机械设计课程盘磨机传动装置

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1、机械设计基础课程设计 说明书 设计题目 ： 盘磨机传动装置。 ：据数原始 电动机额定功率 P=5.5kw, 同步转速 1500r/min, 满载转速 1440r/min, 圆锥齿轮传动比 i=2〜4,主动轴转速 n（主）=50r/min. 工作要求：每日两班制工作，工作年限为 10 年，传动不逆转，有轻微的振动，主动轴转速的允 许误差为土 5%。 传动方案：如图（1） 指导老师： 姓名 ： 班级 图（1 ） 圆柱斜齿减速器联轴器 3. 2 4 . 1 .电动机 7.盘磨 6. 5.开式圆锥齿轮传动主轴 ).电动机的选择 )=1500r/min n

2、(同型号：Y132M1-4 P (额)=5.5kw 题中已给出： 尸2〜4 i(锥)=50r/min n(主 结果计算及 说明 n/=i i (1) =n= 28.81440/50=28.8 总主满总 / (2) iii== 28.8/3=9.6 总锥减 ii =取 3.23 低锥 =(3) X2 iiii = =i21.5 高低高减低 i i = 取 1.5 低高 i减 i ii== = 3X1.53.2=4.8 锥高低5.1. 整理得: 电动机 型号 额定 功率 (kw) 电动机转速 (r/min) 传动装置的传动比 同步 转速 满裁 转速

3、总传 动比 理出 轮 低速 级 高速 级 Y132M1 -4 5.5 1500 1440 28.8 3 3.2 4.8 二).传动装置运动及动力参数的计算 计算及说明 结果 / ninn = ==(1) 1440r/min1440/4.8=300r/min 1 满2高/ inn =(2) =300/3.2=93.75r/min n2=300r/min 低32/ in =(3) =n  n3=93.75r/min93.75/2=46.875r/min 锥34,,,nnn n分另U是轴, n4=46.875r/min =n 3 , 1 ,

4、 242 满31,的转速 c 4(4)确定各部件效率：查设计指导书表得： 2-3 n疗轴承效率：= 联轴器效率：0.980.99 21刀=齿轮传动效率：0.97 3刀开 P.= P=P. 5.336kw0.98kw=5.336kw 0.995.5 乂 米⑵刀 斤. P=P.0.98kw=5.072kw P2=5.072kw0.97 X5.336 X2231 ” 斤=P .. P0.98kw=4.822kw P3=4.822kw X5.072 X0.97 23322 =" 上=P P.298.0kw=4.447kw X0.990.97 X >4.822 34312 = P4.447kw

5、 4求各轴输入转矩。)5(. 5.5P= X T=N.m=36.476 N.m 95509550 t 1440n 满 T=T= 36.476 N.m 电1i 刀开. T= T.. 0.98 N.m=166.434 N.m X4.8 x 0.9736.476 X2 高 213i 4币.. T=T.166.434 X3.2X0.97 X0.98 N.m=506.279 N.m 23低 232 神”=506.279...T=T. 2N.m X >0.99 X 0.97 X3980.313锥42=1400.78 N.m 由以上数据列如下表格: 轴类和 参数 电动机 1轴 2轴

6、 3轴 4轴 转速 1440 1440 300 93.75 46.875 输入功 率 5.5 5.336 5.072 4.822 4.447 输入转 矩 36.476 36.4764 166.434 506.279 1400.78 传动比 3.2 4.8 2 （三）设计开式锥齿轮传动，轴角汇 =90。，传动功率 Pn=93.75r/min,i=2 小齿轮转速，由电动机驱动， =4.822kw, 33锥 不逆转。 解：1）选择材料，热处理方式及精度等级 （1）齿轮材料，热处理方式由书中表 6-7和表6-8综合考虑因为 是开式锥齿轮

