机械毕业设计(论文)八辊导丝机的设计纺织机械(含全套图纸).doc

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1、-科技学院全日制普通本科生毕业设计 八辊导丝机的设计DESIGN OF THE EIGHT ROLLERS LEAD THE SILK MACHINE学生姓名：学 号：2007419年级专业及班级： 2007级机械设计制造指导老师及职称： 副教授湖南长沙提交日期：2011年5月目 录摘要1关键词11 前言22 八辊导丝机的总体设计方案22.1 导丝的目的和作用22.2 导丝机的原理32.3 传动部分的选择与设计42.4 工作部件的设计42.5 箱体及其附件的设计42.6 润滑、散热、密封系统53 传动部分的选择与设计63.1 交流变频电机的选择63.2 联轴器的选择63.3 计算传动比及轴的参

2、数73.4 进轴齿轮和导丝齿轮的设计83.5 传动轴及部件的设计134 工作部件的设计214.1 导丝辊的中心轴的设计214.2 导丝辊上的几个零件的校核255 铸铁箱体及其附件的设计265.1 箱体的设计265.2 箱体附件的设计276 润滑、散热、密封系统的设计286.1 润滑方式和润滑系统286.2 内部油路及密封的设计317 结论31参考文献31致谢33八辊导丝机的设计学 生：樊 整指导老师：莫亚武(湖南农业大学东方科技学院，长沙 410128)摘 要：八辊导丝机是绦纶短纤后处理联合机中的单元机之一，八辊导丝机是位于导丝架和浸油槽之间，丝束经本机导丝行成一定宽度和张力均匀的丝片，八辊导

3、丝机是位于导丝架和浸油槽之间，正确的系统能保证导丝辊高效工作，保证八辊导丝机正常运行。本设计中电机和传动进轴之间采用螺钉联轴器来连接，与链式传动相比，传动链短，占地少，与键联接相比所受冲击力小，不容易损坏，避免了经常更换联接的麻烦，丝束能够更好的行成一定宽度和张力的丝片。关键词：导丝机；进轴齿轮；导丝齿轮；传动轴；Design of the Eight rollers lead the silk machineStudent:Fan Zheng Tutor:Mo Ya-wu(Orient Science&Technology College of Hunan Agricultural Univ

4、ersity, Changsha 410128, China)Abstract：The lead silk machine which with eight rollers is one of the silk tassd element machines ,it products silk ribbon. It is located between the leading silk rack and soaking oil groove .The silk is leaded to certain width and homogeneous tension sik movie, The co

5、rrect system esures that the leading silk roller works effectively. Also,it ensures that the lead silk machine which with eight works regularly. In the design,the screw link up the shaft and pare with chain, this transmission chain is short,the fidld is few.the force is small compare with the key li

6、nkup. It avoids that the serew has no often change and being no easy to damage. Silk is able to become certain width and tension well.Key words: Godet machine；Into the shaft gear；Godet gear；Shaft；1 前言八辊导丝机是绦纶短纤后处理联合机中的单元机之一，八辊导丝机是位于导丝架和浸油槽之间，导丝架出来的丝束经本机导丝行成一定宽度和张力均匀的丝片，然后送入后道工序。随着我国纺织工业的不断进步，以前小容量的涤

7、纶纺丝设备已经远远不能满足现代高速纺织机械的发展。就化纤机械产品而言，需要从单一的数量型转向高新技术型，从化纤的单一品种转向相对的精细加工，从传统机械技术转向高新电子信息控制技术，不能再走产品趋同、技术向下的路了。这是化纤机械必须适应的转折，转折的目的是服务于化纤产品的发展。科学在发展，技术在进步，化纤机械产品发展的具体任务，首先是立足于现实，提高传统化纤机械产品的质量，提高技术水平，提高产品的可靠性，赢得用户的信誉。在此基础上，跟踪新的纤维领域，为发展民用舒适型纤维生产，为发展产业用纤维生产，为发展军用、警用纤维生产提供技术装备。需要研制、开发和生产年产60万吨及以上的新型PTA成套装置。连

