《盘磨机传动装置》成果（说明书，报告，论文）课题名称机械设计基础课程设计院系机械学院专业机电一体化姓名金豪东学号201531027指导教师吴卫峰时间2017年2月13日至2017年2月26日完成时间2017年3月11日机械与汽车工程学院摘要：在本次设计中，我设计了盘磨机的传动装置，先进行了传动方案的选取，通过选定的传动方案进行了一系列传动零件的选择和设计。
电动机、联轴器、键和轴承的选择主要通过查表并结合与其他零件的配合和题目要求选择，然后进行运动参数及动力参数的计算。
在齿轮的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。
其后对轴进行了设计，确定了各阶梯轴的尺寸，对轴、轴承、键、联轴器等进行校核。
最后对减速器的外形进行了设计。
应用Solidworks 软件的建模技术，实现了减速器的三维造型及主要零件的建模，完成了整机的3D建模，为传动系统的结构设计提供了有价值的参数依据。
关键词：盘磨机传动装置锥齿轮solidworks目录1 引言 (1)1.1 盘磨机的课题研究背景 (1)1.2.盘磨机的课题研究意义 (1)2 设计任务书 (2)2.1 设计任务 (2)2.2 系统的传动原理图 (2)2.3 系统总体方案的比较与设计 (2)3 电动机的选择，传动系统的运动和动力参数计算 (3)3.1 电动机类型的选择 (3)3.2 电动机功率选择 (3)3.3 确定电动机转速 (3)3.4 确定电动机型号 (4)3.5 计算总传动比及分配各级的传动比 (4)3.6 传动参数的计算 (4)4 传动零件的设计计算 (5)4.1 锥齿轮的设计和计算 (5)4.2 高速级斜齿轮的设计和计算 (8)4.3 低速级斜齿轮的设计和计算 (14)5 轴的设计计算 (19)5.1 高速轴的设计计算 (19)5.2 中间轴的设计计算 (24)5.3 低速轴的设计计算 (29)6 键连接的选择和计算 (34)6.1 高速轴上的键的设计与校核 (34)6.2 中间轴上的键的设计与校核 (34)6.3 低速轴上的键的设计与校核 (34)7 滚动轴承的选择和计算 (35)7.1 计算高速轴的轴承 (35)7.2 计算中间轴的轴承 (35)7.3 计算低速轴的轴承 (36)8 联轴器的选择 (37)9 箱体设计 (37)9.1 箱体尺寸 (37)9.2 减速器附件设 (38)10 润滑和密封设计 (39)参考文献 (49)91 引言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，是一种不可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2-1所示2.2 系统的传动原理图方案图如下：1图2-1传动原理图1—电动机；2、5—联轴器；3—圆柱斜齿轮减速器；4—碾轮；6—锥齿轮传动；7—主轴2.3系统总体方案的比较与设计图2-2 带式传动方案图2-3 联轴器传动方案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=3.5Kw3.3 确定电动机转速1500r/min3.4 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Y132S-4额定功率为5.5Kw ，满载转速1500r/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1i ，低速级传动比2i ，锥齿轮传动比3i ，减速箱传动比'i 。
总传动比：i ’=n w/n m=1500/5,5=27.27 锥齿轮传动比：i 3=3.5减速器传动比：i ’=i /i 3=27.27/3.5=7.8 高速级传动比：i 1=√1.3i ’=3.18 低速级传动比：i 2=i 1/1.3=2.453.6 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：n 1=n m =1500r/min中间轴二的转速：n2=n1/i1=1500/3.18=471.70r/min 低速轴三的转速：n3=n2/i2=471.70/2.45=192.53r/min主轴7的转速： n7=n3/i3=192.53/3.5=55.01r/min 3.6.2 各轴的输入功率P (KW)高速轴一的输入功率：P1=Pm x nc =5.5x0.99=5.44KW 中间轴二的输入功率：P2=P1x n1ng=5.44x0.98x0.99=5.28KW 低速轴三的输入功率：P3=P2x n2ng=5.28x n2ng=5.12KW主轴7的转速：P7=P3x ngngnd=5.12x0.99x0.99x0.97=4.87KW其中P m 电动机的额定功率为；c η为联轴器的效率，c η=0.99；g η为一对轴承的效率，g η=0.99；1η为高速级齿轮传动的效率,1η=0.98；2η为低速级齿轮传动的效率，2η=0.98；g η为锥齿轮传动的效率，g η=0.97。
3.6.3 各轴的输入转矩T（N⋅mm）高速轴一的输入转矩：T1=9.55x105xP1/n1=34.6N·m中间轴二的输入转矩：T2=9.55x105xP2/n2=118.3N·m低速轴三的输入转矩：T3=9.55x105xP3/n3=309.2N·m主轴6的输入转矩：T7=9.55x105xP7/n7=1032.3N·m4 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=902 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124Z=，则Z2=24x3.51=84.24取84。
4.1.2 按齿面接触疲劳强度设计按机械设计式10-26试算，即d≥1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6519.5510 3.73 3.961089.97T N mm ⨯⨯==⨯⋅3）选取齿宽系数=0.3R θ。
4）由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数12189.8E Z MP a =。
5）由机械设计图10-21d 按齿面强度查得小，大齿轮的接触疲劳强度极限 12740,580H H im im MPa MPa σσ==。
6) 由式计算应力循环次数81388121606089.971(2836510) 3.15103.1510 1.05103h N n jL N N i ==⨯⨯⨯⨯⨯⨯=⨯⨯===⨯7) 由机械设计图10-19取接触疲劳寿命系数120.960.98HN HN K K ==，。
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，由机械设计式10-12得：1112227400.96[]710.415800.98[]568.41HLim HN H HLim HN H K MPa SK MPaSδσδσ⨯===⨯===9) 23tan u δ== 10) 许用接触力：12[][]710.4568.4[]639.422H H H Mpa Mpa σσσ++===2 计算 1）试算1128.82d mm ≥==锥距e 1R 128.82d ==确定大端模数取5.37e m ===，取m=6mm确定锥距Ree 6R 227.682mm ==分度圆直径： d1=maZ1=6x24 =144mm d2=maZ2=6x84=504mm分度圆锥角：22112Z 72arctanarctan 71.5724909071.5718.43Z δδδ===︒=︒-=︒-=°°齿宽b ：e 0.3227.6868.304R b R mm ==⨯=Φ最大齿宽为270b mm =，小齿轮宽175b mm = 当量齿数V Z1112222425.30cos cos18.4372227.74cos cos 71.57v v Z Z Z Z δδ======°°4.2.3 按齿根弯曲强度设计由机械设计式10-24得弯曲强度的设计公式为m ≥1）确定公式内的各计算数值 试选K=1.6，由机械设计图10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 lim 620F MPa σ=小 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 lim 450F MPa σ=大 2）计算当量齿数1112222425.30cos cos18.4372227.74cos cos 71.57v v Z Z Z Z δδ======°°3）查取齿形系数由机械设计表10-5查得122.618 2.10YFa YFa ==； 4）查取应力校正系数由机械设计表10-5查得121.590 1.868S S Y a Y a ==；5）由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数120.890.91FN FN K K ==， 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1112220.89620[]394.141.40.91450[]292.51.4FE FN H FN FE H K MPa S K MPaSσσσσ⨯===⨯=== 7）计算大、小齿轮的并加以比较-1111-1222 2.618 1.5900.01056[]394.142.10 1.8680.01341[]292.5Fa Sa F Fa Sa F Y Y MPa Y Y MPa σσ⨯==⨯==大齿轮的数值大。