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A272F系列并条机车尾箱设计【5张CAD图纸+毕业论文】

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关键词：: A272F系列并条机车尾箱设计 cad图纸毕业论文并条机车尾箱

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A272F系列并条机车尾箱设计

32页 7100字数+说明书+实习小结+6张CAD图纸【详情如下】

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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: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

内容简介：: 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：目录一、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FE 132M-4/8-B 1470/730r/min输入轴压辊转速ny=1470r/min;Ty=2.6NM;罗拉2的转速nL2=357r/min;TL2=5.3NM; 罗拉3的转速nL3=357r/min;TL2=5.3NM;清洁装置的输出轴nq=26.8r/min Tq=35.6NM;本机总牵伸的调节范围512倍,后区牵伸的调节范围1.22.0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=dnD0/1000d0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(1) 计算各轴转速轴:n=1470r/min 轴:n= n/i1（1）=1470/3.4=439 r/min 轴:n= n/i1（2）=439/1.2=357 r/min 轴:n= n/i3（2）=357/1.6=223 r/min 轴:n= n/i4（2）=223/0.6=357 r/min 轴:n= n/i3（1）=1470/1= 1470 r/min 轴:n= n/i3（2）=1470/32=46 r/min 轴:n= n/i3（2）=46/0.57=76.8 r/min（）计算各轴的功率1. 输出轴的功率根据公式T=9550p/n 得p=nT/9550(机械设计教材p116查得)pL2=nL2TL2/9550=3575.3/9550=0.2KWPL3=nL3TL3/9550=3575.3/9550=0.2KWpq=nqTq/9550=76.812.4/9550=0.1KW 2.其他各轴的功率由机械传动设计手册上册p21表-查得0.95（锥齿轮的传动效率） 2= 0.97(圆柱直齿轮的传动效率)0.75（蜗杆蜗伦的传动效率）p=py=0.6kwp=pL2=0.2kwp=pL3=0.2kwp=pq=0.1kwp=p5/2=0.2/0.97=0.206kwp=(p3+p4)/2=(0.2+0.2)/0.97=0.42kwp=p8/=0.1/0.75=0.13kwp=p7/=0.13/0.95=0.37kw3.计算各轴的扭矩由上公式T=9550p/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=9550p1/n1=95500.6/1470=3.8NMT=9.3 NMT=5.3 NMT=8.8 NMT=5.4 NMT=2.4 NMT=21.3 NMT=12.4 NM将计算数值列表如下表1-1轴号功率(kw)转矩(NM)转速(r/min)传动比效率0.63.8147010.970.429.3432.31.20.970.25.33571.60.970.206.8.82230.60.970.25.4357 表1-2轴号功率(kw)转矩(NM)转速(r/min)传动比效率0.63.8147010.970.372.41470320.950.10321.3460.570.750.1.12.476.8七. 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170230HBS(机械设计手册上p456表3-4-60)_(1) 计算许用接触应力H小齿轮的接触疲劳强度为200Mpa(教材机械设计p250) Hlim=350 Mpa 齿轮为一般传动效果因此 SHmin=1 许用接触应力H =200 Mpa/1=200 Mpa,许用弯曲应力为F1=Flim/SFmin=200 Mpa(2) 按接触疲劳强度计算d3590/H2 kT1(i+1)/ did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d=0.25,较小的齿轮取d=0.2许用接触应力H: H=150 Mpa 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: d1 d2 d3分别表示齿轮z1 z2 z3的直径 d13590/2002 1.353.8(1+1)/ 0.251 =70mm 同理求得其他轴的最小直径的d236d645d785d862d1043d1151d1260d13522. 