7、，因此硬度较大，小齿轮选用 40Cr,,调45,大齿轮选 用286HBs〜241调质处理，齿面硬度. 。质处理，217〜255HBS,初6-5精度等级，估计圆周速度不大于 6m/s ,根据表（2） 级精度。选7按齿面接触疲劳强度设计。 2） i=84 Z=.Z选齿数① 小齿轮齿数Z=28 , 112锥k=1.2 取：k查表6-10 ② 确定载荷系数T计算小齿轮传递的转 矩 ③ 18224.P=T= 663 N.mm=491201.0667 N.mm 109.55 X10 X9.55 X1 7593.n3=0.3 ④齿宽系数 r=2.5 3) 节点区域系数 ⑤Z H=i8

8、8.9Mpa 6-11查得:确定材料系数，由表⑥ZZee计算 dd2 KTZ.47Z ieh mm 1 3 2 i1 0.5 hrr24.7 1.2 491201.0667188.9 2.5 mm 3 = 2680 30.3 10.5 .03 =127.134mm 4)计算齿轮的主要尺寸。 ① 模数 m m=/Z=127.134/28 M.54 取整：m=5 du ②实际大端分度圆直径：=mZ=5 X28mm=140mm d11 =mZ84mm=420mm x=5 d22 mm=156.525mm R R=0.5 锥距二 ③ 2221 0.5 140 i d11156.5

9、25mm=46.957mm x 齿宽 b b=R=0.3 ④R和⑤ 分度圆锥角 212i = cos =0.894 == 50 562611221 i1 2 =-= 504363 90 12cos=cos =31.305 28/ 当量齿数 =Z/ ⑥ Z’5026 56111VCOSCOS =187.830 =84/ =Z/ Z5063 7134′5 4322V 由以上 数据可知： 名称 代号 小齿轮 大齿轮 分度圆锥角 565026 504263  齿顶身 ha 3.5 齿根高 hf 4.2 分度圆直径 d 140 420 齿顶圆直径

10、 da 105 296 齿根圆直径 df 90 292 锥距 R 154.952 齿顶角 Qa 023.0 齿根角 Qf 0027. 分度圆齿厚 b 5 顶隙 c 0.7 当量齿数 Zv. 29.514 265.673 顶锥角 a 18.02 0272. b 46.975 率功:传递传动.已知斜速级闭式标准齿圆柱齿轮计四. 设高p使用 寿命=4.8,i高=5.336KW,小齿轮转速=1440r/min,传动比 5. 单向运转有轻微震动,6  300- 10=4800h,=llh.热处理方法及精度等 级

11、选择材料， 解：1. (1). 选择齿轮材料，热处理方式； 为了使传3动结构紧凑，选用硬齿面的齿轮传动，小齿轮用20 45 钢.调质处理，齿面硬度229— 286HBS，大齿轮用45钢，正火处理，齿 面硬度 169—217HBS. (2).选定精度等级. 由于普通减速器用齿轮，其速度不大于10m/s.查表选8级精度. 2.齿根弯曲疲劳强度设计 TK2又式：Mn YYYY 1 3 SF2 Z ,a1bbdi).确定有关参数与系 数 (1) .齿数 Z1,,取小齿轮齿数 Z1=20，则 Z2=i •Z1=60, i=3 (2) .各系数的确定 =b/由表选取=0.5 ~化

12、 Z1 =0.937<1 =0.318:纵向重合度 Bd0.75=0.682 重合度系数：=0.75+Y EanK=1.1 由表取K.载荷系数(4). 轮小齿255HBs查得图，按齿面硬用(5).确定许应力：度.由 bbvim 550mpa. :按齿面硬度值，查得大齿轮=600mpa2bbvimbbvim1 N,确定寿命系数Zn应 力循环系数 916=4.147 x 101440X 10X 300X V1=60ant=60x 1 X99 /3=1.382X=N/i=4.147X 1010N1 2 2) .确定许用应力 f=1 SH6-9 查得由 lim =600MPa ]=[/SH

