工程力學(xué)課程設(shè)計簡易傳動裝置

1、工程力學(xué)課程設(shè)計 目錄1 設(shè)計方案及要求2 設(shè)計內(nèi)容：1. 傳動裝置總體設(shè)計2. 電動機的選擇3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比4. 高速級齒輪的傳動的設(shè)計計算5. 計算傳動裝置的運動及運動參數(shù)6. 強度條件減速器的設(shè)計計算6.1高速軸的設(shè)計及校核6.2中速軸的設(shè)計及校核6.3低速軸的設(shè)計及校核7. 鍵連接的選擇7.1高速軸上鍵的強度校核7.2高速軸上鍵的強度校核7.3高速軸上鍵的強度校核8. 聯(lián)軸器的選擇及校核一、設(shè)計方案及要求：輸送帶的牽引力F,（kN）65輸送帶速度V（m/s）1.2卷筒的直徑D（mm）400已知條件:根據(jù)題目：設(shè)計一帶式輸送機的傳動裝置（兩級展開式圓柱斜齒輪減速器

2、）方案如下：1.傳動裝置總體設(shè)計方案:1. 裝置組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。2. 設(shè)計特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。3. 傳動方案：選擇V帶傳動和二級圓柱斜齒輪減速器（展開式）。4.傳動裝置的總效率0.95×××0.97×0.960.759；為V帶的效率0.95, 2為滾動軸承的效率0.98，為齒輪傳動的效率0.95，為聯(lián)軸器的效率0.97， 為滾筒的效率0.96。2.電動機的選擇根據(jù)已知條件F、V和D，確定求出輸送帶的功率 Pw=FV/1000(KW)=6.5*1.2=7.8KW.電動機所需工

3、作功率為： PdPw/a7.80.759=10.28kw卷筒轉(zhuǎn)速為 n=57.30 r/min。經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比i124，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比i2840，則總傳動比合理范圍為iai1×i2=16160，電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為ndia×n（16160）×57.3=916.89168 r/min.綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、帶傳動、減速器的傳動比，選定型號為Y160M4的三相異步電動機，額定功率為11kw額定電流8.8A，滿載轉(zhuǎn)速1460 r/min，同步轉(zhuǎn)速1500r/min。方案電動機型號額定功率PKw電動機轉(zhuǎn)速傳動裝置的傳

4、動比同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速總傳動比V帶傳動減速器1Y160M-4111500146025.482.510.193.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比（1）總傳動比由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動裝置總傳動比為nm/n1460/57.325.48（2）分配傳動裝置傳動比× ，分別為帶傳動和減速器的傳動比。 為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取2.5，則減速器傳動比為 25.48/2.510.19根據(jù)各原則，查機械設(shè)計手冊圖得高速級傳動比為3.73， 則低速傳動比2.73.4.高速級齒輪傳動的設(shè)計計算 1. 齒輪材料，熱處理考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪

5、都選用硬齒面漸開線斜齒輪（1）齒輪材料及熱處理  材料：高速級大、小齒輪選用40cr,并經(jīng)調(diào)質(zhì)及表面淬火，齒面硬度為4855HBC， 取小齒齒數(shù)=22 ， Z=i×Z=3.73×22=82.06 ， 取Z=83.（三）、齒輪傳動參數(shù)表 (=14 º)名稱符號單位高速級低速級小齒輪大齒輪小齒輪大齒輪中心距amm147192傳動比i3.732.73模數(shù)mmm23壓力角º2020齒數(shù)Z301123391分度圓直徑dmm62231.9102281.8齒頂圓直徑damm66235.9108287.8齒根圓直徑dfmm54.8224.796.76276.5

6、6齒寬bmm6762107102旋向左旋右旋右旋左旋材料40Cr40Cr40Cr45熱處理狀態(tài)調(diào)質(zhì)表面淬火調(diào)質(zhì)表面淬火調(diào)質(zhì)調(diào)質(zhì)齒面硬度(4855)HBC(4855)HBC280HBS240HBS5.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)（1）各軸轉(zhuǎn)速  1460/2.5584r/min  584/3.73156.57r/min   / 156.57/2.73=57.35 r/min=57.35 r/min，分別為高速軸、低速軸轉(zhuǎn)速。（2）各軸輸入功率×10.28×0.959.87kW  

7、5;2×9.87×0.98×0.959.19kW  ×2×9.19×0.98×0.958.55kW×2×4=8.55×0.98×0.978.13kW則各軸的輸出功率：  ×0.98=9.67 kW×0.98=9kW×0.98=8.38kW×0.98=7.97 kW（3） 各軸輸入轉(zhuǎn)矩 =×× N·m電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩=9550 =9550×10.28/1460=67.

