机械设计课程盘磨机传动装置.docx
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机械设计课程盘磨机传动装置
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±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3.２4.１．电动机
7.盘磨6.5.开式圆锥齿轮传动主轴
）.电动机的选择。
一）=1500r/min
n（同型号：
Y132M1-4P（额）=5.5kw题中已给出：
）=2～４i（锥）=50r/min
n（主结果计算及说明n/=ii
（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）×2iiii==i21.5高低高减低ii=取1.5低高i减iii===?
3×1.53.2=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
满载转速
总传动比
锥齿轮
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/min1满2高/inn=
（2）=300/3.2=93.75r/minn2=300r/min低32/in=（3）=nn3=93.75r/min93.75/2=46.875r/min锥34,,,nnnn分别是轴，n4=46.875r/min
=n3，1，242满31，的转速c
4（4）确定各部件效率：
查设计指导书表得：
2-3ηη=轴承效率：
=联轴器效率：
0.980.9921η=齿轮传动效率：
0.973ηη=P.=P=P.5.336kw0.98kw=5.336kw0.995.5××1121ηη=.P=P.0.98kw=5.072kwP2=5.072kw0.97×5.336×2231ηη==P..P0.98kw=4.822kwP3=4.822kw×5.072×0.9723322?
=ηη..=PP.298.0kw=4.447kw×0.990.97××4.82234312=P4.447kw4求各轴输入转矩。
）5（．
5.5P=×T=N.m=36.476N.m95509550电
1440n满T=T=36.476N.m电1iηη=.T=T..0.98N.m=166.434N.m×4.8×0.9736.476×2高213iηη=..T=T.166.434×3.2×0.97×0.98N.m=506.279N.m
23低232?
ηiη=506.279...T=T.2N.m
××0.99×0.97×3980.313锥42=1400.78N.m
由以上数据列如下表格：
轴类和参数
电动机
1轴
2轴
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∑=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，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=84Z=.Z选齿数①小齿轮齿数Z=28，112锥k=1.2取：
k查表6-10②确定载荷系数T计算小齿轮传递的转矩③18224.P=T=663N.mm=491201.0667N.mm
109.55×10×9.55×1
7593.n3=0.3④齿宽系数?
R=2.5
节点区域系数⑤ZH=188.9Mpa
6-11查得：
确定材料系数,由表⑥ZZEE计算3）d1d2?
?
KTZ.47Z?
1EH?
?
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mm=/Z=127.134/28≈4.54取整：
m=5d11②实际大端分度圆直径：
=mZ=5×28mm=140mmd11=mZ84mm=420mm
×=5d22．
mm=156.525mmRR=0.5锥距=③2221?
0.5?
140?
i?
d11156.525mm=46.957mm×齿宽bb=R=0.3④?
R和⑤分度圆锥角?
?
212i=cos=0.894==?
?
50?
56'2611221?
i1?
2=-=?
?
5043'63?
90?
12cos=cos=31.30528/当量齿数=Z/⑥?
Z'5026?
56111Vcoscos=187.830
=84/=Z/Z'5063?
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?
'
齿顶高
ha
3.5
齿根高
hf
4.2
分度圆直径
d
140
420
齿顶圆直径
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.
齿宽
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n11.
单向运转有轻微震动,6·300·10=4800h,=1lh.热处理方法及精度等级选择材料,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2045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:
MnYYYY1?
?
?
?
?
?
?
3?
SF2?
?
Z?
aa1bbd1）.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
d1d?
?
Z1=0.937<1=0.318:
纵向重合度Bd0.75=0.682
重合度系数:
=0.75+Y
?
Ean:
K=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=600mpa.2bbvimbbvim1N,确定寿命系数Zn应力循环系数916=4.147×101440×10×300×V1=60ant=60×1×99/3=1.382×=N/i=4.147×1010N12
?
?
?
2）.确定许用应力F=1SH6-9查得由lim?
