机械设计课程(盘磨机传动装置)

1、机机机机械械械械设设设设计计计计基基基基础础础础课课课课程程程程设设设设计计计计 说明书说明书 设计题目设计题目：盘磨机传动装置。 原始数据：原始数据：电动机额定功率 P=4kw,同步转速 1480r/min,满载转速 1440r/min,圆锥 齿轮传动比 i=2，主动轴转速 n(主)48r/min. 工作要求工作要求：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：传动方案：如图（1） 指导老师指导老师: : 姓名姓名: : 班级班级: : 图（）图（） 电动机 4 .联轴器 3.圆柱斜齿减速器 5.开式圆锥齿轮传动 6.主轴 7.

2、盘磨 一一).).电动机的选择。电动机的选择。 题中已给出：型号：Y132M1-4 P（额）=4kw n(同)=1480r/min i(锥)=2 n(主)=48r/min 计算及说明 结果 (1) i总=n满/n主=1440/48=28.8 i总=28.8 (2) i减=i总/i锥=28.8/3=9.6 i锥取3 i低=3.2 (3) i减=i低i高=1.5 i高=2 i 2 低 取i高=1.5i低 i低= i高=1.53.2=4.8 i锥=3 减i 5 . 1 整理得: 电动机转速 (r/min) 传动装置的传动比电动机 型号 额定 功 率 (kw) 同步 转速 满载 转速 总传 动比 锥齿

3、 轮 低速 级 高速 级 Y132M1-441480144028.833.24.8 二二).).传动装置运动及动力参数的计算传动装置运动及动力参数的计算: : 计算及说明 结果 (1)n2=n满/i高=1440/4.8=300r/min n1=1440r/min (2)n3=n2/i低=300/3.2=93.75r/min n2=300r/min (3)n4=n3/i锥=93.75/2=46.875r/min n3=93.75r/min n满=n1,n2,n3,n4分别是轴1，2，3， n4=46.875r/min 4，的转速 c (4)确定各部件效率：查设计指导书表2-3得： 联轴器效率：1

4、=0.99 轴承效率：2=0.98 齿轮传动效率：3=0.97 P1=P.1.2=40.990.98kw=5.336kw P1=5.336kw P2=P1.3.2=5.3360.970.98kw=5.072kw P2=5.072kw P3= P2.3.2=5.0720.970.98kw=4.822kw P3=4.822kw P4= P3.1.3.= 4.8220.990.97kw=4.447kw 2 2 2 98 . 0 P4=4.447kw （5 5） 求各轴输入转矩。 T电=9548=9548N.m=36.476 N.m 满 n P 1440 5 . 5 T1=T电=36.476 N.m

5、T2= T1.i高.3.2=36.4764.80.970.98 N.m=166.434 N.m T3=T2.i低.3.2=166.4343.20.970.98 N.m=486.279 N.m T4=T3.i锥.1.3.=486.27930.990.97N.m 2 2 2 98 . 0 =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 45.3365.0724.8224.447 输入转 矩 36.47636.4764166.434486.2791400.78 传动比3.24.8 2 （三）

6、（三） 设计开式锥齿轮传动，轴角设计开式锥齿轮传动，轴角=90=90，传动功率，传动功率 P P3 3=4.822kw,=4.822kw,小齿轮转速小齿轮转速n n3 3=93.75r/min,i=93.75r/min,i锥=2=2，由电动机驱动，由电动机驱动， 不逆转。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,调质处理，齿面硬度 241286HBS，大齿轮选用 45，调质处理，217255HBS。 （2）精度等级，估计圆周速度不大于 6m/s，根据表 6-5，

7、初选 7 级精度。 2） 按齿面接触疲劳强度设计。 选齿数 小齿轮齿数 Z1=28，Z2=i锥.Z1=84 确定载荷系数 k 查表 6-10 取：k=1.2 计算小齿轮传递的转矩 T1 T1=9.5510=9.5510 N.mm=491201.0667 N.mm 6 3 3 n P 6 75.93 822 . 4 齿宽系数=0.3 R 节点区域系数 =2.5 ZH 确定材料系数 ,由表 6-11 查得：=188.9Mpa ZEZE 3） 计算d1 d mm ZZ i KT H HE RR 3 2 2 1 5 . 01 7 . 4 1 = 3 2 2 680 5.29.188 33.05.013

8、.0 0667.4912012.17.4 mm =127.134mm 4) 计算齿轮的主要尺寸。 模数 m m=/Z1=127.134/284.54 取整：m=5 d1 实际大端分度圆直径：=mZ1=528mm=140mm d1 =mZ2=584mm=420mm d2 锥距 R R=0.5=mm=156.525mm 2 1 1id 2 211405 . 0 齿宽 b b=R=0.3156.525mm=46.957mm R 分度圆锥角和 1 2 cos=0.894 = 1 1 2 i i 12 2 2 1 505626 =-= 2 90 1 504363 当量齿数 = Z1/cos=28/cos

