盘磨机传动装置的设计毕业设计.doc

本科毕业论文（设计） 题 目 盘磨机传动装置的设计 院 系 机械学院 专 业 机械设计制造及其自动化 姓 名 学 号 学习年限2014年1月至2014年 6 月指导教师 职称 副教授 申请学位 工学 学士学位 2014年 5月 20日盘磨机传动装置的设计学生姓名： 指导教师： 摘 要： 本报告主要研究了盘磨机二级斜齿圆柱齿轮减速器的设计方法和具体步骤。斜齿轮主要是能够提高齿轮啮合的重合度，使齿轮传动平稳，降低噪音。提高齿根的弯曲强度、齿面的接触强度，可以选择合适的变位系数来解决。或者加大齿轮的模数。电动机型号选定后，进行了传动比的计算并进行分配，是否合理的分配传动比将直接影响到传动装置的外廓尺寸、重量、成本以及减速器的中心距等。其后的传动装置的运动和动力参数的计算在计算部分占有一定的比重，各项参数的准确性对整个机器的运行有着很大的影响。在齿轮设计中详细介绍了齿轮材料的选择及许用应力的确定、按齿根弯曲疲劳强度设计计算确定齿轮参数及主要尺寸、确定齿轮传动精度以及齿轮结构的设计，在设计轮的具体结构时，要综合考虑多种因素，如齿轮的尺寸、材料、加工方法、热处理等。关键字：减速器、斜齿轮、锥齿轮、轴The design of the plate mill gearingAuthors: tutor: ABSTRACT: This report mainly studies plate mill level 2 helical gear reducer design methods and steps. The helical gear is mainly can improve the gear meshing coincidence degree, make smooth transmission gears, reduce noise. Improve the tooth root bending strength, the tooth contact strength, can choose the right shift coefficient to solve. Or increase the gear module. Motor model selected, the calculation of the transmission and distribution, whether reasonable distribution of transmission ratio will directly affect the transmission device the size, weight, cost profile and the center distance of gear reducer, etc. Subsequent transmission device of sport and the computation of dynamic parameters in the calculation of the proportion of taking a part, the accuracy of the parameters of the whole machine operation has very big effect. In the design of gear introduced the selection of materials and gear allowable stress, according to the determination of tooth root bending fatigue strength design parameters and the main gear calculate and determine the size, sure gear transmission precision and gear structure design, the design of concrete structure in gear, considering many factors, such as the size of the gear, materials, processing methods, heat treatment, etc.KEYWORDS: reducer; helical gear; bevel gear; shaft目 录1 绪论11.1 盘磨机的课题研究背景11.2.