毕业设计（论文）-涤纶短纤后处理设备七辊牵伸机的牵伸辊设计【全套图纸】.doc

邵阳学院毕业设计（论文）前言全套图纸加153893706随着我国纺织工业的不断进步，以前小容量的涤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。牵伸机目前纺织原料已向混纤、混色、异截面、异收缩等多种复合加工方向发展，为了适应这一要求，提高牵伸机的产品开发能力，增加双喂入、双牵伸单丝卷绕功能，以满足不同规格、不同原料的丝复合牵伸加工；增加上油装置，满足不同品种的需求；增加卷装重量，使卷重达910,以进一步减少停车生产（接头）时间，满足后选用户需求。“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。1 概述1.1 拉伸的目的和作用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沿纤维轴取向排列。在取向的同时1，通常伴着相态的变化，以及其它机构特征的变化。由于拉伸过程中纤维内的大分子沿纤维轴取向，形成并增加了氢键、偶极键、以及其它类型的分子间力，纤维承受外加张力的分子链数目增加了，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。1.2 牵伸机组原理丝束牵伸的主要目的是提高分子链的取向度，使之具有一定的强力和伸长。牵伸是在两道牵伸机构之间产生的。前后两道牵伸机构之间的丝束，因牵伸辊表面速度的差异而被拉伸。两道牵伸机构的拉伸辊表面速度之比称为拉伸倍数。实际上丝束在牵伸辊表面存在打滑现象，实际牵伸倍数将比它的理论值低。因丝束的总旦数很大，可达100200万旦，甚至更高，所需的牵伸力也很大，帮牵伸机构必须做得十分结实。牵伸机的主要作用是在一定的条件下在丝束轴向施以外力，把丝束中的单纤维拉细，提高取向度，使单纤维由低强、高伸的塑性状态变为高强、低伸的弹性状态。拉伸是利用各道牵伸机的滚筒表面的线速度的增加来实现的，因此，理论拉伸倍数可由各道牵伸机滚筒表面的线速度之比求得：第一级拉伸倍数2为=/；第二级拉伸倍数为=/；总拉伸倍数为= /；式中、分别表示第一、二、三道牵伸机滚筒表面的线速度（m/min）。一般情况下，机器的总拉伸倍数为36，第一级拉伸倍数约为总拉伸倍数的80%90%3，第二级拉伸倍数仅占10%20%。 根据热牵伸的要求，在第一道牵伸机和第二道牵伸机之间设置水浴牵伸槽，而在第二和第三牵伸机之间装有蒸气加热器。紧张热定型机的目的是在于消除丝束在拉伸之后的内应力，降低热收缩率。紧张热定型机各辊筒的表面线速度，如果比第三道牵伸机辊筒的表面线速度低纤维将产生回缩，回缩比=1-/=(-)/ 式中：-紧张热定型机各辊筒的表面线速度。设计时按理论拉伸倍数计算，而在实际生产中，由于存在打滑现象，实际拉伸倍数略低于理论值。七辊牵伸机的打滑系数约为3%。拉伸倍数应能作微量的调节，所以在牵伸机组的传动系统中，往往没有齿链式无级变速器或齿轮式变速箱。如果联合机生产的纤维品种调换不多，也可以采用调换变换齿轮来改变拉伸倍数。联合机的运转速度由第三道牵伸机辊筒表面线速度代表，而联合机的加工能力是指成品纤维的总旦数。一台牵伸机通常由五个、六个、七个或九个牵伸辊组成一组。它们的直径相同、转速相同，它们与另一台的牵伸机的一组牵伸辊速度不同，靠这个速度差，牵伸机完成拉伸。因此提高牵伸辊对丝束的握持力，防止打滑保证拉伸倍数的稳定4。增加握持力的途径是：（1）丝束进料牵伸机以前具有一定的予张力；（2）增加丝束在辊筒上的包角或增加辊筒与丝束间的摩擦阻力，但是过多地增加包角，也会增加丝束缠辊的机会，对操作不利；（3）增加辊筒数目，目前大多采用七辊和九辊，五辊和六辊牵伸机已很少制造；（4）在牵伸辊的上方或下方增加压辊，防止丝束打滑，提高牵伸能力。七辊牵伸机构的第一和第七个牵伸辊筒的下部，常设有压辊。压辊表面包有橡胶，以增加摩擦系数，更有效地握持丝束。压辊可用气缸加压或油缸加压的优点是机构简单操作方便且不会污染环境。一般用两个气缸加压，也可用一个气缸通过连杆机构来加压。压辊设计压辊表面应耐磨，且不与丝束上的油剂发生作用。压辊有两种型式：自紧式压辊有两种加压方式，一种是靠压辊的自重对丝束进行加压，压辊对丝束的压力随着丝束张力的变化而变化。