傳送帶也應運而生，在傳送帶傳送設計的時候，單一的設計手法已經過時。要使用原動機，機械與使用目的相結合，傳送帶的選定變得尤為重要，如果傳送帶沒有充分發(fā)揮自身應有的功效時，傳送帶自身傳動馬力不足時候，這時就是因為選錯了傳送類別所造成的，說到這，怎么才能使傳送帶的特性發(fā)揮到極致，我們進行以下的實例說明。 傳動帶的特征和設計 傳動帶是利用原動軸的動力，使從動軸轉動，從而達到滑輪的纏繞旋轉，傳動帶通過滑輪的摩擦力而形成V形帶和平行帶的摩擦傳動等，傳送帶滑輪的齒輪的形狀上有很大的差別，摩擦帶會有1-2%的打滑，一般的齒輪傳送帶的傳送要平穩(wěn)更好的吸收沖擊力作為使用簡單的傳送帶，傳送帶的主流，最近齒輪形傳送帶的控制裝置實施正確回轉，另外小型化作為滿足維持自由的要求傳送帶正式凸顯要求的急增。 1 摩擦傳動 摩擦傳動是傳送帶和滑輪之間通過摩擦力傳送，說的在滑輪上被伸長—縮短彈性的變化，這個被稱作彈性蠕變，在驅動齒輪上從動力傳動有效重力面看，傳動和齒輪全面接觸。會產生各種各樣表面速度差別，在圖一弧AB時傳送帶和齒輪轉速相等?；C段傳送帶比齒輪表面速度要慢，被稱為有效弧BC。行使動力傳送面積弧AB被稱為游弧?，F(xiàn)在驅動齒輪的表面速度是V，當傳送帶伸長張力為T。那么弧AB的傳送張力是T1.游弧AB的張力T1傳送帶粗度V1時，立即全部生產，摩擦力與張力的相抵減小，C點是測張力T2。.如果速度V2是齒輪所產生。 那么蠕變= ，傳送帶的齒輪進入時，微小的部分還延伸為E，E 出現(xiàn)時，那么蠕變=，所以傳動力就產生了關系，傳動力是很小的一段圓弧，或者比小傳動力越大，值就變得越大，如果給予更大的負荷，傳送帶就是完全由齒輪所產生的，我們傳動帶的設計與使用時AB>0.在傳動齒輪的設計上會帶來很大的意義。 圖2是平面?zhèn)魉蛶У膫鲃恿蛷椥匀鋭拥谋硎竟拯cQ的傳動力，蠕動率用表示，圖一的AB>0用QQ來表示，B點是A點在Q點時，最大的伸縮率是,這個時候傳送帶的張力變強，或者相同傳送帶結構有很大強力。像圖2那樣點的伸縮率以上是沒有太大變化的，但最大馬力容量發(fā)生很大的變化。 特別是平面?zhèn)魉蛶б陨系淖罡咻嗈D齒輪軸作用于傳送帶，那么就會從齒輪脫離，皮和尼龍復合型的傳送帶的開發(fā)研制，西獨，siegling公司的研究，在s社的制品中，如果給予一張力，傳動最大容量馬力是尼龍膠片的橫面成一定比例：作為有效張力的一定比例資料表1-2，額定有效張力，像圖6-4傳動馬力容量是最初張力的1.5%，有效張力和尼龍膠片橫斷面積比是200kg/mm，Pkg表示有效張力，scm表示膠片，傳送帶速度用V（mm）/s表示，H表示驅動馬力的話，下式成立。 額定有效張力 傳動馬力容量= 當傳送帶設計時，隨著解出傳送帶的算出基準，我們也設計出相應有把握的特殊設計，特別是平行的傳送帶，通過化纖為了比滑輪突出傳送帶的傳出力就很容易明白了，在這里我們也應該考慮到宜昌傳送帶的作用， 設計實例 1 被給予的條件 機械種類：自動反轉機，皮帶輪，驅動，150mm，從動600mm 軸間1000mm 傳送帶長：3225mm 其他的條件：1分1回的比例回轉逆轉。但是，從動側的GD=10kg-mm，逆轉時間1秒。 2設計 按條件那樣正反轉動，通過脫落停止，通過用運轉，設計馬力有問題時，像設計練習敘述的那樣，在同一個方向的回轉條件下，急增的負荷變化是滑輪重量使之有較大變化，利用各種各樣的慣性沖基，采用逃離方法，與正反轉換相反只能做的輕的利用到齒輪，這個時候，副率V傳送帶，張力平傳送帶也好，首先要皮尼龍復合平傳送帶考慮。 1 正反運轉的慣性瞬間不考慮、 2 形狀選定：如圖4-4 皮帶形= 如表1-2選用接近14.5的14 3 齒輪直徑和容許回數(shù)的核對：如表5-2 屈曲回數(shù)= 如表14：150mm齒輪直徑的容許值是35，圖14滿足條件 4 傳送帶幅度選定 傳送帶幅度= （3）、 但是IP：定格馬力=5HP K：機械過負荷系數(shù) 單位幅度的HP：如圖6-4 2.2HP F：接觸角度副證系數(shù)如圖7-1 0.93 （2） 正反運轉的慣性考慮時間 正反轉動的時候，一個方向的回轉停止，向逆方向回轉的時候慣性時刻不考慮為好，通過分析停止，或者不停止時使其反方向回轉，皮帶從滑輪脫落時切斷它的質量慣性時間用Jkg-m-sec 的時候。 表一 (4) G=W=回轉體的全重力kg， D=2K=回轉體的反轉直徑m（表1計算）。通過慣性的力量產生T時 （5） t:從結束到開始的變化時間（秒） 但通過實例 下面的傳送帶如圖5 （-438開始結束時間） 傳動力H= 同理：反運轉瞬間約為馬達馬力的3倍，在齒輪傳送帶作用下，皮帶比齒輪的預測方式（3）皮帶副的要求得知 皮帶振幅= 表二，平行傳送帶的標準張力 如果滑輪在受限的情況下：扭曲vrongxu最大形是20形，在本條件下，扭曲回數(shù)是8.5回/S對于20的容許值是表5-2，6回/S 不能使用，在最近平傳送帶，抗張體是用皮帶，伸縮少或者傳動馬力容量也大，在皮帶切入齒輪時，傳動面是皮或者是橡膠的兩種沒橡膠傳送帶按例子計算就下面幾種。 1傳送帶的選定：如表4-5高馬力（H形）選定 2 傳送帶幅度=14.3×1.3／4.38×0.93=43mm（4.38=如表6-5） 但是。50mm的振幅正反運轉的耐力，傳動平帶是在傳送帶耗費張力而產生抗耐力，如果增加，剛開始張力大，傳動馬力大，尼龍布混合符合皮帶橡膠形平行傳送帶的最初張力是表2的伸張率是標準的。 摩擦傳動皮帶的代表是V帶傳送帶，像抗耐的高瑪麗標準V帶傳送帶，振幅是V傳送帶或者廣角度V傳送帶的開發(fā)，振幅V傳送帶是聚氯傳送帶，像設計實例那樣正反旋轉，在其他變動大的節(jié)氣中，橡膠傳送帶表現(xiàn)很突出，在振幅V傳送帶。如實例1.設計中如下。 1 傳送帶的選定：如圖4-2.3V形 2所需傳送帶系數(shù)=14.3×1.3／6.95×0.93=2.91（6.95=如表6-2） 但是從表3齒輪副38mm看出，特別是非常小型設計正如這樣，傳動馬力容量的大振幅V帶傳送帶被開發(fā)，從而使轉動的設計難度降低，高馬力設計困難之處是低速傳動，高馬力轉動傳送帶是比較低的，在這里用高瑪麗轉動的實例中可以看出： 設計實例2 1 給予的條件， 機械類：分配機器 馬達：1000HP 反轉數(shù)：驅動600rpm 從動650rpm 轉軸間距離： 未定 移動時間：8小時/日 2 設計 1 設計馬力：1000×1.8=1800hp（機械過負載系數(shù)=1。8） 2 形狀的決定：傳動馬力很大，選定圖等的范圍外，1000HP以上的高瑪麗用傳送帶是V傳送帶，副間距V傳送帶8V，平行傳送帶是皮和尼龍復合皮帶，進入平行傳送帶時，單位的轉動馬力容量很大，傳送帶副是300mm以下，傳動馬力150hp一下的范圍用最好，軸間距長，反轉數(shù)大用皮和尼龍復合的比較好，這種情況用8V型帶較好。 3 齒輪直徑的決定：傳送帶速度是20m/sec，前后一變，驅動齒輪直徑是700mm從動齒輪直徑是650mm。 （二） 所要傳動帶本數(shù)：傳動帶馬力容量是傳送帶花費最大耐力時如（7）計算情況很多。 