8、24 N·m各軸輸入扭矩：9550/=161.38N·m9550/=560.40N·m9550 /=1424.33N·m=9550/=1312.52 N·m，分別為高速軸，低速軸轉(zhuǎn)矩輸出轉(zhuǎn)矩：×0.98=158.15 N·m×0.98=549.19N·m×0.98=1395.52N·m×0.98=1286.3 N·m運動和動力參數(shù)結(jié)果如下表軸名功率P KW轉(zhuǎn)矩T Nm轉(zhuǎn)速r/min輸入輸出輸入輸出電動機軸10.2867.2414601軸9.879.6716

9、1.38158.155842軸9.199560.40549.19156.573軸8.558.381424.331395.5257.354軸8.137.971312.51286.357.356.強度條件減速器軸的設(shè)計計算6.1 高速軸的設(shè)計計算1.求軸上的功率，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 由前面算得P1=9.87KW，n1=584r/min，T 1=1.61N2.求作用在齒輪上的力 已知高速級小齒輪的分度圓直徑為d1=62mm 而 切向力Ft=5193.5N 徑向力Fr=F5193.5=1890.8N 軸向力Fa= F t =1294.8 N 3.初步確定軸的最小直徑 強度條件 設(shè)計公式： mm  

10、許用扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力（N/mm2） C軸的材料系數(shù)，與軸的材料和載荷情況有關(guān)。 軸上有鍵槽需要按一定比例修正：一個鍵槽軸徑加大35%；二個鍵槽軸徑加大711%。 選取軸的材料為45鋼， d=A28mm因為軸上應(yīng)開2個鍵槽，所以軸徑應(yīng)增大7%11%故d=29mm，又此段軸與大帶輪裝配，綜合考慮兩者要求取d=30mm，查表知帶輪寬B=78mm故此段軸長取76mm。4. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）擬定軸上零件的裝配方案通過分析比較，裝配示意圖6-1 （2）據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）I-II段是與帶輪連接的其d=30mm，L=76mm。 2）II-III段用于安裝軸承端蓋，軸承端蓋的e=9.6mm

11、（由減速器及軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定）。根據(jù)軸承端蓋的拆卸及便于對軸承添加潤滑油的要求，取端蓋與I-II段右端的距離為38mm。故取L=58mm，因其右端面需制出一軸肩故取d=32mm。 3）初選軸承，因為有軸向力故選用圓錐滾子軸承，參照工作要求并據(jù)d=32mm，由軸承目錄里初選3207號其尺寸為d=35mm72mm17mm故d=35mm。又右邊采用軸肩定位取=38mm所以L=129mm，=42mm，=12mm 4）取安裝齒輪段軸徑為d=38mm，齒輪左端與左軸承之間用套筒定位，已知齒輪寬度為65mm為是套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于齒輪寬度故取L=64mm。齒輪右邊-段為軸套定位，且繼續(xù)選用

12、3207軸承，則此處d=35mm。取L=45mm 3.確定軸上的載荷，以及彎矩、扭矩圖 先作出軸上的受力圖以及軸的彎矩圖和扭矩圖6-2 現(xiàn)將計算出的各個截面的MH，MV和M的值如下： F=3954.68N F=8564.68N F=3646.5N F=1547N M1=354.510N.m Mh2=679.25N.m M=280.78N.m M=0 M=414.22N.m M=679.25N.m T=161N.m 6.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核危險截面的強度，從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面A是軸的危險截面。則根據(jù)2式15-5及上面的數(shù)據(jù)，取=0.6軸的計算

13、應(yīng)力: 160MPa 前面選用軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由表查得=200Mp，故安全。6.2 中間軸的設(shè)計計算1.求軸上的功率，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 由前面的計算得P2=9.19KW，n2=156.57， T =5.604N2.求作用在齒輪上的力 已知中間軸大小齒輪的分度圓直徑為 d=231.9mm d=102mm 而 F=4827N F=F4827=1757N 同理可解得： F=10980N，F(xiàn)=Ft23996N Fa2=Ft2tan=2737.6 3.初步確定軸的最小直徑 現(xiàn)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理由表15-3，取A=110，于是得： d=A42.75mm 因為軸上應(yīng)開

14、2個鍵槽，所以軸徑應(yīng)增大5%-7%故d=45.2mm，又此段軸與軸承裝配，故同時選取軸承，因為軸承上承受徑向力，故選用圓錐滾子軸承，參照工作條件可選3210其尺寸為：d=50故d=50mm右端用套筒與齒輪定位，套筒長度取24mm所以L=46mm 4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 （1）擬定軸上零件的裝配方案通過分析比較，裝配示意圖6-3 圖6-3 （2）據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）II -III段為高速級大齒輪，由前面可知其寬度為62mm，為了使套筒端面與大齒輪可靠地壓緊此軸段應(yīng)略短于齒輪輪轂寬度。故取L=60mm，d=56mm。 2）III-IV段為大小齒輪的軸向定位，此段軸長度應(yīng)由同軸條件

15、計算得L =15mm，d=68mm。 3）IV-V段為低速級小齒輪的軸向定位，由其寬度為102mm可取L=99mm，d=56mm 4）V-VI段為軸承同樣選用深溝球軸承3210，左端用套筒與齒輪定位，取套筒長度為24mm則 L =47mm d=50mm 5.求軸上的載荷 先作出軸上的受力圖以及軸的彎矩圖和扭矩圖如圖6-4?，F(xiàn)將計算出的各個截面的M，M 和M的值如下： F=112N FNH2=2127N F=7382.4N F=8424.6N M=7.392N.m MH2=184.0125Nm M=487.2384N.m M=728.7279N.m M=487.2945N.m M=751.601

