车辆工程设计说明书.doc

设计内容计算及说明结果1.前言2.传动装置的总体设计2.1比较和选择传动方案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。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。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：设计内容计算及说明结果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2.2.3确定电动机转速2.2.4选定电动机2.3计算总传动比和分配各级传动比参数 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 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 高速级弹性联轴器传动效率 低速级齿式联轴器传动效率 滚子轴承传动效率 电动机至工作机之间传动装置的总效率 工作机所需功率所需电动机功率采用同步转速1500r/min查出电动机型号为Y160L-4,其额定功率为11kW，满载转速1460r/min。基本符合题目所需的要求。设计内容计算及说明结果2.3.1工作机转速2.3.2分配各级传动比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计算各轴输入功率总传动比i= i1 i2i1=(1.31.5)i2 取i1=1.5i2 则i1=5.2，i2=3.5式中: nm为电动机满载转速,r/min; n、n、n 分别为、轴转速,r/min;为高速轴,为低速轴.式中: Pd为电动机输出功率,KW; P、P、P 分别为、轴输入功率,KW； 依次为电动机与轴轴轴的传动效率。i1=5.2i2=3.5设计内容计算及说明结果2.4.3计算各轴输入转矩3.传动零件的设计计算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）初步计算转矩T1齿宽系数d接触疲劳极限初步计算的许用接触应力值因该机构传动尺寸无严格限制，且进行小批量生产，故小齿轮用40Cr,调质处理,硬度241HB286 HB,平均取为260 HB,大齿轮用45钢,调质处理,硬度229 HB286 HB，平均取为240HB。由图12.17c（式12.15）=710 Mpa=580Mpa设计内容计算及说明结果初步计算小齿轮直径d1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使用系数KA动载系数Kv验算传动比误差（式12.14）由表12.6初取齿数z1=30;z2=iz1=5.230=156m=d1/z1=57/30=1.9由表12.3,取m=2.5z1= d1/m=57/2.5=22.8z2=iz1=5.223=119.6由表12.9由表12.9取d1=57mmb=57mmv=4.36m/s选8级精度z1=23;z2=120KA=1.00Kv=1.20设计内容计算及说明结果齿间载荷分配系数Kha载荷系数K（式12.5）由表12.12由图12.16=1.71=0.87=1.32=1.36K=2.15设计内容计算及说明结果总工作时间th应力循环系数NL接触寿命系数ZN许用接触应力验算由表12.14 th=830016由图12.18(式12.11)计算结果表明,接触疲劳强度较为合适,齿轮尺寸无需调整.th=38400hZN1=0.95ZN2=1.04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d中心距a齿宽b3.1.2齿根弯曲疲劳强度验算齿间载荷分配系数KFa齿向载荷分布系数载荷系数K齿形系数Yfa因模数取标准值时,齿数已重新确定，但并未圆整,故分度圆直径不会改变，即 d1=mz1=2.523=57.5mm