机械设计课程设计说明书(龙乐)

1 机械机械设计课设计课程程设计说设计说明明书书 设计题目 单级圆柱齿轮传动机构设计单级圆柱齿轮传动机构设计 学 院 华南理工大学继续教育学院 专 业 汽车服务工程 班 级 2011 级汽车本科 函授 姓 名 龙 乐 学 号 01 指导老师 张 征 完成时间 2012 年 8 月 2 目录 设计课题及任务要求 3 一 传动方案的拟定 4 二 电动机选择 4 三 确定传动装置的总传动比及其分配 5 四 传动装置的运动和动力设计 6 五 高速齿轮轴 第一轴设计 8 六 第二轴大齿轮设计 14 七 轴承选型与计算 16 八 设计心得 18 3 一 设计课题 单级圆柱齿轮传动机构设计单级圆柱齿轮传动机构设计 二 设计任务要求 设计步骤参考文献 1 第 17 章实例 1 确定齿轮机构传动方案 参考 1 第 2 第 17 章 根据所给数据 确定单级圆柱齿轮机构各轴的输入功率 转速和转矩 参考 1 中 2 3 和 2 4 选择电动机的额定功率 W 和同步转速 r min 2 高速齿轮轴 第一轴 设计 参考 1 中 162 页进行高速轴的结构设计 参考教材中 圆柱齿轮强度设计 的内容 对小齿轮进行设计与校核 齿轮模数选用 2 教材第 75 页表 7 1 第一系列中的数值 进 行键的选择与校核 按 2 第 16 章 204 对于既传递转矩又承受弯矩的轴 设计方法核公式 对该轴进行强度校核 3 第二轴大齿轮设计 计算确定大齿轮的参数并校核 选择硬齿面齿轮的材料和热处理方式 计算大齿轮的 几何尺寸 选择大齿轮的结构 参考 2 第 7 章 4 轴承选型 参考 2 第 18 章例 18 3 选择并校核一轴和二轴的轴承型号 5 制图制图 绘制单级圆柱齿轮传动机构高速齿轮轴图 1 份 A3 第二轴大齿轮图 1 份 A4 参考 1 的附图 2 和有关的设计资料 要求 要求 图纸表达清楚规范 标注尺寸完整 注有主要的公差或极限尺寸 图纸具有边框 标题栏 技术要求 手画或计算机制图均可手画或计算机制图均可 6 编写编写设计说明书 1 份 参考 1 4 7 节 第 17 章 要求 要求 结构规范 层次清楚 图文并茂 手写或计算机打字都可以 手写或计算机打字都可以 7 注 不设计箱体注 不设计箱体 8 课程设计为单独评分 是必修的学分 学号主轴带轮拉力 F N 带速度 V m s 带轮直径 mm 齿轮传动比 i 133001 303205 76 4 计算过程及计算说明 一 传动方案拟定 设计单级圆柱齿轮传动机构 工作条件 使用年限 10 年 工作为三班工作制 载荷变动小 环境清洁 原始数据 滚筒圆周力 F 3300N 带速 V 1 3m s 带轮直径 D 320mm 齿轮传动比 i 5 76 方案拟定 采用 带传动与齿轮传动的组合 即可满足传动比要求 同时由于 带传动具有良好的缓冲 吸振性能 适应大起动转矩工况要求 结构简 单 成本低 使用维护方便 1 电动机 2 V 带传动 3 圆柱齿轮减速器 4 连轴器 5 滚筒 6 运输带 二 电动机选择 1 电动机类型和结构的选择 选择 Y 系列三相异步电动机 此系列 电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机 其结构简单 工作可靠 价格低廉 维护方便 适用于不易燃 不易爆 无腐蚀性气体和无特 殊要求的机械 2 电动机容量选择 电动机所需工作功率为 式 1 d a kw 结果 5 由式 2 V 1000 KW 因此 Pd FV 1000 a KW 由电动机至运输带的传动总效率为 总 总 1 23 3 4 式中 1 2 3 4分别为带传动 轴承 齿轮传动和联轴器 的传动效率 由文献 1 表 2 3 取 1 0 95 2 0 97 3 0 99 4 0 07 则 总 096 0 993 0 97 0 97 0 876 所以 电机所需的工作功率 Pd FV 1000 总 总 3300 1 3 1000 0 876 4 897 kw 查文献 1 表 16 1 选取电动机的额定功率 Ped 5 5 KW 3 确定电动机转速 由 v Dn 60 1000 得 n 60 1000v D 77 63 r min S 根据主轴转速 Nd 及有关机械传动的常用传动比范围 见文献 1 表 2 2 取普通 V 带的传动比 根据要求取圆柱齿轮传动比 2 5 76 可计算出电动机 转速的合理范围为 Nd 2 n 5 76 77 63 894 30 1788 60r min 查文献 1 表 16 1 符合这一范围的同步转速有 750 1000 1500 和 3000r min 现选用同步转速 