单级锥齿轮减速器红薯秧茎还田机设计

机械课程设计说明书设计题目单级锥齿轮减速器专业班级学生姓名学生学号指导教师201077XX科技大学制造科学与工程学院（1）引言（2）设计题目（3）电动机的选择（4）传动零件的设计和计算（5）减速箱结构的设计（6）轴的计算与校核（7）键连接的选择和计算（8）联轴器的选择（9）设计小结（10）参考文献一、引言课程设计是考察学生全面在掌握基本理论知识的主要环节。本次是设计一个锥齿轮减速器，减速器是用于电动机和工作机之间的独立的闭式传动装置。课程设计内容包括设计题目，电机选择，运动学动力学计算，传动零件的设计及计算，减速器结构设计，轴的设计计算与校核。锥齿轮减速器的计算机辅助机械设计，计算机辅助设计及计算机辅助制造（CAM/CAD）技术是当今设计以及制造领域广泛采用的先进技术，通过本课题的研究，将进一步深入的对这一技术进行深入的了解和学习。减速器的设计基本上符合生产设计的要求，限于作者水平有限，错误之处在所难免，望老师予以批评改正。二、设计题目带式运输机传动装置的设计1传动方案锥齿轮减速器开式齿轮2带式运输机的工作原理如图2013工作情况1）工作条件两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35度；2）使用折旧期8年；3）检修间隔期四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；4）动力来源电力，三相流，电压380、220V；5）运输带速度允许误差5；6）制造条件及生产批量一般机械厂制造，小批量生产。4设计数据运输带工作拉力F/N2800运输带工作速度V/M/S）14卷筒直径D/MM3505设计内容1）按照给定的原始数据和传动方案设计减速器装置；2）完成减速器装配图1张；3）零件工作图13张；4）编写设计计算说明书一份。三、电动机的选择（一）、电动机的选择1、选择电动机的类型按工作要求和条件，选用三机笼型电动机，封闭式结构，电压380V，Y型。2、选择电动机容量电动机所需的功率为KWADP（其中为电动机功率，为负载功率，为总效率。）DPA而KW,所以KW10FVWADFV10传动效率分别为联轴器效率951滚动轴承的效率98642圆锥齿轮传动效率03开式齿轮传动效率7卷筒传动效率95传动装置的总效率应为组成传动装置的各部分运动副效率之乘积,即A7830956098024987654321A所以KW731ADFVP3、确定电动机转速卷筒轴工作转速为MIN43763501606RDVN查表可得一级圆锥齿轮减速器传动比，一级开式齿轮传动比21I，则总传动比合理范围为，故电动机转速的可选范围为732I6AIMIN054837621RNAD符合这一范围的同步转速有750,1000和1500MINR根据这个查表可以选择的电动机有以下几种表1综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和减速器的传动比可见第2个方案比较合适因此选定电动机型号为Y132M26，其主要性能如下表2表2电动机转速R/MIN传动装置的传动比方案电动机型号额定功率PKW同步转速满载转速电动机重量KG参考价格元总传动比齿轮传动减速器1Y132S45515001440682Y132M26551000960843Y160M2855750710119满载时型号额定功率KW转速R/MIN电流A效率功率因数起动电流额定电流起动转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y132SM26559602020电动机主要外形和安装尺寸列于下表中心高H外形尺寸DACL2脚底安装尺寸B地脚螺栓孔直轴伸尺寸ED安装部位尺寸GF径K1323154578261280341（二）、确定传动装置的总传动比和分配传动比1、总传动比由选定的的电动机满载转速和工作机主动轴转速N，可得传动装置的总传动比为1电动机型号为Y132SM26，满载转速960R/M,且工作机主动轴转速N7643R/MIN,则由上面公式1可得561243790AI2、分配传动比总传动比为各级传动比的乘积，即2NAII21设、分别为圆锥齿轮的传动比和圆柱齿轮的传动比，在圆锥齿轮减速器0的传动比范围内30则由公式（2）可得1256IIA0得4190IA3561根据圆柱齿轮减速器的传动比范围可取4，则。1435620I3、计算传动装置的运动和动力参数（1）、各轴转速轴MIN9601RNI轴I/7350III轴IN/1RNII轴MI/4376IIIV2、各轴输入功率轴KWPDI85421轴PII643轴KWII65轴PIV124873、各轴输入转矩电机轴输出转矩MNNTMDD74950所以各轴输出转矩为轴TDI26481轴MNIII13430轴TII5265轴MNIIIV0187效率PKW转矩TNM轴名输入输出输入输出转速NR/M传动比效率电动机轴5049749601097I轴485466482646339603094II轴4564511362113485305731097III轴443421132151255430573IV轴41239151550489437643419093四、传动零件的设计计算（一）、选择圆锥齿轮传动的设计计算1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度，齿形角，20齿顶高系数，顶隙系数。