傳動容量（）× V:傳動帶速度（m/s） Ta：容許張力（kg） W : 傳動帶重量（kg/m） U：摩擦系數(shù) a ： 接觸角度（弧度） ：離心力（kg） g： 重力加速度9.8m/sec 傳動馬力容量（容許張力-曲折損失-離心力） K： 定數(shù) 標準V帶傳送 H=（k.v--）×V(9) 式7是不考慮傳送帶扭曲損失，傳送帶的厚度不平面?zhèn)魉蛶　｝X輪的形狀很常用，v傳送帶除特殊場合外，如果考慮傳送帶的扭曲損失的話，特別是幅度V傳送帶，與標準V傳送帶比較，對傳送帶的幅度有很高的比例，式7大部分用不到圖3是幅度V傳送帶5V形的曲折動力和傳送帶壽命表示，齒輪直徑越小表示曲折時損失的越大，但是V傳送帶的傳動馬力溶劑是：以等式8為基礎，標準V傳送帶是用式九表示，幅狹v傳送帶是等式（10）來計算的 傳動馬力容量（容許張力-曲折損失-離心力） K： 定數(shù) 標準V傳送帶×v（9） 幅狹v傳送帶：H=R『 H： 接觸角度m/s ：滑輪直徑（mm） R: 齒輪回轉數(shù) ： 定數(shù)： 表4 參照 ：反轉比系數(shù)（表5參照） 但是，小的齒輪直徑650mm的傳動馬力容量是，比式（10）多80.9hp 所需本數(shù)=本 5 周間距離傳送帶長度是：軸間距離是兩個齒輪直徑額的0.8—2倍的范圍值。小齒輪接觸角度120以上（140）以上傳遞速度的最大情況，考慮傳送帶震動，周間距離短，高馬力越長越好，傳送帶耐力是傳送能力范圍。與屈傳回數(shù)有關系，表6是一定的傳送帶壽命有很長的補正系數(shù)，所要傳送系數(shù)軸正系數(shù)比例是，傳送帶壽命輻正。 在實例中： 軸間距=1.5（700+650）=2000mm 粗略計算長度=2×2000+1.57（700=650）=6120mm(240) 但是標準傳送帶8V-2500時 但是軸間距離相當設計演算（3）2115mm 最初給予張力和軸負載。傳動帶的傳動能力是確定通過軸的最初張力。軸的承受能力是非常重要的因素不得不去考慮。但是V帶傳送帶的張力一般是通過作業(yè)者的操作和感觸，用于很多場合。小齒輪突然發(fā)熱，傳送帶上表面落入東西的時候。如果用數(shù)字表示。如表8下面通過誘導，側張力用或者側張力T 離心力Fc 傳動帶系數(shù)用N的話。 初張力≒（11） 或者 (有效張力)（12） (13) 但是 H：傳動馬力（hp） E：自然對數(shù)的底數(shù) V:：傳動速度（m/s） u：摩擦系數(shù) a：接觸角度 但是式（11）是（14） V傳送帶是接觸a=π的時候，k=s時接觸角度變化的補正系數(shù)是F時。 或或 （14）是下一個 （15） W：傳送帶重量（如表1-1參照） F：如表7-1參照 式（15）的最初張力表示時，跨距長（軸間距）的中央部和力彎曲長度的關系調節(jié)方法是經常被用的，一般情況下，如圖4的跨距長度100mm，相當于1.6mm的比例?；蛘呓嵌?.8的時候表示荷重，給予力的時候Tk 張力是 時候表示載重，給予力的時候 Tk張力是 所以 傳送帶張力是從T0到T變化是的張力差是伸縮率的增加比例: （17） 但是 E：彈性系數(shù) S：夸距長度（mm） i：跨距長S以外的傳送帶長度（mm） L: 傳送帶長度=s+l S:給予荷重，跨距長度S是伸長（mm） 負荷重力時那個伸長率β時候。 式（16）（17）代入得： （18） 復數(shù)掛傳送帶時，在一本測定負荷時其他的傳送帶張開時。齒輪是不反轉時，式（8）是下一個的時候 如表示y值，表示T的時候，或者軸荷重給予軸荷重量; (20) 但是θ:小齒輪接觸角度 在設計實例2最初張力的給予方式和軸荷重的計算時3（15）最初張力 或（19）給予 式（20）軸荷重 F或者跨距長度2115mm的中央部時，給予15.3的荷重力，他的束子是34mm，那時軸荷重是10500kg時傳動馬力通過設計馬力不能計算。如果傳動帶是設計馬力時就必須考慮張力的強度，通常新的V帶傳送帶，原始張力=1.5T0時在給予傳送帶張力最大值時也就是下式： 給予下列力 式（20）軸負荷重量 （22） 工業(yè)用V帶傳送帶一般復數(shù)掛時，與V傳送帶1個左右速度是不同的，齒輪的角度變化是用周期性的。復數(shù)掛的時候會產生非周期性的。與平行帶傳送帶比較是很難提起的，V行傳送帶的角速度變化的區(qū)別很大。例如研磨機用的驅動傳送帶時角速度變化很小的傳送帶，被研磨體上產生的物體。 表1 回轉體的回轉半徑K和回轉直徑D 回轉體和軸 K=（回轉軸半徑） 回轉軸 回轉軸 細長的均一棒 回轉軸 L 表2 平帶傳送的標準張力率 力矩變化的狀態(tài) 小的場合 普通的場合 有規(guī)格的場合 皮帶尼龍復合 1.5～2.0% 2.0～2.5% 2.3～3.0% 平行皮帶 0.3～0.6% 0.6～0.8% 0.8～1.2% 表3V傳送帶掛本數(shù)和齒輪副 形 數(shù) 標準傳送 幅狹V傳送帶 A B C D E 3V 5V 8V 1 20 25 34 48 58 18 26 38 2 35 44 59 85 102 28 43 67 3 50 63 85 122 147 38 61 96 4 65 82 110 159 191 49 78 124 5 80 101 136 196 236 59 96 153 6 95 120 161 233 280 69 113 181 7 110 139 187 270 280 69 113 181 8 125 158 212 307 369 90 148 239 9 140 177 238 344 414 100 166 267 10 155 196 263 381 458 111 183 296 11 170 215 189 418 503 121 201 324 12 185 234 314 455 541 131 218 353 表4定數(shù) 標準傳送帶 幅狹傳送帶 A B C D E 3V 5V 8V K1 0.620 1.095 2.032 4.342 6.350 0.0571381 0.156207 0.405597 K2 27.01 70.80 196.84 698.24 1333.80 1.94040 10.12337 49.3238 K3 0.000105 0.181 0.656 0.945 0.1266227 0.358568 0.964480 0.964480 K4 - - - - - 0.694272 1.831807 4.594173 表5的值 回轉比 3V 5V 8V 1.00～1.01 0.000 0.000 0.000 1.02～1.05 0.027 0.129 0.568 1.06～1.11 0.054 0.258 1.136 1.12～1.18 0.081 0.387 1.704 1.19～1.26 0.108 0.516 2.272 1.27～1.38 0.135 0.645 2.840 1.39～1.57 0.162 0.774 3.408 1.58～1.94 0.189 0.903 3.976 