设计说明书范例.docx

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设计说明书范例

一.设计题目：

设计皮带运输机械传动装置中的减速器，简图如下：

图1减速器简图

工作条件：

双班制工作，有轻度振动，小批量生产，单向传动，轴承寿命2年，减速器使用年限为6年，运输带允许误差

5%。

已知数据：

运输带有效拉力F=11400N，运输带速度V=0.12×1.5=0.18m/s,卷筒直径D=250mm。

二、设计内容：

1．计二级圆柱齿轮减速器，计算三角带传动。

2．绘制齿轮减速器装配图一张；

绘制低速轴上齿轮的传动件工作图一张；

绘制从动轴的零件工作图；

绘制减速器箱体的零件工作图一张；

3．写出设计计算说明书一份。

三.传动装置的总体设计过程：

㈠根据传动装置的组成和不同传动方案的特点，合理拟定传动方案（已给出）。

1.合理的方案应保证工作可靠，并且结构简单，尺寸紧凑，加工方便，成本低廉，传动效率高和使用维护方便。

由此初步拟定方案。

2.带传动的承载能力小，传递相同转矩时结构尺寸较其他传动形式大，但传动平稳，能缓冲减振，应布置在高速级。

3.齿轮传动传动比稳定，效率高，工作可靠性较高，精度高，布置于低速级，并且采用展开式布置。

通过联轴器与卷筒联接。

㈡电动机的选择

1.电动机的类型根据工作条件，载荷特性，起动性能及反转的频繁程度，转速高低等条件确定。

2.电动机的额定功率Ped≥电动机的工作功率Pd。

3.通常选用同步转速为1500和1000r/min的电动机。

4.同一功率的电动机可能有几种同步转速。

确定电动机的同步转速应考虑到：

电动机转速的高低不仅影响其尺寸，重量和价格，同时也影响到传动系统总传动比的大小，从而影响传动系统级数的多少和传动机构类型的选定等。

5.通过计算选择电动机

⑴电动机所需要的工作功率：

Pd=PW/η总kW

式中：

Pd--电动机所需工作功率，kW；

PW--工作机所需输入功率，kW；

η总--电动机至工作机之间传动装置的总效率

V带传动效率ηv带＝0.94-0.97取0.95

球轴承效率η轴承＝0.98-0.995取0.99

齿轮传动效率η齿轮＝0.96-0.99取0.98

联轴器传动效率η联轴器＝0.99

平带传动效率η平带＝0.96

η总＝ηv带η轴承4η齿轮2η联轴器η平带

＝0.95

0.994

0.982

0.99

0.96＝0.816

⑵PW＝FV/1000＝11400×0.18/1000=2.052（kW）

由电动机的工作功率为2.052kW,查手册得出满足功率条件的4种型号的电机，列表如下：

表1电动机的型号及相关数据

方案

型号

同步转速

满载转速

质量

1

Y100L-2

3

3000

2880

33

2

Y100L2-4

3

1500

1420

38

3

Y132S-6

3

1000

960

63

4

Y1332M-8

3

750

710

79

综合考虑电动机和传动装置的尺寸，重量，价格和带传动，减速器的传动比，选择第3方案较合适，查表得电动机轴的直径D=38mm。

（三）确定传动装置的总传动比并分配传动比

1.传动比计算：

i总=n电/nw＝960/13.75＝69.82

普通V带的传动比iΔ的一般范围是2～4，可以选择偏中的数，取iΔ＝2.8。

∴i减＝i总/iΔ=24.936

由i减=i1齿/i2齿

i1齿=1.3i2齿

得：

i1齿=5.70,i2齿=4.38

2.各轴的转速（单位：

r/min）

nⅠ=n电/iΔ=342.86

nⅡ=nⅠ/i1齿=60.15

nⅢ=nⅡ/i2齿=13.73

卷筒轴nⅣ=nⅢ=13.73

3.各轴的输入功率（单位:

kW）

PⅠ=Pdηv带=2.39

PⅡ=PⅠη轴承η1齿=2.32

PⅢ=PⅡη轴承η2齿=2.25

PⅣ=PⅢη轴承η联轴器=2.21

4.各轴的输入转矩（单位：

N·mm）

电动机轴输出转矩Td=9550Pd/n电=25019

轴Ⅰ：

TⅠ=9550PⅠ/nⅠ=66571

轴Ⅱ:

TⅡ=9550PⅡ/nⅡ=368346

轴Ⅲ:

TⅢ=9550PⅢ/nⅢ=1565004

轴Ⅳ:

TⅣ=9550PⅣ/nⅣ=1537181

运动和动力参数计算结果整理于下表：

表2各轴运动和动力参数

输入功率KW

输入转矩N·mm

转速r/min

轴Ⅰ

2.39

66571

342.86

轴Ⅱ

2.32

368346

60.15

轴Ⅲ

2.25

1565004

13.73

卷筒轴

2.21

1537181

13.73

（四）V带的设计

1.计算功率PC

由工作条件查表得工作情况系数KA＝1.2

PC＝PdKA＝2.515×1.2＝3.02（kW）

由PC＝3.02KW,n1=960rpm,查表得选用A型带，且得小带轮基准直径d1=80－100mm，但经过计算，此时带速接近于5，并且齿宽大于100mm，可将其基准直径调为112－140档，取其中的较小值。

2.根据基准直径系列，取小带轮直径d1＝112mm,由d2=iΔ×d1（1-ε）=307mm,取大带轮基准直径d2＝315mm。

验算带速：

v=

d1×n1/60/1000＝5.63m/s

∴v在5－25m/s之间，可取之。

3.确定中心距a,带长（基准长度）Ld，验算包角：

初步确定中心距a0:

0.7（d1+d2）

299

初选a0=570mm,得初定的V带基准长度L0。

＝1829mm

查V带的长度系列表，取Ld＝1800mm,同时得到带长修正系数KL＝1.01。

则实际中心距a＝a0+（Ld-L0）/2=556mm。

验算小带轮包角а1

а1＝180°－57.3°×（d2-d1）/a

＝159°>120°

∴上述选择合适。

4.求带的根数z

由n1＝960rpm,d1＝112mm，通过内插法求得单根普通V带的基本额定功率：

P0＝1.16kW，

i＝d2/（d1（1-ε））2.87

其中:

V带传动的滑动率ε＝0.01－0.02，取为0.02，此时的传动比误差为2.5％.由i及n1得单根普通V带的功率的增量ΔP0＝0.109kW，由а1=159°得包角修正系数Ka=0.947。

∴带数

＝2.49根

∴取整z＝3根

5.确定预拉力F0及轴向作用力FQ

查表得A型带的q＝0.10kg/m

∴

＝150N

∴FQ＝2zF0sin

＝885N

（五）齿轮传动设计

1.齿轮材料的选择——两齿轮均取相同的材料

小齿轮45钢调质HBS=220

大齿轮45钢正火HBS=190

查表得：

安全系数SH=1.05,SF=1.35

齿轮的接触疲劳限：

σHlim1=550MPa,σHlim2=530MPa

齿轮弯曲疲劳极限：

σFlim1=190MPa,σFlim2=180MPa

可得：

小齿轮：

[σH1]=σHlim1/SH=523.81MPa

[σF1]=σFlim1/SF=140.74MPa

大齿轮：

[σH2]=σHlim2/SH=504.76MPa

[σF2]=σFlim2/SF=133.33MPa

∴首先按齿面接触强度设计，再按齿根弯曲强度校核。

2.确定齿轮的相关数据

（1）高速级齿轮

i1齿＝5.7，TⅠ＝66571N•mm

传动有轻度振动，取载荷系数K=1.2；10kW以下的轻型减速器，齿宽系数取ψa＝0.3。

中心距a:

