关于二级传动.docx

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关于二级传动

一、电动机的选择

1）选择电动机的类型

按工作要求和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380V。

2）选择电动机的容量

工作机的有效功率为Pw=F•v=3×1.2=3.6kWi=0从电动机到工作机传送带间的总效率为η。

η=η1•η2•η3•η4•η5=0.96^1×0.99^4×0.97^2×0.99^1×0.96^1=0.825i=1由《机械设计课程上机与设计》可知：

η1：

V带传动效率0.96

η2：

滚动轴承效率0.99（球轴承）

η3：

齿轮传动效率0.97（7级精度一般齿轮传动）

η4：

联轴器传动效率0.99（弹性联轴器）

η5：

卷筒传动效率0.96

所以电动机所需工作功率为：

Pd=Pw/η=3.6/0.825=4.36kWi=2式中：

Pd——工作机实际所需电动机的输出功率，kW；

Pw——工作机所需输入功率。

kW；

η——电动机至工作机之间传动装置的总功率。

3）确定电动机转速

按推荐的传动比合理范围，V带传动≤（2～4），一级圆柱齿轮传动≤5，两级圆柱齿轮传动为（5～40）。

因为nw=v•60/（π•D）=（1.2×60）/（π×350）=65.48r/mini=3nd=i•nw=（10～80）•65.48=（654.8～5238.4）r/mini=4所以电动机转速的可选范围为：

（654.8～5238.4）r/mini=5综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1500r/mini=6电动机。

