车辆工程设计说明书

1、设计内容计算及说明结果1. 前言这次设计的机构要求连续单向运转，载荷平稳，室内工作环境恶劣 （灰尘较大， 环境最高温度350C）,还要求维修方便， 故选用的是展开式二级圆柱齿轮减速器。在这次课程设计过程中，为了更好地达到培养设计能力的要求，应养成独立思考，严肃认真， 精益求精的好习惯。 还要综合考虑多种因素，要采取多种办法进行比较分析。最重要的是， 通过这次的课程设计，要学会机械设计的一半规律，树立正确的设计思想，还要学会用计算机绘图。2. 传动装置的总体设计2.1比较和选择这次设计的机构要求连续单向运转，载荷平稳，传动方案室内工作环境恶劣 （灰尘较大， 环境最高温度350C）,还要求维修方便

2、， 故选用的是展开式二级圆柱齿轮减速器。本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大齿轮浸油深度可以大致相同。结构较复杂， 轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。结构如下：1设计内容2.2电动机的选择2.2.1电动机类型2.2.2确定电动机功率计算及说明参数题号9输送带工作拉力F/KN4.2输送带工作速度v(m/s)1.9滚筒直径 D(mm)450选用 Y 系列三相异步电动机工作机的效率wj0.96传动装置中各部分的效率，查机械设计课程设计手册表 1-78 级精度的一般齿轮传动效率齿0.97高速级弹性联轴器传动效率联0.99低速级齿式联轴器传动效率l0.99滚子轴承传动效率球0.

3、99(一对 )结果w 0.96齿 0.97联 0.99l 0.99球 0.99电动机至工作机之间传动装置的总效率联滚子齿滚子齿滚子l0.990.990.970.990.970.990.990.89工作机所需功率PwF42001.910008.31 KW1000 w0.96所需电动机功率PdPw8.319.34KW0.892.2.3确定电动采用同步转速 1500r/min机转速2.2.4选定电动查出电动机型号为Y160L-4, 其额定功率为11kW，满机载转速 1460r/min 。基本符合题目所需的要求。2.3计算总传动比和分配各级传动比2设计内容2.3.1工作机转速2.3.2 分配各级传动比

4、2.4 计算传动装置运动及动力参数2.4.1 计算各轴转速2.4.2 计算各轴输入功率计算及说明结果w v60 10001.9 60 1000450 80.68r minnD总传动比nm1460i18.10nw80.68i= i 1 i2i =(1.3 1.5)i2i =5.211取 i 1=1.5i2 则 i1=5.2 ， i 2=3.5i 2=3.5nnm1460 r minnn1460i 1280.76r min5.2nn280.76i 280.22 r min3.5nwn80.22r / min式中 : n m为电动机满载转速,r/min;n、 n 、 n 分别为、轴转速 ,r/min

5、;为高速轴 , 为低速轴 .PPd 019.340.999.25KWPP 12 P 齿 滚9.25 0.97 0.99 8.88KWPP23P齿滚8.88 0.97 0.99 8.53KW式中 : P d为电动机输出功率,KW;P、 P、 P 分别为、轴输入功率 ,KW；01，12，23 依次为电动机与轴轴轴的传动效率。3设计内容计算及说明结果2.4.3 计算各轴T9550P n9550 9.25146060.50N m输入转矩T9550P n9550 8.88/280.76 302.05N mT9550P n9550 8.5380.221015.48N m因该机构传动尺寸无严格限制，且进行小

6、批量生3. 传 动 零 件 的 产，故小齿轮用 40Cr, 调质处理 , 硬度 241HB 286 HB,设计计算平均取为 260 HB,大齿轮用 45 钢 , 调质处理 , 硬度 229HB 286 HB，平均取为240HB。3.1第一级齿轮传动的设计计算3.1.1齿面接触疲劳强度计算（ 1）初步计算T19.55 106P9.55 1069.25T1 60500 .mmn1460转矩 T1齿宽系数 d由表 12.13, 取 d 1.0d 1.0接触疲劳极限由图 12.17cH lim 1 =710 MpaH limH lim 2 =580Mpa Hl10.9初步计算的许用 Hl 20.9H

7、lim1 H lim 20.9 7100.9 580Hl 1 639 MPa接触应力 H（式 12.15 ）Hl 2 522 MPa由表 12.16, 取 Ad85Ad 值4设计内容计算及说明结果初步计算小齿轮直径 d1d1 Ad 3T12? u 1d H u85605005.213522 215.254.58（式 12.14 ）初步齿宽 bbd d1 1 57（ 2）较核计算圆周速度 vdn57 1460v1160 100060 1000精度等级由表 12.6齿数 z 各模数 m初取齿数 z1=30;z 2=iz 1=5.2 ×30=156m=d/z1=57/30=1.9 由表 1

