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摘要
為解決現(xiàn)有除塵機組存在的問題,經對比各種除塵機組中的濾料布置形式、吸嘴形式、吸臂形式,我設計了復合筒式除塵機組。該機組采用輪帶式輪流吸塵機構、具有非標準技術的粉塵分離壓緊器、FM濾料、XF3型纖維分離器等, 并將一級圓盤過濾器的吸塵風機置于纖維分離器之前,結構設計有利于纖塵的集中回收。本機組主要是運用行星輪的傳動，實現(xiàn)固定的速比。我重點分析了除塵機組的間歇吸塵機構和除塵器吸臂吸嘴的性能與結構特點。在設計過程中盡量使用標準件，對于部分不關鍵的零件可適當降低尺寸公差要求，有利于設計成本的降低。本機組中，多處結構是對稱的，這樣降低了設計的難度。經調研知, 該機組的粉塵處理能力大于30 kg /h, 纖維處理量可達150 kg /h以上。
關鍵詞: ?? 除塵技術; 吸塵機構; 粉塵分離壓緊器
Abstract
In order to resolve the existing problems in duster, multifunctional round cage duster was designed through comparing the filter disposal form, suction nozzle form and suction arm of all kinds of duster. Wheel suctionm echanism, dust separation presser with nonstandard, FM filter, XF-3 fiber separator and so on were adopted in multifunctional round cage duster. The suction fan of the first grade disk filter was set before fiber separator, the structure design is feasib le to recycle fibers and dust.The unit is mainly to make use of Planetary wheel transmission ,to realize the fixed speed transmission. I emphatically analyzes intermittent dust suction mechanism and dust nozzle of dust extraction unit.In the design process to use standard parts as far as possible，to solve the key parts for not properly reduce dimension tolerance requirement，to use standard design cost reduction.The unit, several structure is symmetrical, such reduced design of difficulty. Known by the investigation，the dust treatm ent ab ility o f duste r is above 30 kg /h, and the amount of fiber treatment can reach m ore than 150 kg /h.
KeyWords： DustTechnology, Suction Mechanism, Dust Separation Presser
34
目 錄
1、前言 2
1.1 復合筒式除塵機組的工作原理 2
1.2 復合筒式除塵機組的優(yōu)點 3
2、初定方案 4
2.1.傳動系統(tǒng)組成： 4
2.2.復合筒式除塵機組第二級工作原理： 4
2.3.粉塵壓實器的分析 4
3、粉塵壓實器的結構設計 5
4、復合筒式除塵機組的運動分析 6
4.1、配氣閥的工作原理 6
4.2、行星輪系的速比的確定[1] 6
4.3、中心角的確定 8
4.4分析閥芯與吸塵臂的變化 8
5、復合筒式除塵機組第二級組濾筒的結構設計 10
6、第二級除塵機組減速器的選擇[2] 13
6.1、吸嘴傳動減速器 13
6.1.1、結構 13
6.1.2、特點 13
6.2、粉塵壓實器減速器 14
6.2.1、結構 14
6.2.2、特點 14
6.2.3、主要材料 14
6.2.4、粉塵壓實器減速器的設計計算 16
6.2.5、計算過程 17
7、運動計算 19
7.1、同軸條件[1] 19
7.2、裝配條件[1] 19
7.3、運動設計——固定太陽輪結構[1] 20
7.3.1、中心輪設計 20
7.3.2、行星輪設計 20
7.3.3、行星架的結構設計 20