确定齿轮的参数及主要尺寸A:确定齿轮z1 z2 的参数(1) 齿数 z1取34z2=iz1=134=34(2) 模数初选螺旋角=15则法面模数mn=d1 cos/z1=65cos15/34=2取标准值mn=2(3) 中心距 a= mn(z1+z2)/2 cos=2(34+34)/2 cos15=70.4为了便于测量a取70,则实际螺旋角=arccos mn(z1+z2)/2a= arccos 2(34+34)/270=13.72在825范围内合适(4) 其他主要尺寸分度圆直径:d1= (mn / cos) z1 =(2 / cos13.72) 34=70 d2=(mn / cos) z2 =(2 / cos13.72) 34=70齿顶圆直径:da1=d1+2 mn=70+22=74 da2=d2+2 mn=70+22=74 b=dd1=0.2570=17.5取整b=18mm验算齿根弯曲疲劳强度F=(1.6KT1 cos/b mnd1) YFSF(教材机械设计p260式6-43)当量齿数ZV: ZV1=ZV2= Z1/ cos3=34/ cos313.72=36.9复合齿形系数YFS:根据ZV1,ZV2查图6-29得YFS=5F1=(1.61.353.8cos313.725)/(18270) =16 MpaFF2F因此弯曲强度足够(5) 确定齿轮传动精度v=d1n1/601000=3.14701470/6000 =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z6 z7 的参数(1)齿数 z6取23z7=iz6=1.223=77(2) 模数初选螺旋角=15则法面模数mn=d6 cos/z6=40cos15/23=1.6取标准值mn=2(3) 中心距 a= mn(z6+z7)/2 cos=2(23+77)/2 cos15=104为了便于测量a取104,则实际螺旋角=arccos mn(z6+z7)/2a= arccos 2(23+77)/2104=16在825范围内合适(4) 其他主要尺寸分度圆直径:d6= (mn / cos) z6 =(2 / cos16) 23=48mm d7=(mn / cos) z7 =(2 / cos15) 77=160mm齿顶圆直径:d6a1=d6+2 mn=48+22=52 d7a2=d7+2 mn=160+22=164 b6=dd6=0.548=24取整b=18mm b7=dd7=0.2160=30mm验算齿根弯曲疲劳强度F=(1.6KT1 cos/b mnd1) YFSF(教材机械设计p260式6-43)当量齿数ZV: ZV6= Z6/ cos3=23/ cos316=26.1ZV7= Z1/ cos3=77/ cos316=87.3复合齿形系数YFS:根据ZV6,ZV7查图6-29得YFS6=5YFS7=4F1=(1.61.353.9103cos3165)/(18248) =23MpaFF2=(1.61.359.3103cos3164)/(182160) =13.4 F 因此弯曲强度足够(5) 确定齿轮传动精度V6=d6n/601000=3.14481470/60000=3.7m/s V7=d7n/601000=3.141601432.3/60000 =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z8 z9 的参数(1)齿数 z8取61z8=iz9=1.261=75(2) 模数初选螺旋角=15则法面模数mn=d8 cos/z8=80cos15/61=1.74取标准值mn=2(3) 中心距 a= mn(z8+z9)/2 cos=2(61+75)/2 cos15=140.7为了便于测量a取140,则实际螺旋角=arccos mn(z8+z9)/2a= arccos 2(61+75)/2140=13.7在825范围内合适(4) 其他主要尺寸分度圆直径:d8= (mn / cos) z6 =(2 / cos13.7) 61=126mm d7=(mn / cos) z7 =(2 / cos15) 77=160mm齿顶圆直径:d8a1=d8+2 mn=126+22=130mm d9a2=d9+2 mn=154+22=158mm b8=dd8=0.25126=30mm b9=dd9=0.2156=30mm验算齿根弯曲疲劳强度F=(1.6KT cos/b mnd) YFSF(教材机械设计p260式6-43)当量齿数ZV: ZV8= Z8/ cos3=61/ cos313.7=66.3ZV8= Z9/ cos3=75/ cos313.7=81.5复合齿形系数YFS:根据ZV8,ZV9查图6-29得YFS6=5YFS7=4F1=(1.61.359.3103cos313.75)/(182126) =20.3MpaFF2=(1.61.355.3103cos313.74)/(182160) = 7.3 F 因此弯曲强度足够(5) 确定齿轮传动精度V8=d8n/601000 =3.141261470/60000=9.6m/s V9=d7n/601000=3.141601432.3/60000 =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z10 z11 的参数(1)齿数 z10取37z11=iz10=1.661=59(2) 模数初选螺旋角=15则法面模数mn=d10 cos/z10=50cos15/37=1.6取标准值mn=2(3) 中心距 a= mn(z10+z11)/2 cos=2(37+59)/2 cos15=100为了便于测量a取100,则实际螺旋角=arccos mn(z10+z11)/2a= arccos 2(37+59)/2100=16.2在825范围内合适(4) 其他主要尺寸分度圆直径:d10= (mn / cos) z10 =(2 / cos16.2) 37=78mm d11=(mn / cos) z11 =(2 / cos15) 59=122mm齿顶圆直径:d10a1=d10+2 mn=78+22=82mm d11a2=d11+2 mn=122+22=126mm b10=dd8=0.2578=20mm b11=dd9=0.2126=25mm验算齿根弯曲疲劳强度F=(1.6KT cos/b mnd) YFSF(教材机械设计p260式6-43)当量齿数ZV: ZV8= Z8/ cos3=61/ cos313.7=66.3ZV8= Z9/ cos3=75/ cos313.7=81.5复合齿形系数YFS:根据ZV8,ZV9查图6-29得YFS6=5YFS7=4F1=(1.61.359.3103cos313.75)/(182126) =20.3MpaFF2=(1.61.355.3103cos313.74)/(182160) = 7.3 F 因此弯曲强度足够(5) 确定齿轮传动精度V8=d8n/601000 =3.141261470/60000=9.6m/s V9=d7n/601000=3.141601432.3/60000 =12 由表6-4确定三个公差组均为8级精度 E. 