1103-FA311系列高速并条机车头箱的设计

1103-FA311系列高速并条机车头箱的设计,fa311,系列,高速,并条,机车头,设计 1本设计已经通过答辩，如果需要图纸请联系 QQ 251133408 另专业团队代做毕业设计，质量速度有保证2扬 州 市 职 业 大 学毕 业 设 计设计题目：FA311 系列高速并条机车头箱的设计系 别：机械工程系专 业：机械制造工艺及设备班 级：01 机械（ 2）班姓 名：学 号：指导老师：完成时间：3目录一、毕业设计的目的二、课题简介三、箱体结构的设计四、结构尺寸的设计计算五、轴的设计六、参考文献七、毕业小结4一、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5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FA311 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长的产品，年产量 1000 台，车头箱是 FA311 系列高速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 FA311 高速并条机右侧上方的。三、确定箱体结构、绘制原始依据图6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LBH=9402545737四、结构尺寸设计已知：电机功率 P=1.8KW,电机转速 n=1470r/minn1=1006r/min, n5 =n 电机=1470r/min, n7=2123r/min,n15=205r/min, n17=143r/min1) 确定传动比及分配传动比总传动比：i总=n 电机/n1=1470/1006=1.5i总=n 电机/n5=1470/1470=1i总=n 电机/n7=1470/2123=0.7i总=n 电机/n15=1470/205=7.28i总=n 电机/n17=1470/143=10.3传动比的分配：i总=i45i 23i12则：i45 =1.46 i23=1.77 i12=0.565i总=i5=1i总=i56i67则：i56=1.10 i67=0.63i总=i45i48i9 10 i11 12i13 14i14 15则：i45=1.46 i48=1.18 i9 10=1.14 i11 12=3 i13 14=1.34 i14 15=0.92i总=i45i48i9 10 i11 12i13 16i16 17则：i13 16=1.34 i16 17=1.312)、运动参数的和动力参数的设计（1）各输出轴速度已知：n1=1006r/min n5 =n 电机=1470r/min n7=2123r/minn15=205r/min n17=143r/min则其它各轴的转速为：n34=n 电机 /i45=1470/1.46=1006r/minn2= n34/i23=1006/1.77=586 r/minn=1006 r/min9n5=n 电机=1470r/minn6= n5/i56=1470/1.10=11336 r/minn7= n6/i67=1336/0.63=2123 r/minn34=1006 r/minn89= n34/i48=1006/1.18=853 r/minn10 11= n89/i9 10=853/1.14=748 r/minn12 13= n10 11/i11 12=748/3=249 r/minn14= n12 13/i14=249/1.34=186 r/minn15= 205 r/minn16= n12 13/i13 16=249/1.34=186 r/minn17= 143 r/min（2）各轴的功率：电机到各传动轴的效率：1=1 23=0.960.980.97=0.822=1 2 23 2 =0.960.9820.972=0.8734=1 2 33 3=0.960.983=0.915=1 2=0.960.98=0.946=1 23= 0.960.980.97=0.91107=1 2 23 2=0.960.9820.972=0.8789=1 2 23 2=0.960.9820.972=0.8710 11=12 33 3=0.960.9830.973=0.8212 13=12 43 4=0.960.9840.974=0.7814=1 2 53 5=0.960.9850.975=0.7515=1 2 63 6=0.960.9860.976=0.7116=12 53 5=0.960.9850.975=0.7517=12 63 6=0.960.9860.976=0.71查机械设计实训教程 1=0.96（V 带传动效率）2=0.98（滚动轴承的传动效率）3=0.97（齿轮精度为 8级）实际功率：P 电机=1.8KWP1 = P 电机1=1.80.82=1.18 KWP2 = P 电机2=1.80.87=1.57 KWP34 = P 电机34=1.80.91=1.64 KWP 5= P 电机5=1.8 0.94=1.70 KWP6 = P 电机6=1.80.91=1.64 KW11P7 P 电机7=1.80.87=1.57 KW P89= P 电机89=1.80.87=1.57 KWP10 11= P 电机10 11=1.80.82=1.48 KWP12 13= P 电机12 13=1.80.78=1.4 KWP14= P 电机14=1.80.75=1.35 KWP15= P 电机15=1.80.71=1.26 KWP16 = P 电机16=1.80.75=1.35 KWP17 = P 电机16=1.80.71=1.26 KW（3）各轴的扭矩 ：电机轴：T0 =9550P/n=95501.8/1470=11.69 NMT1=9550 P1/n1=95501.48/1006=14.05 NMT2=9550 P1/n2=95501.57/568=26.4 NMT34=9550 P1/n34=95501.64/1006=15.6 NMT5 =9550 P5 /n5=95501.7/1470=11.04 NM12T6=9550 P6=95501.64/1336=11.7 