8、续研制新一代、大容量、连续化、高速度、自动化的涤纶长丝、短丝纺丝和后处理设备，以及成套设备的信息控制技术。“十一五”重点化纤机械产品发展方向和关键技术有：重点开发200250吨/日涤纶短纤维生产线；研制年产60万吨PTA成套国产化技术与设备。完善国产长丝复合纺丝机，开发短丝复合纺丝设备。开发涤纶0.3dpf超细纤维纺丝设备。开发可纺制涤纶高强和高模低缩纤维的成套设备。研发年产6万吨粘胶短纤维生产线。腈纶纤维、芳纶1414要进一步提升，研究开发碳纤维、导电纤维、光导纤维、超大分子量的聚乙烯纤维、中空膜纤维等高新技术纤维与设备本文设计的是八辊导丝机的部件，由于本人经验和条件有限，缺点和不足之处在所

9、难免，敬请各位老师和同学提出宝贵的意见和建议，谢谢！2 八辊导丝机的总体设计方案2.1 导丝的目的和作用丝束导丝的主要目的是使丝束行成一定宽度和张力均匀的丝片。导丝在绦纶纤维制造过程中是一道重要的工序。丝束经过前几道工序出来，宽度和张力都不均匀，在导丝的工序中才能得到宽度和张力都均匀的丝束。导丝的作用是使丝束经过导丝在拉伸过程中丝片所受的拉力更均匀，更好的完成拉伸的工序。拉伸是涤纶纤维制造过程中必不可少的重要工序，常被称为涤纶纤维成形的第二阶段，或称为二次成形。它不仅是使纤维的物理和机械性能提高的必要手段，而且是检验其以前各道工序进行得好坏的关口。在拉伸过程中，大分子或聚集态结构单元发生舒展并

10、沿纤维轴取向排列。在取向的同时，通常伴着相态的变化，以及其它机构特征的变化。从而使纤维的断裂强度显著提高，延伸度下降，耐摩性和对各种不同类型形变的疲劳强度亦明显提高。2.2 导丝机的原理丝束在导丝辊上运动来达到均匀的目的，导丝辊的数量决定了丝束的均匀度。考虑到制造成本和生产的需要，在本设计中采用八个导丝辊。为了更好的形成一定宽定和张力均匀的丝片，必须满足以下几个条件：（1）丝束在导丝辊的运动速度不能太快，八辊导丝机所需的电机的功率不大。（2）丝束要形成一定的宽度，则导丝辊要求长。而导丝辊自身又不能太重，所以导丝部分采用小轴外焊结辊筒来满足自身轻而辊筒直径足够大。涤纶短纤后置处理工艺流程：。本设

11、计是涤纶短纤后置处理的重要工作部分，是八滚导丝机的工作部分。已知条件有：年生产能力：2104吨最高机械速度：86m/min 导丝辊：数量8个 直径150mm 长度1000mm（1）八辊导丝机与辊筒的布局息息相关，在设计工作部件之前，分析辊筒的布局要求是十分必要的。 辊筒的分布形式采用螺钉法兰连接，辊筒的分布形式：上下各四个，上下交叉排列。 辊筒布局的确定：一般辊筒之间留有50200mm的间隙，由于辊筒直径150mm，所以水平距取350mm左右，垂直距离取268mm左右。具体尺寸选齿轮时确定。据此设计传动部件由四部分组成：传动部件+工作部件+润滑系统+箱体。2.3 传动部分的选择与设计考虑到能使

12、八辊导丝机变频调速，因此选取变频调速三相异步电动机。电机与进轴之间通过联轴器相连。其传动简图如图1图 1 传动简图 Figure 1 Transmission2.4 工作部件的设计 工作系统的动力由传动系统传动。工作的八个辊筒上的齿轮相连，受力较大所以齿轮采用斜齿轮。工作系统的辊筒部件在箱体内。箱体采用铸件。其辊筒的运动简图如图2：图2辊筒运动简图Figure 2 Roller motion2.5 箱体及其附件的设计箱体是八辊导丝机的一个重要零件，它用于支持和固定内工作系统中的各种零件，并保证传动件的啮合精度，使箱体内有良好的润滑和密封。箱体的形状较为复杂，所以箱体结构对八辊导丝机的工作性能、