另一种除压辊的自重外，又用汽缸对丝束的握持可靠，丝束与压辊之间不容易打滑。加载式压辊是根据压辊与牵伸辊的相对位置不同，可分为上压辊和下压辊。前者多用于牵伸辊长度较短的小型拉伸机构，采用单气缸加压，总压力为气缸和压辊自重之和。下压辊则用于大型牵伸机构中，此时；总压力为气缸压力与压辊重量之差，气缸的加压作用可部分抵消牵伸辊悬臂端的形变。2.设计参数的确定2.1 年产2万吨涤纶短纤后处理工艺流程1（丝束从纺丝段来）集束架上导丝架下导丝架油剂浴槽八辊导丝机第一牵伸机水浴牵伸槽第二牵伸机蒸汽牵伸箱第三牵伸机叠丝机张力架卷曲机铺丝机（含喷油水装置）紧张热定形机捕结器曳引张力机切断机打包机2.2 设计基础年生产能力5： =2 t/a每天工作时间：t=18 h工艺速度：V =250 m/min机前丝束张力为：294N/ktex （3g/d）机后丝束张力为：9.8 N/ktex （0.1g/d）紧张热定形机进丝张力为：120N/ktex （1.2g/d）总牵伸倍数：3倍（其中一道2.5倍，二道1.2倍）使用压缩空气压力：0.6Mpa压辊最大工作线压力：170N/cm牵伸辊长度：1250mm牵伸辊直径： 400mm牵伸辊排列：上三下四（共七根）橡胶压辊长度：1225 mm橡胶压辊直径：400mm丝片进出高度：970 mm2.3 确定牵伸旦数D6依据年生产能力可以计算出日生产能力=/ N （2.1）式中 N- 年开车天数，取N=300=/ N=2.0104/30070 t/d由参考文献1计算日生产能力公式 （2.2）式中 v- 工艺速度：v=250m/mind- 牵伸旦数- 机台开车率，取=75%- 纤维收缩率，取=5%T- 每天工作时间，T=18 h所以 d=2.56106dtex 3 牵伸机构受力分析7在最初几个牵伸辊上，丝束在牵伸辊表面打滑，随着牵伸辊数的增加，打滑逐渐减少，最后丝束将以牵伸辊的表面速度前进。图3.1为第三道七辊牵伸机构的受力图。丝束绕第一牵伸辊后，张力由逐渐减小到，绕经第二辊后，张力减为机构中前面两个牵伸辊受力较大。丝束与辊筒表面间伴有相对运动。丝束的张力可用下列公式进行计算：图 3.1 七辊牵伸机构的受力图由已知条件可知：第三牵伸机的进丝张力 =256ktex294 N/ktex =75264N第三牵伸机的出丝张力 =256ktex9.8 N/ktex =2508.8N拟设计包角 =/2 =由参考文献1欧拉公式 ： = （3.1）式中 -第一牵伸辊前的丝束张力-第七牵伸辊后的丝束张力-自然对数的底（e=2.718）f-丝束与拉伸辊间的磨擦系数-包角=+=/22+4=6所以= 即75264=2508.8 解得 f0.18=3328.58 N=5859.33 N=10314.19 N=18677.18 N=31960.30 N=56259.85 N4 功率估算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拉伸功率：由参考文献1公式 (kw) （4.1）式中： 、-进出机器的丝束张力（kg） v-丝束的输送速度（m/min），v=250 m/min=75264 /9.8=7680 kg=2508.8/9.8=256 kg由于第三牵伸机的后面还有一台紧张热定形机，拖动丝束运动，丝束张力为TT=120294/9.8=3134.7 kg所以第三牵伸机的牵伸理论功率=175 kw 一台牵伸机所需的功率，随丝束进出机器的张力差而变化，且与丝束的输送速度成正比，计算时应取机组的最高输送速度。如果丝束张力差为负值，则机器将产生制动转矩。当牵伸机组正常工作时，第一道和第二道牵伸机就在做负功，即对丝束产生制动转矩。计算机器的输入功率时，尚需考虑传动部分的机械效率。因此，机器的理论负载功率为8：当为正值时公式： （4.2）式中：机械效率（取=0.9） 空车运转消耗的功率（根据经验取=2.44KW）=+2.44=197 KW选取的电机功率200 KW从理论拉伸功率，负载功率和起动功率中选取最大值，作为设计的依据，然后，根据传动路线确定各传动箱的功率，计入适当的安全系数后，就可着手对传动系统各主要零部件进行分析计算。目前，丝束的张力、机械效率、空车运转功率和起动转矩等都只能采用经验数据，或者对现有机组进行测定以获得所需的数据。