13、"m lim1HH =550 MPa /SH[]= lim2lim2HHK=1.2 10查得，按原动机和工作机特性选 K,由6一载荷系数 4675.6=36256.84N/min 5 X转矩：=9.5l0T 11440=2.5 Z节点区域系数H =189.8MPa Z-11查得 确定材料系数 Z,由表6e e Vd和 计算1小齿轮分度圆直径 d (i 1) 2zhze12KT3 =40,159 1~呵丫二周速度圆dn =3.02 60100o8级精度合适 模数 =2.01 =m1d_ 1zn 圆整取值:=2,5 mn3),主要几何尺寸的计算： (1),分度

14、圆直径 d： dmm 50 mz11=150mm d2 mz2(2),传动中心矩 a=0.5 (d+d) =100(3) 21 齿 宽 b=(3) dmm 601d ~10=66mm bbb5 61mm122 (4)验算齿轮弯曲疲劳强度 (1)确定极限应力由表6—34,按齿面硬度中间值255HBSiimbb查 得小齿轮=225MPa查得大齿轮=215MPa 2bblim1limbb (2)确定寿命系数，由图6—35查得Y和Y由题意可知 Y= Y=1 n2n2n1n1 (3)确定最小安全系数 S 由表 6 —9 得 S = S=1.4 Fmin2FminFmin1 确定许用应力口

15、 bb []==160.7MPa bbbblimYn— SFmin[] = =153.6MPa bbbbYn2lim22 SFmin2确定复合齿形系数 Y和Y查表6— 12得Fs2Fs1 Y= Ysa=4.34 Y IFalFslY= Ysa=3.944 Y 2Fa2Fs2 计算齿根弯曲应力 ==39.79MPa bb]bb [1可晔21 bdim==36.159MPa Yfs2bbbb]bb2 [1 2 yfsl 所以齿轮弯曲强度足够 6）几何尺寸计算及结构设计. (1).几何尺寸: 名称 符号 小齿轮 大齿轮 端面模数 mt 2.5 端面压力角 at

16、21 分度圆直径 dd,i2 50 150 齿根高 hf 1.875 全齿高 h 3.375 顶隙 c 0.375 齿顶圆直径 ddi名称符 号 37小齿轮大 齿轮 115 齿根圆直径 dd,f1f2h 齿顶 高a 30 2 2 108 中心距 a h齿跟圆 f 100 2.5 2.5 齿顶身 ha全齿高H 1.5 4.5 4.5 b齿厚s e 齿 66 3.14 3.14 60  梢宽 3.14 3.14 (2).由上可知：< 200mm < 200mm ddl15 372aa1则：对于小齿轮，采用

17、齿轮轴 对于大齿轮，采用实心式齿轮 五.闭式低速级标准直齿圆柱齿轮减速器的齿轮传动.已知传递功率 p,主动轮转速，，单向运转，预期寿命10nikw.302 5min300r/ 2. 32低i年，两班 制，原动机为电动机. 解：1.选择材料，热处理方式及精度等级. 热处理方式，选择材料(1). 选用硬齿面的齿轮传动，小齿轮用30 45钢调质处理， HBS=255MPa,大齿轮用45 钢正火处理，HBS=200MPa (2) .选精度等级 由于是普通减速器，其速度不大于5m/s,查表初选8级精度. 2.按齿面接触疲劳强度设计 (1) . 选择齿数，小齿轮齿数 iZZZ30 9

18、6 ii2低.查得 (2) .确定极限应力 limH mpa 6001Hlim mpa 5502Hlim (3). 应力循环次数N,确当寿命系数 ZN8 10NaL 6064 8. h21nN8 10N17 2. 一 i2低 查表得 ZZ1 1 2N1N(4)许用应力，由表查得 S1.1 =： Hmin口=z/ = 1/1=600Mpa S x 600 lim HminN11H1H z/ == 550MpOB1/1 ][ 550X  lim HminN22HH2⑸载荷系数K,查表6-10得：K=1 (6)计算小齿轮传递的转矩 p 2 T== 665.302/480 N.