13、加工工艺、材料消耗、重量及成本等有很大的影响。箱体结构与受力均较复杂，目前尚无成熟的计算方法。所以，箱体各部分尺寸一般按经验设计公式在八辊导丝机装配草图的设计和绘制过程中确定。2.6 润滑、散热、密封系统由于此传动系统功率大，散热大，箱体内的润滑、散热装置尤其重要。因此设计了外部油箱部件，以及箱体内四通八达的油路布置。外部油箱部件有油泵、油箱以及冷却管。内部油路由主油路向箱体各传动件浇油。3 传动部分的选择与设计3.1 交流变频电机的选择 （1）计算张力：日产量1：=2104/33070吨/日 （1）（取一年330个生产日） （2）v 工艺速度：v=86m/mind丝束旦数 机台开车率：=75

14、%所以 d=7106dtex （3） 电动机的选择主要包括选择其类型和结构形式、容量（功率）和转速、确定具体型号。按工作要求和条件选取U系列三相变频调速异步电动机。3.1.1 选择电动机的容量由已知条件可知：丝束总旦数：d=7106dtex工艺速度：v=86m/min机前丝束张力为：117.6N/ktex（张力强度为1.2g/d）机后丝束张力为：3.27N/ktex（张力强度为0.1g/d）第一牵伸机对八辊导丝机的拉力为：97N/ktex（张力强度为1g/d）八辊导丝机的进丝张力：=700ktex117.6=82320N八辊导丝机的出丝张力：=700ktex3.27=2289N第一牵伸机对八辊

15、导丝机的拉力：=700ktex97=67900 N电动机所需的功率：分析计算牵伸机的功率首先必须知道丝束进出机器的张力差和丝束的运行速度，按下式求出所需的理论所需功率2： （kw） （4）式中： 、进出机器的丝束张力（kg） v丝束的输送速度（m/min），v=86 m/min八辊导丝机的所需理论功率：=5.2 kw （5）所以可选用5.5kw的电机。3.1.2 确定电动机的转速 辊筒轴的工作转速为： nw= 1000v/D （6）其中v=86m/min，D=150mm， nw=1000V/D=100086/(3.14150)r/min = 182.6r/min （7）考虑到电机的工作条件，选

16、用的电机3U25Z-5.5-327齿轮，其额定功率Pn=5.5kw，额定转速nn=327r/min，能满足该设备。所选电动机的主要外形尺寸和安装尺寸如表1所示：表1 电机主要尺寸（mm）Table 1 motors main dimensions (mm)HABCDEL315508457216801701250FGABACADHDK2071640660530760283.2 联轴器的选择联轴器是根据传动功率和传动的转矩选择的。因本传动设计的功率较大，传递转矩较大，我们选用弹性柱销联轴器。计算联轴器承受转矩： （8）选择工作情况系数K，取K=1.7，由于电机输出转矩T=162.63N.m，nw=

17、327r/min，则计算电机与减速器相接处的联轴器： （9）选取弹性柱销联轴器HL6联轴器GB5014-85，其许用最大扭矩T=600N.m许用最高转速n=1200r/min,合用。电机与联轴器联接的键是电机配带的，为C型键槽，其尺寸为：b=12 mm , t=12 mm, L=90mm。其半联轴器的结构图如图3图3半联轴器的结构Figure 3 Half couplings structure联轴器与进轴联接处的键为B型键，尺寸为：b=18mm，t= 20mm，L=200mm。3.3 计算传动比及轴的参数（1）计算运动比和动力参数：根据总体结构，计算传动比为： （10）传动轴的功率： P=P

