中原工学院郑永亮精梳机毕业设计说明书.docx

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中原工学院郑永亮精梳机毕业设计说明书

摘要

本课题根据某棉纺厂要求完成精梳机外观造型及部分钣金设计、精梳机外观钣金及钳板给棉机构三维仿真设计。

精梳机的主运动机构主要分为两部分，即钳板运动机构和分离罗拉运动机构，其好坏直接影响着精梳机的性能。

所以对精梳机钳板机构进行运动学和动力学分析并在此基础上对其运动规律进行优化是很有必要的。

为了进行精梳机钳板机构的仿真，本文的建模部分主要涉及车头箱驱动部分和钳板运动部分。

精梳机在高速条件下稳定运行的关键是设法减小高速往复运动的钳板组件的运动惯量。

减轻钳板组件的重量同时保持其足够的刚性、强度和韧性是减小钳板组件运动惯量的重要手段。

钳板机构包括上、下钳板，下钳板座，上钳板托脚，前后摆臂，导棉架，卷簧，齿轮及给棉罗拉等零件。

精梳机锡林轴通过曲柄、滑杆带动钳板摆轴摆动。

钳板后摆臂固定在钳板摆轴上，从而带动下钳板座前后摆动。

本文的机械设计是采用自上而下的方法进行的，即从总装图开始，然后分拆部件，最后在进行零件的具体设计。

关键词：

精梳机钳板机构机构组成前后摆动

Abstract

Thistopicisbasedonacertaincottonmillsaskedtocompletecomberexteriormodellingandpartofthesheetmetaldesign,comberappearancesheetmetalandclamppanelsto3dsimulationdesignofcottoninstitutions.

ComberLordmovementmechanismmainlydividedintotwoparts,namelyclampboardsportsorganizationsandsportsorganization,anditsdetachingrollerisdirectlyaffecttheperformanceofcomber.Soforcomberclampboardinstitutionskinematicsanddynamicsanalysisandbasedonthemovementruleofoptimizationisverynecessary.Inordertoperformthecomberclampboardinstitutions,thispapermodelingpartofsimulationmainlyrelatedtocardriverpartandclampboardboxmovingparts.

Undertheconditionofcomberstableoperationathighspeedandthekeyistryingtoreducehighspeedreciprocatingmotionoftheclampboardgroupwaremovinginertia.Reducetheweightoftheboardgroupwareclampswhilekeepingitssufficientlyrigid,strengthandtoughnessistoreducetheclampboardgroupwaremovinginertiatheimportantmeans.Clampboardinstitutionsincludingupperandlowerclampplate,plateundertheseat,clampfeet,torrebeforeclampboard,swingarmguidecottonframe,coilsprings,gearandfeedrollerspareparts.Combercylindershaftthroughthecrank,sliderbarBaiZhouwobble.DrivenclampboardClampplatefixedswingarminclampafterBaiZhou,thusfacilitatingboardonnextclampboardseattoandfro.

Thispaperisusingthemechanicaldesignofthetop-downmethod,namelyfromassemblyfigurestart,andthensplitcomponentparts,andthelastinthespecificdesign.

Keywords:

comberclampboardagenciescompositiontoandfro

5.1精梳机外观造图..........................................27

5.2部分钣金设计............................................28

引言

随着人们生活水平的不断提高，对纺织品的需求也转向以追求时尚和变现个性为主。

从国内形势看，我国纺织业将有大的发展前景。

随着现代化建设步伐的加快，国内装饰用、产业用纺织品的供需矛盾将日益突出，这势必要求装饰用、产业用纺织品的改革速度大大快于以往任何一个时期。

从国际环境来看，世界纺织品生产与供应中心已东移亚洲。

过去垄断世界纺织品出口的西方发达国家已成为纺织品的主销市场。

如美国几乎所有的纺织品都需进口。

世界纺织品贸易迅速向成品化、高质量、时尚化转变，从而改变了国际纺织品市场的商品构成。

我国内销纺织品的消费水平，取决于经济的发展、人口的增长和消费结构的变化。

未来5—10年内,纺织品的消费，将进入一个新的阶段，纺织工业的发展速度将有所减缓，但绝对量仍有较大增长。

在外销市场上，总体上看，未来3—5年内世界纺织品服装需求仍然较为旺盛，这就使得对纺织机械的要求更高。

尤其是使用频率较高的精梳机，更应受到足够的重视。

目前，我国生产的精梳机机型繁多、品种不一，精梳机的速度水平与纺纱质量水平差别很大，大致可分为4个层次：

第1层次是工艺速度在300钳次／分以上的高效能精梳机；第2层次是工艺速度在200-280钳次／分的精梳机；第3层次是工艺速度在160-190钳次／分的精梳机；第4层次是工艺速度在120-155钳次／分的精梳机。

