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免费盘磨机传动装置(一)
原始数据：
主轴转速n主/(r/min) 圆锥齿轮传动比i 电动机功率P/kw 电机转速n电/(r/min) 每日工作时间/h 传动工作年限 /a
50 4 5.5 1500 8 8
注：传动不逆转，有轻微震动，起动载荷为名义载荷的1.5倍，主轴转速允许误差为±5%。
设计工作量：
设计说明书一份；
见速器装配图一张（A0或A1）；
减速器工作图1～3张。
一 . 总体设计：
(一).电动机的选择
1.根据动力源和工作条件运用Y系列三相异步电动机；
2.由给定的电动机功率5.5KW，电动机转速为1500r/min，选取电动机型号为Y132S-4；由电动机技术数据可查得电动机机座中心高为132mm，外伸轴径为38mm，外伸轴长度为80mm；
3.工作机主轴转速n主=50r/min，总传动比i=，其中n为电动机满载转速，其满载转速为1440r/min，故i==28.8，为了计算各轴的功率P，需确定传动装置的总效率。
(二).传动比的分配
现总传动比i=28.8，圆锥齿轮的传动比i=4，减速器传动i===7.2,考虑两极齿轮润滑问题，两级大齿轮应有相应的进油深度，两齿轮减速器高速级传动比i与底速级传动比i的比值取为1.3,即i=1.3i,则i===3.06
i===2.35
(三).传动装置的运动和动力参数计算
1.各轴转速的计算
n=n=1440r/min
n=n/i=1440/3.06=470.59r/min
n=n/(ii)=1440/7.2=200r/min
n=n=50r/min
2.各轴输入功率计算
P=5.5KW
P= P=5.50.99=5.445KW
P= P=5.4450.970.98=5.17KW
P= P=5.170.970.98=4.914KW
P=P=4.9140.940.990.98=4.768KW
3.各轴的输入转矩计算
T=9550 P/ n=95505.5/1440=36.48N·m
T= T=36.48N·m
T=9550 P/ n=95505.17/470.59=104.92 N·m
T=9550 P/ n=95504.914/200=914.126 N·m
T=9550 P/ n=95504.768/50=914.126 N·m
将各轴的运动和运动力参数列表如下表
各轴的运动和运动力参数:
二．传动零件的设计算
注：本计算示例采用机械工业正版 张文成主编在《机械设计基础》第二版讲述的计算方法，有关设计计算工式图表数据引自此书.
（一）圆锥齿轮传动的设计
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错=90
②由于直齿圆锥齿轮的小齿轮数走为200r/min ,转速不高,初选8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，由引用教材表13-1和表13-2并考虑HBW=HBW+(30-50) 的要求，小齿轮选用42siMn钢，调质处理，齿面硬度取200HBW;
④选取小齿轮点数为20，则Z=iZ=420=80,齿数比u=i=4.
