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=24,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/minn(同型号：Y132M1-4 P (额)=5.5kw 题中已给出：尸24i(锥)=50r/minn(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iii= 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总传动比理出轮低速级高速级Y132M1-45.51500144028.833.24.8二).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/min n2=300r/min低32/ in=(3) =nn3=93.75r/min93.75/2=46.875r/min锥34,nnn n分另U是轴,n4=46.875r/min=n 3 , 1 , 242 满31,的转速 c4(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：0.980.9921刀=齿轮传动效率：0.97 3刀开P.=P=P. 5.336kw0.98kw=5.336kw 0.995.5 乂 米刀 斤.P=P.0.98kw=5.072kw P2=5.072kw0.97X5.336 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 4求各轴输入转矩。)5(.5.5P= XT=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.mX4.8 x0.9736.476 X2 高 213i 4币.T=T.166.434 X3.2X0.97 X0.98N.m=506.279 N.m23低 232 神”=506.279.T=T. 2N.mX 0.99 X0.97 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3轴4轴转速1440144030093.7546.875输入功率5.55.3365.0724.8224.447输入转矩36.47636.4764166.434506.2791400.78传动比3.24.82（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，因此硬度较大，小齿轮选用 40Cr,调45,大齿轮选 用286HBs241调质处理，齿面硬度.。质处理，217255HBS,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选齿数小齿轮齿数Z=28 ,112锥k=1.2取：k查表6-10 确定载荷系数T计算小齿轮传递的转矩 18224.P=T= 663 N.mm=491201.0667 N.mm109.55 X10 X9.55 X1 7593.n3=0.3 齿宽系数r=2.53)节点区域系数 ZH=i88.9Mpa6-11查得:确定材料系数，由表ZZee计算dd2 KTZ.47Z ieh mm 1 32i1 0.5hrr24.7 1.2 491201.0667188.9 2.5 mm 3=2680 30.3 10.5 .03 =127.134mm4)计算齿轮的主要尺寸。 模数 m m=/Z=127.134/28M.54 取整：m=5 du实际大端分度圆直径：=mZ=5 X28mm=140mm d11=mZ84mm=420mmx=5 d22mm=156.525mm R R=0.5 锥距二2221 0.5 140 i d11156.525mm=46.957mm x 齿宽 b b=R=0.3R和 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/ Z5026 56111VCOSCOS =187.830=84/=Z/ Z5063 71345 4322V由以上数据可知：名称代号小齿轮大齿轮分度圆锥角565026504263 齿顶身ha3.5齿根高hf4.2分度圆直径d140420齿顶圆直径da105296齿根圆直径df90292锥距R154.952齿顶角Qa023.0齿根角Qf0027.分度圆齿厚b5顶隙c0.7当量齿数Zv.29.514265.673顶锥角a18.020272.b46.975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169217HBS.(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 13 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 Z1 =0.9371 =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 22) .确定许用应力 f=1 SH6-9 查得由 lim =600MPa =/SHmlim1HH =550 MPa/SH= lim2lim2HHK=1.210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=2.5Z节点区域系数H=189.8MPa Z-11查得 确定材料系数 Z,由表6e eVd和 计算1小齿轮分度圆直径d (i 1)2zhze12KT3 =40,1591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),分度圆直径 d：dmm 50 mz11=150mmd2 mz2(2),传动中心矩 a=0.5 (d+d) =100(3) 21 齿宽 b=(3) dmm 601d10=66mmbbb5 61mm122 (4)验算齿轮弯曲疲劳强度(1)确定极限应力由表634,按齿面硬度中间值255HBSiimbb查得小齿轮=225MPa查得大齿轮=215MPa2bblim1limbb (2)确定寿命系数，由图635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bb =160.7MPabbbblimYn SFmin = =153.6MPabbbbYn2lim22 SFmin2确定复合齿形系数 Y和Y查表6 12得Fs2Fs1Y= Ysa=4.34 Y IFalFslY= Ysa=3.944 Y 2Fa2Fs2 计算齿根弯曲应力=39.79MPa bbbb 1可晔21 bdim=36.159MPaYfs2bbbbbb2 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mt2.5端面压力角at21分度圆直径dd,i250150齿根高hf1.875全齿高h3.375顶隙c0.375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a30 2 2108中心距a h齿跟圆 f100 2.5 2.5齿顶身ha全齿高H1.5 4.5 4.5b齿厚s e 齿66 3.14 3.1460梢宽3.14 3.14(2).