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第二章 传动装置总体设计
2.1 计算总传动比及分配各级传动比
1. 总传动比
ia=nm/nw =1400/48=29.2 (2-1)
2. 分配传动装置各级传动比
在二级展开式圆柱齿轮减速器中，和分别取圆柱齿轮减速器的高级、低级传动比分别为i1和i2。
ia?i1?i2 (2-2) 考虑到i1和i2的取值，应使各传动尺寸协调，结构合理匀称，避免干涉碰撞，在二级展开式圆柱齿轮减速器中，两级的大齿轮尺寸应尽量相近，以利于浸油润滑，二级圆柱齿轮减速器传动比一般推荐i1=(1.3～1.4)i2 。
i1=1.4i2 (2-3)
由式教材(2-9)、(2-10)得出 i1=6.4，i2=4.57 注意：以上传动比的分配只是初步的，传动装置的实际传动比必须在各级传动零件的参数。如带轮直径，齿轮齿数等确定后才能计算出来，故应在各级传动零件的参数确定后计算实际总传动比。一般总传动比的实际值与设计要求值的允许值误差为3%～5%。
2.2.计算传动装置的运动和动力参数
如方案三中，传动装置从电动机到要工作机有三轴，依次记作为0轴（电动机轴），1轴(高速轴)，2轴（中间轴）和3轴（低速轴）。则：
n1，n2，n3为高速轴、中间轴、低速轴的转速。单位r/min； P1，P2，P3为高速轴、中间轴、低速轴的输入功率。单位KW；
???P1，P2，P3为高速轴、中间轴、低速轴的输出功率。单位KW；
T1，T2，T3为高速轴、中间轴、低速轴的输入转矩。单位N·m；
???T1，T2，T3高速轴、中间轴、低速轴的输出转矩。单位N·m；
i0，i12，i23为相邻两轴的传动比。 0轴（电动机轴）： P0=Pd=1.18 KW n0=nm=1400r/min
T0=9550·P0/n0 =9550?1.18/1400=8.05 N·m 1〉.各轴转速 1轴（高速轴）：n1=n0 =1400r/min
2轴（中间轴）：n2=n1/i12 =1400/6.4=218.8 r/min 3轴（低速轴）：n3=n2/i23 =218.8/4.57=47.9 r/min 2〉.各轴的输入功率 1轴（高速轴）： P1=P0·η1=1.18?0.0.99=1.168 KW
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2轴（中间轴）：P2=P1·η12=P1·η2·η3=1.168×0.97×0.99=1.122 KW
3轴（低速轴）：P3=P2·η23=P2·η2·η3=1.122×0.97×0.99=1.077 KW 3〉.各轴的输出功率
?1轴（高速轴）： P1=P2=1.122 KW ?2轴（中间轴）：P2=P3=1.077 KW
?3轴（低速轴）：P3=PW=1.06 KW
4〉.各轴的输入转矩 1轴（高速轴）： T1=9550·P1/n1 =9550?1.168/1400=7.96 N·m 2轴（中间轴）：T2=9550·P2/n2 =9550×1.122/218.80=48.97 N·m 3轴（低速轴）：T3=9550·P3/n3 =9550×1.077/47.9=214.73 N·m 5〉.各轴的输出转矩`
??1轴（高速轴）： T1?9550?P1/n1?9550?1.122/1400?7.65N·m ??2轴（中间轴）：T2?9550?P2/n2?9550?1.077/218.80?47.0N·m
??3轴（低速轴）：T3?9550?P3/n3?9550?1.06/47.9?211.34 N·m
为了便于后续的设工作，将上述数据统计见表2-1，表中包括各轴运动和动力参数数值，详细介绍各轴的功率、转速、及转矩等值。
表2-1 各轴运动和动力参数
轴名 功率 P/KW 输入 输出 1.18 1.122 1.077 1.06 转矩 T/N·m 输入 — 7.96 48.97 输出 8.05 7.65 47 转速传动比 效率 n/(r/min) i η 1400 1400 218.8 4.57 47.9 6.4 — 96.06% 95.98% 98.42% 电动机轴 1轴（高速轴） 2轴（中间轴） 3轴（低速轴） — 1.168 1.122 1.077 214.73 211.34
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第三章 传动零件的设计计算
3.1 联轴器的选用
1〉.联轴器类型的选择
由表2-1，结合实际，本方案初选A处为弹性联轴器，B处为凸缘联轴器。 2〉.计算联轴器的载荷
A处联轴器：查表2-1知，T=8.05 N·m 又由表14-1查得 KA?1.5
故计算转矩Tca?KA?T?1.5×8.05=12.08 N·m B处联轴器：查表2-1知，T=211.34 N·m 又由表14-1查得 KA?1.5
故计算转矩Tca?KA?T?1.5×211.34=317.01 N·m 3〉.联轴器型号的选择
由上面可知，A处选用LT4联轴器
J124?52GB/T4323?2002，B处选用GY5
J124?52凸缘联轴器
Y30?82GB/T5843?2003。