根据电动机类型、容量和转速，查表选定以下电动机，其主要性能如表格1。

二、确定传动装置的总传动比和分配传动比

1）.总传动比i为

i=nm/nw=1440/65.48=21.99i=72）.分配传动比

i=i0•i1•i2=21.99i=8考虑润滑条件等因素，初定

i0——为V型带传动比

i1——为第一组齿轮传动比

i2——为第二组齿轮传动比

当为两级传动时：

i1=（1.3～1.4）•i2取1.4，i0=3

当为一级传动时：

i1=i/i0i0=3

所以经过计算以后可得：

i1=3.21i=10i1=1.4•i2=1.4×3.21=2.29i=11

（1）.各轴的转速

电动机轴：

nm=1440r/mini=13Ⅰ轴：

nⅠ=1440/3=480r/mini=14Ⅱ轴：

nⅡ=480/3.21=149.53r/mini=15

Ⅲ轴：

nⅢ=149.53/2.29=65.3r/mini=16

卷筒轴：

nw=nⅢ=65.3/1=65.3r/mini=17

（2）.各轴的输入功率

电动机轴：

Pd=5.5kWi=19

Ⅰ轴：

PⅠ=Pd•η1•η2=5.5×0.99×0.96=5.23kWi=20

Ⅱ轴：

PⅡ=PⅠ•η2•η3=5.23×0.99×0.97=5.02kWi=21

Ⅲ轴：

PⅢ=PⅡ•η2•η3=5.02×0.99×0.99=4.82kWi=22

卷筒轴：

Pw=PⅢ•η2•η4=4.82×0.99×0.99=4.72kWi=23

（3）.各轴的输入转矩

电动机轴的输出转矩Td为：

Td=9550×Pd/nm=9550×5.5/1440=36.48N•mi=25

电动机轴：

Td=36.48N•mi=26

Ⅰ轴：

TⅠ=9550×PⅠ/nⅠ=9550×5.23/480=104.06N•mi=27

Ⅱ轴：

TⅡ=9550×PⅡ/nⅡ=9550×5.02/149.53=320.61N•mi=28

Ⅲ轴：

TⅢ=9550×PⅢ/nⅢ=9550×4.82/65.3=704.92N•mi=29

卷筒轴：

Tw=9550×Pw/nw=9550×4.72/65.3=690.29N•mi=30

三、V带设计

1）求计算功率Pc

查表得Ka=1.2i=32

故Pc=Ka•Pd=1.2×4.36=5.23kWi=33

2）选V带型号

可用普通V带或窄V带，现选以普通V带。

根据Pc=1.2×4.36=5.23kWi=34

nd=1440n/mini=35

查图查出此坐标点位于图中A型带i=36

所以现在暂选用A型带i=37

3）求大、小带轮基准直径dl2、dl1由表dl1应不小于75mmi=38

取（标准）dl1=100mmi=39

dl2=nd/nⅠ•dl1•（1-ε）=1440/480×100×（1-ε）=294mmi=40

ε一般为0.02。

查表得取（虽然dl2的大小会影响传动比，但其误差为小于5%i=41

）取标准dl2=300mmi=42

4）验算带速v

v=π•dl1•nd/（60×1000）=π•100•1440/（60×1000）=7.54m/si=43

带速在5～25m/s范围内，合适。

5）求V带基准长度Ld和中心距a

初步选取中心距

a0=1.5•（dl1+dl2）=1.5•（100+300）=600mmi=44

取a0=600mmi=45

符合a0=0.7•（dl1+dl2）～2•（dl1+dl2）。

L0=2•a0+π/2•（dl1+dl2）+（dl2-dl1）^2/（4×a0）=2•600+π/2•（100+300）+（300-100）^2/（4×600）=1844.99mmi=46

查《机械设计基础》表13-2，对所选的A型带i=47

所以Ld=2000mmi=48

则中心距a≈a0+（Ld-L0）/2=600+（2000-1844.99）/2=678i=49

6）验算小带轮包角α1

α1=180°-（dl2-dl1）/a×57.3°=180°-（300-100）/678×57.3°=163.1°i=50

此结果大于120°所以合适

7）求V型带根数z

z=Pc/（（P0+ΔP0）•Ka•KL）

查表得查《机械设计基础》表13-3得

P0=1.32kWi=51

两轮之间的传动比i=dl2/（dl1•（1-ε））=300/（100•（1-0.02））=3.06i=52

查表13-5得ΔP0=0.17i=53

查表13-7得Ka=0.89i=54

查表13-2KL=1.03i=55

由此可得z=5.23/（（1.32+0.17）×0.89×1.03）=3.82i=56

取z=4i=57

8）求作用在带轮轴上的压力FQ

查《机械设计基础》表13-1得q=0.1kg/mi=58

故得单根V带的初拉力

F0=500•Pc/（z•v）•（2.5/Ka-1）+q•v^2=500•5.23/（4•7.54）•（2.5/0.89-1）+0.1×7.54^2=162.53Ni=59

V型带的尺寸大小见表格3

作用在轴上的压力

FQ=2•z•F0•sin（α1/2）=2•4•162.53•sin（163.1°/2）=1286.13Ni=60

四、齿轮的设计

1）齿轮1、2的设计

（1）选择材料及确定许用应力因要求结构紧凑故采用硬齿面的组合；小齿轮用20CrMnTi渗碳淬火，齿面硬度为56～62HRC，σHlim1=1500MPa，σFE=850MPa；大齿轮用20Cr渗碳淬火，齿面硬度为56～62HRC，σHlim1=1500MPa，σFE=850MPa。

取SF=1.25，SH=1（表11-5）取ZH=2.5，ZE=189.8（表11-4） i=113

[σF1]=[σF2]=0.7•σFE1/SF=0.7×850/1.25=476MPai=115

σH1]=[σH2]=σHlim1/SH=1500/1=1500MPai=116

（2）按轮齿弯曲强度设计计算

齿轮按8级精度制造。

取载荷系数K=1.5i=117

齿宽系数Φd=0.6i=118

初选螺旋角β=15°

齿数取z1=30i=119

则z2=3.21×30=96.3i=120

取z2=96i=121

齿形系数

Zv1=z1/（（cos15°）^3）=30/（（cos15°）^3）=33.29i=122

Zv2=z2/（（cos15°）^3）=96/（（cos15°）^3）=106.52i=123

查图11-8得YFa1=2.5i=124

YFa2=2.19i=125

由图11-9得YSa1=1.63i=126

YSa2=1.63i=127

因YFa1•YSa1/[σF1]=2.5×1.63/476=0.0086i=128

YFa2•YSa2/[σF2]=2.19×1.63/476=0.0075i=129

故应进行弯曲强度计算的齿轮为齿轮1i=130

法向模数mn≥（（2•K•TⅠ•YFa1•YSa1•（cosβ）^2）/（φd•（z1）^2•[σF1]））^（1/3）=（（2•1.5•104.06•2.5•1.63•（cos14.25^2））/（0.6•（30）^2•476））^（1/3）=1.9269410326992mmi=131