19、mm=105487.71N.mm X 109.55 X 109.55 X _ in2 =1.2 取 6-13(7) 选择齿宽系数，由表d = ： 2.5节点区域系数(8)Zh = 189.8MpaZZ由表6-11查得：(9)确定材料系数eeV d和2＞计算1 (1) 1 i A dzZ2) (() 1KT23 使 he 1 iHd s =50.77mrn V= =0.79m/s＜5m/s(2)圆周速度1000/60 d年1 故8级精度合适 3＞模数： m=d/z=50.77/30=1.69 11 圆整取 m=2 3计算齿轮的主要尺寸 ⑴分度圆直径：d=mz=230mm=60mm

20、 11 d=mz=296mm=192mm 221=126mm a=(2) 中心距：)d(L 21260mm=72mm =1.2(游宽： b= d 1d10)mm=77mm ~b=30mm b=b+(5 取2M验算齿轮弯曲疲劳强度： (1)确定极限应力由图6-34查得，按齿面硬度600Mpa查得小，^ 齿轮=600Mpa大齿轮=550Mpa bi (2)确定寿命系数。查图6-35得Y=1,Y=1 N1N2 (3)确定最小安全系数，查表6-9得：=1.4 S-FFmin (4)确定许 用应力口 bb Y N bblim ]= bbSminF Y 1600N1 limbb1]

21、= [Mpa Mpa160 ibbS4i.minF Y550 1 .l2Nbblim2 []= Mpa. 6Mpa 153 2bb1.S4minF(5)确定复合齿形系数，查表6-12得： Y=Y 095.4.625 2.52 1 丫仿包住丫 YY 2.28 1.73 3.94421 Fs2saFa (6)计算齿根弯曲应力 2KTY2 1.1 105487.71 4.095住 1][ Mpa 100Mpa nbbbb bdm2 72 601Y3.9442Fs ] Mpa 95Mpa [ 1001bb2bb2bb 095Y4 .1s 所以齿轮的弯曲强度足够

22、 2.56 P 基圆齿距2.56 b0.5顶隙0.5 c d 192 60 分度圆直径齿顶圆直径 64 d196 a 齿跟圆直径d55 125 f 中心距126 a 126 齿宽72 77 250.,c* , 20 h*i 由上面的数据可知 d=64<200;d=196<200 a2ai则对于大齿轮采用实心轴，小齿轮采用齿轮轴。 如图所示:

23、 六.轴的设计 （一）轴的材料选择和最小直径估算 C d30minn。两 按扭转强度估算20crMnTi.根据工作条件，初选轴的材料为 P,若最小直径轴段有键梢，还要考虑键梢对轴最小直径 个键强度的影响，当轴段截面上有一个键梢时，d增大5%-7那间轴 C值查表9-4确定：高速轴 C=112，梢时d增大10%^ 15% 010=100低 速轴 CC=106,0302P336.5 高速轴： 1mmCd mm 17.29 112 33min011440n1=20mm 取 d1min6893.P 中间轴： 2mmC.mm 2463 106 d33mi

24、n0n293.9382P5.072 低速轴： 3 mmCd100 mm 37.82 33min0375.n933 因为低速轴最小直径处安装联轴器， 设有 一个键槽。 则： d=(1+7%)=40mm 取 d=40mmdmin33min3min( 二) 轴的结构设计 1 中间轴的结构设计 ① d: 最小直径，球轴承处轴段， d=d=30mm. 2min2121球轴承选取6406型，其尺寸为23 30 90 d db d:低速级小齿轮轴 段； d=40mm 2222d: 轴环根据齿轮的轴向定位要求 d=55mm2323d: 高速级大齿轮轴段， d=40mm>424d:球轴承处轴段，