确定齿轮z12 z13 的参数(1)齿数 z12取47z13=iz12=0.647=30(2) 模数初选螺旋角=15则法面模数mn=d12 cos/z12=60cos15/47=1.2取标准值mn=1.5(3) 中心距 a= mn(z12+z13)/2 cos=2(47+30)/2 cos15=60为了便于测量a取60,则实际螺旋角=arccos mn(z10+z11)/2a= arccos 1.5(37+59)/260=15.7在825范围内合适(4) 其他主要尺寸分度圆直径:d12= (mn / cos) z12 =(2 / cos15.7) 47=73mm d12 取76 d13=(mn / cos) z13 =(1.5 / cos15.7) 37=58mm d13取60齿顶圆直径:d12a1=d10+2 mn=76+21.5=81mm d13a2=d13+2 mn=64+21.5=67mm b12=dd8=0.280=16mm b13=dd9=0.2564=16mm验算齿根弯曲疲劳强度F=(1.6KT cos/b mnd) YFSF(教材机械设计p260式6-43)当量齿数ZV: ZV8= Z8/ cos3=61/ cos313.7=66.3ZV8= Z9/ cos3=75/ cos313.7=81.5复合齿形系数YFS:根据ZV8,ZV9查图6-29得YFS6=5YFS7=4F1=(1.61.359.3103cos313.75)/(182126) =20.3MpaFF2=(1.61.355.3103cos313.74)/(182160) = 7.3 F 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170213.718740.2534270213.718740.253464821624520.25237160216301640.2778126213.7301300.25619154213.7301580.2751078216.220820.253711122216.2251240.25912761.515.716800.24713541.515.716640.2530八.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=321=323. 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=21.3 NM;(2) 确定载荷系数表9-5 KA =1假设v23m/s,见9-4Kv=1.1载荷平稳K=1K= KA KvK=11.11=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H=200N/mm2 (机械零件p160)2)应力循环次数N2=60nLn=6046112000=3.31073)寿命系数 Zn=8107/3.3107=0.86 H=ZnH=0.86200=172N/ mm24）计算m3 qKT2480/Z蜗2=1.121.3106（480/32172）2=8970根据m3 q=9000由9-1查得m=2 q=9.6 d1=28 d蜗=232=64 (机械零件p160)5)蜗杆导程角 r=arctan(z杆m)/d1= arctan12/28=7.26）滑动速度 V6=d杆n杆/601000 cos=3.14281470/601000cos7.2=2.5m/s 7)验算效率=0.95tan/tan(V+)=0.95tan7.2/ tan(7.2+1.7)=70%(机械零件表9-10)总效率=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0F=64b. 寿命系数YN=9106 /N=YN=9106 /3.3107=0.67 F= YN0F=0.6764=43.3 N/ mm22）齿形系数YF 按当量齿数ZV2= Z蜗/ cos3=32/ cos37.2 =33 (机械零件表9-8) 查得YF=2.443）螺旋角系数Y Y= 1-7.2/140=0.95F=1.64kT2/ d蜗d杆m =1.641.121.31032.240.95/28642 =22.8 N/ mm2 F所以43.3 N/ 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9-31）中心距：a=0.5m(q+ Z蜗)=0.52(9.6+32)=452）蜗杆齿顶高 ha1= ha* m=12=2mm齿全高 h1=2 ha* m+c=212+0.22=4.4mm齿顶圆直径 da1=d杆+2 ha* m=26+212=30mm齿根圆直径 df1=d1-2 ha* m-2c=26-2-0.8=23.2mm蜗杆罗纹部分长度按机械零件表9-4b1(11+0.06 Z蜗) m=(11+0.0632) 2=25.8mm取b=26蜗杆轴向齿距px=m=3.142=6.28mm蜗杆螺旋线导程pz= z杆px=16.28=6.28mm3）蜗轮喉圆直径 da2=（Z蜗+2 ha*）m=(32+21) 2=68mm齿根圆直径 df2= d蜗-2 ha* m-2c=64-212-20.4=59.2外圆直径 de2= da2+1.5m=68+1.52=71齿宽 b2=2m(0.5+q+1)=22(0.5+9.6+1) =15mm齿宽角 Q=2arcsinb2/ d杆=2arcsin15/28=65轮缘宽度 b0.75da1=0.75.30=22.5mm(6) 热平衡计算取室温 t0=20c t1=70c kS=14w/( m2c) 由机械零件式9-11得所需最小面积A=1000（1-）P1/ kS(t1-t0)=10000.750.37/14(70-20)=0.39 m2 九设计锥齿轮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40cr，调质，硬度241286HBS，大齿轮用355iMn, 调质,硬度220269HBS。