5 七辊牵伸机组的整体设计本机组总共由三台牵伸机组成，根据纺丝工艺要求，每台牵伸机也不完全相同。牵伸机主要由牵伸箱部件、牵伸辊部件、牵伸辊传动装置、气动控制部件、压辊部件、外置润滑系统、传动部件等组成。牵伸箱为铸铁结构，用于支撑牵伸辊。箱体内装有润滑管路，以油滑箱体内传动齿轮及滚动轴承。在箱体操作侧的牵伸辊轴上装有七根牵伸辊。牵伸辊表面镀三氧化二铬，辊筒与牵伸辊轴通过法兰联接，辊筒随轴回转。橡胶压辊为外包丁腈橡胶，能对牵伸辊均匀加压。压辊颜色为乳白色，硬度为（邵尔A型）7580度9。5.1 第一牵伸机设计电机联轴器减速器联轴器进轴牵伸轴。牵伸机的七个辊筒排列方式上三下四(共七辊)，第六、七辊通冷水；压辊放在进丝端（如图 5.1）。图 5.1 第一牵伸机结构简图在第一道牵伸机的几个牵伸辊上，丝束慢慢被张紧，即沿丝束前进方向形成一张力梯度，当其张力达到纤维的屈服应力的大小时，则出现细颈。因此，拉伸点（通常把拉伸过程中出现细颈的位置叫做拉伸点）在第一道牵伸的最后一个辊上或最后二辊之间。要将丝束拉伸区移至第一、二道牵伸机之间，则必须降低第一道牵伸机最后一辊或数辊的温度，使的丝束的温度降低，其屈服应力增大，则不会在此处产生细颈，拉伸点可移出至一、二牵伸机之间。所以设计第六、七辊通冷水，正是此目的。在进丝端设有橡胶压辊，其作用如下10：（1）挤出经过油槽的丝束多余的水分，保持稳定的含油率，便于丝束在第三牵伸机升温快、定型效果好。（2）增加牵伸辊与丝束的摩擦力，减少丝束打滑，确保拉伸倍数稳定，有效控制拉伸点，提高拉伸质量。（3）增加丝片宽度，促进纤维间的密合，使丝片厚薄均匀，有利用拉伸、定型和卷曲。5.2 第二牵伸机设计电机联轴器减速器联轴器进轴牵伸轴。牵伸机的七个辊筒排列方式上三下四(共七辊)，所有牵伸辊有毛刷，所有牵伸辊通热水；压辊放在进丝端（如图5.2）。图 5.2 第二牵伸机结构简图5.3 第三牵伸机设计电机联轴器减速器联轴器进轴牵伸轴。牵伸机的七个辊筒排列方式上三下四(共七辊)，所有牵伸辊有毛刷，所有牵伸辊通冷水；压辊放在出丝端（如图5.3）。图 5.3 第三牵伸机结构简图6 牵伸辊受力分析此牵伸机组在第三牵伸辊第一辊进丝端的丝束的张力是最大的，所以对第三牵伸机的进行受力分析，牵伸辊筒可以看作为悬臂梁，受到两个张力和牵伸辊外伸部分的重量G。牵伸辊的体积V=L（）/4=13353.14（）/4=46530090牵伸辊的质量m =V=7.8546530090=365.3牵伸辊的重量G =mg=365.39.8=3579.9 N牵伸辊的转动惯量 J =365.3（）/2=50324560对每个辊筒的受力进行分析如下：（1）对1辊筒受力如图，对1辊筒受力向O点简化（如图6.1）。图 6.1 1辊筒受力及简化图=D=75264400=30105.5 N m=D=56259.85400=22503.9 N m合力F=91868.6 N转矩M=-=30105.5-22503.9=7601.6 N m（2）对2辊筒受力如图，对2辊筒受力向O点简化（如图6.2）。图 6.2 2辊筒受力及简化图=D=56259.85400=22503.9 N m=D=31960.3400=12784.12 N m合力F=G+=3579.9+56259.85+31960.3=91800.05 N转矩M=-=22503.9-12784.12 =9719.78 N m（3）对3辊筒受力，对3辊筒受力向O点简化（如图6.3）。图 6.3 3辊筒受力及简化图=D=31960.3400=12784.12 N m=D=18677.18400=7470.87N m合力F=+-G=18677.18+31960.3-3579.9=47057.58 N转矩M=-=12784.12 -7470.87=5313.25 N m（4）对4辊筒受力，对4辊筒受力向O点简化（如图6.4）。图 6.4 4辊筒受力及简化图 =D=18677.18400=7470.87N m=D=10314.19400=4125.68 N m合力F=G+=3579.9+18677.18+10314.19=32571.27 N转矩M=-=7470.87-4125.68 =3345.19N m（5）对5辊筒受力，对5辊筒受力向O点简化（如图 6.5）。