盘磨机的课题研究意义12 设计任务书1 2.1 设计任务1 2.2 系统总体方案的设计2 3 电动机的选择，传动系统的运动和动力参数计算2 3.1 电动机类型的选择23.2 电动机功率的选择23.3 确定电动机的转速23.4 确定电动机的型号23.5计算总传动比及分配各级的传动比23.6 传动参数的计算 34 传动零件的计算4 4.1 锥齿轮的设计和计算4 4.2 高速级斜齿轮的设计和计算74.3 低速级斜齿轮的设计和计算125 轴的设计计算18 5.1 高速轴的设计和计算185.2 中间轴的设计和计算235.3 低速轴的设计和计算28 6 键连接的选择和计算346.1 高速轴上的键的设计与校核346.2 中间轴上的键的设计与校核346.3 低速轴上的键的设计与校核347 滚动轴承的选择和计算35 7.1 计算高速轴的轴承357.2 计算中间轴的轴承357.3 计算低速轴的轴承368 联轴器的选择37 9 箱体及其减速器附件设计37 9.1 箱体结构尺寸37 9.2 减速器附件设计38 10 润滑和密封设计39 设计小结39 参考文献39 1 绪论 1.1 盘磨机的课题研究背景盘磨机中最重要的部件就是齿轮减速器，齿轮减速器在各行各业中十分广泛的使用着,是一种不缺少的机械传动装置.圆柱齿轮减速器是最常用的机械传动机构之一，具有传递功率大，制造简单，维修方便，使用寿命长等许多优点，是通用的机械部件，被广泛应用于冶金，矿山，建筑，物料搬运等行业。.国外的减速器起步比较早,以德国,丹麦和日本处于领先地位,特别在材料和制造工艺方面占据优势,减速器工作可靠性好,使用寿命长但其传动形式仍以定轴传动为主,体积和重量问题也未解决好.国内的减速器多以齿轮传动,蜗杆传动为主,但普遍存在着功率与重量比小,或者传动比大而机械效率过低的问题.另外,材料品质和工艺水平还有许多弱点,特别是大型减速器问题更突出,使用寿命不长.当今世界各国减速器及齿轮技术发展总趋势是向六高，二低，二化方向发展。六高即高承载能力，高齿面硬度，高精度，高速度，高可靠性和高传动效率；二低即低噪声，低成本；二化即标准化，多样化。技术发展中最引人注目的是硬齿面技术,功率分支技术和模块化设计技术。硬齿面技术到20世界80年代在国外日趋成熟.采用优质合金钢锻件渗碳淬火磨齿的硬齿面齿轮,精度高,综合承载能力为中硬齿面调质齿轮的4倍,为软齿面齿轮的5-6倍,一个中等规格的硬齿面齿轮减速器的重量仅为软齿面齿轮减速器的三分之一左右。 1.2.盘磨机的课题研究意义研究盘磨机的实质就是研究减速器，减速器中齿轮传动具有传动比准确，可用的传动比、圆周速度和传递功率范围都很大，以及传动效率高，使用寿命长，瞬时传动比为常数，结构紧凑，工作可靠等一系列优点。因此，齿轮及传动装置是机械工业中一大类重要的基础件。齿轮的设计是组织该类机械产品生产的依据和头道工序，因而是决定该产品技术性能和经济效益的重要环节，然而齿轮传动在使用上也受某些条件的限制：如齿轮制造需专用机床和设备，成本较高（特别是高精度齿轮），震动和噪声较大（精度低的齿轮），使用和维护的要求高等。虽然存在这些局限性，考虑周到，齿轮传动总不失为一种最可靠、最经济、用的最多的传动形式。因此，对减速器的齿轮传动进行研究具有重大的现实意义。 2 设计任务书 2.1 设计任务（1）设计一盘磨机传动装置；（2）已知技术参数和条件。 技术参数如下表所示 主轴的转速30锥齿轮传动比23电机功率4kW电机转速1440 r/min每日工作时数8h传动工作年限10 2.2 系统总体方案的设计 方案图如下：图2.11电动机；2、4联轴器；3圆柱斜齿轮减速器；5开式圆锥齿轮传动；6主轴；7盘磨机 3 电动机的选择，传动系统的运动和动力参数计算 3.1 电动机类型的选择 Y系列三相异步电动机（工作要求：连续工作机器） 3.2 电动机功率选择 P=4kw 3.3 确定电动机转速 1440r/min 3.4 确定电动机型号 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量,因此选定电动机型号为Y112M-4，额定功率为4KW，满载转速1440r/min。 3.5 计算总传动比及分配各级的传动比高速级的传动比，低速级传动比，锥齿轮传动比，减速箱传动比。总传动比：；锥齿轮传动比：；减速器传动比：；高速级传动比：；低速级传动比：； 3.6 传动参数的计算 3.6.1 各轴的转速n（r/min） 高速轴一的转速：r/min； 中间轴二的转速：r/min； 低速轴三的转速：r/min;主轴6的转速： r/min 3.6.2 各轴的输入功率P (KW) 高速轴一的输入功率： ； 中间轴二的输入功率：； 低速轴三的输入功率：；主轴6的转速：； 其中电动机的额定功率为；为联轴器的效率，=0.99；为一对轴承的效率，=0.99；为高速级齿轮传动的效率,=0.98；为低速级齿轮传动的效率,=0.98；为锥齿轮传动的效率,=0.97。 3.6.3 各轴的输入转矩T（Nmm） 高速轴一的输入转矩： 中间轴二的输入转矩： 低速轴三的输入转矩： 主轴6的输入转矩： 4 传动零件的设计计算 4.1 锥齿轮的设计和计算 4.1.1 选定圆锥齿轮类型、精度等级、材料及齿数。