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a272f 系列 高速 并条 机车 设计 说明书 仿单 cad solidworks

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世界电力机车的发展 电力机车本身的原始动机接受触网发出的电流作为能源，由机车牵引电机驱动车轮。随着电力机车功率，热效率 ,速度的提高，以及有力和可靠的操作过载能力成为其主要优势，但不污染环境，所以特别适用于繁忙的铁路运输和隧道，以及斜坡的山区铁路。 电力机车从接触线获得电力，接触网供电电流机车都是直流和交流。根据目前的供电电流形式的不同，而不涉及电力机车本身，电力机车系统可分为基本直 交电力机车三种。 直 系统，牵引变电所装有整流装置，它将成为一个三相交流 后访问互联网。因此，电力机车可直接从网上联络供应 列直流牵引电动机使用，简化了机车设备。直流系统的缺点是接触网电压低，通常 或 3000 伏，接触线要求较粗，因此要消耗大量的有色金属，并增加建设投资。 对于交 界上大多数国家使用的是频率（ 50赫兹）交换系统，或 25 赫兹的低频通信系统。在此电力供应系统中，牵引变电所将改为三相交流电频率的 25 千伏单相交流电源，然后传送到网络。但是，在电力机车上使用的字符串仍然是 直流电动机（这是最大的优势：调速简单，只需改变电机端电压，因此就可以很容易地实现在较大范围内的机车速度，但这种电机由于需要使用换向器，制造和维护是非常复杂的，体积更大），这样，交流到直流机车的转变任务完成。接触网系统的直流电压没有提高很多。但接触导线的直径可以相对减少，从而减少了消费的非铁金属，但建设投资并没有减少。因此，高频通信系统已被广泛采用，世界上大多数的电力机车也开始采用交 交 交流，交流非电力机车牵引电机换向器（即三相异步电动机），其在汽车制造，性能，功能，大小，重量，成本以及维护 性和可靠性等方面比换向器容易得多。这是失败的电力机车，其主要的原因是提高速度相当困难。但这种机车具有优良的牵引能力。因此还是大有希望。德国制造的电力机车 是这种机车。 电力机车的工作原理：目前的接触线和电力机车经过拱形后后重新进入断路器后，主变压器，交流牵引从主变压器绕组通过硅整流单位，分成两组，六个平行对牵引电机直流电源集中到牵引电动机的扭矩，机械能变成电能通过传动齿轮驱动的机车驱动车轮转动。 电力机车的发展：首先制造了第一个标准衡量电力机车的是苏格兰人戴维森，时间是 1842 年。 1879 年 5 月，西 弗吉尼亚州的德国西门子公司设计和制造的 18 撤出三个公开“乘客”电力机车，这是第一个电力机车成功的试点。 1881年，法国巴黎架设第一电力架空线 的升级，为使用高功率牵引电机创造条件： 1895 年，美国巴尔的摩 里长的隧道部分直流电气化铁路建设成功。 1903 年德国的三相交流电力机车创造了每小时 210 公里的高速记录。 电力机车的发展取决于发展的电气化铁路。建立一个真正意义上的电气化铁路首先要解决如何提供高电压，改变标准的电力供应问题。 目前机车接触网供电系统，分为直流系统和交流两个 （交流系统包括单相交流，三相交流），其中要求电源标准。单相交流系统促进发展电气化铁路。 20 世纪 70 年代初，欧洲大陆和日本在亚洲是基本实现了交通繁忙。交通繁忙主要是铁路电气化。 1973 年至 1974 年爆发的石油危机，重新评估的经济指标是国家电力和内燃牵引的铁路，更青睐电力牵引。英国是发展的原始柴油牵引的国家，但也开始重视发展电力牵引。甚至完全靠内燃机的美国，铁路电气化的呼声也很高。到 80 年代初，世界上有 50 多个国家和地区建设电气化铁路，苏联的总长度达到了四万公里。日本，法国，西德有超过 10000 公里的电气化铁路 。目前，世界电气化铁路已达到 20 多万公里。我国也加入了超过 10,000 公里的电气化铁路“高级俱乐部”。 电气化铁路供电问题得到解决之后，发展高功率，高速的电力机车成为很多国家追求的目标。在这个时候，半导体技术和计算机控制技术的突破，促进发展催生了新的电力机车。 1979 年，第一高功率交流传动 力机车诞生于德国，为发展电力机车创了一个新时代。与提高现有电力机车速度和大力发展高速铁路相适应，发展干线电力机车开始从直流传动到交流的转变。到 20 世纪 90 年代，欧洲，日本和其他主要摩托车制造商几乎停止直流传动电力 机车的生产，交流电力机车已成为世界上电力机车发展的主流。 