1.95～3.38 0.216 1.032 4.544 3.39以上 0.243 1.161 5.112 表6 長度補正系數(shù) 傳送帶長度 補正系數(shù) 傳送帶長度 補正系數(shù) 3V 5V 8V 3V 5V 8V 250 0.83 -- --- 1180 1.12 0.99 0.89 265 0.84 --- ---- 1250 1.13 1.00 0.90 280 0.85 ---- --- 1320 1.14 1.01 0.91 300 0.86 --- --- 1400 1.15 1.02 0.92 315 0.87 --- --- 1500 --- 1.03 0.93 335 0.88 --- --- 1600 --- 1.04 0.94 355 0.89 --- --- 1700 -- 1.05 0.94 375 0.90 ---- ----- 1800 ---- 1.06 0.95 400 0.92 --- --- 1900 --- 1.07 0.96 425 0.93 --- --- 2000 --- 1.08 0.97 450 0.94 --- --- 2120 --- 1.09 0.98 475 0.95 --- --- 2240 --- 1.09 0.98 500 0.96 0.85 --- 2360 --- 1.10 0.99 530 0.97 0.86 --- 2500 --- 1.11 1.00 560 0.98 0.87 --- 2650 --- 1.12 1.01 600 0.99 0.88 --- 2800 --- 1.13 1.02 630 1.00 0.89 --- 3000 --- 1.14 1.02 670 1.01 0.90 --- 3150 --- 1.15 1.03 710 1.02 0.91 ---- 3350 --- 1.16 1.04 750 1.03 0.92 ---- 3550 ---- 1.17 1.05 800 1.04 0.93 ---- 3750 --- ---- 1.06 850 1.05 0.94 --- 4000 --- ---- 1.07 900 1.07 0.95 --- 4250 --- --- 1.08 950 1.08 0.95 --- 4500 ---- --- 1.09 1000 1.10 0.97 0.88 5000 --- --- 1.11 1120 1.11 0.98 0.88 表7 Y的值 形 A B C D E 3V 5V 8V Y的值 1.5 2.0 3.0 6.0 11.0 2.0 4.0 10.0 表8容許張力T和離心力定數(shù)K 形 （1bs） （kg） XL 41 18.6 0.027 L 55 25.0 0.038 H 140 63.6 0.053 XH 191 86.8 0.124 XXH 234 106.4 0.160 連續(xù)軋染機軋車傳動裝置設計 學 生: 指導老師: (湖南農業(yè)大學工學院，長沙 410128) 摘 要：軋車是一種結構簡單，操作方便，低耗高效的通用機械，被廣泛地應用于紡織，印染，化纖等行業(yè)。它的主要作用是將印染或者漂洗后的布匹在后整理過程中進行機械脫水處理。適用于純棉，化纖及其混織物浸軋溶液，或者無紡織物染色。本文主要設計了軋車的傳動部分。包括軋輥傳動設計，擴幅輥傳動設計等。 關鍵詞：軋車；軋輥；傳動裝置；軸傳動；帶輪； The Transmission Device Design of Continuous Pad Dyeing Machine Rolling Car Student: Teacher: (College of Engineering, Hunan Agricultural University, Changsha 410128, China) Abstract:Rolling mechanical is a general machinery with simple structure, convenient operation, high efficiency and low consumption,it has been widely used in textiles, dye printing, chemical fiber and so on. It’s main used to machinery dehydrate the dye printed or washed clothes in the finishing process . Applied in the dyeing of cotton, and chemical fiber fabrics and padding mixed solution, or nonwovens. this paper mainly designs the transmission part of rolling cars. Including roll drive design, the expansion of roller transmission design, etc. Key word: Rolls mechanical; Roller; Transmission device; Axistransmission; 1 前 言 1.1 課題來源 本次畢業(yè)設計的課題來源于邵陽市第二紡織機械廠，邵陽第二紡織機械廠為我國紡織機械大型骨干企業(yè)，直屬中國紡織機械集團有限公司。邵陽第二紡織機械廠生產印染機械和化纖機械兩大類百余種產品擁有較強的技術力量和技術裝備，紡機技術合作，加上成套引進國外高精度數(shù)控加工設備和檢測儀器，使企業(yè)具備較強的產品開發(fā)能力，多項紡機制造技術達到世界先進水平。 本設計對軋車的傳動部分進行詳細的設計和說明，包括了軋車的主要傳動部件的計算說明 在本設計過程中，得到了指導老師的悉心指導，謹此表示誠摯的敬意和謝意，畢業(yè)設計小組成員的熱情幫助，謹此表示感謝，謝謝大家一直以來的支持！論文在編寫過程中，參閱引用了文獻資料及教材，再次一并向原作者表示衷心的感謝！ 由于水平和時間的有限，文中難免有誤漏妥欠之處，誠懇希望各位老師、同學給予批評指正。 1.2 本次畢業(yè)設計的性質和任務 畢業(yè)設計是修完所有大學課程之后對我們所學知識的一個重要的檢驗環(huán)節(jié)。它需要綜合運用多學科理論，知識和技能，以解決比較復雜的工程實際問題的能力。它的內容主要包括設計、實驗研究方案的分析論證、原理綜述、方案方法的擬訂及依據(jù)材料的確定等方面的知識和應用。 由于最近幾十年來科學技術，機械制造工藝和設備的迅速發(fā)展，特別是電子技術，信息技術和計算機技術的突飛猛進，以及使用者對機械產品的要求不斷提高，機械產品的復雜程度，技術水平都有很大的變化。由于采用新的科學技術成果，機械設計技術近年來發(fā)展很快，機械設計已經采用了大量的新的設計理論和方法，如機械設計學，有限元計算，優(yōu)化設計，可靠性設計，計算機輔助設計等，使設計質量和速度有了很大的提高。