滌綸短纖后處理設備七輥牽伸機的牽伸輥設計說明書

1、前言隨著我國紡織工業(yè)的不斷進步，以前小容量的滌綸紡絲設備已經遠遠不能滿足現(xiàn)代高速紡織機械的發(fā)展。就化纖機械產品而言，需要從單一的數(shù)量型轉向高新技術型，從化纖的單一品種轉向相對的精細加工，從傳統(tǒng)機械技術轉向高新電子信息控制技術，不能再走產品趨同、技術向下的路了。這是化纖機械必須適應的轉折，轉折的目的是服務于化纖產品的發(fā)展。 科學在發(fā)展，技術在進步，化纖機械產品發(fā)展的具體任務，首先是立足于現(xiàn)實，提高傳統(tǒng)化纖機械產品的質量，提高技術水平，提高產品的可靠性，贏得用戶的信譽。在此基礎上，跟蹤新的纖維領域，為發(fā)展民用舒適型纖維生產，為發(fā)展產業(yè)用纖維生產，為發(fā)展軍用、警用纖維生產提供技術裝備。需要研制、開發(fā)

2、和生產年產60萬噸及以上的新型PTA成套裝置。連續(xù)研制新一代、大容量、連續(xù)化、高速度、自動化的滌綸長絲、短絲紡絲和后處理設備，以及成套設備的信息控制技術。牽伸機目前紡織原料已向混纖、混色、異截面、異收縮等多種復合加工方向發(fā)展，為了適應這一要求，提高牽伸機的產品開發(fā)能力，增加雙喂入、雙牽伸單絲卷繞功能，以滿足不同規(guī)格、不同原料的絲復合牽伸加工；增加上油裝置，滿足不同品種的需求；增加卷裝重量，使卷重達910,以進一步減少停車生產（接頭）時間，滿足后選用戶需求?！笆晃濉敝攸c化纖機械產品發(fā)展方向和關鍵技術有：重點開發(fā)200250噸/日滌綸短纖維生產線；研制年產60萬噸PTA成套國產化技術與設備。完善

3、國產長絲復合紡絲機，開發(fā)短絲復合紡絲設備。開發(fā)滌綸0.3dpf超細纖維紡絲設備。開發(fā)可紡制滌綸高強和高模低縮纖維的成套設備。研發(fā)年產6萬噸粘膠短纖維生產線。腈綸纖維、芳綸1414要進一步提升，研究開發(fā)碳纖維、導電纖維、光導纖維、超大分子量的聚乙烯纖維、中空膜纖維等高新技術纖維與設備。1 概述1.1 拉伸的目的和作用拉伸是滌綸纖維制造過程中必不可少的重要工序，常被稱為滌綸纖維成形的第二階段，或稱為二次成形。它不僅是使纖維的物理和機械性能提高的必要手段，而且是檢驗其以前各道工序進行得好壞的關口。在拉伸過程中，大分子或聚集態(tài)結構單元發(fā)生舒展并沿纖維軸取向排列。在取向的同時1，通常伴著相態(tài)的變化，以及

4、其它機構特征的變化。由于拉伸過程中纖維內的大分子沿纖維軸取向，形成并增加了氫鍵、偶極鍵、以及其它類型的分子間力，纖維承受外加張力的分子鏈數(shù)目增加了，從而使纖維的斷裂強度顯著提高，延伸度下降，耐摩性和對各種不同類型形變的疲勞強度亦明顯提高。1.2 牽伸機組原理絲束牽伸的主要目的是提高分子鏈的取向度，使之具有一定的強力和伸長。牽伸是在兩道牽伸機構之間產生的。前后兩道牽伸機構之間的絲束，因牽伸輥表面速度的差異而被拉伸。兩道牽伸機構的拉伸輥表面速度之比稱為拉伸倍數(shù)。實際上絲束在牽伸輥表面存在打滑現(xiàn)象，實際牽伸倍數(shù)將比它的理論值低。因絲束的總旦數(shù)很大，可達100200萬旦，甚至更高，所需的牽伸力也很大，

5、幫牽伸機構必須做得十分結實。牽伸機的主要作用是在一定的條件下在絲束軸向施以外力，把絲束中的單纖維拉細，提高取向度，使單纖維由低強、高伸的塑性狀態(tài)變?yōu)楦邚?、低伸的彈性狀態(tài)。拉伸是利用各道牽伸機的滾筒表面的線速度的增加來實現(xiàn)的，因此，理論拉伸倍數(shù)可由各道牽伸機滾筒表面的線速度之比求得：第一級拉伸倍數(shù)2為=/；第二級拉伸倍數(shù)為=/；總拉伸倍數(shù)為= /；式中、分別表示第一、二、三道牽伸機滾筒表面的線速度（m/min）。一般情況下，機器的總拉伸倍數(shù)為36，第一級拉伸倍數(shù)約為總拉伸倍數(shù)的80%90%3，第二級拉伸倍數(shù)僅占10%20%。 根據熱牽伸的要求，在第一道牽伸機和第二道牽伸機之間設置水浴牽伸槽，而在

