机构二级传动设计
项目：二级传动设计系部：机电工程系
班级：11级机电4班学号：20110103159 姓名：黄建军
指导老师：刘光浩
目录
一设计卷扬机传动装置 (3)
二设计传动装置中带传动 (8)
三设计减速箱的齿轮 (10)
四轴的结构设计 (15)
五计算轴承的寿命 (23)
六附图 (24)
机构设计任务2
一、设计卷扬机传动装置。
由已知条件可得：
(1)、确定工作机需要的功率Pw和卷扬机的转速Nw
P
W
=F V／1000nw=4.2kw
n
w
=60 1000V／∏D=24.92r／min (2)、初定电动机的类型和转速
初估系统的总效率为0.8≈0.9，需要电动机的功率为
P
d =P
w
/n=4.67≈5025kw
根据P
ed ≥P
d
,则可以选用的电动机有Y-132M2-6、Y-132S-4、
Y132S1-2，以这三种方案做一个比较表，综合考虑传动装置的传动比、重量、价格三方面的因素，拟选用电动机的型号为：
(3)功能分析
总传动比i=n
d
/n w=38.46
根据总传动比的大小，可采取二级减速传动。每一级传动又有很多种传动方案：
各种传动的方案
从可行方案中初选四个较佳的方案，传动示意图如附件1所示：方案一：A1+B2
方案二：A3+B4
方案三：A4+B5
方案四：A5+B3
由四种传动方案的简图可知，完成同一个任务的机器，改变减速传动装置，其设计方案可有多种形式，若改变机器的工作原理，则设计方案还会更多。
分析上述四种传动方案。
方案四：传动效率高，结构紧凑，使用寿命长。当要求大启动力矩时，制造成本较高。
方案三：能满足传动比要求，但要求大启动力矩时，链传动的抗冲击性能差，噪音大，链磨损快寿命短，不易采用。
方案二：传动效率高，使用寿命长，但要求大启动力矩时，启动冲击大，使用维护较方便。
方案一：采用V带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比要
求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，可适当启动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。缺点是传动尺寸较大，V带使用寿命较短。
综合分析比较，选用方案一。
（4）确定输入功率P
d
和额定功率功率P ed
如传动方案一图所示，为串连方式组合，根据查表可得。取滚动
轴承效n
1=0.99，V带传动效率n
2
=0.96，一对齿轮啮合传动效率
n
3=0.97，联轴器效率n
4
=0.99，传动系统的效率为：
n=( n
2
)(n2
3
)(n3
1
) (n
4
)=0.96?0.972?0.993?0.99=0.868
传动系统的效率为0.868，在估计值的范围内，所以电动机型号
仍可选用Y-132M2-6，额定功率Ped=5.5kw，转速：
P
d =P
w
/n=4.2kw/0.868=4.84kw
Pd作为传动系统动力计算的依据。（5）传动比的分配。
经分析，取带传动比i
1=3，两级齿轮传动的传动比i,
2
=13。两级
闭式齿轮啮合，为保证两级传动的大齿轮和合理的侵油深度，高速传
动比i
2与低速级传动比i
3
的关系为i
2
≈1.3i
3
,则：
i
2
= 3.1
,
2
?
i=4.1
i
3
= i,
2
/i
2
=3.2
(6)各轴的运动和动力参数根据公式的各轴的转速：
小带轮轴n
1=n
m
=960r/min
Ⅰ轴的转速nⅠ=n
1/i
2
=320r/min
Ⅱ轴的转速nⅡ= n
1/i
1
i
2
=960/(3?4.1)=78r/min
Ⅲ轴的转速nⅢ=n
2/i
3
= n
1
/ i
1
i
2
i
3
=960/(3?4.1?3.2)=24r/min
根据公式的各轴的输入功率：
小带轮的输入功率P
1= P
d
=4.84kw
Ⅰ轴的输入功率PⅠ= P
1n
12
=4.65kw
Ⅱ轴的输入功率PⅡ= P
1n
23
=4.46kw
Ⅲ轴的输入功率PⅢ=PⅡn
34
=4.28kw
卷筒轴的输入功率P筒=PⅢn
45
=4.19kw 根据公式的各轴的转矩：
小带轮轴的转矩：T
1=9550 P
1
/ n
1
=44.57N.m
Ⅰ轴的转矩：TⅠ=9550PⅠ/nⅠ=138.77N.m Ⅱ轴的转矩：TⅡ=9550PⅡ/nⅡ=546.06N.m Ⅲ轴的转矩：TⅢ=9550PⅢ/nⅢ=1703.08N.m
卷筒机的转矩：T
筒=9550P
筒
/n
筒
=1605.7N.m
计算结果见下表
一般允许设计值与设计要求有3%≈5%的误差。方案一传动系统各轴的运动和动力参数计算结果
二、设计传动装置中带传动。
由上计算可得：电动机额定功率P=5.5kw，电动机转速
n
1=960r/min，从动轮转速n
2
=320r/min，每天工作16个小时。
三、设计减速箱的齿轮
（1）、已知Ⅰ轴的传动率P=4.65kw,小齿轮转速n
=320r/min,传动比
1
i=4.5,两班制工作。
（2）、已知Ⅱ轴的传动功率P=4.46kw,小齿轮的转速n
=78r/min,传动
1
比i=3,两班制工作。
四 轴的结构设计：
1、已知电动机额定功率P=5.5kw ,Ⅲ轴的从动轮转速n 3=24r/min,齿轮分度圆直径d 3=297mm,n 啮合角a n =20,轮毂长为100mm,要求减速器能经常正反转，设计减速器低速轴Ⅲ的结构尺寸。 （1） 选择轴的材料及热处理方法，并确定许用应力。
选用45号钢，正火处理。查表的抗拉强度b σ=600MPa,查表的许用弯曲应力[1-σ]b =55MPa.