7.4、各部分的確定[3] 21
7.4.1、齒輪的設計計算 21
7.4.2、齒數(shù)z的選擇 21
7.4.3、齒數(shù)確定和齒輪校核 21
8、帶的選用[3] 25
9、軸的設計與軸承選擇[5] 28
10、結束語 30
致謝 31
運動系統(tǒng)部分附圖 32
參考文獻 34
1、前言
復合筒式除塵機組是借鑒其他先進的除塵設備，研制開發(fā)的一種高效節(jié)能除塵機組，主要應用于棉、毛、麻、化纖等輕紡行業(yè)的除塵系統(tǒng)，過濾收集空氣中的干性纖維和粉塵，使含塵空氣凈化達到回用或排放標準。
本機組的第二級輪換吸塵機構具有結構簡單、穩(wěn)定可靠、吸力集中、能耗低等顯著優(yōu)點。
為了設計的更合理，我參看了多個廠家的機組產品介紹資料，上網(wǎng)查詢了幾家的產品圖片，對該產品有了初步的認識。
1.1 復合筒式除塵機組的工作原理
復合筒式除塵機組由一級圓盤預過濾器和二級輪換圓籠濾塵器組成，第一級圓盤預過濾器分離空氣中的的纖維性雜質，第二級輪換圓籠濾塵器收集空氣中的細微短絨和粉塵。
（1）、第一級圓盤預過濾器原理
含纖、塵的空氣通過圓盤預過濾器時，纖維被阻留在圓盤的高密不銹鋼絲網(wǎng)上，圓盤上有一旋轉吸嘴，利用排塵風機的負壓將阻留在濾網(wǎng)上的纖維吸除，再通過纖維分離器將纖維分離排出。該一級可單獨使用，用以過濾收集排風中的纖維。
（2）、第二級輪換圓籠濾塵器原理
輪換圓籠濾塵器的主體是由多瓣內外包覆長毛絨濾料的圓弧形濾框，組裝成多個同心異徑的環(huán)狀濾槽；經過圓盤預過濾器過濾掉纖維的含塵空氣通過濾槽時，粉塵被長毛絨濾料阻留，透過濾料的空氣得以凈化。阻留在濾料表面的粉塵由連接在吸臂上的條縫形吸嘴吸除，粉塵送入集塵器進行氣、塵分離，粉塵被粉塵壓實器壓緊排出。該級濾塵器也可單獨使用，用以過濾不含纖維的含塵空氣。
在輪換圓籠濾塵器的吸臂傳動系統(tǒng)中有一輪換機構，具有保證每次只有一只吸臂導通吸塵，從而使吸嘴吸力集中，清灰徹底，集塵風機能耗較低的優(yōu)點。
（3）、電控系統(tǒng)：
第一、二級除塵機組的電氣控制元件集中組裝在一個電控柜內，電控柜可以布置在除塵室內外適當?shù)奈恢茫辉跈C組面板上裝有電氣操作箱，便于機組的調試和運行操作。第二級除塵機組的運行由可編程控制器自動控制，電控柜內裝有安全保護和報警裝置。
1.2 復合筒式除塵機組的優(yōu)點
（1）、由于在濾筒內增設了芯臂，從清灰裝置內吹入的壓縮空氣只能從芯臂與濾筒鍵的空間內通過，因此減小了濾筒內的噴吹面積，在噴吹相同流量空氣的前提下提高了噴吹氣流的風速，使噴吹氣流能與濾材充分接觸，提高了清灰效率。
（2）、由于清灰效率得到了提高，即使是完全粘黏在濾材上的粉塵也能被徹底清除。因此能夠適當提高過濾風速，間接的提高了除塵效率。
2、初定方案
本次課題是復合筒式除塵機組——吸嘴運動機構分析與設計，我的主要的任務就是設計第二級吸嘴運動系統(tǒng)的整個過程和粉塵壓實器的結構，說的更具體一點就是要設計一種機構——帶動內配氣閥和外配氣閥運動，并持有一定的傳動比。我在樊老師的幫助下，確定了整個運動系統(tǒng)的組成和工作原理。
2.1.傳動系統(tǒng)組成：
雙面布置阻燃長毛絨的多層固定圓籠濾槽、多吸嘴、行星輪傳動系統(tǒng)、密封箱體以及組裝在箱體上的粉塵壓緊器、布袋集塵器和風機。
2.2.復合筒式除塵機組第二級工作原理：
多吸嘴在行星輪傳動的帶動下吸除阻留在多層固定圓籠濾槽兩側阻燃長毛絨上的粉塵，通過風機送入布袋集塵器中，再將布袋上的粉塵抖落分離到粉塵壓緊器，將粉塵壓實排出，分離粉塵的空氣再排回二級氣室循環(huán)過濾。防止除塵不干凈所造成的二次污染。通過多層多層濾筒的空氣得到凈化后，可以直接排入車間或排出室外。
2.3.粉塵壓實器的分析
粉塵壓實器是一個非標注的部件，組成相當?shù)暮唵危饕紤]粉塵壓實的可能性。
3、粉塵壓實器的結構設計
粉塵壓實器是一個非標準的部件，它的主要作用就是把濾材中過來的粉塵壓實到一種程度，然后排出去，防止粉塵對空氣的污染。
在樊老師的指導和幫助下，我最后決定粉塵壓實器的主部件用一個非標準的螺旋軸，在螺旋軸的旋轉下，把粉塵進行壓實，為了使粉塵壓實的效果更好一點，我借鑒了螺旋輸送機的出料部分，把出口設計成與水平方向成135度的傾斜口，這樣也方便了螺旋軸的支撐（螺旋軸如下圖）。
圖3-1 螺旋軸
4、復合筒式除塵機組的運動分析
4.1、配氣閥的工作原理
配氣機構實際上就是氣動元件中的三位四通轉芯氣控閥，其有點不同之處就是上面固定著吸塵臂，轉芯上扇形風道與風機吸風口永遠相同，其余三通分別通向吸塵臂。閥體風道設計應保證正常工作狀態(tài)只有一通，然后通過閥芯的轉動與切換使每只吸塵臂依次轉動進行吸塵工作。
為方便闡述，需要確定幾個關鍵詞：
全開：是指轉芯上扇形通風截面與閥體上的風道截面完全重合，此時吸塵風量達到最大，能有效保證吸塵清掃工作正常進行，此時吸塵臂的工作（轉動），不妨稱其為有效轉動
