车辆111程设计说明书

1、一、设计任务书1、技术数带工作拉力带工作速度卷筒直径 2.工作情两班制，及单项运转，工作平工作 10 年，每年300 个工作日，工作16 小制作条件及生产批量: 一般机械厂制造，可加工78 级齿轮；加工条件：小批量生产。生产 30 台部件：1.电带传动，3.器，4.联轴器5.输送带，6.输送带鼓速度允许误差5%；两班制工作，3 年大修，使用期限 10 年。设计工作量：1、器装配图1 张2、零件2 张3、设计说明书一份2 传动方案的分一、电的选择确定电类按工作要求和条件,选用 Y 系列三相交流异步电确定电的容（1）工作机卷筒上所需功率 Pw =FV/1000=25000.75/1000=1.87

2、5(2)电所需的输出功为了计算电的所需的输出功率Pd，先要确定从电到工机的效率，由2表2-2 P6查得1 0.95，20.99，3 0.97，4 = 0.99，5 = 0.95，则传动装置的总效1 = 4 2 25=0.950.994 0.972 1 P Pw 1.875/0.82.34选择电转由2表2-3 的传动副传动比合理范V带传i带两级器传i减=840(i齿则传动装置总传动比的合理i总i带i1i总i =（17）（840）=（8280）电转速的可选范围为总nw=60V wwwwwwd总wn =i d总w根据电所需功率和同步转速，查课程设计指导书表 14.1 与表 14.2，常用的符合这一范

3、围的常用同步转速有 3000、1500、1000、 750 rpm。选用同步转速为 1500r/min，输出轴直径为 选定电型号为 Y112M-4二、传动装置总传动比的确定及各级传动比的分传动装置总传i总nmnm-电满载转速，1440 工作机的转速，71.66r/min分配传动装置i总=i带i1i为了限制箱和带轮的大小，它们的传动比分配如下带传动传动比i 带二级齿轮器传动比为i减=i齿1i齿2=20.09/2.1=10.05 i 齿 1=（1.31.4）i 齿 2双级圆柱齿轮器高速级的传动比i齿1 =低速级的i齿2 i/i齿110.05/3.61三、运动参数和动力参各轴转速及滚n0=nm n=

4、nm/ i带 n= n / i齿1 = 685.71/3.651=189.68n= n / i齿2 =189.68/2.784=68.13 rpmn=nw=n=68.13各轴输入功率及滚筒输P0=Pd=2.34P=Pd1=2.34x0.95=P= P23 =2.223x0.99x0.97 = 2.13 kw P= P23 =2.13x0.99x0.97 = 2.045 kw P= P24=2.045x0.99x0.99 = 2.004 kw P筒P25=2.004x0.99x0.951.885 kw各轴输入转矩及滚筒输=15.52 N=30.96 N=107.24 N=N=NT=9550P 筒

5、=N1 传动装置各轴运动参数和动力项轴功率k 转速nr min转矩TN 0滚4 传动设1确定计算功率，由表 8-Pca=KAP0=1.2 =2、 选择V带带型，由图8-11选择A型V3确定带型的基准直径dd并验算带速初选小带轮的基准直径 V 带的带参考8-6 8-8 确定小带轮的直dd1=100 验算带速 v=ndd1/60=1440 3.14 0.1 / 60 = 计算大带轮直径dd2i带dd1=2.11002104、 确定中心距a，并选V带的基准长度初定0.7（dd1+dd2）a0 2（dd1+217mm a0 620取a0450计算相应的带长 Ld02 a0+（dd1 + dd2）/2+

6、（dd2-dd1）2/4 由表 8-2 带长选3） 计算中心距a 及其变动范围传动的实际中心距近似为 aa0+(Ld-Ld0)/2 a450+( 1400 1393.42)/2453.29amin=a-amin=432.29 amax=495.29 5、验算小带轮上的包角1180o-（dd2-dd1）57.3o/a=6、确定带的根数Pca=2.808 z= pca KA =（p0 p0）K带的根数取3，z = 7、确定带的初F0，单V 带的最小拉力如下K新安装的V带初拉力应为 F0=1.5(F0)min158.37N Fp = 2z F0 sin 2Fp =项选择依据、计确定1带轮的材由于传输

