華中畢業(yè)論文傳動裝置實驗臺設(shè)計.

1、目錄一總體設(shè)計 . 1 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 1（二）電動機的選擇 . 1 1（三）傳動比的分配 . 4 4（四）傳動裝置的動運和動力參數(shù)計算 . 4 4二.傳動零件的設(shè)計計算 . 5 5（一）V V帶傳動的設(shè)計 . 5 5（二）圓柱齒輪減速器的設(shè)計 . 9 9（三） .各傳動軸的設(shè)計計算 1313三.各傳動件結(jié)構(gòu)設(shè)計 . 1313（一） .軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計的步驟 1313（二）軸及其配合件的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1414（三） .軸的強度校核 1717四設(shè)計總結(jié) . 2121五.參考文獻(xiàn) . 2121傳動裝置實驗臺設(shè)計說明書一.總體設(shè)計（一）了解傳動裝置的組成

2、和不同傳動方案的特點，合理擬定傳動方案機器一般由原動機、傳動裝置和工作機三部分組成。根據(jù)課題要求，實驗臺架的原動機 可以選用電動機，傳動裝置應(yīng)包括帶傳動、減速器和鏈傳動。布置傳動順序時，一般考 慮以下幾點：1 1） 帶傳動的承載能力較小， 傳遞相同轉(zhuǎn)矩時結(jié)構(gòu)尺寸較其他傳動形式大，但傳動平穩(wěn)，能緩沖減振，因此宜布置在高速級（轉(zhuǎn)速較高，傳遞相同功率時轉(zhuǎn)矩較?。?。2 2） 鏈傳動運轉(zhuǎn)不均勻，有沖擊，不適于高速傳動，應(yīng)布置在低速級。3 3） 圓柱齒輪減速器傳動性較好，可適應(yīng)于高速級和傳遞轉(zhuǎn)矩較大的場合。綜合以上條件，按照規(guī)定要求設(shè)計成平行軸工作臺，且實驗工作臺力不宜過大，故減速器選（二）電動機的選擇1

3、 1 ）電動機類型和結(jié)構(gòu)形式電動機分交流電動機和直流電動機兩種。由于直流電動機需用要直流電源，結(jié)構(gòu)較復(fù)雜,價格較高，維護比較不便，因此無特殊要求時不宜采用。行生產(chǎn)單位一般用三相交流電機，因此無特殊要求都應(yīng)選用交流電動機。交流電動機 有異步電動機和同步電動機兩類。異步電動機有籠型和繞線型兩種，其中以普通籠型異步電動機應(yīng)用最多。我國新設(shè)計的 Y Y系列三相籠型異步電機屬于一般用途的全封閉自扇冷電動 機，其結(jié)構(gòu)簡單、工作可靠、價格低廉、維護方便，適用于不易燃、不易爆、無腐蝕性氣體 和無特殊要求的機械上，如金屬切削機床、運輸機、風(fēng)機、攪拌機等，由于起動性能較好，式中：Pw 工作機所需的工作功率,KWK

4、W ；也適用于某些要求起動轉(zhuǎn)矩較高的機械。在經(jīng)常起動、制動和反轉(zhuǎn)的場合，要求電動機轉(zhuǎn)動慣量較小和過載能力大，應(yīng)選用起重及冶金用三相異步電機YZYZ型（籠型）或 YZRYZR型（繞線弄型）。電動機除按功率、轉(zhuǎn)速排成系列之外，為適應(yīng)不同的輸出軸要求和安裝需要，電 動機機體又有幾種安裝結(jié)構(gòu)型式。根據(jù)不同防護要求，電動機結(jié)構(gòu)還有開啟式、防護式、封 閉式和防爆式等區(qū)別。電動機的額定電壓一般為380V380V。因為此次設(shè)計的傳動裝置工作臺電源為交流電源，工作環(huán)境較好，載荷變化小，起動轉(zhuǎn)矩要求較高，再綜合經(jīng)濟性考慮，選用Y Y系列三相異步電機。2 2） 電機轉(zhuǎn)速的選擇三相異步電動機常用的有四種同步轉(zhuǎn)速，即3

