完美升级版机械设计毕业论文 - 盘磨机传动装置的设计

(此文档为word格式，下载后您可任意编辑修改！) 第一章 课程设计任务书 年级专业 题目名称 过控101 学生姓名 付良武 学 号 设计时间 设计地点 第17周～1化工楼 盘磨机传动装置的设计 课程名称 机械设计课程设计 课程编号 一、 课程设计（论文）目的 1.1 综合运用所学知识，进行设计实践?巩固、加深和扩展。 1.2 培养分析和解决设计简单机械的能力?为以后的学习打基础。 1.3 进行工程师的基本技能训练?计算、绘图、运用资料。 二、 已知技术参数和条件 2.1 技术参数： 主轴的转速：42rpm 锥齿轮传动比：2~3 电机功率：5kW 电机转速：1440rpm 2.2 工作条件： 每日两班制工作，工作年限为10年，传动不逆转，有轻微振动，主轴转速的允差为±5%。 1—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 三、任务和要求 3.1 编写设计计算说明书1份，计算数据应正确且与图纸统一。说明书应符合规范格式且用A4纸打印； 3.2 绘制斜齿圆柱齿轮减速器装配图1号图1张；绘制零件工作图3号图2张（齿轮和轴）；标题栏符合机械制图国家标准； 3.3 图纸装订、说明书装订并装袋； 注：1．此表由指导教师填写，经系、教研室审批，指导教师、学生签字后生效； 2．此表1式3份，学生、指导教师、教研室各1份。 四、参考资料和现有基础条件（包括实验室、主要仪器设备等） 4.1 《机械设计》教材 4.2 《机械设计课程设计指导书》 4.3 《减速器图册》 4.4 《机械设计课程设计图册》 4.5 《机械设计手册》 4.6 其他相关书籍 五、进度安排 序号 1 2 3 4 5 设计内容 设计准备（阅读和研究任务书，阅读、浏览指导书） 传动装置的总体设计 各级传动的主体设计计算 减速器装配图的设计和绘制 零件工作图的绘制 天12271 6 7 编写设计说明书 总计 2 15 六、教研室审批意见 教研室主任（签字）： 年 月 日 七|、主管教学主任意见 主管主任（签字）： 年 月 日 八、备注 指导教师（签字）： 学生（签字）：

计算及说明 第二章 传动方案的整体设计 2.1传动装置总体设计方案: 结果 2.1.1 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。 2.1.2 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀， 要求轴有较大的刚度。选择锥齿轮传动和一级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。 2.2电动机的选择 根据已知任务书给定的技术参数，由给定的电动机功率为5KW，电动机转速为1440rmin,查表17-7选取电动机型号为Y132S—4，满载转速1440 rmin，同步转速1500rmin。 2.3确定传动装置的总传动比和分配各级的传动比 2.3.1总传动比 由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速=42，可得传动装置总传动比为＝nm＝144042＝34.29。 2.3.2分配传动装置传动比 锥齿轮传动比： =3 减速器传动比： ==34.293=11.43 1.3-1.4）i'?1.35?11.43?3.93 高速级传动比： 1=（低速级传动比： 2.4计算传动装置的运动和动力参数 2.4.1 各轴转速n（rmin） n0=nm=1440 rmin 高速轴1的转速:n1＝nm＝1440 rmin 中间轴2的转速：n2?n1/i1?1440/3.93?366.4r/min 低速轴3的转速：n3?n2/i2?366.4/2.9?126.3r/min

主轴6的转速：n6?n3/i3?126.3/3?42.1r/min 2.4.2 各轴的输入功率P(KW) P0=Pm=5kw 高速轴1的输入功率: P1=P0ηc=530.99=4.95kw 中间轴2的输入功率：P2=P1η0.98=4.75kw 1ηg=4.9530.983ηg=4.7530.983低速轴3的输入功率: P3=P2η0.98=4.57kw 2主轴6的输入功率: P4=P3ηgηgηd=4.5730.9830.9930.97=4.30kw Pm为电动机的额定功率；ηc为联轴器的效率；ηg为一对轴承的效率；η1高速级齿轮传动的效率；η2为低速级齿轮传动的效率；ηd为锥齿轮传动的效率。 2.4.3 各轴输入转矩T(N?m) T0=9550P0n0=3.3163 N2m 高速轴1的输入转矩T1=9550P1n1=（955034.95）1440=3.2833104N2m 中间轴2的输入转矩T2=9550P2n2=（955034.75）366.4=1.2383105N2m 低速轴3的输入转矩T3=9550P3n3=（955034.57）126.3=3.45563105N2m 主轴6 的输入转矩T4=9550P4n4=（955034.30）42.1=9.75423105N2m 第三章 传动零件的设计计算 3.1 高速级斜齿轮的设计和计算 3.1.1 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=2433.93=94.32，取=94。 （4）选取螺旋角。初选螺旋角为β=14o 3.1.2 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=.6。 