25、d=d=30mm 212525②各轴段长度的确定 L: 由球轴承，挡油盘及装配关系确定， L=38mm 2121． L: 由低速级小齿轮的宽度确定 L=36mm2222L: 轴环宽度； L=10mm 2323L:由高速级大齿轮的宽度确定，L=17mm，24L:由球轴承，挡油盘及 装配关系确定， L=40.5mm 2525③ 局部结构设计 齿轮轮毂与轴的配合选为； 球轴承与轴的 6nH7/40 配合采用过渡配合， 此轴段的直径公差选为； 6m30 各轴肩处的过渡圆角半径见图 , 查表得， 各倒角为C,各轴段表面粗糙度见图：2 图（中间轴） .高速轴的结构设计 2 ①

26、各轴段直径的确定 最小直径，安装电动机的外伸轴段==20mndddminiiiiii密封处轴段，d22mm d32球轴承处轴段，=25mm球轴承选取6305,其尺寸d*为mm 1762 B 25 d D：过渡轴段，由于各级齿轮传动的线速度小于 2m/s.机球 轴承用脂润滑，考虑挡油盘的轴向定位 二29mm di4 齿轮处轴段：由于小齿轮直径较小，采用齿轮轴结构 : 球轴承处轴承，==25mm dddl31515 ②各轴段长度直径的确定（由中间轴和各齿轮的宽度确定） : 联接电动机，选取联轴器 TL4型。=38mm LL1111 : 由箱体结构，轴承端盖，装配关系确定=70mm

27、 LL1212 : 由球轴承，档油盘及装配关系确定=32mm LL 1313 由中间轴的关系得，=43.5mm LL1414 : 由高速级小齿轮的宽度确定， =22mm LL1515 : 由球轴承，挡油板及装配关系强度， =32mm LL16163 低速级的设计 ① 轴段直径的确定 : 最小直径 ==33mm dddmin31313 : 密封处轴段。根据联轴器的轴向定位要求。 一级密d32封圈的标准=43mm d32 : 球轴承处轴段型，其 6409 球轴承选取 =45mmd, d3333． 尺寸为 29120 45 d D B : 过渡轴段， 考虑挡油盘的轴 向定

28、位， =60mmdd3434 : 轴环，根据齿轮的轴向定位 要求， =70mmdd3535 : 低速级大齿轮轴段， =60mm dd3636 : 球轴承处轴段， =45mm dd3737（2）轴段长度的确定（由中间轴和齿轮来确定） : 由联轴器确定，选用 TL5， =60mm LL3131 : 由箱体结构，轴承段盖，装配关系等确定， L32=70mm L32 : 由球轴承，挡油盘及装配关系确定， =44mm LL 3333 : 由装配关系，箱体结构确定 =22.5mm LL 3434 ： 轴环宽度， =10mmLL3535 : 由低速级齿轮宽度 =30mmLL3636 :

29、由球轴承，挡油盘 及装配关L37系确定二47mm ■ 37 L 减 速器装配图草图 轴的校核七. （一）轴的力学模型的建立 .轴上力的作用点位置和支点跨 距的确定1齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿轮宽度的中点。 因此可轴承，其确定中间轴上两齿轮力的作用点位置。轴上安装的 6406故可计算出支点跨距和轴上各力作负荷作用中心为轴承的中心 点，高速级大齿轮的力作用点120mm产用点相互位置尺寸。支点跨 距L=L38mm［氐速级小齿轮的作用点到支点的距离 L到支点跨距〜 37mm. =L45mm两齿轮的力作用点之间的距离 .绘制轴的力学模型 图2初步选定高速级小齿轮为右旋

