A272F系列并条机车尾箱设计.docx

A272F系列并条机车尾箱设计.docx

《A272F系列并条机车尾箱设计.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《A272F系列并条机车尾箱设计.docx（26页珍藏版）》请在冰豆网上搜索。

A272F系列并条机车尾箱设计

XXX大学

毕业设计

设计题目：

A272F系列高速并条机

车尾箱的设计

系别：

机械工程系

专业：

班级：

姓名：

学号：

指导老师：

完成时间：

一、毕业设计的目的————————————————3

二、课题简介———————————————————4

三、原始数据及已知条件——————————————--5

四、设计传动方案——————————————————6

五．计算总传动比和分配各级传动比——————————7

六.计算传动装置和动力参数—————————————-8

七、圆柱齿轮的传动设计计算————————————11

八、蜗轮蜗杆的设计————————————————19

九、设计锥齿轮——————————————————22

十、箱座箱盖的设计————————————————25

十一、轴的设计——————————————————26

十二、轴承寿命计算————————————————-28

十三、选用键校核强度————————————————29

十四、参考文献———————————————————30

十五、毕业设计小结—————————————————31

一、毕业设计的目的

毕业设计是学生完成本专业的最后一个极为重要的实践性教学环节，是使学生综合运用所学过的基本理论.基本知识与基本技能去解决专业范围内的工程技术问题而进行的一次基本训练，这对学生即将从事的有关技术工作和未来的开拓具有一定意义，其主要目的是：

1、学生综合分析和解决本专业的一般工程技术问题的独立工作能力，拓宽和深化学生的知识。

2、学生树立正确的设计思路，设计构思和创新思维，掌握工程设计的一般程序.规范和方法。

3、学生正确使用技术资料.国家标准，有关手册.图册等工具书。

进行设计计算.数据处理.编写技术文件等方面的工作能力。

4、学生今昔功能调查研究。

面向实际。

面向生产。

向工人和工程技术人员学习的基本工作态度.工作作风和工作方法。

二、课题简介

A272F系列高速并条机适应于75mm以下的纤维的纯纺与混纺，在纺纱工艺过程中，位于梳棉工序之后，梳棉纤维条通过本机4根罗拉不同转速之差产生的牵伸力并合与牵伸，能够提高纤维的条长片段均匀度、纤维的伸直度，使不同品质纤维的混合更趋均匀，为获得良好的细纱创造必要的条件。

3100型号的车尾箱是陕西宝鸡宝成纺织机械厂的产品，年产量1000台，车尾箱是A272F系列高速并条机的主要变速机构之一，它是供给给棉2;3罗拉的减速装置,要求一个输入三个输出,通过按一定的速比排布的齿轮及其他结构将输入轴压辊经车尾箱的变速，传递给各工作主轴，使其获得一定的动力、转速和方向。

由于罗拉的转速直接关系到棉条所受牵伸力的大小,影响着产品的质量,因此车尾箱的传动精度要求较高.生产批量大。

针对生产现状和要求设计3100型号的车头箱。

由被加工零件的不同，并条机设计方案各异，其车尾箱可以垂直或水平安装。

该设计的车尾箱是水平安装在A272F高速并条机左侧上方的。

车尾箱的动力来自车头箱传递的压辊轴,车头箱控制着1,4罗拉.2,3罗拉排布在1,4罗拉的中间其结构示意如图所示:

三、原始数据及已知条件已知：

电机FE132M-4/8-B1470/730r/min

输入轴压辊转速ny=1470r/min;Ty=2.6N·M;

罗拉2的转速nL2=357r/min;TL2=5.3N·M;

罗拉3的转速nL3=357r/min;TL2=5.3N·M;

清洁装置的输出轴nq=26.8r/minTq=35.6N·M;

本机总牵伸的调节范围5—12倍,后区牵伸的调节范围1.2—2.0倍,中区是1.018倍的固定牵伸,后区牵伸倍数的调节以改变主牵伸倍数来实现.即:

后区牵伸倍数=总牵伸倍数/1.018×主牵伸倍数

压辊输出速度v=π×d×nD0/1000×d0

式中:

n—电机的转速（1450转/分）

d—压辊直径（51毫米）

D0—电动机皮带轮直径（毫米）

d0—压辊传动昼皮带轮直径（毫米）

四.设计传动方案

方案一:

图一

方案二：

图二

比较方案：

方案一结构简单，适合于繁重恶劣条件下长期工作。

使用维护方便，但结构尺寸较大，不易达到较好的降速效果。

方案二结构紧凑，能够产生较大的降速比，但传动效率低使用寿命短

由于罗拉工作条件的限制,尺寸不易过大,因此采用方案二

五．计算总传动比和分配各级传动比

（1）总传动比i1=ny/nL2=1470/357=4

i2=ny/nL2=1470/357=4

i3=ny/nq=1470/76.8=31.4

（2）分配各级传动装置传动比

第一级传动:

i1

（1）=3.4

i1

（2）=1.2

i1=i1

（1）×i1

（2）=4

第二级传动:

　i2

（1）=3.4

i1

（2）=1.2

i2（3）=1.6

i2（4）=0.6

i2=i2

（1）×i1

（2）×i1（3）×i1（4）=4

第三级传动:

i3

（1）=1

i3

（2）=32

i3（3）=0.57

　i3=i3

（1）×i3

（2）×i3（3）=31.4

六.计算传动装置和动力参数

七.圆柱齿轮的传动设计计算

1.选择齿轮材料及热处理方法

减速器为一般机器,没有特殊要求,从降低成本减少结构尺寸和易于取材的原则出发决定齿轮用HT200材料.为170~230HBS（《机械设计手册》上p456表3-4-60）_

（1）计算许用接触应力[σH]

小齿轮的接触疲劳强度为200Mpa（教材《机械设计》p250）бHlim=350Mpa齿轮为一般传动效果因此SHmin=1许用接触应力бH=200Mpa/1=200Mpa,许用弯曲应力为бF1=бFlim/SFmin=200Mpa

（2）按接触疲劳强度计算

d≥3√〔590/[бH]〕2×kT1（i+1）/φdi

d为齿轮的分度圆直径

（《机械设计手册》上p381表3-4-1）

传递转矩T:

由上数值表查得

载荷系数k:

因载荷有轻微冲击,齿轮轴承对称布置由表6-6取k=1.35

齿宽系数:

轮为悬齿臂布置,硬齿面.在一对啮合的齿轮中较大的齿轮Φd=0.25,较小的齿轮取Φd=0.2

许用接触应力[бH]:

[бH]=150Mpa

由此将数据代入上式求得各轴的应取的最小的直径为如:

下:

d1d2d3…分别表示齿轮z1z2z3…的直径

d1≥3√[〔590/200〕2]×1.35×3.8（1+1）/0.25×1

=70mm

同理求得其他轴的最小直径的

d2≥36

d6≥45

d7≥85

d8≥62

d10≥43

d11≥51

d12≥60

d13≥52

2.确定齿轮的参数及主要尺寸

A:

确定齿轮z1z2的参数

（1）齿数z1取34

z2=iz1=1×34=34

（2）模数初选螺旋角β=15°则法面模数

mn=d1cosβ/z1=65×cos15°/34=2

取标准值mn=2

（3）中心距a=mn（z1+z2）/2cosβ=2（34+34）/2cos15°=70.4

为了便于测量a取70,则实际螺旋角β

β=arccosmn（z1+z2）/2a=arccos2（34+34）/2×70=13.72°

在8°~25°范围内合适

（4）其他主要尺寸

分度圆直径:

d1=（mn/cosβ）×z1

=（2/cos13.72°）×34=70

d2=（mn/cosβ）×z2

=（2/cos13.72°）×34=70

齿顶圆直径:

da1=d1+2mn=70+2×2=74

da2=d2+2mn=70+2×2=74

b=Φd×d1=0.25×70=17.5取整b=18mm

验算齿根弯曲疲劳强度

бF=（1.6KT1cosβ/bmnd1）YFS≤[бF]

（教材《机械设计》p260式6-43）

当量齿数ZV:

ZV1=ZV2=Z1/cos3β=34/cos313.72°=36.9

复合齿形系数YFS:

根据ZV1,ZV2查图6-29得YFS=5

бF1=（1.6×1.35×3.8×cos313.72°×5）/（18×2×70）

=16Mpa<[бF]

бF2<[бF]