半開（或半閉）：轉芯上的扇形截面與風道截面未達到完全重合狀態(tài)，此時吸塵風量偏小，無法正常進行吸塵工作，此時的吸塵臂的工作，不妨稱為無效轉動。
當閥芯在轉動切換時風道截面總是經歷著由半閉－半開－全開－半閉－全閉這樣的變化。因此吸塵臂的轉動不完全都是有效轉動，期間也必包含著無效轉動，吸塵風量也是忽大忽小。為欲達到正常工作，吸塵臂的有效轉動要求必須能達到》1圈，要求吸塵臂的有效轉動》1圈，考慮到無效轉動的存在，要求吸塵臂的轉動圈數(shù)就不止是一圈了，本設計要求為保證有效轉動1圈，規(guī)定吸塵臂必須轉2.5圈。
上述規(guī)定怎樣才能實現(xiàn)？吸塵臂和閥體都在旋轉的情況下，閥芯又怎樣被驅動？要解決這些問題，就是必須采用行星輪系進行傳動。
4.2、行星輪系的速比的確定[1]
閥體、轉芯、吸塵臂三者一體的轉動可視為公轉，閥芯和閥體間的相對運動可視為自轉。（見圖4-1）
Z1——太陽輪 Z2——中間介輪 Z3——中間介輪 Z4——內齒輪
圖4-1 結構示意圖
閥體呈淺筒狀，內底部布置有內齒輪Z4，轉芯緊固于上，內齒輪的轉動要靠Z2 、Z3（同一軸）將扭矩傳遞進來。Z1太陽輪被固定在支撐座上，讓它不能轉動，而是讓它起到定位作用，當閥體轉動時（公轉）,行星輪Z2也跟著閥體一起轉動，但是Z2的平齒被太陽輪Z1絆住，迫使Z2繞太陽輪牙齒表面滾動，于是Z2在滾動的同時自身又產生了自轉，然后通過Z3（與Z2同軸轉動）將扭矩傳遞給內齒輪Z4使轉芯轉動完成切換工作。
要想完成一次濾塵袋的全部吸塵清掃工作，轉芯必須自轉一圈，完成四次切換工作。前邊已經講過，吸塵臂完成一次有效轉動（也即切換一次）必須轉2.5圈（公轉），那么切換三次（轉芯自轉一周）吸塵臂應轉幾圈？應轉2.5圈/次×4次＝10圈。所以該行星輪系總速比應為：
I總＝自轉/公轉＝I1×I2=Z1/Z2×Z3/Z4=1/10=0.1
Z1、Z2、Z3、Z4齒輪的選取應根據(jù)布置結構的需要和空間位置的大小，經過幾次調整，最終幾個齒輪的齒數(shù)確定如下：
Z1＝18 Z2＝36 Z3＝18 Z4＝72
I總＝I1×I2=Z1/Z2×Z3/Z4=18/36×18/72=0.125=1/8
即轉芯轉一圈（自轉）規(guī)定吸塵臂（公轉）必須轉8圈，與希望的1/10接近，是實際可行的。
速比確定后，得到以下兩個結論：
1）、吸塵臂轉8圈多，轉芯轉一圈（期間切換四次）。也可以這樣說，吸塵臂每轉一圈，旋芯旋轉約45度；
2）、吸塵臂每轉一周，轉芯切換一次，其轉芯旋轉角為90度。
4.3、中心角的確定
為確保吸嘴臂有效轉動圈數(shù)為1圈，除了輪系速比作出保證外，還要求在閥體的結構設計上予以配合，即要求轉芯扇形風道所對中心夾角應設計得足夠大。
閥體結構見圖3-2，閥芯轉向規(guī)定為順時針，該圖所示目前為方窗1得風道即將被打開得狀態(tài)。閥體上的方窗風道其所對中心角為43度。現(xiàn)在要問轉芯扇形風道其夾角設計成多大才算合適呢？
扇形夾角最小起碼應和方窗所對中心角a相等,其再增大的部分角稱為全開延時角θ,即扇形角=a+θ兩部分組成。
假設有上述三種情況：
情況1：設θ＝0，此時扇形角＝方窗中心角＝a＝43度
當轉芯順時針轉動時，方窗1的風道逐漸被打開（見圖4-2）吸塵臂轉滿一圈時（轉芯旋轉43度）A點與B點重合，兩個角的邊也重合，此時風道全開，風量最大。因為θ＝0這種全開啟狀態(tài)不能被延時，所以這種全開是瞬時的，短暫的，隨著閥芯繼續(xù)轉動，兩個通風截面開始錯開，截面變小，風量變小，無法正常工作，所以這種設計方案不可取。
情況2：設θ＝21.5°，扇形角＝a＋θ＝43°＋21.5°＝64.5°。
此時全開啟狀態(tài)可被延時使吸塵臂在全開狀態(tài)下轉半圈，做到有效轉動0.5圈，這個設計仍不可取。
情況3：設θ＝43°，扇形角＝a＋θ＝43°＋43°＝86°。
此時全開啟狀態(tài)可被延時使吸塵臂在全開狀態(tài)下轉滿1圈，實現(xiàn)了有效轉動1圈，最后選定扇形角為86°是成功的。由于扇形角選的比較大，在開啟和關閉的過程中出現(xiàn)了兩個吸塵臂風道互相串通的現(xiàn)象，在無效轉動時是允許的，但在有效轉動中絕對是不允許的。
4.4分析閥芯與吸塵臂的變化
轉芯、吸塵臂它們旋轉角度的變化,吸塵效果和吸風量有所變化，如圖4-3所示
以速比為1.2為例
1、閥芯轉速（)轉1圈，吸臂轉1.2圈，吸臂超前了0.12*360=43.2.此時，吸臂1從閉合至全開，吸臂2從半開到全閉，吸臂3.4全閉
2、閥芯轉速（)轉2圈，吸臂轉2.4圈，此時吸臂1全開，吸臂2.3.4全閉合
3、閥芯轉速（)轉3圈，吸臂轉3.6圈，此時吸臂1有全開到閉合，吸臂2從全閉到半開，吸臂3.4全閉
4、閥芯轉速（)轉4圈，吸臂轉4.8圈，此時吸臂4全開，吸臂1.2.3全閉
5、閥芯轉速（)轉5圈，吸臂轉6圈，此時吸臂3由全閉到半開，吸臂4由全開到半閉，吸臂1.2全閉
6、閥芯轉速（)轉6圈，吸臂轉7.2圈，此時吸臂3由全開到半開，吸臂4由半閉到全閉，吸臂1.2全閉