2.按齿面接角疲劳强度设计
=
确定许用应由所引用的教材表13-11C，图13-14C查得
=680MPa =560MPa
=230MPa =190Mpa
由此引用教材表13-5，查得 ， 故：
[]=
[]=
[]=
[]=
计算
由传动有冲击，取载荷系数为K=1.6，小齿轮转矩
T=9.55×10×P/ n=9.55×10×=234643.5N·mm取齿宽西数=0.3，故有锥距
Re≥
=
=235.99mm
确定基本参数计算齿轮的主要尺寸
取 Z=20 则 Z2=Iz1=4×20=80
确定大端模数，由公式
所引用教材表5-2 取me=5.5mm
确定锥距Re
Re=
分度圆直径：
分度圆锥角：
齿宽b:
b=
最大齿宽为mm，小齿轮宽mm
当量齿数ZV
ZV1=
ZV2=
③.验算齿根弯曲疲劳强度
由引用教材13-13得YF1=2.85 YF2=2.18
将各数据代入下式
故安全
3.验算圆周速度
齿宽中点的分度圆直径：dm1=d1-bsin=110-72×sin
=92.64mm
Vm=
由引用教材表13-3知 选8级精度合适。
=90标准直齿锥齿轮的几何尺寸计算如下：
名称 符号 计算公式及参数选择
大端模数 5.5
传动比 4
分度圆锥角 =14°24′36″=75°35′24″
分度圆直径 =110mm =440mm
齿顶高 5.5
齿根高
全齿高
顶隙 c
齿顶圆直径
齿根圆直径
外锥距 226.77
齿宽
齿顶角 =
齿根角 =
根锥角
顶锥角
锥齿结构设计：
宜采用实心式锥齿轮结构，而大齿轮直径大，宜采用加强肋的腹板式锥齿轮结构，结构尺寸按验算公式和后续设计的中间轴配合段直径计算，其尺寸如下图：
小锥齿轮结构图
大锥齿轮结构图
大齿轮结构尺寸
名称 结构尺寸经验计算公式 结果/mm
毂孔直径 由中间轴设计而定d=d 60
轮毂直径 dh=1.6d 96
轮毂宽度 =1.5 90
板孔分布圆直径 按结构取定 100
板孔直径 按结构取定 20
腹板厚度 C=(0.2～0.3)b 21.6
强肋板厚度 S=0.8c 17.28
(二).高速级齿轮传动设计
1．选定高速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数
①．按传动方案选用斜齿圆柱齿轮传动；
②．由于转速不高，初选8级精度；
材料选择，由所引用教材表13-1确定两齿轮都选用20CrMnTi，渗碳淬火，其硬度小齿取59HRC，大齿轮56HRC。
确定许用应力，由所引用教材13-11d，图13-14d，查得：
由所引用教材表13-5查得S1=1.3和SF=1.6 故
因属硬齿面，故按齿根弯曲疲劳强度进行设计
2．齿根弯曲疲劳强度设计
≥
小齿轮转距T1=36480N·mm
取齿宽系数，载荷系数k=1.6
初选螺旋角
取齿数Z1=20,因减速传动比i=3.06。
Z2=uz1=3.06×20=61.2
当量齿数
由引用教材13-13查得=2.80
=2.34
（6）比较/，与
/=2.80/161.9=0.0173
=2.34/157.5=0.0148
的数值较小，将大值与上述各数值代入式中得：
=1.67mm
由引用教材5-2取=2 mm
3．确定基本参数
（1）初算中心距
===84.89 mm 取=85 mm
修正螺旋角
=arcos=arcos=
齿宽
b= mm
取=40 m mm
分度圆直径
=m=2 mm
= mm
其余尺寸见后表
4．验算齿面接触疲劳强度
（1）由式=验算齿面接触疲劳强度
= MPa <[] 安全
（2）验算圆周速度
由表13-3知，选8级精度合适
（三）.低速级齿轮传动设计（具体步骤同高速级的，这里从略）
高速级齿轮传动的尺寸
名称 计算公式 结果/mm
法面模数 2
法面压力角 20
螺旋角 14.86°
齿数
传动比 3.06
分度圆直径
齿顶圆直径
齿根圆直径
中心距 85
齿宽
低速级齿轮传动尺寸
名称 计算公式 结果/mm
法面模数 2.25
法面压力角 20°
螺旋角 16.85°
齿数
24
56
传动比 2.35
分度圆直径
56.42
131.65
齿顶圆直径
60.92
136.15
齿根圆直径
50.795
126.025
中心距 94
齿宽
42
38
大齿轮结构尺寸
名称 结构尺寸验算计算公式 结果/mm
毂孔直径d 由中间轴设计而定 40
轮毂直径D D=1.6d 64
轮毂宽度D0 L=(1.2-1.5)d=48～60 50
腹板最大直径C D0≈da-(10～14)mn 104.5
腹板厚度L C=(0.2～0.3)B 10.5
5．齿轮结构设计
小齿轮由于直径小，采用齿轮轴结构，大齿轮2采用实心式齿轮结构，结构尺寸按经验公式和后续设计的中间轴配合段直径计算，图如下：
三 . 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45钢，调质处理，按扭转强度法进行最小值估算。即：d=C。初算轴径时，若最小值径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴强度的影响，当该轴段截面上有一个键槽时d增大3%，两个键槽时d增大7%，然后圆整到标准值。C值由所引用教材表16-3取得，高速轴C=118;中间轴C=110;低速轴C=118.