隨著我國與世界其他國家的聯(lián)系和貿易發(fā)展，要求我國的機械產品必須具有國際市場的競爭能力。在上述情況下，迫切要求我國機械設計水平有很大的提高。 通過本次畢業(yè)設計，要求達到如下幾個方面的要求： ①掌握通用機械零件的設計原理，方法和機械設計的一般規(guī)律，具有機械系統(tǒng)的綜合設計能力，能進行一般機械傳動部件和簡單機械裝置設計； ②提高計算機技術應用能力，具有運用標準，規(guī)范，手冊，圖冊和查閱有關技術資料的能力。 ③初步建立正確的設計思想和工作方法，知道應該有意識的注意了解國家有關技術經濟政策和國內外的發(fā)展情況； ④樹立創(chuàng)新意識，培養(yǎng)機械設計的創(chuàng)新能力， ⑤對機械設計的新發(fā)展有所了解。 1.3 完成本課題的理論和方法 為了更加科學完善的完成畢業(yè)設計，需遵從如下三個設計原則。 1.3.1 系統(tǒng)性 一個好的機械設計必須能夠滿足使用要求，加工和裝配簡單，安全可靠，美觀，便于修理，技術經濟，價格合理，便于運輸，不污染環(huán)境，報廢后材料可以回收等。這些要求在有些情況下是難以完全滿足的，因此，設計者必須全面考慮，綜合平衡，這就要求設計者具有系統(tǒng)工程的觀點。要求設計者能夠正確確定設計要求，合理選擇總體設計方案，掌握每個機械零件的特性，選擇材料和熱處理，通過計算確定零件的主要工程參數(shù)，各部分結構、尺寸、和公差配合，并進行必要的潤滑、密封、散熱等設計計算。 1.3.2 綜合性 在解決機械設計問題的時候要用到有關的多方面的科學知識，如力學，摩擦學，材料學，機械制造技術，機械原理，互換性和技術測量，機械制圖等，每個零件的設計涉及的知識面都是很廣泛的。 1.3.3 工程性 本課程具有鮮明的工程性，在設計每個機械零件時要用到大量的數(shù)據(jù)、表格、標準、資料等，要處理方案選擇、零件選擇、材料選擇、參數(shù)選擇、結構形式選擇等問題，對計算結果要進行分析，有的要圓整化，標準化。這些都是處理工程問題時必須具有的能力。 1.4 機械零部件設計的內容和要求 一般的大型機械產品都由若干個部件組成，如軋車有電機，減速箱，聯(lián)軸器，軸，軋輥，機架，液壓裝置等部件。把機械分為部件，可以單獨設計，組織生產，提高生產效率和質量，降低生產成本。有些部件還可以細分為更加小的部件。機械零件設計是機械設計的重要組成部分，它是機械機械總體設計的基礎，并可能對機械的總體設計有決定性的影響。零部件的設計是一臺機械設計的切入點。 機械零部件設計工作的內容包括：根據(jù)總體設計的要求，明確所設計零部件的工作要求、性能、參數(shù)等，選擇零部件的形式、材料、精度、進行失效分析和強度、剛度、耐摩性、熱平衡、震動穩(wěn)定性等計算，畫出部件裝配圖。 對機械零部件的設計要求有： ①滿足功能要求、滿足強度、剛度、壽命、精度、，運動范圍、耐熱性、震動穩(wěn)定性、重量、體積、噪音、防腐蝕、不污染環(huán)境等要求； ②滿足工藝要求加工（包括毛坯制造，機械加工，熱處理），裝配，修理方便，有零件損壞時便于更換； ③能夠保證使用者安全，操作方便； ④外形美觀； ⑤經濟性好。 以上內容有時不能夠同時達到，或者互相牽制，需要全面綜合分析考慮各種因素，以達到最好的設計效果。 2 軋車的傳動方案設計 2.1 軋車的作用和工作方式 軋車主要用于紡織印染等行業(yè)，它的主要作用是將印染或者漂洗后的布匹，在后整理過程中進行機械脫水。以防止在染色后的烘干過程中產生泳移 ( 指織物在浸軋染液的過程中染液隨水分移動而移動的現(xiàn)象) 從而導致的染色不均勻。它是紡織行業(yè)中一種簡單而高效的工具。適用于純棉、化纖及其混紡織物的處理[1]。 將布匹導入到軋車后，啟動汽缸控制開關，使軋車的從動輥向下移與主動輥接觸，壓緊需要脫水的布匹，然后啟動主動軋輥的工作電機和擴幅輥電機，軋車便進入工作狀態(tài)開始工作。 首先布匹通過第一個擴幅輥和浸染桿進入浸染缸，與浸染缸里面的染液進行接觸染色。當染色完成后，通過第二個擴幅輥的轉動，使布匹保持平整并勻速送入軋輥內進行機械脫水，以除去多余的染液，防止布匹在烘干過程產生泳移，從而提高織物染色的質量和減少烘干所用的成本。 2.2 軋車的傳動方案設計 機器通常是由原動機、傳動裝置和工作裝置三部分組成。傳動裝置用來傳遞原動機的運動和變換其運動形式以滿足工作裝置的需要，是機器的重要組成部分。合理的傳動方案首先要滿足機器的功能要求,此外還要適應工作條件滿足工作可靠、結構簡單、尺寸緊湊，傳動效率高、使用維護便利、工藝性和經濟性合理等要求。 軋車工作的時候，首先汽缸Ⅱ工作，推動從動輥支架，使從動輥離開主動輥升起，形成空隙；將布匹按圖中9所示的虛線位置平整地通過擴幅輥、浸染桿、浸染缸進入軋輥部位；啟動汽缸Ⅱ，推動從動輥支架運動，使從動袞返回原位，接觸主動輥，壓緊被動輥；然后打開電機開關，使主動軸電機和擴幅輥電機開始工作，軋車進入工作狀態(tài)。 當軋車工作一段時間后，如果需要對浸染槽里面的浸染液進行更換，側只需啟動汽缸Ⅰ，汽缸臂伸長，使浸染缸傾斜，將浸染缸內的浸染液倒出，清洗后，啟動汽缸Ⅰ，汽缸臂恢復原長，浸染糟也恢復原狀。此時再往浸染缸里面添加新的浸染液，軋車便可以重新開始工作。根據(jù)以上分析的軋車主要作用和工作方式，對軋車的傳動方案進行設計。初步確定軋車的傳動方案[2]如下圖（圖1）。 1-從動輥；2-主動棍；3-浸染缸；4-汽缸Ⅰ；5-汽缸Ⅱ（兩個）； 6-機架；7-從動輥支架；8-帶輪；9-須脫水的布匹；10-浸染桿。 圖1 軋車的傳動方案圖 Fig. 1 Rolling car transmission scheme diagram 根據(jù)軋車的工作原理，又可將軋車的傳動部分分為如下兩個部分。 ①軋輥傳動部分：它主要由電動機、減速器、主傳動軸等組成； ②擴幅輥傳動部分：它主要由電動機、帶傳動等組成。 在下面的傳動設計中，也將把軋車的傳動部分設計按軋輥傳動部分和擴幅輥傳動部分分別進行設計計算。 3 軋輥傳動的設計 3.1 軋輥的傳動方案 軋輥的傳動是軋車的核心傳動部分，它的作用是帶動軋車的主動輥和從動輥運動，從而將從主動輥和從動輥之間經過的布匹進行擠壓脫水。根據(jù)以上軋車總體傳動方案，可畫出軋輥的傳動方案圖如下圖所示（圖2）。 3.2 電動機的選擇 選擇電動機的內容包括：電動機類型，電動機結構型式，容量和轉速的選擇。 標準電動機容量由額定功率表示。所選電動機的額定功率應該等于或稍大于工作要求的功率。容量小于工作要求，則不能夠保證機器的正常工作，或者使電動機長期過載，發(fā)熱大而過早損壞；容量過大，則制造和使用成本增加，造成了能源浪費。 1-電動機；2-減速器；3-聯(lián)軸器；4-滾動軸承； 5-從動輥；6-主動輥；7-主傳動軸；8-支架。 圖2 軋輥傳動簡圖 Fig. 2 Roll drive diagram 電動機的容量主要由其運行時發(fā)熱條件決定，在不變或者變化很小的載荷下長期連續(xù)運行的機械，只要求電動機的載荷不超過額定值，電動機便不會過熱，通常不必要校核發(fā)熱和啟動力矩。 