课程设计说明书
设计题目： 小型家用停车装置
设计任务：
机械51 第四组
陈宇凯
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电机选择、传动比计算分配、减速器零件设计 目录
机械设计基础课程设计任务书 ................................. 错误！未定义书签。 一、电动机选择 ........................................................................................... 2 二、传动比分配 ........................................................................................... 2 三、传动系统的运动和动力参数计算 ..................... 错误！未定义书签。 四、减速器传动零件的设计计算 ............................................................... 4 五、课程设计感想 ..................................................... 错误！未定义书签。
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设计计算及说明 一、电动机的选择 1.1电动机的功率 由已知条件可以计算出工作所需的有效功率: 𝐹×𝑣10000×0.2𝑃𝑤==kw=2kw 10001000工作所需电动机的功率: 𝑃𝑤2𝑘𝑤𝑃𝑟===2.47𝑘𝑤 𝜂0.8081.2电动机转速的选择 提升载车板的滚筒轴的工作转速： 600000.2×=9.55𝑟/𝑚𝑖𝑛 3.14400考虑到整个系统为三级减速（减速箱两级，开式齿轮一级），总传动比可适当取大一点，选同步转速𝑛𝑠=710r/min的电机为宜。 1.3电动机型号的选择 根据工作条件：工作环境多尘、双向运转、等效为单班制间断工作，工作机所需电动机功率𝑃𝑊=2.74kw及电动机的同步转速𝑛𝑠=710𝑟/𝑚𝑖𝑛等，选用Y系列三相异步电机，卧式封闭结构，型号为Y132M-8，其主要性能数据如下： 电动机额定功率：𝑃𝑚=3.0𝑘𝑤 电动机满载转速：𝑛𝑚=710𝑟/𝑚𝑖𝑛 电动机轴伸直径：D=38mm 电动机轴伸长度：E=80mm 𝑛𝑤=二、传动比的分配 2.1停车装置总传动比计算 总传动比为 𝑛𝑚710𝑖总===74 𝑛𝑤9.552.2确定传动比分配 结 果 𝑃𝑤=2.0𝑘𝑤 𝑃𝑟=2.47𝑘𝑤 Y132M-8 𝑃𝑚=3.0𝑘𝑤 𝑛𝑚=710𝑟/𝑚𝑖𝑛 𝑖总=74 整个抬升装置的三级减速主要靠5根轴来完成，其中0轴是电
设计计算及说明 机输入轴，1~3轴为减速器内三根轴，4、5轴为开式齿轮轴，6是连接两滚轮的连接件。 由传动比系统方案知： 𝑖01=1𝑖34=1 按附表B-10查取开式齿轮传动的传动比： 𝑖45=4~6 这里取中间值：𝑖45=5 由计算可得两级圆柱斜齿轮减速器的总传动比： 𝑖=𝑖12𝑖23=14.8 两级斜齿圆柱齿轮减速器采用脂润滑，当两对齿轮的配对材料相同、齿面硬度HBS<350、齿宽系数相等时，考虑齿面接触强度接近相等的条件， 取高速级传动比为： 𝑖12=4 取低速级传动比为： 𝑖23=3.7 传动系统各传动比分别为： 𝑖01=1，𝑖12=4，𝑖23=3.7，𝑖34=1，𝑖45=5 