高速轴：d= =118×=18.39mm 因高速轴最小直径安装联轴器，设有一个键槽则d=(1+3%)d=18.94mm,取整数d=20mm.
中间轴：d=C=110×=24.46mm 因中间轴最小直径处安装滚动轴承，取为标准值d=30mm
低速轴：d=C=118×=34.31mm 因低速轴最小直径处安装联轴器，设有一个键槽则 d=(1+3%) dl=35.34,取标准值d3 lmin=38mm
(二)减速器装配草图设计
根据轴上零件的结构、定位、装配关系轴向宽度及零件间的相对位置等要求，初步设计减速器装配草图如下。
（三）轴的结构设计
1、高速轴的结构设计
高速轴轴系结构如装配草图所示
（1）各轴段直径的确定
d:最小直径安装联轴器段，d= d=20mm
d:密封处轴段，根据联轴器的轴向定位要求、定位高度h=(0.07～0.1) d以及密封圈的标准（拟采用毡圈密封），d=26mm
d:滚动轴承处轴段，d=30mm 滚动轴承选取30206GB/T297-94其尺寸d×D×T×B×C=30mm×62mm×17.25mm×16mm×14mm.
d:过渡轴段，滚动承采用脂润滑，考虑挡油盘的轴向定位d=34mm，
齿轮处轴段，由于小齿轮直径较小采用齿轮轴结构，所以轴和齿轮的材料、热处理方式需一样，均为20Cr 渗碳淬火。
d:滚动轴承处轴段，d= d=30mm.
（2）各轴段长度的确定
l:由联轴器的长度L=38确定l=38mm
l:由箱体、轴承端盖、装配关系等确定l=41mm
l:由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定l=32.25mm
l:由装配关系、箱体结构等确定l=52mm
l:由高速级小齿轮宽度B=40mm确定l=40mm
l:由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定l=32.25mm
(3)细部结构参见中间轴
2、中间轴的结构设计
中间轴轴系的结构图如下
中间轴轴系的结构图
（1）各轴段直径的确定
d:最小直径，滚动轴承处轴段d= d=30mm 滚动轴承选取30206GB/T297-94其尺寸为d×D×T×B×C=30mm×62mm×17.25mm×16mm×14mm.
低速齿轮段：由于小齿轮直径较小采用齿轮结构，所以轴的材料和热处理方式均为20Cr 渗碳淬火。
d:轴环 根据齿轮的轴向定位要求确定d=46.81mm
d:高速级大齿轮轴 d=40mm
d:滚动轴承处轴段 d= d=30mm.