6、第二和第三牽伸機之間裝有蒸氣加熱器。緊張熱定型機的目的是在于消除絲束在拉伸之后的內應力，降低熱收縮率。緊張熱定型機各輥筒的表面線速度，如果比第三道牽伸機輥筒的表面線速度低纖維將產生回縮，回縮比=1-/=(-)/ 式中：-緊張熱定型機各輥筒的表面線速度。設計時按理論拉伸倍數(shù)計算，而在實際生產中，由于存在打滑現(xiàn)象，實際拉伸倍數(shù)略低于理論值。七輥牽伸機的打滑系數(shù)約為3%。拉伸倍數(shù)應能作微量的調節(jié)，所以在牽伸機組的傳動系統(tǒng)中，往往沒有齒鏈式無級變速器或齒輪式變速箱。如果聯(lián)合機生產的纖維品種調換不多，也可以采用調換變換齒輪來改變拉伸倍數(shù)。聯(lián)合機的運轉速度由第三道牽伸機輥筒表面線速度代表，而聯(lián)合機的加工能

7、力是指成品纖維的總旦數(shù)。一臺牽伸機通常由五個、六個、七個或九個牽伸輥組成一組。它們的直徑相同、轉速相同，它們與另一臺的牽伸機的一組牽伸輥速度不同，靠這個速度差，牽伸機完成拉伸。因此提高牽伸輥對絲束的握持力，防止打滑保證拉伸倍數(shù)的穩(wěn)定4。增加握持力的途徑是：（1）絲束進料牽伸機以前具有一定的予張力；（2）增加絲束在輥筒上的包角或增加輥筒與絲束間的摩擦阻力，但是過多地增加包角，也會增加絲束纏輥的機會，對操作不利；（3）增加輥筒數(shù)目，目前大多采用七輥和九輥，五輥和六輥牽伸機已很少制造；（4）在牽伸輥的上方或下方增加壓輥，防止絲束打滑，提高牽伸能力。七輥牽伸機構的第一和第七個牽伸輥筒的下部，常設有壓輥

8、。壓輥表面包有橡膠，以增加摩擦系數(shù)，更有效地握持絲束。壓輥可用氣缸加壓或油缸加壓的優(yōu)點是機構簡單操作方便且不會污染環(huán)境。一般用兩個氣缸加壓，也可用一個氣缸通過連桿機構來加壓。壓輥設計壓輥表面應耐磨，且不與絲束上的油劑發(fā)生作用。壓輥有兩種型式：自緊式壓輥有兩種加壓方式，一種是靠壓輥的自重對絲束進行加壓，壓輥對絲束的壓力隨著絲束張力的變化而變化。另一種除壓輥的自重外，又用汽缸對絲束的握持可靠，絲束與壓輥之間不容易打滑。加載式壓輥是根據壓輥與牽伸輥的相對位置不同，可分為上壓輥和下壓輥。前者多用于牽伸輥長度較短的小型拉伸機構，采用單氣缸加壓，總壓力為氣缸和壓輥自重之和。下壓輥則用于大型牽伸機構中，此時

9、；總壓力為氣缸壓力與壓輥重量之差，氣缸的加壓作用可部分抵消牽伸輥懸臂端的形變。2.設計參數(shù)的確定2.1 年產2萬噸滌綸短纖后處理工藝流程1（絲束從紡絲段來）集束架上導絲架下導絲架油劑浴槽八輥導絲機第一牽伸機水浴牽伸槽第二牽伸機蒸汽牽伸箱第三牽伸機疊絲機張力架卷曲機鋪絲機（含噴油水裝置）緊張熱定形機捕結器曳引張力機切斷機打包機2.2 設計基礎年生產能力5： =2× t/a每天工作時間：t=18 h工藝速度：V =250 m/min機前絲束張力為：294N/ktex （3g/d）機后絲束張力為：9.8 N/ktex （0.1g/d）緊張熱定形機進絲張力為：120N/ktex （1.2g/

10、d）總牽伸倍數(shù)：3倍（其中一道2.5倍，二道1.2倍）使用壓縮空氣壓力：0.6Mpa壓輥最大工作線壓力：170N/cm牽伸輥長度：1250mm牽伸輥直徑： 400mm牽伸輥排列：上三下四（共七根）橡膠壓輥長度：1225 mm橡膠壓輥直徑：400mm絲片進出高度：970 mm2.3 確定牽伸旦數(shù)D6依據年生產能力可以計算出日生產能力=/ N （2.1）式中 N- 年開車天數(shù)，取N=300=/ N=2.0×104/30070 t/d由參考文獻1計算日生產能力公式 （2.2）式中 v- 工藝速度：v=250m/mind- 牽伸旦數(shù)- 機臺開車率，取=75%- 纖維收縮率，取=5%T- 每天

11、工作時間，T=18 h所以 d=2.56×106dtex 3 牽伸機構受力分析7在最初幾個牽伸輥上，絲束在牽伸輥表面打滑，隨著牽伸輥數(shù)的增加，打滑逐漸減少，最后絲束將以牽伸輥的表面速度前進。圖3.1為第三道七輥牽伸機構的受力圖。絲束繞第一牽伸輥后，張力由逐漸減小到，繞經第二輥后，張力減為機構中前面兩個牽伸輥受力較大。絲束與輥筒表面間伴有相對運動。絲束的張力可用下列公式進行計算：圖 3.1 七輥牽伸機構的受力圖由已知條件可知：第三牽伸機的進絲張力 =256ktex×294 N/ktex =75264N第三牽伸機的出絲張力 =256ktex×9.8 N/ktex =2

