漁網機的工作原理及特點 本裝置是通過許多網輪的傳動和拉伸并經過蒸汽或電加熱，使用網 目伸張及變形，通過傳動系統的運轉和調整相應的傳動比及電器部分的 有效控制，從而達到固定網節對各種漁網定形的目的。 定形機中電磁調速電動機、擺線針輪減速器是確定漁網定形機的工作運轉速度，通過旋轉無級變速器旋鈕的轉動可以改變進網部分與出網 部分的進速度，從而簡單有效地調整變換網的伸張率。 獨立設置的溫度控制裝置，根據不同產品的需求可以自由的調節相 對應的溫度控制器，并設有超溫報警保護功能，可以按照所設定的溫度 以達到最佳熱處理效果，使操作者更能安全、高效的操作本產品。
漁網機主要由以下設備傳動、卷網、加熱、落網、電器等五部分組成。 本產品的漁網定型機總的工作路線：1人工手動穿網→2導網輪→3 進網壓輪→4進主卷網輪→5被動卷網輪→6導輪→7進入電熱器→8由箱 內定形輪傳輸→9進入蒸汽箱→10進入水箱進行冷卻→11出網部分→12 通過導網輪進入主出網主卷網輪→13通過鏈輪傳動進落網部分→14落網。 漁網定形機用于對大中型漁網進行定形處理，編織好的網片從網 架上通過各種導輪和卷網輪、壓網輪等傳動進入蒸汽部分和電加熱部 他，過16根定形輪的拉伸定形后再經兩組出網卷網輪、壓網輪壓結冷卻后，使網片的每根單絲和結合點因進網的速度差產生的拉力作用而產生 永久性的變形，從而達到定形及提高網片的材質的目的。
（二）傳動系統技術要求和主要技術參數 根據國內外漁網紡織機產品大量需求的同時，更需要能解決漁網通 過網機生產出來但不能相對固定，使漁網網目隨張緊力的大小相對自由縮放。因而需要開發能適應各種漁網網結定型要求的專用機械。同時產 品能快速高效、自我運轉。漁網在加工和定型過程中，應考慮漁網的最 大拉力進網、出網的速度差同時也能預防因近網和出網不同步造成漁網 的堆疊和走偏問題，所以在進出網的傳動系統中加設無級變速器；漁網 定型系統過載的自我保護，以防止因定形機拉力的過大導致漁網的斷 裂。在確�；径ㄐ鸵笾�，還需要配電熱加熱或蒸汽加熱，使網結 的粘貼和定形更有效。在加設加熱控制的同時，也要考慮相應的安全和 過載保護功能。作為漁網材料的要求，相對應的溫度不宜過大。漁網在 進出定形機的同時應請注意它們之間的相對運動速度和漁網的安全定 形。 本科畢業設計（論文）通過答辯 根據客戶的具體要求和定形機的特殊用途，漁網定形機的處理速度 5-20m/min，定型最大幅面寬度1600mm, 漁網的最大拉力2000kg，系統 需設有安全過載保護系統等。
(三)、傳動方案的比較和選擇： 常見的機械產品設計中，傳遞運動和扭距由三角帶傳輸到各個 零部件。根據漁網的定型要求保證漁網定型所需的拉力，能傳遞叫大的 轉距，在傳動方面能保證一定的傳動比。常用的傳動方式：帶傳動 鏈 傳動 摩檫輪傳動 齒輪傳動等。常見動力輸出一般由三角帶傳遞。三角 帶的傳動特點，結構簡單，能傳遞中心距較大的兩軸之間的傳動；過載 時能打滑，能保證軸與軸之間安全平穩工作；因為有滑動三角帶，速比 不能固定不變，不能適應要求較高的場合。 鏈傳動，傳動裝置不大，但能傳遞較大的扭距，能保證產品的總傳動 效率（0.95—0.97）；能實現較大的傳動比而且能在兩軸中心距較大場合傳遞 運動，對傳動比要求不高的傳動裝置中可以代替齒輪傳動，同時鏈傳動對環 境要求不高，能在條件惡劣的情況下工作。 齒輪傳動傳動準確能保證正確的傳動比、傳動效率也高，由于其制造 復雜，成本較高，對環境要求較高，且不能傳遞中心距較大的運動。 摩檫輪傳動雖傳動效率相對較低，但可以通過調整正壓力來改變摩檫力 的大小。 根據傳動要求，傳遞扭距較大，處理速度相對較慢，并能對網節微調處， 漁網要被定型壓制，同時也要保證進網和出網的同步運行且中心距變化較大 對工作環境要求不高，成本制造等方的考慮。綜上述四種傳動方案的分析和 比較，故選擇鏈傳動和摩檫輪傳動。