18、m2123=2000.9920.950.98=5.02kw （11）导丝轴的功率：P=P34=5.020.980.98=4.82kw （12）式中(1联轴器效率，2滚动轴承效率，3齿轮效率)（2）各轴的转矩：电动机的输出轴转矩 Td Td= 9550Pm/nm=95505.5/327= 160.63N.m （13）传动轴转矩：T=9550P/n=95505.02/327=146.61N.m （14）传动轴转矩：T=9550P/n=95504.82/182.6=252.09N.m （15）3.4 进轴齿轮和导丝齿轮的设计（1）选择材料，确定试验齿轮的疲劳极限应力选择齿轮的材料为：齿轮、：20Cr

19、MnTi，渗碳淬火，HRC=5865。按MQ7级质量要求取值，查得：Hlim1=1480N/mm2，Hlim2=940N/mm2。（2）按接触强度初步确定中心距，并初选主要参数： （16）式中，小齿轮传递的转矩T1： （17）载荷系数K：考虑齿轮对称轴承布置，速度较大，冲击较大，取K=1.6。齿宽系数：取。齿数比u：暂取u=i=1.79。许用接触应力： （18）取最小安全系数，按大齿轮计算。将以上数据代入计算中心距的公式得： （19）取a=201.026（考虑到辊的分布），按经验公式：取标准模数。初取1，所以 （20）取，精求螺旋角： （21）所以。 （22）， （3） 校核齿面接触强度 （2

20、3）式中，分度圆上的圆周力Ft： （24）使用系数KA：查得KA=1.5。动载系数Kv： （25） （26）根据齿轮的圆周速度，选择齿轮的精度等级为：8GJ GB10095-1988，齿轮的精度等级为：8GJ GB10095-1988。选K1=23.97，K2=0.0088。将有关数值代入式（4.25)得：Kv=1.24齿向载荷分布系数KH： （27）按，查得K=1.19。查得KM=0.16。KH=1.19+0.16=1.35。齿向载荷分配系数KHa：按KAFt/b=1.516054/200=197N/mm，查得KHa=1.1。节点区域系数ZH：按，查得ZH=2.27。接触强度计算的重合度及螺

21、旋角系数Z：首先计算当量齿数： （28） （29）求当量齿轮的端面重合度： （30）按,，分别查得：所以，。按，查得纵向重合度。按，查得Z=0.75。将以上各数值代入齿面接触应力计算公式得。计算安全系数SH： （31）式中，寿命系数ZN：先计算应力循环次数，N1=60n1t=1.5661010，N2=60n2t=9.655109。对渗碳钢，查得N=1010。因为N1N所以取ZN1=1。按N2=9.655109又查得ZN2=1.05。工作硬化系数ZW：取ZW=1。接触强度计算的尺寸系数YX：查得YX=1。将以上数值代入安全系数的计算公式得：SH1=1.21，SH2=1.21按式（16），SHmi

22、n=1.2。SHSHmin，故安全。（4） 校核齿根弯曲强度 （32）式中，弯曲强度计算的载荷分布系数KF：KF=KH=1.35。弯曲强度计算的载荷分配系数KFa：KFa=KHa=1.1。复合齿形系数YFS：按查得YF1=4.54，YF2=4.01。弯曲强度计算的重合度与螺旋角系数Y：按，查得Y=0.71。将以上各数值代入齿根弯曲应力计算公式得：计算安全系数SF： （33）式中，寿命系数YN：对渗碳钢，查得弯曲疲劳应力的循环基数N=6106。因为N1=1.5661010，N2=9.655109均大于N，所以YN1=YN2=1。相对齿根圆角敏感系数：查得qs11.5、qs21.5。查表得。相对齿

23、根表面状况系数：查得齿面粗糙度Ra1=Ra2=1.6m。求得=1。 尺寸系数YX：查图知YX=1。将以上数值代入安全系数SF的公式得：SF1=3.35，SF2=3.29，由式（18），SHmin=1.4。SH1及SH2均大于SHmin，故安全。（5） 主要几何尺寸mn=4mm，mt=4.25983mm，z1=49，z2=78，d1=196mm，d2=312mm，da1=209.026mm，da2=328mm，a=201.026mm，b=aa=99.473mm。取b1=100mm,b2=90mm。（6） 公法线长度Wk的计算： m=1时，跨K齿的公法线长度Wh*。查表知Z=37时，取K=5，Wh