30、，高速级大齿轮为左旋；根据间 低速级大齿轮为旋。低速级小齿轮为左旋，轴所受轴向 力最小的要求, 根据要求的传动速度方向，绘制力 轴的力学模型及转矩，弯矩图 a.力学模型图 b.v 面力学模型图c.v 面弯矩图 d. H面力学模型图e.H面弯矩图 f. 合成弯矩图 g.转矩图 h. 当量弯矩图 （二）计算轴上的作用力 :低速级小齿轮1齿轮 310 123.542T2 2N4118NF it 60di N 83. 1498 tan20 F F tanN 4118nitri 齿轮 2：高速级大齿轮 310 .54T2 12322N 07. 2206 NF 2t

31、 112d2 tan20 tannN 42831.N 2206.07 F F 2r2t cos04cos15. N.77N 59207 tan15.04F F tan 2206.2t2 (三)计算 支反力 1 垂直面支反力 （XZ平面） 由绕支点B的力矩和工；乂二谓：BVd2 F (L L) L L) FL F F(L 3r23322arRA/112 - 2 N0332466. 方向向上 N55 45)N 270.38 F32466.03/(37 rav得同理，由绕支点的力矩和汇=0 d2 F L F) L L F(L L) LF(22「a3211「21RBV1

32、 2 N 47623.17 方向向上 N86 396.L 17 F47623./(LL )3rbv21 由轴上的合 力矩 =0,校核：=396.86+270.55+831.42-1498.83=0 +F-F+FF r1RAVr2RBV 计算无误，符合要求。2水平面支反力(XY平面)的力矩和工由绕 支点BM得：=0bh ) +L+F(L)=FF(L+L+L 乂 L3t2t1RAH31223=366207.74N 方向向下 +L)=3051.73N F=366207.74/(L+L 32RAH1 ,彳导： M=0 同理，由绕支点的力矩和万ah) (L+L+L+L ) =FX L+F

33、 F ( L22t131RBH1t21 =392680.66N )=3272.34N 方向向下 F=392680.66/(L+L+L E，校 核： 由轴上的合力A F=U=4118+2206.07-3051.73-3272.34=0 -F F+F-F RBHt1RAHt2 计算无误，符合要求。 点总支反力： 3 ． A2222N7332 F3296 270.55. 3051.F F RAHRAVRA 点总支反力： B 2222N.3432 396.863296 3272F FF .RBHRBRBV 。 1 ．垂直面的弯矩 C 处弯矩：M=-FX L=-270.55 X38=-1

34、0280.9 mm Ni左rav” M=-FX L-Fd/2=-43476.02 mm N2cv右 iRAvaD处弯矩：M=-FX L=-396.86 X45=-17858.7 mmN 3 左 RBvDv M=M=-i7858.7 mm N左dv右 Dv2 水平面的弯矩 C 处弯矩：M=-FX L=-3051.73 X38=-115965.74 mmN ichrah D 处弯矩：M=-FX L=-3272.34 X 45=-147255.3 mm mmN N3rbhdh合成弯矩 3． C 处： 2257 M M116420 M.mmN CHC 左 Cv 左 2256. M M M12

35、3847mm NCHC 右 Cv 右 D 处： 2227 148334M M. M mm N HDDvD 左左 2227 148334M M. MmmN HDDD 右 v 右 转矩 4 = T 3mmN 1054 123.2 当 量弯矩 5 因为是单向回转轴，所以扭转切应力视为脉动循环变应力 =0.6 折算系数a 3 74124 mm.54 10N mm N.T 06 1 232 C 处： mmN M 116420.M57 左c 左c 22 mmN 144334M. M98 () T2c右c右处： D 22 mmN 165823 M. (47T) M2左左dd mm .14833427MN M右右dd(五)弯矩合成强度校核 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即 危险截面D）的强度 165823.MM47 左 dd 左 Mpa 26 Mpa 34031 W0.d1.0 根据选定的轴的材料，查教材表9-1得：Mpa70][ 1 因，故强度足够 ][1八.键的选择 1 .轴 1 由 d=20mm,fe择键：.28mm x 6m麻 L=6m诉 h x b 2 .轴 2 由 d=33mm,fe择键 3min50mm x 8m麻 L=10mM hx b