华中毕业传动装置试验台设计

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一．总体设计……………………1（一）了解传动装置的组成和不同传动方案的特点，合理拟定传动方案…1（二）电动机的选择……………1（三）传动比的分派……………4（四）传动装置的动运和动力参数计算………4二．传动零件的设计计算……………………5（一）V带传动的设计………………………5（二）圆柱齿轮减速器的设计………………9（三）各传动轴的设计计算…………………13三．各传动件结构设计………………………13（一）轴的结构设计的步骤…………………13（二）轴及其协同件的结构设计……………14（三）轴的强度校核…………17四．设计总结…………………21五．2）验算窄V带的带速v

v??dd1n60?1000?3.14?200?980?10.26m/s

60?10005m/s?v?35m/s，所以带速适合

3）计算从动轮基准直径dd2

从动轮的基准直径dd2=i?dd1=400mm。计算所得的dd2符合基准直径系列，不用进行圆整。4．确定窄V带的中心距a和带的基准长度Ld根据0.7(dd1?dd2)?a0?2(dd1?dd2)即420?a0?1200，初步选择中心距为900mm。计算带所需的基准长度

(dd1?dd2)2?(400?200)2L'd?2a0?(dd1?dd2)??1800?(200?400)??2753.1(mm)24a024?900?查机械设计手册得Ld?2500mm计算实际中心距aa?a0?Ld?L'd2500?2753.1?900??773.5(mm)22最小中心距amin?a?0.015Ld?773.5?0.015?2500?736(mm)最大中心距amax?a?0.03Ld?773.5?0.03?2500?848.5(mm)5．验算主动轮上的包角?1?1?180??dd2?dd1?57.5??17.25??12?0a主带轮上的包角适合。6．确定窄V带的根数

Z?Pca

(P0??P0)K?KL式中：K?——考虑包角不同时的影响系数，简称包角系数；KL——考虑带的长度不同时的影响系数，简称长度系数；

6

P0——单根V带的基本额定功率；

?P0——计入传动比的影响时，单根Ｖ带额定功率的增量（因P0是按

而当传动比越大时，从动轮直径就越比主动轮直径大，??180?,即dd1?dd2的条件计算的，

带绕上从动轮时的弯曲应力就越比绕上主动轮时的小，故其传动能力即有所提高）。

以上几个参数都可直接从机械设计手册或相关手册上查得。查机械设计手册查得

P0?7.47KW,?P0?0.78KWK??0.99KL?0.94所以得：Z?

Pca55.88??7.37

(P0??P0)K?KL(7.47?0.78)?0.99?0.94取Z=8根

带的根数过多，改选窄V带的截形。7．重选带形

根据Pca=55.88KW，nm?980r/min，查机械设计手册，选择窄V带的截形为SPC。8．确定带轮的基准直径dd1和dd21）选取主动轮的基准直径dd1

由机械设手册查得主动带轮的基准直径可选为dd1=315mm。2）验算窄V带的带速v

v?3.14?315?980?16.15m/s

60?100060?1000??dd1n5m/s?v?35m/s，所以带速适合

3）计算从动轮基准直径dd2

从动轮的基准直径dd2=i?dd1=630mm。计算所得的dd2符合基准直径系列，不用进行圆整。9．确定窄V带的中心距a和带的基准长度Ld根据0.7(dd1?dd2)?a0?2(dd1?dd2)

即661.5?a0?1890，初步选择中心距为1400mm。计算带所需的基准长度

7

(dd1?dd2)2?(630?315)2L'd?2a0?(dd1?dd2)??2800?(315?630)??4301.4(mm)?24a024?1400查机械设计手册得Ld?4000mm计算实际中心距aa?a?L'd4000?0?Ld2?1400?4301.42?1249.3(mm)最小中心距amin?a?0.015Ld?1249.3?0.015?4000?1189.3(mm)最大中心距amax?a?0.03Ld?1249.3?0.03?4000?1369.3(mm)10．验算主动轮上的包角?1?2?dd11?180??dda?57.5??16.55??12?0所以主带轮上的包角适合。11．确定窄V带的根数

Z?Pca(P

0??P0)K?KL查机械设计手册查得

P0?18.37KW,?P0?2.33KWK??0.96

KL?1所以得：Z?Pca55(P?.88.96?1?2.81

0??P0)K?KL(18.37?2.33)?0取Z=3根

窄V带的根数适合。12．计算单根V带预紧力F0

F1efv??10?2Fecefv??1?qv2

用Fec?1000PcaZv代入上式，得Fca0?500P(2.5?1)?qv2ZvK?8

查机械设计手册知，SPC型窄V带q?0.37kg/m。故F0?500?55.882.5?(?1)?0.37?16.152?1022(N)

