本文格式為Word版，下載可任意編輯——華中畢業傳動裝置試驗臺設計目錄

一．總體設計……………………1（一）了解傳動裝置的組成和不同傳動方案的特點，合理擬定傳動方案…1（二）電動機的選擇……………1（三）傳動比的分派……………4（四）傳動裝置的動運和動力參數計算………4二．傳動零件的設計計算……………………5（一）V帶傳動的設計………………………5（二）圓柱齒輪減速器的設計………………9（三）各傳動軸的設計計算…………………13三．各傳動件結構設計………………………13（一）軸的結構設計的步驟…………………13（二）軸及其協同件的結構設計……………14（三）軸的強度校核…………17四．設計總結…………………21五．2）驗算窄V帶的帶速v

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

60?10005m/s?v?35m/s，所以帶速適合

3）計算從動輪基準直徑dd2

從動輪的基準直徑dd2=i?dd1=400mm。計算所得的dd2符合基準直徑系列，不用進行圓整。4．確定窄V帶的中心距a和帶的基準長度Ld根據0.7(dd1?dd2)?a0?2(dd1?dd2)即420?a0?1200，初步選擇中心距為900mm。計算帶所需的基準長度

(dd1?dd2)2?(400?200)2L'd?2a0?(dd1?dd2)??1800?(200?400)??2753.1(mm)24a024?900?查機械設計手冊得Ld?2500mm計算實際中心距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．驗算主動輪上的包角?1?1?180??dd2?dd1?57.5??17.25??12?0a主帶輪上的包角適合。6．確定窄V帶的根數

Z?Pca

(P0??P0)K?KL式中：K?——考慮包角不同時的影響系數，簡稱包角系數；KL——考慮帶的長度不同時的影響系數，簡稱長度系數；

6

P0——單根V帶的基本額定功率；

?P0——計入傳動比的影響時，單根Ｖ帶額定功率的增量（因P0是按

而當傳動比越大時，從動輪直徑就越比主動輪直徑大，??180?,即dd1?dd2的條件計算的，

帶繞上從動輪時的彎曲應力就越比繞上主動輪時的小，故其傳動能力即有所提高）。

以上幾個參數都可直接從機械設計手冊或相關手冊上查得。查機械設計手冊查得

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

帶的根數過多，改選窄V帶的截形。7．重選帶形

根據Pca=55.88KW，nm?980r/min，查機械設計手冊，選擇窄V帶的截形為SPC。8．確定帶輪的基準直徑dd1和dd21）選取主動輪的基準直徑dd1

由機械設手冊查得主動帶輪的基準直徑可選為dd1=315mm。2）驗算窄V帶的帶速v

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

60?100060?1000??dd1n5m/s?v?35m/s，所以帶速適合

3）計算從動輪基準直徑dd2

從動輪的基準直徑dd2=i?dd1=630mm。計算所得的dd2符合基準直徑系列，不用進行圓整。9．確定窄V帶的中心距a和帶的基準長度Ld根據0.7(dd1?dd2)?a0?2(dd1?dd2)

即661.5?a0?1890，初步選擇中心距為1400mm。計算帶所需的基準長度

7

(dd1?dd2)2?(630?315)2L'd?2a0?(dd1?dd2)??2800?(315?630)??4301.4(mm)?24a024?1400查機械設計手冊得Ld?4000mm計算實際中心距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．驗算主動輪上的包角?1?2?dd11?180??dda?57.5??16.55??12?0所以主帶輪上的包角適合。11．確定窄V帶的根數

Z?Pca(P

0??P0)K?KL查機械設計手冊查得

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帶的根數適合。12．計算單根V帶預緊力F0

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

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

查機械設計手冊知，SPC型窄V帶q?0.37kg/m。故F0?500?55.882.5?(?1)?0.37?16.152?1022(N)