12、508.8N擬設計包角 =/2 =由參考文獻1歐拉公式 ： = （3.1）式中 -第一牽伸輥前的絲束張力-第七牽伸輥后的絲束張力-自然對數(shù)的底（e=2.718）f-絲束與拉伸輥間的磨擦系數(shù)-包角=+=/2×2+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 功率估算分析計算牽伸機的功率首先必須知道絲束進出機器的張力差和絲束的運行速度，按下式求出所需的理論拉伸功率：由參考文獻1公式 (kw) （4.1）式中： 、-進出機器的絲束張力（

13、kg） v-絲束的輸送速度（m/min），v=250 m/min=75264 /9.8=7680 kg=2508.8/9.8=256 kg由于第三牽伸機的后面還有一臺緊張熱定形機，拖動絲束運動，絲束張力為TT=120×294/9.8=3134.7 kg所以第三牽伸機的牽伸理論功率=175 kw 一臺牽伸機所需的功率，隨絲束進出機器的張力差而變化，且與絲束的輸送速度成正比，計算時應取機組的最高輸送速度。如果絲束張力差為負值，則機器將產生制動轉矩。當牽伸機組正常工作時，第一道和第二道牽伸機就在做負功，即對絲束產生制動轉矩。計算機器的輸入功率時，尚需考慮傳動部分的機械效率。因此，機器的理論

14、負載功率為8：當為正值時公式： （4.2）式中：機械效率（取=0.9） 空車運轉消耗的功率（根據經驗取=2.44KW）=+2.44=197 KW選取的電機功率200 KW從理論拉伸功率，負載功率和起動功率中選取最大值，作為設計的依據，然后，根據傳動路線確定各傳動箱的功率，計入適當?shù)陌踩禂?shù)后，就可著手對傳動系統(tǒng)各主要零部件進行分析計算。目前，絲束的張力、機械效率、空車運轉功率和起動轉矩等都只能采用經驗數(shù)據，或者對現(xiàn)有機組進行測定以獲得所需的數(shù)據。5 七輥牽伸機組的整體設計本機組總共由三臺牽伸機組成，根據紡絲工藝要求，每臺牽伸機也不完全相同。牽伸機主要由牽伸箱部件、牽伸輥部件、牽伸輥傳動裝置、氣

15、動控制部件、壓輥部件、外置潤滑系統(tǒng)、傳動部件等組成。牽伸箱為鑄鐵結構，用于支撐牽伸輥。箱體內裝有潤滑管路，以油滑箱體內傳動齒輪及滾動軸承。在箱體操作側的牽伸輥軸上裝有七根牽伸輥。牽伸輥表面鍍三氧化二鉻，輥筒與牽伸輥軸通過法蘭聯(lián)接，輥筒隨軸回轉。橡膠壓輥為外包丁腈橡膠，能對牽伸輥均勻加壓。壓輥顏色為乳白色，硬度為（邵爾A型）7580度9。5.1 第一牽伸機設計電機聯(lián)軸器減速器聯(lián)軸器進軸牽伸軸。牽伸機的七個輥筒排列方式上三下四(共七輥)，第六、七輥通冷水；壓輥放在進絲端（如圖 5.1）。圖 5.1 第一牽伸機結構簡圖在第一道牽伸機的幾個牽伸輥上，絲束慢慢被張緊，即沿絲束前進方向形成一張力梯度，當其

16、張力達到纖維的屈服應力的大小時，則出現(xiàn)細頸。因此，拉伸點（通常把拉伸過程中出現(xiàn)細頸的位置叫做拉伸點）在第一道牽伸的最后一個輥上或最后二輥之間。要將絲束拉伸區(qū)移至第一、二道牽伸機之間，則必須降低第一道牽伸機最后一輥或數(shù)輥的溫度，使的絲束的溫度降低，其屈服應力增大，則不會在此處產生細頸，拉伸點可移出至一、二牽伸機之間。所以設計第六、七輥通冷水，正是此目的。在進絲端設有橡膠壓輥，其作用如下10：（1）擠出經過油槽的絲束多余的水分，保持穩(wěn)定的含油率，便于絲束在第三牽伸機升溫快、定型效果好。（2）增加牽伸輥與絲束的摩擦力，減少絲束打滑，確保拉伸倍數(shù)穩(wěn)定，有效控制拉伸點，提高拉伸質量。（3）增加絲片寬度，

17、促進纖維間的密合，使絲片厚薄均勻，有利用拉伸、定型和卷曲。5.2 第二牽伸機設計電機聯(lián)軸器減速器聯(lián)軸器進軸牽伸軸。牽伸機的七個輥筒排列方式上三下四(共七輥)，所有牽伸輥有毛刷，所有牽伸輥通熱水；壓輥放在進絲端（如圖5.2）。圖 5.2 第二牽伸機結構簡圖5.3 第三牽伸機設計電機聯(lián)軸器減速器聯(lián)軸器進軸牽伸軸。牽伸機的七個輥筒排列方式上三下四(共七輥)，所有牽伸輥有毛刷，所有牽伸輥通冷水；壓輥放在出絲端（如圖5.3）。圖 5.3 第三牽伸機結構簡圖6 牽伸輥受力分析此牽伸機組在第三牽伸輥第一輥進絲端的絲束的張力是最大的，所以對第三牽伸機的進行受力分析，牽伸輥筒可以看作為懸臂梁，受到兩個張力和牽伸