(四)、傳動系統設計 根據漁網的定型要求：保證漁網定型所需的拉力，能傳遞較大 的轉距，保證一定的傳動比，能使進網出網同步運行，整個系統具有 安全保護功能。 動力部分首先選擇滿足傳遞較大扭距和現有的產品所選擇電 動機比較能滿足上述要求，并能實現根據定型網線粗細、材質進行調 整，因而確定選用電磁調速電動機。由于漁網的定型處理速度相對較 慢須配置相應的減速裝置；定型機因選擇鏈作為動力傳動輸出，對產品的運轉時起安全過載保護作用，所以在電機輸出端安裝剪切削 聯軸器。漁網定型傳輸時，可采用網輥之間的摩檫力傳遞漁網，同時通過兩網輥之間的壓力使網結快速定型，通過進出網輥的同步運轉使 漁網連續不斷的通過各種網輥及其它輔助功能的運用達到定型要求。 在傳動原理上能保證漁網通過網輪的相互之的擠壓產生摩檫力來傳遞運動，使漁網循環不斷的通過網內各種網輥，達到定型的目的。 如果傳動拉力過大，導致漁網拉斷或打滑，使漁網定型效率大大降 低，使得廢品率不斷增加，為了克服和解決這樣的問題。
首先，在兩個 輥輪之間擬定一個壓輥、一個卷網輥，卷網輥固定不動、壓輥可在卷網 輥的上方作上下移動。 其次，作為壓輥的上下移動的幅度作用力大小考慮，設置螺旋壓 力可調裝置，通過絲杠的旋轉使壓網輥上下移動。再次，產品設有安 全和過載保護功能；采用彈簧力的大小來改變壓網輥對卷網輥作用 力。 定型機出網傳動路線及部件：1電動機——2剪切削聯軸器——3 減速器——4主軸——5鏈傳動——網輥傳動 根據所選擇的—畢業設計課題及指導方案，確定設計漁網定形 機的傳動部分（出網傳動部分）。出網部分包含的零部件有：齒輪、 鏈輪、軸、軸承、聯軸器、棍輪、傳動鏈條等零件。
(五)、傳動裝置設計 1.1選擇電動機 （1）本產品在常溫下連續工作載荷平移動力輸出均衡，可以改變 傳動比，以得到較快的進網速度，以提高生產效率。故采用Y型三相異 步交流電磁調速電動機，封閉結構電壓380V。 （2）確定電機功率： 工作機所需功率： Pw=FV/1000ηw=20000×（0.08~0.33）/1000×0.96=1.66~6.875(kw) 電動機到卷輪的總效率：η=η1η2……ηn 查表《機械設計手冊》η1=0.96（鏈傳動）η2=0.98（軸承）η3= 齒式聯軸器η4=0.96卷筒，代入得：擺線針輪減速器η5=0.96 η=0.96×0.98×0.96×0.96=0.87 Pd=6.8/0.87=7.8（kw） 查表《機械設計手冊》選擇電動機額定功率為7.5kw （3）確定電動機轉速 卷筒的工作轉速為： ηw=60×1000v/πD=60×1000×（0.08×0.3）/3.14×165 ≈9~38（r/min） 查表《機械設計手冊》推薦合理的傳動比范圍，取鏈輪傳動比ι 1=2~5 擺線針輪減速器的傳動比i2=11~40，電動機的轉速可選擇的范 圍： η′m=i′ηw=（22~200）×（9~38）=198~836/1800~7600（r/min） 總傳動比范圍：i′=22~200 根據電機的功用和產品的實際需求，去除較大的轉速成得： η ′m=198~1800（r/min）符合這一條件范圍的同步電機有幾種方案， 根據漁網定形要求和傳動速比等結合產品結構及傳動裝置的特殊需要 達到變速要求，控制好兩側的進網及出網的同步要求，選用此方案為確 定選擇電機同步轉速98~1440r/min 。