3?16.150.9613．計算帶傳動作用在軸上的力

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

22（二）圓柱齒輪減速器的設計

齒輪傳動是機械傳動中最重要的傳動之一，型式好多，應用廣泛，傳遞的功率可達近十萬千瓦，圓周速度可達200m/s。

在常用的機械傳動中，以齒輪傳動的效率為最高。如一級圓柱齒輪傳動的效率可達99%。這對大功率傳動十分得要，由于即使效率只有1%的提高，也有很大的經濟意義；在同樣的使用條件下，齒輪傳動所需的空間尺寸一般較小；且設計制造正確的合理、使用維護良好的的齒輪傳動，工作十分可靠，壽命可長達一、二十年，這也是其它機械傳動所不能比較的。這對車輛及在礦井內工作的機器尤為重要；齒輪傳動的傳動比十分穩定。正是由于齒輪傳動具有這些優點，故其得到了廣泛的應用。

齒輪失效的主要形式有輪齒折斷、齒面磨損、齒面點蝕、齒面膠合、塑性變形等。齒輪傳動在具體的工作狀況下，必需具有足夠的、相應的工作能力，以保證在整個工作壽命期間不致失效。因此，針對上述各種失效形式，都應分別確立相應的設計準則。但是對于齒面磨損、塑性變形等，由于尚未建立起廣為工作實際運用的而且行之有效的計算方法及設計數據，所以目前設計一般使用的齒輪傳動時，尋常只按保證齒根彎曲疲乏強度及保證齒面接觸疲乏強度兩準則進行計算。對于高速大功率的齒輪傳動（如航空發機主傳動、汽輪發電機組傳動等），還要按保證齒面抗膠合能力的準則進行計算。至于抗爭其他失效的能力，目前雖然一般不進行計算，但應采相應的措施，以加強輪齒抗爭這些失效的能力。

由實踐可知，在閉式齒輪傳動中，尋常以保證齒面接觸疲乏強度為主。但對于齒面硬度很高、齒芯強度又低的齒輪或材質較脆的齒輪，尋常則以保證齒根彎曲疲乏強度為主。故此傳動裝置試驗臺中采用一級直齒圓柱齒輪減速器，對其采用保證齒面接觸疲乏強度和齒根彎曲疲乏強度兩準則設計。而對于齒輪的輪圈、輪輻、輪轂等部位的尺寸，尋常僅作結構設計，不進行強度的計算，故在設計過程中也只對齒輪的輪圈、輪輻、輪轂等部位進行結構和尺寸設計，而不進行強度的校核計算。圓柱齒輪減速器的具體設計計算及過程如下：1．選精度等級、材料及齒數

1）齒輪轉速不高，應選用7級精度2）材料選擇

由機械設計手冊表10-1，選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質）硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。3）選小齒輪齒數z1?24，大齒輪齒數z2?i2?z1?3?24?72。2．按齒面接觸強度設計由d1t?2.323?1KtT1u?1ZE2()

?du[?H]1）確定公式內的各計算數值（1）試選載荷系數Kt?1.5

9

（2）小齒輪傳遞的轉矩T1?950.5N?m?95050N?mm

（3）由機械設計手冊選取齒寬系數?d?1，材料的彈性影響系數ZE?189.8MPa1/2，小齒輪的接觸疲乏強度極限

?Hlim1?600MPa；大齒輪的接觸疲乏強度極限

?Hliim2?550MPa

（4）計算應力循環次數

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

（5）由機械設計手冊查得接觸疲乏壽命系數KHN1?0.90;KHN2?0.95（6）計算按觸疲乏許用應力

取失效概率為1%，安全系數S=1，可得

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

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

2）計算

（1）計算小齒輪分度圓直徑d1t，代入[?H]較小的值

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

（3）計算齒寬b

b??dd1t?1.1?65.8?72.38（4）計算齒寬與齒高之比b/h

模數mt?d1t/z1?65.8/24mm?2.742mm齒高h?2.25mt?2.25?2.742mm?6.17mm

b/h?72.38/6.17?11.73

（5）計算載荷系數

根據v?1.69m/s，7級精度，查表可知Kv?1.08

10

直齒輪，假設KAFt/b?100N/mm。查表知，KH??KF??1.2，且查表知使用系數

KA?1。則

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，查機械設計手冊得KF??1.35，故載荷系數

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

（6）按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，

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

（7）計算模數

m?d/z1?2.89mm3．按齒根彎曲強度設計齒根彎曲強度公式為m?31）確定公式內各數值

（1）由機械設計手冊查得小齒輪的彎曲疲乏強度極限?FE1?500MPa；大齒輪的彎曲疲乏強度極限?FE2?380MPa；彎曲疲乏壽命系數KFN1?0.85,KFN2?0.88；（2）計算彎曲疲乏許用應力

