机械设计课程(盘磨机传动装置)

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。原始数据：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，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（）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.盘磨 一).电动机的选择。 题中已给出：型号：Y132M1-4 P（额）=5.5kw n(同)=1500r/min i(锥)=2 n(主)=50r/min

2、计算及说明 结果 (1) i总=n满/n主=1440/50=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 取i高=1.5i低 i低= i高=1.5×3.2=4.8 i锥=3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Y132M1-45.51500144028.833.24.8二).传动装置运动及动力参数的计算: 计算及说明 结果(1) n2=n满/i高=1440/4.8=300r/min n1=1440r/

3、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/minn满=n1,n2,n3,n4分别是轴1，2，3， n4=46.875r/min4，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=0.99 轴承效率：2=0.98齿轮传动效率：3=0.97 P1=P.1.2=5.5×0.99×0.98kw=5.336kw P1=5.336kw P2=P1.3.2=5.336×0.97×0.98kw=5.072kw

4、P2=5.072kw P3= P2.3.2=5.072×0.97×0.98kw=4.822kw P3=4.822kw P4= P3.1.3.= 4.822×0.99×0.97×kw=4.447kw P4=4.447kw（5） 求各轴输入转矩。 T电=9550=9550×N.m=36.476 N.m T1=T电=36.476 N.m T2= T1.i高.3.2=36.476×4.8×0.97×0.98 N.m=166.434 N.m T3=T2.i低.3.2=166.434×3.2×0.

5、97×0.98 N.m=506.279 N.m T4=T3.i锥.1.3.=506.279×3×0.99×0.97×N.m =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=90°，传动功率P3=4.822kw,小齿轮转速n3=93.75r/min,i锥=2，由电动机驱动，不逆

6、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，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=9.55×10=9.55×10× N.mm=491201.0667 N.mm 齿宽系数=0

7、.3 节点区域系数 =2.5 确定材料系数 ,由表6-11查得：=188.9Mpa 3） 计算 =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 实际大端分度圆直径：=mZ1=5×28mm=140mm =mZ2=5×84mm=420mm 锥距R R=0.5=mm=156.525mm 齿宽b b=R=0.3×156.525mm=46.957mm 分度圆锥角和 cos=0.894 = =-= 当量齿数 = Z1/cos=28/cos=31.305 =Z2/cos=84/cos=187.830 由以上数据可

8、知： 名称代号小齿轮大齿轮分度圆锥角齿顶高3.5齿根高4.2分度圆直径d140420齿顶圆直径105296齿根圆直径90292锥距R154.952齿顶角齿根角分度圆齿厚b5顶隙c0.7当量齿数29.514265.673顶锥角齿宽b46.975四 设计高速级闭式标准斜齿圆柱齿轮传动.已知:传递功率=5.336KW,小齿轮转速=1440r/min,传动比i高=4.8,使用寿命=16·300·10=4800h,有轻微震动,单向运转. 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

9、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 1).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).各系数的确定由表选取=b/=0.5纵向重合度: =0.318Z1=0.937<1重合度系数:=0.75+=0.682 (4). 载荷系数K.由表取:K=1.1(5).确定许用应力:.由图,按齿面硬度255HBS,查得小齿轮=600mpa.按齿面硬度值,查得大齿

10、轮:550mpa.应力循环系数N,确定寿命系数Zn V1=60ant=60×1×1440×10×300×16=4.147×109N2 =N1 /i=4.147×109 /3=1.382×109 2).确定许用应力由6-9查得SHlim=1=/SHlim =600MPa=/SHlim=550 MPa载荷系数K,由610查得，按原动机和工作机特性选K=1.2转矩:=9.55×=36256.84N/min 节点区域系数ZH =2.5 确定材料系数ZE ，由表611查得ZE =189.8MPa 计算d1和V 小齿

11、轮分度圆直径 d1 =40.159 圆周速度V=3.02 8级精度合适 模数=2.01圆整取值:=2.53).主要几何尺寸的计算:(1).分度圆直径d: =150mm(2).传动中心矩a=0.5（d1+d2）=100(3)(3) 齿宽b= 10=66mm (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255HBS查得小齿轮=225MPa，查得大齿轮=215MPa（2）确定寿命系数，由图635查得Yn1和Yn2由题意可知Yn1= Yn2=1（3）确定最小安全系数SFmin由表69得SFmin1=SFmin2=1.4 确定许用应力 =160.7MPa2=153.6MP