18、輥外伸部分的重量G。牽伸輥的體積V=L×（）/4=1335×3.14×（）/4=46530090牽伸輥的質量m =V=7.85××46530090=365.3牽伸輥的重量G =mg=365.3×9.8=3579.9 N牽伸輥的轉動慣量 J =365.3×（）/2=50324560對每個輥筒的受力進行分析如下：（1）對1輥筒受力如圖，對1輥筒受力向O點簡化（如圖6.1）。圖 6.1 1輥筒受力及簡化圖=D=75264×400×=30105.5 N m=D=56259.85×400×=22

19、503.9 N m合力F=91868.6 N轉矩M=-=30105.5-22503.9=7601.6 N m（2）對2輥筒受力如圖，對2輥筒受力向O點簡化（如圖6.2）。圖 6.2 2輥筒受力及簡化圖=D=56259.85×400×=22503.9 N m=D=31960.3×400×=12784.12 N m合力F=G+=3579.9+56259.85+31960.3=91800.05 N轉矩M=-=22503.9-12784.12 =9719.78 N m（3）對3輥筒受力，對3輥筒受力向O點簡化（如圖6.3）。圖 6.3 3輥筒受力及簡化圖=D=3

20、1960.3×400×=12784.12 N m=D=18677.18×400×=7470.87N m合力F=+-G=18677.18+31960.3-3579.9=47057.58 N轉矩M=-=12784.12 -7470.87=5313.25 N m（4）對4輥筒受力，對4輥筒受力向O點簡化（如圖6.4）。圖 6.4 4輥筒受力及簡化圖 =D=18677.18×400×=7470.87N m=D=10314.19×400×=4125.68 N m合力F=G+=3579.9+18677.18+10314.19=

21、32571.27 N轉矩M=-=7470.87-4125.68 =3345.19N m（5）對5輥筒受力，對5輥筒受力向O點簡化（如圖 6.5）。圖 6.5 5輥筒受力及簡化圖=D=10314.19×400×=4125.68 N m=D=5859.33×400×=2343.73 N m合力F=G-=3579.9-10314.19-5859.33=-12593.62 N轉矩M=-=4125.68-2343.73 =1781.95 N m（6）對6輥筒受力，并對6輥筒受力向O點簡化（如圖 6.6）。圖 6.6 6輥筒受力及簡化圖=D=5859.33×

22、;400×=2343.73 N m=D=3328.58×400×=1331.43N m合力F=G+=3579.9+5859.33+3328.58=12767.81 N轉矩M=-=2343.73 -1331.43=1012.3N m（7）對7輥筒受力，并對7輥筒受力向O點簡化（如圖 6.7）。圖 6.7 7輥筒受力及簡化圖=D=3328.58×400×=1331.43N m=D=2508.8×400×=1003.52N m合力F=2521.36 N轉矩M=-=1331.43-1003.52=327.91 N m由以上計算可知1

23、牽伸輥的合力最大為：合力 F=91868.6 N2牽伸輥的合力矩最大為：轉矩M=9719.78 N m把1牽伸輥的最大受力，可以把牽伸輥看作是載荷均布的懸臂梁（如圖6.7）。圖 6.7 最大受力牽伸輥受力情況q=F/L=91868.6 /1335=68.8 N/ mm=qL=68.8×1335=91868.6 N傾覆力矩=-=-= -61308540 N mm剪力=-qX =- qL =-68.8×1335=-91868.6 N彎矩=- =-=-= -61308540 N mm7 牽伸輥筒的設計11 牽伸輥的結構有三種：內部不通水、內部通冷水、內部通蒸汽。第一種是內部不通加

24、熱介質的牽伸輥，無縫鋼管制作，借助兩端法蘭焊接在輥軸上。第二種是內部通冷卻水的牽伸輥，它所配用的牽伸輥是一空心軸，內裝一根無縫不銹鋼管，管內進水，經過牽伸輥內腔，然后至牽伸軸內孔與無縫不銹鋼之間出水，有的還在牽伸輥內焊有呈螺旋線狀流動，加長冷卻水與牽伸輥的接觸時間，使熱交換充分。由于輥軸回轉，故在軸端進出水接頭處采用單端面機械密封。本次設計中，由于輥筒的長度和直徑都是已知的，所以在這里只進行輥筒的結構設計。牽伸機組中的牽伸輥筒有內部不通水、內部通冷水、內部通熱水三種。根據紡絲的工藝要求，設計第一臺牽伸機內部不通水的牽伸輥五根和內部通冷水的牽伸輥二根，設計第二臺牽伸機內部不通熱水的牽伸輥七根，設

25、計第二臺牽伸機內部不通熱水的牽伸輥七根。牽伸輥與牽伸輥軸的聯(lián)接方式有內夾套螺栓聯(lián)接、輥筒與法蘭焊接再用螺栓聯(lián)接和法蘭螺栓聯(lián)接，前兩者結構復雜難于加工和裝配，后者結構簡單，易于加工和裝配，經濟性好。牽伸機組中所有牽伸輥和牽伸軸均采用法蘭螺釘聯(lián)接。內部不通水的牽伸輥結構設計（如圖 7.1）。圖 7.1 牽伸輥結構圖設計要素有如下幾個方面：（1）選用材料為20的鋼管（500mm×1335mm）。（2）輥筒要封閉所以在左端加工一個凹槽臺階，鉆6個M16-6H深15的孔，以便和蓋子裝配。（3）車外圓到400mm×1250mm，表面鍍 三氧化二鉻厚度0.20.3后拋光，表面粗糙度達0.