NMT7=9550 P7=95501.57/2123=7.06 NMT89=9550 P89=95501.57/853=17.6 NMT10 11=9550 P10 11=95501.48/748=18.9 NMT12 13=9550 P12 13=95501.4/249=53.7 NMT14=9550 P14=95501.35/186=69.3 NMT15=9550 P15=95501.26/205=58.7 NMT16=9550P16=95501.35/186=69.3 NMT17=9550P17=95501.26/143=84.1 NM3、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 Hlim5=580MPa Flim5=460MPaHlim4=540 MPa Flim4=420 MPa取 SHmin=1 SFmin=1H5 =Hlim1/SHmin =580/1=580 MPa13H5 =Hlim2/SHmin =540/1=540 MPaF4=F lim1/ SFmin=460/1=460 MPaF4=F lim2/ SFmin=420/1=420 MPa2) 按齿面接触疲劳强度设计计算d 3(590/ H) 2KT1(i+1)/di传递扭矩:T5=9.55106 P 电机/n=9.5510 61.8/1470=11694 NM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H ：H =H2 =540MPa传动比：i=1.46将以上参数代入上式，得d 3(590/ H) 2KT1(i+1)/di=3（590/540） 211694（1.46+1 ）/0.41.46=30mm取接触应力直径为：d5 =52mm3)确定齿轮的参数及主要尺寸齿数：初选参数：输入轴齿数 Z5=39Z4=iZ5=1.4639=57模数： 初选螺旋角 =20则法面模数: mn=d5 cos/ Z5=52cos20 /39=1.2514取标准植 mn=2标准中心距：a45= mn (Z5 +Z4)/2 cos=2(39+57)/2cos20100.9 mm为了便于箱体加工和测量 取 a=100 mm则实际螺旋角= arc cos mn(Z5 +Z4)/2a= arc cos2(39+57)/2100=16.26在 825范围内合适4）其它主要尺寸的计算:分度圆直径: d5= mnZ5/ cos=239/cos16.26=81.25 mmd4 =mnZ4/ cos=257/cos16.26=118.75 mm齿顶圆直径：da5= d5+2 mn=81.25+22=85.25 mmda4= d4+2 mn=118.75+22=122.75 mm齿根圆直径：df5= d5-2 mn(ha +c )=81.25-22(1+0.25)=76.25 mmdf4= d4-2 mn(ha +c )=118.75-22(1+0.25)=113.75 mm齿宽： b=dd5=0.4 81.25=32.5 mm则取齿宽 b=32 mm5）验算齿根弯曲疲劳强度：F=1.6KT 1 cos/b mn d1 Yf sF15当量齿数 Zv:Zv5=z5/cos3=39/ cos316.26=44.08Zv4=z4/cos3=57/ cos 316.26=64.432复合齿形系数：Yfs 根据 Zv5 ，Zv4 查机械设计基础得 Yfs5=3.85Yfs4=4.0F5=1.6KT 1 cos/b mn d1 Yf s5 =1.6111694cos203.85/32281.25=13 Mpa FF4=F5Yfs4/Yfs5=134.0/3.85=13.5 Mpa F弯曲疲劳强度足够6）确定齿轮传动精度：齿轮圆周速度 V=d5n5/601000=3.1481.251470/601000=6.25 m/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=211694/81.25=287.85 N径向力 Fr= Ft tan an/ cos=287.85tan20/cos16.26 =109 N轴向力 Fa=Ft Ft tan an=287.85tan20=104.77 N4、其它齿轮的设计计算1) i12 =0.565 i23=1.77 m=2 =20 =16.26初选齿数 Z3=3916Z2= Z3 i23=391.77=69Z1= Z2 i12=690.565=39中心距 a23= mn (Z3 +Z2)/2 cos=2(39+69)/2cos20=113.6 mma12= mn (Z2 +Z1)/2 cos=2(69+39)/2cos20=113.6 mm取标准中心距 a23=115 mm a12=115 mm分度圆的直径：d3= mnZ3/ cos=239/cos16.26=81.25 mmd2= mnZ2/ cos=269/cos16.26=143.75 mmd1= mnZ1/ cos=239/cos16.26=81.25 mm齿顶圆直径：da3= d3+2 mn=81.25+22=85.25 mmda2= d2+2 mn=143.75+22=147.75 mmda1= d1+2 mn=81.25+22=85.25 mm齿根圆直径：df3= d3-2 mn(ha +c )=81.25-22(1+0.25)=76.25 mmdf2= d2-2 mn(ha +c )=143.75-22(1+0.25)=138.75 mmdf1= d1-2 mn(ha +c )=81.25-22(1+0.25)=76.25 mm2) Z5=39 i56=1.1 i67=0.63 m=2 =20 =16.26 则 Z6= i56Z5=1.139=43Z7= i67Z6=0.6343=27中心距：17a56= mn (Z5 +Z6)/2 cos=2(39+43)/2cos20=87.26 mma67= mn (Z6 +Z7)/2 cos=2(43+27)/2cos20=74.49 mm取标准中心距 a56=88 mm a67=75 mm 分度圆直径：d6= mnZ6/ cos=243/cos16.26=89.58 mmd7= mnZ7/ cos=227/cos16.26=56.25 mm齿顶圆直径：da6= d6+2 mn=89.58+22=93.58 mmda7= d7+2 mn=56.25+22=60.25 mm齿根圆直径：df6= d6-2 mn(ha +c )=89.58-22(1+0.25)=84.58 mmdf7= d72 mn(ha +c )=56.25-22(1+0.25)=51.25 mm3) Z4=57 i48=1.18 m=2 =20 =16.26 Z8= i48 Z4=1.1857=67中心距：a48= mn (Z4+Z8)/2 cos=2(57+67)/2cos 20=131.95 mm取标准中心距 a48=132 mm分度圆直径：d8= mnZ8/ cos=267/cos16.26=139.58 mm齿顶圆直径：da8= d8+2 mn=139.58+22=143.58 mm18齿根圆直径：df8= d8-2 mn(ha +c )=139.58-22(1+0.25)=134.58 mm4) i9 10=1.14 i11 12=3 m=2 =20 =16.26 初选参数： Z9=52 Z11=33则 Z10= i9 10Z9=1.1452=59Z12= i11 12Z11=333=99中心距：a9 10= mn (Z9+Z10)/2 cos=2(52+59)/2cos20=118.12 mma11 12= mn (Z11+Z12)/2 cos=2(33+99)/2cos20=140.47 mm取标准中心距 a9 10=120 mm a11 12=140 mm分度圆直径：d9= mnZ9/ cos=252/cos16.26=108.33 mmd10= mnZ10/ cos=259/cos16.26=122.92mmd11= mnZ11/ cos=233/cos16.26=68.75mmd12= mnZ12/ cos=299/cos16.26=2016.25mm齿顶圆直径：da9= d9+2 mn=108.33+22=112.33 mmda10= d10+2 mn=122.52+22=126.92 mmda11= d11+2 mn=68.75+22=72.75 mmda12= d12+2 mn=206.5+22=210.25 mm齿根圆直径：df9= d9-2 mn(ha +c )=108.33-22(1+0.25)=103.33 mm19df10= d10-2 mn(ha +c )=122.92-22(1+0.25)=117.92 mmdf11= d11-2 mn(ha +c )=68.75-22(1+0.25)=63.75 mmdf12= d12-2 mn(ha +c )=206.25-22(1+0.25)=201.25 mm5) i13 14=1.34 i14 15=0.92 i13 16=1.34 i16 17=1.31 m=2 =20 =16.26初选参数： Z13=44则 Z14= i13 14Z13=1.3444=59Z15= i14 15Z14=0.9259=54Z16= i13 16Z13=1.3444=59Z17= i16 17Z16=1.3159=77中心距：A13 14= mn (Z13+Z14)/2 cos=2(44+59)/2cos20=109.61 mma14 15= mn (Z14+Z15)/2 cos=2(59+54)/2cos20=120.25mma13 16= mn (Z13+Z16)/2 cos=2(44+59)/2cos20=109.61mma16 17= mn (Z16+Z17)/2 cos=2(59+77/2 cos20=144.73mm取标准中心距 a13 14=110 mm a14 15=120 mm a13 16=110 mm a16 17=145 mm分度圆直径：d13= mnZ13/ cos=244/cos16.26=91.67 mmd14= mnZ14/ cos=259/cos16.26=122.92 mmd15= mnZ15/ cos=254/cos16.26=112.5 mmd16= mnZ16/ cos=259/cos16.26=122.92 mm20d17= mnZ17/ cos=277/cos16.26=160.42 mm齿顶圆直径：da13= d13+2 mn=91.67+22=95.67 mmda14= d14+2 mn=122.52+22=126.92 mmda15= d15+2 mn=112.5+22=116.5 mmda16= d16+2 mn=122.92+22=126.92 mmda17= d17+2 mn=160.42+22=164.42 mm齿根圆直径：df13= d13-2 mn(ha +c )=91.67-22(1+0.25)=86.67 mmdf14= d14-2 mn(ha +c )=122.92-22(1+0.25)=117.92 mmdf15= d15-2 mn(ha +c )=112.5-22(1+0.25)=107.5 mmdf16= d16-2 mn(ha +c )=122.92-22(1+0.25)=117.92 mmdf17= d17-2 mn(ha +c )=160.42-22(1+0.25)=155.42 mm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 217255HBS。