7、閥芯轉速（)轉7圈，吸臂轉8.4圈，此時吸臂2由全閉到半開，吸臂3由全開到半閉，吸臂1.4全閉
8、閥芯轉速（)轉8圈,吸臂轉9.6圈，此時吸臂2由半開到全開，吸臂3由半閉到全閉，吸臂1.4全閉
由上分析閥芯轉8圈，吸臂轉10圈比較合理
圖4-2 閥體結構
圖4-3 配氣閥運動分析圖
5、復合筒式除塵機組第二級組濾筒的結構設計
二級濾筒的結構設計是整個機組設計的核心部分。
吸嘴的傳動部分是在吸嘴內裝上了一個行星輪傳動機構（見圖5-1）使其由以前的往復加轉動運動改成了單純的轉動運動。
圖5-1行星輪系傳動簡圖
如圖所示，行星輪是由一個固定的太陽輪，一對行星輪系和一個內齒輪組成的。工作時，動力由軸傳給行星架，行星架帶動它自身上面的行星輪系轉動，把動力傳給內齒輪。這個行星輪系轉動機構比HFDT型的絲杠傳動平穩(wěn)，而且不需要有軸向的往復運動。這就節(jié)省占地面積。而且行星輪系的密封結構可以有效的防止粉塵的黏附，因此系統(tǒng)不會因積塵過多而出現(xiàn)“堵死”而不能運行或降低傳動精度或損失零件的現(xiàn)象。這就有效地延長了整個機組的使用壽命，傳動的可靠性、平穩(wěn)性。該行星輪系不需要JYFO型除塵機組那樣用電腦控制的大、小車和運轉小吸嘴的龐大吸塵系統(tǒng)，也不需要HFDT型除塵機組那樣左右上下做立體運動來完成吸塵運動的機構。它只需要以一個緩慢的速度轉動即可的小機構。因此，行星輪系傳動比前產品的傳動方式更可靠、節(jié)能、高效。
吸臂是安裝在被設計成外配氣筒式行星輪系的行星架上的，外配氣筒上裝有四只吸臂，每只吸臂上又各有四個吸嘴，吸嘴長度分別為250mm、450mm、650mm、850mm。同一吸臂上的吸塵部分長度相同，都為200mm，目的是把長毛絨濾料分成四個區(qū)域，用不同長度的吸嘴對其進行全面的清理，如圖5-2所示。連接吸塵風機的配氣口與齒輪固定成一塊，做成內配氣筒（圖5-3）。內配氣筒的出氣口包角為86°。外配氣筒與吸臂接口處的開口包角為43°。在機組工作時，內配氣筒與外配氣筒往同一方向轉動。外筒每轉一圈，內筒轉1/8圈，兩筒之間存在一角度差，這一角度差使得外配氣筒每旋轉兩周，內配氣筒才旋轉了86°。
圖5-2 吸嘴
圖5-3 內配氣筒
只吸嘴在工作時有一只吸臂上的四個吸嘴清理濾料其余三只吸臂的風口是沒有風進入的。（如圖5-4a所示）
a b c
圖5-4 吸臂運動圖
當吸臂轉過一周后，由于內外配氣筒轉動時存在的角度差，使得內配氣筒超前外配氣筒43°這時吸臂1和吸臂2同時吸氣。由于吸氣口的面積增大了一倍，風量明顯減弱，不能達到清理濾料的風壓。（如圖5-4b所示）
當吸臂轉到第三周時，內外配氣筒的角度差變?yōu)?6°，這時內筒的風口對準吸臂2，吸臂2的吸嘴工作，風壓恢復正常，吸嘴清理濾料區(qū)域2。（見圖5-4c所示）如此反復，完成濾料四個區(qū)域的清理工作。
6、第二級除塵機組減速器的選擇[2]
二級除塵機組的減速機主要是在吸嘴傳動中和粉塵壓實器的芯軸傳動上。
因為除塵機組的整體尺寸很小，所以要求選用的減速器要有較小的尺寸和較高的傳動比。在吸嘴傳動中采用了擺線針輪減速器是由于行星傳動結構的輸入軸與輸出軸在同一軸心線上，能使機型盡可能的獲得最小尺寸。粉塵壓實器減速器采用蝸桿蝸輪減速器是因為傳動速比大，體積小。
6.1、吸嘴傳動減速器
吸嘴傳動中減速器選擇的是擺線針輪減速器XWD8095。
6.1.1、結構
擺線針輪減速器全部傳動裝置可分三部分：輸入部分；減速部分；輸出部分。
直聯(lián)型減速器與Y系列專用電動機及Y系列派生專用電動機組裝在一起使用（見圖6-1）。
圖6-1 外形安裝尺寸
6.1.2、特點
1) 傳動比大：減速時傳動比為9～87。
2) 傳動效率高：由于該機嚙合部位采用了滾動嚙合，平均效率可達90%以上。
3) 體積小，重量輕：由于采用了行星傳動原理，輸入軸和輸出軸在同一軸線上而且有與電動機直聯(lián)呈一體的獨特之處，因而本身具有結構緊湊，體積小、重量輕的特點。
4) 故障少、壽命長：這種減速器主要傳動嚙合件使用軸承鋼制造，因此機械性能好，耐磨性能好，再加采用滾動磨擦，故使之故障少、壽命長。
5) 運轉可靠平衡：這種減速器傳動過程中多齒嚙合，所以使之運轉可靠、噪音低。
6) 拆裝方便，容易維修：由于結構設計合理拆裝簡單便于維修。
7) 這種減速器還具有過載能力強、耐沖擊、慣性力矩小適用于起動頻繁和正反轉的機器。
6.2、粉塵壓實器減速器
粉塵壓實器減速器選擇的是NMRW型蝸桿蝸輪減速器。
6.2.1、結構
基本型NMRW減速器的動力運動有蝸桿輸入，經過減速后由蝸輪軸孔輸出運動。減速器的輸入法蘭可與電機的接口法蘭匹配。機箱上可配置輸出法蘭，
用于減速器的固定連接。
蝸桿和蝸輪的傳動中心距（mm）即為表征減速器的機座規(guī)格。
每種規(guī)格的減速器均精確設計配置以下減速比i=5，7.5，10，15，20，25，30，40，50，60，80，100。
6.2.2、特點