1）按照传动方案选用直齿圆锥齿轮传动交角。2) 由于直齿圆锥齿轮的小齿轮转速不高,初选7级精度。 3) 材料选择由直齿锥齿轮加工多为直齿，不宜采用硬齿面，小齿轮选用40Cr钢，调质处理，齿面硬度取280HBS，大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度240HBS。 4) 取小齿轮齿数为Z1=24，则 Z2=243=72。 4.1.2 按齿面接触疲劳强度设计按式试算，即 确定公式内各计算数值（1）确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数K=1.6。 2）计算小齿轮传递的转矩3）选取齿宽系数。 4) 由表10-6查得材料的弹性影响系数5) 由图10-21d按齿面强度查得小，大齿轮的接触疲劳强度极限 。 6)由式计算应力循环次数。7)由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.96,KHN2=0.98。 8)计算接触疲劳许用应力。取失效概率为0.01，安全系数S=1由式10-12得：9)10)许用接触力： （2）计算 1）试算锥距确定大端模数取 ，取m=6mm 确定锥距Re 分度圆直径： 分度圆锥角： 齿宽b:最大齿宽为，小齿轮宽当量齿数ZV 4.2.3 按齿根弯曲强度设计 由式得弯曲强度的设计公式为 （1）确定公式内的各计算数值 试选K=1.6，由图10-20c查得 小齿轮的弯曲疲劳强度极限 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 2）计算当量齿数 3）查取齿形系数 由表6-8查得 YFa1=2.618;YFa2=2.10 4）查取应力校正系数 由表6-8查得 YSa1=1.590;YSa2=1.868 5）由图6-26取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.89,KFN2=0.91; 6）计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式得7）计算大、小齿轮的并加以比较大齿轮的数值大。 设计计算 4.2高速级斜齿轮的设计和计算 4.2.1 选精度等级，材料及齿数 （1）齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，小齿轮用40Cr，大齿轮用45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面，小齿轮硬度为280HBS，大齿轮硬度为240HBS。 （2）齿轮精度用7级，软齿面闭式传动，失效形式为点蚀。 （3）虑传动平稳性，齿数宜取多些，取=24,则=244.56=109.44，=110（4）选取螺旋角。初选螺旋角。 4.2.2 按齿面接触强度设计 由设计公式 试算 1 确定公式内的各计算数值 （1）试选载荷系数Kt=1.6。 （2）计算小齿轮传递的转矩 （3）由机械设计课本表10-7选取齿宽系数。（4)由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MP。 （5)由图10-21d按齿面强度查大小，大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=740Mpa Hlim2=580Mpa。 （6)由式10-13计算应力循环次数。 N1=60n1j Lh=6014401（2836510）=5.05 N2=N1/i1=5.05/4.56=1.11（7)由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.89,KHN2=0.91。 （8)计算接触疲劳许用应力。取失效概率为0.01，安全系数S=1由式10-12得： H1=Hlim1 KHN1/S=7400.89/1Mpa=658.6Mpa H2=Hlim2 KHN2/S=5800.91/1Mpa=527.8Mpa（9）由图10-30选取区域系数ZH=2.433。（10）由图10-26查得，则（11）许用接触力： 2 计算（1）试算 （2）圆周速度 （3）齿宽 模数 （4）计算纵向重合度 （5)计算载荷系数K 根据V=2.76m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.10，;由表10-2查得使用系数KA=1.25;由表10-4查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，=1.41。