1AH02C（2）材料选择，小齿轮材料为40CR（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45刚（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度相差40HBS。2按齿面接触疲劳强度设计公式221315074HPERRZUKTD（1）、确定公式内的各计算值1）查得材料弹性影响系数，节点区域系数。1289EZMA52HZ2）按齿面的硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接LIM160MPA触疲劳极限。LIM250HPA3）计算应力循环次数小齿轮91108425168906HNJLN大齿轮23184U4）查表得到,MINHS6MINF5查得接触批量寿命系数9301NZ9702NZ6）计算接触疲劳许用应力MPASHNP46521MINL1ZP097IN2L27）可以选取，；51AK21VK1所以8V8MNNPT48271059619）3R10IU2计算1）试算小齿轮的分度圆直径，带入许用应力中的较小值MPAHP642得8942MM221315074HPERRTZUKTD2）计算圆周速度VSMNV4910631063齿数，由公式得大齿轮齿数6252DICZ，C18MD68310所以70946252ICZ取，则，7126731Z取。则齿数比，41Z962412ZU与设计要求传动比的误差为133，可用。4）模数大端模数MZDMT7324891取标准模数M4MM。5）大端分度圆直径ZD96241M872小齿轮大端分度圆直径大于强度计算要求的8943MM。6）节锥顶距不能圆整）961424122MZMR7）节圆锥角（未变位时，与分度圆锥角相等）186649681839549621ARCTGUT713350327120612908大端齿顶圆直径小齿轮MDA10COS11大齿轮892529）齿宽RB463取M452110）进行强度校核计算40237MPA4446MPAUDKTZRRHE3125017所以强度符合。3、按齿根弯曲疲劳强度设计公式22135074UZYKTMFPRRSA1确定公式内的各计算值1）查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度150FEMA。2380FEMPA2）查得弯曲疲劳寿命系数9,621NNY3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳系数S16则MPASYFENFP752681081MPASYFENFP752136809224查取齿形系数，1FA2FAY5应力校正系数，58S761S6计算大小齿轮的，并加以比较FPSAY0158726851FPSA36432FPSAY大齿轮大所以取0018362、带入以上数据可以求得26522135074UZYKTMFPRRSA3进行强度校核计算带入公式20674MPA21375MPA所以符合。SAFRRFYUZ1501423127）、数据整理名称符号公式直齿圆锥小齿轮直齿圆锥大齿轮齿数ZZ2471模数MM4传动比II296分度圆锥度，ARCTG11290。539862071分度圆直径DZD96284齿顶高AHMHA44齿根高FCF4848齿全高HFA8888齿顶圆直径AD，11COS2MHA210161大端28589（大端）齿根圆直径F，11FF22CS903928311齿距PP12561256齿厚SMS628628齿槽宽E2E628628顶隙CC0808锥距R21D1498914989齿顶角A，21F1FA4294291齿根角FRHRCTGFFF齿顶圆锥角A，11AA22362904897齿根圆锥角F，FF221520当量齿数VZCOSZV253322188齿宽BR4545（二）、开式圆柱齿轮的设计计算1、选定齿轮类型和精度等级。因为为开式齿轮所以选择硬齿面，工作较为平稳选用8级精度，选择材料是铸钢，硬度为250HBS。小齿轮齿面强度为400HBS，大齿轮齿面强度为360HBS，两者材料硬度相差为40HBS。选取小齿轮齿数，则。201Z802412ZU2、按齿根弯曲疲劳强度计算FPSADYZKTM2131、确定公式中的各计算值1查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPAFE2801大齿轮的弯曲疲劳强度极限72计算应力循环系数911023516360HJLNN89204U3从而查到寿命系数70,9321NNY4选取疲劳安全系数S2，ST得到MPANSTFEP4260932811YSTFEP170123材料弹性系数218MPAZE4选取齿宽系数50D5计算载荷系数K选取，251A15V21K所以756初选，则相应的，；01Z81FAY1SA，22S所以01671FPSA选取较大值52FPSAY又选取750Y7计算工作转矩MNNPTI613870541910596612、带入计算得13213FPSADYZKTM所以选取M3753中心距MZA5872214分度圆直径DZ3025齿轮宽度MBD571所以取大齿轮宽度为38MM齿轮宽度为43MM7）数据整理名称符号公式直齿圆柱小齿轮直齿圆柱大齿轮齿数ZZ2080模数MM375传动比II375分度圆直径DZ75300齿顶高AHA375375齿根高FMC4545齿全高HFAH825825齿顶圆直径AD28253075齿根圆直径FFF6752925基圆直径BD。