12）计算小齿轮传递的转矩。 T 1?95.5?105P1n195.5?105?4.95??3.283?104N?mm14403）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按齿面强度查地小、大齿轮的接触疲劳强度极限 σHlim1=600Mpa σHlim2=550Mpa。 6)由式10-13计算应力循环次数。 N1=60n1j Lh=6031440313（2383365310）=5.053 N2=N1i2=5.0531093.93=1.2839 7)由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90,KHN2=0.95。 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： [σH]1=σ[σH]2=σHlim1 KHN1S=60030.901 Mpa=540 Mpa KHN2S=55030.951 Mpa=522.5Mpa Hlim29)由图10-30选取区域系数ZH=2.433。 10)由图10-26查得 ，则 ?????aa1a2?0.78?0.82?1.6 11)许用接触力： ??H??????H??540?522.5MPa?531.25MPa H??1222计算 2KtT1?ZHZE?u?11）试算d1t?3??u=39.629mm ?d?a??H?2??2）圆周速度V??d1tn1/?60?1000??2.988m/s （3）齿宽 模数mnt?d1tcos?/z1?39.629cos14?/24?1.6023mm h?2.25mnt?2.25?1.623mm?3.605mmb/h?39.629/3.605?10.993 （4）计算纵向重合度 ???0.318?dZ1tan??0.318?1?24?tan14?1.903 （5）计算载荷系数K 根据V=2.988ms,7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.12。;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， =1.417。查图10-13得=1.34;故载荷系数： K?KAKVKH?KH??1.25?1.12?1.4?1.417?2.78 （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 d1?d1t?K/Kt??39.629??2.78/1.6?131/3?47.643mm （7）计算模数 ??cos?/?47.643cos14/24?1.9261mm mnd1z13.1.3 按齿根弯曲强度设计 由式10-5得弯曲强度的设计公式为mn?2KT1Y?cos?2?z?d12YYFaFa???Sa （1）确定公式内的各计算数值 1）计算载荷系数K K==1.2531.1231.431.34=2.63 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 24?26.273cos?cos14 94z2??zv2cos3?cos314?102.90zv1?z13?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=0.86, =0.89; 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=0.8635001.4=307.14MPa S=0.8933801.4=241.57MPa 9）计算大、小齿轮的并加以比较 =2.59231.596307.14=0.01347MPa =2.17831.791241.57=0.01615MPa 大齿轮的数值大。 （2）设计计算 2?2.63?32830?0.88??cos14?3??0.01615?1.8584mmmn1?242?1.6 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于mn2

由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大于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mn=2mm,按接触强度算得的分度圆直径=47.643mm,算出小齿轮齿数 zz12?d1cos?/mn?24.88?24?3.93?24?94.32?94 （3）几何尺寸计算 1）计算中心距 a??z?z??m12n2cos???24?94??2mm?121.61mm 2cos14将中心距圆整为122mm 2）将圆整后的中心距修正螺旋角 ??z?mz??arccos12n2a?arccos?24?94??2?14.7123? 2?122因值改变不多，故参数，，等不必修正。 ? 3)计算分度圆直径 d?zm11n/cos??21?2/cos14.7123?49.627mm =9432cos14.7123=194.373mm 4)计算齿轮宽度 b??dd1?1?49.627?49.627mm 圆整后取B2=50mm,B1=55mm 5）结构设计 齿顶高ha?mn齿?h?an?xn?2??1?0??2mm ?根高hf?mn?h??Cn?xn?2??1?0.25?0??2.5mm an??