查图10-13得=1.34;故载荷系数： （6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a得 （7）计算模数 4.2.3 按齿根弯曲强度设计 由式10-5得弯曲强度的设计公式为 1.定公式内的各计算数值 （1）计算载荷系数K （2）根据纵向重合度=1.903，从图10-28查得螺旋角影响系数=0.88 （3）计算当量齿数 （4）查取齿形系数 由表10-5查得 （5）查取应力校正系数 由表10-5查得 （6）由图10-20c查得 小齿轮的弯曲疲劳强度极限 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 （7)由图10-18取弯曲疲劳寿命系=0.83,=0.86; （8）计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式10-12得 /S=0.83620/1.4=367.57MPa /S=0.86450/1.4=276.43MPa （9）计算大、小齿轮的s并加以比较 大齿轮的数值大。 2.设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取=2mm,按接触强度算得的分度圆直径=39.90mm,算出小齿轮齿数 3 几何尺寸计算 高速级齿轮传动的几何尺寸如表4.1所示表4.1名称计算公式结果/mm法面模数2法面压力角螺旋角分度圆直径41.08186.91齿顶圆直径=+2=43.44+212=+2=198.56+21245.08190.91齿根圆直径=-2=43.44-21.252=-2=198.56-21.25236.08181.91中心距114.40齿宽 45 50 4 齿轮的结构设计 小齿轮1由于直径较小，采用齿轮轴结构 大齿轮2的结构和后续设计出的轴孔直径计算如表4.2所示表4.2代 号结构尺寸计算公式结果/mm轮毂处直径54.4轮毂轴向长47.6倒角尺寸n1齿根圆处厚度5腹板最大直径170.91孔板分布圆直径112.66孔板直径29.13腹板厚15 4.3 低速级斜齿轮的设计和计算 4.3.1 选精度等级，材料及齿数。 （1）齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，小齿轮用40Cr，大齿轮用45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面，小齿轮硬度为280HBS，大齿轮硬度为240HBS。 （2）齿轮精度用7级，软齿面闭式传动，失效形式为点蚀。 （3）虑传动平稳性，齿数宜取多些，取,则,取。（4）选取螺旋角。初选螺旋角 4.3.2 按齿面接触强度设计 由设计公式试算 1 确定公式内的各计算数值 （1）试选载荷系数Kt=1.6 （2）计算小齿轮传递的转矩。 （3）由机械设计课本表10-7选取齿宽系数f （4）由表10-6查得材料的弹性影响系数=189.8MP (5)由图10-21d按齿面强度查小，大齿轮的接触疲劳强度极限： , (6)由式10-13计算应力循环次数。 (7）由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.92， KHN2=0.97 （8）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为0.01，安全系数S=1.由式10-12得 /S=7400.92/1=680.8MPa /S=5800.97/1=562.6MPa （9）由图10-30选取区域系数 （10）由图10-26查得则 （11）许用接触力 2 计算 （1)试算 （2)圆周速度V=d1t n2/（601000）=0.898 m/s （3)齿宽 （4）计算纵向重合度 （5)计算载荷系数K 根据V=0.898m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.03， ;由表10-2查得使用系数=1.25;由表10-4查地7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，=1.421；查图10-13得 ; 故载荷系数： （6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a得 （7）计算模数 4.3.3 按齿根弯曲强度设计 由式10-5得弯曲强度的设计公式为 1 确定公式内的各计算数值 （1） 由图10-20c查得： 小齿轮的弯曲疲劳强度极限 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 （2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.86,KFN2=0.90； （3）计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式10-12得： （4）计算载荷系数K （5）根据纵向重合度=1.903，从图10-28查得螺旋角影响系数=0.88 （6)计算当量齿数 （7）查取齿形系数 由表10-5查得 YFa1=2.592；YFa2=2.20 （8）查取应力校正系数 由表10-5查得 YSa1=1.596；YSa2=1.78 （9）计算大、小齿轮的s并加以比较 大齿轮的数值大。 