7、功率和速度都较小，故选用常用的带材料HT200，铸造工艺性2带轮的结电机输出轴直径d=28mm带轮直径 dd=100mm dd/d=3.572.5 ，dd300mm，故小带轮选用腹工艺性和材料的使用都比较3带轮的轮4.术要不允许有沙眼、裂缝、缩孔及气高速级齿轮传动部分计1、 选定齿轮类型、精度等级、材料及1）传动类型为直齿传2） 机为一般工作机器，速度不高，故选七级精度10095材料选择，由机械设10 1，小齿轮材料为40Cr（调质280HBS，大齿轮材45 钢（调质240HBS，两者硬度差选小齿轮齿数Z1=26，大齿轮齿数Z2 121齿数比uZ2/Z1121/262、 按齿面接触强度计= 4

8、.66529=121.29由机械设计设计公式（10-9a）进行试ktT1 u1( ZE d1t dH确定根式内的试选载荷系数Kt=1.3计算小齿轮传递的转T=9550P1/n1=9550 =30.96Nm=3096104 由机械设计10-7 取齿宽系数由机械设计表10-6 查得材料的弹性影响系数ZE=189.8 由机械设计图 20-按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极 Hlim1= 600 MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim2= 550 10-13 计算应力循N=60nN2 N1/i齿由机械设计图10-19取接触系数KHN1 =0.90；KHN2 =计算接触疲劳许用应取失效概率为，安全系

9、数为S=1，由机械设计式10-12H1= KHN1HSH2=KHN2H S计试算小齿轮分度圆直径 d1t，代入H中kT u1 d 2.323 t 1 E 1.33.096.8 =2.323 (=dHd=42.253计算圆周速度v d1t 由机械设计10-4 用插值法查得七级精度、小齿轮相对支撑非布置由 b=11.557，KH=1.420查机械设计10-13得KF=1.37故载h系K= KA KV KH KH K3d1=dK3计算模数 42.253 3 m=d1/z1=44.6/26=1.72 3、 按齿根弯曲强度计由机械设计式(10-5)得弯曲强度的设计3 Z3 Z2 d mn 大齿轮的弯曲强

10、度极限 FE2=340MPa由机械设计图 10-18 取取弯曲疲劳系数K FN1=0.9，K 计算弯曲疲劳取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由机械设计式（10-12）得 F1 = 334.286 MPaF2 = 225.857计算载荷系数KKA KV KF KF 查取由机械设计表10-5查得YFa1=2.60，Y查取应力校正由机械设计表10-5查得YSa1=1.595，Y计算大、小齿轮的 YFaF并加以比YFa1YSa1 = 2.601.595YFa2YSa2 = 2.161.81 F大齿轮的的数32KT1 32KT1 2d 3 21.4803.096104 2.161m大于由齿根弯曲疲劳m的大

11、小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的成绩有关，可取由弯曲强1329并就近圆整为标准值m=1.5mmd142.253，算出小齿轮齿数z d1 42.253 大齿轮齿Z2=4.665*29=135.285， 取Z2=1364、尺寸计算a d1d2 43.5204 计算齿轮齿为了使大齿轮能全齿接触，高速级齿轮的传动参数m=1.5mma=123.75d1=43.5mmmmd2=204mmmm5、 结构设计及绘制齿轮零件图(略低速级齿轮传动部分计1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿1） 传动类型为直2） 机为一般工作机器，速度不高，故选七级精度材料选择，由机械设计10 1，

12、小齿轮材料为40Cr（调质，280HBS45 钢（调质240HBS，两者材料硬选小齿轮齿数Z3=26，大齿轮齿数Z4 iZ3= 2.784 26=72.384，取Z4 = 72。齿数比uZ4/Z372/262、按齿面接触强度计由机械设计设计公式（10-9a）进行试3ktT 3ktT u1( ZE H确定根式内的试选载荷系数Kt=1.3=107.2Nm=1.072105 由机械设计10-7 取齿宽系数由机械设计表 10-由机械设计图20-21d按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度 Hlim1= 600 MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim2= 550 10-13 计算应力循N=60nN4 i齿