中国的电力机车：韶山 I 型电力机车是我国最早使用的电力机车。始于 1914年，是应用于抚顺煤矿的 1500 V 直流电力机车。 1958 年我国成功地生产了第一列电力机车，从点火到一个整流器 车不断改进，业绩提高不断，到 1976 年， L 型作出韶山（韶山型）第 131 号，已基本确立。直到 1989年停止生产的最后期限， 力机车共有 926 家台湾制造商，成为我国第一个电气化铁路主要火车头。 1966 列 车于 1978 年研制成功。不仅使 机车 牵引性能改进，而且每小时的机车功率从 200 4 千瓦，截止到 1997 年底，共生产了 987 列 ，成为第一次中国两种主要的电力机车。 1985 年还成功地发展了 8 轴货运电力机车，这是我国最大功率的电力机车（ 6400 千瓦），已成为我国主要的重型货运机车。然后又成功继承发展 电力机车。 1994 年已成功地发展了速度达 160 公里的高速电力机车以及其他 4 轴电力机车。 伴随着世界潮流，诞生了新的“直 力机车技术。从 20 世纪 70 年代末，我国一直在进行中小型铁路功率变换器的研究。在地面上的 高功率测试也在进行中 ,直 发展我国电力机车始于 1958 年。在那个时候，铁道部第三机车厂，即现在的株洲电力机车厂在协助湘潭电机采矿电力机车制造工厂的同时，设计和编制铁路电力机车。 1958 年年初，该部机械工业部组织第一次访问苏联考察。在那个时候，基本定型的观念是：由于苏联使用 20 千伏单相交流系统 60 频率电力机车，因此中方决定采取 25 千伏单相交流系统，并且频率各不相同。 所以 60 电力机车是一个大胆的技术改造，这相当于 78 个重大变化。 1958 年 12 月 28 日，我国第一台电力 机车研制成功的铁路干线 ,命名“ ,机车持续功率 3410 千瓦，最高速度 100 公里 /小时。 到目前为止，我国干线电力机车已基本形成了 4,6,8 轴和 3200 千瓦， 6400千瓦和 4800 千瓦幂级数。 1999 年 5 月 26 日，我国的株洲电力机车厂生产了第一个速度超过 200 公里 弹头型电力机车，标志着我国电力牵引已跻身于国际高速列车服务行列。 by as a of do to of to C C. be C it a C to be C DC s 000 V, is it is to a of DC C of s 505 Hz In be to 5 kV C to in on is C is as as it be to in of to C C in C to a of be of by of s DC by of is in so on It is of is 120 is of AC of to C to a of to is 842. 879, V of a 18 - to on is 1881, at of to 1895, .6 km C 1903 s C a 210 km of on of a is to to C of AC in C C), of C to of 20 in 970s, is 1973 1974 of of of by is of to to of of of To 980s, 0 to s of 0,000 a 0,000 km of At 0 0,000 km of of on a of At of of a 1979, C 120a in of of of C C. In 990s, C AC s of s an s of 914, is of 500 V DC 1958 of a to 976 131, of 989, a 26 to s 1966 978 S3 of of 00kW to a 4 800, to 997, a 87, of 1985 in it s in a (6400 s of a S7 1994 in 60 km of 970s, on on s 958. At an is in at 958, by of to At of is 0 kV C 60 to 5 kV C 60 on a 8 8,1958, s 410 kW a 00 H . So a 4,6,8 200 6400 kW 800 kW 6, 1999, s of 00 as of in 第 1 页 共 33 页 1 学 毕 业 设 计 设计题目： 