设计说明书范例.docx

1、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=0.121.5=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： 根据传动装置的组成和不同传动方案的特点，合理

2、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。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1000 r/min的电动机。4.同一功率的电

3、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 电动机所需要的工作功率： Pd=PW/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；总-电动机至工作机之间传动装置的总效率 V 带传动效率 v带0.94-0.97 取0.95球轴承效率 轴承0.98-0.995 取0.99齿轮传动效率 齿轮0.96-0.99 取0.98 联轴器传动效率 联轴器0.99平带传动效率 平带 0.96总v带轴承 4齿轮2联轴器平

4、带 0.95 0.994 0.982 0.99 0.960.816 PW FV/1000114000.18/1000=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1Y100L-2330002880332Y100L2-4315001420383Y132S-631000960634Y1332M-8375071079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

5、动比计算： i总=n电/ nw960/13.7569.82普通V带的传动比i的一般范围是24，可以选择偏中的数，取i2.8。 i减i总 / i=24.936 由 i减=i1齿/i2齿 i1齿=1.3 i2齿 得： i1齿=5.70, i2齿=4.38 2.各轴的转速（单位：r/min） n= n电/ i=342.86n= n/ i1齿=60.15n= n/ i2齿=13.73卷筒轴n= n=13.73 3.各轴的输入功率(单位:kW) P=Pdv带 = 2.39 P= P轴承1齿=2.32P= P轴承2齿=2.25 P= P轴承联轴器=2.21 4.各轴的输入转矩（单位：Nmm）电动机轴输出转

6、矩 Td=9550Pd/ n电=25019轴：T=9550 P/ n=66571轴: T=9550 P/ n=368346轴: T=9550 P/ n=1565004轴: T=9550 P/ n=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Nmm转速r/min轴 2.3966571342.86轴 2.3236834660.15轴 2.25156500413.73卷筒轴 2.21153718113.73(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 Pd KA 2.5151.23.02 (kW) 由PC3

7、.02KW,n1=960rpm,查表得选用A型带，且得小带轮基准直径 d1=80100mm，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112140档，取其中的较小值。2.根据基准直径系列，取小带轮直径d1112mm,由d2=id1(1-)=307 mm, 取大带轮基准直径d2315 mm。验算带速：v=d1n1/60/10005.63 m/s v在525 m/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) a0 2(d1+d2) 299 a0 120 上述选择合适。4.求带的根数z由n1960rpm,d

8、1 112mm，通过内插法求得单根普通V带的基本额定功率：P01.16kW，id2/(d1(1-) 2.87其中: V带传动的滑动率0.010.02，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P00.109kW，由1 =159得包角修正系数Ka=0.947。 带数2.49根 取整 z3根5.确定预拉力F0及轴向作用力FQ查表得A型带的q0.10kg/m 150N FQ2zF0 sin885N（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,S

9、F=1.35齿轮的接触疲劳限：Hlim1=550MPa, Hlim2=530MPa齿轮弯曲疲劳极限：Flim1=190MPa, Flim2=180MPa可得： 小齿轮： H1= Hlim1/SH=523.81MPa F1= Flim1/SF=140.74MPa 大齿轮： H2= Hlim2/SH=504.76MPa F2= Flim2/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，T66571Nmm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a0.3。中心距 a:（即是传动比） 18

10、3.61mm 圆整a,可取其为185，190，195，200。对传递动力的齿轮，模数m2.5, 可取m2.5,3,4。试取a,并由a=m(z1+z2)/2验算之。 a=185: m=2.5, z1=22,z2=125, a=183.75 m=3 , z1=20, z2=114, a=201 a=190: m=2.5, z1=23, z2=131, a=192.5 m=3 , z1=21, z2=114, a=202.5 a=195: m=2.5, z1=23, z2=131, a=192.5 m=3 , z1=22, z2=125, a=220.5 a=200: m=2.5, z1=24, z