取變曲疲乏安全系數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）計算載荷系數K

K?KAKvKF?KF??1?1.08?1.2?1.35?1.75（4）查取齒形系數

查表查得YFa1?2.65；YFa2?2.226（5）查取應力校正系數

查機械設計手冊得，YSa1?1.58；YSa2?1.764。

11

（6）計算大小齒輪的

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

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

[?F]2238.86大齒輪數值大。

2）設計計算m?32?1.75?95050?0.01644?2.051mm21.1?24對比計算結果，由齒面接觸疲乏強度計算的橫數m大于由齒根彎曲疲乏強度計算的模數，由于齒輪模數m的大小主要取決于彎曲強度很決定的承載能力，而齒面接觸疲乏強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數與齒數的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數2.051，并就近圓整為標準值m?2.50mm。按接觸強度算得的分度圓直徑d1?69.335mm，算出小齒輪齒數z1?d169.335取z1?28齒，故大齒輪齒數z2?i2z1?3?28?84。??27.734，

m12.5這樣設計出的齒輪傳動，即滿足了齒面接觸疲乏強度，以滿足了齒根彎曲疲乏強度，

并做到結構緊湊，避免浪費。4．幾何尺寸計算

1）計算分度圓直徑d1?z1m?28?2.5mm?70mmd2?z2m?84?2.5mm?210mm

2）計算中心距

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

3）計算齒輪寬度

b??dd1?1.1?70?77mm

,B1?82mm。取B2?77mm5．驗算Ft?2T1?2715.7Nd1KAFt/b?35.269N/mm300mm，應采用孔板式結構，帶輪的具體結構及尺寸如下圖所示：

圖3小帶輪的結構2．其次軸及其協同件的設計1）其次軸的結構設計

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對于其次軸，其上面要安裝一個大帶輪和一個主動齒輪（小齒輪），小齒輪的分度圓直徑70mm，且小齒輪的齒寬為82mm，而其次軸的最小允許用軸徑為52mm，故將小齒輪直接和軸做成一體，即齒輪軸。而大帶輪的寬度為

B?(Z?1)e?2f

其參數和小帶輪的一樣，故B=85mm。根據這些條件，設計出其次軸的結構尺寸如下圖：

圖4其次軸的結構

為了安裝及固定帶輪，從右至左第一段為離軸左端10mm長的地方開有2mm寬2mm深的環槽，用以安裝卡環，同時在第一段的右段留有5mm高的軸肩對帶輪進行軸向固定，并且在第一段軸上還開有鍵槽，采用普通平鍵連接，固定帶輪周向方向，平鍵型號為鍵16?10；其次段為5mm高38mm長的軸肩，以便用套筒定位安裝帶輪并在其上安裝軸承，第三段為3mm高的軸肩，以便軸承安裝的定位。第4段為長82mm長的齒輪，是和軸做成一體的。2）其次軸上帶輪（大帶輪）的結構設計

根據選用的帶的截形，查表8-10，小帶輪寬度B=85mm，基準寬度bd=19mm，槽深24mm，輪槽角38°，又小帶輪的分度圓直徑dd1=630mm，由dd1>600mm，應采用履板式結構，帶輪的具體結構及尺寸如下圖所示：

圖5大帶輪的結構

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3．第三軸及其協同件的設計

1）對于第三軸，其上面要安裝一個大齒輪、一個主動鏈輪（小鏈輪）及一對滾動軸承，大齒輪的齒寬為77mm，而其次軸的最小允許用軸徑為60mm，而鏈輪在第三軸上裝所需要的寬度是37.85mm，滾動軸承的寬度為20mm。故將第三軸設計成如下所示的結構：