（1） 優(yōu)質鋁合金鑄造箱體，適應全方位的萬能安裝配置；
（2） 充分的冷卻筋條，使機體具有優(yōu)良的熱傳導性能；
（3） 傳遞功率范圍從60W—7.5KW;
（4） 重量輕，機械強度高，體積小；
（5） 此外，這種減速器還具有傳動可逆性。
6.2.3、主要材料
噴涂RAL5010藍色烘烤漆的鑄鐵外殼，碳、氮共滲處理的20Cr鋼的蝸桿，特殊配置的耐磨鎳青銅的蝸輪。
減速器所配電機型號為YL7124輸出功率是0.37KW，輸出轉速為1400r/min。
（1）結構特點：
A. 接線座與機體整體鋁合金壓鑄結構，密封性好，完全符合IP54、IP55的外殼防護等級標準。
B. 增強散熱筋設計，使機組具備更強的冷卻能力。在惡劣的工作環(huán)境下維持電機良好的運行性能。
C. 精確的動平衡校正及專用低噪音軸承，使電機運行更加平穩(wěn)、靜音。
D. 預設置的出軸密封裝置，與變速器、減速器配套聯(lián)接時，密封更可靠安全。
（2）主要材料：表面拋完后進行防腐處理的鋁合金外殼；調質處理的40Cr鋼的軸；聚酯QZ-2；聚酰亞胺QY-2的電磁線；C&U軸承。
（3）電機選型：
A. 根據(jù)負載及電源要求按圖6-2的流程選定電機的系列類型。
B. 選定電機轉速。
根據(jù)負載要求選定電機的極數(shù)，考慮以下原則：
l 盡量考慮直接傳動，只有當電機的轉速難以符合機械要求時，才考慮采用變速傳動裝置。
l 考慮傳動變速裝置時，應使電機的轉速適宜最小的傳動極數(shù)，以達到最高的傳動效率。
l 采用變頻調速時，應使電機的額定轉速最接近使用轉速。
有三相電源
電源 YS
僅有單相電源
Ms=1.8Mn YL
高啟動轉矩 啟動后即穩(wěn)定運行
啟動轉矩 操作
Ms=2.5Mn YC
對啟動轉矩無特殊要求
YY
圖6-2 電機系列流程圖
C. 按圖6-3的流程選定電機容量
D．選定安裝形式
參照GB997-81；IEC34-7電機標準安裝方式，選定電機的結構安裝形式
E. 校核電機的安裝空間
參照尺寸表中該型電機的具體尺寸，校核電機在工作機械中是否與別的部件相干涉，是否留有足夠的冷卻散熱空間。
F. 外殼防護等級及絕緣等級指定
如電機使用環(huán)境無水或偶然有濺水，可考慮采用IP54；如使用環(huán)境有雨水等考慮采用IP55。一般用途可以采用B級絕緣，如配置變頻器推薦使用F級。
小于工作負載波動峰值，提高一檔功率
初選電機功率 電壓波動余量 能夠啟動
PN＞＝1.1PL 0.9MS 0.9Mmax 0.9MS 0.9MMAX
不符合，提高一檔功率 大于負載波動峰值
負載
PL 選定
圖6-3 電機容量選擇流程
6.2.4、粉塵壓實器減速器的設計計算
蝸桿傳動的主要參數(shù)及幾何尺寸
蝸桿傳動的主要參數(shù)及幾何尺寸有如下幾項。
1） 壓力角 國際GB10087-88規(guī)定，阿基米德蝸桿的壓力角а=20°。在動力傳動中，允許增大壓力角，推薦25°；在分度傳動中，允許減小壓力角，推薦用15°或12°
2） 模數(shù) 蝸桿模數(shù)系列與齒輪模數(shù)系列有所不同。蝸桿模
數(shù)m見表6-4。
3） 導程角 設蝸桿 的螺旋線頭數(shù)為Z1，導程為l，軸向齒輪距為px1，分度圓直徑為d1，則蝸桿分度圓柱的導稱角γ1可由下式確定：
tgγ1=l/πd1=Z1px1/πd1=mZ1/d1
當γ1取較大值時，傳動效率可得以提高；而如前述當其小于嚙合輪齒間的當量摩擦角φν時，機構將具有自鎖性。
4） 蝸桿的分度圓直徑與蝸桿直徑系數(shù) 在用蝸輪滾刀滾切蝸輪時，蝸輪滾刀的分度圓直徑等參數(shù)必須與工作蝸桿滾刀的分度圓等參數(shù)直徑相同，所以，為了限制蝸輪滾刀的數(shù)目，國家標準規(guī)定將分度圓直徑進行標準化，且與其模數(shù)相匹配，并令d1/m=q,q稱為蝸桿的直徑系數(shù)。d1與m匹配的標準系列值見表6-4。
蝸桿直徑系數(shù)q在蝸桿傳動的設計中具有重要意義。因為在m一定時，q大則d1大，蝸桿軸的剛度及強度也相應增大；而在Z1一定時，q小則導程角γ1增大，可使傳動效率得以提高。q的取值范圍一般為8-18。
5） 齒數(shù)Z2及蝸桿頭數(shù)Z1 一般可取Z1=1、2、4、6。當要求傳動比大或反行程具有自鎖性時，Z1取小值；當要求具有較高傳動效率或傳動速度較高時，導程角γ1要大，則Z1應取大值。蝸輪的齒數(shù)Z2則可根據(jù)傳動比選定的Z1計算而得。對于動力傳動，一般推薦Z2=29-70。
6） 蝸輪及蝸桿的分度圓直徑 蝸桿的分度圓直徑d1根據(jù)模數(shù)m由表6-4選定，而蝸輪的分度圓直徑為d2=Mz2。
7） 蝸桿傳動的中心距 蝸桿傳動的中心距為
a=r1+r2=m(q+Z2)/2
6.2.5、計算過程
類型選擇
設蝸桿的螺旋線頭數(shù)為Z1（Z1=1），蝸輪的齒數(shù)為Z2。模數(shù)根據(jù)表5-4選1.25，根據(jù)表5-5選定蝸桿的直徑是22.4mm。