11、2=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，T=368346Nmm 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: a29

12、0mm，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1.53，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： F1=2KTYF1/(bm2z1)=54.90 MPaF1 F2=F1YF2/YF1=42.22 MPa F2（2） 低速级齿轮： z1=27,YF1=2.675; z2=118,YF2=2.18按bmin=90计算 F1=2KTYF1/(bm2z1)=60.82 MPa F1 F2=F1YF2/YF1=4

13、9.57 MPa 8, 取11 2.机盖壁厚1：0.02a+3=8.88, 取110 3.机座凸缘厚度b： b=1.5=16.5, 取b17 4.机盖凸缘厚度b1： b1=1.51=15 5.机座底凸缘厚度b2：b2=2.5, 取b228 6.地脚螺钉直径:df=0.036a+12=22.2,取df24 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l180 11.轴承端盖螺钉直径d3：d3=(0.4-0.5)df,

14、取8,10 12.窥视孔螺钉直径d4：d4=(0.3-0.4)df, 取d48 13.定位销直径d：d=(0.7-0.8)d2,取d8 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：11.2,取1=14 20.齿轮端面与内机壁得距离：2 , 取212 21.机盖，机座壁厚m1,m:m1 0.851，取9 ；m0.85，取10 22.轴承

15、端盖凸缘厚t: t=(1-1.2)d3=11。(七)轴的设计，计算与校核1.初步计算轴径d =21.39 mm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： 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）； 密封圈是标准件，在有直径突变处必须考虑； 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ddS或齿根圆到键顶部的距离e2 mt,须做成齿轮轴，经计算知轴须做成齿轮轴。 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

16、带轮直径d2=315mm，查资料计算确定相关数据：1 轮缘宽B：B=54 mm 轮毂孔径dS=32mm 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。至此可做出轴的简图，确定尺寸，如图示：图3 轴的结构分析轴的总长L=380mm。3.确定齿轮作用于轴上的力 圆周力：Ft=2T/d分度圆 =2421N 径向力：Fr= Ft tg=881N 其中：为压力角，=20（下同）。4.确定轴承反力(单位：N) （1）水平方向上 MD=0,RCH=(347.5FQ-62.5 Fr)/226=1117 Y=0，RDH= FQ - Fr - RCH = -1113 （2）铅垂

17、方向上 MD=0，RCV=62.5 Ft /226=670 Y=0 , RDV= Ft - RCV =1751图4 轴受力图解 5.确定危险截面处的弯矩，扭矩(单位：Nmm)，及其应力(单位：MPa)校核 （1）处：MH=62.5 RDH =-69563 MV=62.5 RDV =109438 =129657 处： MH = MV = M= 0 （2）扭矩图：(T=66571)（3）当量弯矩图 Me=131204. 各个图示如下所示：图5 轴的受力分析(4)当量应力(单位: MPa)处轴径突变或键槽，轴径应降低4 d=4096%=38.4 mm e= Me /(0.1d 3)=23.17处由带

18、轮作用产生附加弯矩Me,Me=T=19971,其中是根据转矩性质而定的折合系数，取=0.3。并且处有键槽，轴径也应降低4。 e= Me /(0.1d3)=6.8945钢调质后强度极限B650MPa,查资料得其在对称循环状态下的许用弯曲应力-1b=60Mpa。 e-1b, e-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。 n=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=3。 5477NC0r=18000N轴承选用合适。（八）轴的设计，计算与

19、校核 1.初步计算轴径d=37.84 mm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 -1b=60MPa,所以取dmin45mm，选用深沟球轴承6209。轴的图示入下所示：图6 轴的结构分析 轴总长度L=246。2.确定作用于轴上的力(单位：N) 右齿轮： Ft1=2T/d右=2338 Fr1=Ft1tg20=851左齿轮： Ft2 =2T/ d左=6821 Fr2=Ft2tg2024833.确定轴承反力（单位：N） 水平方向上： MA=0,RBH=(78.5+86) Fr1-78.5 Fr2/225.5=-244 Y=0,RAH= Fr1- Fr2- RBH =-13