1500r min 满载转速 nm 1440r min 的电动机 由文献 1 表 16 1 16 2 查得其型号和主要数据如下 电动机型 号 额定功率 KW 同步转速 r min 满载转速 r min 堵转转速 额定转矩 最大转矩 额定转矩 Y132S 45 5150014402 22 2 总 总 0 876 Pd 4 897 kw n 77 63r min 电动机型号 Y132S 4 电动机主要外形和安装尺寸 中心高 H 外形尺寸 L AC 2 AD HD 底角安装尺寸 A B 地脚螺栓孔 直径 K 轴 伸 尺 寸 D E 键公称尺寸 F h 132 475 345 315216 140 12 38 8010 7 三 确定传动装置的总传动比及其分配 由选定的电动机满载转速 nm 和工作机主动轴转速 n 1 可得传动装置总传动比为 ia nm n nm n 1440 77 63 18 55 ia 18 55 6 总传动比等于各传动比的乘积 分配传动装置传动比 ia i1 i2 2 分配各级传动装置传动比 因为 i2 5 76 所以 i1 ia i2 18 55 5 76 3 22 四 传动装置的运动和动力设计 将传动装置各轴由高速至低速依次定为 轴 轴 以及 i1 i2 为 相邻两轴间的传动比 01 12 为相邻两轴的传动效率 P P 为各轴的输入功率 KW T T 为各轴的输入转矩 N m n n 为各轴的输入转矩 r min 可按电动机轴至工作运动传递路线推算 得到各轴的运动和动力参数 1 运动参数及动力参数的计算 1 计算各轴的转数 轴 n nm i1 1440 3 22 447 2 r min 轴 n n i1 447 2 5 76 77 6 r min 2 计算各轴的功率 轴 P Pd 01 Pd 1 4 897 0 95 4 65 KW 轴 P P 12 P 2 3 4 65 0 99 0 97 4 47 KW 3 计算各轴的输入转矩 电动机轴输出转矩为 Td 9550 Pd nm 9550 4 897 1440 32 48 N m 轴 T Td i1 01 Td i1 1 99 36 N m 轴 T T i1 12 T i2 2 4 549 60 N m 计算各轴的输出功率 由于 轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率 故 P P 轴承 4 65 0 99 4 60 KW P P 轴承 4 47 0 99 4 43 KW i 5 8 i2 5 76 i1 3 22 i1为带传动传动 比 i2为减速器传动 比 n 447 2 r mi n n 77 6 r min P 4 65 KW P 4 47 KW 文献 1 表 2 3 1 0 95 2 0 99 3 0 97 4 0 97 7 计算各轴的输出转矩 由于 轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率 则 T T 轴承 99 36 0 99 98 37 N m T T 轴承 549 60 0 99 544 10 N m Td 32 48 N m TI 99 36 N m T 549 60 N m 滚动轴承的效 率 为 0 98 0 99 在本 设计中取 0 99 综合以上数据 得表如下 效率 P KW 转矩 T N m 轴名 输入输出输入输出 转速 n r min 传动比 i效率 电动机轴4 89732 481440 3 220 95 轴4 654 6099 3698 37447 2 轴4 474 43549 60544 1077 6 5 760 96 本装置采用普通 V 带传动 应根据已知的减速器参数确定带的型号 根数和长度 确定带的传动中心距 初拉力及张紧装置 确定大小带 轮的直径 材料 结构尺寸等内容 根据工作条件 查 2 表 10 3 取 KA 1 0 PC KA P0 1 0 4 897 4 897kW 由 nm 1440 r min PC 4 987Kw 查 2 图 10 10 确定为 A 型 V 带 查 2 表 10 4 选带轮基准直径 小带轮 dd1 100mm 大带轮 dd2 n1 n2 dd1 1440 447 2 100 322mm 按 2 表 10 4 将 dd2取标准为 315mm 则实际从动轮转速 n2 n1 dd1 dd2 1440 100 315 r min 457 r min n1n1 1440 r min i i 3 22 P PC C 4 897kW d dd1 d1 100mm d dd2 d2 315mm 8 转速误差 