图 6.5 5辊筒受力及简化图=D=10314.19400=4125.68 N m=D=5859.33400=2343.73 N m合力F=G-=3579.9-10314.19-5859.33=-12593.62 N转矩M=-=4125.68-2343.73 =1781.95 N m（6）对6辊筒受力，并对6辊筒受力向O点简化（如图 6.6）。图 6.6 6辊筒受力及简化图=D=5859.33400=2343.73 N m=D=3328.58400=1331.43N m合力F=G+=3579.9+5859.33+3328.58=12767.81 N转矩M=-=2343.73 -1331.43=1012.3N m（7）对7辊筒受力，并对7辊筒受力向O点简化（如图 6.7）。图 6.7 7辊筒受力及简化图=D=3328.58400=1331.43N m=D=2508.8400=1003.52N m合力F=2521.36 N转矩M=-=1331.43-1003.52=327.91 N m由以上计算可知1牵伸辊的合力最大为：合力 F=91868.6 N2牵伸辊的合力矩最大为：转矩M=9719.78 N m把1牵伸辊的最大受力，可以把牵伸辊看作是载荷均布的悬臂梁（如图6.7）。图 6.7 最大受力牵伸辊受力情况q=F/L=91868.6 /1335=68.8 N/ mm=qL=68.81335=91868.6 N倾覆力矩=-=-= -61308540 N mm剪力=-qX =- qL =-68.81335=-91868.6 N弯矩=- =-=-= -61308540 N mm7 牵伸辊筒的设计11 牵伸辊的结构有三种：内部不通水、内部通冷水、内部通蒸汽。第一种是内部不通加热介质的牵伸辊，无缝钢管制作，借助两端法兰焊接在辊轴上。第二种是内部通冷却水的牵伸辊，它所配用的牵伸辊是一空心轴，内装一根无缝不锈钢管，管内进水，经过牵伸辊内腔，然后至牵伸轴内孔与无缝不锈钢之间出水，有的还在牵伸辊内焊有呈螺旋线状流动，加长冷却水与牵伸辊的接触时间，使热交换充分。由于辊轴回转，故在轴端进出水接头处采用单端面机械密封。本次设计中，由于辊筒的长度和直径都是已知的，所以在这里只进行辊筒的结构设计。牵伸机组中的牵伸辊筒有内部不通水、内部通冷水、内部通热水三种。根据纺丝的工艺要求，设计第一台牵伸机内部不通水的牵伸辊五根和内部通冷水的牵伸辊二根，设计第二台牵伸机内部不通热水的牵伸辊七根，设计第二台牵伸机内部不通热水的牵伸辊七根。牵伸辊与牵伸辊轴的联接方式有内夹套螺栓联接、辊筒与法兰焊接再用螺栓联接和法兰螺栓联接，前两者结构复杂难于加工和装配，后者结构简单，易于加工和装配，经济性好。牵伸机组中所有牵伸辊和牵伸轴均采用法兰螺钉联接。内部不通水的牵伸辊结构设计（如图 7.1）。图 7.1 牵伸辊结构图设计要素有如下几个方面：（1）选用材料为20的钢管（500mm1335mm）。（2）辊筒要封闭所以在左端加工一个凹槽台阶，钻6个M16-6H深15的孔，以便和盖子装配。（3）车外圆到400mm1250mm，表面镀 三氧化二铬厚度0.20.3后抛光，表面粗糙度达0.8。（4）为了避免尺寸突变而引起的应力集中，所以阶梯轴采用倒圆角过渡。（5）为了辊筒和轴联接，在辊筒450mm的圆周上钻24个26深孔40，这样可以将螺钉头隐藏起来。（6）辊筒和轴联接，为了阻碍辊筒下滑，在辊筒和轴加工出有一定精度相配合的定位止口。内部通冷水的牵伸辊继承了内部不通水结构的特点，只是在一个 局部做了一点修改，具体结构设计（如图 7.2）。 在内部不通水的牵伸辊结构上内孔加工一个台阶，以配合装通水的分配板。图 7.2 通水牵伸辊结构图8 法兰联接螺钉性能等级和材料确定12牵伸棍和牵伸辊是法兰螺钉联接，为了防止出现螺栓断裂的情况，必须进行分析。首先，分析辊筒的受力。单个辊筒的受力情况，、 为丝束的张力，它们对牵伸辊产生转矩 ，及倾覆力矩 的作用，其大小与丝束作用力及丝束对辊的包角有关。分析各个辊筒的受力情况，确定受力最大者牵伸辊，辊筒与轴通过24只高强螺钉相连。D为辊筒与法兰联结螺钉所在圆的直径，为法兰外径，为接触面的内径。、之间的面积为辊筒与法兰的有效接触面积。根据前面的计算出来的结果，可知1牵伸辊的合力最大：合力 F=91868.6 N2牵伸辊的转矩最大：转矩M=9719.78 N m。