5、0003000、15001500、10001000、750r/min750r/min （相對應(yīng)的電動機定子繞組的極對數(shù)為 2 2、4 4、6 6、8 8）。同步轉(zhuǎn)速為由電流頻率與極對數(shù)而定的磁場轉(zhuǎn)速， 電動機空載時才可能達(dá)到同步轉(zhuǎn)速，負(fù)載時的轉(zhuǎn)速都低于同步轉(zhuǎn)速。低轉(zhuǎn)速電動機的極對數(shù)多，轉(zhuǎn)矩也大，因此外廓尺寸及重量都較大，價格較高，但可以使傳動裝置總傳動比減小，使傳動裝置的體積、重量較小；高速電動機則相反。因此確定電動機轉(zhuǎn)速時要綜合考慮，分析比較電動機及傳動裝置的性能，尺寸、重量和價格等因素。通常多選用同步轉(zhuǎn)速為 15001500和1000r/min1000r/min的電動機。所以選電動機的同步

6、轉(zhuǎn)速為1000r/min1000r/min。3 3） 電動機功率的選擇電機的功率選得合適與否， 對電動機的工作和經(jīng)濟都有影響。功率小于工作要求， 就不能保證工作的正常工作，或使電動機長期過載而過早損壞；功率過大則電動機價格過高，能力又不能充分利用，由于經(jīng)常不滿載運行，效率和功率因數(shù)都較低，增加電能消耗，造成很大浪費。由于實驗臺架載荷變化很小，所以只要所選電動機的額定功率ped等于或稍大于所需的電動機工作功率Fd，即Rd - Pd，電動機在工作時就不會過熱，通?？梢圆恍ｒ灠l(fā)熱和起 動力矩。如圖1 1所示的傳動裝置實驗臺，其電動機所需的工作功率為：PdKWaa由電動機至工作機主動端的總效率。Tn又

7、由FWKWKW9550式中：T T 輸入轉(zhuǎn)矩，N m mn n -轉(zhuǎn)速，r/minr/min。且已知要求輸入轉(zhuǎn)矩為 500500 N N - - m m n為10001000 r/minr/min，代入上式得:500 10009550:52.36 KWKW電動機到工作機的輸入端只經(jīng)過一個聯(lián)軸器，可以取a =0.99=0.99，所以電動機的工作功率 應(yīng)為:Pw 52 36Pd52.89 KWKWa 0.994 4）電機型號的確定根據(jù)電動機的同步轉(zhuǎn)速和工作功率，查機械設(shè)計手冊，選定電動機的型號為Y280m-6Y280m-6。根據(jù)機械設(shè)計手冊可知該電動機的同步轉(zhuǎn)速為10001000 r/minr/m

8、in，滿載轉(zhuǎn)速為980980 r/minr/min，額定功率為5555 KW,KW,外伸軸直徑為 75mm75mm電極對數(shù)為 6 6對。（三）傳動比的分配分配傳動比，即各級傳動比如何取值，是設(shè)計的重要問題。傳動比分配得合理，傳動裝置得到較小的外廓尺寸或較輕的重量，以實現(xiàn)降低成本和結(jié)構(gòu)緊湊的目的；也可以使傳動零件獲得較低的圓周速度以減小動載荷或降低傳動精度等級；還可以得到較好的潤滑條件。一般帶傳動的傳動比合理值為i =2 4、一級圓柱齒輪減速器的傳動比合理值為i =36，此實驗臺架為一般實驗臺架，沒有其他特殊要求，為減小設(shè)計尺寸，使整個實 驗臺架的體積、重量減小，降低制造難度。各級傳動比都取最小

9、合理值，即帶傳動傳動比h = 2，直齒圓柱齒輪減速器傳動比i2 = 3，所以總傳動比i = h i2 = 6。（四）傳動裝置的動運和動力參數(shù)計算為進行傳動件的設(shè)計計算，要推算出各軸的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩。如將傳動裝置各軸由高速至低速依次定為I軸、n軸、川軸，以及各軸轉(zhuǎn)速n、n2、n3，各軸的功率 P1、F2、P3,各軸轉(zhuǎn)矩Ti、T2、T3, 0為電動機軸和轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速傳感器軸之間的聯(lián)軸器效率；i為帶傳動的效率；2為滾珠軸承的效率； 3圓柱齒輪的效率； 4滾株軸承效率； 5磁粉加載器 軸和轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速傳感器軸之間聯(lián)軸器的效率，此設(shè)計中取0= = 5=0.99=0.99、 2= = 4=0.98=0.98、1 =0