在这4个层次中，以第4层次精梳机最多，约为7200台，该机速度低、纺纱质量差。

因此在积极推广应用高效能精梳机的同时，必须利用精梳新技术对不同层次的精梳机进行技术改造，使精梳设备的整体技术水平和纺纱质量全面提高。

本课题是“精梳机外观钣金及钳板给棉机构三维仿真设计”。

精梳机的钳板给棉机构包括给棉机构和钳板机构，其作用是：

定时定量喂给棉层，及时可靠地握持棉层供锡林梳理，向前输送须丛，参与分离接合工作。

通过本次毕业设计我了解了国内外精梳机发展的状况，并通过对比知道了国内精梳机行业与国外的差距。

本课题的意义在于发现现如今精梳机发展的的不足之处，并对其加以改进，希望能对精梳机行业做出一点贡献。

1、课题概述

1.1课题来源

本课题是“精梳机外观钣金及钳板给棉机构三维仿真设计”。

根据某棉纺厂要求完成精梳机外观造型及部分钣金设计、精梳机外观钣金及钳板给棉机构三维仿真设计；精梳机产量：

350钳次/分；

精梳机的钳板给棉机构是有给棉机构和钳板机构组成，其作用是定时定量喂给棉层，及时可靠地握持棉层供锡林梳理，向前输送须丛，参与分离接合工作。

承卷罗拉在一个工作循环中，退解一定长度的棉层供给棉罗拉喂给，给棉罗拉间歇回转，每次输出一定长度的棉层，向前进入上、下钳板口，钳板作周期性的前后摆动，当钳口闭合时，握持棉层，精梳锡林正好转到钳板口下，对须丛进行梳理除杂，梳理结束后，随着钳板向前摆动，须丛头端逐渐接近分离罗拉和分离胶辊的钳口，到此完成了一个钳板给棉的循环周期。

精梳机钣金设计主要考虑到安全问题，还有美观的问题。

在结构合理的情况下进行钣金设计还是比较具有人性化和美观化。

1.2国内外精梳机发展现状

1.2.1国外精梳机发展现状

从精梳机的速度、综合质量指标和自动化程度三个方面来衡量，当今国外高水平精梳机仍然是由瑞士立达公司制造的。

立达公司早在上世纪90年代初就推出了速度达到350钳次／分的精梳机。

近年来该公司又推出最新型E66／E76型精梳机。

E66型为半自动，E76型为全自动。

同时配置了棉卷自动换卷、自动接头装置和自动运卷系统，速度达到500钳次／分，台时产量68千克，生产效率96%，可靠性指标MTBA（即两次非正常停机之间的平均间隔时间）由E65型机的120分钟提高到140分钟。

　　瑞士立达公司生产的精梳机技术水平始终处于世界领先地位，主要是因为该公司掌握了设计生产制造和研发新―代精梳机需要的纺织工艺技术和核心技术。

立达公司运用计算机辅助设计精确模拟精梳工艺过程，优化工艺，优化部件运动，优化钳板运动、分离接合和锡林梳理时间，优化钳板开闭、钳板摆动和分离结合运动，将工艺参数、运动部件尺寸和相关位置优化到最佳状态。

因而使公司生产的精梳机在设备制造精度、车速、产量、质量，效益以及自动化程度，运行的稳定性和可靠性等方面，都处于世界一流水平。

1.2.2国内精梳机发展现状

为了加快我国纺织业的发展，用高新技术改造传统纺织工业，将是21世纪最重要的产业政策。

当前，加快精梳机和精梳产品的发展，也是棉纺织行业结构调整的重点之一，因为，只有提高纺织产品的质量和档次，才能增强纺织产品在国内外市场的竞争能力。

我国目前精梳机的数量，约有15000台左右，而精梳纱占纱的总产量比重约为17%左右，因此，无论是精梳机的比重和精梳纱按占总量计算的比重，与工业发达国家相比，还有较大距离。