综合考虑辊筒的最大合力和最大转矩，假设2辊筒所到合力 F=91868.6 N、转矩M=9719.78 N m。其次，确定受倾覆力矩最大的辊筒。 =F0.5 L=91868.60.51250=57417.875 N m联接螺栓强度计算 根据转矩M 计算预紧力。采用螺栓时，靠联接预紧后在接结合面间产生的摩擦力矩来抵抗转矩，假设各螺栓的预紧程度相同，根据力矩平衡条件得f+ f+ f+ f =KM （8.1）式中 K - 防滑系数z-螺栓数目-第z个螺栓到接合面中心的距离f-接合面的摩擦因数由于大小相同，为0.5D，故=根据参考文献12取 K=1.2 f=0.15= =14399.67 N根据倾覆力矩计算预紧力。预紧力应确保辊子承受倾覆力矩后，受压最小处不出现间隙，根据参考文献13有= （8.2）式中 A - 有效接触面积z-螺栓数目w-接合面有效抗弯剖面模量A=（）=（-）=70650=0.7W=1.54=1.08N故预紧力=1.08N计算螺栓承受最大工作载荷。由参考文献7有：= （8.3）式中，代表第i个螺栓轴线到接合面中心轴线的距离；代表最大值为=0.5D 。图 8.1为辊筒与轴联接螺栓分布图，24个螺栓均布，所以有两个最大值，有两个为0。其余20只螺栓中可分均成4组，每组的对应相同，= cosl5、= cos30、= cos45、= cos60= cos75图 8.1 辊筒与轴联接螺栓分布图=(57417.875 450)4（ + + + +）+2 =10589.4N计算螺栓承受的总拉力 FF=+C （8.4）其中C为螺栓的相对刚度，根据参考文献15取C=0.4，所以 F=+C=1.08+0.41.06=1.08N计算螺栓危险剖面的拉伸强度=1.5F/（0.25） （8.5）式中，d为螺栓的危险剖面的直径所以 =1.51.08/（0.25）=358.28 MPa查文献16表11-6，选用性能级别为8.8，材料为35即可满足要求。9 通水牵伸轴设计（1） 选择轴的材料确定许用应力此轴属于载荷较大而无很大冲击的重要轴，中间要通水是中空轴内径130mm，而且还要和牵伸辊相联接，最大直径和牵伸辊的最大直径一样，所以轴的直径比较大。选用40Cr，调质处理。查文献12表2-5，取=685 MPa。（2） 按扭转强度，初估轴的最小直径由文献17表2-6查得C=100， =40 Mpa 按轴的设计公式实心轴C=66.7mm空心轴66.7+130=196.7 mm由于键槽的存在,应增大轴颈以考虑其对轴强度的影响,双键应增大7%，所以，取d=200mm（3） 轴的初步设计根据轴系结构分析要点，该轴上主要有两个轴承和一个齿轮。右边的轴承用锁紧螺母和锁紧垫圈进行轴向固定，所以必须要开一个槽。齿轮和轴一起转动，即在轴上要开一个槽。考虑到斜齿圆柱齿轮传动，选用角接触球轴承，采用螺栓联接式轴承盖实现轴两端单向固定，依靠普通平键联接实现周向固定，大齿轮的轴向固定采用轴肩与套筒相配合实现，轴采用阶梯轴的结构来实现零件的轴向固定。此轴要与辊直接相连，因此在上开24个M24的螺孔，与辊相配合，结合后述尺寸确定，绘制轴的草图（如图9.1）。图 9.1 轴结构图（4） 轴的结构设计径向尺寸的确定： 图 9.1所示，从轴段d=200mm选取相邻轴段的直径。起定位固定作用的套筒，定位轴肩高度h可在（0.070.1）d取值，故30（1+20.07）=210.2mm取=220mm。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=240mm。为安装轴承部分，即 =260 mm，选定轴承为23144CK/W33GB/T288-1994。为了方便装配水管零件=230mm, 为轴与辊筒的定位止口，=500mm；为钻螺纹的地方，=450mm；为轴径，为了和辊筒的最大直径一致，取 =500mm。轴向尺寸的确定：为螺纹长度与锁紧螺母相配合，取=40mm；为退刀槽，取=5mm；上装载轴承，轴承宽度B=120mm，取=178mm；起定位作用，取=148；大齿轮齿宽b2=260 mm,取=335 mm；与装轴承及箱体厚度, 轴承宽度B=180mm，取轴段长=266mm；为联接螺纹的长度，取=80mm；起定位作用，取=10mm。