所需電動機的功率為： [2] （1） 式中：——工作機實際的電動機輸出功率，kW; ——工作機所需輸入功率，kW; ——電機之工作機之間傳動裝置的總效率。 工作機所需要功率由機器的工作阻力和運動參數(shù)求得 =kW （2） 式中F——工作機的阻力，N； V——工作機的線速度，m/s; ——工作機的效率 總效率=[2] 其中為擺線針輪減速器的傳動效率，0.90~0.97[4] 為聯(lián)軸器的傳動效率，0.99[4] 為軸承對的傳動效率，0.98[4] 要求軋輥的線速度： =3.6 m/s 工作機阻力：F= 根據(jù)以上設計要求得 ===7.26kW 根據(jù)，再考慮到軋車的工作過程中需要對軋輥的速度進行調節(jié)，故選擇電動機為 YVP132M—4（變頻調速三相異步電動機）。它具有體積小、重量輕、電氣性能良好、經濟指標先進等優(yōu)點，而且結構牢固、使用方便，易于維修。它的主要參數(shù)如下表(表1)。 表1 YVP132M—4型電動機的主要參數(shù)表 Table 1 YVP132M, 4 motor main parameter table 電機型號 標稱功率 額定電流 額定轉矩 堵轉轉矩/ 額定轉矩 轉速 YVP132M—4 7.5KW 15.5A 49 N.M 1.25 150~3000r/min 3.3 減速器的選擇 減速器是原動機和工作機之間的獨立的閉式傳動裝置，用來降低轉速和增大轉矩，以滿足工作要求。為了保證整機設備結構的緊湊性，所選用的減速器最好是能使輸入軸與輸出軸在同一軸線上。符合這一要求的減速器大體上有同軸式兩級圓柱齒輪減速器、行星齒輪減速器、擺線針輪行星減速器、諧波減速器等。比較其各自的特點：同軸式兩級圓柱齒輪減速器長度方向尺寸較短，但軸向尺寸較大不宜適用于本組件；行星齒輪減速器由數(shù)個行星輪分擔載荷，采用均載機構，避免各行星輪之間載荷分配不均。承載大，體積小，效率高；擺線針輪行星減速器承載能力高，體積小，重量輕，傳動比大，傳動平穩(wěn)，承受過載和沖擊能力強，使用壽命長，效率高。諧波減速器傳動比大，同時參加嚙合的齒對數(shù)多，承載能力大，體積小，重量輕，但其傳動效率不高(0.065~0.90)比較不理想。 為了使軋輥傳動裝置更加輕小、緊湊、高效，在這里我們選擇擺線針輪減速器做為主傳動軸的減速裝置。擺線針輪減速器是行星減速器的一種類型。它由外齒輪 擺線針輪行星減速器的傳動比約為6～87，傳遞效率較高，一般可達到0.9～0.94。擺線針輪傳動的優(yōu)點是：傳動比大、結構緊湊、傳動效率高、運轉平穩(wěn)和使用壽命長。 再根據(jù)電動機功率和軋輥的速度要求，選取BJWPD(7.5)-6-17型擺線針輪減速器。它采用電動機和減速器直聯(lián)式結構設計，從而使得軋輥的主傳動軸結構更加緊湊、輕小。它的傳動比為17，額定功率為7.5kW。 根據(jù)電動機轉速和減速器傳動比，可計算出軋輥的線速度的范圍。 =0.18 m/s （3） =3.6 m/s 其中 =150 r/min =3000 r/min i=17 D為軋輥直徑，初定為為390mm。 則軋輥的變速范圍為0.18 m/s~3.6 m/s。 滿足工作要求，故該電動機和減速器的搭配滿足設計轉速要求，所以設計是合理的。 BJWPD(7.5)-6-17型擺線針輪減速器的安裝尺寸(表2 )，軸伸連接尺寸(表3 )，和外形尺寸(表4 )分別如下。 表2 擺線針輪減速器安裝尺寸表 Table 2 Cycloidal pinwheel reducer installation size table 機型號 中心高 安裝尺寸 地腳螺釘 h n 27 200-0.5 35js15 275 80 380 30 4 M20 3.4 軋車主傳動軸的設計 3.4.1 軸設計的主要問題 軸是組成機器的重要零件之一，它的主要作用是支承回轉零件及傳遞運動和動 表3 軸伸聯(lián)結尺寸表 Table 3 Shaft coupling size table 機型號 輸出軸 輸入軸 27 70m6 20 74.5 105 35k6 10 38 58 表4 外形尺寸 Table 4 Overall dimensions 機型號 外形尺寸 H B D A 直聯(lián)型 27 435 430 360 335 383 接電動機 力。軸的設計主要要解決下列問題： (1)選擇軸的材料.[5]軸的材料主要采用碳素鋼和合金鋼。碳素鋼比合金鋼廉價，對應力敏感性小，又可通過熱處理提高其耐摩性及疲勞強度，故應用最為廣泛，其中最常用的是45號優(yōu)質碳素結構鋼，為保證力學性能，一般應進行調質或者正火處理。 (2)進行軸的結構設計.[6]由于結構設計十尚不知道軸的直徑，所以要進行初算，粗略估算出軸的直徑，并初步確定各部分的形狀和尺寸，然后細致的進行結構設計。在結構設計中必須考慮軸在機器中的位置，軸上零件固定定位要求，工藝性要求，熱處理要求，運轉維護要求的要求等。 (3)進行軸的強度校對.[7]在一般情況下軸的工作能力主要取決于它的強度，且大多數(shù)軸是在變應力條件下工作，因此還要進行疲勞強度的校核計算； (4)必要的時候還需進行軸的剛度和震動穩(wěn)定性計算。 例如對機床主軸，其剛度計算尤為重要，而對于一些高速轉軸和汽輪機軸，為避免因發(fā)生共振而破壞，則必須進行振動穩(wěn)定性計算。 3.4.2 主傳動軸的設計計算與說明 軸主要用來支承作旋轉運動的零件，如齒輪、帶輪，以傳遞運動和動力。，根據(jù)設計要求，設計的具體步驟、內容如下: (1)選擇軸的材料確定許用應力.普通用途、只承受中小功率和中小轉矩。故選用45鋼，由于軸長度較長，為了消除軸的內應力，防止軸變形，在加工過程中，我們需要對軸進行需進行調質處理。查設計手冊[6]可得： 它的抗拉強度=640Mpa, 屈服強度=355Mpa， 彎曲疲勞極限=27Mpa， 剪切疲勞極限=155Mpa。 許用切應力=40 Mpa, （2)按彎曲許用切應力.初估軸的最小直徑：由已經可得經減速器輸出軸的 功率=7.5kW 轉速=3000/17=176r/min 轉矩=9.55=9.55=4.1N?mm 根據(jù)公式[8] （4） 即初步計算出軸的直徑 查設計手冊得其中C=115, =40Mpa,可求得46mm （3)軸的結構設計.軸的結構設計主要有三項內容。各軸段徑向尺寸的確定；各軸段軸向長度的確定；其它尺寸（如鍵槽、圓角、倒角，退刀槽等）的確定。 根據(jù)軸系結構分析要點，結合后述尺寸確定，按比例繪制軸的草圖?？紤]到軸需要承受較大的徑向載荷，故選用調心滾子軸承，選用軸用彈性擋圈對軸承內圈進行軸向定位。并根據(jù)機器的工作性能要求和工作環(huán)境要求，選用適當?shù)拿芊馊M行防油防塵。并采用內嵌式軸承端蓋實現(xiàn)軸承兩端單向固定，依靠普通平鍵聯(lián)接實現(xiàn)軸向固定，利用軸肩結構和止動環(huán)實現(xiàn)軸與軸承的軸向固定。 根據(jù)以上條件，可繪制軸的草圖，先根據(jù)軸的工作要求確定軸的小直徑，然后再依次確定軸上各段的直徑。