10、.96=0.96、3=0.97=0.97。則可按電動機軸至工作機運動傳遞路線推算，得到各軸的運運和動力參數(shù)。1.1.各軸的轉(zhuǎn)速計算PdTn9550500 9809550二 51.31 KWKWnm = 9 8 0/ m in厲=nm = 9 8 0/ m in1 980 “c , n2490r / mi n112n3 二匹=490 : 163.3r/min1232 2 .各軸的輸入功率9550P19550 50.8n1-980-9550P29550 48.77亞-4909550P,9550 46.36-1 63 3495N *m二 950.5N * m=27 1.2N mPi =Pdo =51

11、.31 0.99 = 50.8KWKWP2 =R =50.8x0.96 = 48.77KWKWp3 3=B=B23=48.77 0.98 0.97 =46.36KWKW3.3. 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩Td =5 0 N *m二傳動零件的設(shè)計計算帶傳動具有結(jié)構(gòu)簡單、傳動平穩(wěn)、造價低低廉以及緩沖吸振等特點，在近代機械中被廣泛應(yīng)用。而在一般機械傳動中，應(yīng)用最廣泛的是V V帶傳動。V V帶的橫截面呈等腰梯形，帶輪上也做出相應(yīng)的輪槽。傳動時，V V帶只和輪槽的兩個側(cè)面接觸，即以兩側(cè)面為工作面。根據(jù)槽面摩擦原理，在同樣的張緊力作用下，V V帶傳動較平帶傳動能產(chǎn)生更大的摩擦力。這是V V帶傳動性能上的最主要優(yōu)點。再

12、加上V V帶傳動允許的傳動比較大，結(jié)構(gòu)緊湊，以及V V帶多已標(biāo)準(zhǔn)化并大量生產(chǎn)等優(yōu)點，因而V V帶傳動應(yīng)用非常廣泛。再加上 V V帶傳動適應(yīng)于載荷不是很大，轉(zhuǎn)速高的場合，故傳動裝置實驗臺的第一級傳動采用V V帶傳動。V V帶傳動的主要失效形式是打滑和疲勞破壞。因此，帶傳動的設(shè)計準(zhǔn)則應(yīng)為：在保證帶傳動不打滑的前提下，具有一定的疲勞強度和壽命。V V帶傳動的具體設(shè)計計算如下：（一） V V帶傳動的設(shè)計由機械設(shè)計手冊可以查得工作情況系數(shù)KA =1.1，故PCa =KAR =50.8 1.1 =55.88 KWKW2.2.選擇帶形根據(jù)p,a =55.88KW=55.88KW , nm =980r /mi

13、n，查機械設(shè)計手冊，確定選用SPBSPB窄V V帶。3 3.確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1和dd21 1）選取主動輪的基準(zhǔn)直徑dd1由機械設(shè)手冊查得主動帶輪的基準(zhǔn)直徑可選為dd1 =200mm=200mm。T2T3(dd1 - dd 2 )L2a0 評1 dd2)4a。.Ld - Ld= 9002500 -2753.1:773.5( mm)2)2)驗算窄V V帶的帶速V二dd1n3.14 200 980vd110.26m/s60 1000 60 10005m/s : v : 35m/s，所以帶速合適3)3)計算從動輪基準(zhǔn)直徑 dd2從動輪的基準(zhǔn)直徑 dd2 = = i dd1=400mm=400mm

14、。計算所得的dd2符合基準(zhǔn)直徑系列，不用進行圓整。4.4.確定窄V V帶的中心距a和帶的基準(zhǔn)長度 Ld根據(jù) 0.7(dd1 dd2):： a。：2(dd1 dd2)即420 ： a0 ：1200，初步選擇中心距為900mm900mm。計算帶所需的基準(zhǔn)長度-=1800 (200 400)(400-200):2753.1 (mm)24漢900查機械設(shè)計手冊得Ld = 2500mm計算實際中心距a最小中心距 amin 二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)5.5.