3?16.150.9613．计算带传动作用在轴上的力

167?Fp?2ZF0sin?2?3?F0?sin?6093(N)

22（二）圆柱齿轮减速器的设计

齿轮传动是机械传动中最重要的传动之一，型式好多，应用广泛，传递的功率可达近十万千瓦，圆周速度可达200m/s。

在常用的机械传动中，以齿轮传动的效率为最高。如一级圆柱齿轮传动的效率可达99%。这对大功率传动十分得要，由于即使效率只有1%的提高，也有很大的经济意义；在同样的使用条件下，齿轮传动所需的空间尺寸一般较小；且设计制造正确的合理、使用维护良好的的齿轮传动，工作十分可靠，寿命可长达一、二十年，这也是其它机械传动所不能比较的。这对车辆及在矿井内工作的机器尤为重要；齿轮传动的传动比十分稳定。正是由于齿轮传动具有这些优点，故其得到了广泛的应用。

齿轮失效的主要形式有轮齿折断、齿面磨损、齿面点蚀、齿面胶合、塑性变形等。齿轮传动在具体的工作状况下，必需具有足够的、相应的工作能力，以保证在整个工作寿命期间不致失效。因此，针对上述各种失效形式，都应分别确立相应的设计准则。但是对于齿面磨损、塑性变形等，由于尚未建立起广为工作实际运用的而且行之有效的计算方法及设计数据，所以目前设计一般使用的齿轮传动时，寻常只按保证齿根弯曲疲乏强度及保证齿面接触疲乏强度两准则进行计算。对于高速大功率的齿轮传动（如航空发机主传动、汽轮发电机组传动等），还要按保证齿面抗胶合能力的准则进行计算。至于抗争其他失效的能力，目前虽然一般不进行计算，但应采相应的措施，以加强轮齿抗争这些失效的能力。

由实践可知，在闭式齿轮传动中，寻常以保证齿面接触疲乏强度为主。但对于齿面硬度很高、齿芯强度又低的齿轮或材质较脆的齿轮，寻常则以保证齿根弯曲疲乏强度为主。故此传动装置试验台中采用一级直齿圆柱齿轮减速器，对其采用保证齿面接触疲乏强度和齿根弯曲疲乏强度两准则设计。而对于齿轮的轮圈、轮辐、轮毂等部位的尺寸，寻常仅作结构设计，不进行强度的计算，故在设计过程中也只对齿轮的轮圈、轮辐、轮毂等部位进行结构和尺寸设计，而不进行强度的校核计算。圆柱齿轮减速器的具体设计计算及过程如下：1．选精度等级、材料及齿数

1）齿轮转速不高，应选用7级精度2）材料选择

由机械设计手册表10-1，选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。3）选小齿轮齿数z1?24，大齿轮齿数z2?i2?z1?3?24?72。2．按齿面接触强度设计由d1t?2.323?1KtT1u?1ZE2()

?du[?H]1）确定公式内的各计算数值（1）试选载荷系数Kt?1.5

9

（2）小齿轮传递的转矩T1?950.5N?m?95050N?mm

（3）由机械设计手册选取齿宽系数?d?1，材料的弹性影响系数ZE?189.8MPa1/2，小齿轮的接触疲乏强度极限

?Hlim1?600MPa；大齿轮的接触疲乏强度极限

?Hliim2?550MPa

（4）计算应力循环次数

N1?60n1jLh?4.147?109N2?60n2jLh?1.296?109

（5）由机械设计手册查得接触疲乏寿命系数KHN1?0.90;KHN2?0.95（6）计算按触疲乏许用应力

取失效概率为1%，安全系数S=1，可得

[?HN1?Hlim1H]1?KS?0.9?600MPa?540MPa

[?KHN2?Hlim2H]2?S?0.95?550MPa?522.5MPa

2）计算

（1）计算小齿轮分度圆直径d1t，代入[?H]较小的值

dKtT1u?11t?2.323?(ZE)2?2.32?31.3?950501?43?(189.8522.5)2mm?65.8mmdu[?H]（2）计算圆周速度vv??d1tn1??65.8?49060?1000?60?1000m/s?1.69m/s

（3）计算齿宽b

b??dd1t?1.1?65.8?72.38（4）计算齿宽与齿高之比b/h

模数mt?d1t/z1?65.8/24mm?2.742mm齿高h?2.25mt?2.25?2.742mm?6.17mm

b/h?72.38/6.17?11.73

（5）计算载荷系数

根据v?1.69m/s，7级精度，查表可知Kv?1.08

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直齿轮，假设KAFt/b?100N/mm。查表知，KH??KF??1.2，且查表知使用系数