d2= mz2=2.5120=300mmb/h=57/(2.252.5)=10.13由图12.14K=1.01.21.451.4d1=57mmd2=300mma=178.75mm取b1=67mmb2=57mm=0.69KFa=1.45=1.4K=2.44设计内容计算及说明结果应力修正系数YSa弯曲疲劳极限弯曲最小安全系数Sfmin应力循环系数NL弯曲寿命系数YN尺寸系数YX许用弯曲应力由图12.22由图12.23c由表12.14由图12.24由图12.25YSa1=1.57YSa2=1.82Sfmin=1.25YN1=0.90YN2=0.93YX=1.0设计内容计算及说明结果验算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）初步计算转矩T1齿宽系数d接触疲劳极限初步计算的许用接触应力值传动无严重过载，故不作静强度校核由图12.17c（式12.15）=710 Mpa=580Mpa设计内容计算及说明结果初步计算小齿轮直径d1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（式12.14）由表12.6初取齿数z3=30;z4=iz3=3.530=105m=d3/z3=97/30=3.23由表12.3,取m=3z3= d3/m=97/3=32.33z4=iz3=3.533=115.5由表12.9由表12.9取d3=97mmb=97mmv=1.43m/s选9级精度Z3=33Z4=116KA=1.00Kv=1.15设计内容计算及说明结果齿间载荷分配系数Kha载荷系数K总工作时间th（式12.5）由表12.12由图12.16由表12.14 th=830016=1.76=0.86=1.32=1.39K=2.16th=38400h设计内容计算及说明结果应力循环系数NL接触寿命系数ZN许用接触应力验算（3）确定传动主要尺寸实际分度圆直径d中心距a齿宽b由图12.18(式12.11)计算结果表明,接触疲劳强度较为合适,齿轮尺寸无需调整.因模数取标准值时,齿数已重新确定，但并未圆整,故分度圆直径不会改变，即 D3=mz3=333=99mm D4= mz4=3116=348mmZN1=1.04ZN2=1.14d3=99mmd4=348mma=223.5mm取b3=109mmB4=99mm设计内容计算及说明结果3.1.2齿根弯曲疲劳强度验算齿间载荷分配系数KFa齿向载荷分布系数载荷系数K齿形系数Yfa应力修正系数YSa弯曲疲劳极限弯曲最小安全系数Sfmin应力循环系数NL弯曲寿命系数YN尺寸系数YX许用弯曲应力b/h=99/(2.253)=14.67由图12.14K=1.01.151.471.37由图12.22由图12.23c由表12.14由图12.24由图12.25=0.68KFa=1.47=1.37K=2.32 YSa1=1.64YSa2=1.82Sfmin=1.25YN1=0.92YN2=0.95YX=1.0设计内容计算及说明结果验算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。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 ；取=30mm取=50mm取=65mm设计内容计算及说明结果4.3初选轴承第轴轴承第轴轴承第轴轴承4.4箱体尺寸计算箱座壁厚箱盖壁厚1箱盖凸缘厚度b1箱座凸缘厚度b箱座底凸缘厚度b2地脚螺钉直径df地脚螺钉数目n轴承联接螺栓直径d1盖与座联接螺栓直径d2联接螺栓d2的间距l轴承端盖螺钉直径d3视孔盖螺钉直径d4定位销直径ddf,d1,d2到外箱壁距离C1，C2df所对应的c1和c2减速器低速轴与工作机联接用的联轴器选用GIGL4联轴器 88542001。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。深沟球轴承 6308深沟球轴承 6310深沟球轴承 6313均为10mm均为10mm12mm15mm25mm24mm420mm12mm150mm10mm10mm10mmC1=34，c2=28设计内容计算及说明结果d1所对应的c1和c2d2所对应的c1和c2轴承旁凸台半径R1凸台高度h外箱壁至轴承座端面距离l1铸造过渡尺寸x、y大齿轮顶圆与内箱壁距离1齿轮端面与内箱壁距离2箱盖,箱座肋厚m1、m轴承端盖外径D2轴承旁联接螺栓距离S5.