由上可知： 200mm 200mmddl15 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 96 ii2低.查得(2) .确定极限应力 limHmpa 6001Hlimmpa 5502Hlim(3).应力循环次数N,确当寿命系数 ZN810NaL 6064 8. h21nN810N17 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 Sx 600lim HminN11H1Hz/ = 550MpOB1/1 550Xlim HminN22HH2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.mm=105487.71N.mmX 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eeVd和2计算1(1) 1 i A dzZ2) () 1KT23 使 he 1 iHd s=50.77mrnV= =0.79m/s5m/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=1.6911圆整取 m=23计算齿轮的主要尺寸分度圆直径：d=mz=230mm=60mm11d=mz=296mm=192mm221=126mma=(2) 中心距：)d(L 21260mm=72mm =1.2(游宽：b= d 1d10)mm=77mmb=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=550Mpabi(2)确定寿命系数。查图6-35得Y=1,Y=1N1N2 (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bbY N bblim =bbSminF Y 1600N1 limbb1 =Mpa Mpa160 ibbS4i.minFY550 1 .l2Nbblim2=Mpa. 6Mpa 1532bb1.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 nbbbbbdm2 72 601Y3.9442Fs Mpa 95Mpa 1001bb2bb2bb 095Y4 .1s所以齿轮的弯曲强度足够2.56 P 基圆齿距2.56 b0.5顶隙0.5 cd192 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7277250.,c* , 20 h*i 由上面的数据可知 d=64200;d=196424d:球轴承处轴段，d=d=30mm 212525各轴段长度的确定L: 由球轴承，挡油盘及装配关系确定， L=38mm2121L: 由低速级小齿轮的宽度确定L=36mm2222L: 轴环宽度；L=10mm2323L: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=40.5mm2525 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，d22mmd32球轴承处轴段，=25mm球轴承选取6305,其尺寸d*为mm1762 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 二29mmdi4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，=25mmdddl31515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=32mmLL 1313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 轴段直径的确定: 最小直径 =33mmdddmin31313: 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=43mmd32: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， =45mmdd3737（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， =60mmLL3131: 由箱体结构，轴承段盖，装配关系等确定，L32=70mmL32: 由球轴承，挡油盘及装配关系确定， =44mmLL 3333: 由装配关系，箱体结构确定=22.5mmLL 3434： 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，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310 123.542T22N4118NF it 60diN 83. 1498 tan20 F F tanN 4118nitri 齿轮 2：高速级大齿轮310 .54T2 12322N07. 2206 NF 2t112d2 tan20 tannN42831.N 2206.07 F F 2r2tcos04cos15.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/112-2N0332466. 方向向上N55 45)N 270.38 F32466.03/(37 rav得同理，由绕支点的力矩和汇=0d2 F L F) L L F(L L) LF(22a321121RBV12N 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)=3051.73NF=366207.74/(L+L32RAH1 ,彳导：M=0 同理，由绕支点的力矩和万ah) (L+L+L+L ) =FX L+FF ( 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=-10280.9mm Ni左rav”M=-FX L-Fd/2=-43476.02mm N2cv右 iRAvaD处弯矩：M=-FX L=-396.86X45=-17858.7 mmN 3 左 RBvDvM=M=-i7858.7mm 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 3C 处：2257 M M116420 M.mmN CHC 左 Cv 左 2256. M M M123847mm 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a3 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ddmm .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 Mpa34031 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：.28mmx 6m麻 L=6m诉 h xb2 .轴 2 由 d=33mm,fe择键 3min50mmx 8m麻 L=10mM hxb