四、传动装置的运动和动力设计：
将传动装置各轴由高速至低速依次定为Ⅰ轴，Ⅱ轴，......以及 i0,i1，......为相邻两轴间的传动比
η01，η12，......为相邻两轴的传动效率 PⅠ，PⅡ，......为各轴的输入功率 （KW） TⅠ，TⅡ，......为各轴的输入转矩 （N·m） nⅠ,nⅡ,......为各轴的输入转矩 （r/min）
可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数 1、 运动参数及动力参数的计算
（1）计算各轴的转数： Ⅰ轴：nⅠ=nm/ i0
=960/2.2=436.36（r/min） Ⅱ轴：nⅡ= nⅠ/ i1
=436.36/4.3=101.48 r/min 卷筒轴：nⅢ= nⅡ=101.5r/min
（2）计算各轴的功率：
Ⅰ轴： PⅠ=Pd×η01 =Pd×η1
=2.57×0.96=2.47（KW）
Ⅱ轴： PⅡ= PⅠ×η12= PⅠ×η2×η3
=2.47×0.96×0.99=2.35（KW） 卷筒轴： PⅢ= PⅡ·η23= PⅡ·η2·η4
=2.35×0.99×0.99=2.30（KW） (3)计算各轴的输入转矩：
电动机轴输出转矩为：
Td=9550·Pd/nm=9550×2.57/960
=25.57 N·m
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Ⅰ轴： TⅠ= Td·i0·η01= Td·i0·η1
=25.57×2.2×0.96=54.01 N·m
Ⅱ轴： TⅡ= TⅠ·i1·η12= TⅠ·i1·η2·η4
=54.01×4.3×0.99×0.99=227.6 N·m 卷筒轴输入轴转矩：T Ⅲ= TⅡ·η2·η4 =223.07 N·m (4)计算各轴的输出功率：
由于Ⅰ～Ⅱ轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率： 故：P’Ⅰ=PⅠ×η轴承=2.47×0.99=2.45 KW
P’Ⅱ= PⅡ×η轴承=2.35×0.99=2.32 KW 计算各轴的输出转矩：
由于Ⅰ～Ⅱ轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：则： T’Ⅰ= TⅠ×η轴承=54.01×0.99=53.47 N·m T’ Ⅱ= TⅡ×η轴承 =227.6×0.99=225.324 N·m 综合以上数据，得表如下： 轴名 效率P （KW） 转矩T （N·m） 转速n 传动比 i 效率 r/min η 输入 输出 输入 输出 电动机轴 2.33 2.57 25.57 960 4.3 0.96 Ⅰ轴 2.47 2.45 54.01 53.47 436.36 2.2 0.95 Ⅱ轴 2.35 2.32 227.6 225.324 101.48 1.00 0.97 卷筒轴 2.30 3.99 223.07 492.84 101.5 五. 普通V带的设计:
（1）选择普通V带型号
由PC=KA·P=1.1×2.57=2.83（ KW）
根据课题得知其交点在A、B型交 界线处，故A、B型两方案待定： 方案1：取A型V带
确定带轮的基准直径，并验算带速： 则取小带轮 d1=100mm
d2=n1·d1·(1-ε)/n2=i·d1·(1-ε) =2.2×100×(1-0.02)=215.6mm 由表取d2=215mm (虽使n2略有减少，但其误差小于5%，故允许)
带速验算： V=n1·d1·π/（1000×60）
=960×100·π/（1000×60)=5.024 m/s
介于5~25m/s范围内，故合适 确定带长和中心距a： 0.7·（d1+d2）≤a0≤2·（d1+d2）
0.7×（100+215）≤a0≤2×（100+215) 220.5 ≤a0≤630 初定中心距a0=500 ，则带长为 L0=2·a0+π·（d1+d2）+（d2-d1）2/(4·a0) =2×500+π·（100+215）+（215-100）2/(4×500)
=1995.71 由表选用Ld=1900 mm的实际中心距452.14mm a=a0+(Ld-L0)/2=500+(1900-1995.71)/2=452.14mm
7
验算小带轮上的包角α1 α1=180-(d2-d1)×57.3/a
=180-(215.6-100)×57.3/452.14=165.35>120 合适 确定带的根数
Z=PC/（(P0+△P0)·KL·Kα） =2.83/（（0.95+0.11）×0.96×0.95） = 2.93
故要取3根A型V带 计算轴上的压力
由书的初拉力公式有 F0=500·PC·（（2.5/Kα）-1）/z· c+q· v2 =500×2.83×（（2.5/0.95）-1）/（3×5.02）+0.17×5.022 =157.58 N 由课本得作用在轴上的压力 FQ=2·z·F0·sin(α/2)
