优秀毕设工程力学课程设计简易传动装置.docx

优秀毕设工程力学课程设计简易传动装置.docx

《优秀毕设工程力学课程设计简易传动装置.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《优秀毕设工程力学课程设计简易传动装置.docx（22页珍藏版）》请在冰豆网上搜索。

优秀毕设工程力学课程设计简易传动装置

工程力学课程设计

目录

1设计方案及要求

2设计内容：

1.传动装置总体设计

2.电动机的选择

3.确定传动装置的总传动比和分配传动比

4.高速级齿轮的传动的设计计算

5.计算传动装置的运动及运动参数

6.强度条件减速器的设计计算

6.1高速轴的设计及校核

6.2中速轴的设计及校核

6.3低速轴的设计及校核

7.键连接的选择

7.1高速轴上键的强度校核

7.2高速轴上键的强度校核

7.3高速轴上键的强度校核

8.联轴器的选择及校核

一、设计方案及要求：

输送带的牵引力F,（kN）

6．5

输送带速度V（m/s）

1.2

卷筒的直径D（mm）

400

已知条件:

根据题目：

设计一带式输送机的传动装置（两级展开式圆柱斜齿轮减速器）方案如下：

1.传动装置总体设计方案:

1.装置组成：

传动装置由电机、减速器、工作机组成。

2.设计特点：

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。

3.传动方案：

选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。

4.传动装置的总效率

＝0.95×××0.97×0.96＝0.759；

为V带的效率0.95,

η2为滚动轴承的效率0.98，

为齿轮传动的效率0.95，

为联轴器的效率0.97，

为滚筒的效率0.96。

2.电动机的选择

根据已知条件F、V和D，确定求出输送带的功率

Pw=FV/1000（KW）=6.5*1.2=7.8KW.

电动机所需工作功率为：

Pd＝Pw/ηa＝7.8\0.759=10.28kw

卷筒转速为

n＝=57.30r/min。

经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i1＝2～4，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i2＝8～40，则总传动比合理范围为ia＝i1×i2=16～160，电动机转速的可选范围为nd＝ia×n＝（16～160）×57.3=916.8～9168r/min.

综合考虑电动机和传动装置的尺寸、带传动、减速器的传动比，选定型号为Y160M—4的三相异步电动机，额定功率为11kw

额定电流8.8A，满载转速1460r/min，同步转速1500r/min。

方案

电动机型号

额定功率

P

Kw

电动机转速

传动装置的传动比

同步转速

满载转速

总传动比

V带传动

减速器

1

Y160M-4

11

1500

1460

25.48

2.5

10.19

3.确定传动装置的总传动比和分配传动比

（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n，可得传动装置总传动比为＝nm/n＝1460/57.3＝25.48

（2）分配传动装置传动比

＝×

，分别为带传动和减速器的传动比。

为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取＝2.5，则减速器传动比为

＝＝25.48/2.5＝10.19

根据各原则，查机械设计手册图得

高速级传动比为＝3.73，则低速传动比＝＝2.73.

4.高速级齿轮传动的设计计算

1.齿轮材料，热处理

考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮

（1）齿轮材料及热处理

 ①材料：

高速级大、小齿轮选用40cr,并经调质及表面淬火，齿面硬度为48—55HBC，取小齿齿数=22，Z=i×Z=3.73×22=82.06，取Z=83.