因此弯曲强度足够

（5）确定齿轮传动精度v=πd1n1/60×1000=3.14×70×1470/6000

=5.38m/s

由表6-4确定三个公差组均为8级精度.齿厚上偏差为H,下偏差为k

B.确定齿轮z6z7的参数

（1）齿数z6取23

z7=iz6=1.2×23=77

（2）模数初选螺旋角β=15°则法面模数

mn=d6cosβ/z6=40×cos15°/23=1.6

取标准值mn=2

（3）中心距a=mn（z6+z7）/2cosβ=2（23+77）/2cos15°=104

为了便于测量a取104,则实际螺旋角β

β=arccosmn（z6+z7）/2a=arccos2（23+77）/2×104=16°

在8°~25°范围内合适

（4）其他主要尺寸

分度圆直径:

d6=（mn/cosβ）×z6

=（2/cos16°）×23=48mm

d7=（mn/cosβ）×z7

=（2/cos15°）×77=160mm

齿顶圆直径:

d6a1=d6+2mn=48+2×2=52

d7a2=d7+2mn=160+2×2=164

b6=Φd×d6=0.5×48=24取整b=18mm

b7=Φd×d7=0.2×160=30mm

验算齿根弯曲疲劳强度

бF=（1.6KT1cosβ/bmnd1）YFS≤[бF]

（教材《机械设计》p260式6-43）

当量齿数ZV:

ZV6=Z6/cos3β°=23/cos316°=26.1

ZV7=Z1/cos3β=77/cos316°=87.3

复合齿形系数YFS:

根据ZV6,ZV7查图6-29得YFS6=5

YFS7=4

бF1=（1.6×1.35×3.9×103×cos316°×5）/（18×2×48）

=23Mpa<[бF]

бF2=（1.6×1.35×9.3×103×cos316°×4）/（18×2×160）

=13.4<[бF]

因此弯曲强度足够

（5）确定齿轮传动精度V6=πd6nⅠ/60×1000=3.14×48×1470/60000

=3.7m/s

V7=πd7nⅡ/60×1000=3.14×160×1432.3/60000

=3.6m/s

由表6-4确定三个公差组均为8级精度.齿厚上偏差为H,下偏差为k

C.确定齿轮z8z9的参数

（1）齿数z8取61

z8=iz9=1.2×61=75

（2）模数初选螺旋角β=15°则法面模数

mn=d8cosβ/z8=80×cos15°/61=1.74

取标准值mn=2

（3）中心距a=mn（z8+z9）/2cosβ=2（61+75）/2cos15°=140.7

为了便于测量a取140,则实际螺旋角β

β=arccosmn（z8+z9）/2a=arccos2（61+75）/2×140=13.7°

在8°~25°范围内合适

（4）其他主要尺寸

分度圆直径:

d8=（mn/cosβ）×z6

=（2/cos13.7°）×61=126mm

d7=（mn/cosβ）×z7

=（2/cos15°）×77=160mm

齿顶圆直径:

d8a1=d8+2mn=126+2×2=130mm

d9a2=d9+2mn=154+2×2=158mm

b8=Φd×d8=0.25×126=30mm

b9=Φd×d9=0.2×156=30mm

验算齿根弯曲疲劳强度

бF=（1.6KTcosβ/bmnd）YFS≤[бF]

（教材《机械设计》p260式6-43）

当量齿数ZV:

ZV8=Z8/cos3β°=61/cos313.7°=66.3

ZV8=Z9/cos3β=75/cos313.7°=81.5

复合齿形系数YFS:

根据ZV8,ZV9查图6-29得YFS6=5

YFS7=4

бF1=（1.6×1.35×9.3×103×cos313.7°×5）/（18×2×126）

=20.3Mpa<[бF]

бF2=（1.6×1.35×5.3×103×cos313.7°×4）/（18×2×160）

=7.3<[бF]

因此弯曲强度足够

（5）确定齿轮传动精度V8=πd8nⅡ/60×1000

=3.14×126×1470/60000

=9.6m/s

V9=πd7nⅢ/60×1000=3.14×160×1432.3/60000

=12

由表6-4确定三个公差组均为8级精度.齿厚上偏差为H,下偏差为k

D.确定齿轮z10z11的参数

（1）齿数z10取37

z11=iz10=1.6×61=59

（2）模数初选螺旋角β=15°则法面模数

mn=d10cosβ/z10=50×cos15°/37=1.6

取标准值mn=2

（3）中心距a=mn（z10+z11）/2cosβ=2（37+59）/2cos15°=100

为了便于测量a取100,则实际螺旋角β

β=arccosmn（z10+z11）/2a=arccos2（37+59）/2×100=16.2°

在8°~25°范围内合适

（4）其他主要尺寸

分度圆直径:

d10=（mn/cosβ）×z10

=（2/cos16.2°）×37=78mm

d11=（mn/cosβ）×z11

=（2/cos15°）×59=122mm

齿顶圆直径:

d10a1=d10+2mn=78+2×2=82mm

d11a2=d11+2mn=122+2×2=126mm

b10=Φd×d8=0.25×78=20mm

b11=Φd×d9=0.2×126=25mm

验算齿根弯曲疲劳强度

бF=（1.6KTcosβ/bmnd）YFS≤[бF]