由查得：B=650Mpa s=360 Mpa -1=300 Mpa -1=60 Mpa212、 按扭矩强度估算轴的直径轴的最小直径计算公式为：dminA 3p/n由查得： A=118107则 dmin5A 3p/n=（118107） 31.7/1470=12.411.3 mm在 Z5 轴上，估取安装轴承处的轴径 d0=35 mm ，安装皮带轮处的 轴径 d0=30 mm , 安装齿轮处的轴径 d=40 mm ，安装联轴器轴端轴径为 d0=30 mm ，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=11.04NM由查得：选用弹性柱销联轴器的型号为：TL5 联轴器，3082GB 4323B-84-1985主要参数尺寸如下：许用最大扭矩：125 Nm许用最大转速：3600r/min主动端 d1=30mm J1型轴孔，L=82mm，A 型键槽从动端 d2=30mm J1型轴孔，L=82mm，A 型键槽4、 轴承的选择22Z5 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 107 GB276-86其主要尺寸如下：d=35mm D=62mm B=20mm5、 轴的结构设计在 Z5 轴上两端的轴承以选用 107 GB276-85 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=11.04NM Ft5=287.5N Fr5=109N Fa5=104.77N1) 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=(5/2Fa5+L/2 Fr5)/500=(81.25/2104.7+500/2109)/500=63.NRAV= RBV- Fr5=62-109= -46 N齿轮中心面左侧弯矩 MV1MV1= RAVL/2=46(500/2) =11500 Nm齿轮中心面右侧弯矩图 MV2MV2= RBVL/2=32(500/2) =15500 Nm3)作出 Z5 轴平面受力图，求支反力 RAH RBH , 如图 （C）23画弯矩图 MHRAH= RBH= Ft5/2=287.5/2=143.75 NMH= RAH(L/2)=143.72(500/2)=35937.5 Nmm支反力 RA RB，绘总弯矩图 MRA=R AV2 + RBH2= 462 +143.752=150.9 NRB= RBV 2 + RAH2=63 2 +143.752=156.9 N齿轮中心面左侧总弯矩图 M1M1=MV 12 + MV22= 115002 +35937.52=37693.6 Nmm齿轮中心面右侧总弯矩图 M2M2=MV2 2 + MH2=15500 2+35937.52=39107 Nmm5）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=37693.6 2 +(0.61111040) 2=146441.3 NmmMc2= M22+（aT5） 2=397107 2+(0.61111040) 2=157267.7 Nmm取 Mc= Mc2=157267.7 Nmm7）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24大 5%由此得： d1.05 3Mc/0.1-1=1.053157267.7/0.160=31.19 mm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257、 轴承的寿命计算以 Z5 轴为例，Z 5 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=86.5KN e=0.4 Y=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=150.9 N RB=156.9 NRA RB 即为轴承径向力 FrA FrB FrA = RA=150.9 N FrB =RB=156.9 N1) 计算内部轴向力 SSA= FrA/2Y=150.9/21.5=50.3 NSB= FrB/2Y=156.9/21.5=52.3 N2) 计算实际轴向力26FaA=SA, SB-Fa5=max50.3, 52.3-104.7=50.3 NFaB= SA, SB+ Fa5=min50.3, 52.3+104.7=155 N3）计算当量动载荷 PPA=fp(XA FrA+YA FaA)=1.1(1150.9+050.3)=165.99 NPB= fp(XB FrB+YB FaB)=1.1(154.9+0155) =170.39 N8、 计算轴承的额定寿命 Lh因为 PA PB，所以按右侧轴承计算轴承的额定寿命 LhLh=106 (ftC/PB) 3/60n=106(186500/170.39)/601470=57557.6 h9、选用键并校核强度以 Z5 轴为例，Z 5 轴上安装齿轮处选用键的型号为 A 型键，GB/T1979, b=16mm h=8mm L=56mm键槽深 t=4mm 键的工作长度为 L=56-mmT5=11.04NM d=40mm因为对于按标准选择的平键连接具有足够的减切强度，故按挤压强度计算校核p=4T/dhl=411040/40852=26.5 Mpa由机械设计基础查得键连接的许用挤压压力 p=125Mpa显然 p p，故连接强度足够，能够满足要求，安全。27参考文献1郭爱莲：新编机械工程技术手册 ，经济日报出版社 1991年；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孟宪源：现代机构手册 （下册） ，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10 机械设计基础 高等教育出版社 隋明洋 主编28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中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，但非常高兴的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。我们初台设计时候，因遇到从来没有用过的软件功能，导致对设计无从着手地步。最后得到教师的指点，才正确地进入设计程序中，我们深智能设计不易，仍专细致的做。回想起第一次画图，翻了多少书，问了多少人，经过多次计算，修改，才将一个略为准确的图画出来，一步步走向完善，其他零件也足如此，多次观察、计算、修改。才绘制出零件的准确性，得到较完善的零件。经过两个月的时间绘制如减速器的七十几个零件，经过多次组装，多次修改，完成了它的装配，设计过程中经常会出现这样那样的结构错误都被指导老师及时指正过来，在职段设计过程中，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。