计算时小齿轮取270HBS，大齿轮取240 HBS（）选大齿轮齿数 Z4=36 Z5= Z4 i =360.57=212 齿面接触疲劳强度设计dt24Kt1/R1-0.5R2 u ZE ZH/H2机械零件式8-22 p22(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=21.3NM(3) 取齿宽系数R=0.3(4) 由机械零件表8-6查得弹性系数ZE=189.8N/ mm3(5) 节点区域系数ZE=2.5(6) 接触疲劳强度由机械零件图8-15 C查得Hlim=720N/ mm21）Hlim2=670 N/ mm22）寿命系数ZN1= ZN2=1 （由于齿轮是悬臂布置）3）接触安全系数SH=1H1= Hlim1 ZN1/SH=7201/1=720N/ mm2H2= Hlim2 ZN2/SH=6701/1=670N/ mm2(7) 计算大锥齿轮d434Kt1/R1-0.5R2 u ZE ZH/H2 =341.62.13104/0.31-0.50.32 0.57 189.9 2.5/6702=34.5取整d4=35(8) 圆周速度VM1dm1=d1(1-0.5R)=35(1-0.50.3)=26.25mmvm1=dmn1/601000=26.2546/601000=0.06m/s(9) 计算载荷系数K1）据机械零件表8-4 KA=1.252）按vmz1/100=0.0636/100=0.2由机械零件图8-11曲线Ib得k=1.05 k=kA kvk=1.2511.05=1.51与试取的1.6相近不再修正3 几何尺寸的计算（）大湍模数m=d4/z1=35/36=0.97 取标准值m=1（）分度圆直径d1=mz1=136=36mm d2= mz2=121=21mm（）分度圆锥角2=arctani=arctan0.57=29.6 1=90-2=90-29.6=60.4（）锥矩R=m/2Z42+ Z52=1/2362+ 212=21mm（）齿宽b=R R=0.321=6.3 取b=7mm4 校核齿根弯曲疲劳强度F=4KT/R1-0.5R2 Z42 m3i2+1 YFa YSaF1) 计算当量齿数ZV4= Z4/cos1=36/cos60.4=7.22) 机械零件由表8-5，得齿形系数YFa1=2.24 YFa2=2.653) 机械零件由表8-5，得应力系数YSa1=1.75 YSa1=1.584) 许用弯曲应力a查图8-14Flim1=590 N/ mm2 b 由上N/ mm2 YN1 =YN2=1C 弯曲安全系数 SF=1.4 F1= Flim1 YN1/ SF=5901/1.4=421 N/ mm2 F2= Flim2 YN2/ SF=5801/1.4=414 N/ mm25) 校核计算 F1=4KT1/R1-0.5R2 Z42 m3i2+1 YFa YSa=41.52.13 104/0.3（1-0.50.3）236210.572+1 2.241.75=155 N/ mm2F F2=F1 YS1 YS2/ YFa1 YSa1=1551.252.651.58/2.241.75=165 N/ mm2F2十箱座箱盖的设计（机械设计手册3p25-31）箱座箱盖的材料均用H200铸造而成其结构尺寸如下箱座壁厚:=0.025a+1=0.025243+18 取=8mm 箱座凸缘厚度：b=1.5=1.58=12mm 地脚螺旋直径：df=(1.52)=28=16mm 加强肋厚度：m=(0.88)=6.4 取7 箱体形状和尺寸按国家标准GB3668-83和实际设计情况选择箱体长度L=L1+L2+L3+L4 L1为最大中心距 L1=180 L2为壁厚 L2=8+8=16 L3左端台座长度 L3=140 L4右端台座长度 L4=185 初步确定 L=180+16+140+185=550十一轴的设计（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=55Mpa(2) 按扭转强度估算最小直径。由教材机械设计式8-2 表8-11查得c=126103 取c=120可得dc3p/n=12030.42/432.3=14.68mm考虑此轴头上有键槽，将轴劲增大5%，即d=14.681.05=15.4校核为20mm 图三 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d1=20mm轴段2是为限轴承的位置d2=24mm轴段3安装轴承d3=20 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) 绘制受力图求水平面的支反力及弯矩图四求支反力FHA= FHC= Fr2+ Fr1 FHC= FHA+ FHA Ft1=2T1/d1=29.3/0.16=116N Ft2=2T2/d2=29.3/0.126=147N轴向力Fa= tan1Ft1+ Ft2 tan2=116tan16+147tan13.7 =33.2+36=69.2N径向力Fr1= Ft1 tann/ cos(n为压力角) =116 tan20/cos16=44N Fr2= Ft2 tann/ cos(n为压力角) =147 tan20/cos13.7=55N A左 MHA= Fr1L1+ Fr2L2=440.067+550.029=4.7NM A右 MHA=990.042=4.1求垂直平面力的支反力及弯矩 A左侧弯矩MA左= Ft1L1+ Ft2L2=1160.067+1470.067=12 NM A右侧弯矩MA右=（116+147）42=11 NM左侧合成弯矩MA左=MHA2+ M2右=4.72+ 122=13 NMMA右=MHC2+ M2右=112+4.12=12 NM求弯曲折算系数d=0.6，危险截面在A处Mec=M左2+（t）2右=132+（0.69.3）2=13.2 NM计算危险截面处轴径d313.2103/0.155=15mm 此处直径为20mm故强度足够，以原结构设计为基准十二.