8、2.3, 取 m=2.51使用系数 KAz1= d 1/m=57/2.5=22.8动载系数 Kvz2=iz 1=5.2 × 23=119.6由表 12.9验算传动比误差由表 12.9i1z2120 5.22,= i1 i15.2 5.22z123i15.2100%0.38% (35)%满足要求取 d1 =57mmb=57mmv=4.36m/s选 8级精度z1=23;z2=120KA=1.00Kv=1.205设计内容计算及说明齿间载荷分配系由表 12.10,先求数 Kha2T1260500Ft572122.81 Nd1K A Ft12122.8137.24 N / mmb57100 N

9、 / mm1.883.2(11 )cosz1z21.883.211() 1.7123120(式12.6 ）441.710.87Z33( 式 12.10）由此得 KH111.32Z20.87 2由表 12.11齿向载荷分布系数A B( b )2KHK HC ?10 3 bd11.170.1610.6110 357载荷系数KKK A K v K H K H1 1.21.82 1.47（式 12.5 ）弹性系数 Z E由表 12.12节点区域系数由图 12.16Z H结果=1.71Z =0.87KH=1.32KH=1.36K=2.15ZE189.8 MPaZH2.56设计内容计算及说明接触最小由表

10、12.14安全系数SH min总工作时间t ht h=8×300× 16由表12.15,估计109NL1010，则应力循环系数NL指数 m7.08NL1NV 160 n1th (式12.12）60 1 1460 384003.36 109原估计应力循环次数正确。NL 2N L1/ i3.361095.2接触寿命系数ZN由图 12.18许用接触应力 H 1H lim1 ZN 17100.95SH min1.05 HH lim2 ZN 2( 式 12.11)5801.04H 2SH min1.05Z Z Z2KTu1H1?（式12.8）验算EH2bd1u189.8 2.50.8

11、722.15 605005.2 1575725.2计算结果表明 , 接触疲劳强度较为合适 , 齿轮尺寸无需调整 .结果SH min1.05t h=38400hNL 13.36 109NL 26.47108ZN1=0.95ZN2=1.04 H1642.38Mpa H2 574.48MpaH 534.26 H2满足条件7设计内容计算及说明结果（ 3）确定传动主要尺寸实际分度圆直径因模数取标准值时, 齿数已重新确定，但并未圆整,d故分度圆直径不会改变，即d1=mz1=2.5 × 23=57.5mmd 2= mz2= 2.5 × 120=300mmam(z 1z2 )2.5 (23

12、120)22中心距 a齿宽 bd d11 5757mmb3.1.2齿根弯曲疲劳强度验算重合度系数 YY 0.250.750.750.25(式12.18)齿间载荷分配系1.71数 KFa11由表 12.10,K F0.69Y齿向载荷分布系数 K Fb/h=57/(2.25×2.5)=10.13由图 12.14载荷系数KK= K AK V K Fa K F=1.0 × 1.2 × 1.45 × 1.4齿形系数Yfa由图 12.21d1=57mmd2=300mma=178.75mm取 b1 =67mm b2=57mmY =0.69KFa=1.45K F=1.4

13、K=2.44YFa 12.68YFa 22.178设计内容计算及说明应力修正系数由图 12.22YSa弯曲疲劳极限由图 12.23cF lim弯曲最小安全系由表 12.14数 Sfmin应力循环系数NL由表12.15,估计3 106NL1010，则指数 m49.91NL1NV160 n1th (式12.12）60 1 1460 384003.36 109原估计应力循环次数正确。3.36 108NL 2NL1 / i5.2弯曲寿命系数YN由图 12.24尺寸系数YX由图 12.25结果YSa1=1.57YSa2=1.82F lim1 =600MpaF lim 2 =450MpaSfmin=1.2

14、5NL 13.36 109NL 26.47108YN1=0.90YN2=0.93YX=1.0许用弯曲应力F Y Y6000.9 1.0）F 1F lim1 N1 X（式SF min12.91.25F 2F lim2 YN 2YX4500.93 1.0SF min1.25F 1 =432MpaF 2 =334.8Mpa9设计内容计算及说明结果验算2KT1 YFa1YSa1YF 1bd1mF 1105.53MPa22.24 60500F157 5722.5F 299.05MPa2.68 1.570.69F 2 F 2F 1 YFa 2YSa2105.532.171.82YFa1YSa12.681.