且我国大多数精梳机老化情况严重，更重要的是近十年仍存在着低水平的重复建设，这不但浪费了大量的人力、物力和财力，还严重地影响着产品的质量和新产品的开发。

近年来，我国自行设计制造了FA266型精梳机，还与意大利马佐利公司合资生产了PX2-J型精梳机，这两种精梳机的工艺速度都在300钳次/min以上，使我国精梳机的质量水平跃上了一个新台阶。

但我国在精梳机的设计与生产方面和国外最新型精梳机（如瑞士立达E72型）相比，仍存在相当大的差距。

如何在新机设计时进行技术创新，赶超世界先进水平，是我们面临的一大课题。

另一方面，高效能精梳机工艺性能与一般精梳机有一定差别，有些使用厂家对此了解不够，在高效能精梳机上仍然采用旧工艺（或落后工艺），使高效能精梳机的优越性没有得到体现和完全发挥。

因此，在新机设计与高效能精梳机的使用上需进行技术与工艺创新。

1.3研究主要问题

首先，了解企业中精梳机的实际加工过程，包括从棉桶到棉条的正个生产工艺。

其次，根据精梳机的结构特点，在设计该机构时应注意以下几个问题：

①完成精梳机外观造型及部分钣金设计。

②完成精梳机外观钣金及钳板给棉机构三维仿真设计；精梳机产量：

350钳次/分。

③绘制钳板给棉机构装配图及关键零部件图。

1.4设计可行性分析

精梳机的钳板给棉机构包括给棉机构和钳板机构。

给棉机构又包括承卷罗拉机构和给棉罗拉机构。

钳板机构是由上下钳板、钳板摆动机构和钳板摆轴传动机构等组成。

经调研得知承卷罗拉采用连续回转传动机构，由锡林轴尾端的齿轮通过过桥轮系传动承卷罗拉回转而退解棉层，经导卷板喂入给棉罗拉与弧形给棉板钳口之间，给棉罗拉安装在下钳板上，弧形给棉板装在给棉罗拉下方，两者共同握持棉层。

给棉罗拉间歇回转，每次输出一定长度的棉层，向前进入上、下钳板的钳口间。

钳板作周期性的前后摆动，钳口拟合，握持棉层，精梳锡林正好转到钳板钳口下，对须丛进行梳理除杂。

在熟悉了精梳机钳板给棉机构的工艺流程后，其钳板摆轴传动机构可用曲柄六连杆机构实现，钳板摆动机构可用四连杆机构实现，承卷罗拉和给棉罗拉可以通过连杆和铰链来实现其运动状态。

由此可见该机构传动是可行的。

钣金的设计可行性判断：

随着科学技术的快速发展，到目前为止运用计算机进行辅助设计的越来越多。

钣金的设计也可以先运用计算机绘图软件进行模拟设计，比如Pro/E、SolidWorks等软件都能实现钣金的设计，这就使得在做钣金这方面设计时省时省力，减少了在设计制造中一些不必要的浪费。

对于我们工科的大学生而言，运用计算机软件辅助设计都没有太大的问题，所以我认为精梳机外观钣金设计也是可行的。

2总体方案

（1）钳板摆轴传动机构设计

钳板摆轴的摆动来自钳板摆轴的传动机构。

本次设计精梳机钳板摆轴传动机构为一双曲柄六连杆机构，其机构简图如图1所示。

图中O1为锡林轴，大齿轮固装在其上，A为大齿轮上连接连杆AB的铰链点，O1A构成主动曲柄。

O2为车头墙板上的固定支点，O2B为从动曲柄，O1-A-B-O2构成双曲柄机构。

BC为拉杆，O3C为摆杆，O3为钳板摆轴中心。

当锡林轴转动时，主动曲柄O1A以O1为中心等速回转，通过连杆AB带动从动曲柄O2B以O2为中心作不等速回转，再通过拉杆BC带动摆杆O3C摆动，使钳板摆轴摆动。

图1精梳机钳板摆轴传动机构

该机构的力学和工艺性能较好，运转平稳，振动和噪声小。

（2）钳板摆动机构设计

如图2所示,该机构按照下钳板组件的功能将其分解成两个部分,一部分为给棉罗拉固装在机架上保持不动,以减少下钳板组件的质量,减小运动惯量。

锡林位置下移,下钳板由原来的前后往复摆动改为绕钳板摆轴O转动,使棉花须丛的搭接由原来的被动搭接变为主动搭接,从而利于棉花须丛的搭接。

采用此钳板摆动机构的优点有:

①给棉罗拉不随座架往复运动,故可大大减轻钳板运动组件的重量;②下钳板由原来的前后移动变为绕定点摆动,减小了往复运动惯性;③给棉棉花须丛的搭接由原来左右的被动搭接变为上下的主动搭接,提高了输出棉网的质量。

图2钳板摆动机构示意

（3）钳板开闭口运动传动机构设计

由于采用了新的钳板摆动机构设计,需重新设计钳板开闭口运动传动机构。

如图3所示,新的钳板开闭口运动由曲柄滑块机构实现。

钳板摆轴O带动下钳板连杆绕O点转动,通过曲柄滑块机构从而带动上钳板连杆摆动。

上下钳板连杆上分别连接着上下连杆,上下钳板连杆间角度的变化可实现钳板机构钳口的开闭合。

加压弹簧则在钳口闭合钳持时提供稳定的钳持力。

图3钳板开闭口运动的凸轮滑块机构

3关键零部件设计校核及理论计算

3.1零部件设计校核

3.1.1V带传动的设计计算

根据现有精梳机主电动机的功率要求，采用类比法选用Y90L-4型号电动机，输出功率P=3.7kW，满载转速为n=1400r/min，初定传动比i=2.0。

（1）确定计算功率Pca

由[1]查得工作情况系数KA=1.1，故

Pca=KAP=1.1×3.7kW=4.07kW（3-1）

式中：

Pca————计算功率，kW

KA————工作情况系数

P——所需传递的额定功率，kW

（2）选择V带的类型

根据计算功率和小带轮转速n1选取普通A带的带型。

（3）确定带轮的基准直径dd并验算带速v

①

根据V带的带型，确定小带轮的基准直径dd1=80mm。

②验算带速v。

按式验算带的速度

（3-2）

因为5m/s

③计算大带轮的基准直径。

由dd2=idd1计算

dd2=idd1=2×80mm=160mm（3-3）

加以适当圆整，可取dd2=160mm。

（4）确定V带的中心距a和基准长度Ld

①根据式0.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2）

初定中心距a0=500mm。

②计算带所需的基准长度

（3-4）

选带的基准长度Ld=1400mm。

③计算实际中心距a。

（3-5）

由式

，得

中心距的变化范围为168～480mm，所以a=460mm满足要求。

（5）计算带的根数z

①计算带根V带的额定功率Pr。

由dd1=80mm和n1=1400r/min,查得P0=1.57kW，

根据n1=1400r/min，i=2和A型带，查[1]得ΔP0=0.17kW，

查[1]得Kα=0.972，表[1]得KL=0.99，于是得

Pr=（P0+ΔP0）.Kα.KL=（1.57+0.17）×0.972×0.99kW=1.674kW（3-6）

②计算V带的根数z。

（3-7）

取3根。

（6）计算单根V带的初拉力的最小值（F0）min

查[1]得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m，所以

（3-8）

——包角修正系数

z——V带的根数

——计算功率

v——带速

应使带的实际初拉力F0>（F0）min。

（7）计算带传动的压轴力Fp

压轴力的最小值为

（3-9）

（7）主要设计结果

A型普通V带，带数z=3，小带轮直径dd1=80mm，大带轮直径dd2=160mm，中心距a=460mm，带的基准长度Ld=1400mm。

3.1.2轴校核

（1）选择轴的材料

选取45钢调质，硬度230HBS，强度极限бB=640MPa，屈服极限бs=355MPa，弯曲疲劳极限б-1=275MPa，剪切疲劳极限τ-1=155MPa，对称循环变应力时的许用应力[б-1]=60MPa。

（2）初步估算轴的最小直径

查[1]取A0=110，则

（3-10）

（3）按弯扭合成应力校核轴的强度

①计算作用在轴上的力

作用在小齿轮上的受力：

（3-11）

（3-12）

②计算支反力

垂直面（V面）：

（3-13）

（3-14）

水平面（H面）：

③求弯矩：

（3-15）

单向运转，扭转切应力按脉动循环变应力，取系数α=0.6，则

3.1.4轴承寿命校核

（1）按轴的结构设计，初步选用角接触球轴承，其型号为：

7306C。

安装方式为：

单向固定，反装。

轴承的转速为n1=700r/min。

由机械设计手册查得，轴承7306C的基本额定动载荷Cr=23kN，基本额定静载荷Cor=15kN，基本尺寸d×D×B=35×62×16，因轴向力基本为0，所以X=1，Y=0。

