车辆工程设计说明书

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96.0jw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97.0齿高速级弹性联轴器传动效率99.0联低速级齿式联轴器传动效率99.0l滚子轴承传动效率)(99.0一对球电动机至工作机之间传动装置的总效率l滚子齿滚子齿滚子联89.099.099.097.099.097.099.099.0工作机所需功率42001.98.31100010000.96wwFPKW所需电动机功率8.319.340.89wdPPKW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。0.96w97.0齿99.0联99.0l0.99球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6010001.960100080.68min450wvnrD总传动比146018.1080.68mwnini=i1i2i1=(1.3～1.5)i2取i1=1.5i2则i1=5.2，i2=3.51460minmnnr11460280.76min5.2nnri2280.7680.22min3.5nnriwn80.22r/minn式中:nm—为电动机满载转速,r/min;nⅠ、nⅡ、nⅢ—分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴转速,r/min;Ⅰ为高速轴,Ⅲ为低速轴.019.340.999.25dPPKW129.250.970.998.88PPPKW齿滚238.880.970.998.53PPPKW齿滚式中:Pd—为电动机输出功率,KW;PⅠ、PⅡ、PⅢ—分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴输入功率,KW；231201，，—依次为电动机与Ⅰ轴Ⅱ轴Ⅲ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ψd接触疲劳极限limH初步计算的许用接触应力][HdA值955095509.25146060.50TPnNm955095508.88/280.76302.05TPnNm955095508.5380.221015.48TPnNm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241HB～286HB,平均取为260HB,大齿轮用45钢,调质处理,硬度229HB～286HB，平均取为240HB。6619.259.55109.55101460PTn12.13,1.0d由表取由图12.17c5809.09.0][7109.09.0][2lim21lim1HHlHHl（式12.15）12.16,85dA由表取1T60500.mm1.0d1limH=710Mpa2limH=580MpaMPaMPaHlHl522][639][21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1312321[]605005.218515225.254.58ddHTudAu（式12.14）1157dbd11571460601000601000dnv由表12.6初取齿数z1=30;z2=iz1=5.2×30=156m=d1/z1=57/30=1.9由表12.3,取m=2.5z1=d1/m=57/2.5=22.8z2=iz1=5.2×23=119.6由表12.9由表12.9211111zii1205.25.22i5.22,=z23i5.2100%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=1.20设计内容计算及说明结果齿间载荷分配系数KhaHK齿向载荷分布系数载荷系数KEZ弹性系数HZ节点区域系数11122212.10,22605002122.815712122.8137.24/57100/11[1.883.2()]cos111.883.2()1.7123120(12.6441.710.8733(12.10111.320.87tAtHTFNdKFNmmbNmmzzZKZ由表先求式）式）由此得231312.11b()10d1.170.1610.611057HKABCb由表11.21.821.47AvHHKKKKK（式12.5）由表12.12由图12.16=1.71Z=0.87HK=1.32HK=1.36K=2.15MPaZE8.1892.5HZ设计内容计算及说明结果minHS安全系数接触最小总工作时间th应力循环系数NL接触寿命系数ZN许用接触应力][H验算由表12.14th=8×300×16910111992112.15,1010m7.0860(12.126011460384003.36103.3610/5.2LLVhLLNNNntNNi由表估计，则指数式）原估计应力循环次数正确。由图12.18lim111minlim222min7100.95[]1.055801.04[]1.05HNHHHNHHZSZS(式12.11)12122112.8189.82.50.8722.15605005.2157575.2HEHKTuZZZbdu（式）计算结果表明,接触疲劳强度较为合适,齿轮尺寸无需调整.05.1minHSth=38400h91823.36106.4710LLNNZN1=0.95ZN2=1.0412[]642.38[]574.48HHMpaMpa2534.26[]HH满足条件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Y重合度系数齿间载荷分配系数KFa齿向载荷分布系数FK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=2.5×23=57.5mmd2=mz2=2.5×120=300mm12m(zz)2.5(23120)22a115757mmdbd0.750.750.250.25(12.18)1.71Y式1112.10,0.69FKY由表b/h=57/(2.25×2.5)=10.13由图12.14K=AVFaFKKKK=1.0×1.2×1.45×1.412.21由图d1=57mmd2=300mma=178.75mm取b1=67mmb2=57mmY=0.69KFa=1.45FK=1.4K=2.4412Y2.68Y2.17FaFa设计内容计算及说明结果应力修正系数YSa弯曲疲劳极限limF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][F由图12.22由图12.23c由表12.14610111982112.15,31010m49.9160(12.126011460384003.36103.3610/5.2LLVhLLNNNntNNi由表估计，则指数式）原估计应力循环次数正确。由图12.24由图12.25lim111minlim222min6000.91.0[]12.9 1.254500.931.0[]1.25FNXFFFNXFFYYSYYS（式）YSa1=1.57YSa2=1.82lim1=600MpaFlim2=450MpaFSfmin=1.2591823.36106.4710LLNNYN1=0.90YN2=0.93YX=1.01[]=432MpaF2[]=334.8MpaF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ψd接触疲劳极限limH初步计算的许用接触应力][HdA值111112222111222.246050057572.52.681.570.692.171.82105.532.681.57FFaSaFaSaFFFaSaKTYYYbdmYYYY传动无严重过载，故不作静强度校核6618.889.55109.5510280.76PTn12.13,1.0d由表取由图12.17c5809.09.0][7109.09.0][2lim21lim1HHlHHl（式12.15）12.16,85dA由表取1122105.53[]99.05[]FFFFMPaMPa2302050.mmT1.0d1limH=710Mpa2limH=580MpaMPaMPaHlHl522][639][21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Kv332321[]3020503.518515223.595.66ddHTudAu（式12.14）3197dbd397280.76601000601000dnv由表12.6初取齿数z3=30;z4=iz3=3.5×30=105m=d3/z3=97/30=3.23由表12.3,取m=3z3=d3/m=97/3=32.33z4=iz3=3.5×33=115.5422232zii1163.53.52i3.52,=z33i3.5100%0.57%(35)%满足要求由表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KhaHK齿向载荷分布系数载荷系数KEZ弹性系数HZ节点区域系数minHS安全系数接触最小总工作时间th13