一、电动机的选择1、确定电动机类型因为轴承清洗机属于无特殊要求的机械，所以选择Y 系列三相异步电动机。
2、确定电动机功率Pw已知待清洗轴承为深沟球轴承6420，清洗转速为n=700r/min,允许的误差为5%清洗力为F=1500N 。
1）清洗机所需功率如图3所示，参考文献【2】表6-1,图3所清洗轴承D=250mm ，d=100mm ，d ′= D+d 2 = 250+1002= 175mmV=d ′n/(601000)=3.14175700/(601000)=6.14m/s ；清洗机所需功率：Pw=FV=1500 6.41=9.615 kw2）电动机的工作功率P d查参考文献【2】表1-7，锥齿轮的传动效率：95.01=η 带传动效率96.02=η球轴承99.03=η（一对）滚子轴承98.04=η（一对）总功率880.099.098.096.095.04321≈⨯⨯⨯=⋅⋅⋅=ηηηηη 电动机的工作功率：98.10876.0615.9===ηwd p p KW查参考文献【2】表12-1，选电动机额定功率为11KW 3、确定电动机转速按参考文献【2】表13-2推荐的传动比合理范围，取V 带传动传动比：4~21='i 锥齿轮传动比：3~12='i 总传动比范围：i '=12~2)3~1()4~2(21=⨯=•i i电动机转速的可选范围为8400~1400700)12~2(=⨯=⨯'='n i n d r/min电动机符合这一范围的同步转速有1500r/min ，,3000 r/min 两种，经比较选同步转速1500r/min 。
综上所述，选定电动机型号为Y160M-4，其额定功率P=11KW ，同步转速有0n =1500r/min,满载转速m n =1460 r/min 。
二、主要参数的确定1、总传动比：i= n M n w = 1460700=2.09;2、分配各级传动比：取锥齿轮传动比i 2=1,则V 带传动的传动比i 1=2i i= 109.2 = 2.09 3、确定运动和动力参数 电动机的工作功率P d =10.98kw （1）各轴功率清洗机输入轴（水平轴）轴：KW P P d 56.1096.056.102=⨯=⋅=I η清洗机工作轴（竖直轴）Ⅱ轴:KW P P 82.995.099.056.102124=⨯⨯=⨯⋅=ηηⅠⅡ（2）各轴转矩 电机输出转矩：KW n P T m d d 952.711460111055.91055.933=⨯⨯=⨯⨯=轴的转矩：m N i T T d ⋅=⨯⨯=⋅⋅=148.138296.0952.7112ηⅠ 轴Ⅱ的转矩：m N i T T ⋅=⨯⨯⨯=⋅⋅⋅=629.128199.095.0148.13822241ηηⅠⅡ电动机满载转速m n =1460r/minⅠ轴转速Ⅰn =1i n M =09.21460=698.56r/min Ⅱ轴的转速Ⅱn =2i n Ⅰ=156.698=698.56r/min 验算误差：n n n Ⅱ- 100%=70056.698700- 100%=0.2% 在允许范围内。
三、V 带传动设计1、 确定计算功率ca P由参考文献【1】表8-7查得工作情况系数K A =1.2ca P =1.210.98=13.18KW2、选择V 带的带型根据计算功率ca P 和小带轮转速，从【1】图8—11选取普通V 带的B 型带。
3、确定带轮的基准直径d d 并验算带速V 1）初选小带轮的基准直径1d d根据V 带的带型为B 型带，参考文献【1】表8—6和表8—8确定小带轮的基准直径1d d =200mm 。
2）验算带速V 由s m n d V d 28.15100060111=⨯=π在5m/s--25m/s 范围内，故带速合适。
3）计算大齿轮的基准直径由=i 1得：= 1460700200=417mm ，根据参考文献【1】表8—8，取=400mm验算从动带轮转速误差，n 2′=12d d M d d n =2004001460=730r/min222n ＇n n - 100% = 700730700- 100% = 4.29%<5%误差在允许范围内。