(2)按纯剪切强度估算最小直径。 d ≥n i p ][2.0/1055.96?=C 3n p /
若取齿轮传动的效率（包括带传动效率，轴承效率在内）n=0.78；低速轴P 3=Pn=4.28kw;查表取C=115，按上式计算的：
d ≥C 333/n p )=115324/28.4=64
考虑轴外伸端和联轴器用一个键连接，故将轴径放大5%，即取d=65mm,由于轴头连接外围为联轴器，为了使所选的轴的直径与连接器的径相适应，故同时选择联轴器。 （3） 轴的结构设计
1）确定轴上零件的布置和固定方式，为了满足轴上零件的轴向固定，将该轴设计成阶梯轴。按扭矩M t =T=9550(P 3/n 3)=1703N.m,查设计手册选用TL10型弹性套柱销联轴器，半联轴器的孔径为65mm,长142mm.半联轴器与轴头配合部分的长度为107mm ，要满足半联轴器的轴向固定要求，在外伸轴头左端需制出一轴肩。由于是二级齿轮减速器，因此将齿轮布置在箱体的左侧，轴承不对称地布置在两侧。齿轮以轴环和套筒实现轴向固定，以平健连接和优先选用的过盈配合实现周向固定，以过渡配合实现周向固定。联轴器以轴肩、平键连接实现轴向固定和周向固定，轴的结构草图如附件2所示。
2）确定轴的各段直径，外伸端直径65mm,定位轴肩高度h 一般取h=(0.07≈0.1)d,d 为轴的直径，以此确定联轴器定位轴肩高Hmin=3.5mm,通过轴承端盖的轴身直径d=72mm,非定位轴肩的高度没有严格的规定，一般取1≈2mm.因此这里选用6215型轴承，轴颈直径为75mm;轴承的定位轴肩的高度必须低于轴承内圈端面的高度，查国家标准GB/T276，轴肩高Hmin=4.5mm,所以轴肩和套筒外径取为
84mm,圆角r=1mm;取齿轮轴头直径为80mm,定位轴环高度h=5mm,于是轴环直径为85mm;其余圆角均为r=1.5mm。
3）确定各轴段长度。轮毂长为100mm，为保证轴向定位可靠，与齿轮和联轴器等零件配合的轴段长度一般应比轮毂长度短2≈3mm,因此取轴头长度为98mm,轴承不对称地布置于齿轮两侧，查手册的轴承宽度为25mm,轴承长度与轴承宽度相等为25mm。齿轮端面至箱体内壁的距离各取20mm,以便容纳轴环和轴套；若轴承端面至箱体内壁的距离为2mm,这样就可以定跨距为273mm.按箱体结构需要，轴身伸出端的长度为46mm,为安装联轴器预留空间位置。本联轴器与轴头配合部分的长度为46mm,为安装联轴器预留空间位置。半联轴器与轴头配合部分的长度为107mm,但为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上，而不是压在轴的端面上，轴头长度应比半联轴器的配合长度短，取98mm 为联轴器的轴头长度。
（4）轴的强度校核
轴的强度校核计算
2、已知电动机额定功率P=5.5kw ,Ⅱ轴的从动轮转速n 2=78r/min,齿轮分度圆直径d 2=297mm,n 啮合角a n =20,齿轮一的轮毂长为70mm,齿轮二的轮毂长为105mm,要求减速器能经常正反转，设计减速器低速轴Ⅱ的结构尺寸。
（2） 选择轴的材料及热处理方法，并确定许用应力。
选用45号钢，正火处理。查表的抗拉强度b σ=600MPa,查表的许用弯曲应力[1-σ]b =55MPa.
(2)按纯剪切强度估算最小直径。 d ≥n i p ][2.0/1055.96?=C 3n p /
若取齿轮传动的效率（包括带传动效率，轴承效率在内）n=0.81低速轴P 2=Pn=4.46kw;查表取C=115，按上式计算的： d ≥C 322/n p )=115378/46.4=44mm 将轴径放大5%，即取d=45mm 。 （3）轴的结构设计
1）确定轴上零件的布置和固定方式，为了满足轴上零件的轴向固定，将该轴设计成阶梯轴。轴的结构草图如附图2所示。
2）确定轴的各段直径。这里选用6209型轴承，轴颈直径为45mm;轴承的定位轴肩的高度必须低于轴承内圈端面的高度，查国家标准GB/T276，轴肩高Hmin=4.5mm,所以轴肩和套筒外径取为52mm,圆角r=1mm;取齿轮一的轴头直径为50mm,定位轴环高度h=5mm,于是轴环直径为60mm;齿轮二的轴头直径为50mm,其余圆角均为r=1.5mm 。
3）确定各轴段长度。齿轮一的轮毂长为70mm ，齿轮二的轮毂长