J130?603.2 各级齿轮的设计及校核
3.2.1.第一级齿轮的设计（高速级）
由以上计算知高速轴输出转矩T=7.65N·m，P=1.122KW，小齿轮转速n=1400r/min，第一级转动比i=6.40，工作寿命为五年（每年工作300天），单班制工作。
1. 选定齿轮精度等级，材料及初定齿数。 （1）由于式加料机速度不高，选用8级精度。
（2）材料选择，查表选择小齿轮材料为40Cr（调质处理），硬度为280HBS,大齿轮材料45钢（调质处理），硬度为240HBS，二者材料硬度相差40HBS。
（3）初选小齿轮齿数Z1=20，大齿轮齿数Z2=i12·Z1=6.4×20=128,取Z2=128。
2. 按齿面接触疲劳强度设计
进行试算。
（1）确定公式内的各计算数值
1）试选载荷系数 Kt=1.4；
K?Tu?1?ZE?由设计计算公式：d1t?2.323t1? ??????du???H??
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2）由教材表10—7选取齿宽系数 ?d?0.8；
3）由教材表10—6查得材料的弹性影响系数 ZE?189.MP8a2 4）由教材图10—21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限
1?Hlim1=550 MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限?Hlim2=500 MPa；
5）由教材式10—13计算应力循环次数
Lh=5×300×1×8=12000h；
N1?60n1jLh?60?1400?1?12000?3.024?109 N13.024?109N2???0.4725?109
i126.46）由教材图10—19查得接触疲劳寿命系数KHN1?0.92；KHN2?0.96。 7）计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（4-2），（4-3）得
??H??KHN1??Hlim1?0.92?550?506MPa
1S1??H?2?KHN2??Hlim2?0.96?500?480MPa
S1
（2）计算
1）试算小齿轮分度圆直径d1t，代入??H?中较小的值。
223?ZE?KTu?11.4?7.96?107.4?189.8?t13??d1t?2.323??2.32?????31.564mm ???du???H??0.86.4?480?
2）计算圆周速度v ?d1tn1??31.564?1400v???2.31m/s
60?100060?10003）计算齿宽b
b??d?d1t?0.8×31.564=25.251 mm
模数 mt?d1t31.564??1.587mm z120齿高 h?2.25mt?2.25?1.578?3.55mm
b25.251??7.11 mm h3.55
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6）计算载荷系数
根据v=2.95m/s，8级精度由教材图10-8查得动载荷系数Kv?1.14， 对于直齿轮：KH??KF??1
由教材表10—2查得使用系数 KA?1.2 5 由教材表10—4用插值法查得8级精度，小齿轮相对支承非对称布置时
KH??1.316。
由
b?7.11，KH??1.316。查教材图10—13得 KF??1.35； h 故载荷系数为
K=KAKvKH?KH??1?1.14?1?1.316?1.50
7）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由教材式10—10a得 d1?d1t38）计算模数m m?d132.298??1.615 z120K1.5?31.564?3?32.298mm KT1.43．按齿根弯曲疲劳强度进行校核 KFtYFaYSa由校核公式：?F????F? 进行校核
bm（1）确定公式内的各计算数值
1）由教材图10—20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限?FE1=520 MPa ，大齿轮弯曲强度极限?FE2=480 MPa
2）由教材图10—18查得弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.85，KFN2=0.88 3）计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S?1.4，由式（4-13），（4-14）得
K?0.85?520?315.7MPa； ??F?1?FN1FE1?S1.4??F?2?KFN2?FE2?0.88?480?301.7MPa；
S1.44）查取齿型系数，由教材表10—5查得 YFa1=2.8，YFa2=2.16
5）查取应力校正系数，由教材表10—5查得 YSa1=1.55， YSa2=1.81
6）第一级大、小齿轮所受圆周力的计算
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