（5） 确定齿轮和轴承的润滑 由于辊筒的工艺速度是250m/min，所以齿轮圆周速度V=250m/min齿轮采用浸油润滑，轴承采用压力油润滑（6） 轴的强度校核，轴的受力（如图9.2）图 9.2 轴受力图前面计算出来的数据有：齿轮的输出功率 P=182.495KW轴的转速 n=405.5r/min齿轮的分度圆直径 d=609mm齿轮的圆周力 =22866.77N齿轮的径向力 =7525.69 N齿轮的轴向力 3684.24 N轴传递的最大转矩 T=9719.78 N.m计算支承反力及弯矩： 水平面上=11433.385NC点弯矩 =301mm=3441.45Nm 垂直面上=6135.67 N=1390.2 NC点弯矩：=301mm= 1840.7 Nm 求合成弯矩=3902.79 NmC点当量弯矩：=7017.3 Nm校核的强度C截面的当量弯曲应力=37.25 MPa W-轴的抗弯截面系数, W=0.1(因C截面有键槽,考虑对轴强度削弱影响,故d乘以0.95,d为轴拥有材料的直径)确定许用弯曲应力：=/ （9.1）式中 -对材料40，取=333.43MPa - 表面质量系数，取=0.90- 绝对尺寸系数，取=0.89- 安全系数，取=1.40- 受弯矩作用时的有效应力集中系数，取=2.53把以上数据代入公式（9.1），得=75.4 MPa（7） 刚度校核 牵伸轴和牵伸辊的结构简图（如图9.3）图 9.3 轴辊结构图忽略齿轮的受力和牵伸辊上的摩擦力，有轴的结构可以简化为双简支的外伸梁（如图9.4）图 9.4 辊轴简支图计算转角的公式=p/6EI （9.2）式中 P-拉伸力，取辊最大合力P =91868.6 N-两轴支座跨距，=666-轴受扭矩作用的长度，=948E-弹性模量，E=2.16I- 转动惯量，取I=/64=224203850将以上数据代入公式（9.2）得=0.00125 rad允许偏转角12=0.0025 rad由计算可知, 所以轴的强度、刚度足够,满足设计要求,则该轴的结构设计无须修改。10 牵伸辊的计算10.1强度计算以第三道牵伸机构的第二个牵伸辊为例，在拉伸辊上作用的力包括：丝束进、出牵伸辊时的张力和牵伸辊外伸部分的重量W 。用分析法或图解法求出力、和W的合力P 。对危险截面C（如图9.3）进行强度校核，其方法如下：已知=948mm P=91800.05N =56259.85N =31960.3NC处的弯矩为：=式中：-力P作用点至截面C的距离=91800.05N948mm=87026447.4N mmC处的扭矩为：式中：牵伸辊直径=4859910 N mmC处的等效弯矩M为：=87094243.86 N mmC处的等效扭矩T则为：=87162040.32 N mmC处的弯曲应力及扭转应力应为：，式中：抗弯断面模量； 抗扭断面模量。对于直径为d的实心轴来说，应力为：；。对于空心轴，断面模量等于：；式中：空心轴外圆直径；空心轴内圆直径。此轴为空心轴=400 mm =340mm=1616854.69=808427.35应力为： =87094243.86/1616854.69=53.87 MPa=87162040.32/808427.35=10.782M Pa通水牵伸辊的材料是，查文献3表2-7，取=600 MPa, =95 MPa，=40 MPa。计算所得的危险截面应力小于所用材料的许用应力，表示辊的强度足够。10.2 挠度计算牵伸辊外伸端的挠度由下列各部分挠度迭加而成，即（1） 由于载荷P引起起点D处的挠度等于= （10.1）式中E-弹性模量J-惯性矩X-支承A至截面D的距离-两支承间的距离查文献15得碳钢的弹性模量E=196206MPa 取E=200MPa 牵伸辊的转动惯量 J =365.3（）/2=50324560支承A至截面D的距离X=989mm两支承间的距离=666 mm=1.01 mm（2） 载荷P引起点D处的转角为= （10.2）L-牵伸辊的长度 L=1250 mm=4.24由于转角而使牵伸辊外端产生的形变增量为 = L （10.3）= L=4.241250=5.3 mm（3） 将牵伸辊筒看作一受均匀载荷P/L的悬臂梁，牵伸辊外伸端的挠度为= （10.4）=2.23 mm（4） 由第二牵伸辊和相邻各辊筒上的丝束张力差，求出作用在齿轮B上的各周向力。