KA?1。则

KH??1.12?0.18(1?0.6?d)?d?.23?10?3b?1.12?0.18?(1?0.6?1)?1?0.23?10?65.8?1.35422?322

由b/h?11.73，KH??1.354，查机械设计手册得KF??1.35，故载荷系数

K?KAKvKH?KH??1?1.08?1.2?1.354?1.755

（6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，

d1?d1t3K/Kt?65.8?31.755/1.5mm?69.335mm

（7）计算模数

m?d/z1?2.89mm3．按齿根弯曲强度设计齿根弯曲强度公式为m?31）确定公式内各数值

（1）由机械设计手册查得小齿轮的弯曲疲乏强度极限?FE1?500MPa；大齿轮的弯曲疲乏强度极限?FE2?380MPa；弯曲疲乏寿命系数KFN1?0.85,KFN2?0.88；（2）计算弯曲疲乏许用应力

取变曲疲乏安全系数S=1.4，故有[?F]1?2KT1YFaYSa(2?dz1[?F]KFN1?FE10.85?500?MPa?303.57MPaS1.4KFN2?FE20.88?380?MPa?238.86MPaS1.4[?F]2?（3）计算载荷系数K

K?KAKvKF?KF??1?1.08?1.2?1.35?1.75（4）查取齿形系数

查表查得YFa1?2.65；YFa2?2.226（5）查取应力校正系数

查机械设计手册得，YSa1?1.58；YSa2?1.764。

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（6）计算大小齿轮的

YFaYSa并加以比较[?F]YFa1YSa12.65?1.58??0.01379

[?F]1303.57YFa2YSa22.226?1.764??0.01644

[?F]2238.86大齿轮数值大。

2）设计计算m?32?1.75?95050?0.01644?2.051mm21.1?24对比计算结果，由齿面接触疲乏强度计算的横数m大于由齿根弯曲疲乏强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度很决定的承载能力，而齿面接触疲乏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，可取由弯曲强度算得的模数2.051，并就近圆整为标准值m?2.50mm。按接触强度算得的分度圆直径d1?69.335mm，算出小齿轮齿数z1?d169.335取z1?28齿，故大齿轮齿数z2?i2z1?3?28?84。??27.734，

m12.5这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲乏强度，以满足了齿根弯曲疲乏强度，

并做到结构紧凑，避免浪费。4．几何尺寸计算

1）计算分度圆直径d1?z1m?28?2.5mm?70mmd2?z2m?84?2.5mm?210mm

2）计算中心距

a?(d1?d2)/2?(70?210)/2?140mm

3）计算齿轮宽度

b??dd1?1.1?70?77mm

,B1?82mm。取B2?77mm5．验算Ft?2T1?2715.7Nd1KAFt/b?35.269N/mm300mm，应采用孔板式结构，带轮的具体结构及尺寸如下图所示：

图3小带轮的结构2．其次轴及其协同件的设计1）其次轴的结构设计

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对于其次轴，其上面要安装一个大带轮和一个主动齿轮（小齿轮），小齿轮的分度圆直径70mm，且小齿轮的齿宽为82mm，而其次轴的最小允许用轴径为52mm，故将小齿轮直接和轴做成一体，即齿轮轴。而大带轮的宽度为

B?(Z?1)e?2f

其参数和小带轮的一样，故B=85mm。根据这些条件，设计出其次轴的结构尺寸如下图：

图4其次轴的结构

为了安装及固定带轮，从右至左第一段为离轴左端10mm长的地方开有2mm宽2mm深的环槽，用以安装卡环，同时在第一段的右段留有5mm高的轴肩对带轮进行轴向固定，并且在第一段轴上还开有键槽，采用普通平键连接，固定带轮周向方向，平键型号为键16?10；其次段为5mm高38mm长的轴肩，以便用套筒定位安装带轮并在其上安装轴承，第三段为3mm高的轴肩，以便轴承安装的定位。第4段为长82mm长的齿轮，是和轴做成一体的。2）其次轴上带轮（大带轮）的结构设计

根据选用的带的截形，查表8-10，小带轮宽度B=85mm，基准宽度bd=19mm，槽深24mm，轮槽角38°，又小带轮的分度圆直径dd1=630mm，由dd1>600mm，应采用履板式结构，带轮的具体结构及尺寸如下图所示：

图5大带轮的结构

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3．第三轴及其协同件的设计

1）对于第三轴，其上面要安装一个大齿轮、一个主动链轮（小链轮）及一对滚动轴承，大齿轮的齿宽为77mm，而其次轴的最小允许用轴径为60mm，而链轮在第三轴上装所需要的宽度是37.85mm，滚动轴承的宽度为20mm。故将第三轴设计成如下所示的结构：

