A272F型系列并条机车头箱设计说明书.docx

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A272F型系列并条机车头箱设计说明书

XXX大学

毕业设计

设计题目：

A272F型系列并条机

车头箱的设计

系别：

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　————————————　３

三、箱体结构的设计———————————　４

四、结构尺寸的设计计算—————————　５

五、轴的设计——————————————　１９

六、参考文献——————————————　２５

七、毕业小结——————————————　２６

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型系列并条机适应于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，梳棉纤维条经过本机并合与牵伸，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。

2100型号的车头箱是陕西宝鸡宝成纺织机械厂的产品，年产量1000台，车头箱是A272F型系列并条机的主要动力传递机构，它通过按一定的速比排布的齿轮将电机的动力经车头箱的变速，传递给各工作主轴，使其获得一定的动力、转速和方向。

该车头箱是铸造而成，内部的零件主要由圆柱斜齿轮组成，齿轮要求加工精度较高，生产批量大。

针对生产现状和要求设计2100型号的车头箱。

由被加工零件的不同，并条机设计方案各异，其车头箱可以垂直或水平安装。

该设计的车头箱是水平安装在A272F高速并条机右侧上方的。

三、确定箱体结构、绘制原始依据图

车头箱箱体及前后盖，均采用灰铸铁HT200铸造而成，箱体的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

式中：

L1是左端台座的长度

L2是齿轮纵向轴系方向上两最远齿轮的中心距

L3是两端厚度之和

L4是两最远轴距箱体壁的长度

则L=195+30+530+182=937

箱体宽度B=B1+B2+B3+B4

式中:

B1是横向最大轴系齿轮宽度

B2是箱体厚度

B3轴端至箱壁的距离

B4突出箱盖的宽度

则B=125+30+40+56=251

箱体的高度H=H1+H2+H3

式中H1是轴系高度方向上两最远主轴的中心距

H2是两最远主轴的中心距箱壁的距离

H3是箱体的厚度

则H=354+180+45=569

最后结合设计手册与实际的结构尺寸确定箱体的尺寸为

L×B×H=940×254×573

四、结构尺寸设计

已知：

电机功率P=1.8KW,电机转速n=1470r/min

nⅰ1=1006r/min,nⅱ5=n电机=1470r/min,nⅲ7=2123r/min,

nⅳ15=205r/min,nⅴ17=143r/min

1）确定传动比及分配传动比

总传动比：

iⅰ总=n电机/n1=1470/1006=1.5

iⅱ总=n电机/n5=1470/1470=1

iⅲ总=n电机/n7=1470/2123=0.7

iⅳ总=n电机/n15=1470/205=7.2

iⅴ总=n电机/n17=1470/143=10.3

传动比的分配：

iⅰ总=i45×i23×i12

则：

i45=1.46i23=1.77i12=0.565

iⅱ总=i5=1

iⅲ总=i56×i67

则：

i56=1.10i67=0.63

iⅳ总=i45×i48×i910×i1112×i1314×i1415

则：

i45=1.46i48=1.18i910=1.14i1112=3

i1314=1.34i1415=0.92

iⅴ总=i45×i48×i910×i1112×i1316×i1617

则：

i1316=1.34i1617=1.31

2）、运动参数的和动力参数的设计

（1）各输出轴速度已知：

nⅰ1=1006r/minnⅱ5=n电机=1470r/minnⅲ7=2123r/min

nⅳ15=205r/minnⅴ17=143r/min

则其它各轴的转速为：

nⅰ34=n电机/i45=1470/1.46=1006r/min

nⅰ2=nⅰ34/i23=1006/1.77=586r/min

nⅰ=1006r/min

nⅱ5=n电机=1470r/min

nⅲ6=nⅱ5/i56=1470/1.10=11336r/min

nⅲ7=nⅲ6/i67=1336/0.63=2123r/min

nⅳ34=1006r/min

nⅳ89=nⅳ34/i48=1006/1.18=853r/min

nⅳ1011=nⅳ89/i910=853/1.14=748r/min

nⅳ1213=nⅳ1011/i1112=748/3=249r/min

nⅳ14=nⅳ1213/i14=249/1.34=186r/min

nⅳ15=205r/min

nⅴ16=nⅳ1213/i1316=249/1.34=186r/min

nⅴ17=143r/min

（2）各轴的功率：

（3）各轴的扭矩：

3、选择齿轮材料并确定许用应力

1）查《机械设计基础》表6-9大小齿轮均采用45钢调质，齿面硬度分别为240BHS,200HBS.