三、传动系统的运动和动力参数计算 传动系统各轴的转速、功率和转矩如下： 0轴（电动机轴）： 𝑛0=𝑛𝑚=710r/min 𝑃0=𝑃𝑟=2.47𝑘𝑤 𝑃02.47𝑇0=9550=9550×=33.22N/m 𝑛0710 1轴（减速器高速轴）： 𝑛1=𝑛0=710r/min 𝑖01结 果 传动系统各传动比分别为： 𝑖01=1𝑖12=4 𝑖23=3.7𝑖34=1 𝑖45=5 𝑛0=710r/min 𝑃0=2.47𝑘𝑤 𝑇0=33.22N/m 𝑛1=710r/min 𝑃1=2.4354𝑘𝑤 𝑇1=32.76N/m 𝑃1=𝑃𝑟×𝜂01=2.47×0.99=2.4354𝑘𝑤 𝑃12.4354𝑇1=9550=9550×=32.76N/m 𝑛17102轴（减速器中间轴）： 𝑛2=𝑛2=177.5r/min 𝑖12𝑃2=𝑃1×𝜂12=2.4354×0.9801=2.3869𝑘𝑤 𝑃22.3869𝑇2=9550=9550×=128.42N/m 𝑛2177.5
设计计算及说明 3轴（减速器低速轴）： 𝑛3=𝑛2=47.97r/min 𝑖23 结 果 𝑃3=𝑃2×𝜂23=2.3869×0.9801=2.3394𝑘𝑤 𝑃32.3394𝑇3=9550=9550×=465.73N/m 𝑛347.974轴（开式圆柱齿轮传动高速轴）： 𝑛4=𝑛3=47.97r/min 𝑖34𝑛2=177.5r/min 𝑃2=2.3869𝑘𝑤 𝑇2=128.42N/m 𝑛3=47.97r/min 𝑃3=2.3394𝑘𝑤 𝑇3=465.73N/m 𝑛4=47.97r/min 𝑃4=2.3160𝑘𝑤 𝑇4=461.08N/m 𝑛5=9.594r/min 𝑃5=2.2241𝑘𝑤 𝑇5=2213.85N/m 𝑃4=𝑃3×𝜂34=2.3394×0.99=2.3160𝑘𝑤 𝑃42.3160𝑇4=9550=9550×=461.08N/m 𝑛447.975轴（开式圆柱齿轮传动低速轴）： 𝑛4𝑛5==9.594r/min 𝑖45𝑃5=𝑃4×𝜂45=2.316×0.9603=2.2241𝑘𝑤 𝑃52.2241𝑇5=9550=9550×=2213.85N/m 𝑛59.594上述计算结果和传动比及传动效率汇总如下： 电动机 轴号 功率P/KW 转T/(N*m) 连接传动件 传动比i 传动效率η 开式齿轮轴 轴号 转n(r/min) 功率P/KW 转矩T/(N*m) 两级圆柱齿轮减速器 1轴 2.435 2轴 2.387 齿轮 4.0 3轴 2.339 齿轮 3.7 0轴 2.460 转n(r/min) 710.000 710.000 177.500 47.970 33.000 32.760 128.420 465.730 联轴器 1.0 0.9900 0.9801 0.9801 工作轴 6轴 9.594 2.2019 2191.761 4轴 47.97 2.316 461.080 5轴 9.594 2.2241 2213.850 连接传动件 传动比i 传动效率η 联轴器 1.0 0.9900 开式齿轮 联轴器 5.0 0.9603 1.0 0.9900 四、减速器传动零件的设计计算 4.1高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算 (1)选择齿轮材料及热处理方法： 小齿轮选用45钢，调质处理 HBS1=230~286