齿高 齿顶圆直径： 小齿轮=d+2=53.627 mm 大齿轮=198.373 mm 齿根圆直径： 小齿轮=d-2=44.627 mm 大齿轮= d-2=190.373 mm 3.2 低速级斜齿轮的设计和计算 3.2.1 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，失效形式为占蚀。 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14。 3.2.2 按齿面接触强度设计 由设计公式2KtT1?ZHZE?u?1试算 ???u?d?a??H??2d1t?3??（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。 95.5?105P295.5?105?4.75??1.2381?105N?mm T2?n2366.43）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=189.8MP 5）由图10-21d按齿面强度查地小，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。 N1?60n2jLh?60?366.4??2?8?365?10??1.28?109N2?N1/i2?0.96?10/2.9?0.44?1099 7）由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.95，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 [σH]1=σ[σH]2=σHlim1 KHN1S=60030.951 Mpa=570Mpa KHN2S=55030.971 Mpa=533.5Mpa Hlim29）由图10-30选取区域系数 10）由图10-26查得则 ?????aa1a2?0.87?0.78?1.65 11）许用接触力 ??H?????570?533.5??HH???Mpa?551.75Mpa 1222（2）计算 1)试算dlt?32KtT1?da??ZHZE??????H??2 u?1?60.929mmu2)圆周速度V=d1t n2（6031000）=1.169 ms 3)齿宽 b??dd1t?60.929mmmnt?d1tcos?/z1?60.929cos14/24?2.4633h?2.25mnt?2.25?2.4633mm?5.5424mmb/h?10.9934)计算纵向重合度 ???0.318?dztan??0.318?1?24?tan14?1.903 15)计算载荷系数K 根据V=1.169ms,7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.08，;由表10-2查得使用系数KA=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： K?KAKVKH?KH??1.25?1.08?1.4?1.421?2.69 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 d1?d1t?K/KT?1/3?60.929??2.69/1.6?1/3?72.449mm 7)计算模数 m?dn1cos?/z1?72.449?cos14/24?2.9291mm 3.2.3 按齿根弯曲强度设计 由式10-5得弯曲强度的设计公式为 mn?32KT1Y?cos?2?z??d12YYFaF???Sa （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=0.89,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： ??F?1?KFN1?FE1S?0.89?5001.4?317.86Mpa ??F?2?KFN2?FE2S?0.90?3801.4?244.29Mpa4）计算载荷系数K K=KAKVKFαKFβ=1.2531.0831.431.35=2.55 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 ZV2?z?70?67.87 cos?cos142337）查取齿形系数 由表10-5查得 YFa1=2.592;YFa2=2.227 8）查取应力校正系数 由表10-5查得 YSa1=1.596;YSa2=1.763

9）计算大、小齿轮的并加以比较 YFaYSa/??F?1?2.592?1.596317.86?0.01301YFaYSa/??F?2?2.227?1.763244.29?0.01607 大齿轮的数值大。 （2）设计计算 m n?32?2.55?123810?0.88?1?242?1.65cos142?0.01607?2.0681mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于mn由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大于mn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mn=2.5㎜,按接触强度算得的分度圆直径d1=72.449㎜,算出小齿轮齿数 Z1?d1cos?