轴承寿命计算（机械设计手册上册第二分册化学工业出版社 p991）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=1.5 载荷系数1.1 温度系数ft=1.0轴承受力情况图四所示，由前面计算可知FHB=99N Fa= Fa1+ Fa2=69.2N径向力 SHB=99/21.5=33N轴向力FA=69.2N取系数X Y值FaA/FrA=69.2/99=0.69 由教材机械设计P318表8-12查得XA =1 YA=0计算当量动载荷PPA=fp（XA FrA+ YAFaA）=1.1(199)+0=100计算轴承额定寿命LhLh=106/60n(f1c/ PB)2=106/60432.3(186500/ 420)2=1635298h使用期限为15年十三.选用键校核强度（以轴为例）A型键1652GB/T1096-1979 b=16mm h=10 L=60mm键槽深t=6mm,键工作长度l=L-6=54mmT2=9.3 NM d=20mm因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=4T/dhl=49.3103/201060=3.1Mpa 由教材查表得，键连接的选用挤压强度进行校核p=50Mpa显然pp1,故连接强度足够。安全参考文献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.为此我深表歉意, 最后!再次感谢指导老师帮助!32第 32 页共 33 页英文摘要：The A272F series high speed drawing frame adapts below the 75mmtextile fiber purely spins with the fabric blending, in reels threadin the technological process, after is located the carding machineworking procedure, the carding machine textile fiber strip producesdifference of through the this machine 4 Roller different rotationalspeed extends the strength to combine with extends, can enhance thetextile fiber the strip long fragment uniformity, the textile fiberunbends, causes the different quality textile fiber the mix to hastenevenly, for obtains the good spun yarn creation essential condition.3,100 models tailstock boxes are the Shaanxi Baoji Paochi to Chengtutextile machinery factory product, annual output 1,000, the tailstockbox are one of A272F series high speed drawing frame main gearshiftmechanisms, it is the supplies gives cotton and kapok 2; 3 Rollersdecelerating device, requests to input three outputs, through pressesthe certain speed compared to the distribution gear and otherstructures the input axis drag roll after the tailstock box speedchange, transmits for each work main axle, causes it to obtain thecertain power, the rotational speed and the direction.Because Rollers rotational speed directly relates the cotton sliverto receive extends the strength size, is affecting the productquality, therefore the tailstock box transmission precision request ishigher The production batch is big. Design 3,100 models in view ofthe production present situation and the request the front of a trainboxes.中文摘要：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

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