最后，感谢指导教师老师的帮助！1本设计已经通过答辩，如果需要图纸请联系 QQ 251133408 另专业团队代做毕业设计，质量速度有保证2扬 州 市 职 业 大 学毕 业 设 计设计题目：FA311 系列高速并条机车头箱的设计系 别：机械工程系专 业：机械制造工艺及设备班 级：01 机械（ 2）班姓 名：学 号：指导老师：完成时间：3目录一、毕业设计的目的二、课题简介三、箱体结构的设计四、结构尺寸的设计计算五、轴的设计六、参考文献七、毕业小结4一、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5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FA311 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长的产品，年产量 1000 台，车头箱是 FA311 系列高速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 FA311 高速并条机右侧上方的。三、确定箱体结构、绘制原始依据图6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LBH=9402545737四、结构尺寸设计已知：电机功率 P=1.8KW,电机转速 n=1470r/minn1=1006r/min, n5 =n 电机=1470r/min, n7=2123r/min,n15=205r/min, n17=143r/min1) 确定传动比及分配传动比总传动比：i总=n 电机/n1=1470/1006=1.5i总=n 电机/n5=1470/1470=1i总=n 电机/n7=1470/2123=0.7i总=n 电机/n15=1470/205=7.28i总=n 电机/n17=1470/143=10.3传动比的分配：i总=i45i 23i12则：i45 =1.46 i23=1.77 i12=0.565i总=i5=1i总=i56i67则：i56=1.10 i67=0.63i总=i45i48i9 10 i11 12i13 14i14 15则：i45=1.46 i48=1.18 i9 10=1.14 i11 12=3 i13 14=1.34 i14 15=0.92i总=i45i48i9 10 i11 12i13 16i16 17则：i13 16=1.34 i16 17=1.312)、运动参数的和动力参数的设计（1）各输出轴速度已知：n1=1006r/min n5 =n 电机=1470r/min n7=2123r/minn15=205r/min n17=143r/min则其它各轴的转速为：n34=n 电机 /i45=1470/1.46=1006r/minn2= n34/i23=1006/1.77=586 r/minn=1006 r/min9n5=n 电机=1470r/minn6= n5/i56=1470/1.10=11336 r/minn7= n6/i67=1336/0.63=2123 r/minn34=1006 r/minn89= n34/i48=1006/1.18=853 r/minn10 11= n89/i9 10=853/1.14=748 r/minn12 13= n10 11/i11 12=748/3=249 r/minn14= n12 13/i14=249/1.34=186 r/minn15= 205 r/minn16= n12 13/i13 16=249/1.34=186 r/minn17= 143 r/min（2）各轴的功率：电机到各传动轴的效率：1=1 23=0.960.980.97=0.822=1 2 23 2 =0.960.9820.972=0.8734=1 2 33 3=0.960.983=0.915=1 2=0.960.98=0.946=1 23= 0.960.980.97=0.91107=1 2 23 2=0.960.9820.972=0.8789=1 2 23 2=0.960.9820.972=0.8710 11=12 33 3=0.960.9830.973=0.8212 13=12 43 4=0.960.9840.974=0.7814=1 2 53 5=0.960.9850.975=0.7515=1 2 63 6=0.960.9860.976=0.7116=12 53 5=0.960.9850.975=0.7517=12 63 6=0.960.9860.976=0.71查机械设计实训教程 1=0.96（V 带传动效率）2=0.98（滚动轴承的传动效率）3=0.97（齿轮精度为 8级）实际功率：P 电机=1.8KWP1 = P 电机1=1.80.82=1.18 KWP2 = P 电机2=1.80.87=1.57 KWP34 = P 电机34=1.80.91=1.64 KWP 5= P 电机5=1.8 0.94=1.70 KWP6 = P 电机6=1.80.91=1.64 KW11P7 P 电机7=1.80.87=1.57 KW P89= P 电机89=1.80.87=1.57 KWP10 11= P 电机10 11=1.80.82=1.48 KWP12 13= P 电机12 13=1.80.78=1.4 KWP14= P 电机14=1.80.75=1.35 KWP15= P 电机15=1.80.71=1.26 KWP16 = P 电机16=1.80.75=1.35 KWP17 = P 电机16=1.80.71=1.26 KW（3）各轴的扭矩 ：电机轴：T0 =9550P/n=95501.8/1470=11.69 NMT1=9550 P1/n1=95501.48/1006=14.05 NMT2=9550 P1/n2=95501.57/568=26.4 NMT34=9550 P1/n34=95501.64/1006=15.6 NMT5 =9550 P5 /n5=95501.7/1470=11.04 NM12T6=9550 P6=95501.64/1336=11.7 NMT7=9550 P7=95501.57/2123=7.06 