再根據(jù)裝配關系，確定軸各軸段的軸向尺寸。現(xiàn)根據(jù)設計要求，繪制軸的草圖如下圖（圖3）所示。（軸與其它零部件相配合見裝配圖）。 (4)軸尺寸的確定.[9]① 各軸段徑向尺寸的確定；如草圖3.2所示，從軸左段開始確定各軸段的徑向尺寸。與軸承內徑相配合，并為了對軸承內徑進行軸向固定，在進行軸的設計時，我們采用右端用軸肩固定，左端采用止動環(huán)進行固定，考慮軸的最小尺寸要求以及軸與減速器聯(lián)結及聯(lián)軸器的配合問題，結合軸的標準直徑系列并符合軸承內徑系列，取=90, 選定軸承代號為22318C/W33的軸承。從左至 圖3 主傳動軸草圖 Fig. 3 Main shaft sketch 右逐段選取相鄰軸段的直徑。為軸肩部分，直徑要求大于22318C/W33的最小安裝尺寸要求，并要與密封圈的內圈相配合，故取=105mm。與工作件相配合，考慮到軸的工作可靠性和經濟性及安裝的方便性，可初取軸徑為=120mm。 根據(jù)軸的對稱性，可分別求得，==105mm，==90mm。是軸與減速器輸出軸相連接的部分，考慮軸的最小尺寸[10]要求以及軸與減速器聯(lián)結及聯(lián)軸器的配合問題，結合軸的標準直徑系列并符合軸承內徑系列，取=80mm。 所以可得各軸段直徑為： =90； =105mm； =120mm； =105mm； =90mm； =80mm 根據(jù)以上數(shù)據(jù)，可初步確定各軸段的徑向尺寸草圖如下圖所示（圖4）。 ② 各軸段軸向長度的確定；從軸左段開始確定各軸段的軸向尺寸。與軸承22318C/W33[11]相配合，與軸徑等于90mm的A型軸用彈性擋圈相配合，查機械設計手冊，可得軸承安裝尺寸寬度=64mm, A型軸用彈性擋圈的安裝尺寸寬度S=2.5mm ，軸端取=18.5mm。 =+S+=64mm +2.5mm+13.5mm =80mm； 軸與端蓋及密封圈相配合的部分，根據(jù)計算，取=213mm。 為軸和工作件相配合部分，由工作要求W=1100mm，故取=W+20=1120mm。==213mm ==80mm。 為聯(lián)軸器相配合部分，根據(jù)計算和查手冊，取=150mm。 所以可得到各軸段長度分別為： =80mm； =213mm。 圖4 軸的徑向尺寸草圖 Fig. 4 Shaft radial size of the sketch =1120mm； =213mm。 =80mm； =150mm。 根據(jù)以上數(shù)據(jù)，可初步確定各軸段的軸向尺寸草圖如圖（5）所示。 圖 5 軸向尺寸草圖 Fig. 5 The axial dimension sketch ③ 其它尺寸（如鍵槽、圓角、倒角等）的確定軸的右端需要與聯(lián)軸器聯(lián)接，所以需要設計鍵聯(lián)接。因為軸端公稱直徑=80mm。根據(jù)工作要求，并結合鍵的標準系列并符合軸徑大小，選用鍵22×14 GB 1096-79[12]（公稱尺寸b×h=22×14，長度L系列為100的普通平頭聯(lián)接）。 再根據(jù)設計要求，確定軸上倒角，退刀槽[12]等尺寸。繪制軸的零件圖，完成主動軸的設計，其結構和尺寸如圖（6）所示 下面對軸的強度進行相關校核 圖6 主動軸結構尺寸圖 Fig. 6 Drive shaft structure size chart 3.5 軸的強度校核 3.5.1 軸的強度校核步驟 對于主要結構形狀和尺寸，軸上零件的位置以及外載荷和支反力的作用位置均已經確定的軸可以按許用應力進行軸的強度校正，。對于一般重要的，彎扭復合的軸采用這一方法進行強度計算也已經足夠可靠，它的一般計算步驟如下： （1） 畫出軸的空間受力簡圖（如圖7），將作用力分解為水平面受力和垂直面受力，求出水平面和垂直面上的支點反力。 （2）分別畫出水平面上的彎矩和垂直面上的彎矩。 （3）作出合成彎矩M=。 （4）作出轉矩T圖。 （5)根據(jù)合成彎矩M和轉矩T作出當量彎矩。的計算公式為：=。 式中是根據(jù)轉矩產生的循環(huán)特征差異而定的應力校正系數(shù)。對于扭矩切應力為靜應力時，取=0.3；對于扭矩切應力為脈動循環(huán)變應力時，取=0.6；對于扭矩切應力為對稱循環(huán)應力時，取=1。 （6）校核軸的強度[12]，危險截面的計算應該滿足下列條件 （6） 式中：W——軸的抗彎截面系數(shù)，計算公式可查機械設計手冊。 式中：M是合成彎矩（N·mm）；，MH和MV分別為水平面上和垂直面上的彎矩；T是工作扭矩（N·mm）；α是根據(jù)轉矩性質而定的應力修正系數(shù)；W是軸的抗彎截面系數(shù)（mm3）；σe是當量彎曲應力，MPa；[σ-1] 是許用彎曲應力（MPa）。 對于有鍵槽的危險截面，單鍵時應將計算出的軸徑加大5%；雙鍵時軸徑加大10%。計算出的軸徑還應與結構設計中初步確定的軸徑進行比較，若大于初步確定的軸徑，說明強度不夠，軸的結構要進行修改；若小于初步確定的軸徑，除非相差很大，一般就以結構設計的軸徑為準。 3.5.2 軸的校核計算 （1） 畫出軸的空間受力簡圖，將軋輥上受力簡化為集中中心作用于軸上，軸的支點反力也簡化為集中力通過軸承載荷中心O作用于軸上，軸的受力簡圖如圖（圖7） （2）畫出水平面受力圖，計算支點反例，畫出水平面彎矩圖（如圖8）?？紤]到C點為可能的危險截面，計算出C點處Z的彎矩。根據(jù)已經條件可知上軋輥對主動軸的的作用力在水平方向的作用力為=1700N，所以可得： 圖7軸的受力簡圖 Fig. 7 Axial force diagram 支點水平反力： =850N （7） C點彎矩： =850=700000 N.mm （8） 圖8 水平面彎矩圖 Fig. 8 Horizontal bending moment diagram （3） 畫出垂直面受力圖，計算支點反力，畫出垂直彎矩圖（如圖 9）。根據(jù)已經條件可知上軋輥對下軸的的作用力在水平方向的作用力為3000N，所以 支點反力： （9） （即的方向和相同） C點彎矩： 1500N=1200000 N.mm （4）求合成轉矩，畫出合成彎矩圖，如圖（圖10）所示。 C點合成彎矩： =1380000 N.mm （10） 圖9 垂直彎矩圖 Fig 9 Vertical bending moment diagram (5)畫出轉矩T圖。如圖（11）所示。 =1401000N.mm （11） （6）計算C處當量彎矩，畫出當量彎矩圖。如圖（圖12）所示。 圖10 合成彎矩圖 Fig. 10 Composite bending moment diagram 圖11 轉矩T圖 Fig. 11 Torque T diagram 圖12 當量彎矩圖 Fig. 12 Equivalent bending moment diagram （7）校核軸的強度[14] 根據(jù)彎矩大小及軸的直徑選定C截面進行強度校核 查《機械設計手冊》，當鋼45鋼=640MPa ，用插值法得=59Mpa 。C截面當量彎曲應力。 =8.11MPa< （12） 所以在C截面處安全。 