24、*=13.803。假想齿数，Z=Z*(invat/invan)，查出时，invat/inv20。=1.0462143，Z=37*1.0462143=38.70993，Wh*=13.817。假想齿数尾数查得Wh*的尾数为0.0099，W5*= Wh*+0.0099=13.8129，Wk=mW5*=1013.8129=138.267。 m=1时，跨K齿的公法线长度Wh*。查表知Z=60时，取K=7，Wh*=20.029。假想齿数，Z=Z*(invat/invan)，查出时，invat/inv20。=1.0462143，Z=60*1.0462143=62.77286，Wh*=20.057。假想齿数尾

25、数查表得Wh*的尾数为0.0108，W5*= Wh*+0.0108=20.068，Wk=mW5*=1020.068=200.68。（7）检测齿轮：表2 齿轮检测Table 2 gear detection IIIIIIFp FwFfFptF齿轮0.0710.050.0220.0280.025齿轮0.0710.050.0220.0280.025（8）齿轮与齿轮的结构图如图4和图5图4进轴齿轮的结构图Figure 4 into the structure of axle gears图5导丝齿轮的结构Figure 5 godet gear structure齿轮、都是逆时针旋转的齿轮，、都是顺时针旋

26、转的齿轮。这八个齿轮除旋转方向有区别，模数、齿数都一样。3.5 传动轴及部件的设计一般情况下，轴的设计主要应解决以下问题：（1）选择轴的材料。（2）进行轴的结构设计，由于结构设计时尚不知道轴的直径，所以要进行初步计算，粗略估算出轴的直径，并初步确定各部分的形状和尺寸，然后细致地进行结构设计。在结构设计中必须考虑轴在机器中的位置，轴上零件固定定位要求，工艺性要求，热处理要求，运转维护的要求等。（3）进行轴的强度校核，一般情况下轴的工作能力主要取决于它的强度，并且大多数轴是在变应力条件下工作的，因此要进行疲劳强度校核计算。已知：齿轮的输出功率P = 5.02 kw轴的转速为n=327 r/min齿

27、轮的圆周力齿轮的径向力为： （34）轴向力： （35）（1） 选择轴的材料选择轴的材料为40Cr，调质处理。查得，。（2） 初步确定轴端直径取，轴的输入端直径： （36）考虑到有键槽，轴径应增大7%，又根据工作需要，取。 （3） 轴的结构设计轴的结构设计主要有三项内容：各轴段径向尺寸的确定；各轴段轴向长度的确定； 其它尺寸（如键槽、圆角、到角，退刀槽等）的确定。 径向尺寸的确定从轴段=65开始，逐段选取相邻轴段的直径。起定位固定作用，定位轴肩高度h可在（0.070.1）d 范围内经验选取，故d2=d1+2h65(1+20.07)=67.2 mm,按轴的标准直径系列取d2=70mm。装锁紧螺母，

28、取=85mm，选定锁紧螺母为KM40 JB/T7919.3-1999。装轴承、齿轮以及挡圈，轴承选取30236 GB/T 297-1994。d4=95mm。d为轴肩取=110mm。=95mm。 轴向尺寸的确定轴与电机相连端轴承用锁紧螺母及锁紧卡、挡圈固定。取=105mm,初步取=50 mm。与锁紧螺母相配合，查锁紧螺母安装尺寸宽度B1=56mm,于是取=60 mm。取L4=180mm，=120，取=61mm。 其它尺寸的确定处开一个键槽，尺寸为：；L3处开一个圆螺母用止动垫圈槽，尺寸为：；开一个垫圈槽，尺寸为：；车的螺纹。处开一个键槽，尺寸为；L6处开一个垫圈槽，尺寸为：。轴的结构草图见图 6