26、8。（4）為了避免尺寸突變而引起的應力集中，所以階梯軸采用倒圓角過渡。（5）為了輥筒和軸聯(lián)接，在輥筒450mm的圓周上鉆24個26深孔40，這樣可以將螺釘頭隱藏起來。（6）輥筒和軸聯(lián)接，為了阻礙輥筒下滑，在輥筒和軸加工出有一定精度相配合的定位止口。內部通冷水的牽伸輥繼承了內部不通水結構的特點，只是在一個 局部做了一點修改，具體結構設計（如圖 7.2）。 在內部不通水的牽伸輥結構上內孔加工一個臺階，以配合裝通水的分配板。圖 7.2 通水牽伸輥結構圖8 法蘭聯(lián)接螺釘性能等級和材料確定12牽伸棍和牽伸輥是法蘭螺釘聯(lián)接，為了防止出現(xiàn)螺栓斷裂的情況，必須進行分析。首先，分析輥筒的受力。單個輥筒的受力情況

27、，、 為絲束的張力，它們對牽伸輥產生轉矩 ，及傾覆力矩 的作用，其大小與絲束作用力及絲束對輥的包角有關。分析各個輥筒的受力情況，確定受力最大者牽伸輥，輥筒與軸通過24只高強螺釘相連。D為輥筒與法蘭聯(lián)結螺釘所在圓的直徑，為法蘭外徑，為接觸面的內徑。、之間的面積為輥筒與法蘭的有效接觸面積。根據前面的計算出來的結果，可知1牽伸輥的合力最大：合力 F=91868.6 N2牽伸輥的轉矩最大：轉矩M=9719.78 N m。綜合考慮輥筒的最大合力和最大轉矩，假設2輥筒所到合力 F=91868.6 N、轉矩M=9719.78 N m。其次，確定受傾覆力矩最大的輥筒。 =F×0.5 L=91868.

28、6×0.5×1250×=57417.875 N m聯(lián)接螺栓強度計算 根據轉矩M 計算預緊力。采用螺栓時，靠聯(lián)接預緊后在接結合面間產生的摩擦力矩來抵抗轉矩，假設各螺栓的預緊程度相同，根據力矩平衡條件得f+ f+ f+ f =KM （8.1）式中 K - 防滑系數(shù)z-螺栓數(shù)目-第z個螺栓到接合面中心的距離f-接合面的摩擦因數(shù)由于大小相同，為0.5D，故=根據參考文獻12取 K=1.2 f=0.15= =14399.67 N根據傾覆力矩計算預緊力。預緊力應確保輥子承受傾覆力矩后，受壓最小處不出現(xiàn)間隙，根據參考文獻13有= （8.2）式中 A - 有效接觸面積z-螺栓數(shù)目

29、w-接合面有效抗彎剖面模量A=（）=（-）=70650=0.7W=1.54×=1.08×N故預緊力=1.08×N計算螺栓承受最大工作載荷。由參考文獻7有：= （8.3）式中，代表第i個螺栓軸線到接合面中心軸線的距離；代表最大值為=0.5D 。圖 8.1為輥筒與軸聯(lián)接螺栓分布圖，24個螺栓均布，所以有兩個最大值，有兩個為0。其余20只螺栓中可分均成4組，每組的對應相同，= cosl5º、= cos30º、= cos45º、= cos60º= cos75º圖 8.1 輥筒與軸聯(lián)接螺栓分布圖=(57417.875 

30、15;450×)4（ + + + +）+2 =10589.4N計算螺栓承受的總拉力 FF=+C （8.4）其中C為螺栓的相對剛度，根據參考文獻15取C=0.4，所以 F=+C=1.08×+0.4×1.06×=1.08×N計算螺栓危險剖面的拉伸強度=1.5F/（0.25） （8.5）式中，d為螺栓的危險剖面的直徑所以 =1.5×1.08×/（0.25×）=358.28 MPa查文獻16表11-6，選用性能級別為8.8，材料為35即可滿足要求。9 通水牽伸軸設計（1） 選擇軸的材料確定許用應力此軸屬于載荷較大而無很大沖

31、擊的重要軸，中間要通水是中空軸內徑130mm，而且還要和牽伸輥相聯(lián)接，最大直徑和牽伸輥的最大直徑一樣，所以軸的直徑比較大。選用40Cr，調質處理。查文獻12表2-5，取=685 MPa。（2） 按扭轉強度，初估軸的最小直徑由文獻17表2-6查得C=100， =40 Mpa 按軸的設計公式實心軸C=66.7mm空心軸66.7+130=196.7 mm由于鍵槽的存在,應增大軸頸以考慮其對軸強度的影響,雙鍵應增大7%，所以，取d=200mm（3） 軸的初步設計根據軸系結構分析要點，該軸上主要有兩個軸承和一個齒輪。右邊的軸承用鎖緊螺母和鎖緊墊圈進行軸向固定，所以必須要開一個槽。齒輪和軸一起轉動，即在軸