4 擴幅輥傳動部件的設計 4.1 擴幅輥傳動方案 軋車擴幅輥部分的傳動圖如下。電動機通過皮帶分別帶動兩擴幅輥轉動。從而使布匹能夠平整的通過擴幅輥和浸染桿，進入浸染槽里面染色后再進入軋輥,軋車里面的作用實際就是一個輸送和防止布重疊的總用，因此它所受力較小，要求電動機的功率也較低，根據(jù)前面算得的軋輥的線速度也較?。ㄐ∮?m/s）,且軸間跨距大，故在這里選擇帶傳動是合適的，它的傳動圖如下圖（圖13）所示。 4.2 擴幅輥電動機的選擇 4.2.1 電動機功率的確定 （13） 式中：——工作機實際的電動機輸出功率，kW; 1——電動機；2——小帶輪；3——V帶；4——大帶輪 5——大帶輪2；6——擴幅輥1；7——擴幅輥 圖13 擴幅輥原理圖 Fig. 13 Enlarge picture roll principle diagram ——電機之工作機之間傳動裝置的總效率。 工作機所需要功率由機器的工作阻力和運動參數(shù)求得 =kW （14） 式中F——工作機的阻力，N； V——工作機的線速度，m/s; ——工作機的效率 總效率= 其中為普通V帶傳動的效率，0.87~0.92 為滑動軸承的傳動效率，0.95 要求擴幅輥的線速度： =3.6 m/s 工作機阻力：F= 450 N 根據(jù)以上設計要求得 == =1.86kW 所以電動機的最小功率為1.86kW。常用電動機中大于此功率可供選擇的電動機有2.2kW、3 kW、4 kW等。在滿足工作要求的情況下，綜合考慮機械的設計成本和使用成本，所以我們選擇電動機的額定功率為2.2kW。 4.2.2 電動機轉速的選擇 同一類型的電動機，相同的額定功率有多種轉速可供選用。如選用低轉速電動機，因極數(shù)較多而外廓尺寸及重量較大，故價格較高，但可使傳動裝置總傳動比及尺寸減小。選用高轉速電動機則相反。因此應全面分析比較其利弊來選定電動機轉速。 根據(jù)前面已得出的工作輥的線速度調速范圍為0.18m/s~3.6m/s。 一般來說帶傳動的傳動比小于等于7，常用小于等于5。 在這里我們初定擴幅輥的直徑為100mm。 當i=5時，要求 可求得電動機的最大轉速 當i=時，要求 此時可求得電動機的最小轉速 由上可知電動機的轉速范圍為 在此速度范圍內，功率為2.2kW的電動機的可供選擇轉速有：Y-90L-2，它的轉速為2840r/min；Y-112M-6，它的轉速為940r/min；Y100L1-4，它的轉速為1420r/min；Y132S-8，它的轉速為710r/min?？紤]到軋車的使用要求和工作條件以及經濟性原因，我們選擇Y-112M-6型三相異步電動機。 Y型三相異步電動機具有體積小、重量輕、電氣性能良好、經濟指標先進等優(yōu)點，而且結構牢固、使用方便，易于維修。主要適用于不含易燃、易爆或腐蝕性氣體的一般場所和無特殊要求的機械，如:金屬切削機床、泵、風機、運輸機械、攪拌機、農業(yè)機械和食品機械等，由于電動機有較好的起動性能，因此也適用于某些對起動轉矩有較高要求的機械，如壓縮機攪拌機、傳送帶等。它的主要技術參數(shù)如下表所示（表 5）。 電動機輸出軸的參數(shù)如下表（表6） 4.3 帶傳動的設計 在進行帶的設計計算的時候，必須考慮帶失效形式： 表5 電動機主要參數(shù)表 Table 5 Motor main parameter table 電機型號 標稱功率 額定電流 最大轉矩/ 額定轉矩 堵轉轉矩/ 額定轉矩 滿載轉速 Y112M—6 2.2KW 5.6A 2.2 2.0 940r/min 表6 電動機輸出軸參數(shù)表 Table 6 Motor output shaft parameter table 電機型號 D G F Y112M—6 3 8 3 3 1 0 根據(jù)以上電動機參數(shù)和基準尺寸和數(shù)據(jù)進行V帶傳動的設計[14]。 打滑；帶在帶輪上打滑，不能傳遞動力。 磨損；帶的工作面磨損。 疲勞折斷 ：帶由于疲勞產生脫層，撕裂和拉斷。 ①帶傳動的主要失效形式表現(xiàn)為打滑和帶的疲勞折斷，打滑使得主動輪與被動輪之間不存在確定的相對運動關系（無法確定傳動比），失去傳動的基本功能，是必須避免的（避免帶傳動在承受正常載荷時打滑），為使帶傳動不發(fā)生打滑現(xiàn)象，就必須使初拉力達到足夠的值，而初拉力會直接影響帶的拉應力，為此帶既不發(fā)生打滑，也不過早損壞，必須要帶傳動的參數(shù)滿足一定的條件，這就是設計的任務。 ②普通V帶傳動的設計準則： 在保證帶傳動不打滑的前提下，具有一定的疲勞強度和壽命. ③單根普通V帶的許用功率 根據(jù)軋車的工作原理和設計要求，我們先初步確定各帶輪間的位置關系如下圖（圖14）所示。 下面根據(jù)以上條件，進行設計計算。 4.3.1 確定設計功率 （15） P——傳遞的功率kw ——工況系數(shù)，查機械設計手冊。 由上式可得，擴幅輥電動機的功率為 P=1.86kw 由于軋車擴幅輥承受載荷較小，且載荷變動不大，查表取=1.2（負載啟動， 每天工作12小時以上）。 圖14 擴幅輥傳動示意圖 Fig. 14 Roller transmission schematic drawing 所以=1.21.86=2.2KW。 電動機選擇的滿足工作要求 4.3.2 選定帶型 根據(jù)設計功率和小輪轉速，查機械設計手冊選擇V帶型號。 因為 =2.02KW =940 r/min 所以選擇B系列。 4.3.3 確定傳動比 根據(jù)擴幅輥的線速度要等于軋輥的線速度，既 = （16） 176 r/min390mm=100 =680 r/min 傳動比i===1.4 4.3.4 小帶輪的基準直徑 參照設計要求和《機械設計手冊》的關于V帶輪的基準直徑系列， 取=125mm 4.3.5 大帶輪的基準直徑 = （17） 其中為彈性滑動率，通常取0.010.02。 =1.4125（1-0.01）=157.5 mm。 參照《機械設計手冊》的關于V帶輪的基準直徑系列取=157mm。 4.3.6 帶速的計算 V= （18） 對于普通V帶 =25~30 V==6.15 m/s 4.3.7 初定軸間距離 軸間距離 0.7（）（） （19） 既 197.4564 也可根據(jù)結構要求求定軸間距離。 初定=420 4.3.8 所需基準長度 = （20） ==1310 查機械設計手冊，取=1400mm 4.3.9 實際軸間距 =420+10=430mm （21） 4.3.10 小帶輪包角 =— （22） =—=175.7 ，滿足要求。 4.3.11 單根V帶傳遞的額定功率 根據(jù)帶型，和查機械設計手冊 查表得單根V帶的傳遞功率 =1.67kw 4.3.12 傳動比的額定功率增量 根據(jù)帶型，和傳動比i查《機械設計手冊》可得。 =0.23kw 4.3.13 V帶的根數(shù)Z Z= （23） ——小帶輪包角修正系數(shù)，查《機械設計手冊》可得。 =0.99。 ——帶長修正系數(shù)，查《機械設計手冊》可得。 =0.88。 Z== =1.7 Z取整數(shù)為2。剛好符合軋車擴幅輥的雙帶設計。 