NMT89=9550 P89=95501.57/853=17.6 NMT10 11=9550 P10 11=95501.48/748=18.9 NMT12 13=9550 P12 13=95501.4/249=53.7 NMT14=9550 P14=95501.35/186=69.3 NMT15=9550 P15=95501.26/205=58.7 NMT16=9550P16=95501.35/186=69.3 NMT17=9550P17=95501.26/143=84.1 NM3、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 Hlim5=580MPa Flim5=460MPaHlim4=540 MPa Flim4=420 MPa取 SHmin=1 SFmin=1H5 =Hlim1/SHmin =580/1=580 MPa13H5 =Hlim2/SHmin =540/1=540 MPaF4=F lim1/ SFmin=460/1=460 MPaF4=F lim2/ SFmin=420/1=420 MPa2) 按齿面接触疲劳强度设计计算d 3(590/ H) 2KT1(i+1)/di传递扭矩:T5=9.55106 P 电机/n=9.5510 61.8/1470=11694 NM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H ：H =H2 =540MPa传动比：i=1.46将以上参数代入上式，得d 3(590/ H) 2KT1(i+1)/di=3（590/540） 211694（1.46+1 ）/0.41.46=30mm取接触应力直径为：d5 =52mm3)确定齿轮的参数及主要尺寸齿数：初选参数：输入轴齿数 Z5=39Z4=iZ5=1.4639=57模数： 初选螺旋角 =20则法面模数: mn=d5 cos/ Z5=52cos20 /39=1.2514取标准植 mn=2标准中心距：a45= mn (Z5 +Z4)/2 cos=2(39+57)/2cos20100.9 mm为了便于箱体加工和测量 取 a=100 mm则实际螺旋角= arc cos mn(Z5 +Z4)/2a= arc cos2(39+57)/2100=16.26在 825范围内合适4）其它主要尺寸的计算:分度圆直径: d5= mnZ5/ cos=239/cos16.26=81.25 mmd4 =mnZ4/ cos=257/cos16.26=118.75 mm齿顶圆直径：da5= d5+2 mn=81.25+22=85.25 mmda4= d4+2 mn=118.75+22=122.75 mm齿根圆直径：df5= d5-2 mn(ha +c )=81.25-22(1+0.25)=76.25 mmdf4= d4-2 mn(ha +c )=118.75-22(1+0.25)=113.75 mm齿宽： b=dd5=0.4 81.25=32.5 mm则取齿宽 b=32 mm5）验算齿根弯曲疲劳强度：F=1.6KT 1 cos/b mn d1 Yf sF15当量齿数 Zv:Zv5=z5/cos3=39/ cos316.26=44.08Zv4=z4/cos3=57/ cos 316.26=64.432复合齿形系数：Yfs 根据 Zv5 ，Zv4 查机械设计基础得 Yfs5=3.85Yfs4=4.0F5=1.6KT 1 cos/b mn d1 Yf s5 =1.6111694cos203.85/32281.25=13 Mpa FF4=F5Yfs4/Yfs5=134.0/3.85=13.5 Mpa F弯曲疲劳强度足够6）确定齿轮传动精度：齿轮圆周速度 V=d5n5/601000=3.1481.251470/601000=6.25 m/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=211694/81.25=287.85 N径向力 Fr= Ft tan an/ cos=287.85tan20/cos16.26 =109 N轴向力 Fa=Ft Ft tan an=287.85tan20=104.77 N4、其它齿轮的设计计算1) i12 =0.565 i23=1.77 m=2 =20 =16.26初选齿数 Z3=3916Z2= Z3 i23=391.77=69Z1= Z2 i12=690.565=39中心距 a23= mn (Z3 +Z2)/2 cos=2(39+69)/2cos20=113.6 mma12= mn (Z2 +Z1)/2 cos=2(69+39)/2cos20=113.6 mm取标准中心距 a23=115 mm a12=115 mm分度圆的直径：d3= mnZ3/ cos=239/cos16.26=81.25 mmd2= mnZ2/ cos=269/cos16.26=143.75 mmd1= mnZ1/ cos=239/cos16.26=81.25 mm齿顶圆直径：da3= d3+2 mn=81.25+22=85.25 mmda2= d2+2 mn=143.75+22=147.75 mmda1= d1+2 mn=81.25+22=85.25 mm齿根圆直径：df3= d3-2 mn(ha +c )=81.25-22(1+0.25)=76.25 mmdf2= d2-2 mn(ha +c )=143.75-22(1+0.25)=138.75 mmdf1= d1-2 mn(ha +c )=81.25-22(1+0.25)=76.25 mm2) Z5=39 i56=1.1 i67=0.63 m=2 =20 =16.26 则 Z6= i56Z5=1.139=43Z7= i67Z6=0.6343=27中心距：17a56= mn (Z5 +Z6)/2 cos=2(39+43)/2cos20=87.26 mma67= mn (Z6 +Z7)/2 cos=2(43+27)/2cos20=74.49 mm取标准中心距 a56=88 mm a67=75 mm 分度圆直径：d6= mnZ6/ cos=243/cos16.26=89.58 mmd7= mnZ7/ cos=227/cos16.26=56.25 