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： 第 2 页 共 33 页 2 目录 一、 设计的目的 3 二、课题简介 4 三 、 原始数据及已知条件 、 设计传动方案 6 五 计算总传动比和分配各级传动比 7 六 装置和动力参数 、 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、 设计小结 31 第 3 页 共 33 页 3 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 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 3、学生正确使用技术资料 关手册 行设计计算 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 第 4 页 共 33 页 4 二、课题简介 5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 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 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 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 罗拉排布在 1,4罗拉的中间其结构示意如图所示 : 第 5 页 共 33 页 5 三、原始数据及已知条件 已知：电机 32470/730r/入轴压辊转速 470r/y=M; 罗拉 2 的转速 57r/M; 罗拉 3 的转速 57r/M; 清洁装置的输出轴 q=M; 本机总牵伸的调节范围 5 12 倍 ,中区是 后区牵伸倍数的调节以改变主牵伸倍数来实现 后区牵伸倍数 =总牵伸倍数 /牵伸倍数 压辊输出速度 v= d 000 中 :n 电机的转速 (1450转 /分 ) d 压辊直径 (51 毫米 ) 第 6 页 共 33 页 6 电动机皮带轮直径 (毫米 ) 压辊传动昼皮带轮直径 (毫米 ) 四 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，但传动效第 7 页 共 33 页 7 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/470/357=4 i2=ny/470/357=4 i3=ny/470/2)分配各级传动装置传动比 第一级传动 : 1） =2） = 1） 2） =4 第二级传动 : 1） =2） = 3） =4） =0.6 1） 2） 3） 4） =4 第三级传动 : 1） =1 2） =32 3） =1） 2） 3） = 8 页 共 33 页 8 六 (1) 计算各轴转速 轴 :n =1470r/轴 :n = n /1） =1470/39 r/轴 :n = n /2） =439/57 r/轴 :n = n /2） =357/23 r/轴 :n = n /2） =223/57 r/轴 :n = n /1） =1470/1= 1470 r/轴 :n = n /2） =1470/32=46 r/ :n = n /2） =46/6.8 r/） 计算各轴的功率 1. 输出轴的功率 根据公式 T=9550 p/n 得 p=550(机械设计教材 得 ) 550=357 550=L3=550=357 550=pq=550=550=由机械传动设计手册上册 齿轮的传动效率） 2= 柱直齿轮的传动效率 ) 杆蜗伦的传动效率） p =p =p = 9 页 共 33 页 9 p =p =2=p =(p3+ 2=(p = =p = = 由上公式 T=9550 p/n 及已知条件各轴的功率和转速 得每一根轴的扭矩为如下 : T =9550 p1/550 470=M T = M T = M T = M T = M T = M T = M T = M 将计算数值列表如下 表 1号 功率 (转矩 (N M) 转速(r/传动比 效率 470 1 57 23 57 第 10 页 共 33 页 10 表 1号 功率 (转矩 (N M) 转速(r/传动比 效率 470 1 470 32 6 . 