9、=31.305 1V Z 1 505626 =Z2/cos=84/cos=187.830 2V Z5 3471504363 由以上数据可知： 名称代号小齿轮大齿轮 分度圆锥角505626504263 齿顶高 a h 3.5 齿根高f h 4.2 分度圆直径 d140420 齿顶圆直径da 105296 齿根圆直径f d 90292 锥距 R154.952 齿顶角 a Q 023. 0 齿根角f Q 027. 0 分度圆齿厚 b5 顶隙 c0.7 当量齿数 V Z 29.514265.673 顶锥角 a 02.1802.72 齿宽 b46.975 四四 设计高速级闭式标准斜齿圆柱齿轮传动.已知:

10、传递功率 =5.336KW,小齿轮转速=1440r/min,传动比 i 高=4.8,使用寿命 p1 n1 =1630010=4800h,有轻微震动,单向运转. lh 解:1.选择材料,热处理方法及精度等级. (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 229286HBS ,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 又式: Mn 3 2 1 1 2 YYYY Z T SF

11、 K aa bb d 1).确定有关参数与系数 (1).齿数 Z1, ,取小齿轮齿数 Z1=20,则 Z2=iZ1=60, i=3 (2).各系数的确定 由表选取=b/=0.5 dd1 纵向重合度: =0.318Z1=0.937 计算 d1和 v (1)d1 3 1 2 12 ()(） 低 低 i iZZ KT H EH d =48.77mm (2)圆周速度：v=0.79m/s模数： m=d1/z1=48.77/30=1.69 圆整取 m=2 3 计算齿轮的主要尺寸 分度圆直径：d1=mz1=2 30mm=60mm d2=mz2=2 96mm=192mm (2)中心距： a=126mm)( 2

12、 1 21 dd (3)齿宽： b=1.2 60mm=72mm 1 d d 取 b2=30mm b1=b2+(510)mm=77mm 4 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 bblim1=600Mpa。大齿轮bblim2=548Mpa （2）确定寿命系数。查图 6-35 得 YN1=1,YN2=1 （3）确定最小安全系数,查表 6-9 得：=1.4 minF S minF S （4）确定许用应力 bb = bb min lim F Nbb S Y = 1bb MpaMpa S Y F Nbb 160 4 . 1

13、1600 min 11lim = 2bb MpaMpa S Y F Nbb 6 . 153 4 . 1 1 . 1550 min 22lim (5)确定复合齿形系数，查表 6-12 得： YFs1=YFa1 095. 4625 . 1 52 . 2 1saY 944 . 3 73 . 1 28 . 2 212saFaFsYYY (6)计算齿根弯曲应力 100 60722 095 . 4 71.1054871 . 122 1 1 1 1 1bb Fs bbMpaMpa mbd YKT 95 095 . 4 944 . 3 1002 1 2 12bb Fs Fs bbbbMpaMpa Y Y 所以

14、齿轮的弯曲强度足够 名称符号 小齿轮 大齿轮 齿顶高 ha22 齿跟圆 hf2.52.5 全齿高 H4.54.5 齿厚 s3.143.14 齿槽宽 e3.143.14 基圆齿距 Pb2.562.56 顶隙 c0.50.5 分度圆直径 d60192 齿顶圆直径 da64196 齿跟圆直径 df55125 中心距 a126126 25 . 0 *, 1*,20ch 由上面的数据可知 da1=64200;da2=196200 则对于大齿轮采用实心轴，小齿轮采用齿轮轴。 如图所示： 六六 轴的设计轴的设计 （一）轴的材料选择和最小直径估算 根据工作条件，初选轴的材料为 20crMnTi.按扭转强度估算

15、 齿宽 b7772 最小直径，若最小直径轴段有键槽，还要考虑键槽对轴 3 0min n P Cd 强度的影响，当轴段截面上有一个键槽时，d 增大 5%7%。两个 键槽时 d 增大 10%15%，C0值查表 9-4 确定：高速轴 C01=112,中 间轴 C02=106,低速轴 C03=100 高速轴：mmmm n P Cd29.17 1440 336 . 5 112 3 3 1 1 01 min 取 d1min=20mm 中间轴：mmmm n P Cd63.24 938.293 689 . 3 106 3 3 2 2 0 min 低速轴：mmmm n P Cd82.37 75.93 072.