15、 驗算主動輪上的包角?1Q dd2 d d1QQ：: 180 咚 卩 57.5 =1 7 2512 0a主帶輪上的包角合適。6.6. 確定窄V V帶的根數(shù)PeaZ (PoF0)K：.KL式中：K K - -. .考慮包角不同時的影響系數(shù)，簡稱包角系數(shù)；KL考慮帶的長度不同時的影響系數(shù)，簡稱長度系數(shù);由機械設(shè)手冊查得主動帶輪的基準(zhǔn)直徑可選為dd1 =315mm=315mm。:16.15m/sPo 單根V V帶的基本額定功率;.：Po 計入傳動比的影響時，單根V帶額定功率的增量(因P)是按:-=180，即ddi二dd2的條件計算的，而當(dāng)傳動比越大時，從動輪直徑就越比主動輪直徑大，帶繞上從動輪時的彎

16、曲應(yīng)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(shù)都可直接從機械設(shè)計手冊或相關(guān)手冊上查得。查機械設(shè)計手冊查得P0 =7.47KW,：F0 = 0.78KWK： =0.99KL =0.94所以得：ZPca55.887.37(P0 +AP0)KL(7.47+ 0.78)漢 0.99漢 0.94取Z =8=8根帶的根數(shù)過多，改選窄 V V帶的截形。7.7.重選帶形根據(jù)FCa =55.88KW=55.88KW , nm =980r/min，查機械設(shè)計手冊，選擇窄 V V帶的截形為SPCSPC。& &確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1和dd21)1)選取主動輪的基準(zhǔn)直徑dd12 2)驗算窄V V

17、帶的帶速v兀dd1 n 3.14漢315 匯980v 二60 1000 60 1000 5m/s : v ：35m/s，所以帶速合適3 3)計算從動輪基準(zhǔn)直徑dd2從動輪的基準(zhǔn)直徑 dd2 = = i dd1=630mm=630mm。計算所得的dd2符合基準(zhǔn)直徑系列，不用進行圓整。9.9.確定窄V V帶的中心距a和帶的基準(zhǔn)長度 Ld根據(jù) 0.7(dd1 dd2)： a。：2(dd1 dd2)即661.5 ： a0 1890，初步選擇中心距為1400mm1400mm。計算帶所需的基準(zhǔn)長度:4301.4(mm)a = aLd-Ld2= 14004000 -4301 .42:1249.3(mm)_5

18、5.88 _(18.37 2.33) 0.96 12.812 2L2a0 -(dd1 dd2)他醴2)=2800 尹5 630)(6：1400查機械設(shè)計手冊得Ld = 4000mm計算實際中心距a最小中心距 amin 二a-0.015Ld =1249.3-0.015 4000 ： 1189.3(mm)最大中心距 amax 二 a 0.03Ld =1249.3 0.03 4000 ： 1369.3(mm)10.10.驗算主動輪上的包角11 dd2-dd1：: 180 咚 巴 57.5 =1 6 5512 0a所以主帶輪上的包角合適。11.11. 確定窄v v帶的根數(shù)PeaZ Z = =(P。：F

19、0)K：.KL查機械設(shè)計手冊查得P0 =18.37KW,：P0 =2.33KWK：. =0.96KL =1所以得：Z丄（Po+AP。）/取Z=3=3根窄V V帶的根數(shù)合適。12.12.計算單根V V帶預(yù)緊力Fqv21000 Pea用FeeCa代入上式，得Zve-1eX -1F0 =500 Pea (2.5 -1) qv2Zv K：查機械設(shè)計手冊知，SPCSPC型窄V V帶q =0.37kg/mkg/m。故c c QQn cFo =500（1） 0.37 16.152 : 1022（N）3 16.150.961313計算帶傳動作用在軸上的力S167 ：Fp =2ZF0sin 1 =2 3 F0

20、sin6093（N）2 2（二）圓柱齒輪減速器的設(shè)計齒輪傳動是機械傳動中最重要的傳動之一，型式很多，應(yīng)用廣泛，傳遞的功率可達(dá)近十萬千瓦，圓周速度可達(dá) 200m/s200m/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(dá)99%99%。這對大功率傳動十分得要，因為即使效率只有1%1%的提高，也有很大的經(jīng)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?。磺以O(shè)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(dá)一、二十年，這也是其它機械傳動所不能比擬的。這對車輛及在礦井內(nèi)工作的機器尤為重要；齒輪傳動的傳動比非常穩(wěn)定。正是因為齒輪傳動具有這些優(yōu)點