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 料 30机械设计手册上 3 (1) 计算许用接触应力 H 小齿轮的接触疲劳强度为 200材 机械设计 50 轮为一般传动效果因此 许用接触应力 H =200 =200 用弯曲应力为 00 2) 按接触疲劳强度计算 d 3 590/ H 2 i+1)/ 11 页 共 33 页 11 d 为齿轮的分度圆直径 (机械设计手册上 3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 k=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 d=小的齿轮取 d=用接触应力 H: H=150 此将数据代入上式求得各轴的应取的最小的直径为如 :下 : d1 d2 别表示齿轮 z1 z2 直径 3 590/200 2 +1)/ 1 =70理求得其他轴的最小直径的 36 45 85 62 43 51 60 52 第 12 页 共 33 页 12 2. 确定齿轮的参数及主要尺寸 A:确定齿轮 z1 参数 (1) 齿数 4 z2= 34=34 (2) 模数 初选螺旋角 =15则法面模数 mn=d1 5 (3) 中心距 a= mn(z1+2 2(34+34)/2 =了便于测 量 a 取 70,则实际螺旋角 =mn(z1+2a= (34+34)/2 70= 在 8 25范围内合适 (4) 其他主要尺寸 分度圆直径 :( (2 / ) 34=70 (2 / ) 34=70 齿顶圆直径 : 0+2 2=74 0+2 2=74 b= d 70=整 b=18算齿根弯曲疲劳强度 F=(b F (教材机械设计 第 13 页 共 33 页 13 当量齿数 34/ =合齿形系数 据 5)/(18 2 70) =16 F F 因此弯曲强度足够 (5) 确定齿轮传动精度 v= 0 1000=70 1470/6000 =s 由表 6级精度 ,下偏差为 k B. 确定齿轮 z6 参数 (1)齿数 3 z7=23=77 (2) 模数 初选螺旋角 =15则法面模数 mn=d6 0 (3) 中心距 a= mn(z6+2 2(23+77)/2 =104 为了便于测量 a 取 104,则实际螺旋角 =mn(z6+2a= (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 :( (2 / ) 23=48mm (2 / ) 77=160 14 页 共 33 页 14 齿顶圆直径 : 8+2 2=52 60+2 2=164 d 48=24 取整 b=18mm d 160=30算齿根弯曲疲劳强度 F=(b F (教材机械设计 当量齿数 =23/ =77/ =合齿形系数 据 103 5)/(18 2 48) =23 F 103 4)/(18 2 160) = F 因此弯曲强度足够 (5) 确定齿轮传动精度 1000=48 1470/60000 =s 1000=160 0000 =s 由表 6级精度 ,下偏差为 k C. 确定齿轮 z8 参数 (1)齿数 1 z8=61=75 第 15 页 共 33 页 15 (2) 模数 初选螺旋角 =15则法面模数 mn=d8 0 (3) 中心距 a= mn(z8+2 2(61+75)/2 =了便于测量 a 取 140,则实际螺旋角 =mn(z8+2a= (61+75)/2 140= 在 8 25范围内合适 (4) 其他主要尺寸 分度圆直径 :( (2 / ) 61=126mm (2 / ) 77=160顶圆直径 : 26+2 2=130mm 54+2 2=158mm d 126=30mm d 156=30算齿根弯曲疲劳强度 F=(b F (教材机械设计 当量齿数 =61/ =75/ =合齿形系数 据 103 5)/(18 2 126) 第 16 页 共 33 页 16 = F 103 4)/(18 2 160) = F 因此弯曲强度足够 (5) 确定齿轮传动精度 1000 =126 1470/60000 =s 1000=160 0000 =12 由表 6定三个公差组均为 8 级精度 ,下偏差为 k D. 