(2) 各轴长度的确定
l:由滚动轴承、挡油盘及装配关系确定 l=32.25mm
l:由低速级小齿轮齿宽确定 l=B=42mm
l:轴环宽度 l=10mm
l:由高速级大齿轮的毂孔宽度确定 l=B=37mm
l:由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定 l=32.25mm
(3) 细部结构设计
由机械设计手册查出高速级大齿轮处键 b×h－L=12mm×8mm－36mm(t=5.0mm r=0.25～0.40mm)
齿轮轮毂与轴的配合选为Ø40;滚动轴承与轴的配合采用过渡配合。此轴段的直径公差选 为Ø40m6;各轴肩处的过渡圆角半径见下图，各倒角为C2，各表面粗糙度见下图
中间轴结构图
3、低速轴的结构设计（低速轴轴系结构见草图）
各轴段直径的确定
d31 :滚动轴承处轴 d31=45mm 滚动轴承选取30209 GB/T297-94 其尺寸为d×D×T×B×C=45mm×85mm×20.75mm×19mm×16mm
d32:低速级大齿轮轴段d32=48mm
d33：轴环 根据齿轮的轴向定位要求d33=54 mm
d34：过渡轴段;考虑挡油盘的轴向定位 d34=d32=48mm
d35：滚动轴承处轴段 d35= d31=45mm
d36：密封处轴段 根据联轴器的轴向定位要求，以及密封圈的标准（拟用毡圈密封）d36=42 mm
d37：最小直径 安装联轴器的外伸轴段 d37=d3lmin=38mm
各轴段长度的确定
L31:由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定。l31=34 mm
L32:由低速级大齿轮的毂孔宽B=38mm确定，l32=38mm
L33：轴环宽度l33=10mm
L34：由装配关系、箱体结构等确定，l34=42.5mm
L35：由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定，l35=30mm
L36：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，l36=29mm
L37:由联轴器的毂孔宽l1=82mm确定L37=82mm
（3）.细部结构设计略图参见中间轴
四、轴的校核
这里以中间轴为例
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齿轮对轴的力作用点位置按简化原则应在齿轮宽度的中点，因此可决定中间轴上两齿轮力的作用点位置，轴上安装30206轴承，从机械手册中查得它的负荷作用中心到轴承外端面的跨距a=13.8mm，故可计算出支点跨距和轴上各力作用点互位置尺寸，支点跨距L≈124mm（实际123.85mm），低速级小齿轮的力作用点C到支点A距离L1≈38.5mm（实际38.51 mm），两齿轮的力作用点之间的距离L2≈49.5mm（实际49.41 mm），高速级大齿轮的力作用点D 到右支点B距离L3≈36mm（实际35.93mm）
1、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，根据中间轴所受轴向力最小要求，低速级小齿轮为左旋，低速级大齿轮为右旋。根据要求的传动速度方向，绘制的轴力学模型图如图1-a
(二)计算轴上的作用力
大齿轮：Ft2===1760.19N 图1 轴的力学模型及转矩、弯矩图
a)力学模型图 b)V模型图c)V面弯矩
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
Fr2= Ft2•=1760.19=662.85N
Fa2= Ft2•tan=1760.19×tan14.86=467.04N
小齿轮：Ft3===3719.25N
Fr3= Ft3•=3719.25×=1414.49N
Fa3= Ft3•tan=3719.25×tan16.85=1126.45N
(三) 计算支反力
1、垂直面支反力（XZ平面）图1- b
由绕支点B的力矩和=0有：
FRAV•（L1+L2+L3）-Fr3•(L2+L3)+Fa3·+Fa2·+Fr2·L3=0
FRAV•（L1+L2+L3）-1414.49×(49.5+36)+1126.45×+467.04
×+662.85×36=0
FRAV•（L1+L2+L3 ）=35291.82N
FRAV =284.61N 方向向下
同理，由绕支点A的力矩和=0得：