（三）、齿轮传动参数表（=14º）

名称

符号

单位

高速级

低速级

小齿轮

大齿轮

小齿轮

大齿轮

中心距

a

mm

147

192

传动比

i

3.73

2.73

模数

m

mm

2

3

压力角

α

º

20

20

齿数

Z

30

112

33

91

分度圆直径

d

mm

62

231.9

102

281.8

齿顶圆直径

da

mm

66

235.9

108

287.8

齿根圆直径

df

mm

54.8

224.7

96.76

276.56

齿宽

b

mm

67

62

107

102

旋向

左旋

右旋

右旋

左旋

材料

40Cr

40Cr

40Cr

45

热处理状态

调质表面淬火

调质表面淬火

调质

调质

齿面硬度

（48~55）HBC

（48~55）HBC

280HBS

240HBS

5.计算传动装置的运动和动力参数

（1）　各轴转速

 ＝＝1460/2.5＝584r/min

  ＝＝584/3.73＝156.57r/min

  ＝ / ＝156.57/2.73=57.35r/min

==57.35r/min

，分别为高速轴、低速轴转速。

（2）　各轴输入功率

＝×＝10.28×0.95＝9.87kW

  ＝×η2×＝9.87×0.98×0.95＝9.19kW

  ＝×η2×＝9.19×0.98×0.95＝8.55kW

＝×η2×η4=8.55×0.98×0.97＝8.13kW

则各轴的输出功率：

＝×0.98=9.67kW

＝×0.98=9kW

＝×0.98=8.38kW

＝×0.98=7.97kW

（3）各轴输入转矩

=××N·m

电动机轴的输出转矩=9550=9550×10.28/1460=67.24N·m

各轴输入扭矩：

＝9550/=161.38N·m

＝9550/=560.40N·m

＝9550 /=1424.33N·m

=9550/=1312.52N·m

，分别为高速轴，低速轴转矩

输出转矩：

＝×0.98=158.15N·m

＝×0.98=549.19N·m

＝×0.98=1395.52N·m

＝×0.98=1286.3N·m

运动和动力参数结果如下表

轴名

功率PKW

转矩TNm

转速r/min

输入

输出

输入

输出

电动机轴

10.28

67.24

1460

1轴

9.87

9.67

161.38

158.15

584

2轴

9.19

9

560.40

549.19

156.57

3轴

8.55

8.38

1424.33

1395.52

57.35

4轴

8.13

7.97

1312.5

1286.3

57.35

6.强度条件减速器轴的设计计算

6.1高速轴的设计计算

1.求轴上的功率，转速和转矩

由前面算得P1=9.87KW，n1=584r/min，T1=1.61N

2.求作用在齿轮上的力

已知高速级小齿轮的分度圆直径为d1=62mm

而切向力Ft=5193.5N

径向力Fr=F5193.5=1890.8N

轴向力Fa=Ft=1294.8N

3.初步确定轴的最小直径

　强度条件

设计公式：

　mm

　　 ——许用扭转剪应力（N/mm2）　　

　　C——轴的材料系数，与轴的材料和载荷情况有关。

轴上有键槽需要按一定比例修正：

一个键槽轴径加大3～5%；二个键槽轴径加大7～11%。

选取轴的材料为45钢，

d=A28mm

因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大7%~11%故d=29mm，又此段轴与大带轮装配，综合考虑两者要求取d=30mm，查表知带轮宽B=78mm故此段轴长取76mm。

4.轴的结构设计

（1）拟定轴上零件的装配方案

通过分析比较，装配示意图6-1

（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

1）I-II段是与带轮连接的其d=30mm，L=76mm。

2）II-III段用于安装轴承端盖，轴承端盖的e=9.6mm（由减速器及轴的结构设计而定）。

根据轴承端盖的拆卸及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖与I-II段右端的距离为38mm。

故取L=58mm，因其右端面需制出一轴肩故取d=32mm。

3）初选轴承，因为有轴向力故选用圆锥滚子轴承，参照工作要求并据d=32mm，由轴承目录里初选3207号其尺寸为d=35mm72mm17mm故d=35mm。

又右边采用轴肩定位取=38mm所以L=129mm，=42mm，=12mm

4）取安装齿轮段轴径为d=38mm，齿轮左端与左轴承之间用套筒定位，已知齿轮宽度为65mm为是套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮宽度故取L=64mm。

齿轮右边Ⅶ-Ⅷ段为轴套定位，且继续选用3207轴承，则此处d=35mm。

取L=45mm

3.确定轴上的载荷，以及弯矩、扭矩图

先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图6-2

现将计算出的各个截面的MH，MV和M的值如下：

F=3954.68NF=8564.68N

F=3646.5NF=1547N

M1=354.510N.mMh2=679.25N.m

M=280.78N.m

M=0M==414.22N.m

M=679.25N.m

T=161N.m

6.按弯扭合成应力校核轴的强度

进行校核时，通常只校核危险截面的强度，从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面A是轴的危险截面。

则根据[2]式15-5及上面的数据，取=0.6轴的计算应力:

≈160MPa

前面选用轴的材料为45钢，调制处理，由表查得

[]=200Mp，，故安全。

6.2中间轴的设计计算

1.求轴上的功率，转速和转矩

由前面的计算得P2=9.19KW，n2=156.57，

T=5.604N

2.求作用在齿轮上的力

已知中间轴大小齿轮的分度圆直径为d=231.9mmd=102mm

而F=4827N

F=F4827=1757N

同理可解得：

F=10980N，F=Ft23996NFa2=Ft2tan=2737.6

3.初步确定轴的最小直径

现初步估算轴的最小直径。

选取轴的材料为45钢，调质处理由表15-3，取A=110，于是得：

d=A42.75mm

因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大5%-7%故d=45.2mm，又此段轴与轴承装配，故同时选取轴承，因为轴承上承受径向力，故选用圆锥滚子轴承，参照工作条件可选3210其尺寸为：

d=50故d=50mm右端用套筒与齿轮定位，套筒长度取24mm所以L=46mm

4.轴的结构设计

（1）拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，装配示意图6-3

图6-3

（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

1）II-III段为高速级大齿轮，由前面可知其宽度为62mm，为了使套筒端面与大齿轮可靠地压紧此轴段应略短于齿轮轮毂宽度。

故取L=60mm，d=56mm。

2）III-IV段为大小齿轮的轴向定位，此段轴长度应由同轴条件计算得L=15mm，d=68mm。

3）IV-V段为低速级小齿轮的轴向定位，由其宽度为102mm可取L=99mm，d=56mm

4）V-VI段为轴承同样选用深沟球轴承3210，左端用套筒与齿轮定位，取套筒长度为24mm则L=47mmd=50mm

5.求轴上的载荷

先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图如图6-4。

现将计算出的各个截面的M，M和M的值如下：

F=112NFNH2=2127NF=7382.4NF=8424.6N

M=7.392N.m

MH2=184.0125Nm

M=487.2384N.m