确定齿轮 参数 (1)齿数 37 61=59 (2) 模数 初选螺旋角 =15则法面模数 mn=0 (3) 中心距 a= mn(2 2(37+59)/2 =100 为了便于测量 a 取 100,则实际螺旋角 =mn(2a= (37+59)/2 100= 在 8 25范围内合适 (4) 其他主要尺寸 分度圆直径 :( (2 / ) 37=78mm 17 页 共 33 页 17 =(2 / ) 59=122顶圆直径 : 8+2 2=82mm 22+2 2=126mm d 78=20mm d 126=25算齿根弯曲疲劳强度 F=(b F (教材机械设计 当量齿数 =61/ =75/ =合齿形系数 据 103 5)/(18 2 126) = F 103 4)/(18 2 160) = F 因 此弯曲强度足够 (5) 确定齿轮传动精度 1000 =126 1470/60000 =s 1000=160 0000 =12 由表 6定三个公差组均为 8 级精度 第 18 页 共 33 页 18 E. 确定齿轮 参数 (1)齿数 47 47=30 (2) 模数 初选螺旋角 =15则法面模数 mn=0 (3) 中心距 a= mn(2 2(47+30)/2 =60 为了便于测量 a 取 60,则实际螺旋角 =mn(2a= 7+59)/2 60= 在 8 25范围内合适 (4) 其他主要尺寸 分度圆直径 :( (2 / ) 47=73mm 取 76 ( ) 37=58mm 60 齿顶圆直径 : 6+2 1mm 4+2 7mm d 80=16mm d 64=16算齿根弯曲疲劳强度 F=(b F (教材机械设计 第 19 页 共 33 页 19 当量齿数 =61/ =75/ =合齿形系数 据 103 5)/(18 2 126) = F 103 4)/(18 2 160) = F 因此弯曲强度足够 表 1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 8 74 4 2 70 2 8 74 4 6 48 2 16 24 52 3 7 160 2 16 30 164 7 8 126 2 0 130 1 9 154 2 0 158 5 10 78 2 0 82 7 11 122 2 5 124 9 12 76 6 80 7 13 54 6 64 0 第 20 页 共 33 页 20 八 蜗杆的设计 1. 选择材料 由于蜗杆转速较高 ,蜗杆选用 40面淬火 ,蜗轮采用在 2. 确定蜗杆头数及蜗轮齿数 由表 1按 i=32 取 则 z2=2 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 T = M; (2) 确定载荷系数表 9A =1 假设 m/s,见 9v=荷平稳 1 K= 1 1=机械零件 (3) 确定许用接触应力 1)由表 9得 基本接触应力 H=200N/机械零件 2)应力循环次数 00 46 1 12000=107 3)寿命系数 107/107= H= H=200=172N/ ）计算 m3 q 80/Z 蜗 2 =106（ 480/32 172） 2=8970 根据 m3 q=9000 由 9得 m=2 q=8 d 蜗 =2 32=64 第 21 页 共 33 页 21 (机械零件 5)蜗杆导程角 r=z 杆 m)/2/28= 6）滑动速度 d 杆 n 杆 /60 1000 =28 1470/60 1000 =s 7)验算效率 = V+ ) =(+)=70% (机械零件表 9总效率 =70%与估计的相差无几 适合 (4) 验算蜗轮弯曲强度 1） (机械零件表 9得 0F=64 b. 寿命系数 106 /N= 106 /107= F= 0F=64=） 齿形系数 当量齿数 Z 蜗 / 32/ =33 (机械零件表 9查得 ） 螺旋角系数 40= F=d 蜗 d 杆 m =103 8 64 2 = F 所以 (5) 蜗杆 蜗轮各部分尺寸的计算按 机械零 件表 9） 中心距： a=q+ Z 蜗 )=2(2)=45 2） 蜗杆 齿顶高 m=1 2=2全高 m+c=2 1 2+2=顶圆直径 d 杆 +2 m=26+2 1 2=30根圆直径 杆罗纹部分长度 按 机械零件表 9-4 (11+ 蜗 ) m=(11+32) 2= b=26 蜗杆轴向齿距 m=2=杆螺旋线导程 z 杆 ） 蜗轮 喉圆直径 Z 蜗 +2 m=(32+2 1) 2=68根圆直径 d 蜗 -2 641 2圆直径 8+2=71 齿宽 m( q+1)=2 2( ) =15宽角 Q=2d 杆 =28=65 轮缘宽度 b 6) 热平衡计算 取室温 0 c 0 c 4w/( c) 由 第 23 页 共 33 页 23 机械零件式 