由表4-1取mn=2mmi=132

中心距a=mn•（z1+z2）/（2•cosβ）=2•（30+96）/（2•cos15°）=130.44479873167mmi=133

取a=130mmi=134

确定螺旋角β=arccos（mn•（z1+z2）/（2•a））=arccos（2•（30+96）/（2•130mm））=14.25°i=135

齿轮分度圆直径d1=mn•z1/cosβ=2•30/cos14.25°=61.9mmi=136

d2=mn•z2/cosβ=2•96/cos14.25°=198.1mmi=137

齿宽b=φd•d1=0.6•61.9=37.14mmi=138

取b1=35mmi=139

b2=25mmi=140

（3）验算齿面接触强度

将各参数代入式（11-8）得

σH=ZE•ZH•ZB•（2•K•TⅠ•（i1+1）/（b1•d1^2•i1））^（1/2）=189.8×2.5×（cos）14.25^（1/2）×（2×1.5•104.06•（3.21+1）/（35•61.9^2•3.21））^（1/2）=816.24MPa≤[σH1]i=141

所以安全。

（4）齿轮的圆周速度

v1=π•d1•nⅠ/（60×1000）=π•61.9•480/（60×1000）=1.56m/si=142

对照表11-2，选8级精度是合宜的。

 i=143

2）齿轮3、4的设计

（1）选择材料及确定许用应力因要求结构紧凑故采用硬齿面的组合；小齿轮用20CrMnTi渗碳淬火，齿面硬度为56～62HRC，σHlim3=1500MPa，σFE=850MPa；大齿轮用20Cr渗碳淬火，齿面硬度为56～62HRC，σHlim4=1500MPa，σFE=850MPa。

取SF=1.25，SH=1（表11-5）取ZH=2.5，ZE=189.8（表11-4）

[σF3]=[σF4]=0.7•σFE3/SF=0.7×850/1.25=476MPai=144

σH3]=[σH4]=σHlim3/SH=1500/1=1500MPai=145

（2）按轮齿弯曲强度设计计算

齿轮按8级精度制造。

取载荷系数K=1.5i=146

齿宽系数Φd=0.6i=147

初选螺旋角β=15°

齿数取z3=32i=148

则z4=2.29×32=73.28i=149

取z4=73i=150

齿形系数

Zv3=z3/（（cos15°）^3）=32/（（cos15°）^3）=35.51i=151

Zv4=z4/（（cos15°）^3）=73/（（cos15°）^3）=81i=152

查图11-8得YFa3=2.48i=153

YFa4=2.24i=154

由图11-9得YSa3=1.64i=155

YSa4=1.6i=156

因YFa3•YSa3/[σF3]=2.48×1.64/476=0.0085i=157

YFa3•YSa4/[σF4]=2.24×1.6/476=0.0075i=158

故应进行弯曲强度计算的齿轮为齿轮3i=159

法向模数mn≥（（2•K•TⅡ•YFa3•YSa3•（cosβ）^2）/（φd•（z3）^2•[σF3]））^（1/3）=undefinedi=160

由表4-1取mn=2.5mmi=161

中心距a=mn•（z3+z4）/（2•cosβ）=2.5•（32+73）/（2•cos15°）=135.879998678823mmi=162

取a=135mmi=163

确定螺旋角β=arccos（mn•（z3+z4）/（2•a））=arccos（2•（32+73）/（2•130mm））=13.54°i=164

齿轮分度圆直径d3=mn•z3/cosβ=2.5•32/cos13.54°=82.29mmi=165

d4=mn•z4/cosβ=2.5•73/cos13.54°=187.72mmi=166

齿宽b=φd•d3=0.6•82.29=49.37mmi=167

取b3=35mmi=168

b4=25mmi=169

（3）验算齿面接触强度

将各参数代入式（11-8）得

σH=ZE•ZH•ZB•（2•K•TⅡ•（i2+1）/（b3•d3^2•i2））^（1/2）=189.8×2.5×（cos）13.54^（1/2）×（2×1.5•320.61•（2.29+1）/（35•82.29^2•2.29））^（1/2）=1129.7MPa≤[σH3]i=170