13、由机械设计图10-19取接触系数KHN3=0.94 ；KHN4 =计算接触疲劳许用应取失效概率为，安全系数为S=1，由机械设计式10-12H3= KHN3H SH =KHN4H H S计试算小齿轮分度圆直径 d3t，代入H中3ktT 3ktT u1( ZE H2.323 1.31.072105 2.7691 (189.81=65.564计算圆周速度v d3t 直齿轮KH KF 1 由机械设计10-2 查得使用系数由机械设计表 10-4由 b =11.559，KH=1.427 查机械设计图10-13 KF=1.37 h载荷系K= KA KV KH KH 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由机

14、械设计（10-10a）d3 =d3tK365.564K3计算模数 m 3、按齿根弯曲强度计由机械设计式(10-5)得弯曲强度的设计3 Z3 Z2 d mn 由机械设计10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极 FE3=520MPa；大齿轮的弯曲强度极限 由机械设计图 10-18 取取弯曲疲劳系数 K K计算弯曲疲劳取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由机械设计式（10-12）F = KFN3FE3 0.95520 352.857F F = KFN4FE4 0.97340 235.571F 计算载荷系数KKA KV KF KF 查取由机械设计表10-5查得YFa3=2.60，Y查取应力校正由机械设计表

15、10-5查得YSa3=1.595，Y计算大、小齿轮的 YFaFYFa3YSa3 = 2.601.595 并加以比较FYFa4YSa4 = 2.191.78 F小齿轮的的数设计32KT 32KT 2Fa d3 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m 的大小主要取决于弯曲强度所弯曲强度算得的模数 1.733 并就近圆整为标准值 m=2mm，按接触强度算的分度圆直径 d3=68.088mm，算出小齿z d3 68.088 大齿轮齿Z4=uz3=2.76935=， 取Z4=974、几何计算a d3 d4 70194 计算为了使大齿轮能全齿接触，高

16、速级齿轮的传动参数m=a= d3=b3=70 mmd4=b4=mm5、结构设计及绘制齿轮零件图（大齿轮附图 5 轴的设计器轴的结构草一、轴的结构设查机械设计P36215-2 的扭转强度估算轴的最小直径的3 3 330取A0=1051P1d A0105 3 考虑键：有一个键名依单确定大于轴的最小16.317 考虑与大带轮内孔配大齿轮定d2= 考虑密封圈查d考虑轴承d3d2选用6206轴承从课程设计指导书 p120 表 12.1 B=16mm， 考虑轴承定位d4 d选用齿轮d考虑方便拆轴承，取轴承安装尺dd7 d3 （同一对轴承名符依单位确定箱体壁查设计指导书表 8第一名符依单位确定箱体壁查设计指

17、导书表 8小于8 地脚螺栓直d查设计指导书表地脚螺栓数na250 时d轴承旁联接螺查设计指导书表d1=0.75df d1 轴承旁联接螺栓扳手空C1 查设计指导书表C2 轴承端盖联接螺钉直d查设计指导书表轴承端盖厚e查设计指e=(11.2) d小齿轮端面距2 =8（或轴承内端面至4 轴承支点距轴承边端a查机8名计算单果l1=L带轮L2=8+22+20 +（58）- 4.5 -l3 l4 15)-(B1-B2)/2=10+4.5+95+10-2.5-l5l6 2+(3-l7 B-L（总长LL(支点离L=320-40-72-二、轴的结构设轮直径 100mm ，热处理方法为正火回火。查机械设计P362

18、15-2 的扭转强度估算轴的最小直径的9.553 9.553 33查机械设计表15-3，A0=(126 103)，箱输入轴按工作条件取A0=115Pd A0115 3 考虑到有一个键槽，d25.752 名依单果大于轴的最小直径26.782mm 且考虑与轴直径配合试选轴承代号与键d1+2（0.070.1 ）d1=35+2 d轴环d3 d2+2 （0.070.1 ）d2=40+2(0.070.1) 查取d2 =dd5 = d1 （一对同型号轴承齿轮圆周速度v =1.744 m s ，故选用油润将与轴长度有关的各参数填名依单果轴承支点距轴承边端查机名计算公单果l1l2 95-l3 l4 50-l5