mm齿顶圆直径：da6= d6+2 mn=89.58+22=93.58 mmda7= d7+2 mn=56.25+22=60.25 mm齿根圆直径：df6= d6-2 mn(ha +c )=89.58-22(1+0.25)=84.58 mmdf7= d72 mn(ha +c )=56.25-22(1+0.25)=51.25 mm3) Z4=57 i48=1.18 m=2 =20 =16.26 Z8= i48 Z4=1.1857=67中心距：a48= mn (Z4+Z8)/2 cos=2(57+67)/2cos 20=131.95 mm取标准中心距 a48=132 mm分度圆直径：d8= mnZ8/ cos=267/cos16.26=139.58 mm齿顶圆直径：da8= d8+2 mn=139.58+22=143.58 mm18齿根圆直径：df8= d8-2 mn(ha +c )=139.58-22(1+0.25)=134.58 mm4) i9 10=1.14 i11 12=3 m=2 =20 =16.26 初选参数： Z9=52 Z11=33则 Z10= i9 10Z9=1.1452=59Z12= i11 12Z11=333=99中心距：a9 10= mn (Z9+Z10)/2 cos=2(52+59)/2cos20=118.12 mma11 12= mn (Z11+Z12)/2 cos=2(33+99)/2cos20=140.47 mm取标准中心距 a9 10=120 mm a11 12=140 mm分度圆直径：d9= mnZ9/ cos=252/cos16.26=108.33 mmd10= mnZ10/ cos=259/cos16.26=122.92mmd11= mnZ11/ cos=233/cos16.26=68.75mmd12= mnZ12/ cos=299/cos16.26=2016.25mm齿顶圆直径：da9= d9+2 mn=108.33+22=112.33 mmda10= d10+2 mn=122.52+22=126.92 mmda11= d11+2 mn=68.75+22=72.75 mmda12= d12+2 mn=206.5+22=210.25 mm齿根圆直径：df9= d9-2 mn(ha +c )=108.33-22(1+0.25)=103.33 mm19df10= d10-2 mn(ha +c )=122.92-22(1+0.25)=117.92 mmdf11= d11-2 mn(ha +c )=68.75-22(1+0.25)=63.75 mmdf12= d12-2 mn(ha +c )=206.25-22(1+0.25)=201.25 mm5) i13 14=1.34 i14 15=0.92 i13 16=1.34 i16 17=1.31 m=2 =20 =16.26初选参数： Z13=44则 Z14= i13 14Z13=1.3444=59Z15= i14 15Z14=0.9259=54Z16= i13 16Z13=1.3444=59Z17= i16 17Z16=1.3159=77中心距：A13 14= mn (Z13+Z14)/2 cos=2(44+59)/2cos20=109.61 mma14 15= mn (Z14+Z15)/2 cos=2(59+54)/2cos20=120.25mma13 16= mn (Z13+Z16)/2 cos=2(44+59)/2cos20=109.61mma16 17= mn (Z16+Z17)/2 cos=2(59+77/2 cos20=144.73mm取标准中心距 a13 14=110 mm a14 15=120 mm a13 16=110 mm a16 17=145 mm分度圆直径：d13= mnZ13/ cos=244/cos16.26=91.67 mmd14= mnZ14/ cos=259/cos16.26=122.92 mmd15= mnZ15/ cos=254/cos16.26=112.5 mmd16= mnZ16/ cos=259/cos16.26=122.92 mm20d17= mnZ17/ cos=277/cos16.26=160.42 mm齿顶圆直径：da13= d13+2 mn=91.67+22=95.67 mmda14= d14+2 mn=122.52+22=126.92 mmda15= d15+2 mn=112.5+22=116.5 mmda16= d16+2 mn=122.92+22=126.92 mmda17= d17+2 mn=160.42+22=164.42 mm齿根圆直径：df13= d13-2 mn(ha +c )=91.67-22(1+0.25)=86.67 mmdf14= d14-2 mn(ha +c )=122.92-22(1+0.25)=117.92 mmdf15= d15-2 mn(ha +c )=112.5-22(1+0.25)=107.5 mmdf16= d16-2 mn(ha +c )=122.92-22(1+0.25)=117.92 mmdf17= d17-2 mn(ha +c )=160.42-22(1+0.25)=155.42 mm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 217255HBS。