15、57传动无严重过载，故不作静强度校核3.2第二级齿轮传动的设计计算3.2.1齿面接触疲劳强度计算（ 1）初步计算T1 9.55106P9.551068.88转矩 Tn280.761齿宽系数 d由表 12.13, 取1.0d接触疲劳极限由图 12.17cH lim初步计算的许用Hl10.9H lim10.9710接触应力 HHl2 0.9H lim20.9580（式 12.15 ）Ad 值由表 12.16, 取 Ad85T2302050.mmd 1.0H lim 1 =710 MpaH lim 2 =580MpaHl 1 639 MPaHl 2 522 MPa10设计内容初步计算小齿轮直径 d1

16、初步齿宽b（ 2）较核计算圆周速度 v精度等级齿数 z 各模数 m验算传动比误差使用系数KA动载系数Kv计算及说明结果d 3A d3TH 2? u1d u85330205023.5115223.5取 d =97mm95.663（式 12.14 ）b=97mmbd d 3 1 97v=1.43m/svd3 n97280.76100060100060由表 12.6选 9 级精度初取齿数 z =30;z=iz=3.5 ×30=105Z =333433m=d3/z 3=97/30=3.23 由表 12.3,取 m=3z3= d 3/m=97/3=32.33z =iz =3.5 ×

17、33=115.5Z =116434i2z41163.52, =i2i23.5 3.52z333i23.5100%0.57% (3 5)%满足要求由表 12.9KA=1.00Kv=1.15由表 12.911设计内容计算及说明结果齿间载荷分配系由表 12.10,先求2T 12302050数 Kha6227.84 NFt97d 3K A Ft16227.8464.20 N / mmb97100 N / mm1.883.2(11)cosz3z41.883.2(11) 1.7633116( 式 12.6）Z441.760.8633( 式 12.10 ）由此得K H111.35Z20.86 2由表 12.

18、11齿向载荷分布系数KHA B ( b ) 2C ? 10 3 bd 1KH1.170.1610.6139710=1.76Z =0.86KH=1.32KH=1.39载荷系数 KK K A K v K H K H1 1.15 1.35 1.39K=2.16（式 12.5 ）弹性系数 Z E由表 12.12ZE189.8 MPa节点区域系数由图 12.16Z H2.5Z H接触最小由表 12.14SH min1.05安全系数 SH min总工作时间 t ht h=8×300× 16t h=38400h12设计内容计算及说明应力循环系数 NL由表估计107NL9，则12.15,1

19、0指数 m 8.78NL1NV 160 n1th (式12.12）601 280.76 384006.47 108原估计应力循环次数正确。NL 2N L16.47108/ i3.5接触寿命系数ZN由图 12.18许用接触应力 H 1H lim1 ZN 17101.04SH min1.05 HH lim2 ZN 2( 式 12.11)5801.14H 2SH min1.05ZEZHZ2KT?u1）验算H2（式u12.8bd3189.82.50.8622.163020503.51979723.5结果N L16.47 108N L21.85 108ZN1=1.04ZN2=1.14 H1703.24M

20、pa H2 629.71MpaH 553.26 H2 满足条件计算结果表明, 接触疲劳强度较为合适, 齿轮尺寸无需调整 .（ 3）确定传动主要尺寸d =99mm3实际分度圆直径因模数取标准值时, 齿数已重新确定，但并未圆整 ,d4=348mmd故分度圆直径不会改变，即a=223.5mmD3=mz3=3× 33=99mmD= mz3×116=348mm取 b =109mm44=3中心距 aam(z 3z4 )2.5 (33 116)B4=99mm22齿宽 bbd d31 9999mm13设计内容计算及说明3.1.2齿根弯曲疲劳强度验算重合度系数 YY 0.250.750.75

21、0.25(式12.18)齿间载荷分配系1.76Fa数 K11由表 12.10,K F0.68Y齿向载荷分布系结果Y =0.68KFa=1.47数 K F载荷系数Kb/h=99/(2.25×3)=14.67由图 12.14K= K AK V K Fa K F=1.0 × 1.15 × 1.47 × 1.37K F=1.37K=2.32YFa 12.47齿形系数 Yfa由图 12.21应力修正系数由图 12.22YSa弯曲疲劳极限由图 12.23cF lim弯曲最小安全系数 Sfmin由表 12.14应力循环系数LN由表估计610，则12.15,310 NL

22、10指数 m49.91NL1NV 160 n1th (式12.12）601280.76384006.47108原估计应力循环次数正确。NL 2N L1/ i6.47108弯曲寿命系数5.2NY由图 12.24尺寸系数 YX许用弯曲应力由图 12.25 F F lim1 YN 1YX6000.921.0）F 1SF min1.25（式 12.9F 2F lim2 YN 2 YX4500.951.0SF min1.25YFa 22.17YSa1=1.64YSa2=1.82F lim1 =600MpaF lim 2 =450MpaSfmin=1.25N L16.47 109N L21.85 108Y