16、5 100 3 3 3 3 03 min 因为低速轴最小直径处安装联轴器，设有一个键槽。 则： d3min=(1+7%)=40mm 取 d3min=40mmmin3 d (二)轴的结构设计 1 中间轴的结构设计 d21: 最小直径，球轴承处轴段，d21=d2min=30mm. 球轴承选取 6406 型，其尺寸为239030BDd d22:低速级小齿轮轴段；d22=40mm d23:轴环根据齿轮的轴向定位要求 d23=55mm d24:高速级大齿轮轴段，d24=40mm d25:球轴承处轴段，d25=d21=30mm 各轴段长度的确定 L21:由球轴承，挡油盘及装配关系确定，L21=38mm L

17、22:由低速级小齿轮的宽度确定 L22=36mm L23:轴环宽度；L23=10mm L24:由高速级大齿轮的宽度确定，L24=17mm L25：由球轴承，挡油盘及装配关系确定， L25=40.5mm 局部结构设计 齿轮轮毂与轴的配合选为；球轴承与轴6/740nH 的配合采用过渡配合，此轴段的直径公差选为 ；各轴肩处的过渡圆角半径见图,查表得，630m 各倒角为 C2，各轴段表面粗糙度见图： 图（中间轴） 2高速轴的结构设计 各轴段直径的确定 最小直径，安装电动机的外伸轴段=20mm 11 d 11 d min11 d 密封处轴段，d12=22mm 12 d 球轴承处轴段，=25mm.球轴承选

18、取 6305，其尺 13 d 13 d 寸为mm176225BDd :过渡轴段，由于各级齿轮传动的线速度小于 2m/s. 14 d 球轴承用脂润滑，考虑挡油盘的轴向定位=29mm 14 d 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 15 d 15 d 13 d 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 11 L 11 L :由箱体结构,轴承端盖，装配关系确定=70mm 12 L 12 L :由球轴承，档油盘及装配关系确定=32mm 13 L 13 L :由中间轴的关系得，=43.5mm 14 L 1

19、4 L :由高速级小齿轮的宽度确定，=22mm 15 L 15 L :由球轴承，挡油板及装配关系强度，=32mm 16 L 16 L 3 低速级的设计 轴段直径的确定 :最小直径=33mm 31 d 31 d min3 d :密封处轴段。根据联轴器的轴向定位要求。一级 32 d 密封圈的标准=43mm 32 d :球轴承处轴段=45mm,球轴承选取 6409 型，其 33 d 33 d 尺寸为2912045BDd :过渡轴段，考虑挡油盘的轴向定位，=60mm 34 d 34 d :轴环，根据齿轮的轴向定位要求，=70mm 35 d 35 d :低速级大齿轮轴段，=60mm 36 d 36 d

20、:球轴承处轴段，=45mm 37 d 37 d 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 31 L 31 L :由箱体结构，轴承段盖，装配关系等确定， 32 L =70mm 32 L :由球轴承，挡油盘及装配关系确定，=44mm 33 L 33 L :由装配关系，箱体结构确定=22.5mm 34 L 34 L ：轴环宽度，=10mm 35 L 35 L :由低速级齿轮宽度=30mm 36 L 36 L :由球轴承，挡油盘及装配关 37 L 系确定=47mm 37 L 减 速器装配图草图 七七 轴的校核轴的校核 （一）轴的力学模型的建立 1轴上力的作用点位

21、置和支点跨距的确定 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 确定中间轴上两齿轮力的作用点位置。轴上安装的 6406 轴承，其 负荷作用中心为轴承的中心点，故可计算出支点跨距和轴上各力 作用点相互位置尺寸。支点跨距 L120mm,高速级大齿轮的力作用 点到支点跨距 L38mm,低速级小齿轮的作用点到支点的距离 L45mm，两齿轮的力作用点之间的距离 L37mm. 2绘制轴的力学模型图 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 轴所受轴向力最小的要求，低速级小齿轮为左旋，低速级大齿轮为 旋。 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

22、. 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 齿轮 1：低速级小齿轮 NN d T Ft4118 60 1054.12322 3 1 2 1 N83.149820tan4118tan11NFFntr 齿轮 2：高速级大齿轮 N07.2206 112 1054.12322 3 2 2 2 N d T Ft N42.831 04.15cos 20tan 07.2206 cos tan 22 NFF n tr NNFFt77.59204.15tan07.2206tan22 (三

23、)计算支反力 1 垂直面支反力（XZ 平面） 由绕支点 B 的力矩和MBV=0 得： )( 2 )(322 2 231321LLF d FLFLLLFrarRAV N03.32466 方向向上 NNFRAV55.270)453837/(03.32466 同理，由绕支点的力矩和=0 得 2 )()( 2 212211321 d FLFLLFLLLFarrRBV N17.47623 方向向上NLLLFRBV86.396)/(17.47623321 由轴上的合力矩=0，校核： FRBV+FRAV+Fr2-Fr1=396.86+270.55+831.42-1498.83=0 计算无误，符合要求。 2