4.3.14 單根V帶的預緊力 初拉力的大小是保證帶傳動正常工作的重要因素。初拉力過小，摩擦力小，容易打滑；初拉力過大，帶的壽命低，軸和軸承受力大。推薦單根V帶張緊后的初拉力為。 = （24） m——V帶每米長的質量，可查《機械設計手冊》得到。 Z——帶的根數(shù) = ==204 N 4.3.15 作用在軸上的力F 計算壓軸力是為了檢驗軸的剛度，為設計帶輪的軸和軸承選擇提供數(shù)據(jù)，它的受力圖如下圖（圖15）所示。 F==22042sin=816N. （25） 帶輪的結構尺寸（詳見4.4——帶輪的結構設計）。 圖15軸的受力圖 Fig. 15 Axis of trying 4.4 帶輪的設計 4.4.1 小帶輪的設計計算 （1)根據(jù)直徑選取結構型式.帶輪由輪緣，輪輻和輪轂三部分組成。根據(jù)輪輻部分的不同，可以分為實心式?，輻板和橢圓輪輻三種類型，帶輪的基準直徑，最基準直徑和輪緣尺寸可查機械設計手冊。設計帶輪時，應該使其結構便于制造，質量小、結構工藝性好、無過大的鑄造內應力、質量分布均勻，轉速高時要經過動平衡；輪槽工作面要精細加工，以減少帶的磨損；各輪槽的尺寸和角度應保持一定的精度，以使載荷分布較為均勻等。 小帶輪直接與Y112M—6型三相電動機相配合，所以小帶輪的孔徑等于電動機輸出軸直徑。 既=38 mm 又=125mm 糟型為B。 查《機械設計手冊》V帶輪的結構型式和輻板厚度。選取小帶輪的結構型式為實心輪。 （2)小帶輪材料的選擇.[16] 帶輪材料常采用灰鑄鐵，鋼，鋁合金或者工程塑料等，灰鑄鐵應用范圍最為廣泛，當速度小于30m/s時用HT200，當速度在25m/s到45m/s之間時，則常用孕育鑄鐵或者鑄鋼，也可以用鋼板沖壓—焊接帶輪。小功率傳動可以使用鑄鋁和工程塑料。 由于擴幅滾小帶輪的直徑只有125mm，如果采用鑄鐵的話，由于在鑄造過程中可能會產生氣孔，影響帶輪的使用聲名，因此在這里我們不選擇鑄鐵而選用45，采用冷鍛工藝，這樣我們得到的小帶輪將有較好的綜合力學性能。 （3)根據(jù)帶的型號確定槽輪尺寸.V帶有普通V帶、窄V帶、寬V帶、大楔角V帶等多種類型，其中普通V帶應用最廣，窄V帶的使用也日見廣泛。 普通V帶由頂膠、抗拉體（承載層）、底膠和包布組成?？估w由簾布或線繩組成，是承受負載拉力的主體。其上下的頂膠和底膠分別承受彎曲時的拉伸和壓縮變形。線繩結構普通V帶具有柔韌性好的特點，適用于帶輪直徑較小，轉速較高的場合。窄V帶采用合成纖維繩或鋼絲繩作承載層，與普通V帶相比，當高度相同時，其寬度比普通V帶小約３０％。窄V帶傳遞功率的能力比普通V帶大，允許速度和撓曲次數(shù)高，傳動中心距小。適用于大功率且結構要求緊湊的傳動。 普通V帶有Y、Z、A、B、C、D、E七種型號。 由于帶型的不同，與他們相匹配的帶輪的輪槽和其他基本尺寸也不同，下面可根據(jù)下表（表7）確定小帶輪的輪緣尺寸。 根據(jù)（表7）計算得到小帶輪的具體尺寸如下表（表8） 表8 小帶輪參數(shù)表 Table 8 Parameters table small pulleys 基準寬度 基準面上槽深 基準面下槽深 糟間距 第一端面對稱面至端面的距離 最下輪緣厚 帶輪寬 外徑 輪糟角 14 3.5 14 7.5 69 134 34 （4）帶輪的其它尺寸確定：帶輪的其它尺寸由經驗公式計算，可以得出帶輪尺寸。 （5) 繪制零件圖[17] ：根據(jù)上面求得的數(shù)據(jù)小帶輪結構尺寸圖如（圖16）所示。 表7 V帶輪輪緣尺寸表 Table 7 V belt wheel rim size table 項目 符號 糟 型 Y Z A B C D 基準寬度 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 基準線上槽深 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 基準線下糟深 4.7 7.0 9.0 8.7 11.0 10.8 14.0 14.3 19.0 19.9 糟尖距 e 第一糟對稱面到端面的距離 f 最小輪緣厚 5 5.5 6 7.5 10 12 帶輪寬 B B=（Z-1）e+2f Z——輪糟數(shù) 外徑 輪 糟 角 相應 的基 準直 徑 60 / / / / / / 80 118 190 315 / >60 / / / / 475 / >80 >118 >190 >315 >600 偏 差 圖16 小帶輪的結構尺寸圖 Fig. 16 Small pulley structure size chart 4.4.2 大帶輪的設計計算 根據(jù)擴幅輥的工作要求選擇帶輪的結構形式——腹板式[18]。再根據(jù)上表（表7）計算出大帶輪的具體尺寸如下表（表9）所示。 表9 大帶輪尺寸表 Table 9 Big belt wheel size table 基準寬度 基準面上槽深 基準面下槽深 腹板厚度 第一端面對稱面至端面的距離 最下輪緣厚 帶輪寬 外徑 輪糟角 14 3.5 14 14 7.5 25 187 34 根據(jù)上面計算所得數(shù)據(jù)，繪制大帶輪結構尺寸圖如下圖（圖17）所示。 圖17 大帶輪結構尺寸圖 Fig. 17 Big pulley structure size chart 5 總 結 本次畢業(yè)論文的課題是基于軋車功能的傳動設計，它是軋車設計生產的一個重要問題，是機械設計中的一個典型課題?？偟恼f來，本課題有一定的難度，它需要扎實的專業(yè)基礎知識和認真細致的計算處理能力。這樣的課題對我來說是一個重要的挑戰(zhàn)，它既鞏固了我大學四年所學的專業(yè)知識，又使我學到了不少新的知識，如結構設計，綜合設計，數(shù)據(jù)計算處理等。 在這次論文的編寫過程中，我首先是在網上搜索了與本課題相關的資料，充分掌握了課題的來源和背景，然后結合莫亞武老師所給的資料和自己的專業(yè)知識，確定了實驗的基本方案和論文的編寫進度。在寫好開題報告后，復習了與論文有關的專業(yè)知識，接著進行了為期一周的信息搜集，獲得了一批可靠的設計數(shù)據(jù)。后又用了一周的時間對數(shù)據(jù)進行了比較科學的處理，并得到了我們預期的結果。最后是整理所有的資料，把論文編寫好。這個過程是漫長的，同時也是艱辛的，遇到了不少難題，不過現(xiàn)在想來心里非常充實，學到了不少新的知識，也磨練了自己的意志。 通過了兩個月的努力，我學到了不少東西，也培養(yǎng)了自己獨立思考問題的能力。說實在的，進行到最后階段，對實驗數(shù)據(jù)的處理，我是一點底都沒有，從來沒有接觸過這方面的知識。沒辦法，只能自學，反反復復的看書和計算之后終于有了質的飛躍，找到了解決問題的方法。 參考文獻 [1] 高修，連續(xù)軋染機車介紹[OL].北京：百度百科, 1998 [2] 吳宗澤，羅圣國.機械設計課程設計手冊[M].北京：高等教育出版社, 2006：185. 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