圖6第三軸的設計

為了安裝磁粉加載器，從左至右第一段為180mm長的光軸，其次段為5mm高40mm長的軸肩，以便用套筒定位安裝軸承，第三段為便于齒輪的安裝和軸向的定位，在其右邊采用5mm高的軸肩進行定位，左邊開有環槽，用以安裝卡環對齒輪進行軸向定位。第4段為長10mm的軸肩，使齒輪和減速器外殼有足夠的間隙，第五段為10mm長的軸肩，第六段20mm長，用于安裝滾動軸承。在軸向進行定位，齒輪和軸采用普通平鍵連接，平鍵型號為鍵16?10。2）齒輪的結構設計

因齒輪齒頂圓直徑為210mm，可采用普通實心結構，其具體結構和尺寸見大齒輪零件圖。（三）軸的強度校核

進行軸的強校核計算時，應根據軸的具體受載及應力狀況，采取相應的計算方法，并恰當的選取其許用應力。對于僅僅承受扭矩的軸，應按扭轉強度條件計算；對于承受彎矩的軸，應按彎曲強度條件計算；對于即承受彎矩以承受扭矩的軸，就按彎扭合成強度條件進行計算，需要時還應按疲乏強度條件進行確切校核。此外，對于瞬時過載很大或應力循環不對稱性較為嚴重的軸，還應按峰尖載荷校核其靜強度，以免產生過量的塑性變形。由于此次設計和傳動裝置試驗臺的軸都為直軸，且設計軸的方法都一致，故這里只對受力最繁雜的其次軸進行強度校核，而其次軸即受彎矩又受扭矩，故應按彎扭合成進行強度校核之后再進行確切校核。

1．按彎扭合成應力校核軸的強度

進行校核時，尋常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面）的強度。從下面的圖可以看出，截面C是軸的危險截面。現對截面C的彎矩和扭矩進行計算如下：

該軸只受帶傳動預緊力對軸的作用力FP=6093N，又截面C到支點的中心距離為67.5mm，故截面C的總彎矩為：

N?67.5mm?411277.5N?mmM?FPL?6093總扭矩為：

N?mmT?T2?950500取??0.6，軸的計算應力

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

W0.1?553其次軸為齒輪軸，軸的材料和齒輪材料一致為40Cr，調質處理，由表15-1查得

[??1]?70MPa。因此?ca?[??1]，故安全。

2．確切校核軸的疲乏強度

1）判斷危險截面

從上圖可以看出面Ⅰ、A、Ⅱ、B雖然都是即受軸向力也受徑向力，但是這些面的軸徑比面C及面Ⅲ的軸徑要大，故他們的強度不需要校核。面C雖然和面Ⅲ受到同樣大小的扭矩和徑向力，但面Ⅲ處于截面突變處，應力集中系數為2.28，鍵槽的應力集中系數為1.5，截面突變處的應力集中系數大，故軸的強度校核只需對危險面Ⅲ的左右兩端進行校核即可。

2）截面Ⅲ左側

mm抗彎截面系數W?0.1d?0.1?65mm?27463抗扭截面系數WT?0.2d?0.2?65mm?54925mm截面Ⅲ左側的彎矩M為M?411277.5?3333333330?182790N?mm67.5截面Ⅲ上的扭矩為T2=950500N?mm截面上的彎曲應力?b?截面上的扭轉切應力

M182790??6.66MPaW27463?T?T2950500??17.3MPaWT54925軸的材料為40Cr，調質處理。由表15-1查得?B?735MPa,??1?355MPa,

??1?200MPa。

截面上由于軸肩而形成的理論集中系數??及??按表3-2查取。因

r1??0.018，d5518

Dd?6555?1.18。查得???2.09,???1.31，又由附圖3-1可得軸的材料敏性系數為q??0.75,q??0.82

故有效應力集中系數按下式計算為

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

再由附圖3-2得尺寸系數???0.7；扭轉尺寸系數???0.82。按精車加工，由附圖3-4得表面質量系數為??????0.87軸未經表面加強處理，即?q?1，則得綜合系數值為

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的特性系數

???0.2~0.3,取???0.2???0.1~0.15,取???0.1于是，計算安全系數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右側

抗彎截面系數W?0.1d3?0.1?553mm3?16637.5mm3抗扭截面系數W