因此選擇電動機的型號為 YCT200-7.5A，其主要性能如下： 電動機型 額定功率 同步轉速 滿載轉速 堵轉轉距 最大轉距 額定轉距 額定轉距 YCT200-7.5A 7.5kw 1500 1350 36 36 主要外形和安裝尺寸如下： 本科畢業設計（論文）通過答辯 中心距 外 形 尺 寸 安裝尺寸 軸伸尺寸 平鍵尺寸 H L×(AC12+AK) ×HD A×B D×E F×GD 210 600×355×325 268×210 40×100 10×41 2.1計算總傳動比和分配傳動比 （1）計算總傳動比： i=ηm/ηw=1250/（9~38）=139~33 （2）分配傳動比：i=i’i’’i’’’ 式中：i’為鏈輪傳動比；i’’為擺線針輪傳動比；i’’’為圓柱磨擦輪傳動比； 初取i’=2、i’’=36、i’’’=i/ i’i’’=139/（2×36）=1.935 由于鏈輪傳動可以等值傳遞，也可以變速傳遞。如采用等速傳遞， 鏈條的主動輪和從動輪一樣，目傳動比也相等（中間的損耗忽略不計）， 傳遞扭矩轉速目相等。 3.1計算傳動裝置的運動和動力參數 （1）計算各軸轉速 減速器軸：ηⅠ=ηw/i’’=1350/18=80.5r/min Ⅱ軸 ：ηⅡ=ηⅠ/ i’=80.5/2=40.125r/min Ⅲ軸：ηⅢ=ηⅡ.i’=20.125/1.935=10.3r/min 卷輪軸：ηⅡ=ηⅢ=10.3r/min （2）計算各軸功率 Ⅰ軸：PⅠ=Pd、η5、η2、η6=7.8×0.96×0.98×0.99=7.26（kw） Ⅱ軸：PⅡ=PⅠ、η1、η2、η4=7.26×0.96×0.98×0.96=6.5（kw） Ⅲ軸：PⅢ=PⅡ、η2=6.5×0.98=6.4（kw） 卷輪軸的輸入功率：PⅢ=6.4（kw） （3）計算各軸轉矩 電動機軸的輸出轉矩：Td=9550Pd/ηm=9550×7.8/1250=59.6（N.m） Ⅰ軸：TⅠ=Td I”η2η3η4=59.6×0.96×0.98×0.99×36=1996(N.m) Ⅱ軸：TⅡ=TⅠ、i1、η2、η4=998×4×0.96=3679（N.m） Ⅲ軸：TⅢ=TⅡ、η2、η4=3390（N.m） 卷輪軸輸入轉矩：TⅢ=3390（N.m） 本科畢業設計（論文）通過答辯 將下列計算值列表如下： 軸 號 功率（kw） 轉矩（N.m） 轉速（r/min） 傳動比（i） 效率(η) 電機軸 7.5 59.6 1250 0.96 Ⅰ軸 7.26 998 80.5 18 0.94 Ⅱ軸 6.5 3679 20.125 4 0.96 Ⅲ軸 6.4 3390 38.94 1.935 0.96 4、鏈傳動的設計及計算 （1）選擇材料及熱處理方法 漁網定形機而言，要有足夠的強度和剛度，能傳遞較大的扭矩和承 受較大的載荷并能有效保持抗疲勞強度的要求。同時，從環境、易于取 材和降低成本考慮的基本原則出發，選用鏈輪的材料為45#淬火齒面硬 度為HRC40~45 1、選定鏈輪的齒數z1、z2及傳動比i 傳動比i= 4 估計鏈傳動速度3-8m/s根據表11-2推薦選擇z1=21、z2=iz1=84 2、根據曲線功率選鏈輪的型號： 查表《機械零件設計手冊》表11-3，載荷系數KF=1，計算功率 Pc=KFP=1×7.5=7.5（kw） 由表11-4，齒數系數K2=1.12 由表11-5，傳動比系數Ki=1 選擇中心距系數，初步估計鏈節距P=19.05mm，初步估計中心距 800mm則： ao=41.99 由表11-6得 ao在（30~50）P的范圍之內，ka=1 查表11-7，多排系數kp=1.7 故有Po= 3.939（kw） 由圖11-2功率曲線，根據Po和η1選擇鏈型號 3、驗算速度V=5.366m/s 速度在3~8m/s之間，所以選擇z1=21合適。 