9所需最小面积 A=1000（ 1 kS(=1000 4 (70设计锥齿轮 1 选齿轮精度等级，材料和齿数 （） 直齿圆锥齿轮加工多为刨齿，选用 8级精度 （） 小齿轮选用 40质，硬度 241286齿轮用355调质 ,硬度 220269算时小齿轮取 270齿轮取 240 ） 选大齿轮齿数 6 Z4 i =36 1 2 齿面接触疲劳强度设计 2 4 R 2 u H/ H 2 机械零件式 81) 考虑载荷中有中等冲击，试取载荷系数 2) 大齿轮传递的扭矩 由上表 1得 T=M (3) 取齿宽系数 R=4) 由机械零件表 8得弹性系数 N/ 5) 节点区域系数 6) 接触疲劳强 度由机械零件图 8 查得 20N/ ） 70 N/ ） 寿命系数 （由于齿轮是悬臂布置） 3） 接触安全系数 第 24 页 共 33 页 24 H=720 1/1=720N/ H=670 1/1=670N/ 7) 计算大锥齿轮 3 4 R 2 u H/ H 2 =3 4 104/2 70 2=整 5 (8) 圆周速度 )=35 ( 0 1000= 46/60 1000=s (9) 计算载荷系数 K 1） 据 机械零件 表 8A=） 按 00=36/100=机械零件图 8b 得 k=kA 1 试取的 3 几何尺寸的计算 （） 大湍模数 m=d4/5/36=标准值 m=1 （） 分度圆直径 d1= 36=36mm 21=21） 分度圆锥角 2= 1=90= （） 锥矩 R=m/2 362+ 212=21 25 页 共 33 页 25 （） 齿宽 b= R R=21= b=7 校核齿根弯曲疲劳强度 F=4 R 2 F 1) 计算当量齿数 Z4/=36/=) 机械零件由表 8齿形系数 ) 机械零件由表 8应力系数 ) 许用弯曲应力 a 查图 890 N/ b 由上 N/ C 弯曲安全系数 90 1/21 N/ 80 1/14 N/ ) 校核计算 R 2 4 104/2 362 1 55 N/ F 55 65 N/ 第 26 页 共 33 页 26 十箱座 箱盖的设计（机械设计手册 3 箱座 箱盖的材料均用 造而成 其结构尺寸如下 箱座壁厚 : =243+1 8 取 =8座凸缘厚度： b=8=12脚螺旋直径： ) =2 8=16强肋厚度： m=(8)=取 7 箱体形状和尺寸按国家标准 箱体长度 L=2+4 最大中心距 80 壁厚 +8=16 端台座长度 40 端台座长度 85 初步确定 L=180+16+140+185=550 第 27 页 共 33 页 27 十一 轴的设计（以第轴为例）资料 机械设计手册 3 （ 1）选择轴的材料及热处理方法，因该轴是悬臂机构，故选用 45调质 -1b=552) 按扭转强度估算最小直径。由教材 机械设计式 8 8c=126103 取 c=120 可得 d p/n=1203 虑此轴头上有键槽，将轴劲增大 5%，即 d=核为 20三 1) 确定轴的各段直径，根据轴各段直径的确定原则，从最小直径且与轴承标准相符，安装齿轮此直径尽可能采用标准系列值故0是为限轴承的位置 4安装轴承 0 2) 确定各轴段的长度 (3) 按扭矩和弯曲组合进行强度校核 (4) 绘 制受力图 第 28 页 共 33 页 28 求水平面的支反力及弯矩 图四 求支反力 T1/ 16N T2/ 47N 轴向力 =116 +147 =6=向力 n/ n 为压力角 ) =116 =44N n/ n 为压力角 ) =147 =55N A 左 4 5 M A 右 9 垂直平面力的支反力及弯矩 A 左侧弯矩 16 47 2 N M A 右侧弯矩 （ 116+147） 42=11 N M 第 29 页 共 33 页 29 左侧合成弯矩 122=13 N M 112+2 N M 求弯曲折算系数 d=险截面在 M 左 2+（ t） 2右 = 132+（ 2= M 计算危险截面处轴径 d 3 103/55=15处直径为 20强度足够，以原结构设计为基准 十二 机械设计手册 上册 第二分册 化学工业出版社 以轴轴承为例，轴轴承型号为 60204 的一对带防尘盖的单列向心球轴承额定动载荷 1000kN e=1 r=荷系数 度系数 承受力情况图四所示，由前面计算可知 9N 向力 9/2 3N 轴向力 系数 X Y 值 9=教材机械设计 8A =1 计算当量动载荷 P PA=(1 99)+0=100 计算轴承额定寿命 h=106/60n(=106/60 86500/ 420)2=1635298h 使用期限为 15 年 第 30 页 共 33 页 30 十三 轴为例） A 型键 16 521096b=16mm h=10 L=60槽深 t=6工作长度 l=42= M d=20为对于按标准选择的平键连接，具有足够的剪切强度，故按挤压强度进行 校核 p=4 T/ 103/20 10 60= 由教材查表得，键连接的选用挤压强度进行 校核 p=50然 p 连接强度足够。