2 设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取=2.5,按接触强度算得的分度圆直径=63.56,算出小齿轮齿数 ，取 ，取 3 几何尺寸计算 低速级齿轮传动的几何尺寸如表4.3所示表4.3名称计算公式结果/mm法面模数2.5法面压力角螺旋角分度圆直径69.49244.51齿顶圆直径=+2=69.49+212.5=+2=244.51+212.564.60227.40齿根圆直径=-2=72.46-21.252.5=+2=237.937-21.252.569.60232.40中心距145.57齿宽 65 70 4 齿轮的结构设计 小齿轮1由于直径较小，采用齿轮轴结构 大齿轮2的结构和后续设计出的轴孔直径计算如表4.4所示表4.4代 号结构尺寸计算公式结果/mm轮毂处直径83.2轮毂轴向长78倒角尺寸n1.25齿根圆处厚度6.25腹板最大直径207.4孔板分布圆直径145.3孔板直径31.05腹板厚21 5 轴的设计计算 5.1 高速轴的设计计算 5.1.1 求高速轴上的功率P、转速n和转矩T 由已知，得：P= P=3.96 kw, n= n=1440 r/min， 5.1.2 初步确定轴的最小直径 先按式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表15-3，取A0=112.得 5.1.3 轴的结构设计 1拟定轴上零件的装配方案轴的设计示意图如图5.1所示 图5.1 2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 （1）高速轴的最小直径为安装联轴器处轴的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩=。按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用GY3 型联轴器，左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=26 mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=38mm. 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故取-段的长度应比L1略短一些，现取 L-=36 mm。 （2）初步选择滚动轴承。参照工作要求并根据，选轴承型号6305，其尺寸dDB=25 mm62 mm17 mm,故。根据耳机减速器的图纸取。左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，取。 （3）因为高速轴上的小齿轮的尺寸较小，故通常设计成齿轮轴。 （4）轴承端盖的总宽度取为16 mm.取端盖的外端面与联轴器端面间的距离为30 mm,则。 （5）取齿轮距箱体内壁的距离a=10 mm,已知滚动轴承的宽度B=15mm,低速级小齿轮轮毂长L=70mm，由二级减速器的图纸可得 3轴上零件的周向定位 半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按由表11.27查得平键截面bh=6 mm6 mm,键槽用键槽铣刀加工，长为22 mm,滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。4确定轴上的圆角和倒角尺寸 根据设计要求，取轴端倒角为145。 5 轴的校核 （1）绘轴的受力图，见图5.2（a）所示 （2）计算轴上的作用力： 齿轮1 （3）计算支反力 垂直面支反力（XZ平面），见图5.2（b） 绕支点B的力矩和，得 图5.2同理， 校核： 计算无误 水平平面（XY平面），见图5.2（c） 同样，绕支点B的力矩和，得 同理， 校核： 计算无误（4）转矩，绘弯矩图 垂直平面内的弯矩图：见图5.2（b） C处弯矩： 水平面弯矩图：见图5.2（c） C处弯矩： （5）合成弯矩图：见图5.2（d） C处： （6）转矩及转矩图：见图5.2（e） （7）计算当量转矩、绘弯矩图，见图5.2（f） 应力校正系数： D处： （8）校核轴径 C剖面： 强度足够 5.2 中间轴的设计计算 5.2.1 中间轴上的功率P、转速n和转矩T 由已知，得：P=P2=3.84KW, n=n2=315.79r/min， 5.2.2 确定轴的最小直径 先按式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3 ，取A0=112。