20COS70482819中心距A/1ZM1875齿距PM1178齿厚S2589齿槽宽E628顶隙CC100齿宽B1D5853五、减速器的结构设计名称符号减速器型式及尺寸关系/MM箱座壁厚8箱盖壁厚18箱盖凸缘厚度B12箱座凸缘厚度12箱座底凸缘厚度220地脚螺钉直径FD12地脚螺钉数目N4轴承旁联接螺栓直径19机盖与座联接螺栓直径27联接螺栓的间距2DL180轴承端盖螺栓直径3D5视孔盖螺钉直径44定位销直径5、到外箱壁FD12距离1C18、16、13、至凸缘边缘距离F216、14、11轴承旁凸台半径1R凸台高度H外箱壁至轴承座端面距离1L30大齿轮顶圆与内箱壁距离12齿轮端面与内箱壁距离210箱盖、箱座肋厚、1M；10M轴承端盖外径2D轴承端盖凸缘厚度T9轴承旁联接螺栓距离S六、轴的计算一、减速器高速轴I的设计一、选择轴的材料初选轴的材料为45刚，调质处理，其机械性能查表可得。MPAAMPAABB15,275,640,6011二、轴的尺寸计算1、求输出轴上的功率，转速和转矩NT由前面的计算可得KWPI854MI960RINTI22、初步确定轴的最小直径查得10CMNPD87196054313MIN3、轴的结构设计1下图为I轴的装配方案2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度，如下图4、选择联轴器根据条件选取31AK确定联轴器转矩MNTIACA78624结合电动机型号，选用弹性套柱销联轴器，型号LT6联轴器603581J即该端选用的半轴连接器的孔径，故取轴径，半联轴器毂D351D空的长度ML60故取L15、初步选择滚动轴承轴承同时承载径向力和轴向力，但轴向力较小，故选用单列深沟球轴承。参照工作要求，并根据尺寸，选取0基本游隙组、标准精度级的单列深沟球轴承6208，其尺寸为。从而可以知道MBDD184，。MD403L1736、由经验公式算肩高度H843207故取H4MM，从而确定D48由书上公式要求得,取MLL5231L7417、根据轴承安装方便的要求，取，均比小1MM,则52D3MD3952根据安装轴承旁螺栓的要求取。ML02根据齿轮与内壁的距离要求，取164所以LL716842148、根据齿轮孔的轴径和长度，确定MLD54,366至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。9、轴上零件的周向定位齿轮、联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。按手册查得，半联轴器与轴的联接处的平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为MHB81050MM（标准键长见）。/967GBT为了保证联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择联轴器轮毂与轴配合为H7/K6。齿轮与轴的联接处的平键截面，HB810203196/TGB键槽用键槽铣刀加工，长为26MM准键长见）。为了保证齿轮20396/TB与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴配合为H7/N6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为M6。10、确定轴上的圆角和倒角尺寸取轴端倒角为245，各轴肩处的圆角半径见图三、求轴上的载荷及其校核根据轴的结构图，做出轴的计算简图（齿轮取齿宽中点处的分度圆直径作为力的作用点，轴承在宽度中点为作用点）。轴承1和轴承2之间的距离为88MM，轴承2和锥齿轮间的距离为515MM1、计算作用在齿轮上的力圆锥小齿轮MDRBDM71869142505011NTFMIT3786241NTR1538461COS20TAN1COSAN1T92I3I1圆锥大齿轮NFAR9212R53842、求作用在轴上的支反力,NFN2601NF39172,H451H582,NA392102所以NFHN3967211径向所以NFHN9617522径向3、校核轴承寿命查手册得6207型深沟球轴承参数NCRR180,20查表86得01PF（1）计算轴承所承受的轴向载荷因为轴承1固定，轴承2游离，结合受力分析图可知，轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”。