轴的校核计算5.1低速轴校核计算计算齿轮受力齿轮直径 d齿轮受力转矩圆周力径向力受力图C1=26，c2=24C1=18,c2=1624mm根据低速轴承外径确定以便扳手操作60mmX=3,y=1515mm10mmm1=6.8，m=8.5D21=130mm，D22=160mm,D23=190mmS1=160mm,S2=190mmd=348mmd=348mm=2124N设计内容计算及说明结果计算支承反力水平面反力水平面(xy)受力图垂直面反力垂直面(xz)受力图水平面弯矩图垂直面弯矩图合成弯矩图轴受转矩许用应力许用应力值应力校正系数 当量转矩 低速轴材料选用45钢调质, T=T3用插入法由表16.3,查得 应力校正系数设计内容计算及说明结果当量转矩图当量弯矩当量弯矩图校核轴径齿根圆直径轴径安全系数校核计算对称循环疲劳极限脉动循环疲劳极限等效系数在齿轮中间处在靠近输出端轴颈中间处经检验轴所用尺寸合格。以截面为例进行安全系数校核。轴材料选用45钢，。 设计内容计算及说明结果截面I上的应力水平面弯矩垂直面弯矩合成弯矩弯曲应力幅弯曲平均应力扭转切应力扭转切应力幅和平均切应力应力集中系数有效应力集中系数表面状态系数尺寸系数安全系数弯曲安全系数因在此截面处，有轴径变化，过渡圆角半径r=2mm，由和，从附录表1中查出。由附录5查出由附录6查出设为无限寿命，由式16.5得=29472设计内容计算及说明结果扭转安全系数复合安全系数6.轴承的验算6.1高速轴轴承验算寿命计算受力图左边轴承径向力 右边轴承径向力冲击载荷系数当量动载荷基本额定寿命静载荷计算当量静载荷 经检验轴所用尺寸合格。查表18.8得,取， 查机械设计手册第64页表6-1，得r=7000r/min,，。因，只计算右边轴承故高速级轴承满足寿命要求。查b表18.12和a 设计内容计算及说明结果安全系数S0计算额定静载荷 许用转速验算载荷系数f1 静载荷分布系数许用转速N6.2中速轴轴承验算寿命计算受力图左边轴承径向力 右边轴承径向力冲击载荷系数当量动载荷基本额定寿命正常使用深沟球轴承，查表18.14，得（，只算轴承）由,查图18.19，得 由，查图18.19，得查b图18.20经检验该轴承合格。查表18.8得,取， 查机械设计手册第64页表6-1，得r=6000r/min,，。因，只计算右边轴设计内容计算及说明结果静载荷计算当量静载荷安全系数S0计算额定静载荷 许用转速验算载荷系数f1 静载荷分布系数许用转速N6.3低速轴轴承验算寿命计算受力图左边轴承径向力右边轴承径向力承故中速级轴承满足寿命要求。查b表18.12和a 正常使用深沟球轴承，查表18.14，得（，只算轴承）由,查图18.19，得 由，查图18.19，得查b图18.20经检验该轴承合格。设计内容计算及说明结果冲击载荷系数当量动载荷基本额定寿命静载荷计算当量静载荷安全系数S0计算额定静载荷 许用转速验算载荷系数f1 静载荷分布系数许用转速N查表18.8得,取， 查机械设计手册第64页表6-1，得r=4500r/min,，。因，只计算右边轴承故中速级轴承满足寿命要求。查b表18.12和a 正常使用深沟球轴承，查表18.14，得（，只算轴承）由,查图18.19，得 由，查图18.19，得查b图18.20经检验该轴承合格。设计内容计算及说明结果6键联接的选择和计算7.1 高速轴与联轴器键联接的选择和计算7.2 中间轴与大齿轮键联接的选择和计算高速轴与连轴器键连接的轴的直径为30mm,查表4-1，可知时可选用，即键宽8mm、高7mm，键长。键的接触长度。联轴器采用45锻钢制造，由表7.1取许用挤压应力（载荷平稳，故取最大值）。校核键的联接强度：，符合要求。键标记： 。材料选用45钢。中间轴与大齿轮键联接的轴的直径为55mm，查表4-1，可知当时可选用，即键宽16mm、高10mm，键长47mm。键的接触长度l=l-b=47-16=31，由表7.1取许用挤压应力，（载荷平稳，故取最大值）。齿轮采用45钢制造，则此联接所能传递的转矩为：满足使用要求。键标记： 。材料选用45钢。设计内容计算及说明结果7.3低速轴与齿轮键联接的选择和计算7.4低速轴与联轴器键联接的选择和计算7.5中间轴与小齿轮键联接的选择和计算低速轴与大齿轮键联接的轴的直径为70mm，查表4