-FRBV•(L1+L2+L3)-Fr2•(L1+L2)+Fa2•••••••+Fa3•Fr3•L1=0
-FRBV•(L1+L2+L3)-662.85×(38.5+49.5)+467.0)×+1126.45×+1414.49×38.5=0
-FRBV•(L1+L2+L3)=-57911.54N
FRBV =467.03N
由轴上的合力=0校核：
FRBV+ FRAV+ Fr2- Fr3=0
467.03+284.61+662.85-1414.49=0
计算无误。
水平面支反力（XY平面）参看图1-d
由绕支点B的力矩和=0得：
FRAH••(L1+L2+L3)-Ft3•(L2+L3)-Ft2•L3=0
FRAH••(L1+L2+L3)-3719.25×(49.5+36)-1760.19×36=0
FRAH=3075.51N 方向向下
同理，由绕支点A的力矩和=0得：
-FRBH•(L1+L2+L3)+Ft3•L1+Ft2•(L1+L2)=0
-FRBH•(L1+L2+L3)+3719.25×38.5+1760.19×(38.5+49.5)=0
FRBH=2403.93N 方向向下
由轴上的合力=0校核：
FRBH-Ft3-Ft2+FRBH=3075.51-3719.25-1760.19+2403.93=0
计算无误。
A点总支反力FRA
FRA=
B点部支反力FRB
FRB=
（四） 绘制转矩、弯矩图
1、垂直面内的弯矩图参看图1-C
C处弯矩：MCV左=-FRAV
其中低速轴校核过程同上中温度系数（轴承工作温度小于120）。轴承具有足够寿命。
C处弯矩:M左=-FL=-284.6138.5=-10957.49N.mm
M右=-F-
=-284.6138.5-1126.45=-42734.64N.mm
D处弯矩:M左=-F-F=-467.0336-467.04128.5/2
=-46820.4N.mm
2. 水平面内的弯矩图1-e
C处；Mc=-F =-3075.5138.5=-118407.13N.mm
D处：M=-F=-24039.9336=-86541.48N.mm
3.合成弯矩图1-f
C处；Mc左===118913.05N.mm
Mc右===125882.87N.mm
D 处； M===98395.01N.mm
M===88159.56N.mm
4.转矩图，图1- g
T=T=104920N.mm
5.当量弯矩图，参看图f-19h
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a=0.6。
aT=0.6×104920=62952N·mm
C处：左=左=118913.05N·mm
右===140746.05N·mm
D处：==116809.81N·mm
=·mm
㈤.弯扭合成强度校核
进行校核时，通常只校核轴上最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度
根据选定的轴的材料20渗碳淬火，由所引用教材16-2查得，因＜.故强度足够。
五.键的选择与校核
1.低速级轴
选定低速级联轴器处键为B6×32 GB/T1096-79尺寸b×h-L=6×6-32mm.键的工作长度,键的接触高度传递的转矩；接引用教材表15-3查出键静联接时的挤压许用应力∽（键材料为45钢调质）
﹤键联接强度足够
2．中间轴键的选择校核
由于小齿轮为齿轮轴式结构不存在键，大齿轮处键为，标记：键12×36GB/T1096-79 齿轮轴段d=40mm.的工作长度.传递的转矩,按所引用教材表15-3查出键静联接时的挤压许应力～(键材料为45钢调质)
﹤
3．低速轴键的选择与校核
选定齿轮处键1为标记:键14×32GB/T1096-79 联轴器处键2为,标记键.由于是同一根轴上的键传递的转矩相同,所以只需校核短的键1即可,齿轮轴的接触段d=48mm;键的工作长度键的接触高度.传递的转矩=234.64,按所引用教材表15-3查出键静联接时的挤压许用应力～150(键材料为45钢调质).
﹤
键联接强度足够.
六.滚动轴承的选择与校核
1.滚动轴承的选择
根据载荷及速度情况,拟定选用圆锥滚子轴承.根据轴的结构设计此减速箱只用两种型号的滚动轴承分别是30206.30209其基本参数由机械手册查出参数表如下:
Y
30206 43.2 50.5 0.37 1.6 0.9
30209 67.8 83.5 0.4 1.5 0.8
2．滚动轴承的校核
轴承受力图如右所示
高速级与中间的校核，
因为中间轴为高速轴