由图6-30，6-31查得σHlim5=580MPaσFlim5=460MPa

σHlim4=540MPaσFlim4=420MPa

取SHmin=1SFmin=1

〔σH5〕=σHlim1/SHmin=580/1=580MPa

〔σH5〕=σHlim2/SHmin=540/1=540MPa

〔σF4〕=σFlim1/SFmin=460/1=460MPa

〔σF4〕=σFlim2/SFmin=420/1=420MPa

2）按齿面接触疲劳强度设计计算

d≧3√（590/σH）2·KT1（i+1）/￠di

传递扭矩:

T5=9.55×106·P电机/n=9.55×106×1.8/1470=11694N·M

载荷系数K:

因为有轻微的冲击，齿轮相对轴承对称，由《机械设计基础》表6-6取K=1.0,齿宽系数￠d：

由《机械设计基础》表6-7取

￠d=0.4

许用接触应力〔σH〕：

〔σH〕=〔σH2〕=540MPa

传动比：

i=1.46

将以上参数代入上式，得

d≧3√（590/σH）2·KT1（i+1）/￠di

=3√（590/540）2×11694×（1.46+1）/0.4×1.46=30mm

取接触应力直径为：

d5=52mm

3）确定齿轮的参数及主要尺寸

齿数：

初选参数：

输入轴齿数Z5=39

Z4=i·Z5=1.46×39=57

模数：

初选螺旋角β=20°

则法面模数:

mn=d5cosβ/Z5=52×cos20°/39=1.25

取标准植mn=2

标准中心距：

a45=mn（Z5+Z4）/2cosβ=2×（39+57）/2×cos20°100.9mm

为了便于箱体加工和测量取a=100mm

则实际螺旋角

βˊ=arccosmn（Z5+Z4）/2a=arccos2×（39+57）/2×100=16.26°

在8°～25°范围内合适

4）其它主要尺寸的计算:

分度圆直径:

d5=mn·Z5/cosβˊ=2×39/cos16.26°=81.25mm

d4=mn·Z4/cosβˊ=2×57/cos16.26°=118.75mm

齿顶圆直径：

da5=d5+2mn=81.25+2×2=85.25mm

da4=d4+2mn=118.75+2×2=122.75mm

齿根圆直径：

df5=d5-2mn（（ha﹡+c﹡）=81.25-2×2（1+0.25）=76.25mm

df4=d4-2mn（（ha﹡+c﹡）=118.75-2×2（1+0.25）=113.75mm

齿宽：

b=￠d·d5=0.4×81.25=32.5mm

则取齿宽b=32mm

5）验算齿根弯曲疲劳强度：

σF=1.6KT1cosβ/bmnd1·Yfs≦〔σF〕

当量齿数Zv:

Zv5=z5/cos3βˊ=39/cos316.26°=44.08

Zv4=z4/cos3βˊ=57/cos316.26°=64.432

复合齿形系数：

Yfs

根据Zv5，Zv4查《机械设计基础》得Yfs5=3.85

Yfs4=4.0

σF5=1.6KT1cosβ/bmnd1·Yfs5

=1.6×1×11694×cos20°×3.85/32×2×81.25=13Mpa﹤〔σF〕

σF4=σF5·Yfs4/Yfs5=13×4.0/3.85=13.5Mpa﹤〔σF〕

弯曲疲劳强度足够

6）确定齿轮传动精度：

齿轮圆周速度V=πd5n5/60×1000

=3.14×81.25×1470/60×1000=6.25m/s

查《机械设计基础》表6-4确定公差组均为8级精度。

7）计算齿合力

圆周力Ft=2T1/d5=2×11694/81.25=287.85N

径向力Fr=Fttanan/cosβˊ=287.85×tan20°/cos16.26°=109N

轴向力Fa=FtFttanan=287.85×tan20°=104.77N

4、其它齿轮的设计计算

1）i12=0.565i23=1.77m=2β=20°βˊ=16.26°

初选齿数Z3=39

Z2=Z3·i23=39×1.77=69

Z1=Z2·i12=69×0.565=39

中心距a23=mn（Z3+Z2）/2cosβ=2×（39+69）/2×cos20°=113.6mm

a12=mn（Z2+Z1）/2cosβ=2×（69+39）/2×cos20°=113.6mm

取标准中心距a23=115mma12=115mm

分度圆的直径：

d3=mn·Z3/cosβˊ=2×39/cos16.26°=81.25mm

d2=mn·Z2/cosβˊ=2×69/cos16.26°=143.75mm

d1=mn·Z1/cosβˊ=2×39/cos16.26°=81.25mm

齿顶圆直径：

da3=d3+2mn=81.25+2×2=85.25mm

da2=d2+2mn=143.75+2×2=147.75mm

da1=d1+2mn=81.25+2×2=85.25mm

齿根圆直径：

df3=d3-2mn（（ha﹡+c﹡）=81.25-2×2（1+0.25）=76.25mm

df2=d2-2mn（（ha﹡+c﹡）=143.75-2×2（1+0.25）=138.75mm

df1=d1-2mn（（ha﹡+c﹡）=81.25-2×2（1+0.25）=76.25mm

2）Z5=39i56=1.1i67=0.63m=2β=20°βˊ=16.26°

则Z6=i56·Z5=1.1×39=43

Z7=i67·Z6=0.63×43=27

中心距：

a56=mn（Z5+Z6）/2cosβ=2×（39+43）/2×cos20°=87.26mm

a67=mn（Z6+Z7）/2cosβ=2×（43+27）/2×cos20°=74.49mm

取标准中心距a56=88mma67=75mm

分度圆直径：

d6=mn·Z6/cosβˊ=2×43/cos16.26°=89.58mm

d7=mn·Z7/cosβˊ=2×27/cos16.26°=56.25mm

齿顶圆直径：

da6=d6+2mn=89.58+2×2=93.58mm

da7=d7+2mn=56.25+2×2=60.25mm

齿根圆直径：

df6=d6-2mn（（ha﹡+c﹡）=89.58-2×2（1+0.25）=84.58mm

df7=d72mn（（ha﹡+c﹡）=56.25-2×2（1+0.25）=51.25mm

3）Z4=57i48=1.18m=2β=20°βˊ=16.26°

Z8=i48·Z4=1.18×57=67

中心距：

a48=mn（Z4+Z8）/2cosβ=2×（57+67）/2×cos20°=131.95mm

取标准中心距a48=132mm

分度圆直径：

d8=mn·Z8/cosβˊ=2×67/cos16.26°=139.58mm

齿顶圆直径：

da8=d8+2mn=139.58+2×2=143.58mm

齿根圆直径：

df8=d8-2mn（（ha﹡+c﹡）=139.58-2×2（1+0.25）=134.58mm

4）i910=1.14i1112=3m=2β=20°βˊ=16.26°

初选参数：

Z9=52Z11=33

则Z10=i910·Z9=1.14×52=59