20、88 铅垂方向上： MA=0,RBV=(164.5Ft1+78.5Ft2)/225.5=4080 Y=0,RAV= Ft1- Ft2- RBV =5079图7 轴的受力图解4.确定危险截面处的弯矩,做弯矩图（Nmm） 处： MH=78.5 RAH =-108958 MV=78.5 RAV =398702 M=413400处： MH=-52292MV=308553M=312954处: MH= 61RBH =-14884MV=61RBV=248880M=2493235.做扭矩图：（T=368346 Nmm）6.当量弯矩图(Nmm)： Me=428032Me=272784 Me=331890 各个图

21、示如下所示：图8 轴的受力分析7.确定当量应力： 处：有键槽，轴径降低4，d=48 96%=46.08mm e= Me /(0.1d3)=43.75 MPa处： e=33.92 MPa处： e =27.88 MPa e-1b, e-1b, e -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Cr31500N，基本额定静载荷C0r20500N。3.82年 轴设计合理。（九）轴的设计，计算与校核 1.初步确定轴径 d=59.08 mm为使结构紧凑，此时轴的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

22、算转矩 TC =TKA其中: T= T =1565 Nm，KA为工作情况系数，查表取KA =1.5 TC =2348 Nm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4000 Nm，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2500 Nm，轴孔直径d=70mm,轴孔长度(J,J1型

23、)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v5m/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9 轴的结构分析 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=2T/d分度圆=6631 Fr=Fttg202413另外，联轴器要引起方向不断变化的附加动载荷F=（0.20.35）2TC/D0 =50768861N,取中间值F=6970N. 经计算知：当附

24、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）ME=0，RFH=94.5Fr/247=923Y=0，REH=Fr-RFH=1490铅垂方向： (N)ME=0，RFV=（388.5F-94.5Ft）/247=8426Y=0，REV=Ft-RFV-F=-8765图10 轴受力图解弯矩：（Nmm） MH=94.5RFH=140805 MV=94.5REV=-828292MH=0 MV =140.5F=978295 M=840715, Me=962458 MH=979285, Me=1086016当量应力e=17.10, e= 23.97 e-1b, e-1b校核轴

25、承： =20802NC0r=54200N选用合适。轴的弯矩及扭矩图如下：图11 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Pmin =100Mpa 。 1.轴中的联接带轮的键(单位：mm,下同) d轴32 在3038之间，选bh=108,L=40,l=L-b=30，其他参数：t=5,t1=3.3,r=0.3。校核： P =4T/（ d轴hl） =34.67 MPaPmin L轴长47，键两端的距离合适，选择较好。2.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4448之间，选bh=149，取L=50,l=L-b=

26、36.其他参数：t=5.5,t1=3.8,r=0.3。校核：P =4T/（ d轴hl）=94.74MPaPmin 合适。（2）低速级小齿轮的联接键（B齿宽95） d轴=48，选bh=149，取L=80.l=L-b=66，其他参数： t=5.5,t1=3.8,r=0.3。校核： P =4T/ （d轴hl）=51.68MPaPmin 合适。3.轴中的两键 （1）低速级大齿轮的联接键（B齿宽90） d轴=86，在8595之间，选bh=2514，取L=80,l=L-b=55,其他参数：t=5.5,t1=3.8,r=0.3。校核：P =4T/ d轴hl94.53MPaPmin 合适。 (2)联轴器中的联接键（L轴长105）d轴=70，在6575之间，选bh=2012，取L=100,L=l-b=80, 其他参数：t=7.5,t1=4.9,r=0.5。校核：P =4T/ d轴hl=93.16 MPa Pmin 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bhLl=L-bp联接带轮的键1084030