21、，故其得到了廣泛的應(yīng)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情況下，必須具有足夠的、相應(yīng)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(yīng)分別確立相應(yīng)的設(shè)計準(zhǔn)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(shè)計數(shù)據(jù)，所以目前設(shè)計一般使用的齒輪傳動時，通常只按保證齒根彎曲疲勞強度及保證齒面接觸疲勞強度兩準(zhǔn)則進行計算。對于高速大功率的齒輪傳動（如航空發(fā)機主傳動、汽輪發(fā)電機組傳動等），還要按保證齒面抗膠合能力的準(zhǔn)則進行計算。至于抵抗其他失效的能力， 目前雖然一般不進行

22、計算，但應(yīng)采相應(yīng)的措施，以增強輪齒抵抗這些失效的能力。由實踐可知，在閉式齒輪傳動中， 通常以保證齒面接觸疲勞強度為主。但對于齒面硬度很高、齒芯強度又低的齒輪或材質(zhì)較脆的齒輪，通常則以保證齒根彎曲疲勞強度為主。故此傳動裝置實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勞強度和齒根彎曲疲勞強度兩準(zhǔn)則設(shè)計。 而對于齒輪的輪圈、 輪輻、輪轂等部位的尺寸，通常僅作結(jié)構(gòu)設(shè)計， 不進行強度的計算，故在設(shè)計過程中也只對齒輪的輪圈、輪輻、輪轂等部位進行結(jié)構(gòu)和尺寸設(shè)計，而不進行強度的校核計算。圓柱齒輪減速器的具體設(shè)計計算及過程如下：1 1 選精度等級、材料及齒數(shù)1 1）齒輪轉(zhuǎn)速不高，故選用 7 7級精

23、度2 2）材料選擇由機械設(shè)計手冊表10-110-1，選擇小齒輪材料為 40Cr40Cr （調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS280HBS，大齒輪材料為 4545鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為 240HBS240HBS，二者材料硬度差為 40HBS40HBS。3 3）選小齒輪齒數(shù) 乙=24，大齒輪齒數(shù)Z2 = i2 Z1 = 3 24 =72。2 2.1 1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值（1）試選載荷系數(shù)Kt =1.5（2）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩人=950.5N m=95050N * mm（3 3） 由機械設(shè)計手冊選取齒寬系數(shù) d =1，材料的彈性影響系數(shù) ZE =189.8MPa1/2，小 齒輪的接觸疲勞強度極限 Jimi二6

24、00MPa ；大齒輪的接觸疲勞強度極限 diim2 =550MPa（4 4）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N60n1jLh =4.147 109N2 =60n2jLh =1.296 109（5 5） 由機械設(shè)計手冊查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1 =0.90;KHN2 =0.95（6 6 ）計算按觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%1%，安全系數(shù)S=1S=1，可得二H h = KHN1Hlim1 =0.9 600MPa =540MPaSK H_HNT_H =0.95 550MPa =522.5MPaS2 2）計算（1 1 ）計算小齒輪分度圓直徑 d1t，代入二H 較小的值KtT1 u 1 / ZE、23 1.3 95

25、050 4189.8、2d1t _ 2.323（ -）2.32 3 - - （-） mm = 65.8mmd u fH113522.5（2 2）計算圓周速度Vgt n1 65.8 漢 490 ,vm / s = 1.69m/ s60 1000 60 1000（3 3 ）計算齒寬b bb = d d1t =1.1 65.8 =72.38（4 4）計算齒寬與齒高之比 b/hb/h模數(shù)mt =d1t /乙=65.8/24mm ： 2.742mm齒高h(yuǎn) = 2.25mt 二 2.25 2.742mm ： 6.17mmb/ h =72.38/6.17 =11.73（5 5）計算載荷系數(shù) 根據(jù)v =1.6