16、6N.m T=560.4N.m 圖6-46.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核危險截面的強度，從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面B和的右側(cè)是軸的危險截面,對該軸進行詳細校核，對于截面B則根據(jù)2式15-5及上面的數(shù)據(jù)，取=0.6，軸的計算應(yīng)力 =46.9MPa 6.3 低速軸的設(shè)計計算1.求軸上的功率，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 由前面算得P3=8.55KW，n3=57.35r/min，T=1424N.m2.求作用在齒輪上的力 已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 d=281.8mm而 F=10106.5N F=F10106.53678.5N Fa=Fttan=2519.8N3.初步確定軸的

17、最小直徑 現(xiàn)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理據(jù)表15-3，取A=110，于是得： d=A58.32mm同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩T=K查表14-1取K=1.3.則：T 按計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件查表可選用L4型彈性柱銷聯(lián)軸器。其公稱轉(zhuǎn)矩為2500000N。半聯(lián)軸器孔徑d=63mm，故取d=63mm半聯(lián)軸器長度L=142mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度l=132mm。4. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）擬定軸上零件的裝配方案通過分析比較，裝配示意圖6-5 圖6-5（2）據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，I-II右端需制出一軸肩故II

18、-III段的直徑d=65mm；左端用軸端擋圈定位取軸端擋圈直徑D=65mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長為132mm，為保證軸端擋圈只壓在聯(lián)軸器上而不壓在軸上，故I-II段長度應(yīng)比L略短一些，現(xiàn)取L=130mm. 2）II-III段是固定軸承的軸承端蓋e=12mm。據(jù)d =65mm和方便拆裝可取L=95mm。 3）初選軸承，因為有軸向力故選用圓錐滾子軸承，參照工作要求d=70mm，由軸承目錄里初選3214號其尺寸為d=70mm125mm24mm，L=24mm由于右邊是軸肩定位，d=82mm，L=79mm，d=88mmmm，L=12mm。 4）取安裝齒輪段軸徑為d=80mm，已知齒輪寬為107mm取

19、L=104mm。齒輪右邊-段為軸套定位，軸肩高h=6mm則此處d=70mm。取L=48mm 5.求軸上的載荷 先作出軸上的受力圖以及軸的彎矩圖和扭 5.求軸上的載荷 先作出軸上的受力圖以及軸的彎矩圖和扭矩圖如圖6-6。 現(xiàn)將計算出各個截面處的M，M和M的值如下： F=1210.2N F=2468.3N F=3325.1N F=6781.4N M1=0 M1=0 Mh2=-187.600N.m Mv1=515.400N.m M1=548.5N.m 6.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核危險截面的強度，從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎 矩圖和扭矩圖中可以看出截面A是軸的危險截面，則根據(jù)式15-5

20、及上面的數(shù)據(jù)，取=0.6，軸的計算應(yīng)力 =19.8MP 前面選用軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由2表15-1 查得=200Mp，故安全。8.鍵聯(lián)接的選擇都選用圓頭平鍵聯(lián)接1.高速軸上鍵的強度校核查表6-2得許用擠壓應(yīng)力為VV段鍵與鍵槽接觸疲勞強度 故此鍵能安全工作。在段與鍵槽接觸疲勞強度工作長度故此鍵能安全工作。2.中間軸上鍵的強度校核查表6-2得許用擠壓應(yīng)力為II-III段鍵與鍵槽接觸疲勞強度故此鍵能安全工作。 IV-V段與鍵槽接觸疲勞強度 故此鍵能安全工作。3.低速軸上鍵的強度校查表6-2得許用擠壓應(yīng)力為 I-II段鍵與鍵槽接觸疲勞強度 故此鍵能安全工作。 -段與鍵槽接觸疲勞強度 故此鍵能安

21、全工作。9.聯(lián)軸器的選擇由于減速器載荷平穩(wěn)，速度不高，無特殊要求，考慮裝拆方便及經(jīng)濟問題，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器1. 減速器的出口端由表14-1查得KA=1.5 Tca=KAT4=1.51312.5=1968.75Nm選用L型（GB/T 5014-2003）彈性柱銷聯(lián)軸器，采用Y型軸孔，C型鍵，軸孔直徑d=63mm軸孔長度為L=132mm, d1=80mm, d2=120mm, d3=16mm, R=48mm,則，F(xiàn)=Tca/4R=1968.75/(4×0.048)=10253.9N=F/d3L1=10253.9/(0.016×0.042)=15.26Mpa<=F/(d3/2)2=51.02Mpa 符合擠壓強度、剪切強度條件PW=7.8KWPd=10.28KWn=57.3r/min總傳動比25.48高速傳動比3.73 低速傳動比2.73各軸轉(zhuǎn)速（r/min）=584=156.57=57.35 =57.3各軸輸入功率(kW)=9.87=9.19 =8.55=8.13各軸的輸出功率(kW)&#