设周向力在力P方向的总分力为F，则因力F的而在点D产生的转角等于= （10.5）式中 -齿轮B至前支承的距离 =365 mm-齿轮B至后支承的距离 =301 mmF-齿轮B的圆周力 F=22866.77N=0.0003因转角而使牵伸辊外伸端产生的形变量为=（L+X-） （10.6）= （L+X-）=0.38 mm牵伸辊外伸端的总挠度为 =+ （10.7）=+=(1.01+5.3+2.23-0.38) =8.16mm在不计滚动轴承的间隙时，1米长的牵伸辊外伸端的最大挠度应小于1毫米。由于8.16mm远小于1.25mm，则所设计的牵伸辊符合要求。11 润滑方式与密封装置牵伸轴和轴承高速运转产生大量的热，就必须采取润滑的装置，采用集中、连续、有压力油润滑。压力供油润滑是用油泵将油压送到润滑部位，供油量充分可靠且易于控制，可带走摩擦热起冷却作用。箱体中齿轮和轴承的润滑推荐采用N68机油（GB433-1989），第一次运转300小时后应清洗更换新油，以后每运转5-6个月更换一次机油。油温温升不宜超过80C，每次换油时须清理网式滤油器。在润滑系统中密封装置的作用是防止润滑剂的泄漏并阻止外部杂质、灰尘、空气和水分等侵入润滑部位。密封不仅能大量节约润滑剂，保证机器的正常工作，提高机器寿命。牵伸辊、牵伸轴、箱体相连的地方采用多种密封方式。防止润滑油漏出和箱体外杂质、水及灰尘等侵入轴承室，避免轴承急剧磨损和腐蚀。（1） O型密封选用O型密封圈2657G GB3452.1-1992，胶圈安装在沟槽内受到预压缩而起密封作用，当液体油要向外泄漏时，密封圈借助流体的压力挤向沟槽的一侧，在接触边缘上压力增高使密封效果增强，这种随介质压力升高而提高密封的效果的性能叫“自紧作用”，O型密封圈具有双向密封能力 。（2） 唇形密封选用唇形密封圈B200230D GB13871-1992，安装时主唇朝内，用以防止液体漏出；副唇朝外，用以防尘。（3） 迷宫密封迷宫密封是非接触式密封中最常用的一种，即转动部件和静止部件之间是无接触的。这种密封不受工作速度的限度，可靠、简单和材料选择方便，但允许有一定的泄漏。牵伸轴和箱体采用迷宫密封形式。迷宫密封不但起密封作用还能散热。其具体组成形式请参照牵伸辊内传动装置装配图。（4） 挡油环和迷宫密封组合该密封处选用挡油环密封，其作用用于油润滑轴承，防止过多的油、杂质进入轴承室以内以及啮合处的热油冲入轴承内。挡油环与轴承座孔之间应留有不大的间隙，以便让一定量的油能溅入轴承室进行润滑。与迷宫密封组合，防止液体漏出，达到更好的密封效果。总结毕业设计是修完所有大学课程之后的最后一个环节。此次毕业设计，培养了我综合运用多学科理论，知识和技能，以解决较复杂工程实际问题的能力，主要包括原理综述、研究方案的分析论证、方案方法的拟订及依据材料的确定等。七辊牵伸机是纺丝后处理联合机的主要部分，属于比较成熟的产品。目前市场上有各种不同型号的七辊牵伸机，所以它们结构也不相同。本次毕业设计的课题涤纶短纤后处理设备七辊牵伸辊设计。主要研究的内容有以下几个方面：（1） 根据纺丝的工艺要求来确定牵伸机在联合机位置和数量。（2） 在已知年产量的情况下，确定最大牵伸力。（3） 合理布局七个牵伸辊的位置，确定丝束张力的包角。（4） 对牵伸机构进行受力分析，确定进出辊筒丝束张力。（5） 根据丝束张力，计算出最大受力和转矩。（6） 分析牵伸辊和牵伸轴的联接方式，确定牵伸辊和牵伸轴的联接方式（7） 设计牵伸辊和牵伸轴的结构。（8） 对牵伸辊和牵伸轴进行必要的计算。（9） 画出主要的零部件图。在姜老师和二纺机技术人员的指导下，以及同组同学的讨论中，经过几个月时间的设计，终于完成了。在对牵伸机进行理论分析以后，依据前面计算出来的数据，综合材料、加工、装配、运输等因素，完成本次毕业设计的主要任务七辊牵伸机牵伸辊部件的设计，该方案具有以下优点：（1） 采用空心钢筒，减小质量。（2） 采用法兰联接，结构简单；易于加工、装配。（3） 利用止口定位，便于安装。（4） 采用集中、连续、有压力油润滑及多种密封，确保机器的有效运行。参考文献1刘裕暄、陈人哲主编.纺织机械设计原理.纺织工业出版社.1984 .1502魏大昌主编.化纤机械设计原理.纺织工业出版社.1984.12003余永珠、邓大立主编.化纤工艺与设备.郑州纺织工学院.1992.201974李振峰主编.涤纶短纤维生产.东南大学出版社.1989.982985哈尔滨工业大学理论力学教研室编.