26、9m/s，7 7級精度，查表可知 Kv =1.086】1K FN 1 FE1SLF 2K FN 2- FE2S0.88 3801.4M Pa 238.86M P a直齒輪，假設(shè) KAR /b : 100N / mm。查表知，K .二K. = 1.2，且查表知使用系數(shù)KA =1。則2. 23K=1.120.18(1 0.6 d ) d .23 10 b3=1.120.18 (10.6 1 ) 10.23 1065.8 =1.354由b/h =11.73 , KH =1.354，查機械設(shè)計手冊得 K -1.35，故載荷系數(shù)K = KAKVKH -K =1 1.08 1.2 1.354 =1.755

27、(6)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，d1 =d1t3 K/Kt =65.8 3 1.755/1.5mm = 69.335mm(7 7 )計算模數(shù)m 二 d / 乙 2.89mm3.3.按齒根彎曲強度設(shè)計齒根彎曲強度公式為m _ 3 2? (丫FaYSa傀Z12 町1 1)確定公式內(nèi)各數(shù)值(1 1)由機械設(shè)計手冊查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限匚FE1 =500MPa ；大齒輪的彎曲疲 勞強度極限；FE2 =380MPa ；彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN1 =0.85,KFN2 =0.88 ;(2 2 )計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取變曲疲勞安全系數(shù) S=S= 1.41.4，故有0.85 500 M P

28、 a=303.57M P a1.4(3(3)計算載荷系數(shù)K KK 二 KAKvKF ：KF：. =1 1.08 1.2 1.35 = 1.75(4)查取齒形系數(shù)查表查得YFa1 = 2.65 ； YFa2 二 2.226(5)查取應(yīng)力校正系數(shù)查機械設(shè)計手冊得，丫$丸=1.58 ； YSa2 -1.764。丫Fa 1丫Sal2.65 1.58303.57= 0.01379丫Fa 2丫Sa2二 F 22.226 1.764238.86= 0.01644m-32 1.75 950501.1 2420.01644 二2.051mm（6 6 ）計算大小齒輪的YFaYsa并加以比較升大齒輪數(shù)值大。2 2）

29、設(shè)計計算對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的橫數(shù)m m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù),由于齒輪模數(shù) m m的大小主要取決于彎曲強度很決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決 定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強度算得的模數(shù)2.0512.051，并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值 m = 2.50mm。按接觸強度算得的分度圓直徑d 69.335mm，算出小齒輪齒數(shù)d169.335z,127.734，取乙=28齒，故大齒輪齒數(shù) z2 = i2z, = 3 28 二 84。m,2.5這樣設(shè)計出的齒輪傳動，即滿足了齒面接觸疲勞強度，以滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。4

30、.4.幾何尺寸計算1 1）計算分度圓直徑d1 =乙口=28 2.5mm = 70mmd2 二 z2m=84 2.5mm = 210mm2)2)計算中心距a = d2)/2 = (70 210)/2 = 140mm3)3)計算齒輪寬度b 二 d a =1.1 70 = 77mm取 B2 = 77mm, B! = 82mm。5.5.驗算2T1Ft1 = 2715.7 N Nd1K A Ft / = 35.2 6 N/mm100N/mmN/mm1.3 495=643.5N495=643.5N m m按照計算轉(zhuǎn)矩Tea應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查機械設(shè)計手冊，選用普通大套筒式聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為 1

31、2501250 N N m m，聯(lián)軸器長為200mm200mm 根據(jù)這些條件將軸設(shè)計成如下所示的結(jié)構(gòu)：圖2 2第一軸的結(jié)構(gòu)為了安裝及固定帶輪，從左至右第一段為10mm10mm的地方開有2 2 2 2的環(huán)槽，用于安裝卡環(huán) 對帶輪進行軸向固定，帶輪和軸采用普通平鍵連接，平鍵型號為鍵2020 8 8。第二段為5mm5mm高的軸肩，對帶輪在軸上的軸向進行定位，且為滿足聯(lián)軸器的安裝，在軸上開有圓錐銷孔。2 2）小帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計根據(jù)選用的帶的截形，查表8-108-10，小帶輪寬度B=85mmB=85mm，基準(zhǔn)寬度bd =19mm=19mm，槽深24mm24mm，輪槽角3838,又小帶輪的分度圓直徑 dd1