（μ即是传动比）

＝183.61mm

圆整a,可取其为185，190，195，200。

对传递动力的齿轮，模数m≥2.5,可取m＝2.5,3,4。

试取a,并由a=m（z1+z2）/2验算之。

①a=185:

m=2.5,z1=22,z2=125,→a=183.75

m=3,z1=20,z2=114,→a=201

②a=190:

m=2.5,z1=23,z2=131,→a=192.5

m=3,z1=21,z2=114,→a=202.5

③a=195:

m=2.5,z1=23,z2=131,→a=192.5

m=3,z1=22,z2=125,→a=220.5

④a=200:

m=2.5,z1=24,z2=136,→a=200

m=3,z1=23,z2=131,→a=231

由以上验算可知，当a=200,m=2.5,z1=24,z2=136时，a满足条件，但若对第一组中的z2作微调，令z2=126,m=2.5,z1=22,可满足a=185,且此时的传动比误差为0.5％最小，a的尺寸较小。

∴综上选择：

a=185mm,m=2.5mm,z1=22,z2=126。

∴齿宽b=55.5mm,取b1=65mm,b2=60mm。

（2）低速级齿轮

i2齿＝4.38，TⅡ=368346N·mm

＝284.71mm

∴a可取285，290，295mm；m可取3，4，5mm。

同理经计算可得出较合理的取值为:

a＝290mm，m=4mm,z1=27,z2=118

此时的传动比误差为0.2％。

∴b1=95mm,b2=90mm。

最后计算一下总传动比误差为1.5％<3％，满足要求。

3.校核齿轮强度

（1）高速级齿轮：

z1=22,齿形系数YF1=2.835

Z2=126,齿形系数YF2=2.18

按bmin=60计算：

σF1=2KTⅠYF1/（bm2z1）=54.90MPa<[σF1]

σF2=σF1YF2/YF1=42.22MPa<[σF2]

（2）低速级齿轮：

z1=27,YF1=2.675;z2=118,YF2=2.18

按bmin=90计算

σF1=2KTⅠYF1/（bm2z1）=60.82MPa<[σF1]

σF2=σF1YF2/YF1=49.57MPa<[σF2]

综

（1）

（2）点，齿轮的弯曲强度均满足要求。

4.齿轮的几何尺寸：

（单位：

mm）

（1）高速级齿轮（m=2.5）

小齿轮：

ha=2.5,hf=3.125,d=55

da=60,df=48.75,db=51.68

大齿轮：

ha=2.5,hf=3.125,d=315

da=320,df=308.75,db=296.00

（2）.低速级齿轮（m=4）

小齿轮：

ha=4,hf=5,d=108

da=116,df=98,db=101.49

大齿轮:

ha=4,hf=5,d=472

da=480,df=462,db=443.53

（六）减速器机体结构尺寸计算

1.机座壁厚δ：

0.025a+3=10.25>8,取δ＝11

2.机盖壁厚δ1：

0.02a+3=8.8>8,取δ1＝10

3.机座凸缘厚度b：

b=1.5δ=16.5,取b＝17

4.机盖凸缘厚度b1：

b1=1.5δ1=15

5.机座底凸缘厚度b2：

b2=2.5δ,取b2＝28

6.地脚螺钉直径:

df=0.036a+12=22.2,取df＝24

7.地脚螺钉数目n：

a=250-500，∴n=6

8.轴承旁联接螺钉直径：

d1=0.75df=18

9.机盖与机座联接螺钉直径:

d2=（0.5-0.6）df,取=12

10.联接螺栓d2得间距l：

l=150-200,取l＝180

11.轴承端盖螺钉直径d3：

d3=（0.4-0.5）df,取8,10

12.窥视孔螺钉直径d4：

d4=（0.3-0.4）df,取d4＝8

13.定位销直径d：

d=（0.7-0.8）d2,取d＝8

14.df,d1,d2到外机壁距离c1:

分别取36，26，20

15.df,d1,d2凸缘边缘距离c2:

分别取30，24，18

16.轴承旁凸台半径R1:

R1=c2=26

17.凸台高度h：

h=48

18.外机壁与轴承端盖距离L1：

L1=c1+c2+（8-12）=62

19.大齿轮顶圆与内机壁距离：

Δ1>1.2δ,取Δ1=14

20.齿轮端面与内机壁得距离：

Δ2>δ,取Δ2＝12

21.机盖，机座壁厚m1,m:

m1≈0.85δ1，取9；m≈0.85δ，取10

22.轴承端盖凸缘厚t:

t=（1-1.2）d3=11。

（七）轴Ⅰ的设计，计算与校核

1.初步计算轴径

d

=21.39mm

其中c是由轴的材料和承载情况确定得常数，查表取c=112（下同）。

综合考虑下列因素：

①Ⅰ轴的直径d=（0.8-1.2）D=30.4-45.6mm,D为电动机轴的直径（D=38mm）；

②密封圈是标准件，在有直径突变处必须考虑；

③采用优先数系系列。

∴确定最小轴径dmin=32mm。

对于钢制齿轮，当其直径很小时，分度圆直径d与轴直径dS相差很小，满足d

图2齿轮轴判断

2.确定联接带轮处的轴的长度L'

带数z=3,大带轮直径d2=315mm，查资料计算确定相关数据：

1轮缘宽B：

B=54mm

②轮毂孔径dS=32mm

③轮毂长L=（1.5-2）dS,取50。

考虑装拆轴承端盖不发生干涉，取L'=47mm。

至此可做出轴Ⅰ的简图，确定尺寸，如图示：

图3Ⅰ轴的结构分析

∴Ⅰ轴的总长L=380mm。

3.确定齿轮作用于轴上的力

圆周力：

Ft=2TⅠ/d分度圆=2421N

径向力：

Fr=Fttgа=881N

其中：

а为压力角，а=20º（下同）。

4.确定轴承反力（单位：

N）

（1）水平方向上

ΣMD=0,RCH=（347.5FQ-62.5Fr）/226=1117

ΣY=0，RDH=FQ-Fr-RCH=-1113

（2）铅垂方向上

ΣMD=0，RCV=62.5Ft/226=670

ΣY=0,RDV=Ft-RCV=1751

图4Ⅰ轴受力图解

5.确定危险截面处的弯矩，扭矩（单位：

N·mm），及其应力（单位：

MPa）校核

（1）Ⅰ处：

MⅠH=62.5RDH=-69563

MⅠV=62.5RDV=109438

=129657

Ⅱ处：

MⅡH=MⅡV=MⅡ=0

（2）扭矩图：

（TⅠ=66571）

（3）当量弯矩图

MⅠe=

=131204.

各个图示如下所示：

图5Ⅰ轴的受力分析

（4）当量应力（单位:

MPa）

Ⅰ处轴径突变或键槽，轴径应降低4％

∴dⅠ=40×96%=38.4mm

σeⅠ=MⅠe/（0.1dⅠ3）=23.17

Ⅱ处由带轮作用产生附加弯矩MⅡe,MⅡe=аTⅠ=19971,其中а是根据转矩性质而定的折合系数，取а=0.3。

并且Ⅱ处有键槽，轴径也应降低4％。

∴σeⅡ=MⅡe/（0.1dⅡ3）=6.89

45钢调质后强度极限σB＝650MPa,查资料得其在对称循环状态下的许用弯曲应力[σ-1b]=60Mpa。

∴σeⅠ<[σ-1b],σeⅡ<[σ-1b]