所以安全。

（4）齿轮的圆周速度

v3=π•d3•nⅡ/（60×1000）=π•82.29•149.53/（60×1000）=0.64m/si=171

对照表11-2，选8级精度是合宜的。

 i=172

五、轴的设计

1）轴Ⅰ的设计 i=198

圆周力：

Ft1=2TⅠ/d1=2×104.06/0.0619=3362.2Ni=200

径向力：

Fr1=Ft1•tanα=3362.2•tan20°=1262.59Ni=201

轴向力：

Fa1=Ft/cos20°=3362.2/cos20°=854Ni=202

2）初步确定轴Ⅰ的最小直径

材料为45钢，正火处理。

根据《机械设计基础》表14-2，取C=110,于是dmin=C3•（PⅠ/nⅠ）^（1/3）=110×（5.23/480）^（1/3）=24.39mmi=203

由于键槽的影响，故最小直径为：

26mmi=204

显然最小值的轴颈肯定是安在电动机的联轴器,故取标准值轴Ⅰ的最小最小直径d1=38mmi=205

根据带轮或者是联轴器的结构可选轴轴向长度l1=76mmi=206

3）轴Ⅰ的结构设计

（1）.为满足带轮的轴向定位要求，1段需要一轴肩故d2=47mmi=207

（2）.初步选择滚动轴承

因轴承同时受有径向力和轴向力的做用，故选用接触球轴承。

按照工作求并根据d2=47mmi=208

查手册选取单列角接触球轴承7011ACi=209

其尺寸为d×D×B=55×90×18mmi=210

故d3=d7=55mmi=211

故l7=B=36mmi=212

（3）.由小齿轮尺寸可知，齿轮处的轴端4的直径的d4=59mmi=213

故l4=50mmi=214

由轴肩高度h>0.07d，则轴肩的直径d5=67mmi=215

则d6=59mmi=216

则l6=33mmi=217

（4）.根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求。

故l2=95mmi=218

（5）.根据安装时齿轮中心要在一条线上，可得l3=18mmi=219

至此，已初步确定了轴的各段和长度。

见草图1 i=220

4）.轴Ⅰ的校核

根据两个轴承的位置可确定L=129mmi=221

取齿轮中间为a-a截面，带轮离最近轴承的距离L2=142mmi=222

取右端轴承至从右到左第一个齿轮截面的距离为L3=44.5mmi=223

（1）.求垂直面得支撑反力图1-a

F1v=（Fr1*L3-Fa1•d1/2）/L=（1262.59×0.0445-854•0.0619/2）/0.129=230.65Ni=224

F2v=Fr1-F1v=1262.59-230.65=1031.94Ni=225

（2）.求水平的支撑反力图1-b

F1H=Ft1•L3/L=3362.2•0.0445/129=1159.83Ni=226

F2H=Ft1-F1H=3362.2-1159.83=2202.37Ni=227

（3）.V型带拉力产生的支撑反力图1-c

F1F=FQ•（L2+L）/L=1286.13×（0.142+0.129）/0.129=2701.87Ni=228

F2F=F1F-FQ=2701.87-1286.13=1415.74Ni=229

（4）.绘垂直面得弯矩图图1-d

Mav=F2v•L3=2701.87-1286.13=45.92N•mi=230

M'av=F1v•（L-L3）=230.65×（0.129-0.0445）19.49N•mi=231

（5）.绘水平面的弯矩图图1-e

MaH=F1H•L3=1159.83×0.0445=51.61N•mi=232

M'aH=F1H•（L-L3）=1159.83•（0.129-0.0445）=98.01N•mi=233

（6）.带轮拉力产生的弯矩图图1-f

M1F=FQ•L2=1286.13•0.142=182.63N•mi=234

MaF=F2F•L3=1415.74•0.0445=63N•mi=235

（7）.求合成弯矩图图1-g

考虑到最不利的情况。

Ma=（Mav^2+MaH^2）^（1/2）+MaF=（45.92^2+51.61^2）^（1/2）63=132.08N•mi=236

M'a=（M'av^2+M'aH^2）^（1/2）+MaF=（19.49^2+98.01^2）^（1/2）63=163N•mi=237

M1=M1F=182.63N•mi=238

所以危险截面为：

轴承1i=239