表6-4 蝸桿模數(shù)
1；1.25；1.6；2；2.5；3.15；4；5；6.3；
第一系列 8；10；12.5；16；20；25；31.5；40
第二系列 1.5；3；3.5；4.5；5.5；6；7；12；14
注：摘自GB10088-88,優(yōu)先采用第一系列。
蝸桿直徑系數(shù)q=d1/m=22.4/1.25=17.96 在取值范圍8-18內。符合使用要求。
Z1=1,d1=22.4mm,i=1:80,m=1.25可算出：
∵Z1/Z2=i=1:80
∴Z2=80
即得
d2=mZ2=1.25x80=100mm
中心距
a=r1+r2=m(q+Z2)/2=61.2mm
表6-5 蝸桿分度圓直徑與其模數(shù)的匹配標準系列 mm
m d1 m d1 m d1 m d1
1 18 （22.4） 40 (80)
20 28 4 (50) 6.3 112
1.25 22.4 2.5（35.5） 71 （63）
20 45 （40） 80
1.6 28 （28） 50 8 （100）
（18） 35.5 5 （63） 140
22.4 3.15（45） 90 （71）
2 （28） 56 （50） 10 90
35.5 4 （31.5）6.3 63 :
注 摘自GB10085-88,括號中的數(shù)字盡可能不采用。
根據(jù)《普通圓柱蝸桿基本尺寸和參數(shù)及其與蝸輪參數(shù)匹配表》查得中心距圓整為63。故選擇NMRW63型的減速器。
7、運動計算
根據(jù)上述分析傳動比條件確定傳動比是i=1:8
7.1、同軸條件[1]
保證太陽輪、內齒圈、行星架軸線重合。為保證行星輪同時與太陽輪、內齒圈正確嚙合，就要求外捏合齒輪副的中心距相等。
鄰接條件---保證相鄰兩行星輪的齒頂不碰撞。在進行設計行星輪傳動時，為保證兩相鄰行星輪的齒數(shù)不致相碰，相鄰兩行星輪的中心距應大于其齒頂圓半徑之和。
7.2、裝配條件[1]
保證多個行星輪均勻的分布裝入兩中心輪的齒間。當采用多個行星輪結構時，要保證幾個行星輪均勻的分布在太陽輪的周圍，而且使行星輪的輪齒正確的裝入兩中心輪的齒間。各輪齒數(shù)與行星輪個數(shù)必須滿足裝配條件。否則，第一個行星輪裝入嚙合位置時，其他幾個行星輪就裝不進去。我所設計的齒輪傳動采用兩個行星輪。行星輪的裝配是逐個依次進行的。相鄰兩個行星輪所夾的中心角是180度。采用的輪系是非標準的，比手冊中的DWG型還要簡單 ，與手冊中的WN型相似，以滿足需要為主。下面是我所采用的輪系。
圖7-1 運動結構簡圖
7.3、運動設計——固定太陽輪結構[1]
7.3.1、中心輪設計
設計行星輪傳動時，中心輪（太陽輪）為固定的——固定太陽輪結構，取決于設計所采用的均載結構，當太陽輪不浮動時，或懸臂安裝。我采用的是兩個行星輪，由于嚙合力呈現(xiàn)軸線對稱作用，而且?guī)缀跏强蛰d運行，因此不會造成載荷沿齒寬分布的惡化。太陽輪尺寸的大小，可以做成齒輪軸或薄壁齒輪或別的東西，我所采用的太陽輪是和箱體連在一起的，是不轉動的，行星輪繞著他轉動，帶動內齒圈運動。
7.3.2、行星輪設計
在多數(shù)情況下，行星輪設計成中空的齒輪，以便在內孔中裝入軸承和心軸 。加工時也可以將同一傳動中的行星輪組成一組一次加工，以減少行星輪之間的尺寸差別，裝配這種帶軸承的行星輪部件時，不要求有剖式的行星架。直齒和斜齒行星輪以軸承或持論斷面作軸向定位。人字形齒輪的行星輪的軸向定位有嚙合本身保證，不需另加軸向定位件。我所采用的是直齒齒輪。
7.3.3、行星架的結構設計
行星架是行星減速器的主要構件之一。我所設計的行星架還充當速度傳動的功能，它連接在吸嘴壁上。行星輪的心軸安裝在行星架上，所以行星輪間載荷分布得不均勻程度上決定于心軸位置的精確度。而行星架的變形會是行星輪軸線偏斜，在尺寬上引起載荷集中，是減速器的承載能力降低并產生噪音及振動。因此，設計行星架時，必須考慮其結構和加工工藝的合理性。
我所采用的是整體結構式行星架，這種行星架結構應用較廣，剛度大、變形小，特別適用于中、重型受載的輪系，（我的課題中受載很小。）可由鑄造和鍛造而成。 其缺點是加工切削量大 ，金屬損耗多。鑄造行星架的非加工表面應清理干凈并必須進行退火處理，以消除內應力。
7.4、各部分的確定[3]
7.4.1、齒輪的設計計算
設計行星傳動除滿足以上四個條件外。還需滿足其他一些附加條件。如行星輪和內齒圈嚙合的齒數(shù)最好成倍數(shù)。當用插齒刀或剃齒刀加工太陽輪時，太陽輪的齒數(shù)和插齒刀或剃齒刀的齒數(shù)不應成比例。
此外，齒數(shù)大于100的質數(shù)齒齒輪，因加工時切齒機床調整較困難，應盡量不用。
通過<機械原理>可知,增大壓力角,輪齒的齒厚及節(jié)點處的齒廓曲率半徑亦皆隨這增加,有利于提高齒輪傳動的彎曲強度及接觸強度.我國對一般用途的齒輪傳動規(guī)定的標準壓力角為=20.為增強航空用齒輪傳動的彎曲強度及接觸強度,我國航空齒輪傳動標準還規(guī)定了=25的標準壓力角.但增大壓力角,并不一定都對傳動有利.對重合度接近2的高速齒輪傳動,推薦采用齒頂高系數(shù)為1,壓力角為20的齒輪,這樣做可增加輪齒的柔性,降低噪聲和動載荷。