（2）计算轴承1、2的径向载荷Fr1、Fr2：

（3-16）

（3）计算轴承1、2的当量动载荷：

查[1]得，取载荷系数fp=1.2，故当量动载荷为

（3-17）

（4）轴承的额定寿命Lh1、Lh2

查[1]得温度系数ft=1，则轴承计算的额定寿命为

（3-18）

因轴承的预期使用寿命Lh，=10×300×10=30000h，小于轴承计算的额定寿命，所选7306C轴承合适。

3.1.2齿轮设计计算

经过一次带传动，可知齿轮输入功率P1=Pηv带=3.7×0.96kW=3.552kW，小齿轮转速n1=700r/min，齿数比u=2，工作寿命10年，每年300天，每天10小时。

（1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

①按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。

②精梳机工作速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）。

③材料选择。

查[1]选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。

④选小齿轮齿数z1=45，大齿轮齿数z2=2×45=90。

（2）按齿面接触强度设计

由设计计算公式进行试算，即

（3-19）

1）确定公式内的各计算数值

①试选载荷系数Kt=1.3。

②计算小齿轮传递的扭矩。

（3-20）

③选取齿宽系数φd=1。

④材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2。

⑤按齿面强度查得小齿轮的接触疲劳强度极限бHlim1=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限бHlim2=550MPa。

⑥计算应力循环次数。

（3-21）

⑦取接触疲劳寿命系数KHN1=0.93；KHN2=0.97。

⑧计算接触疲劳许用应力。

取失效概率为1%，安全系数S=1，所以

（3-22）

2）计算

①试算小齿轮分度圆直径d1t，根据式3-19带入[бH]中较小的值

②计算圆周速度v。

（3-23）

③计算齿宽b。

经验公式

（3-24）

取φm=8

④计算齿宽与齿高之比

（3-25）

⑤计算载荷系数。

根据v=1.97m/s，7级精度，查[1]得动载系数Kv=1.1

直齿轮，KHα=KFα=1

使用系数KA=1

用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，KHβ=1.1。

由=3.56，KHβ=1.1查[1]得，KFβ=1.062；故载荷系数

（3-26）

⑥按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，求得

（3-27）

⑦计算模数m

（3-28）

（3）按齿根弯曲强度设计

查[1]得弯曲强度的设计公式为

（3-29）

1）确定公式内的各计算数值

①由[1]查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限бFE1=500MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限бFE2=380MPa

②由[1]取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN2=0.9

③计算弯曲疲劳许用应力

取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由此得

④计算载荷系数K

⑤查取齿形系数

由[1]查得YFa1=2.35；YFa2=2.20

⑥查取应力校正系数

由[1]查得YSa1=1.68；YSa2=1.78

⑦计算大、小齿轮的并加以比较

大齿轮的数值大

2）设计计算

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，考虑到中心距问题，可取m=2.5，在z1=32，则

大齿轮齿数z2=136

分度圆直径

d1=80mm

d2=340mm

中心距

（3-30）

计算齿轮宽度

B1=B2=φmm=14×2.5mm=35mm（3-31）

3.2钳板机构设计

3.2.1钳板机构的功能

钳板结合件的主要功能是有效夹持棉纤维丛，配合锡林完成纤维丛的梳理工作及配合分离罗拉完成棉网的分离接合工作。

对钳板结合件要求如下：

（1）钳板结合件的钳口闭合时，要求能紧密夹持棉纤维丛完成梳理工作。

上下钳板的钳唇结构是亮点啮合式，有利于待遇纤维丛的良好夹持。

为了不使长纤维在梳理时因撒谎你改下钳板钳唇啮合精度差形成握持不良而进入落棉中，造成原棉的浪费，需要通过有关加工工艺和加工、装配精度要求严格加以控制，保证良好的夹持作用。

（2）为保证锡林的最佳梳理效果，梳理隔距应控制在（0.20±0.05）mm范围内。

梳理隔距太大，会明显降低锡林的梳理效果；梳理隔距太小，则容易造成锡林齿尖碰上钳板钳唇，形成意外事故。

为此，上下钳板与锡林必须严格控制制造精度。

对锡林来说，