，取 mn?72.449?cos14?28.12?28取 2.5（3）几何尺寸计算 1）计算中心距 ???z?z?m??28?81??2.5mm?140.4mm 12n2cos?2cos14将中心距圆整为141 mm 2）将圆整后的中心距修正螺旋角 ??z?mz??arccos12n2a?arccos?28?81??2.5?15? 2?141 因值改变不多，故参数等不必修正。 ? 3)计算分度圆直径 d?zmd?zm1122nncos??28?2.5cos15??72.469mmcos??81?2.5cos15?209.643mm? 4)计算齿轮宽度 b??dd1?1?72.449?72.449mm 圆整后取B3=72，B2=77. 5）结构设计 齿顶高ha?mn齿?h?an?xn?2.5??1?0??2.5mm ?根高hf?mn?h??Cn?xn?2.5?1?0.25?0??3.125mm an??齿高 齿顶圆直径 小齿轮大齿轮 齿根圆直径 小齿轮，大齿轮 第四章 轴的设计计算 4.1 中间轴的设计计算 4.1.1 中间轴上的功率P、转速n和转矩T 由已知，得：P= PⅡ=4.75KW, n= nⅡ=366.4rmin 4.1.2 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 dmin?A03P4.75?112?3?26.31mm n366.44.1.3 轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案 轴的设计示意图如下：（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。 1）由于=26.31 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dⅠ-Ⅱ=dⅤ-Ⅵ=30 mm。 2）初步选择滚动轴承。选单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据 dⅠ-Ⅱ=30 mm，选轴承型号30206，其尺寸为d3D3T=30 mm362 mm317.25mm。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dⅡ-Ⅲ=dⅣ-Ⅴ=34mm.两端齿轮与轴承之间采用套筒定位。已知大齿轮轮毂的宽度为50mm,小齿轮的轮毂宽度为77mm.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LⅡ-Ⅲ=74mm,LⅣ-Ⅴ=47mm。 两齿轮的另一端采用轴肩定位，轴肩高度: =n1=1440 rmin 4.2.2 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 dmin?A03P4.95?112?3?16.90mm n1440轴上有一键槽，则增加后得直径d=20 mm，高速轴的最小直径为安装联轴器处轴的直径dⅠ-Ⅱ，取dⅠ-Ⅱ=20 mm。 4.2.3 轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案 轴的设计示意图如下：（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）为了满足半联轴器的轴向定位要求,Ⅰ-Ⅱ轴段左端需制出一轴肩,故取Ⅱ-Ⅲ段的直径dⅡ-Ⅲ=24 mm，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=38 mm，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Ⅰ-Ⅱ段的长度应比L1略短一些，现取LⅠ-Ⅱ=36mm。 2）初步选择滚动轴承。 因轴承同时承受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据 dⅡ-Ⅲ=24 mm，选轴承型号30205，其尺寸d3D3T=25 mm352 mm316.25 mm,故dⅢ- Ⅳ=dⅦ-Ⅷ=25 mm.由于轴承右侧需装甩油环，且轴承需离箱体内壁一段距离，考虑到箱体铸造误差，使轴承距箱体内壁6 mm。，则取LⅢ-Ⅳ=LⅤ-Ⅵ=16.25 mm。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。取dⅣ—Ⅴ=30 mm. 3）由于高速轴上的小齿轮的尺寸较小，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LⅡ-Ⅲ=46 mm。 5）取轴上轴段Ⅴ-Ⅵ处为高速小齿轮，直径dⅤ-Ⅵ=53.627mm。已知小齿轮的轮毂宽度为55mm,故取LⅤ-Ⅵ=55mm。 6）取齿轮距箱体内壁的距离LⅥ-Ⅶ=a=19.5 mm。已知滚动轴承宽度T=16.25mm,低速级小齿轮轮毂长L=80mm,又因为已知箱体两内壁之间的距离为178.5，高速级小齿轮轮毂长L=55，则 LIV?V?178.5-16-55mm?107.5mm （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dⅠ-Ⅱ由表6-1查得平键截面b3 T1 =3.2833104N．m (2) 确定轴及求作用在齿轮上的力 1)求作用在齿轮上的力 已知高速级小齿轮的分度圆直径为 =49.627 而 F= tan?ntan20o?1323.070??497.882N F= Fcos?cos14.7123o

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