457 447 2 447 2 100 2 2 5 允许 4 验算带速 V 由 2 式 10 18 得 V dd1 n1 60 1000 3 14 100 1440 60 1000 7 536m s V 在 5 15m s 之间 故带的速度合适 5 初定中心距 a0 由 2 式 10 19 0 7 dd1 dd2 a0 2 dd1 dd2 291 a0900 1200 合适 9 确定带的根数 查 2 表 10 5 得单根 V 带的基本额定功率 P0 1 32kW 查 2 表 10 6 得增量功率 P0 0 17kW 查 2 表 10 7 得包角系数 K 0 95 查 2 表 10 2 带长修正系数 kL 1 03 由 2 式 10 21 得 Z Pc P0 P0 K kL 4 897 1 32 0 17 0 95 1 03 3 36 取 Z 4 10 计算初拉力 查 2 表 10 1 得 V 带每米质量 q 0 11kg m V V 7 536m s L Ld d 2000mm a a 638 3mm 1 1 160 70 Z Z 4 9 由 2 式 10 22 得 F0 500 Pc 2 5 K 1 ZV qv2 500 4 897 2 5 0 95 1 4 7 536 0 11 7 536 2 138 8N 11 作用在轴上的力载荷 FQ 2 式 10 23 得 FQ 2ZF0sin 1 2 2 4 138 8sin 160 70 2 1094 7N 五 高速齿轮轴 第一轴设计 一 小齿轮设计与校核 1 选定齿轮传动类型 材料 热处理方式 精度等级 减速器是闭式传动 可以采用齿面硬度 350HBS 的软齿面钢制齿轮 该齿轮传动无特殊要求 故可采用普通齿轮材料 根据文献 1 表 7 3 并考虑小齿轮的齿面硬度大于大齿轮的齿面硬度 30 50HBS 的要求 选小齿轮的材料 42SiMn 调质处理 齿面硬度 217 286HBS 大齿轮选 用 20CrMnTi 渗碳淬火 回火 齿面硬度为 169 217HBS 选用 8 级精 度 2 初选主要参数 Z1 24 u i 5 76 Z2 Z1 u 24 5 76 139 试取 m 3 取 a 0 4 3 几何尺寸计算 d1 m Z 3 24 72 mm 标准齿轮有 ha 1 c 0 25 齿顶高 ha ha m 3mm 齿根高 hf ha c m 1 25 3 3 75mm 齿全高 h ha hf 3 3 75 6 75mm 齿顶圆直径 da1 m z1 2ha 3 24 2 1 78mm 齿根圆直径 df1 m z1 2ha 2c 3 24 2 1 2 0 25 64 5mm a m z1 z2 2 0 5 3 24 139 244 5mm 齿轮啮合宽度 b d a 0 4 244 5 98mm 4 按齿面接触疲劳强度计算 确定有关参数与系数 载荷系数 查 2 表 7 4 取 K 1 2 小齿轮名义转矩 T1 9 55 106P n 9 55 106 4 65 447 2 99301N mm 许用接触应力 H 由 2 中图 7 26 和表 7 5 查得 3 F F0 0 138 8N F FQ Q 1094 7N Z1Z1 24 u u 5 76 Z2Z2 139 a a 0 4 d1d1 72 mm haha 3mm hfhf 3 75mm h h 6 75mm da1da1 78mm df1df1 64 5mm a a 244 5mm b b 98mm 10 Hlim1 600MPa SH 1 1 H 1 Hlim1 SH 600 1 1 545 45MPa 将模数 m 3 代入下式 得 H 2 13 1 335ubaTku 335 5244 52449876 5 993012 13 176 5 349 9 MPa H 故满足齿面接触疲劳强度要求 5 按齿轮弯曲疲劳强度校核计算 齿形系数 YF 查 2 图 7 23 得 YF1 2 8 由 2 中图 7 24 查得 Flim1 220MPa 由 2 表 7 5 查得 SF 1 4 F 1 Flim1 SF 220 1 4 157MPa 1 21 2 1 YF mbZ KT F F 2 1 4 99301 2 8 98 24 3 3 36 8 F 故满足齿根弯曲疲劳强度要求 6 验算初选精度等级是否合适 齿轮圆周速度 v d1 n1 60 1000 3 14 72 447 2 60 1000 1 7 m s 由 1 表 12 1 知选 8 级精度是合适的 二 高速轴的设计 1 确定轴上零件的定位和固定方式 如图 K K 1 2 T1T1 99301N mm H 1 545 