（教材《机械设计》p260式6-43）

当量齿数ZV:

ZV8=Z8/cos3β°=61/cos313.7°=66.3

ZV8=Z9/cos3β=75/cos313.7°=81.5

复合齿形系数YFS:

根据ZV8,ZV9查图6-29得YFS6=5

YFS7=4

бF1=（1.6×1.35×9.3×103×cos313.7°×5）/（18×2×126）

=20.3Mpa<[бF]

бF2=（1.6×1.35×5.3×103×cos313.7°×4）/（18×2×160）

=7.3<[бF]

因此弯曲强度足够

（5）确定齿轮传动精度V8=πd8nⅡ/60×1000

=3.14×126×1470/60000

=9.6m/s

V9=πd7nⅢ/60×1000=3.14×160×1432.3/60000

=12

由表6-4确定三个公差组均为8级精度

E.确定齿轮z12z13的参数

（1）齿数z12取47

z13=iz12=0.6×47=30

（2）模数初选螺旋角β=15°则法面模数

mn=d12cosβ/z12=60×cos15°/47=1.2

取标准值mn=1.5

（3）中心距a=mn（z12+z13）/2cosβ=2（47+30）/2cos15°=60

为了便于测量a取60,则实际螺旋角β

β=arccosmn（z10+z11）/2a=arccos1.5（37+59）/2×60=15.7°

在8°~25°范围内合适

（4）其他主要尺寸

分度圆直径:

d12=（mn/cosβ）×z12

=（2/cos15.7°）×47=73mm

d12取76

d13=（mn/cosβ）×z13

=（1.5/cos15.7°）×37=58mm

d13取60

齿顶圆直径:

d12a1=d10+2mn=76+2×1.5=81mm

d13a2=d13+2mn=64+2×1.5=67mm

b12=Φd×d8=0.2×80=16mm

b13=Φd×d9=0.25×64=16mm

验算齿根弯曲疲劳强度

бF=（1.6KTcosβ/bmnd）YFS≤[бF]

（教材《机械设计》p260式6-43）

当量齿数ZV:

ZV8=Z8/cos3β°=61/cos313.7°=66.3

ZV8=Z9/cos3β=75/cos313.7°=81.5

复合齿形系数YFS:

根据ZV8,ZV9查图6-29得YFS6=5

YFS7=4

бF1=（1.6×1.35×9.3×103×cos313.7°×5）/（18×2×126）

=20.3Mpa<[бF]

бF2=（1.6×1.35×5.3×103×cos313.7°×4）/（18×2×160）

=7.3<[бF]

因此弯曲强度足够

表1-3

齿轮号

分度圆直径

模数

螺旋角

齿宽

齿顶圆直径

齿宽系数

齿数

1

70

2

13.7

18

74

0.25

34

2

70

2

13.7

18

74

0.25

34

6

48

2

16

24

52

0.25

23

7

160

2

16

30

164

0.2

77

8

126

2

13.7

30

130

0.25

61

9

154

2

13.7

30

158

0.2

75

10

78

2

16.2

20

82

0.25

37

11

122

2

16.2

25

124

0.2

59

12

76

1.5

15.7

16

80

0.2

47

13

54

1.5

15.7

16

64

0.25

30

八.蜗轮蜗杆的设计

1.选择材料

由于蜗杆转速较高,蜗杆选用40cr表面淬火,蜗轮采用在zCuSn10Pb1砂型铸造

2.确定蜗杆头数及蜗轮齿数

由表1-3查得,按i=32取z1=1则z2=iz1=32×1=32

3.按蜗轮齿面接触疲劳强度进行设计

（1）确定作用在蜗轮上的转矩TⅦ=21.3N·M;