32、上要開一個槽?？紤]到斜齒圓柱齒輪傳動，選用角接觸球軸承，采用螺栓聯(lián)接式軸承蓋實現(xiàn)軸兩端單向固定，依靠普通平鍵聯(lián)接實現(xiàn)周向固定，大齒輪的軸向固定采用軸肩與套筒相配合實現(xiàn)，軸采用階梯軸的結構來實現(xiàn)零件的軸向固定。此軸要與輥直接相連，因此在上開24個M24的螺孔，與輥相配合，結合后述尺寸確定，繪制軸的草圖（如圖9.1）。圖 9.1 軸結構圖（4） 軸的結構設計徑向尺寸的確定： 圖 9.1所示，從軸段d=200mm選取相鄰軸段的直徑。起定位固定作用的套筒，定位軸肩高度h可在（0.070.1）d取值，故30×（1+2×0.07）=210.2mm取=220mm。為與大齒輪裝配部分，其直

33、徑應與大齒輪的內孔直徑相一致，即=240mm。為安裝軸承部分，即 =260 mm，選定軸承為23144CK/W33GB/T288-1994。為了方便裝配水管零件=230mm, 為軸與輥筒的定位止口，=500mm；為鉆螺紋的地方，=450mm；為軸徑，為了和輥筒的最大直徑一致，取 =500mm。軸向尺寸的確定：為螺紋長度與鎖緊螺母相配合，取=40mm；為退刀槽，取=5mm；上裝載軸承，軸承寬度B=120mm，取=178mm；起定位作用，取=148；大齒輪齒寬b2=260 mm,取=335 mm；與裝軸承及箱體厚度, 軸承寬度B=180mm，取軸段長=266mm；為聯(lián)接螺紋的長度，取=80mm；起

34、定位作用，取=10mm。（5） 確定齒輪和軸承的潤滑 由于輥筒的工藝速度是250m/min，所以齒輪圓周速度V=250m/min齒輪采用浸油潤滑，軸承采用壓力油潤滑（6） 軸的強度校核，軸的受力（如圖9.2）圖 9.2 軸受力圖前面計算出來的數(shù)據有：齒輪的輸出功率 P=182.495KW軸的轉速 n=405.5r/min齒輪的分度圓直徑 d=609mm齒輪的圓周力 =22866.77N齒輪的徑向力 =7525.69 N齒輪的軸向力 3684.24 N軸傳遞的最大轉矩 T=9719.78 N.m計算支承反力及彎矩： 水平面上=11433.385NC點彎矩 =×301mm=3441.45

35、Nm 垂直面上=6135.67 N=1390.2 NC點彎矩：=×301mm= 1840.7 Nm 求合成彎矩=3902.79 NmC點當量彎矩：=7017.3 Nm校核的強度C截面的當量彎曲應力=37.25 MPa W-軸的抗彎截面系數(shù), W=0.1(因C截面有鍵槽,考慮對軸強度削弱影響,故d乘以0.95,d為軸擁有材料的直徑)確定許用彎曲應力：=/ （9.1）式中 -對材料40，取=333.43MPa - 表面質量系數(shù)，取=0.90- 絕對尺寸系數(shù)，取=0.89- 安全系數(shù)，取=1.40- 受彎矩作用時的有效應力集中系數(shù)，取=2.53把以上數(shù)據代入公式（9.1），得=75.4 M

36、Pa（7） 剛度校核 牽伸軸和牽伸輥的結構簡圖（如圖9.3）圖 9.3 軸輥結構圖忽略齒輪的受力和牽伸輥上的摩擦力，有軸的結構可以簡化為雙簡支的外伸梁（如圖9.4）圖 9.4 輥軸簡支圖計算轉角的公式=p/6EI （9.2）式中 P-拉伸力，取輥最大合力P =91868.6 N-兩軸支座跨距，=666-軸受扭矩作用的長度，=948E-彈性模量，E=2.16×I- 轉動慣量，取I=/64=224203850將以上數(shù)據代入公式（9.2）得=0.00125 rad允許偏轉角12=0.0025 rad由計算可知<, <所以軸的強度、剛度足夠,滿足設計要求,則該軸的結構設計無須修改

37、。10 牽伸輥的計算10.1強度計算以第三道牽伸機構的第二個牽伸輥為例，在拉伸輥上作用的力包括：絲束進、出牽伸輥時的張力和牽伸輥外伸部分的重量W 。用分析法或圖解法求出力、和W的合力P 。對危險截面C（如圖9.3）進行強度校核，其方法如下：已知=948mm P=91800.05N =56259.85N =31960.3NC處的彎矩為：=式中：-力P作用點至截面C的距離=91800.05N×948mm=87026447.4N mmC處的扭矩為：式中：牽伸輥直徑=4859910 N mmC處的等效彎矩M為：=87094243.86 N mmC處的等效扭矩T則為：=87162040.32