4、确定中心距a ，并选择V 带的基准长度1）根据带传动总体尺寸的条件或要求的中心距，结合式:)(2)(7.021021d d d d d d a d d +≤≤+确定中心距a 0，0.7（200+400）a 02（200+400）即 420a 01200， 取a 0=500mm 2）计算相应的带长0d Ld L a 2+2 •（+）•14a 0=2+3.142 （200+400）+20024=1962mm带的基准长度d L 根据0d L 由参考文献【1】表8—2选取d L =2000mm 3）计算中心距a 及其变动范围 带传动的实际中心距近似为a ≈0a +2d d L L -=500+2000-19622 =519mm考虑到带轮的制造误差，带长误差，带的弹性以及因带的松弛而产生的补充紧张的需要，给出中心距的变动范围：=a-0.15Ld=a+0.03Ld即：=549mm=579mm5、验算小带轮上的包角1α1α≈180°-（-）=180°-（400-200）57.3°519= 157.92°>90°，故满足要求。
6、确定带的根数=Z r ca P P = Lcak k P P P α)(00∆- 查参考文献【1】表8—5得：αk =0.95,查参考文献【1】表8—6得：L k =0.98,查参考文献【1】表8—4a 得：p 0=0.53查表8—4b 得：Δp 0=0.46； Z=98.095.0)46.013.5(18.13⨯⨯+=2.53 取Z=3；7、确定带的最小拉力查参考文献【2】表8—3：q=0.18kg/m查参考文献【2】表8—5：αk =0.95=500 ⨯ +2qv+0.18N 39.323=8、计算带传动上的压轴力2sin210a ZF F p = =2=2856.645N对新安装带，运转后的=9、带轮结构设计1） 带轮材料因为转速不高的场合常用带轮的材料为HT150或HT200，因此选择HT150作为带轮材料。
2)带轮结构形式查参考文献【1】 当带轮基准直径为dd ≤2.5d （d 为安装带轮的轴的直径，mm ）可采用实心式；当 d d ≤300mm 时，可采用腹板式；当d d ≤300mm ，同时1D -1d ≥100mm 时，可采用孔板式；当d d >300mm 时，可采用轮辐式。
小带轮安装在电动机轴上，由参考文献【2】表12—1查得Y160M-4电动机轴直径d=42mm ， 小带轮基准直径2.5⨯42=105mm<=200mm ≤300mm 故采用腹板式大带轮基准直径2d d =400mm>300mm 故采用轮辐式。
3） 带轮的主要结构尺寸确定（1）小带轮的主要结构尺寸图4d=42mm ，=2(e+f)=61mm, L=(1.52)d, 当B 1.5d 时，L=B ，B=61mm=63mm ，故L=61mm ，=(1.8 d 取1.9 79.8mm ，=200mm（2）大带轮的主要结构尺寸图5初取d=30mm ，=2)d 取2，mm h d d a d a 40725.340022=⨯+=+=L=(1.5 当5.1<B 时L=BB=60>1.531290αnZ Ph ==44.513mm ≈46mm 2h =0.8≈36mm ≈36mm≈14mmmm h f 903.8513.442.02.011=⨯==≈9mm mm h f 122.7610.352.02.022=⨯==≈9mm 键8t=40mm取==15.25mm四、锥齿轮传动设计1、选定齿轮类型、精度等级材料及齿数1）清洗机为一般工作机,速度拟设小于40m/s ，由参考文献【1】表10-22（b ）,选用7级精度。
2）材料选择。
由参考文献【1】表10—1选择齿轮材料为40Cr （调质）, 硬度为280HBS 。
3）选齿轮齿数==192、按齿面接触强度设计由参考文献【1】设计计算公式（10—26）进行试算，即[]()321215.0192.2u KT Z d RR H E φφσ-⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛≥ （1）确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数=1.32）计算齿轮传递的转矩： =138.148N •m 3）锥齿轮传动的齿宽系数通常φR =0.25～0.35，取φR =0.34）由参考文献【1】表10—6查得材料的弹性影响系数Z E =189.8Mpa 5）由图10—21按齿面硬度查得齿轮的接触疲劳强度极限Hum σ=1150MPa 。