23、N1=0.92YN2=0.95YX=1.0F 1 =441.6MpaF 2 =342Mpa14设计内容验算4. 画装配草图4.1 初估轴径第轴轴径第轴轴径第轴轴径4.2 初选联轴器计算及说明结果F 12KT YFa1YSa1Ybd3 m22.16 302050F 1122.24MPa99 9923F12.47 1.640.68F 2119.18MPaF 1 YFa 2YSa2122.242.171.82F 2 F 2YFa1YSa12.471.64传动无严重过载，故不作静强度校核在画装配草图前需初估轴径, 从而提高设计效率 ,减少重复设计的工作量, 并尽可能的降低生产成本。由于减速器传递的功率

24、不大， 对其重量和尺寸也无特殊要求，故选择常用材料45 钢，调质处理。33d1P1129.25C20.72mmn1460取 d1 =30mm33d2P1128.8835.42mmC280.76n取 d2 =50mm33d3P1128.5353.86mmC80.22取 d3 =65mmn联轴器除联接两轴并传递转矩外, 有些还具有补偿两轴因制造和安装误差而造成的轴线偏移的功能,以及具有缓冲、吸振、安全保护等功能。电动机轴和减速器高速轴联接用的联轴器, 由于轴的转速较高,为减小启动载荷, 缓和冲击 , 应选用具有较小转动惯量和具有弹性的联轴器, 该设计选用弹性柱销联轴器。减速器低速轴与工作机联接用的

25、联轴器, 由于轴的转速较低 , 不必要求具有较小的转动惯量, 但传递转矩较大 , 又因减速器与工作机不在同一底座上, 要求具有较大的轴线偏移补偿, 因此选用齿史联轴器。根据上述分析并考虑到实际情况, 联轴器选择如下 :电动机轴和减速器高速轴联接用的联轴器选用LT6 联轴器 J14260GB43232002；J1306015设计内容计算及说明结果减速器低速轴与工作机联接用的联轴器选用GIGL4 联轴器J15584J 140JB T 8854 2001。844.3 初选轴承轴承是支承轴颈的部件。由于该传动装置采用两对直齿轮传动，经比较选择，采用三对深沟球轴承。第轴轴承深沟球轴承6308第轴轴承深沟

26、球轴承6310第轴轴承深沟球轴承63134.4箱体尺寸计算均为 10mm箱座壁厚均为 10mm箱盖壁厚1箱盖凸缘厚度12mmb1箱座凸缘厚度15mmb箱座底凸缘厚度25mmb2地脚螺钉直径24mmdf地脚螺钉数目4n轴承联接螺栓直20mm径 d1盖与座联接螺栓12mm直径 d2联接螺栓d2 的150mm间距 l轴承端盖螺钉直10mm径 d3视孔盖螺钉直径10mmd4定位销直径d10mmdf,d1,d2到 外箱壁距离C1，C2df所对应的c1C1=34， c2=28和 c216设计内容计算及说明结果d1所对应的 c1C1=26， c2=24和 c2d2所对应的 c1C1=18,c2=16和 c2

27、轴承旁凸台半径24mmR1凸台高度根据低速轴承外径确定以便扳手操作h外箱壁至轴承座端面距离60mml 1铸造过渡尺寸X=3,y=15x、 y大齿轮顶圆与内15mm箱壁距离1齿轮端面与内箱壁距离210mm箱盖 , 箱座肋厚m1、 mm1=6.8， m=8.5轴承端盖外径D21=130mm， D22=160mm,D23=190mmD2轴承旁联接螺栓距离S1=160mm,S2=190mmS5. 轴的校核计算5.1 低速轴校核计算计算齿轮受力d=348mm齿轮直径 dd=348mm齿轮受力转矩T31015480 N .mmT31015480 N.mm圆周力Ft 32T3 21015480Ft 3583

28、6Nd4315径向力Fr 3Ft 3 tan205836 0.36Fr 3=2124N受力图17设计内容计算支承反力水平面反力水平面 (xy) 受力图计算及说明结果Fr 31682124168FR1'1378NFR1 '259259FR2'746NFr 391212491FR2'259259垂直面反力Ft 31685836168FR1 ''3786NFR1''259259FR2''Ft 3FR1 ''58363786FR2 ''2050N垂直面 (xz) 受力图水平面弯矩图M xFR1'91137891M x125398 N mm垂直面弯矩图M y344435N mmM yFR1''913785 91合成弯矩图M366552N mmMM x 2M y 212539823444352低速轴材料选用45钢调质,B650MPa ,S360MPa轴受转矩T=T3许用应力用插入法由表16.3, 查得许用应力值1b60MPa ,0b102.5MPa应力校正系数1b应力校正系数0 b当量转矩0.6 1015480TT609288N mm600.6102.518设计内容当量转矩图当量