19、L（总长L L（支点距离L 三、轴的结构设轮直径 100mm ，热处理方法为正火回火。3查机械设计P，0 633d 115考虑键： d35.74（1+4）37.17 名依单确定大于最小直37.17mm 且考虑径配合, d1d2d1,考虑联轴器定查d查dd6 = d7 = d齿轮速度v ” ，由于第一轴选用了油润滑,故也用油润滑名依单确定轴承支点距轴查机名计算单计算与联轴器配合长度短l1112 -（23） l2 8+22+20+5+8+29-20-l3 4.5+10+2.5+50+10+2.5-12-轴l6 90-l7 L（总长L L(支点距离L 410-110-67.5-四、校核轴的强齿轮的受

20、力分2上的圆小齿轮上的径向力Fr 小齿轮上的轴2T2 =2222.33 21924.94tan200 0齿轮3 上的圆周力Ft小齿轮上的径向力小齿轮上的轴F 2T2 =2222.33 5081.83 35081.83tan200 0FZR轴的跨度和齿轮在轴上的位置的受力如上AC=8.5+17.5+50 2032 8032 MMD2 查表15-1 得 1 =60mpa,因为ca 1 ,所以安全第一轴和第三轴经校核也安全6轴承的选择和校一、轴承的选择轴选择轴轴承的一对6207 轴承，查机械校核轴承，轴承使用为10年，每年按300天计算根据滚动轴承型号，查出Cr 和Cor Cr N Cor=1520

21、0 N校核轴轴承是否满足工作要画轴的受力简求轴承径向支反力Fr1 、Fr 垂直平面支反力F1v 、F1v= RAY F2v=RBY水平面支反力F1h、F2h F1h RAZ =1514.99NF2h=RBZ 支反力Fr1 、Fr 2.2 .2 .2 .2 计算轴承的当量载荷Pr1 、Pr 查机械设计13-5 X1 1.41, Y1查机械设计13-6取载P1 fPFr11.13540.44查机械设计13-5 X2 1 P2 fPFr2 1.13945.10fP Y1校核由于两支承用相同的轴承，故按当量动载荷较大的轴承 P2设计表13-6取载荷系数 fP 1 ，查机械设计表13-4取温度系数ft

22、1，计算轴承工作Lh （ r ） 60这对轴承能满足三年的使用要求，但不满足十年和五年的使用时间器三年大修期到时必须更换，这样轴承就能满足使用要求7 键联接的选择一、大齿选用普通头平键Ad=40mm机械设计P1066-1，得宽度 b=12mm,高度h=8mm,大齿键长度小于轮毂长度5mm10mm且键长不宜超过1.61.8d，前面算得大齿轮宽度50,根据键的长度系列选键长L=45mm。(查机械设计P1066-1)键，轴，轮毂的材料都为钢，查机械设计 表 6-2 得许用挤压应力 p =100120Mpa，取 p =110Mpa.键的工作长度l Lb4512键与轮毂键槽的接触高度 由式机械设计6-1

23、 2T103 2222.33103 43340 所以所选用的平键强度小齿选用普通头平键A,轴径d=40mm ,查机械设计P1066-1，得宽度 b=12mm,高度h=8mm,小齿键长度小于轮毂长度5mm10mm且键长不宜超过1.61.8d，前面算得小齿轮宽度95,根据键的长度系列选键长L=90mm。(查机械设计P1066-1)键，轴，轮毂的材料都为钢，查机械设计 表 6-2 得许用挤压应力 p =100120Mpa，取 p =100Mpa.键的工作长度l Lb9012键与轮毂键槽的接触高度 由式机械设计6-1 2T103 2222.33103 所以所选用的平键强度二、轴键的选择和校轴带轮键 bh6L轴齿轮键 bh20L轴联轴器键 bhLA型键经校核都满足安全要求8联轴器的轴的动力参数：传递功率P3.286kwn40.97rpm ，T 765.79Nm；查14-1 由于机转矩变化较小取KA =1.5 ；计算转 根据这些参数选ML弹性联轴器，查课程设计指导书P135ML8YA55 选用 YA60142 ,弹性体硬度b 许用转矩 2240N,许用转速 4500rpm实际工况，满足安全和使用齿轮传动润因为齿轮圆v1.776ms12ms选择浸油润滑。润滑油选用L-滚动因为III轴齿轮圆周速度v1.776m s2m s，滚动轴承采用脂润滑。脂选滚珠轴承脂 ZGN69-2。二、