38、N mmC處的彎曲應力及扭轉應力應為：，式中：抗彎斷面模量； 抗扭斷面模量。對于直徑為d的實心軸來說，應力為：；。對于空心軸，斷面模量等于：；式中：空心軸外圓直徑；空心軸內圓直徑。此軸為空心軸=400 mm =340mm=1616854.69=808427.35應力為： =87094243.86/1616854.69=53.87 MPa=87162040.32/808427.35=10.782M Pa通水牽伸輥的材料是，查文獻3表2-7，取=600 MPa, =95 MPa，=40 MPa。計算所得的危險截面應力小于所用材料的許用應力，表示輥的強度足夠。10.2 撓度計算牽伸輥外伸端的撓度由下

39、列各部分撓度迭加而成，即（1） 由于載荷P引起起點D處的撓度等于= （10.1）式中E-彈性模量J-慣性矩X-支承A至截面D的距離-兩支承間的距離查文獻15得碳鋼的彈性模量E=196206×MPa 取E=200×MPa 牽伸輥的轉動慣量 J =365.3×（）/2=50324560支承A至截面D的距離X=989mm兩支承間的距離=666 mm=1.01× mm（2） 載荷P引起點D處的轉角為= （10.2）L-牽伸輥的長度 L=1250 mm=4.24×由于轉角而使牽伸輥外端產生的形變增量為 = L （10.3）= L=4.24×&#

40、215;1250=5.3× mm（3） 將牽伸輥筒看作一受均勻載荷P/L的懸臂梁，牽伸輥外伸端的撓度為= （10.4）=2.23× mm（4） 由第二牽伸輥和相鄰各輥筒上的絲束張力差，求出作用在齒輪B上的各周向力。設周向力在力P方向的總分力為F，則因力F的而在點D產生的轉角等于= （10.5）式中 -齒輪B至前支承的距離 =365 mm-齒輪B至后支承的距離 =301 mmF-齒輪B的圓周力 F=22866.77N=0.0003×因轉角而使牽伸輥外伸端產生的形變量為=（L+X-） （10.6）= （L+X-）=0.38× mm牽伸輥外伸端的總撓度為 =+

41、 （10.7）=+=(1.01+5.3+2.23-0.38) ×=8.16×mm在不計滾動軸承的間隙時，1米長的牽伸輥外伸端的最大撓度應小于1毫米。由于8.16×mm遠小于1.25mm，則所設計的牽伸輥符合要求。11 潤滑方式與密封裝置牽伸軸和軸承高速運轉產生大量的熱，就必須采取潤滑的裝置，采用集中、連續(xù)、有壓力油潤滑。壓力供油潤滑是用油泵將油壓送到潤滑部位，供油量充分可靠且易于控制，可帶走摩擦熱起冷卻作用。箱體中齒輪和軸承的潤滑推薦采用N68機油（GB433-1989），第一次運轉300小時后應清洗更換新油，以后每運轉5-6個月更換一次機油。油溫溫升不宜超過80

42、Cº，每次換油時須清理網式濾油器。在潤滑系統(tǒng)中密封裝置的作用是防止?jié)櫥瑒┑男孤┎⒆柚雇獠侩s質、灰塵、空氣和水分等侵入潤滑部位。密封不僅能大量節(jié)約潤滑劑，保證機器的正常工作，提高機器壽命。牽伸輥、牽伸軸、箱體相連的地方采用多種密封方式。防止?jié)櫥吐┏龊拖潴w外雜質、水及灰塵等侵入軸承室，避免軸承急劇磨損和腐蝕。（1） O型密封選用O型密封圈265×7G GB3452.1-1992，膠圈安裝在溝槽內受到預壓縮而起密封作用，當液體油要向外泄漏時，密封圈借助流體的壓力擠向溝槽的一側，在接觸邊緣上壓力增高使密封效果增強，這種隨介質壓力升高而提高密封的效果的性能叫“自緊作用”，O型密封圈

43、具有雙向密封能力 。（2） 唇形密封選用唇形密封圈B200230D GB13871-1992，安裝時主唇朝內，用以防止液體漏出；副唇朝外，用以防塵。（3） 迷宮密封迷宮密封是非接觸式密封中最常用的一種，即轉動部件和靜止部件之間是無接觸的。這種密封不受工作速度的限度，可靠、簡單和材料選擇方便，但允許有一定的泄漏。牽伸軸和箱體采用迷宮密封形式。迷宮密封不但起密封作用還能散熱。其具體組成形式請參照牽伸輥內傳動裝置裝配圖。（4） 擋油環(huán)和迷宮密封組合該密封處選用擋油環(huán)密封，其作用用于油潤滑軸承，防止過多的油、雜質進入軸承室以內以及嚙合處的熱油沖入軸承內。擋油環(huán)與軸承座孔之間應留有不大的間隙，以便讓一定

44、量的油能濺入軸承室進行潤滑。與迷宮密封組合，防止液體漏出，達到更好的密封效果?？偨Y畢業(yè)設計是修完所有大學課程之后的最后一個環(huán)節(jié)。此次畢業(yè)設計，培養(yǎng)了我綜合運用多學科理論，知識和技能，以解決較復雜工程實際問題的能力，主要包括原理綜述、研究方案的分析論證、方案方法的擬訂及依據材料的確定等。七輥牽伸機是紡絲后處理聯(lián)合機的主要部分，屬于比較成熟的產品。目前市場上有各種不同型號的七輥牽伸機，所以它們結構也不相同。本次畢業(yè)設計的課題滌綸短纖后處理設備七輥牽伸輥設計。主要研究的內容有以下幾個方面：（1） 根據紡絲的工藝要求來確定牽伸機在聯(lián)合機位置和數(shù)量。（2） 在已知年產量的情況下，確定最大牽伸力。（3）