12、a确定复合齿形系数YFs1 和YFs2 查表612得YFs1= Ysa1=4.34YFs2= Ysa2=3.944计算齿根弯曲应力1=39.79MPa2=1 =36.159MPa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2.5端面压力角分度圆直径50150齿根高1.875全齿高h3.375顶隙c0.375齿顶圆直径37115齿根圆直径30108中心距a100齿顶高1.5齿宽b6660(2).由上可知:200mm 200mm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,主

13、动轮转速,单向运转,预期寿命10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. (1). 选择材料,热处理方式 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 (2).确定极限应力.查得 (3).应力循环次数N,确当寿命系数 查表得 (4)许用应力，由表查得：SHmin=1.1 =limzN1/ SHmin =600×1/1=600Mpa =lim

14、zN2/SHmin =550×1/1=550Mpa(5)载荷系数K，查表6-10得： K=1(6)计算小齿轮传递的转矩 T1=9.55×106=9.55×106×5.302/480 N.mm=105487.71N.mm(7)选择齿宽系数，由表6-13取=1.2 (8)节点区域系数：ZH=2.5(9)确定材料系数ZE，由表6-11查得：ZE=189.8Mpa2> 计算d1和v (1)d1 =50.77mm(2)圆周速度：v=0.79m/s<5m/s 故8级精度合适3>模数： m=d1/z1=50.77/30=1.69 圆整取m=23计算齿

15、轮的主要尺寸 分度圆直径：d1=mz1=230mm=60mm d2=mz2=296mm=192mm(2)中心距： a=126mm(3)齿宽： b=1.260mm=72mm 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,查得小齿轮bblim1=600Mpa。大齿轮bblim2=550Mpa （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 （4）确定许用应力bb = = =(5)确定复合齿形系数，查表6-12 得： YFs1=YFa1 (6)计

16、算齿根弯曲应力 所以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齿宽b7772由上面的数据可知da1=64<200;da2=196<200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 根据工作条件，初选轴的材料为20crMnTi.按扭转强度估算最小直径，若最小直径轴段有键槽，还要考虑键槽对轴强度的影响，

17、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： 取d1min=20mm中间轴：低速轴：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=40mm(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d22:低速级小齿轮轴段；d22=40mmd23:轴环根据齿轮的轴向定位要求d23=55mmd24:高速级大齿轮轴段，d24=40mmd25:球轴承处轴

18、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=38mmL22:由低速级小齿轮的宽度确定L22=36mmL23:轴环宽度；L23=10mmL24:由高速级大齿轮的宽度确定，L24=17mmL25：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，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密封处轴段，d12=22mm球轴承处轴段，=25mm.球

19、轴承选取6305，其尺寸为mm:过渡轴段，由于各级齿轮传动的线速度小于2m/s.球轴承用脂润滑，考虑挡油盘的轴向定位=29mm 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 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 :由箱体结构,轴承端盖，装配关系确定=70mm :由球轴承，档油盘及装配关系确定=32mm :由中间轴的关系得，=43.5mm :由高速级小齿轮的宽度确定，=22mm :由球轴承，挡油板及装配关系强度，=32mm3 低速级的设计 轴段直径的确定 :最小直径=33mm :密封处轴段。根据联轴器的轴

20、向定位要求。一级密封圈的标准=43mm :球轴承处轴段=45mm,球轴承选取6409型，其尺寸为 :过渡轴段，考虑挡油盘的轴向定位，=60mm :轴环，根据齿轮的轴向定位要求，=70mm :低速级大齿轮轴段，=60mm :球轴承处轴段，=45mm 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 :由箱体结构，轴承段盖，装配关系等确定，=70mm :由球轴承，挡油盘及装配关系确定，=44mm :由装配关系，箱体结构确定=22.5mm ：轴环宽度，=10mm :由低速级齿轮宽度=30mm :由球轴承，挡油盘及装配关系确定=47mm减速器装配图草图七 轴的校核 （一）

21、轴的力学模型的建立 1轴上力的作用点位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,

22、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 齿轮1：低速级小齿轮 N 齿轮2：高速级大齿轮 N N (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MBV=0得： 方向向上 同理，由绕支点的力矩和=0得 方向向上由轴上的合力矩=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)=Ft1×L3+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