（8）.求危险截面处的当量弯矩取危险弯矩为M，从截面中发现其当量弯矩为

Me=（M^2+（α•TⅠ）^2）^（1/2）取α=0.6.可得：

Me=（182.63^2+（0.6×104.06）^2）^（1/2）=193.01N•mi=240

（9）.计算危险截面处轴的直径

轴的材料选用45钢，调质处理，由表得σB=650MPa，由表14-3查得[σ_1b]=60MPa,则

d≥（Me/（0.1•[σ_1b]））^（1/3）=（193.01/（0.1×60））^（1/3）=31.8mmi=241

考虑到键槽对轴的削弱，将d值加大5%，故

d≥1.05×31.8=33.39mmi=242

查看草图说明当初估算的直径是合理。

 i=243

5）.轴Ⅱ的设计 i=289

圆周力：

Ft2=2TⅡ/d2=2×320.61/0.1981=3236.85Ni=290

径向力：

Fr2=Ft2•tanα=3236.85•tan20°=1215.52Ni=291

轴向力：

Fa2=Ft/cos20°=7792.2/cos20°=1876Ni=292

圆周力：

Ft3=2TⅡ/d3=2×320.61/0.08229=7792.2Ni=293

径向力：

Fr3=Ft3•tanα=7792.2•tan20°=2917.21Ni=294

轴向力：

Fa3=Ft/cos20°=7792.2/cos20°=1876Ni=295

6）初步确定轴Ⅱ的最小直径

材料为45钢，正火处理。

根据《机械设计基础》表14-2，取C=110,于是dmin=C3•（PⅡ/nⅡ）^（1/3）=110×（5.02/149.53）^（1/3）=35.49mmi=296

由于键槽的影响，故最小直径为：

42mmi=297

7）轴Ⅱ的结构设计

（1）.初步选择滚动轴承

因轴承同时受有径向力和轴向力的做用，故选用接触球轴承。

查手册选取单列角接触球轴承7012ACi=298

其尺寸为d×D×B=60×95×18i=299

故d5=d1=60mmi=300

（2）.由齿轮2、齿轮3的尺寸可知，齿轮处的轴端4的直径的d4=64mmi=301

故l4=23mmi=302

故d2=64mmi=303

故l2=33mmi=304

（3）.根据齿轮到内壁的距离以及轴承定位的要求。

故l1=40mmi=305

故l5=45mmi=306

至此，已初步确定了轴的各段和长度。

见草图2 i=307

8）.轴Ⅱ的校核

根据两个轴承的位置可确定L=133mmi=308

取齿轮2中间为b-b截面，齿轮3中间为c-c截面。

b与c截面的距离L2=38mmi=309

取右端轴承至从右到左第一个齿轮截面的距离为L3=48.5mmi=310

（1）.求垂直面得支撑反力图2-a

F3v=（Fr2•（L3+L2）+Fa3•d3/2+Fa2•d2/2-Fr2•L3）/L=（2917.21×（0.0485+0.038）+1876×0.08229/2+822×198.1/2-1215.52×0.0485）/0.133=2646.56Ni=311

F4v=Fr2+F3v-Fr3=1215.52+2646.56-2917.21=944.87Ni=312

（2）.求水平的支撑反力图2-b

F4H=Ft2•（L-L3）-Ft3•（L-L2-L3）/L=（3236.85×（0.133-0.0485）+7792.2×（0.133-0.038-0.0485））/0.133=-3887.5Ni=313

F3H=Ft3+Ft2-F4H=3236.85+7792.2--667.85=-667.85Ni=314

（3）.绘垂直面得弯矩图图2-c

Mbv=F4v•L3=944.87•0.0485=45.83N•mi=315

M'bv=Fa3•d3/2+Fr3•L2-F3v•（L-L3）=1876•0.0485/2+2917.21•0.038-2646.56•（133-48.5）=-35.59N•mi=316

Mcv=F4v•（L2+L3）+Fa2•d2/2-Fr2•L3=944.87•（0.038+0.0485）+822•0.1981/2-1215.52•0.0485=104.2N•mi=317

M'cv=-F3v•（L-L2-L3）=-2646.56•（0.133-0.038-0.0485）=-123.07N•mi=318

（4）.绘水平面的弯矩图图2-d

MbH=F4H•L3=-667.85•0.0485=-32.39N•mi=319

M'bH=F3H•（L-L3）=-3887.5•（0.1