45、合理布局七個牽伸輥的位置，確定絲束張力的包角。（4） 對牽伸機構進行受力分析，確定進出輥筒絲束張力。（5） 根據絲束張力，計算出最大受力和轉矩。（6） 分析牽伸輥和牽伸軸的聯(lián)接方式，確定牽伸輥和牽伸軸的聯(lián)接方式（7） 設計牽伸輥和牽伸軸的結構。（8） 對牽伸輥和牽伸軸進行必要的計算。（9） 畫出主要的零部件圖。在老師和二紡機技術人員的指導下，以及同組同學的討論中，經過幾個月時間的設計，終于完成了。在對牽伸機進行理論分析以后，依據前面計算出來的數(shù)據，綜合材料、加工、裝配、運輸?shù)纫蛩?，完成本次畢業(yè)設計的主要任務七輥牽伸機牽伸輥部件的設計，該方案具有以下優(yōu)點：（1） 采用空心鋼筒，減小質量。（2）

46、采用法蘭聯(lián)接，結構簡單；易于加工、裝配。（3） 利用止口定位，便于安裝。（4） 采用集中、連續(xù)、有壓力油潤滑及多種密封，確保機器的有效運行。參考文獻1劉裕暄、陳人哲主編.紡織機械設計原理.紡織工業(yè)出版社.1984 .1502魏大昌主編.化纖機械設計原理.紡織工業(yè)出版社.1984.12003余永珠、鄧大立主編.化纖工藝與設備.鄭州紡織工學院.1992.201974李振峰主編.滌綸短纖維生產.東南大學出版社.1989.982985哈爾濱工業(yè)大學理論力學教研室編.理論力學.第六版.高等教育出版社.2002.4070 6機械設計手冊聯(lián)合編寫組編.機械設計手冊.第二版.化學工業(yè)出版社.1986.5800

47、7吳宗澤主編.機械設計.高等教育出版社.2001.204538郭重慶主編.簡明機械設計手冊.同濟大學出版社.2002.102009吳宗澤主編.機械設計課程設計手冊.高等教育出版社.2001.126010張建中主編.機械設計基礎.中國礦業(yè)大學出版社.2001.813011蔡學熙主編.現(xiàn)代機械設計方法使用手冊.化學工業(yè)出版社.2004.130012胡彬.滌綸短纖維生產裝置第二牽伸機故障分析.通用機械，2003，05：788213 F.L. Litvin . Gear Geometry and Applied Theory . Prentice-Hall Inc . 1994 . 13014 D.B

48、. 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 Desig

49、n 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 fo

50、r Industry (1970) .543553.致謝為期3個多月的畢業(yè)設計，時間短暫卻內容充實，給我提供了一個學習機械設計及制造相關知識的機會，進一步拓寬了我的知識面；同時通過此次設計，使我又漸漸回顧了四年以來所學到的機械設計基礎知識，重新鞏固了它們在我的知識庫中的位置，真正實現(xiàn)了知識融入實踐。經過這次設計，不僅學到了許多有價值的繪圖技巧，而且熟悉了機械設計流程，掌握一般的機械設計原理、機械設計方法，及其查閱相關資料的能力。本課題在選題及研究過程中得到老師的悉心指導。老師多次詢問研究進程，并為我指點迷津，幫助我開拓研究思路，精心點撥、熱忱鼓勵。老師對紡織機械這一行有著深刻的研究，曾從事紡織

51、機械設計多年，有著豐富的設計經驗，在他細心指導下，我順利完成了本次畢業(yè)設計的設計任務，在此致以最誠摯的謝意！感謝邵陽學院為我提供一個學習深造的機會，營造一個良好的學習氛圍，使我順利完成了學業(yè)，成為一名合格的大學生。感謝老師、曾老師及所有任課老師等對我的教育培養(yǎng)。他們一絲不茍的作風，嚴謹求實的態(tài)度，踏踏實實的精神，不僅授我以文，而且教我做人，對他們的感激之情是無法用言語表達的。在此，我要向諸位老師深深地鞠上一躬。感謝紡織機械責任有限公司所有工作人員為我提供了良好的研究條件，給予我莫大的幫助，謹向各位同仁表示誠摯的敬意和謝忱。感謝我所有同學四年來對我學習、生活的關心和幫助。感謝同組同學，在百忙之中

52、抽出寶貴時間，對我的設計進行指導，提出寶貴意見。感謝親朋好友在我成長過程中，長期對我的支持、關心和幫助。感謝父母給我生命、給我愛，并在我求學道路上，默默地支持、幫助我。在此要向父母說一聲：你們辛苦啦！表1 主要零部件技術要求主要零部件技術要求牽伸輥1.采用鋼管或煅件加工，不得拼接2. 400h7外圓面對基準A的同軸度公差值為0.06mm3. 500右端面對基準A的垂直度公差值為0.06mm通水牽伸輥1. 采用鋼管或煅件加工，不得拼接2. 400h7外圓面對基準A的同軸度公差值為0.06mm3. 500右端面對基準A的垂直度公差值為0.06mm4. 350H8孔對基準A的同軸度公差值為0.06mm5.輥體