32、=315mm=315mm由dd1300mm300mm應(yīng)采用孔板式結(jié)構(gòu)，帶輪的具體結(jié)構(gòu)及尺寸如下圖所示：圖3 32.2.第二軸及其配合件的設(shè)計1 1）第二軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計對于第二軸，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70mm70mm，且小齒輪的齒寬為 82mm82mm，而第二軸的最小允許用軸徑為 52mm52mm ,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(shù)和小帶輪的一樣，故B=85mmB=85mm。根據(jù)這些條件，設(shè)計出第二軸的結(jié)構(gòu)尺寸如下圖：圖4 4第二軸的結(jié)構(gòu)為了安裝及固定帶輪，從右至左第一段為離軸左端10mm10

33、mm長的地方開有2mm2mm寬2mm2mm深的環(huán)槽，用以安裝卡環(huán)，同時在第一段的右段留有5mm5mm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1616 1010；第二段為5mm5mm高38mm38mm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 3mm3mm高的軸肩，以便軸承安裝的定位。第4 4段為長82mm82mm長的齒輪，是和軸做成一體的。2 2）第二軸上帶輪（大帶輪）的結(jié)構(gòu)設(shè)計根據(jù)選用的帶的截形，查表8-108-10，小帶輪寬度B=85mmB=85mm，基準(zhǔn)寬度bd =19mm=19mm，槽深24mm24mm，輪

34、槽角3838,又小帶輪的分度圓直徑dd1=630mm=630mm由dd1600mm600mm應(yīng)采用履板式結(jié)構(gòu)，帶輪的具體結(jié)構(gòu)及尺寸如下圖所示:圖5 5大帶輪的結(jié)構(gòu)3 3 第三軸及其配合件的設(shè)計1 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77mm77mm，而第二軸的最小允許用軸徑為60mm60mm，而鏈輪在第三軸上裝所需要的寬度是37.85mm37.85mm,滾動軸承的寬度為 20mm20mm。故將第三軸設(shè)計成如下所示的結(jié)構(gòu)：圖6 6第三軸的設(shè)計為了安裝磁粉加載器，從左至右第一段為180mm180mm長的光軸，第二段為 5mm5mm高40mm

35、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5mm5mm高的軸肩進行定位，左邊開有環(huán)槽，用以安裝卡環(huán)對齒輪進行軸向定位。第4 4段為長10mm10mm的軸肩，使齒輪和減速器外殼有足夠的間隙，第五段為10mm10mm長的軸肩，第六段20mm20mm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1616 1010。2 2）齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計因齒輪齒頂圓直徑為 210mm210mm，可采用普通實心結(jié)構(gòu)，其具體結(jié)構(gòu)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(yīng)根據(jù)軸的具體受載及應(yīng)力情況，采取相應(yīng)的計算方法，并恰當(dāng)

36、的選取其許用應(yīng)力。 對于僅僅承受扭矩的軸， 應(yīng)按扭轉(zhuǎn)強度條件計算； 對于承受彎矩的軸， 應(yīng)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(yīng)按疲勞強度條件進行精確校核。此外，對于瞬時過載很大或應(yīng)力循環(huán)不對稱性較為嚴(yán)重的軸，還應(yīng)按峰尖載荷校核其靜強度，以免產(chǎn)生過量的塑性變形。由于此次設(shè)計和傳動裝置實驗臺的軸都為直軸，且設(shè)計軸的方法都相同， 故這里只對受力最復(fù)雜的第二軸進行強度校核，而第二軸即受彎矩又受扭矩，故應(yīng)按彎扭合成進行強度校核之后再進行精確校核。1 1.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度進行校核時，通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 C是軸的危險截面。現(xiàn)對截面C C的彎矩和扭矩進行計算如下：該軸只受帶傳動預(yù)緊力對軸的作用力FP =6093N=6093N，又截面 C C到支點的中心距離為67.5mm67.5mm，故截面C C的總彎矩為：M 二FPL=6093N 67.5mm =411277.5N *mm總扭矩為：T =T2 = 950500N *mm取-=0.6，軸的計算應(yīng)力caM2(:T)2W411277.52(0.6 950500)20.1 x553= 42.25MPa第二軸為齒輪軸，軸的材料和齒輪材料一致為4