4、驗算軸孔直徑和輪凸緣直徑 根據產品傳遞扭矩要求，初定義小鏈輪軸孔直徑為45mm，而由表 11-10知dHmax=72mm，所以軸孔適合。 現取輪凸緣直徑dH=75而允許的最大凸緣直徑dH=107mm也是在適用 范圍之內。凸緣的厚度 15mm，強度足夠。 本科畢業設計（論文）通過答辯 5、計算鏈輪的主要尺寸 節圓直徑：d1′= 127.85mm d2′= 254mm 齒頂圓直徑：da1=P（0.54+ctg ） =19.05×（0.54+ctg ） =136.67mm da2=19.05（0.54+ctg ） =262.89mm 齒根圓的直徑df1=d′-dr 因為Ta512A，滾子直徑dr=11.91mm 故有df1=127.85-11.91=115.94mm df2=514.86-11.91=242.09mm 6、計算對軸的作用力 查表11-2取kY=1.25 Q=KYF F= 1.353（KN） 故Q=KYF=1.25×1.353=1.691（KN） 7、計算中心距 當Z1≠Z2時，a=p（2LP-Z1-Z2）kl由表11-9得kl=0.24156 a=19.05（2×131-21-84）×0.24156=722.469（mm） 表3.1鏈輪參數表 項 目 小 鏈 輪 大 鏈 輪 材料及熱處理 45鋼調質 45鋼調質 齒 數 21 43 基本參數 模數 6 6 壓 力 角 20° 20° 中 心 距 724 主要尺寸 齒寬 12 12 節 圓 直 徑 127.85 254 齒頂圓直徑 136.67 262.89 齒根圓直徑 115.94 242.09 本科畢業設計（論文）通過答辯 圖3.1繪制鏈輪工作圖 5、圓錐齒輪的傳動設計及計算 （1）選擇齒輪的材料及熱處理方法。 根據產品的結構形狀和傳動路線需要換向要求，以改變傳動以達到 進料和出料同步進行。選擇齒輪的模數、齒數、壓力角一樣的圓錐齒輪 傳動。所以兩錐齒輪相同，齒輪選用45#調質HB=241~269。由圖12-9b及 25查得σHilm=600Mpa，σFilm=230Mpa。 （2）接觸強度計算 查表13-7接觸強度計算公式： ó H X X 取K=1.4、ΦR=0.3 u=I=1 σHP=0.9 σHim=0.9×600=540MPa X X > 本科畢業設計（論文）通過答辯 （3）主要尺寸的確定 齒數：根據d1=260.4mm查圖13-5得 Z1=43 于是Z2=iZ1=1×43=43 模數：m= 6.04 取標準m=6 大端分度圓直徑d1=mz1=43×6=258 d1=d2=258 節錐角：δ1=artg =arctg1=45° δ2=90°-45°=45° 外錐距：R=d1/2sinδ1=258/2×sin45°=182.46（mm） 齒寬：b=ΦRR=0.3×182.46=54.738mm 齒高：h=2.25×6=13.5 齒頂圓直徑：da=562.5 （4）齒面接觸強度驗算 接觸強度計算公式： 式中的各項為： Ftm=18.03(KN) 平均分度圓直徑：dm1=d1（1-0.5ΦR）=258×0.85=219.3mm KA—按電機驅動、外載平移，查表12-20 KA=1 按9級精度查表12-15a行kv=1.1 KB為一齒輪兩軸承由表13-9查得KB=1.05 ZH按直齒及x1+x2=0查閱12-17得ZH=2.5 ZE兩輪為鋼制，查表12-22，ZE=189.8 應力循環次數N1=N2=60rη1t2=60×1×80.5×12000=5.796×10 所以N1＞N0 — 5.796×10 ＞5.0×10 因此ZN=1.3 SHmin=1.1 本科畢業設計（論文）通過答辯 ó H X X =474500×1014 =481×106Pa 所以σH＜σHim齒面接觸強度通過。 （5）齒根彎曲強度校核 查表13-8彎曲強度計算公式： σF= YFYB≤σFP，Pa 式中m=6 Bm=0 nCOSBm=1 YF根據Zei=79 Z1=Z2所以Zei=Ze2=79 查圖12-22得YF=2.3 按式 YF= 2.56 YB=1 查圖12-26 YN-由應力循環次數 N=60N nt=5.796×107< N0 Sfmin=1.2 X YN YX=1 Ysr按照Z=43 X1=0，查圖12-29 得Ysr=0.9 FP=372Mpa P =94.9×10MPa 因為σF=94.9MP＜σFP所以兩齒輪的彎曲強度滿足要求。
（1）選取材料及熱處理方法 漁網定形機作為對產品的二次加工和定形，確保網結的固定和粘 合，以采用較多網輪進行拉伸、壓制以使達到漁網定形。根據定形機的 結構及功用，選用結構較大、材料混合的材料組合成滾輪軸，采用兩端 分別為45#，經調質處理硬度為HB=217-255左右軸頭的形式，中間則采 用外徑較大的A3軋制鋼管作為拉、壓部分。通過焊接工藝，使之成為一 根整體的滾輪軸，并進行有效的加工以滿足傳動和壓制要求。 由教材查得：表17-4b=650Mpa s=360Mpa1=300Mpa []=60Mpa I-1=155MPa
（2）按扭轉強度估算軸的直徑軸的最小直徑計算公式： > 由教材表17-2查得A=118~107 軸 ： 本科畢業設計（論文）通過答辯 > > > 在Ⅰ軸上，估取安裝軸承處的軸徑do=50mm安裝軸兩邊的鏈輪的直 徑do=46mm，軸上的其余部分軸徑的尺寸由結構要求而言，安裝鏈式聯 軸器軸端直徑do=46mm 在Ⅱ軸上，估取安裝軸承處的直徑do=75mm安裝鏈輪處的直徑為 70mm其余部分軸徑的尺寸由結構要求及功能而定。 在Ⅲ軸上，估取安裝軸承處的直徑do=60mm安裝鏈輪處的直徑為55mm其 余部分軸 的尺寸由結構及功能而定。
（3）聯軸器的選擇 擺線針輪減速器輸出軸與軸Ⅰ使用滾子鏈聯軸器，利用兩個相同齒 數的鏈輪來傳遞扭矩，由前式計算得知T=998N.m，由教材查行（表20-21） 選用滾子鏈聯軸器，型號GB6069-85
（4）軸承的選擇 軸1：在1軸上，既作用著徑向力Fr，又作用著軸向力Fa。故選用b1210 型軸承。其主要尺寸如下：d=75mm, T=23.5mm, B=24mm.
（5）軸的結構設計 在Ⅰ軸上，兩端軸承已初選b1210型，與軸承配合的直徑（軸）為 Φ75mm。根據軸作的功用確定選擇的軸承，因此本軸只傳遞扭矩，而不 傳遞傳向力，所以確定選用此軸承。以軸承上的定位螺釘來固定軸承的 軸向移動。根據本軸的功能及結構需要，設計為以兩端為階梯軸，以確 定軸上零件。軸向定位，并在軸的兩端開鍵槽，作傳遞較大的周向力。 同時，軸承的中間安裝錐齒輪，以改變傳動方向，使得進網和出網同步 進行，達到定形漁網的目的。 根據零件裝拆的先后順序，周向及軸向固定方法及工藝特性，作出Ⅰ軸 的設計及軸系部件的結構，
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