采用同一型号的滚动
轴承，而中间轴受力
较大，所以只需校核
中间轴滚动轴承。 轴承受力图
.径向载荷
根据轴的分析，可知：A点总支反力，B点总支反力
.轴向载荷
外部轴向力。从最不利受力情况考虑，指向A出1轴承（方向向左）；轴承派生轴向力由圆锥滚子轴承的计算公式 求出：（方向向右）；；因为，所以A处1轴承被放松，B处2轴承被压紧。故
根据工作情况（无冲击或轻微冲击）由所引用教材表18-6查得载荷系数：
1轴承：
=1.2×(0.4×3085.54＋1.6×964.24)
= 3332.4N
2轴承:
=1.2×(0.4×2448.88＋1.6×1424.69)
=3910.87N
③.验算轴承寿命
因,故只需验算2轴承.轴承预期寿命与整机寿命相同为8(年)×360(天)×8(小时)=19200 h
七．联轴器的选择
根据工作要求，为了缓和冲击，保证减速器的正常工作，输出轴选用弹性凸缘联轴器，考虑到转矩变化很小，去TIV=1.3，则T=T=1.3 N
按照计算转矩T小于联轴器公称转矩的条件选手册
选用TL7途缘联轴器，其公称转矩为500 N，孔径d=45 mm,L=112 mm,L=84 mm 许用转速为2800 r/min, 故适用。
标记为：TL7联轴器4323—84
同理输入轴也选用弹性凸缘联轴器
T=1.3 N 按照计算转矩T 小于联轴器公称转矩m条件查手册选用YL5凸缘联轴器，其公称转矩为6.3 N，孔径d=20 mm, L=108 mm, L=38 mm
标记 YL5联轴器
八．箱体及其附件设计
箱体及其附件尺寸的确定，可由本书指导部分提供的有关数据、装配图设计步骤及其要领和有关标准进行设计计算。设计过程略。
九．润滑、密封的设计
润滑、密封的设计，可由本书指导部分提供的有关数据、装配图设计步骤及其要领和有关标准进行设计计算。设计过程略。
十、总结
通过这次课程设计，全面地温习了以前所学过的知识，用理论联系实际并结合机械设计课程和生产实际分析和解决实际问题，巩固、加深和扩展了有关机械设计方面的知识。尤其重要的是让我们养成了科学的习惯。在设计过程中一定要注意掌握设计进度，按预定计划完成阶段性的目标，在底图设计阶段，一定要整体把握，兼顾各部分的细节设计，注意设计计算与结构设计画图交替进行，采用正确的设计方法“边计算、边画图、边修改”。在整个设计过程中注意对设计资料和计算数据的保存和积累，保持记录的完整性。在课程设计的实践中进行了设计基本技能的训练，掌握了查阅和使用标准、规范、手册、图册、及相关技术资料的基本技能以及计算、绘图、数据处理等方面的能力。这些有助于树立正确的工程设计思想，培养独立、全面、科学的工程设计能力。俗话说“凡事必亲躬”,唯有自己亲自去做的事，才懂得其过程的艰辛。通过做这次大作业，我着实遇到了不少的困难，构思、定数据、画图、写说明书等都得自己去做。开始时，我甚至不知道从何入手，只能与同学们相互切磋，问老师。这样我慢慢地入了门，进而也可以自己搞定了。这其中有一个习惯问题最需要克服。众所周知，课堂、书本给我们的都是一种确切的数据，但实际上你去做的时候就会发现它们都是经验性的，也就是说需要你根据从资料上查得的范围靠经验自己去定，这就给习惯于接受确切数字的我带来了很大的挑战。
回首这两个星期，有过困难疑惑也有过欢乐收获；有过挑灯夜战也有过白日大睡。学会了各种资料的查找方法，促进了同学之间的互助，也加深了我对设计尤其是机械设计的理解，同时，在设计中也存在很多不足的地方，比如：设计前没有做好充分的准备，导致设计不知道如何下手，摸不着头脑。和同学合作不协调，甚至于诤论。也体现了我缺泛合作精神。没有全面的了解整个设计的内容，便急于下手，查表缓慢，数据选择、处理不当。甚至粗心大意，算错数据导致功亏一篑。最大的不足：箱体的结构图有些尺寸没有依据，箱体壳的厚度不知，随便定为20mm,箱体中心高也是如此，定为154mm;箱座螺选为六螺母M18×20mm.绘图时，油标画的不够精确，过渡轴径大小的确定没有依据，圆角也没有一个标准，都是凭想象。输入轴的联轴器选择不大合适，一端太大，一端过小。材料的选择：齿轮与轴的材料选择不恰当，造成大材小用，不经济。
总之，要感谢老师您精心的指导，来回于学校与家的不便，再次说声谢谢，老师您辛苦了！！不足之处一定在以后的学习中加以改正，为以后从事设计工作做好铺垫。
参考文献
张久成 主编 机械设计基础 2版 机械工业出版社
机械设计基础课程设计指导书
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