45 MPa H H 349 9MPa F 1 157MPa F F 36 8 MPa 11 1 5 滚动轴承 2 轴 3 齿轮轴的轮齿段 4 套筒 6 密封盖 7 轴端挡圈 8 轴承端盖 9 带轮 10 键 2 按扭转强度估算轴的直径 选用 45 号钢调质 硬度 217 255HBS 轴的输入功率为 P 4 65 KW 转速为 n 447 2 r min 由 2 表 16 2 得 c 110 d mm n P C24 2447 5 64 110 3 3 3 确定轴各段直径和长度 从右起第一段 考虑带轮的结构要求及轴的刚度 所以取装带轮 1 处直径 D1 30mm 又带轮的宽度 B Z 1 e 2 f 4 1 15 2 9 63mm 则第一段长度 L1 70mm 右起第二段直径取 D2 34mm 2 根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度 取端盖的外端面与带轮的左端面间的距离为 20mm 则取第二段的长度 L2 60mm 右起第三段 该段装有滚动轴承 选用深沟球轴承 则轴承有径 3 向力 而轴向力为零 选用 6208 型轴承 其尺寸为 d D B 40 80 18 那么该段的直径为 D3 40mm 长度为 L3 30mm 右起第四段 为滚动轴承的定位轴肩 其直径应小于滚动轴承的内 4 圈外径 取 45mm 长度取 L4 10mm 右起第五段 该段为齿轮轴段 由于齿轮的齿顶圆直径为 5 d d 24mm D D1 1 30mm L L1 1 70mm D D2 2 34mm L L2 2 60mm D D3 3 40mm L L3 3 30mm D D4 4 45mm L L4 4 10mm D D5 5 55mm L L5 5 98mm 12 78mm 分度圆直径为 72mm 齿轮的宽度为 98mm 则 此段的直径 为 D5 55mm 长度为 L5 98mm 右起第六段 为滚动轴承的定位轴肩 其直径应小于滚动轴承的内 6 圈外径 取 D6 45mm 长度取 L6 10mm 右起第七段 该段为滚动轴承安装出处 取轴径为 D7 40mm 长 7 度 L7 32mm 4 求齿轮上作用力的大小 方向 小齿轮分度圆直径 d1 72mm 1 作用在齿轮上的转矩为 T1 99301 N mm 2 求圆周力 Ft 3 Ft 2T1 d1 2 99301 72 2728 7N 求径向力 Fr 4 Fr Ft tan 2728 7 tan200 993N 带传动作用在轴上的力 Q 1650N Ft Fr 的方向如下图所示 5 轴长支反力 根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置 建立 力学模型 水平面的支反力 RA RB Ft 2 1364 35N 垂直面的支反力 由于选用深沟球轴承则 Fa 0 那么 MB 0 RA 162 Fr 81 Q 96 0 RA 481 3N 0 F RB Fr Q RA 2161 7N 6 画弯矩图 右起第四段剖面 C 处的弯矩 水平面的弯矩 MCH RB 90 122791 5 Nmm 垂直面的弯矩 MBv Q 96 158400 Nmm MCV1 RA 81 38985 3Nmm MCV2 RB 81 Q 81 96 117033 3 Nmm 合成弯矩 MB MBv 158400 Nmm NmmMMM CVCHC 128832 338985122791 5 222 1 2 1 D D6 6 45mm L6L6 10mm D7D7 40mm L7L7 32mm T1T1 99301N mm FtFt 2728 7N FrFr 993N Q Q 1650N RARA 1364 35N R RA A 481 3N R RB B 2161 7N M MCH CH 122791 5Nmm M MBv Bv 158400 Nmm M MCV1 CV1 38985 3Nmm 13 NmmMCVMM CHC 169631117033 3122791 52 222 2 2 7 画转矩图 T Ft d1 2 98233 2Nmm 8 画计算弯矩图 因为是单向回转 转矩为脉动循环 0 6 则 NmmTMBMcaB169010 22 NmmTMDMcaD92 58939 22 NmmTMcMca141674 11 22 NmmTMMca C 179579 2 2 2 2 9 按弯扭合成应力校核轴的强度 轴的材料为 45 号钢 调质 查表得拉伸强度极限 B 650 Mpa 对称循环变应力时的许用应力 1 B 60 Mpa 由计算弯矩可见 