得 5.2.3 轴的结构设计 1 拟定轴上零件的装配方案轴的设计示意图如图5.3所示 图5.32 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。 (1）由于=25.76 mm，轴上开有两键槽，增加后轴径d=30 mm取安装轴承处（该轴直径最小处） 轴径d=30 mm,则。(2）初步选择滚动轴承。根据要求选深沟球轴承。参照工作要求并根据 ，选轴承型号为6206，其尺寸为dDB=30 mm62 mm16mm。考虑到箱体铸造误差，使轴承距箱体内壁6 mm。 (3）取轴上安装大齿轮和小齿轮处的轴段II-III和IV-V的直径两端齿轮与轴承之间采用挡油板定位。已知大齿轮轮毂的宽度为45 mm,小齿轮的轮毂宽度为70 mm.为了使套筒可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故分别取。两齿轮的另一端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，轴环处的直径。轴环宽度取。 (4）由二级减速器的内部轴上的装配可得 3 轴上零件的周向定位 齿轮与轴的周向定位均采用平键连接。按和分别由表11.27查得平键截面bh=10 mm8 mm,长度分别为63 mm和36 mm, 同时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的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。 4 确定轴上的圆角和倒角尺寸 根据设计要求，取轴端倒角为245。5 轴的校核 （1）绘轴的受力图，见图5.4（a） （2）计算轴上的作用力： 齿轮2： 齿轮3： （3）计算支反力 垂直面支反力（XZ平面），见图5.4（b） 绕支点B的力矩和，得 同理，图5.4 校核： 计算无误 水平平面（XY平面），见图5.4（c） 同样，绕支点B的力矩和，得 同理， 校核： 计算无误 （4）转矩，绘弯矩图 垂直平面内的弯矩图：见图5.4（b） C处弯矩： D处弯矩： 水平面弯矩图：见图5.4（c） C处弯矩： D处弯矩： （5）合成弯矩图：见图5.4（d） C处： D处： （6）转矩及转矩图：见图5.4（e） （7）计算当量转矩、绘弯矩图，见图5.4（f） 应力校正系数： C处： D处： （8）校核轴径 C剖面： 强度足够 D剖面： 强度足够 5.3 低速轴的设计计算 5.3.1 求低速轴上的功率P、转速n和转矩T 由已知，得：P=P3=3.73KW，n=n3=89.97r/min， 5.3.2 初步确定轴的最小直径 先按式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表15-3，取A0=112.得 5.3.3 轴的结构设计 1拟定轴上零件的装配方案 轴的设计示意图如图5.5所示图5.5 2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 （1) 低速轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径.为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应， 故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩。按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计课程设计手册，选用GY6刚性联轴器，其公称转矩为。半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故取-段的长度应比L1略短一些，现取。为了满足半联轴器的轴向定位要求, -轴段左端需制出一轴肩,故取-段的直径,右端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=50 mm。 （2）初步选择滚动轴承。根据设计要求选则深沟球轴承。参照工作要求并根据,选轴承型号6210，其尺寸为dDB=50 mm90 mm20 mm,故。 （3）取安装齿轮处的轴段V-VI的直径.齿轮的的左端与左端轴承之间采用挡油板和套筒定位。