由查得：B=650Mpa s=360 Mpa -1=300 Mpa -1=60 Mpa212、 按扭矩强度估算轴的直径轴的最小直径计算公式为：dminA 3p/n由查得： A=118107则 dmin5A 3p/n=（118107） 31.7/1470=12.411.3 mm在 Z5 轴上，估取安装轴承处的轴径 d0=35 mm ，安装皮带轮处的 轴径 d0=30 mm , 安装齿轮处的轴径 d=40 mm ，安装联轴器轴端轴径为 d0=30 mm ，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=11.04NM由查得：选用弹性柱销联轴器的型号为：TL5 联轴器，3082GB 4323B-84-1985主要参数尺寸如下：许用最大扭矩：125 Nm许用最大转速：3600r/min主动端 d1=30mm J1型轴孔，L=82mm，A 型键槽从动端 d2=30mm J1型轴孔，L=82mm，A 型键槽4、 轴承的选择22Z5 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 107 GB276-86其主要尺寸如下：d=35mm D=62mm B=20mm5、 轴的结构设计在 Z5 轴上两端的轴承以选用 107 GB276-85 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=11.04NM Ft5=287.5N Fr5=109N Fa5=104.77N1) 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=(5/2Fa5+L/2 Fr5)/500=(81.25/2104.7+500/2109)/500=63.NRAV= RBV- Fr5=62-109= -46 N齿轮中心面左侧弯矩 MV1MV1= RAVL/2=46(500/2) =11500 Nm齿轮中心面右侧弯矩图 MV2MV2= RBVL/2=32(500/2) =15500 Nm3)作出 Z5 轴平面受力图，求支反力 RAH RBH , 如图 （C）23画弯矩图 MHRAH= RBH= Ft5/2=287.5/2=143.75 NMH= RAH(L/2)=143.72(500/2)=35937.5 Nmm支反力 RA RB，绘总弯矩图 MRA=R AV2 + RBH2= 462 +143.752=150.9 NRB= RBV 2 + RAH2=63 2 +143.752=156.9 N齿轮中心面左侧总弯矩图 M1M1=MV 12 + MV22= 115002 +35937.52=37693.6 Nmm齿轮中心面右侧总弯矩图 M2M2=MV2 2 + MH2=15500 2+35937.52=39107 Nmm5）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=37693.6 2 +(0.61111040) 2=146441.3 NmmMc2= M22+（aT5） 2=397107 2+(0.61111040) 2=157267.7 Nmm取 Mc= Mc2=157267.7 Nmm7）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24大 5%由此得： d1.05 3Mc/0.1-1=1.053157267.7/0.160=31.19 mm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257、 轴承的寿命计算以 Z5 轴为例，Z 5 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=86.5KN e=0.4 Y=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=150.9 N RB=156.9 NRA RB 即为轴承径向力 FrA FrB FrA = RA=150.9 N FrB =RB=156.9 N1) 计算内部轴向力 SSA= FrA/2Y=150.9/21.5=50.3 NSB= FrB/2Y=156.9/21.5=52.3 N2) 计算实际轴向力26FaA=SA, SB-Fa5=max50.3, 52.3-104.7=50.3 NFaB= SA, SB+ Fa5=min50.3, 52.3+104.7=155 N3）计算当量动载荷 PPA=fp(XA FrA+YA FaA)=1.1(1150.9+050.3)=165.99 NPB= fp(XB FrB+YB FaB)=1.1(154.9+0155) =170.39 N8、 计算轴承的额定寿命 Lh因为 PA PB，所以按右侧轴承计算轴承的额定寿命 LhLh=106 (ftC/PB) 3/60n=106(186500/170.39)/601470=57557.6 h9、选用键并校核强度以 Z5 轴为例，Z 5 轴上安装齿轮处选用键的型号为 A 型键，GB/T1979, b=16mm h=8mm L=56mm键槽深 t=4mm 键的工作长度为 L=56-mmT5=11.04NM d=40mm因为对于按标准选择的平键连接具有足够的减切强度，故按挤压强度计算校核p=4T/dhl=411040/40852=26.5 Mpa由机械设计基础查得键连接的许用挤压压力 p=125Mpa显然 p p，故连接强度足够，能够满足要求，安全。27参考文献1郭爱莲：新编机械工程技术手册 ，经济日报出版社 1991年；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孟宪源：现代机构手册 （下册） ，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10 机械设计基础 高等教育出版社 隋明洋 主编28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中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，但非常高兴的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。我们初台设计时候，因遇到从来没有用过的软件功能，导致对设计无从着手地步。最后得到教师的指点，才正确地进入设计程序中，我们深智能设计不易，仍专细致的做。回想起第一次画图，翻了多少书，问了多少人，经过多次计算，修改，才将一个略为准确的图画出来，一步步走向完善，其他零件也足如此，多次观察、计算、修改。才绘制出零件的准确性，得到较完善的零件。经过两个月的时间绘制如减速器的七十几个零件，经过多次组装，多次修改，完成了它的装配，设计过程中经常会出现这样那样的结构错误都被指导老师及时指正过来，在职段设计过程中，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。最后，感谢指导教师老师的帮助！