B 剖面的计算弯矩最大 该处的计算应力为 caB MCaB W MCaB 0 1 DB3 169010 0 1 403 26 4 Mpa 1 B 所以确定的尺寸是安全的 M MCV2 CV2 117033 3Nmm M MB B 158400 Nmm M MC1 C1 128832Nmm M MC2 C2 169631Nmm T T 98233 2Nmm McaBMcaB 169010Nmm McaD McaD 58939 92Nm m Mca1Mca1 141674Nmm Mca2Mca2 179579Nmm 1 1 B B 60 Mpa caBcaB 26 4 Mpa 受力图如下 Mch 81 81 96 V 14 三 键的选择与校核 1 输入轴与大带轮联接采用平键联接 查 1 表 10 1 得 选用普通平键 得 A 键 8 7 GB T1095 1979 Lc1 56mm T 99301N mm h1 7mm 根据 2 式 13 1 得 p 4 T d1 h Lc1 4 99301 30 7 56 34Mpa R 110Mpa 2 输出轴与齿轮 2 联接采用平键联接 轴径 d2 55mm L2 90mm T 549600N mm 查 1 表 10 1 得 选用普通平键 得 B 键 16 10 GB T1095 1979 Lc2 80mm h2 10mm p 4 T d2 h2 Lc2 4 549600 55 10 80 50Mpa p 110Mpa 六 第二轴大齿轮设计 一 大齿轮设计与校核 1 选定齿轮传动类型 材料 热处理方式 精度等级 大齿轮选用 20CrMnTi 渗碳淬火 回火 齿面硬度为 169 217HBS 选用 8 级精度 2 初选主要参数 Z2 Z1 u 24 5 76 139 3 几何尺寸计算 d1 m Z 3 139 417mm B1B1 8mm h1h1 7mm L L c1 c1 56mm d1d1 30mm p p 34Mpa d2d2 55mm b2b2 16 mm h2h2 10 mm L Lc2 c2 80mm 19 标准齿轮有 ha 1 c 0 25 齿顶高 ha ha m 3mm 齿根高 hf 1 25 m 1 25 3 3 75mm 齿全高 h 2 25m 2 25 3 6 75mm 齿顶圆直径 da m z 2ha 3 139 2 1 423mm 齿根圆直径 df m z 2ha 2c 3 139 2 1 2 0 25 409 5mm 因为小齿轮齿宽为 98 所以大齿轮齿宽取 90 4 按齿面接触疲劳强度计算 确定有关参数与系数 载荷系数 查 2 表 7 4 取 K 1 2 1 大齿轮名义转矩 T2 549600N mm 许用接触应力 H 3 由 2 中图 7 26 和表 7 5 查得 Hlim1 1200MPa SH 1 1 H 1 Hlim1 SH 1200 1 1 1091MPa H 2 23 1 335ubaTku 335 5244 52449076 5 5496002 13 176 5 859 MPa H 2 故满足齿面接触疲劳强度要求 Z2Z2 139 d1d1 417mm haha 3mm hfhf 3 75mm h h 6 75mm dada 423mm dfdf 409 5mm b2b2 90mm T2T2 549600N mm K K 1 2 a a 244 5mm H H 859 MPa 1 4 按齿轮弯曲疲劳强度校核计算 齿形系数 YF 查 2 图 7 23 得 YF1 2 1 查 2 图 7 24 得 Flim2 190MPa 查 2 表 7 5 得 SF 1 4 F 2 Flim2 SF 135 7MPa FSF Y mbz KT 2 2 2 1 F2 2 1 4 549600 2 1 90 3 3 139 28 7 F 故满足齿根弯曲疲劳强度要求 5 大齿轮结构设计 小齿轮采用齿轮轴结构 大齿轮采用辅板式结构 大齿轮结构如附图 2 七 轴承选型与计算 认为轴承预计寿命 Lh 10 365 24 87600 小时 1 输入轴的轴承设计计算 初步选定轴承型号为 6208 查 1 表 13 3 6208 轴承 Cr 22 8KN 1 初步计算当量动载荷 P 因该轴承在此工作条件下只受到 Fr 径向力作用 所以 P Fr 993N 2 求轴承应有的径向基本额定载荷值 查 2 表 18 8 得 fT 1 表 18 9 得 fF 1 2 22800NN15843 87600 10 244760 1 9932 1 10 60 3 1 6 1 6 h t L n f PfT C 3 核定轴承使用寿命 由 2