Z12=i1112·Z11=3×33=99

中心距：

a910=mn（Z9+Z10）/2cosβ=2×（52+59）/2×cos20°=118.12mm

a1112=mn（Z11+Z12）/2cosβ=2×（33+99）/2×cos20°=140.47mm

取标准中心距a910=120mma1112=140mm

分度圆直径：

d9=mn·Z9/cosβˊ=2×52/cos16.26°=108.33mm

d10=mn·Z10/cosβˊ=2×59/cos16.26°=122.92mm

d11=mn·Z11/cosβˊ=2×33/cos16.26°=68.75mm

d12=mn·Z12/cosβˊ=2×99/cos16.26°=2016.25mm

齿顶圆直径：

da9=d9+2mn=108.33+2×2=112.33mm

da10=d10+2mn=122.52+2×2=126.92mm

da11=d11+2mn=68.75+2×2=72.75mm

da12=d12+2mn=206.5+2×2=210.25mm

齿根圆直径：

df9=d9-2mn（（ha﹡+c﹡）=108.33-2×2（1+0.25）=103.33mm

df10=d10-2mn（（ha﹡+c﹡）=122.92-2×2（1+0.25）=117.92mm

df11=d11-2mn（（ha﹡+c﹡）=68.75-2×2（1+0.25）=63.75mm

df12=d12-2mn（（ha﹡+c﹡）=206.25-2×2（1+0.25）=201.25mm

5）i1314=1.34i1415=0.92i1316=1.34i1617=1.31

m=2β=20°βˊ=16.26°

初选参数：

Z13=44

则Z14=i1314·Z13=1.34×44=59

Z15=i1415·Z14=0.92×59=54

Z16=i1316·Z13=1.34×44=59

Z17=i1617·Z16=1.31×59=77

中心距：

A1314=mn（Z13+Z14）/2cosβ=2×（44+59）/2×cos20°=109.61mm

a1415=mn（Z14+Z15）/2cosβ=2×（59+54）/2×cos20°=120.25mm

a1316=mn（Z13+Z16）/2cosβ=2×（44+59）/2×cos20°=109.61mm

a1617=mn（Z16+Z17）/2cosβ=2×（59+77/2×cos20°=144.73mm

取标准中心距a1314=110mma1415=120mm

a1316=110mma1617=145mm

分度圆直径：

d13=mn·Z13/cosβˊ=2×44/cos16.26°=91.67mm

d14=mn·Z14/cosβˊ=2×59/cos16.26°=122.92mm

d15=mn·Z15/cosβˊ=2×54/cos16.26°=112.5mm

d16=mn·Z16/cosβˊ=2×59/cos16.26°=122.92mm

d17=mn·Z17/cosβˊ=2×77/cos16.26°=160.42mm

齿顶圆直径：

da13=d13+2mn=91.67+2×2=95.67mm

da14=d14+2mn=122.52+2×2=126.92mm

da15=d15+2mn=112.5+2×2=116.5mm

da16=d16+2mn=122.92+2×2=126.92mm

da17=d17+2mn=160.42+2×2=164.42mm

齿根圆直径：

df13=d13-2mn（（ha﹡+c﹡）=91.67-2×2（1+0.25）=86.67mm

df14=d14-2mn（（ha﹡+c﹡）=122.92-2×2（1+0.25）=117.92mm

df15=d15-2mn（（ha﹡+c﹡）=112.5-2×2（1+0.25）=107.5mm

df16=d16-2mn（（ha﹡+c﹡）=122.92-2×2（1+0.25）=117.92mm

df17=d17-2mn（（ha﹡+c﹡）=160.42-2×2（1+0.25）=155.42mm

五、轴的设计

1、选轴的材料和热处理方法

车头箱减速器是一般用途的减速器，所以轴的材料选用45钢经调治处理，便能满足使用要求。

45钢经调治处理后硬度为217~255HBS。

由<<机械设计手册>>查得：