理论力学.第六版.高等教育出版社.2002.4070 6机械设计手册联合编写组编.机械设计手册.第二版.化学工业出版社.1986.58007吴宗泽主编.机械设计.高等教育出版社.2001.204538郭重庆主编.简明机械设计手册.同济大学出版社.2002.102009吴宗泽主编.机械设计课程设计手册.高等教育出版社.2001.126010张建中主编.机械设计基础.中国矿业大学出版社.2001.813011蔡学熙主编.现代机械设计方法使用手册.化学工业出版社.2004.130012胡彬.涤纶短纤维生产装置第二牵伸机故障分析.通用机械，2003，05：788213 F.L. Litvin . Gear Geometry and Applied Theory . Prentice-Hall Inc . 1994 . 13014 D.B. Dooner, A.A. Seireg. The Kinematic Geometry of Gearing . John Wiley Sons Inc . 1995 . pp. 5663.15 Y. Ariga, S. Nagata . Load capacity of a new WN gear with basic rack of combined circular and involute profile . Transaction of ASME Journal of Mechanisms . Transmissions and Automation in Design 107 (1985) 565572.16 M.J. French . Gear conformity and load capacity . in: Proc Instn Mech Engrs, vol. 180(43), Pt 1, (196566) . pp. 1013102417 A.O. Lebeck, E.I. Radzimovsky . The synthesis of tooth profile shapes and spur gears of high load capacity . Transaction of ASME Journal of Engineering for Industry (1970) .543553.致谢为期3个多月的毕业设计，时间短暂却内容充实，给我提供了一个学习机械设计及制造相关知识的机会，进一步拓宽了我的知识面；同时通过此次设计，使我又渐渐回顾了四年以来所学到的机械设计基础知识，重新巩固了它们在我的知识库中的位置，真正实现了知识融入实践。经过这次设计，不仅学到了许多有价值的绘图技巧，而且熟悉了机械设计流程，掌握一般的机械设计原理、机械设计方法，及其查阅相关资料的能力。本课题在选题及研究过程中得到姜老师的悉心指导。姜老师多次询问研究进程，并为我指点迷津，帮助我开拓研究思路，精心点拨、热忱鼓励。姜老师对纺织机械这一行有着深刻的研究，曾从事纺织机械设计多年，有着丰富的设计经验，在他细心指导下，我顺利完成了本次毕业设计的设计任务，在此致以最诚挚的谢意！感谢邵阳学院为我提供一个学习深造的机会，营造一个良好的学习氛围，使我顺利完成了学业，成为一名合格的大学生。感谢蒋老师、曾老师及所有任课老师等对我的教育培养。他们一丝不苟的作风，严谨求实的态度，踏踏实实的精神，不仅授我以文，而且教我做人，对他们的感激之情是无法用言语表达的。在此，我要向诸位老师深深地鞠上一躬。感谢邵阳纺织机械责任有限公司周部长、刘主任、杨主任及所有工作人员为我提供了良好的研究条件，给予我莫大的帮助，谨向各位同仁表示诚挚的敬意和谢忱。感谢我所有同学四年来对我学习、生活的关心和帮助。感谢同组同学，在百忙之中抽出宝贵时间，对我的设计进行指导，提出宝贵意见。感谢亲朋好友在我成长过程中，长期对我的支持、关心和帮助。感谢父母给我生命、给我爱，并在我求学道路上，默默地支持、帮助我。在此要向父母说一声：你们辛苦啦！表1 主要零部件技术要求主要零部件技术要求牵伸辊1.采用钢管或煅件加工，不得拼接2. 400h7外圆面对基准A的同轴度公差值为0.06mm3. 500右端面对基准A的垂直度公差值为0.06mm通水牵伸辊1. 采用钢管或煅件加工，不得拼接2. 400h7外圆面对基准A的同轴度公差