7.4.2、齒數(shù)z的選擇
若保持齒輪傳動的中心距a不變,增加齒數(shù),除能增大重合度 改善傳動的平穩(wěn)性外,還可減小模數(shù),降低齒高,因而減小金屬切削量,節(jié)省制造費用.另外,降低齒高還能減少滑動速度,減少磨損及減少膠合的危險性。但模數(shù)減小了，齒厚隨之減薄，剛要降低輪齒的彎曲強度。不過在一定的范圍內，尤其是當承載能力主要取決于齒面接觸強度時，以齒數(shù)多一些為好。
閉式齒輪傳動一般轉速較高，為了提高傳動的平穩(wěn)性，減小沖擊振動，以齒數(shù)多一些為好，小齒輪的齒數(shù)可取為18。開式（半開式）齒輪傳動，由于輪盤主要為磨損失效，為使輪齒不致過小，故小齒輪不宜選用過多的齒數(shù)，一般可取18。
7.4.3、齒數(shù)確定和齒輪校核
傳動系統(tǒng)簡圖和傳動比如下：
由我們所學的知識可知：機械傳動過程中低速軸的的傳動比為高速軸的二倍
選擇太陽輪的 則
1、 初選嚙合角
[4] 所以取
2、 材料及熱處理方式
（1）、太陽輪與行星輪：
材料為20CrMnTi，滲碳淬火，58～62HRC，σHLim=130MPa，
σFLim=700 MPa
（2）內齒圈：
材料為45鋼，調質，250～280 HRC
3、1-2齒輪副按接觸強度初步計算，根據(jù)表2-27
[1]
齒輪副配對材料對傳動尺寸的影響系數(shù)按表2-28，取ξE=1
計算u：
[4]
按K=1.2～2，取K=1.4
4、 計算 ：
[3]
（η為總效率）
取KC=1.15
則 [3]
所以 [3]
5、計算齒寬系數(shù)ψa：
Ψa=Ψd/（u+1），因Ψd0.5 取Ψd=0.27
故 Ψa=0.22
計算σHP：
6、初定中心距：
[4]
7、計算模數(shù)m：
[4]
圓整取m=5mm
8、中心距a：
[4]
9、 四個齒輪的主要尺寸
1）齒輪
[4]
[4]
[4]
2）齒輪
[4]
[4]
[4]
3）齒輪
[4]
[4]
[4]
4）內齒輪
[4]
[4]
[4]
由于嚙合力呈現(xiàn)軸線對稱作用，而且?guī)缀跏强蛰d運行，因此不會造成載荷沿齒寬分布的惡化。太陽輪尺寸的大小，可以做成齒輪軸或薄壁齒輪，故選齒寬為20mm。
9、 齒輪的校核
1） Z=36齒輪齒根彎曲疲勞強度計算
由公式 [3] （1）
由[3]
查[1]表10-5知
把 b=20 m=5 帶入（1）
2） Z=36齒輪齒面接觸疲勞強度計算
由公式[3]
由上面計算知Z=36齒輪符合要求
由于復合筒式除塵機組中運動過程中受的力很小，僅受重力和吸嘴過程中的摩擦力，所以其余齒輪的校核略。
8、帶的選用[3]
1、確定計算功率
由[1]表8-7查的工作狀況，故
[3]
2、選擇V帶的帶型
因為除塵機吸嘴運動的速度很慢，所以V帶中的每個型號都適合，又考慮到設計與制造簡單，參照表19-5選擇A型帶，且小帶輪
3、確定帶輪的基準直徑并驗算帶速v
初選小帶輪的基準直徑。由[2]表19-5取小帶輪直徑
4、驗算帶速v。按式8-13驗算帶的速度
由于帶在此機構轉速極低且主要是為了避免剛性連接和改變傳動方向便于電機安裝，所以v=0.07滿足要求。
5、計算大帶輪的基準直徑。
[1]
根據(jù)表8-8，圓整為。
6、 確定V帶的中心距a 和基準長度
根據(jù)式8-20，初定中心距
由[1]式8-22計算帶所需的基準長度
由表8-2選帶的基準長度
按計算實際中心距a
中心距的變化范圍在350-450mm。
驗算小帶輪上的包角
7、計算帶的根數(shù)
由于帶的速度和電機的功率都很小，所以選用一根帶就可以滿足要求。
由表8-5得
計算單根V帶的初力的最小值
由表8-3得A型帶的單位長度質量q=0.06kg/m
應使帶的實際初拉力
8、計算壓軸力
壓軸力的最小的最小值為
[3]
9、帶輪結構設計[5]
由表19-5選擇實心帶輪
圖8-1 小帶輪
圖 8-2 大帶輪
9、軸的設計與軸承選擇[5]
帶動吸嘴運動軸
（1） 選擇軸的材料
選取45鋼調質，硬度230HBS，強度極限，屈服極限，彎曲疲勞疲勞極限，剪切疲勞極限，對稱循環(huán)變府力時的許用應力
(2) 初步估算軸的最小直徑
取
考慮到在1-2、2-3處得螺紋和退刀槽，3-4處的直徑增加，取
圖 9-1 軸
吸嘴運動的結構設計如圖1所示，該軸的各段直徑和長度的確定如下：
a、 軸的各段直徑的確定：
自左向右第一段軸：（2-3是直徑為34mm，長為5mm的退刀槽）；第二段軸：，第三段軸：（取定位軸肩為5.5mm；軸承型號取6209);第四段軸：（此段軸上面不裝配零部件，主要是為了端的轉矩和速度）；第五段軸：（軸承型號取6210）；第六段軸：；第七段軸：（軸承型號取6208）；弟八段軸：（軸承型號取6207）。