已知齿轮毂的宽度为65mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取 mm.齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d,则IV-V处的直径。轴环宽度，取=45+10+10-2-1=62 mm。 （4）考虑到箱体铸造误差，使轴承距箱体内壁6 mm。已知滚动轴承宽度B=20 mm,并根据中间轴的部分尺寸，得 （5) 取轴承端盖外端面与联轴器端面的距离为30 mm，端盖厚20 mm，则。 3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连接。由表11.27查得平键截面bh=16 mm10 mm,键槽用键槽铣刀加工，长为56 mm,同时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的配合为；同样，联轴器与轴的连接，选用平键为12 mm8 mm70 mm。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。 4确定轴上的圆角和倒角尺寸 根据设计要求，取轴端倒角为245。 5 轴的校核 （1）绘轴的受力图，见图5.6（a） （2）计算轴上的作用力： 齿轮3： （3）计算支反力 垂直面支反力（XZ平面），见图5.6（b） 绕支点B的力矩和，得 同理， 校核： 计算无误 水平平面（XY平面），见图5.6（c） 同样，绕支点B的力矩和，得 图5.6 同理， 校核： 计算无误 （4）转矩，绘弯矩图 垂直平面内的弯矩图：见图5.6（b） C处弯矩： 水平面弯矩图：见图5.6（c） C处弯矩： （5）合成弯矩图：见图5.6（d） C处： （6）转矩及转矩图：见图5.6（e） （7）计算当量转矩、绘弯矩图，见图5.6（f） 应力校正系数： D处： （8）校核轴径 C剖面： 强度足够。 6 键连接的选择和计算 6.1 高速轴上的键的设计与校核 齿轮、联轴器、与轴的周向定位都是平键连接，由表11.27查得联轴器上的键尺寸为bhL =6622 mm，联轴器采取过渡配合，但不允许过盈，所以选择H7/k6，轴与轴承之间采取过度配合，轴的直径公差采用m6，d=20 mm，, 查表得=100120 式中k=0.5h，l=L-b， 所以所选键符合强度要求。 6.2 中间轴上的键的设计与校核 已知，参考教材，由式6-1可校核键的强度，由于d=3038 mm所以取bh=108 mm查表得=100120， 取低速级键长为63 mm，高速级键长为36 mm。 所以所选键：bhL=10 mm8 mm63 mm ， bhL=10 mm8 mm36 mm符合强度条件。 6.3 低速轴上的键的设计与校核 已知装齿轮处轴径d=52 mm，。 参考教材，由式6-1可校核键的强度，由于d=5058 mm,所以取bhL=16 mm10 mm56 mm，查表得 联轴器处轴径，由于，所以取bhL=12 mm8 mm70 mm 所以所选键符合强度要求。 7 滚动轴承的选择和计算 7.1 计算高速轴的轴承：由前面可以知道两轴承径向反力： =轴向力：初步计算当量动载荷P，根据+根据表13-6，取。 根据表18.7，计算轴承6305的寿命：故可以选用。 7.2 计算中间轴的轴承：已知两轴承径向反力： 轴向力:初步计算当量动载荷P，根据根据表13-6，取根据表18.7，计算轴承6206的寿命：故可以选用。 7.3 计算低速轴的轴承已知两轴承径向反力：轴向力：初步计算当量动载荷P，根据根据表13-6，取根据表18.7，计算轴承6210的寿命：故可以选用。 8 联轴器的选择 在轴的设计中，已经选择了联轴器，故此处不用再计算。 9 箱体设计 9.1箱体尺寸 减速器箱体结构尺寸如表9.1所示表9.1名称符号计算公式结果/mm箱座壁厚10箱盖壁厚10箱盖凸缘厚度15箱座凸缘厚度b15箱座底凸缘厚度25地脚螺钉直径M16地脚螺钉数目n4轴承旁联结螺栓直径M12盖与座联结螺栓直径M12轴承端盖螺钉直径M10视孔盖螺钉直径M8定位销直径dM16至外箱壁的距离见表4.2262218至凸缘边缘距离见表4.2242016外箱壁至轴承端面距离40大齿轮顶圆与内箱壁距离10齿轮端面与内箱壁距离10箱盖，箱座肋厚轴承端盖外径轴承座孔直径+;对嵌入式端盖=1.25D+10mm88（一轴）88（二 轴）122（三轴）轴承旁联结螺栓距离S88（一轴）88（二轴）122（三轴）箱座深度159箱座高度174箱座底部凸缘宽度35 9.2 减速器附件设计 9.2.1 窥视孔盖与窥视孔 为了检查传动件的啮合情况，并向机体内注入润滑油，应该在机体上设置窥视孔。窥视孔应该设置在减速器机体的上部，可以看到所有传动件啮合的位置，以便检查齿面接触斑点和齿侧间隙，检查齿轮的失效情况和润滑状况。