29、。图 6 轴的结构草图Figure 6 shaft structure of sketch（4） 键联接的强度校核选用A型平键(GB/T 1096-1979)，与齿轮联接处键的尺寸，与联轴器联接处键的尺寸。由于两键传递扭矩相同，但与联轴器联接处键的尺寸及轴径均较小，故只需校验此键。键联接强度校核按公式计算，式中各参数为：，。键联接传递扭矩T为： （37）键工作面的压力p为： （38）键联接强度通过合格。（5） 计算轴的受力及校核轴的疲劳强度 水平面上计算支点反力，弯矩：将齿轮上受力简化为集中力通过轮毂中点作用于轴上，轴的支点反力也简化为集中力通过轴承载荷中心O作用于轴上。如图 9水平面的受力图

30、，计算出水平面上支点反力；如图11各主要点的弯矩图，考虑到C和D处可能是危险截面，计算出C和D处的弯矩。支点反力： （4.39）C点弯矩： （4.40）D点弯矩： （4.41） 计算垂直面上支点反力，弯矩：如图10垂直面上受力图，计算出其面上的支点反力及弯矩。支点反力： （4.42） （4.43）C点弯矩： （4.44）D点弯矩： （4.45） 求合成弯矩：C点合成弯矩： （4.46）D点合成弯矩： （4.47） 计算C、D处当量弯矩，如图8当量弯矩图。 （4.48） （4.49） 校核轴的强度：根据弯矩大小及轴的直径选定C、D两截面进行强度校核。由于40Cr轴查得-1b=64MPa。C截面当

31、量弯曲应力： （4.50）D截面当量弯曲应力： （4.51）C、D两截面均安全。图7轴几个受力点Figure 7 shaft several points图8 受力简图Figures 8 force diagram图9水平面上受力、弯矩Mxy图Figure 9 Mxy, bending stress level图10垂直面受力、弯矩Mxz图Figure 10 Vertical force and bending moment Mxz figure图11合成弯矩M、扭矩T、当量弯矩M图Figure 11Synthetic bending M, torque T, equivalent bendi

32、ng M graph（6）轴承的承载能力校核：齿轮的输出功率P = 5.02 kw轴的转速为n=327 r/min齿轮的圆周力齿轮的径向力为轴向力设此对轴承使用十年，即87600h。查得30236轴承3Cr=610kN，Y=1.3，e=0.45，C0=815kN径向当量载荷P计算公式：当时， （52）时， （53） 计算两轴承的内部轴向力和轴向载荷 （54）则轴承1被压紧，得轴承的轴向载荷 （55）可以得出： 当量动载荷 （56） （57）轻微冲击时，。当量动载荷： （58） （59） 验算轴承寿命，只计算轴承1寿命 （60）轴承寿命满足要求。（7）当量静载荷的计算： （61） （62）取，求

33、得：，所以，取，则故轴承安全。图12传动轴部件图Figure 12 Graph shaft parts graph 4 工作部分的设计齿轮与齿轮啮合，为逆时针旋转斜齿轮。齿轮设计过程在4.4节。4.1 导丝辊的中心轴的设计同轴相同设计步骤。已知：齿轮的输出功率P= 4.82kw轴的转速为n = 182.6 r/min齿轮的圆周力齿轮的径向力为轴向力（1） 选择轴的材料选择轴的材料为40Cr，调质处理。查得，。 （2） 初步确定轴端直径取，轴的输入端直径： （63）考虑到轴端有键槽，轴径应增大7%，又根据工作需要，取。 （3） 轴的结构设计轴的结构设计主要有三项内容：各轴段径向尺寸的确定；各轴段

34、轴向长度的确定；其它尺寸（如键槽、圆角、到角，退刀槽等）的确定。 径向尺寸的确定如图13所示，从轴段=70mm选取相邻轴段的直径。装起定位固定作用的套筒，定位轴肩高度h可在（0.070.1）取值，故30（1+20.07）=79.2mm取=80mm。d为与滚动轴承22224C GB/T288-1994装配部分，其直径应与滚动轴承22224C GB/T288-1994的内孔直径相一致，即=120mm。d为与大齿轮装配部分，其直径应与大齿轮的内孔直径相一致，即=110mm。为安装轴承部分，选定轴承为22318C GB/T288-1994。为轴肩直径，起定位作用，同理，按轴的标准直径系列，取 =90m