图6第三轴的设计

为了安装磁粉加载器，从左至右第一段为180mm长的光轴，其次段为5mm高40mm长的轴肩，以便用套筒定位安装轴承，第三段为便于齿轮的安装和轴向的定位，在其右边采用5mm高的轴肩进行定位，左边开有环槽，用以安装卡环对齿轮进行轴向定位。第4段为长10mm的轴肩，使齿轮和减速器外壳有足够的间隙，第五段为10mm长的轴肩，第六段20mm长，用于安装滚动轴承。在轴向进行定位，齿轮和轴采用普通平键连接，平键型号为键16?10。2）齿轮的结构设计

因齿轮齿顶圆直径为210mm，可采用普通实心结构，其具体结构和尺寸见大齿轮零件图。（三）轴的强度校核

进行轴的强校核计算时，应根据轴的具体受载及应力状况，采取相应的计算方法，并恰当的选取其许用应力。对于仅仅承受扭矩的轴，应按扭转强度条件计算；对于承受弯矩的轴，应按弯曲强度条件计算；对于即承受弯矩以承受扭矩的轴，就按弯扭合成强度条件进行计算，需要时还应按疲乏强度条件进行确切校核。此外，对于瞬时过载很大或应力循环不对称性较为严重的轴，还应按峰尖载荷校核其静强度，以免产生过量的塑性变形。由于此次设计和传动装置试验台的轴都为直轴，且设计轴的方法都一致，故这里只对受力最繁杂的其次轴进行强度校核，而其次轴即受弯矩又受扭矩，故应按弯扭合成进行强度校核之后再进行确切校核。

1．按弯扭合成应力校核轴的强度

进行校核时，寻常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度。从下面的图可以看出，截面C是轴的危险截面。现对截面C的弯矩和扭矩进行计算如下：

该轴只受带传动预紧力对轴的作用力FP=6093N，又截面C到支点的中心距离为67.5mm，故截面C的总弯矩为：

N?67.5mm?411277.5N?mmM?FPL?6093总扭矩为：

N?mmT?T2?950500取??0.6，轴的计算应力

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?ca?M2?(?T)2411277.52?(0.6?950500)2??42.25MPa

W0.1?553其次轴为齿轮轴，轴的材料和齿轮材料一致为40Cr，调质处理，由表15-1查得

[??1]?70MPa。因此?ca?[??1]，故安全。

2．确切校核轴的疲乏强度

1）判断危险截面

从上图可以看出面Ⅰ、A、Ⅱ、B虽然都是即受轴向力也受径向力，但是这些面的轴径比面C及面Ⅲ的轴径要大，故他们的强度不需要校核。面C虽然和面Ⅲ受到同样大小的扭矩和径向力，但面Ⅲ处于截面突变处，应力集中系数为2.28，键槽的应力集中系数为1.5，截面突变处的应力集中系数大，故轴的强度校核只需对危险面Ⅲ的左右两端进行校核即可。

2）截面Ⅲ左侧

mm抗弯截面系数W?0.1d?0.1?65mm?27463抗扭截面系数WT?0.2d?0.2?65mm?54925mm截面Ⅲ左侧的弯矩M为M?411277.5?3333333330?182790N?mm67.5截面Ⅲ上的扭矩为T2=950500N?mm截面上的弯曲应力?b?截面上的扭转切应力

M182790??6.66MPaW27463?T?T2950500??17.3MPaWT54925轴的材料为40Cr，调质处理。由表15-1查得?B?735MPa,??1?355MPa,

??1?200MPa。

截面上由于轴肩而形成的理论集中系数??及??按表3-2查取。因

r1??0.018，d5518

Dd?6555?1.18。查得???2.09,???1.31，又由附图3-1可得轴的材料敏性系数为q??0.75,q??0.82

故有效应力集中系数按下式计算为

k??1?q?(???1)?1.82k??1?q?(???1)?1.54

再由附图3-2得尺寸系数???0.7；扭转尺寸系数???0.82。按精车加工，由附图3-4得表面质量系数为??????0.87轴未经表面加强处理，即?q?1，则得综合系数值为

Kk?????1?1?1.82???0.7?10.87?1?2.75Kk??1????1?1.540.82?10.87?1?2.03???又由40Cr的特性系数

???0.2~0.3,取???0.2???0.1~0.15,取???0.1于是，计算安全系数Sca值，得

S??1??K??355?19.38

??a???m2.75?6.66?0.2?0S??1??K?200?10.86??a????m2.03?17.317.3

2?0.1?2S19.38?10.86ca?S?S?S2??S2??19.382?10.862?9.47>S=1.5

故可知其安全。

3）截面Ⅲ右侧

抗弯截面系数W?0.1d3?0.1?553mm3?16637.5mm3抗扭截面系数W