∴轴径设计满足条件。

6.轴承寿命计算与校核

查表得：

深沟球轴承6028的基本额定动载荷Cr=29500N,基本额定静载荷C0r=18000N。

nⅠ=342.86rpm,当量动载荷

=2075N，温度系数ft=1.0，载荷系数fp=1.1，寿命指数ε=3。

＝5477N

∴轴承选用合适。

（八）Ⅱ轴的设计，计算与校核

1.初步计算轴径

d

=37.84mm

经预算得出当最小轴径为dmin=40mm时，危险截面的当量应力大于[σ-1b]=60MPa,所以取dmin＝45mm，选用深沟球轴承6209。

轴的图示入下所示：

图6Ⅱ轴的结构分析

∴Ⅱ轴总长度L=246。

2.确定作用于轴上的力（单位：

N）

右齿轮：

Ft1=2TⅡ/d右=2338

Fr1=Ft1·tg20º=851

左齿轮：

Ft2=2TⅡ/d左=6821

Fr2=Ft2·tg20º＝2483

3.确定轴承反力（单位：

N）

水平方向上：

ΣMA=0,RBH=[（78.5+86）Fr1-78.5Fr2]/225.5=-244

ΣY=0,RAH=Fr1-Fr2-RBH=-1388

铅垂方向上：

ΣMA=0,RBV=（164.5Ft1+78.5Ft2）/225.5=4080

ΣY=0,RAV=Ft1-Ft2-RBV=5079

图7Ⅱ轴的受力图解

4.确定危险截面处的弯矩,做弯矩图（N·mm）

Ⅰ处：

MⅠH=78.5RAH=-108958

MⅠV=78.5RAV=398702

MⅠ=413400

Ⅱ处：

MⅡH=-52292

MⅡV=308553

MⅡ=312954

Ⅲ处:

MⅢH=61RBH=-14884

MⅢV=61RBV=248880

MⅢ=249323

5.做扭矩图：

（TⅡ=368346N·mm）

6.当量弯矩图（N·mm）：

MⅠe=428032

MⅡe=272784

MⅢe=331890

各个图示如下所示：

图8Ⅱ轴的受力分析

7.确定当量应力：

Ⅰ处：

有键槽，轴径降低4％，dⅠ=48

96%=46.08mm

σeⅠ=MⅠe/（0.1dⅠ3）=43.75MPa

Ⅱ处：

σeⅡ=33.92MPa

Ⅲ处：

σeⅢ=27.88MPa

∴σeⅠ<[σ-1b],σeⅡ<[σ-1b],σeⅢ<[σ-1b]

∴轴径设计合适。

8.轴承寿命计算与校核

查手册得深沟球轴承6209：

基本额定动载荷Cr＝31500N，基本额定

静载荷C0r＝20500N。

＝3.82年

∴轴Ⅲ设计合理。

（九）Ⅲ轴的设计，计算与校核

1.初步确定轴径

d

=59.08mm

为使结构紧凑，此时Ⅲ轴的C值可取较小值，取C=108.确定最小轴径dmin需考虑标准件联轴器及密封圈的选取。

（1）联轴器的选取

计算转矩TC=T·KA

其中:

T=TⅢ=1565N·m，KA为工作情况系数，查表取KA=1.5

∴TC=2348N·m

弹性套柱销联轴器具有一定的补偿两轴线相对偏移和减振缓冲能力，但其公称转矩跳跃幅度大，如选择，需选择公称转矩为4000N·m，最小轴径达到80mm，使减速器的体积增加，重量增加。

凸缘联轴器虽不具备径向和轴向的补偿性能，但其刚性好，传递扭矩大，结构简单，维护简便，适用于一般轴系传动，最重要的是它使Ⅲ轴的最小轴径可取dmin=70mm,大大的降低了重量，使减速器结构紧凑，重量下降。