b、軸的各段長度確定：
自左向右第一段軸：；第二段軸：（帶輪輪轂寬B=63mm);第三段軸：第四段軸：； 第五段軸：第六段軸：，第七段軸：；第八段軸：。
c、軸上零件的周向定位：
輸入端V帶輪與軸的周向定位采用平鍵聯(lián)接。按由表15-20[5]查得：選用普通平鍵A12×8(GB/T1096-79)，鍵的截面尺寸為b×h=12×8,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長度為56mm（標準鍵長見GB/T1096-79），同時為了保證V帶輪轂與軸有良好的對中性，故選用其配合為H7/k6。
d、軸肩處的過渡圓角及軸兩端處得倒角
由表13-15[5]查的,周肩處得過度圓角為R=2mm，軸兩端的倒角為2×45。
因為傳動系統(tǒng)的所受的力基本上都有我搭檔設計的米子架承擔，所有軸的強度一定會符合要求，此處校核省略。
10、結束語
通過這個學期以來的畢業(yè)設計工作，不僅是對我四年來學習的總結和回顧，同時也讓我深深體會到自身存在的許多不足之處，這也是今后在社會上學習的一種動力，我將會不斷地學習，不斷的充實自己。
通過對復合筒式除塵機組——吸嘴機構的運動分析和設計，對機械設計的流程和工藝有了更深的掌握，這是繼減速器和CA6140后又一次獨立完成的課題設計。
在設計的過程中充分利用各種資源，在網(wǎng)上大量瀏覽和課題有關的專利、文獻和圖片，爭取把課題做到最好。本次課題給我一次溫習CAD軟件和Solidworks的機會，借用三維軟件想零件的空間構成，節(jié)省了我們的空間想象時間，也提高準確度。
半年的畢業(yè)設計馬上就要結束了，我也如期的完成了任務，雖然半年的時間有點短，但我也受益匪淺。
從畢業(yè)設計開始到現(xiàn)在，不僅促使我熟悉了專業(yè)的英語詞匯，還讓我把理論知識和實際設計更好的結合，這為我以后的工作提前做了一個鋪墊。
總之，畢業(yè)設計是對四年所學知識的總體檢驗，認真完成好畢業(yè)設計是為走向社會打下一個好的基礎。
致謝
彈指一揮間，大學四年已經接近了尾聲。當自己懷著忐忑不安的心情完成這篇畢業(yè)論文的時候，自己也從懵懂孩子變成了一個成熟青年，回想自己的十幾年的求學生涯，雖然只是一個本科畢業(yè)，但也實屬不容易。這四年是我人生中非常重要的四年，我有幸認識了一群不僅傳授我知識，學問而且指導我人生與價值的老師，使我在這四年里更堅定我奮斗的方向，例如：樊老師、崔老師、華姐（私底下叫習慣了）、安老師等，在此給你們說聲：謝謝！
轉眼間，近一學期的畢業(yè)設計就要結束了，畢業(yè)設計是專業(yè)教學計劃中的最后一個教學環(huán)節(jié)，也是理論聯(lián)系實際，實踐性很強的一個教學環(huán)節(jié)。通過這樣的一個教學環(huán)節(jié)，一方面培養(yǎng)學生能夠獨立運用所學的知識與技能解決本專業(yè)范圍內一項有實際意義的設計制造、科研實驗、生產管理等課題；另一方面也是培養(yǎng)學生綜合分析問題的能力，獨立解決問題的能力，為畢業(yè)后參加工作打下良好的基礎。為期一個學期的畢業(yè)設計已接近尾聲了，我的四年大學生涯也即將畫上一個句號，此刻我的心中卻有些悵然若失，因為那些熟悉的老師和朋友，我們也即將揮手告別了。
在設計期間遇到了很多具體問題，通過老師和同學們的幫助，這些問題得以即使的解決。這篇論文是在我的導師樊老師多次指導下完成的，從論文的選題到結構安排，從內容到形式都凝聚了她大量的心血，在畢業(yè)設計的整個過程中樊老師不辭辛苦的給我們指導，中間多次生病了還給我們指導，這些我們都深深的記在心中。在我每次遇到不懂或不解的地方，樊老師都耐心的給我講述，直到我明白為止，也許是因為我太笨，每次樊老師都要說好久我才能明白里面的含義，在做畢業(yè)設計期間，樊老師關心我們的就業(yè)問題，給我講說一個過來人的經驗，給我了很大的幫助，在此對樊老師給我的幫助表示最真摯的感謝。在此也感謝答辯組老師每次答辯時給我指出的錯誤和給我的建議，謝謝你們！
此外，在整個畢業(yè)設計過程中我還得到了諸多同學和朋友的幫助，例如馮雨利、孫明強、張朝輝等還有我們宿舍的姐妹，在此，對他們真誠的相助表示真摯的謝意！這次畢業(yè)設計能夠最終順利完成歸功于各位老師在大學四年間的認真負責，使我能夠很好的掌握專業(yè)知識，并在論文中得以體現(xiàn)，也正是你們長期不懈的努力和幫助才使得我的畢業(yè)設計及論文最終順利完成。在此，我向中原工學院機電學院的全體老師們再次表示衷心的感謝，謝謝你們，謝謝你們四年的辛勤栽培！
本次設計存在著很多不足之處，敬請各位專家、老師在審閱時給予批評指證，幫助我更好的進步。
運動系統(tǒng)部分附圖
附圖1 復合筒式除塵機組——運動機構
附圖2 運動系統(tǒng)總裝圖
附圖3 粉塵壓實器
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