6）由式10—13计算应力循环次数 N=60j =60730=2.10247）由参考文献【1】图10—19取接触疲劳寿命系数=18）计算接触疲劳许用应力。
取失效概率为1，安全系数s=1，由参考文献【1】式10—12得： 【H σ】=sK HN limσ=1150MPa （2）计算1）计算齿轮分度圆直径[]()321215.0192.2u KT Z d RR H E φφσ-⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛≥=2.92 =82.520mm 2）计算圆周速度VV==3.153<40m/s, 故选7级精度，可以满足要求。
3）计算齿宽bu==1R==82.52=58.350mmb==0.353.850=17.505mm4）计算齿宽和齿高之比模数：===4.343齿高：齿顶高===4.434mm齿根高=+）m=1.2=1.2 4.343=5.212mmh==4.343+5.212=9.555mm==1.8325）计算载荷系数根据V=3.153m/s，7级精度，由参考文献【1】表10—8查得动载系数=1.15由参考文献【1】表10—2查得使用系数=1齿间载荷分配系数及可取为1，齿向载荷分布系数=1.5由参考文献【1】表10—9得：=1.25；==1.875故载荷系数：K==1=2.1566)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径由参考文献【1】式10—10a 得：= = 82.520 =97.677mm7）计算模数mm = = =5.088mm3、按齿根弯曲强度设计由参考文献【1】式10—24得弯曲强度的设计公式为 []322121)5.01(4H SaFa R R Y Y u ZKT m σφφ⋅⋅+-≥Ⅰ（1）确定公式内各计算数值1）查参考文献【1】图10—18得:Fa Y =2.852）查参考文献【1】图10—20得齿轮弯曲疲劳强度极限FN K =1 3）计算弯曲疲劳许用应力在进行齿根弯曲疲劳强度计算时取s=f s =1.25～1.5取弯曲疲劳强度安全系数s=1.35,由参考文献【1】式10—12得 [F σ]==SK N limσ=533.33MPa4）计算载荷系数KβαF F V A K K K K K ⋅⋅⋅==1=2.1565）查参考文献【1】表10—5得：=2.856）查参考文献【1】取应力校正系数 由表10—5得：αS Y =1.54 7）计算齿轮的[]P S F Y Y σαα[]P S F Y Y σαα==0.0082294（2）设计计算m =4.458mm ；对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m 大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m 的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数4.458并就近圆为标准值m=4.5mm ，按接触强度算得的分度圆直径d ′=97.677mm,算出齿轮齿数：Z=m 1＇d =5.4677.97≈21.706 取 Z =22 4、几何尺寸计算分度圆直径： d=Zm=4.522=99mm 分锥角： δ=arctan()=45°齿顶高：a h =*a h m=1 4.5=4.5mm齿根高：f h =(*a h +*c )m=1.2m=1.2 4.5=5.4mm齿顶圆直径：99+2 4.5=105.364mm 齿顶圆直径：==99-2=91.363mm锥距： R==d=99=70.004mm齿根角： =arctan =arctan =4.411°顶锥角： =45°+4.411°=49.411° 根锥角：=45°-4.411°=40.589°顶隙： c==0.9分度圆齿厚：s==7.065当量齿数： =31.113齿宽： B取 B=70.004=21.001=21mm5、锥齿轮结构设计图5如图5所示， 对于锥齿轮，按齿轮小端尺寸计算而得的e<1.4m t 时，应将齿轮和轴做成一体，若e ≥1.4m t 时，齿轮与轴以分开制造为合理。