设计计算及说明 大齿轮选用45钢，正火处理 HBS2=170~217 (2)选择齿轮材料及热处理方法： 已知：小齿轮转矩：𝑇1=32.76N/m 齿数比：u′=𝑖12=4.0 选取的齿宽系数：𝛷𝑎=0.25 初设螺旋角:β′=10° 初取载荷系数:K′=1.7 初取重合度系数：𝑌𝜀′=0.67 初取螺旋角系数：𝑌𝛽′=0.955 初取齿数𝑍1、𝑍2：𝑍1=18，𝑍2=72 计算当量齿数：𝑍𝑉1=18，𝑍𝑉2=73 由《机械设计基础》图8-28得： 𝑌𝐹𝑎1=2.9，𝑌𝐹𝑎2=2.25 由《机械设计基础》图8-29得： 𝑌𝑆𝑎1=1.54，𝑌𝑆𝑎2=1.77 由《机械设计基础》图8-32（d）得： 𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚1=350𝑀𝑃𝑎，𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚2=300𝑀𝑃𝑎 接触应力变化总次数： 𝑁1=60𝑛1𝛾𝐿ℎ=60×710×1×365×2=5.183×105 60结 果 小齿轮45钢，调质处理 大齿轮45钢，正火处理 [𝜎𝐹1]=451MPa [𝜎𝐹2]=390MPa 𝑁2=60𝑛2𝛾𝐿ℎ=60×177.5×1×365×2=1.296×105 60由《机械设计基础》图8-34得弯曲疲劳寿命系数： 𝑌𝑁1=1.03，𝑌𝑁2=1.04 由《机械设计基础》表8-8得：𝑆𝐹𝑚𝑖𝑛=1.6 相应得到小齿轮和大齿轮许用弯曲应力分别为： [𝜎𝐹1]=𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚1𝑌𝑆𝑇𝑆𝐹𝑚𝑖𝑛=451MPa [𝜎𝐹2]=𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚2𝑌𝑆𝑇𝑆𝐹𝑚𝑖𝑛=390MPa 由《机械设计基础》式8-35得： 32000𝐾𝑇1𝑌𝜀𝑌𝐹𝑎𝑌𝑆𝑎m≥ 2 𝜎𝐹 𝛷𝑑𝑍12000×1.7×32.76×0.67×0.955×(cos10°)2 ==2.09 0.5×1823取标准法向模数：𝑚𝑛=3 (3)确定主要参数和计算主要尺寸： 按《机械设计基础》表8-11得：
设计计算及说明 a=𝑚𝑛(𝑍1+𝑍2)=137.08 2cos𝛽 结 果 取整数，a=140mm，则β=15°21′32″ 由𝛷𝑎=𝑏/𝑎，得：𝑏1=40𝑚𝑚，𝑏2=35𝑚𝑚 确定定载系数K： 按《机械设计基础》表8-5得：𝐾𝐴=1 11齿轮圆周速度v=60000=2.08𝑚/𝑠 𝜋𝑑𝑣𝑚𝑛=3 a=140mm β=15°21′32″ K=1.591 齿轮为7级精度、硬齿面、非对称布置、淬火钢。 由《机械设计基础》图8-21得：𝐾𝑣=1.12 由《机械设计基础》图8-24得：𝐾𝛽=1.06 由《机械设计基础》式8-38得：ε=𝜀𝛼+𝜀𝛽=1.66+0.786=2.45 由《机械设计基础》图8-25得：𝐾𝛼=1.34 K=𝐾𝐴𝐾𝑣𝐾𝛽𝐾𝛼=1.591<1.7 (K值与𝑚𝑛值合理) (4)验算齿根接触疲劳强度： 由《机械设计基础》表8-7得弹性系数：𝑍𝐸=189.8 由《机械设计基础》图8-31得节点区域系数：𝑍𝐻=2.47 计算重合度系数： 24−𝜀𝛼𝜀𝛽𝑍𝜀= 1−𝜀𝛽 +=0.77 3𝜀𝛼计算螺旋角系数：𝑍𝛽=2 cos𝛽=0.982 由《机械设计基础》图8-33（d）得许用接触疲劳应力： 𝜎𝐻𝑖𝑚1𝑍𝑁[𝜎𝐻1]==1092𝑀𝑃𝑎 𝑆𝐻𝑚𝑖𝑛 𝜎𝐻𝑖𝑚2𝑍𝑁 [𝜎𝐻2]==1130𝑀𝑃𝑎 𝑆𝐻𝑚𝑖𝑛 由《机械设计基础》式8-43验算齿面接触强度 𝜎𝐻=386.23<[𝜎𝐻1]（合格） (5)主要设计结果： a=140mm，𝑚𝑛=3，β=15°21′32″，𝑍1=18，𝑍2=72， [𝜎𝐻1]=1092𝑀𝑃𝑎 𝑏1=40𝑚𝑚，𝑏2=35𝑚𝑚，齿轮为7级精度、硬齿面、非对称布 置、淬火钢。 [𝜎𝐻2]=1130𝑀𝑃𝑎 小齿轮硬度：230~286HBS 大齿轮硬度：170~217HBS 4.2低速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算 (1)选择齿轮材料及热处理方法： 小齿轮选用45钢，调质处理 HBS1=230~286 大齿轮选用45钢，正火处理 HBS2=170~217 (2)选择齿轮材料及热处理方法：
设计计算及说明 已知：小齿轮转矩：𝑇1=128.42N/m 齿数比：u′=𝑖12=3.7 选取的齿宽系数：𝛷𝑎=0.213 初设螺旋角:β′=10° 初取载荷系数:K′=1.7 初取重合度系数：𝑌𝜀′=0.67 初取螺旋角系数：𝑌𝛽′=0.93 初取齿数𝑍1、𝑍2：𝑍1=21，𝑍2=78 计算当量齿数：𝑍𝑉1=22，𝑍𝑉2=82 由《机械设计基础》图8-28得： 𝑌𝐹𝑎1=2.8，𝑌𝐹𝑎2=2.28 由《机械设计基础》图8-29得： 𝑌𝑆𝑎1=1.57，𝑌𝑆𝑎2=1.76 由《机械设计基础》图8-32（d）得： 𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚1=350𝑀𝑃𝑎，𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚2=300𝑀𝑃𝑎 接触应力变化总次数： 𝑁1=60𝑛1𝛾𝐿ℎ=60×177.5×1×𝑁2=60𝑛2𝛾𝐿ℎ=60×47.97×1×365×2=1.296×105 60结 果 小齿轮45钢，调质处理 大齿轮45钢，正火处理 [𝜎𝐹1]=612.5MPa [𝜎𝐹2]=564MPa 365×2=3.502×104 60由《机械设计基础》图8-34得弯曲疲劳寿命系数： 𝑌𝑁1=1.32，𝑌𝑁2=1.54 由《机械设计基础》表8-8得：𝑆𝐹𝑚𝑖𝑛=1.6 相应得到小齿轮和大齿轮许用弯曲应力分别为： [𝜎𝐹1]=𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚1𝑌𝑆𝑇𝑆𝐹𝑚𝑖𝑛=612.5MPa [𝜎𝐹2]=𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚2𝑌𝑆𝑇𝑆𝐹𝑚𝑖𝑛=564MPa 由《机械设计基础》式8-35得： 32000𝐾𝑇1𝑌𝜀𝑌𝐹𝑎𝑌𝑆𝑎m≥ 2 𝜎𝐹 𝛷𝑑𝑍12000×1.7×128.42×0.67×0.93×(cos10°)2 ==2.75 0.5×2123取标准法向模数：𝑚𝑛=4 (3)确定主要参数和计算主要尺寸： 按《机械设计基础》表8-11得： 𝑚𝑛(𝑍1+𝑍2)a==201.05𝑚𝑚 2cos𝛽取整数，a=200mm，则β=8°18′33″