∴综上：

选择凸缘联轴器，型号YL13，公称转矩2500N·m，轴孔直径d=70mm,轴孔长度（J,J1型）L=107mm，考虑安装，可降低轴的长度2mm。

（2）密封圈的选择

由于轴颈圆周速度v<5m/s,轴承采用脂润滑，工作温度不超过90℃，所以选择毛毡圈密封（矩形断面安装于梯形槽内，对轴产生一定的压力而起到密封作用）。

轴径d=75mm,毡圈厚度B1=8mm,外径D=94mm。

∴dmin=70mm,轴的图示如：

图9Ⅲ轴的结构分析

∴Ⅲ轴的总长L=440mm。

2.确定作用于轴上的力（单位：

N）

低速级大齿轮：

Ft=2TⅢ/d分度圆=6631

Fr=Ft·tg20º＝2413

另外，联轴器要引起方向不断变化的附加动载荷F'=（0.2～0.35）2TC/D0=5076～8861N,取中间值F'=6970N.经计算知：

当附加载荷F'周向力Ft方向相反时，轴承受到的力作用最大，计算过程如下：

水平方向：

（N）

ΣME=0，RFH=94.5Fr/247=923

ΣY=0，REH=Fr-RFH=1490

铅垂方向：

（N）

ΣME=0，RFV=（388.5F'-94.5Ft）/247=8426

ΣY=0，REV=Ft-RFV-F'=-8765

图10Ⅲ轴受力图解

∴弯矩：

（N·mm）

MⅠH=94.5RFH=140805

MⅠV=94.5REV=-828292

MⅡH=0

MⅡV=140.5F'=978295

∴MⅠ=840715,MⅠe=962458

∴MⅡH=979285,MⅡe=1086016

当量应力

σeⅠ=17.10,σeⅡ=23.97

∴σeⅠ<[σ-1b],σeⅡ<[σ-1b]

校核轴承：

=20802N

∴选用合适。

轴的弯矩及扭矩图如下：

图11Ⅲ轴受力分析

（十）键的选择及其校核

根据工作条件，有轻微振动，查表得键联接的许用挤压应力最小值为

[σP]min=100Mpa。

1.轴Ⅰ中的联接带轮的键（单位：

mm,下同）

d轴＝32在30－38之间，选b×h=10×8,L=40,l=L-b=30，其他参数：

t=5,t1=3.3,r=0.3。

校核：

σP=4TⅠ/（d轴hl）=34.67MPa<[σP]min

L轴长＝47，键两端的距离合适，选择较好。

2.Ⅱ轴中联接齿轮的两键

（1）高速级大齿轮的联接键（B齿宽＝60）

d轴=48,在44－48之间，选b×h=14×9，取L=50,l=L-b=36.其他参数：

t=5.5,t1=3.8,r=0.3。

校核：

σP=4TⅡ/（d轴hl）=94.74MPa<[σP]min

∴合适。

（2）低速级小齿轮的联接键（B齿宽＝95）

d轴=48，选b×h=14×9，取L=80.l=L-b=66，其他参数：

t=5.5,t1=3.8,r=0.3。

校核：

σP=4TⅡ/（d轴hl）=51.68MPa<[σP]min

∴合适。

3.Ⅲ轴中的两键

（1）低速级大齿轮的联接键（B齿宽＝90）

d轴=86，在85－95之间，选b×h=25×14，取L=80,l=L-b=55,

其他参数：

t=5.5,t1=3.8,r=0.3。

校核：

σP=4TⅢ/d轴hl＝94.53MPa<[σP]min

∴合适。

（2）联轴器中的联接键（L轴长＝105）

d轴=70，在65－75之间，选b×h=20×12，取L=100,L=l-b=80,

其他参数：

t=7.5,t1=4.9,r=0.5。

校核：

σP=4TⅢ/d轴hl=93.16MPa<[σP]min

∴合适。

现将各个键的数据列于下表中（单位：

mm）：

表3键的结构参数

b

h

L

l=L-b

σp

联接带轮的键

10

8

40

30