安全 第 31 页 共 33 页 31 参考文献 1机械设计手册，上册 第二分册 化学工业出版社 1987 年1 月； 2李恒权、朱明臣、王德云：毕业设计指导书，青岛海洋大学出版社 1993 年第 1 版； 3徐灏：机械设计手册 3，机械 工业出版社， 1994 年 6 月； 4黄继昌、徐巧鱼、张海贵、范天保、季炳文：实用机械构图册，人民邮电出版社， 1996 年 6 月； 5徐锦康：机械设计，高等教育出版社； 6徐玲花、游文明：工程材料及热加工，扬州市职业大学，1999 年 4 月； 7模数设计基础机械工业出版社， 1994 年 6 月 8机械零件 高等教育出版社 郑志祥 周全光 主编 9机械传动设计手册 煤炭工业出版社 江耕华 陈起松 主编 1991 年 10 月 10 机械设计基础 高等教育出版社 隋明洋 主编 第 32 页 共 33 页 32 毕业设计小结 两个月时间的毕业设计遇期而终心情轻松之余略带几份收获的喜悦，觉得总结一下很有必要，经过这一段时间的毕业设计，深刻体会到设计的艰难，时间虽短，但非常高兴，学到平时课堂上所不能学到的东西 实践与理论的互助的认识。 减速箱的设计早在大二虽已做过，但那毕竟是课程设计，和这次的毕业设计相比，说句老实话刚开始拿 到这个课题我还真不知该如何下手。不仅工作量比以前大了好几倍，其难度不在话下，在实习过程中望着一大堆的资料和图纸用“焦头烂额”形容一点都不为过，最后得到周梅芳老师的指点，才正确地进入设计程序中，我们深知设计不易，仍需专心细致的去做。回想起在设计过程中所遇到的一个个门槛，最后一个一个的跨过。这一结果离不开很多人的帮助，碰到问题在车间我问工人，饭后到技术部去问工程师，回校拿给请指导老师总结，我很庆幸有这么多人在帮我。一副装配图经过多次的计算，修改最后变成现在的模样，在设计过程中经常会出现这样那样的结构错误幸都被周 老师及时指正过来，在这段设计过程中，收获不少，对设计又有了进一步的认识。 不过相信，不断积累这些体会性的经验，我们的设计思路，原理原则，认识见识会日趋完善的。 在设计的后期 ,由于缺乏经验图形大大小小的问题比较多 ,周老师在百忙中挤出不少时间为我指正 ,讲解 最后 !再次感谢指导老师帮助 ! 第 33 页 共 33 页 33 英文摘要： 272F 5in is of to to 3,100 ,000, 272F it is ; 3 to to it to s is he is ,100 in of a 中文摘要： 列高速并条机适应于 75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 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 对生产现状和要求设计 3100 型号的车头箱。 扬州职业大学 1 实习小结 转眼间，大学生涯就要结束了。我还有最后一件事要完成 那就是毕业设计，这就要求我们能熟悉实际生产情况，这样才能做好毕业设计。于是我就去了扬州鸿天机械有限公司去实习，虽然以前也有过几次到校实习工厂去实习的经历，但是这次对我的意义不一样。这次去实习的时间虽然不长，但是在这段时间里，对于一些平常理论的东西，有了感性的认识，感觉到受益匪浅。 生产实习是我们机械专业知识结构中不可缺少的组成部分，并作为一个独立的项目列入专业教学计划中的。其目的 在于通过实习使学生获得基本生产的感性知识，理论联系实际，扩大知识面；同时专业实习又是锻炼和培养学生业务能力及素质的重要渠道，培养当代大学生具有吃苦耐劳的精神，也是学生接触社会、了解产业状况、了解国情的一个重要途径，逐步实现由学生到社会的转变，培养我们初步担任技术工作的能力、初步了解企业管理的基本方法和技能；体验企业工作的内容和方法。这些实际知识，对我们学习后面的课程乃至以后的工作，都是十分必要的基础。 掌握机械加工工艺方面的知识及方法 了解切削刀具方面的知识，熟悉常用刀具 的结构、选择、用途等 了解机床和数控系统的知识，特别是加工中心等