?
=600MPa]=[/SHlimlim1HH?
?
=550MPa
/SH[]=lim2lim2HHK=1.2
10查得，按原动机和工作机特性选K,由6—载荷系数4675.6=36256.84N/min5×转矩:
=9.510T?
11440=2.5
Z节点区域系数H
=189.8MPaZ—11查得确定材料系数Z，由表6EE
Vd和计算1小齿轮分度圆直径
?
?
d（i?
1）?
?
?
2zhze12KT3=40.159
1?
d?
i[h]V=周速度圆?
dn=3.02
?
6010008级精度合适
模数
=2.01
=m1d
1zn
圆整取值:
=2.5mn3）.主要几何尺寸的计算:
（1）.分度圆直径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255HBS?
limbb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=1n2n2n1n1（3）确定最小安全系数S由表6—9得S=S=1.4Fmin2FminFmin1确定许用应力[]
?
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=4.34Y?
1Fa1Fs1Y=Ysa=3.944Y?
2Fa2Fs2计算齿根弯曲应力
==39.79MPa?
?
bb]bb?
[1KT11YFs21
bd1m==36.159MPa?
?
?
Yfs2bbbb]bb2?
[12
yfs1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
?
21
分度圆直径
dd,12
50
150
齿根高
hf
1.875
全齿高
h
3.375
顶隙
c
0.375
齿顶圆直径
dd,2a1a名称符号
37小齿轮大齿轮
115
齿根圆直径
dd,f1f2h齿顶高a
3022
108
中心距
ah齿跟圆f
1002.52.5
齿顶高
ha全齿高H
1.54.54.5
齿宽
b齿厚se齿槽宽
663.143.143.143.14
60
（2）.由上可知:
＜200mm＜200mm
dd115?
?
372aa1则:
对于小齿轮,采用齿轮轴
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1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3045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?
96?
?
?
112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zN810NaL?
6064?
8.?
h21nN810N1?
7?
2.?
i2低查表得zz1?
1?
2N1N（4）许用应力，由表查得S1.1=：
Hmin[]=z/=1/1=600MpaS×600?
?
limHminN11H1H=z/==550MpaS1/1][550×?
?
limHminN22HH2（5）载荷系数K，查表6-10得：
K=1
（6）计算小齿轮传递的转矩
p2T==665.302/480N.mm=105487.71N.mm
×109.55×109.55×
1n2=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≥dZZ2）（（）1KT23低HE?
?
?
1?
?
iHd低=50.77mm：
v==0.79m/s<5m/s
（2）圆周速度?
1000/60?
?
d?
n21故8级精度合适
3>模数：
m=d/z=50.77/30=1.6911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
?
11d=mz=296mm=192mm
?
221=126mma=
（2）中心距：
）?
d（d
21260mm=72mm=1.2（3）齿宽：
b=?
?
d?
1d10）mm=77mm
～b=30mmb=b+（5取2124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?
limbb齿轮=600Mpa。
大齿轮=550Mpa
?
?
bblim2bblim1
（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：
=1.4SSminFFmin（4）确定许用应力[]
?
bb?
YN?
bblim]=[?
bbSminF?
Y?
1600N1?
limbb1]=[?
Mpa?
?
Mpa160
1bbS41.minF．
?
Y550?
1.12Nbblim2?
[]=?
Mpa.?
6Mpa?
153
2bb1.S4minF（5）确定复合齿形系数，查表6-12得：
Y=Y095.4.625?
?
2.52?
1?
Y1saFa1Fs1Y?
YY?
2.28?
1.73?
3.94421?
Fs2saFa
（6）计算齿根弯曲应力
2KTY2?
1.1?
105487.71?
4.0951Fs?
?
1][?
Mpa?
100Mpa?
?
11bbbb
bdm2?
72?
601Y3.9442Fs?
?
?
?
]?
?
Mpa?