=2×3×157.58×sin(165.35/2)=850.932 N 方案二：取B型V带
确定带轮的基准直径，并验算带速： 则取小带轮 d1=140mm
d2=n1·d1·(1-ε)/n2=i·d1·(1-ε) =2.2×140×(1-0.02)=301.84mm
取d2=300mm (虽使n2略有减少，但其误差小于5%，故允许) 带速验算： V=n1·d1·π/（1000×60）
=960×140·π/（1000×60） =7.03 m/s 介于5~25m/s范围内，故合适 确定带长和中心距a： 0.7·（d1+d2）≤a0≤2·（d1+d2）
0.7×（140+300）≤a0≤2×（140+300） 308≤a0≤880 初定中心距a0=700 ，则带长为 L0=2·a0+π·（d1+d2）+（d2-d1）2/(4·a0) =2×700+π·（140+300）/2+（300-140）2/(4×700) =2184.14 mm 选用Ld=2100mm的实际中心距
a=a0+(Ld-L0)/2=700+(2100-2184.14)/2=615.86mm 验算小带轮上的包角α1
α1=180-(d2-d1)×57.3/a
=180-(300-140)×57.3/615.86=165.12>120 合适 确定带的根数
Z=PC/（(P0+△P0)·KL·Kα） =2.83/（（2.08+0.30）×0.96×0.95）= 1.096 故取1根B型V带 计算轴上的压力
由书 的初拉力公式有 F0=500·PC·（2.5/Kα-1）/z· c+q· v2
=500×2.83×(（2.5/0.95)-1）/（1×7.03）+0.17×7.032 =149.24 N
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由课本得作用在轴上的压力 FQ=2·z·F0·sin(α/2)
=2×1×149.24×sin(165.12/2) =238.78 N
综合各项数据比较得出方案一更适合
六、齿轮传动的设计：
(1)、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。
小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面，小齿轮的材料为42SiMn钢调质，齿面硬度为250HBS，大齿轮选用45号钢正火，齿面硬度为200HBS。
齿轮精度初选8级 (2)、初选主要参数 Z1=20 ，u=4.5 Z2=Z1·u=20×4.5=90 取ψa=0.3，则ψd=0.5·（i+1）·=0.675 （3）按齿面接触疲劳强度计算 计算小齿轮分度圆直径
2kT1u?1?ZEZHZε??? d1≥ 3 ??Ψdu?［ζH］?确定各参数值
1 载荷系数 查课本取K=1.2 ○
2 小齿轮名义转矩 ○
T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×2.57/436.36 =5.62×104N·mm ○3 材料弹性影响系数
由课本表得 ZE=189.8MPa 4 区域系数 ZH=2.5 ○
5 重合度系数 ○
εt=1.88-3.2·（1/Z1+1/Z2）
=1.88-3.2×（1/20+1/90）=1.69 Zε=
24?εt?34?1.69?0.77 3 ○6 许用应力
［ζHlim1］?610MPa ［ζHlim2］?560MPa
9
按一般可靠要求取SH=1 则 ［ζH］1?ζHlim1?610MPa SHζHlim2?560MPa SH2 ［ζH］2? 取两式计算中的较小值，即［ζH］=560Mpa
2kT1u?1?ZEZHZε???于是 d1≥ 3 ?Ψdu?［ζH］??2?1.2?5.62?1044.5?1?189.8?2.5?0.77?3?? =14.5?560?
2 =41.24 mm (4)确定模数
m=d1/Z1≥41.24/20=2.062 取标准模数值 m=2
(5) 按齿根弯曲疲劳强度校核计算 ζF?2KT1 校核 YFSY［ζF］ε?bd1m式中 ○1小轮分度圆直径d1=m·Z=2×20=40mm
2齿轮啮合宽度b=Ψd·d1 =1.0×40=40mm ○
3复合齿轮系数 YFS1=4.38 YFS2=3.95 ○
4重合度系数Yε○5许用应力 ○
ζFlim1=245MPa ζFlim2=220Mpa
取SF=1.25 则 ［ζF］1?=0.25+0.75/εt
=0.25+0.75/1.69=0.6938
ζFlim1245??196MPa SF1.25ζFlim2220??176MPa SF1.25 ［ζF］2? 10