设计计算及说明 由𝛷𝑎=𝑏/𝑎，得：𝑏1=50𝑚𝑚，𝑏2=45𝑚𝑚 确定定载系数K： 按《机械设计基础》表8-5得：𝐾𝐴=1 齿轮圆周速度v=𝜋𝑑1𝑣160000结 果 𝑚𝑛=4 a=200mm β=8°18′33″ K=1.38 [𝜎𝐻1]=1092𝑀𝑃𝑎 [𝜎𝐻2]=1130𝑀𝑃𝑎 =2.08𝑚/𝑠 齿轮为7级精度、硬齿面、非对称布置、淬火钢。 由《机械设计基础》图8-21得：𝐾𝑣=1.05 由《机械设计基础》图8-24得：𝐾𝛽=1.07 由《机械设计基础》式8-38得：ε=𝜀𝛼+𝜀𝛽=1.67+0.83=2.5 由《机械设计基础》图8-25得：𝐾𝛼=1.23 K=𝐾𝐴𝐾𝑣𝐾𝛽𝐾𝛼=1.38<1.7 (K值与𝑚𝑛值合理) (4)验算齿根接触疲劳强度： 由《机械设计基础》表8-7得弹性系数：𝑍𝐸=189.8 由《机械设计基础》图8-31得节点区域系数：𝑍𝐻=2.47 计算重合度系数： 𝜀𝛽4−𝜀𝛼𝑍𝜀= 1−𝜀𝛽 +=0.793 3𝜀𝛼2计算螺旋角系数：𝑍𝛽=2 cos𝛽=0.99 由《机械设计基础》图8-33（d）得许用接触疲劳应力： 𝜎𝐻𝑖𝑚1𝑍𝑁[𝜎𝐻1]==1092𝑀𝑃𝑎 𝑆𝐻𝑚𝑖𝑛 [𝜎𝐻2]=𝜎𝐻𝑖𝑚2𝑍𝑁=1130𝑀𝑃𝑎 𝑆𝐻𝑚𝑖𝑛由《机械设计基础》式8-43验算齿面接触强度 𝜎𝐻=756.83<[𝜎𝐻1]（合格） (5)主要设计结果： a=200mm，𝑚𝑛=4，β=8°18′33″，𝑍1=21，𝑍2=78，𝑏1=50𝑚𝑚，𝑏2=45𝑚𝑚，齿轮为7级精度、硬齿面、非对称布置、淬火钢。 小齿轮硬度：230~286HBS 大齿轮硬度：170~217HBS 4.3减速器键连接强度校核和键长选择： (1)连接高速级大齿轮的键的强度校核和键长选择：
设计计算及说明 结 果 𝐿1=40mm 根据连接齿轮部分轴直径，初取键尺寸为20×12（b×h） 键连接应满足挤压强度条件，因此根据键连接中最弱材料的许用挤压应力[𝜎𝑝]对其强度进行校核： 𝜎𝑝1=式中：T=128.42N/m d=70mm h=12mm b=20mm [𝜎𝑝]=125MPa（静载下） 经过计算得：L≥7.51𝑚𝑚 根据齿宽和齿轮轮毂长度，选取𝐿1=40mm (2)连接低速级大齿轮的键的强度校核和键长选择： 4000𝑇1≤[𝜎𝑝] 𝑑1ℎ1𝐿1 根据连接齿轮部分轴直径，初取键尺寸为20×12（b×h） 对键连接中最弱材料的许用挤压应力[𝜎𝑝]进行校核： 𝜎𝑝2=式中：T=465.73N/m d=72mm 4000𝑇2≤[𝜎𝑝] 𝑑2ℎ2𝐿2
设计计算及说明 h=12mm b=20mm [𝜎𝑝]=125MPa（静载下） 经过计算得：L≥27.24mm 根据齿宽，选取𝐿2=36mm 4.4减速器铸造箱体的结构尺寸 由《机械设计基础课程设计》表6-1得 箱座壁厚：δ=8mm 箱盖壁厚：𝛿1=8𝑚𝑚 箱座凸缘厚度：b=1.5δ=12mm 箱盖凸缘厚度：𝑏1=1.5𝛿1=12𝑚𝑚 箱座上的肋厚：m=10mm 箱盖上的肋厚：𝑚1=10𝑚𝑚 地脚螺栓的选择：0.036×𝑎+12=19.2，取M20的螺栓地脚螺栓的数目：两级减速器，n=6 轴承旁连接螺栓的选择：0.75×20=15，取M16的螺栓上下箱连接螺栓的选择：0.6×20=12，取M12的螺栓 定位销孔的直径：𝑑3=12𝑚𝑚 轴承旁连接螺栓的距离：S=𝐷2=150mm 轴承旁凸台半径：𝑅𝑔=𝑐2=20𝑚𝑚 轴承旁凸台高度：h=5mm 大齿轮顶圆与箱体内壁距离：△1>1.2δ，取△1=15𝑚𝑚 箱外壁至轴承座的距离： K=c1+c2+5=49𝑚𝑚 剖分面至底面高度：齿轮减速器：H=1.2a=240mm 4.5减速器附件的选择： (1)窥视孔及窥视孔盖： 由《机械设计基础课程设计》附录F-1： 取A=120mm、d=M8、R=5mm： A1=A+5𝑑=160mm A2=（A+A1）=160mm 箱体顶部宽度为140mm： B1=140−20=120mm 结 果 𝐿2=36mm
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