24、水平面支反力（XY 平面） 由绕支点 B 的力矩和MBH=0，得： FRAH(L1+L2+L3)=Ft1L3+Ft2(L2+L3) =366207.74N FRAH=366207.74/(L1+L2+L3)=3051.73N 方向向下 同理，由绕支点的力矩和MAH=0，得： FRBH（L1+L2+L3）=Ft2L1+Ft1(L1+L2) =392680.66N FRBH=392680.66/(L1+L2+L3)=3272.34N 方向向下 由轴上的合力FH=0，校核： Ft1+Ft2-FRAH-FRBH=4118+2206.07-3051.73-3272.34=0 计算无误，符合要求。 3A

25、点总支反力：NFFFRAHRAVRA32.329673.305155.270 2222 B 点总支反力：NFFFRBHRBVRB32.329634.327286.396 2222 （四）绘制转矩，弯矩图（四）绘制转矩，弯矩图。 1垂直面的弯矩 C 处弯矩：Mcu 左=-FRAVL1=-270.5538=-10280.9 mmN Mcv 右=-FRAVL1-Fa2d2/2=-43476.02 mmN D 处弯矩：MDV 左=-FRBVL3=-396.8645=-17858.7mmN MDV 右=MDV 左=-17858.7mmN 2 水平面的弯矩 C 处弯矩：MCH=-FRAHL1=-3051.

26、7338=-115965.74mmN D 处弯矩：MDH=-FRBHL3=-3272.3445=-147255.3mmN mmN 3 合成弯矩 C 处：57.116420MM 2 CH 2 CV左左CMmmN 56.123847MM 2 CH 2 CV右右CMmmN D 处：27.148334MM 2 DH 2 DVD左左MmmN 27.148334MM 2 DH 2 DVD右右MmmN 4 转矩 T2= 3 1054.123mmN 5 当量弯矩 因为是单向回转轴，所以扭转切应力视为脉动循环变应力 折算系数 =0.6 mmNmmNT741241054.1236 . 0 3 2 C 处： mmM

27、CCN57.116420M左左 mmMCN98.144334TM 2 2 2 C）（右右 D 处：mmMDN47.165823TM 2 2 2 D）（左左 mmMDDN27.148334M右右 ( (五五) )弯矩合成强度校核弯矩合成强度校核 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 MpaMpa d MD 26 4031 . 0 47.165823 1 . 0 M W 3 D 左左 根据选定的轴的材料，查教材表 9-1 得：Mpa701 因，故强度足够1 八键的选择八键的选择 1轴 1 由 d1min=20mm,选择键： bhL=6mm6mm28mm 2轴

28、 2 由 d3min=33mm,选择键 bhL=10mm8mm48mm 8 联轴器的选择联轴器的选择 在轴的设计中，已经选择了联轴器，故此处不用再计算。 9 箱体设计箱体设计 9.1箱体尺寸箱体尺寸 减速器的箱体结构尺寸如表 9-1 所示 表 9-1 减速器的箱体结构尺寸 名称符号计算公式结果/mm 箱座壁厚mmmma83025 . 0 10 箱盖壁厚1mmmma8302 . 0 10 箱盖凸缘厚度b11 1 5 . 1 b15 箱座凸缘厚度b5 . 1b15 箱座底凸缘厚度b25 . 2 2b 25 地脚螺钉直径df 12036 . 0 a dfM16 地脚螺钉数目na250 500mm4

29、轴承旁联结螺栓直径d1dd f 75. 0 1 M12 盖与座联结螺栓直径d2dd f 0.6 0.5 2 M12 轴承端盖螺钉直径d3dd f 0.50.4 3 M10 视孔盖螺钉直径d4dd f 0.40.3 4 M8 定位销直径ddd 2 0.80.7M16 至外箱 21, ,dd df 壁的距离 1C见表 4.2 26 22 18 至凸缘 d d df 2 1, , 边缘距离 2C见表 4.2 24 20 16 外箱壁至轴承端面距离l1 12(5 8)cc40 大齿轮顶圆与内箱壁距 离 11.210 齿轮端面与内箱壁距离210 箱盖，箱座肋厚 1,2 m m 11220.85,0.85

30、mm 1 2 8.5 8.5 m m 轴承端盖外径D2 轴承座孔直径+5 5.5（） ；对嵌入式端盖3d =1.25D+10mm2D 88（一轴） 88（二 轴） 122（三轴） 轴承旁联结螺栓距离S2 SD 88（一轴） 88（二轴） 122（三轴） 箱座深度d H）5030(2/ s d159 箱座高度 H）105( d H174 箱座底部凸缘宽度 2 l105 21 cc 35 9.2 减速器附件设计减速器附件设计 9.2.1 窥视孔盖与窥视孔窥视孔盖与窥视孔 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

31、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 通气器通气器

32、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

33、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