窥视孔的大小至少应能伸进手去，以便操作。 9.2.2 放油孔放油螺塞 更换油时，应把污油全部排出，并进行机体内清洗。因此，应在机体底部油池最低位置开设放油孔，放油孔的螺纹小径应与集体内底面取平。平时，放油孔用放油螺塞和防漏垫圈堵严。 9.2.3 油面指示器 油标用来检查油面高度，以保证油池内有正常的油量。一般它设置在机体上便于观察且油面较稳定的部位。油面指示器有各种结构类型，有的类型已制定有国家标准，常见的油面指示器形式有油标尺、圆形油标、长形油标和管状油标。 9.2.4 通气器 减速器运转时，由于摩擦发热,机体内温度升高，若机体密闭，则机体内气压增大，导致润滑油从缝隙及密封处向外渗漏,使密封失灵。所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨空气自由逸处，达到机体内外气压平衡，提高机体有缝隙处的密封性，常用通气器有简易通气器和网式通气器两种结构形式。 9.2.5 启盖螺钉 为了提高密封性能，机盖和机座连接凸缘的结合面上常常涂有水玻璃或密封胶，因此，连接结合较紧，不易分开。为了便于拆下机盖，在机盖侧边的边缘上装12个启盖螺钉。在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖；螺钉上的长度要大于凸缘厚度，钉杆端部要做成圆柱形伙半圆形，以免顶坏螺纹；螺钉直径与凸缘连接螺栓相同。在轴承端盖上也可以安装取盖螺钉,便于拆卸端盖.对于需作轴向调整的套环,装上2个螺钉,便于调整。 9.2.6 定位销 在剖分式机体中，为了保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机盖和机座用螺栓连接后，在镗孔之前，在连接凸缘上应该装配两个定位销。定位销可保证机盖在多次装配后轴承座孔始终保持制造加工时的位置精度。通常采用圆锥销做定位销，两个定位销相距应尽量远些，常安置在机体纵向两侧连接凸缘上，并呈非对称布置，以保证定位效果。 9.2.7 吊环螺钉、吊耳和吊钩 为了装拆及搬运，应在机盖上装有吊环螺钉或吊耳，在机座上设置吊钩。当减速器的质量较大时，搬运整台减速器，只能用机座上的吊钩，而不允许用机盖上的吊环螺钉或吊耳，以免损坏机盖和机座连接凸缘结合面的密封性。 9.2.8 调整垫片 用于调整轴承间隙,有的起到调整传动零件轴向位置的作用。 9.2.9 密封装置 在伸出轴与端盖之间有间隙,必须安装密封件,以防止漏油和污物进入机体内。 10 润滑和密封设计 传动零件的润滑采用浸油润滑。滚动轴承的润滑采用脂润滑。因为传动装置属于轻型的，且传速较低，其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用L-AN46中的50号润滑，装至规定高度。 设计小结 经过一个学期的时间完成了盘磨机传动装置的设计，该装置具有以下特点： （1）能够保证所需的传动比。 （2）选用的齿轮满足强度和刚度要求：由于系统所受的载荷不大，在设计中齿轮采用了锻造齿轮不仅能够满足强度及刚度要求，而且节省材料，降低了加工的成本。 （3）轴具有足够的强度及刚度，由于二级展开式齿轮减速器的齿轮相对轴承位置不对称，当其产生弯扭变形时，载荷在齿宽分布不均匀，因此，对轴的设计要求最高，设计的轴具有较大的刚度，且对三根轴都进行了校核，均能满足使用要求。 （4）箱体设计的比较合理：设计的减速器具有较大的底面积及箱体轮毂，可以增加抗弯扭的惯性，有利于提高箱体的整体刚性。 （5）由于时间原因，所以在这次的设计中也存在许多缺点，齿轮的计算和轴的校核计算不够精确，轴的设计也不是十分恰当，但是这次毕业设计确实让我学到了许多有用的东西，对我以后的学习和工作都具有重大的意义。 参考文献1 濮良贵,纪名刚. 机械设计（第八版）M. 北京：高等教育出版社，20062 邱宣怀等编著机械设计（第4版）M. 北京：高等教育出版社，20093 郑文纬. 机械原理（第7版）M. 北京：高等出版社，20094 闻邦春机械设计手册（第5版）M北京：机械工业出版社，20095 尹成湖等编著机械制造技术基础M北京：高等教育出版社，6 宋宝玉等编著. 机械设计课程设计指导书M北京：高等教育出版社，7教育部高等教育司等编.高等学校毕业设计（论文）指导手册M.北京：高等教育出版社，20088机械加工工艺师手册M.北京：机械工业出版社，20099 许晓肠主编. 专用机床设备设计M. 重庆：重庆大学出版社，200310 金振华主编. 组合机床及其调整与应用M. 北京：机械工业出版社，199011 李庆余、张佳主编. 机械装备设计M. 北京：机械工业出版社，200312 吴宗泽主编. 机械设计实用手册M. 北京：化学工业出版社，200013 龚桂主编. 机械设计课程设计指导书M. 北京