由此可得轴承2不受轴向力，所以,NFAA391A02（2）计算当量动负荷轴承1，由表85，用线性插值法可求得7801C1750E11943672EFA径向由查表85，并用线性插值法求得，由此可得E362,5011YXNAYXFPP179396750111径向轴承20OC由表85，用线性插值法可得1602E220EFA径向由差表85，用线性插值法求得，由此可得0,12YX122268596750PNAYXFPP径向（3）轴承寿命计算HL因为,所以按轴承2计算轴承的寿命21HPCNLH32015790616032HPCNLH3208196175206060132所选轴承6208深沟球轴承合格3做弯矩图根据上述的图，求出总的弯矩和做出弯矩图MNMV123824150H8576HV024作扭矩图扭矩图如图112（机械设计课本）所示，为了使扭矩图符合下述强度计算公式，图中已把T这算成的含义见前面，并且取,605作出计算弯矩图根据以作的总弯矩图和扭矩图，求出计算弯矩图，的计算公式为CAMC22TMCAMN58640102486037582216、校核轴的强度只需校核轴上最大弯矩截面的强度，故安全。MPAPAWMCAC6023104586131二、减速器低速轴II的计算1求输出轴上的功率，转速和转矩2P2N2T由前面的计算可得KWP5642MIN/730RNNT122初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。取于是得10CMNPCD82730564132MI同时选取联轴器型号，联轴器的计算转矩取K13,NTKACA03162按照计算转矩，选用弹性注销联轴器，型号GY5联轴器，即CA6031J该端选用的半联轴器的孔径，故取轴径，半联轴器毂孔的MD301MD01长度L60MM。3轴的结构设计（1）、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度，如下图1）由联轴器尺寸确定由联轴器的毂孔长度L和直径D及相关要求，可确定MLD58,30112）初步选择滚动轴承。轴承同时承载径向力和轴向力，但轴向力较小，故选用单列深沟球轴承。参照工作要求，并根据尺寸，选取0基本游隙组、标准精度级的单列深沟球轴承6007，其尺寸为。MBDD146235套筒的长取8MM，为了利于固定，一般取比（B8）小1MM（如图3所3L示），故可确定。LM1,333）由经验公式算轴肩高度H4取轴肩高为3MM,确定D取ML484）由经验公式取，则H5M53取。L1055）取DMD4,232则小比取L至此，已初步确定了轴的各段直径和长度（3）、轴上的零件的周向定位齿轮、联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。按手册查得，半联轴器与轴的联接处的平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为MHB7832MM（标准键长见）。/1096GBT为了保证联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择联轴器轮毂与轴配合为H7/K6。齿轮与轴的联接处的平键截面，HB810203196/TGB键槽用键槽铣刀加工，长为63MM（标准键长见）。为了保证/齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴配合为H7/N6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为M6。（4）、确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为，除下图标注外，各轴肩处的圆角半径，均为R1，如245图4求轴上的载荷根据轴的结构图（图3）作出轴的计算简图（齿轮取齿宽中点处的分度圆直径作为力的作用点，轴承在宽度中点为作用点）。轴承1和轴承2之间的距离为179MM，轴承2和锥齿轮间的距离为335MM大锥齿轮MHDRBDFM42750122NTFMT894710362NAR58,91FVV71,63221HH98085NAFAA0,153842所以HV837211径向所以NFV922径向5校核轴承寿命查手册得6007型深沟球轴承参数KNCRR510,216查表86得01PF（11）计算轴承所承受的轴向载荷结合受力分析图可知，轴承1被“放松”，轴承2被“压紧”。由此可得轴承1不受轴向力，所以NAFAA0,153842（12）计算当量动负荷轴承2，由表85，用线性插值法可求得025361052C124983EFA径向由查表85，并用线性插值法求得，由此可得1E2,56011YXNAYXFPP78538429821222径向轴承10OCA由表85，用线性插值法可得160E110EF径向由差表85，用线性插值法求得，由此可得0,1YX211136458372PNAYXFPP径向（3）轴承寿命计算HL因为,所以按轴承2计算轴承的寿命21HPCNLH3205691781203660132所选轴承6007深沟球轴承合格。6做弯矩图根据上述见图，求出总的弯矩并作弯矩图。MNMH927038154V469321152HVMNM46311HV9278227作扭矩图扭矩图如图112（机械设计课本）所示，为了使扭矩图符合下述强度计算公式，图中已把T这算成的含义见前面，并且取,60NM8172631068作出计算弯矩图根据以作的总弯矩图和扭矩图，求出计算弯矩图，的计算公式为CAMC22TMCANM465131MNCA18635102360927822229校核轴的强度已知轴的计算弯矩后，即可针对某些危险截面（即计算弯矩大而直径可能不足的截面）做强度校核计算，通常只校核轴上承受最大计算弯矩的截面（即危险截面C）的强度。MPAWMC