设计说明书范例.docx
《设计说明书范例.docx》由会员分享,可在线阅读,更多相关《设计说明书范例.docx(22页珍藏版)》请在冰豆网上搜索。
![设计说明书范例.docx](https://file1.bdocx.com/fileroot1/2023-1/9/20b3c345-eb26-4cb7-8778-b9d886e11486/20b3c345-eb26-4cb7-8778-b9d886e114861.gif)
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