35、m。 轴向尺寸的确定根据大齿轮的宽度和轴套的长度可以得出=188mm。滚动轴承的宽度和轴套的长度来算出=192mm，=70mm。为轴承垫肩，在这里取为10mm，为箱体宽度，=188+192+70=450mm。的长度由焊接件和螺钉的长度取60mm，是辊筒的长度，=1000mm。根据轴承固件而来，取=30mm。这时就可以得出=1576mm。 其它尺寸的确定处铣一键槽，尺寸为：； 开一个退刀槽，尺寸为：；车一段，L=30mm的螺纹。轴的结构草图见图 13图 13 轴的结构简图Figure 13 shaft structure diagram（4）计算轴的受力及校核轴的疲劳强度 水平面上计算支点反力，

36、弯矩：如图 14，将齿轮上受力简化为集中力通过轮毂中点作用于轴上，轴的支点反力也简化为集中力通过轴承载荷中心O作用于轴上。如图 14水平面的受力图，计算出水平面上支点反力；如图15 各主要点的弯矩图，考虑到C和D处可能是危险截面，计算出C和D处的弯矩。支点反力： （64）C点弯矩： （65）D点弯矩： （66） 计算垂直面上支点反力，弯矩：如图17 垂直面上受力图，计算出其面上的支点反力及弯矩。支点反力： （67） （68）C点弯矩： （69）D点弯矩： （70） 求合成弯矩：C点合成弯矩： （71）D点合成弯矩： （72） 计算C、D处当量弯矩，如图5.6当量弯矩图。 （73） （74） 校

37、核轴的强度：根据弯矩大小及轴的直径选定C、D两截面进行强度校核。由于40Cr轴查得-1b=64MPa。C截面当量弯曲应力： （75）D截面当量弯曲应力： （76）C、D两截面均安全。图14轴几点受力Figure 14 axial points force图15 受力简图Figure 15 force diagram图16 水平面上受力、弯矩Mxy图Figure 16 Mxy, bending stress level图17 铅垂面受力图、弯矩MyzFigure 17plumb-lines by Myz, bending to face图18 合成弯矩M、扭矩T、当量弯矩M图Figure 18

38、synthetic bending M, torque T, equivalent bending M graph轴的结构如图19图19轴的结构图Figures 19 shaft structure4.2 导丝辊上的几个零件校核4.2.1 键联接的强度校核选用A型平键(GB 1096-79)，与齿轮联接处键的尺寸。键联接强度校核按附录表8-830中的公式计算，式中各参数为：(按表8-381查取)，。键联接传递扭矩T为： （77）键工作面的比压p为： （78）键联接强度通过检验，合格。4.2.2 校核轴承的承载能力由于齿轮与齿轮相啮合，承载相同大小的力，而轴上的轴承相对轴上的轴承有着相当大的动载

39、荷及静载荷（其中小轴端）。因此可以不用校核。轴的工作结构图如图20图20 轴工作结构Figure 20 Graph shaft structure. Work5 铸铁箱体及其附件的设计5.1 箱体的设计5.1.1 箱体技术要求（1）铸件须二次定性处理。（2）箱体内腔需清理干净,无残砂,并刷涂两道淡黄色防锈漆。（3）图上螺孔标注有深度者,均不得钻透。（4）相邻序号（）的两孔的轴线及序号的轴线和序号的公共轴线平行度公差值均为0.04mm。（5）各孔的轴线（序号）与F、E面的垂直度公差值均为0.1mm。（6）各孔的圆柱度公差值不大于其直径公差值之半。（7）箱体底部（内腔高约100）用于盛装润滑油，不得渗漏。 （8）铸件不得有明显影响强度及外观的夹砂、缩孔、裂纹等缺陷12。 （9）除安装接触部分外的所有加工面装配后均须涂漆。5.1.2 箱体尺寸