（2）确定载荷系数表9-5KA=1假设v2<3m/s,见9-4

Kv=1.1载荷平稳Kβ=1

K=KAKvKβ=1×1.1×1=1.1

（《机械零件》p159）

（3）确定许用接触应力

1）由表9-6查得基本接触应力[бH]=200N/mm2

（《机械零件》p160）

2）应力循环次数N2=60nLn=60×46×1×12000=3.3×107

3）寿命系数Zn=8√107/3.3×107=0.86

[бH]=Zn[бH]=0.86×200=172N/mm2

4）计算m3q≥KT2[480/Z蜗]2

=1.1×21.3×106×（480/32×172）2=8970

根据m3q=9000由9-1查得

m=2q=9.6d1=28d蜗=2×32=64

（《机械零件》p160）

5）蜗杆导程角

r=arctan（z杆m）/d1=arctan1×2/28=7.2°

6）滑动速度

V6=πd杆n杆/60×1000cosγ

=3.14×28×1470/60×1000×cos7.2°=2.5m/s

7）验算效率

η=0.95×tanγ/tan（ψV+γ）

=0.95×tan7.2°/tan（7.2°+1.7°）=70%

（《机械零件》表9-10）

总效率η=70%与估计的相差无几适合

（4）验算蜗轮弯曲强度

1）a.确定许用弯曲应力

（《机械零件》表9-9）查得[б0F]=64×b.寿命系数YN=9√106/N=YN=9√106/3.3×107=0.67

[бF]=YN[б0F]=0.67×64=43.3N/mm2

2）齿形系数YF按当量齿数ZV2=Z蜗/cos3γ=32/cos37.2°

=33

（《机械零件》表9-8）查得YF=2.44

3）螺旋角系数YβYβ=1-7.2/140=0.95

бF=1.64kT2/d蜗d杆m

=1.64×1.1×21.3×103×2.24×0.95/28×64×2

=22.8N/mm2<бF

所以43.3N/mm2弯曲强度足够

（5）蜗杆蜗轮各部分尺寸的计算按《机械零件》表9-3

1）中心距：

a=0.5m（q+Z蜗）=0.5×2（9.6+32）=45

2）蜗杆

齿顶高ha1=ha*m=1×2=2mm

齿全高h1=2ha*m+c=2×1×2+0.2×2=4.4mm

齿顶圆直径da1=d杆+2ha*m=26+2×1×2=30mm

齿根圆直径df1=d1-2ha*m-2c=26-2-0.8=23.2mm

蜗杆罗纹部分长度按《机械零件》表9-4

b1≥（11+0.06Z蜗）×m=（11+0.06×32）×2=25.8mm

取b=26

蜗杆轴向齿距px=πm=3.14×2=6.28mm

蜗杆螺旋线导程pz=z杆px=1×6.28=6.28mm

3）蜗轮

喉圆直径da2=（Z蜗+2ha*）m=（32+2×1）×2=68mm

齿根圆直径df2=d蜗-2ha*m-2c

=64-2×1×2-2×0.4=59.2

外圆直径de2=da2+1.5m=68+1.5×2=71

齿宽b2=2m（0.5+√q+1）=2×2（0.5+√9.6+1）

=15mm

齿宽角Q=2arcsinb2/d杆=2arcsin15/28=65°

轮缘宽度b≤0.75×da1=0.75×.30=22.5mm

（6）热平衡计算

取室温t0=20°ct1=70°ckS=14w/（m2·°c）由

《机械零件》式9-11得所需最小面积

A=1000（1-η）P1/kS（t1-t0）

=1000×0.75×0.37/14×（70-20）=0.39m2

九．设计锥齿轮

1．选齿轮精度等级，材料和齿数

（1）直齿圆锥齿轮加工多为刨齿，选用8级精度

（2）小齿轮选用40cr，调质，硬度241~286HBS，大齿轮用355iMn,调质,硬度220~269HBS。

计算时小齿轮取270HBS，大齿轮取240HBS

（3）选大齿轮齿数Z4=36

Z5=Z4i=36×0.57=21

2．齿面接触疲劳强度设计

dt≥2√[4Kt1/ψR〔1-0.5ψR〕2u]×〔ZEZH/[бH]〕2

《机械零件》式8-22p22

（1）考虑载荷中有中等冲击，试取载荷系数Kt=1.6

（2）大齿轮传递的扭矩

由上表1-2查得T=21.3N·M

（3）取齿宽系数ψR=0.3

（4）由《机械零件》表8-6查得弹性系数