95Mpa?
[?
1001bb2bb2bb
095Y4.1Fs所以齿轮的弯曲强度足够
2.56P基圆齿距2.56b0.5顶隙0.5c
d
19260分度圆直径齿顶圆直径64d196a
齿跟圆直径d55125f
中心距126a126
b
齿宽72
77
?
250.,c*?
?
?
20?
h*1?
由上面的数据可知d=64<200;d=196<200
a2a1则对于大齿轮采用实心轴，小齿轮采用齿轮轴。
如图所示：
六．轴的设计
（一）轴的材料选择和最小直径估算
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槽，还要考虑键槽对轴最小直径C?
d30minn。
两个键强度的影响，当轴段截面上有一个键槽时，d增大5%～7%中间轴C值查表9-4确定：
高速轴C=112,槽时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?
?
d33min0n293.9382P5.072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=40mm'dmin33min3min
（二）轴的结构设计
1中间轴的结构设计
①d:
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=40mm2424d:
球轴承处轴段，d=d=30mm212525②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=17mm2424L：
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各轴段直径的确定
最小直径，安装电动机的外伸轴段==20mmdddmin111111密封处轴段，d22mm
d12=12球轴承处轴段，=25mm.球轴承选取6305，其尺寸dd1313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.d14球轴承用脂润滑，考虑挡油盘的轴向定位=29mm
d14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
ddd131515②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。
=38mmLL1111:
由箱体结构,轴承端盖，装配关系确定=70mmLL1212:
由球轴承，档油盘及装配关系确定=32mmLL1313:
由中间轴的关系得，=43.5mmLL1414:
由高速级小齿轮的宽度确定，=22mmLL1515:
由球轴承，挡油板及装配关系强度，=32mmLL16163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=45mm,dd3333．
尺寸为29120?
?
45?
d?
D?
B:
过渡轴段，考虑挡油盘的轴向定位，=60mmdd3434:
轴环，根据齿轮的轴向定位要求，=70mmdd3535:
低速级大齿轮轴段，=60mmdd3636:
球轴承处轴段，=45mm
dd3737②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，=44mmLL3333:
由装配关系，箱体结构确定=22.5mmLL3434：
轴环宽度，=10mmLL3535:
由低速级齿轮宽度=30mmLL3636:
由球轴承，挡油盘及装配关L37系确定=47mm
L37．
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,≈用点相互位置尺寸。
支点跨距L≈L38mm,低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，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
学模型见图：
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?
2N4118?
NF?
?
1t
60d1N?
83.?
1498?
tan20?
F?
F?
tanN?
4118n1tr1齿轮2：
高速级大齿轮
310?
.54T2?
12322N07.?
2206?
NF?
2t
112d2?
tan20?
tannN42831.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∑M=0得：
BVd2?
F?
（L?
L）?
?
L?
L）?
FL?
F?
F（L3r23322arRAV112
2N0332466.?
方向向上N55?
45）N?
270.38?
F32466.03/（37?
RAV得同理，由绕支点的力矩和∑=0
d2?
F?
L?
F）?
L?
L?
F（L?
L）?
LF（22ra3211r21RBV1
2N?
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+FFr1RAVr2RBV计算无误，符合要求。
2水平面支反力（XY平面）的力矩和∑由绕支点BM，得：
=0BH．
）
+L+F（L）=FF（L+L+L×L3t2t1RAH31223=366207.74N
方向向下+L）=3051.73NF=366207.74/（L+L32RAH1，得：
M=0同理，由绕支点的力矩和∑AH）（L+L+L+L）=F×L+FF（L22t131RBH1t21=392680.66N
）=3272.34N方向向下F=392680.66/（L+L+L312RBH，校核：
由轴上的合力∑F=0H=4118+2206.07-3051.73-3272.34=0
-FF+F-FRBHt1RAHt2计算无误，符合要求。
点总支反力：
3．A22
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