бB=650Mpaбs=360Mpaб-1=300Mpa[б-1]=60Mpa

2、按扭矩强度估算轴的直径

轴的最小直径计算公式为：

dmin≥A3√p/n

由<<机械设计基础>>查得：

A=118~107

则dmin5≥A3√p/n

=（118~107）×3√1.7/1470=12.4~11.3mm

在Z5轴上，估取安装轴承处的轴径d0=35mm，安装皮带轮处的

轴径d0=30mm,安装齿轮处的轴径d=40mm，安装联轴器轴端轴

径为d0=30mm，轴上的其余轴径尺寸由结构要求而定。

3、联轴器的选择

减速器输出轴与压辊轴采用弹性柱销联轴器，又前面计算知：

T5=11.04N·M

由<<机械设计手册>>查得：

选用弹性柱销联轴器的型号为：

TL5联轴器，

30×82GB4323B-84-1985

主要参数尺寸如下：

许用最大扭矩：

125N·m

许用最大转速：

3600r/min

主动端d1=30mmJ1型轴孔，L=82mm，A型键槽

从动端d2=30mmJ1型轴孔，L=82mm，A型键槽

4、轴承的选择

Z5轴为输入，输出，传动轴，既作用着径向力Fr，又作用着轴向力，故选用深沟球轴承，型号为107GB276-86

其主要尺寸如下：

d=35mmD=62mmB=20mm

5、轴的结构设计

在Z5轴上两端的轴承以选用107GB276-85型号，与轴承配合的轴径为35mm,

以轴肩作为轴向定位，因此在安装齿轮处的轴径不小于35mm，齿轮的齿根圆直径只有76mm，故齿轮应采用齿轮轴结构。

6、轴的强度计算

以Z5轴为例，根据Z5轴的结构设计和箱体尺寸要求取L=500mm，L/2=250mm，由前面计算知：

T5=11.04NMFt5=287.5NFr5=109NFa5=104.77N

1）根据轴系部件结构作出轴系空间力图（a）

2）作出Z5轴垂直平面受力图，求支反力RAV、RBV，画弯矩图MV,

如图（b）

RBV=（5/2·Fa5+L/2·Fr5）/500=（81.25/2×104.7+500/2×109）/500=63.N

RAV=RBV-Fr5=62-109=-46N

齿轮中心面左侧弯矩MV1

MV1=RAV·L/2=46×（500/2）=11500N·m

齿轮中心面右侧弯矩图MV2

MV2=RBV·L/2=32×（500/2）=15500N·m

3）作出Z5轴平面受力图，求支反力RAHRBH,如图（C）

画弯矩图MH

RAH=RBH=Ft5/2=287.5/2=143.75N

MH=RAH（L/2）=143.72×（500/2）=35937.5N·mm

支反力RARB，绘总弯矩图M

RA=√RAV2+RBH2=√462+143.752=150.9N

RB=√RBV2+RAH2=√632+143.752=156.9N

齿轮中心面左侧总弯矩图M1

M1=√MV12+MV22=√115002+35937.52=37693.6N·mm

齿轮中心面右侧总弯矩图M2

M2=√MV22+MH2=√155002+35937.52=39107N·mm

5）绘转矩图（d）

6）绘制当量弯矩图Mc如图（f）

因为皮带轮

单向传动，从安全角度出发，轴上的转矩T5按脉冲当量循环考虑，故取校正系数a=0.6

齿轮中心面处最大当量弯矩Mc为：

Mc1=√M12+（aT5）2=√37693.62+（0.611×11040）2=146441.3N·mm

Mc2=√M22+（aT5）2

=√3971072+（0.611×11040）2=157267.7N·mm

取Mc=Mc2=157267.7N·mm

7）选危险截面进行强度核算

根据当量弯矩图，初选中心面为危险截面，该截面有键槽，故应将轴径加大5%

由此得：

d≥1.05×3√Mc/0.1×[б-1]

=1.05×3√157267.7/0.1×60=31.19mm

由计算结果可知，轴径小于安装齿轮处的实际轴径，所以强度足够

7、轴承的寿命计算

以Z5轴为例，Z5轴轴承以选用型号为30211的一对圆珠滚子轴承正装。

其有关数据如下：

C=86.5KNe=0.4Y=1.5载荷系数.fp=1.1温度系数ft=1.0

轴承受力情况如下：

由前面计算知：

RA=150.9NRB=156.9N

RARB即为轴承径向力FrAFrBFrA=RA=150.9N

FrB=RB=156.