、目录一．机械设计课程设计任务书----------------------------------------------- 2二．电动机的选择计算 (2)三．传动比分配 (4)四．传动装置运动和动力参数计算 (4)五．传动零件的设计计算 (6)1 链传动设计计算 (6)2 减速器高速级斜齿圆柱齿轮设计计算 (7)3减速器低速级斜齿圆柱齿轮设计计算 (12)六．轴承与联轴器的选择 (17)七．轴、轴承及键的强度校核 (18)1．轴的设计与强度校核（高速轴） (18)2．滚动轴承的选择及寿命验算 (22)3．键联接的选择和验算 (23)八．减速器的密封种类的选择 (24)九．减速器的附件选择 (24)十．润滑油的牌号及油量计算 (25)十一．设计体会 (26)十二．参考文献 (28)一.设计任务1．带式运输机传动装置设计的布置:2.设计的技术数据：运输带的工作拉力F=4600 N,运输带的工作速度V=0.95m/s,运输带的滚筒直径D=400mm,运输带的宽度B=400mm3.工作情况要求：用于机械加工车间运输工作，2班工作制,,载荷有轻度冲击，使用5年，小批量生产。

在中等规模制造厂制造。

动力来源：电力三相交流380/220V。

速度允差<5%二.电动机的选择计算1.选择动力机系列按工作要求条件选用三相异步电动机封闭扇冷式结构，电压380伏，Y系列。

2.选择动力机功率（名片上标的功率是输出功率）传动筒所需功率P W =FV /1000=4600×0.95/1000=4.37kw传动装置的总效率 24ηηηηηη=⋅⋅⋅⋅联承齿链卷筒按表17-9确定各部分效率如下77 7 ： 链传动效率： η链 = 0.92闭式柱齿轮传动效率： η齿 = 0.97 （暂定为8级精度） 滚动轴承效率（一对）：η承 = 0.99 联轴器效率： η联 = 0.99 传动滚筒效率： η卷筒 = 0.96代入得：η=0.92×0.972×0.994×0.99×0.96=0.79 所需电动机功率 P r = P W /η=4.37/0.79=5.53kw查表27-1，可选Y 系列三相异步电动机Y160M-6型， 额定功率 P 0=7.5kw ；或选Y 系列三相异步电动机Y132M-4 型，额定功率 P 0=7.5kw ； 均满足 P 0 > P r3.确定电动机转速传动滚筒轴转速 n W =60V/πD=(60×0.95)/(π×0.4)=45.4 r/min现以同步转速为 1500、1000r/min 二种方案进行比较。

由表27-1查得电动机数据，计算总传动比列于下表1表1 电动机数据及总传动比P W = 4.37kwη= 0.79 P r = 5.53kwn W =45.4 r/min经比较两个方案可见，方案2选用价格较便宜，传动比较合适，它的传动装置结构比较紧凑，故决定选用方案2。

电动机型号为： Y160M-6.额定功率为： P0=7.5kw同步转速为： n=1000r/min满载转速为： n0=970r/min由参考表27-2查得电动机中心高H=160mm，轴伸直径和长度：D×E=42×110mm。

三 .传动比分配(总传动比一级减速器3-5；二级减速器-10-25。

直齿取较小值，斜齿取较大值。

蜗杆8-20比较合适)当设计多级传动的传动装置时，分配传动比很重要。

要做到尺寸紧凑，结构协调，成本低，维修方便。

i=n0/nw=970/45.4=21.37据参考表17-9：取链传动传动比i链=2（闭式）则：减速器传动比：i减=i/i链=21.37/2=10.685 P0=7.5kwn=1000r/min n0=970r/mini=21.37I链=2i减=10.685i1=3.798i2=2.813Po=5.53kw no=970r/min T0=54.44 N mP1=5.47kwn1=970r／min T1=53.85Nm取两级齿轮减器高速级传动比： 798.3685.1035.135.11=⨯=⨯=减i i 低速级传动比 12/i i i 减==2.813四．传动装置运动和动力参数计算0轴：即电动机轴Po=Pr=5.53kwno=970r/minTo=9.55Po/no=9.55×（5.53×103/970）=54.44 N m Ⅰ轴：即减速器高速轴10010=p p p ηη=⋅=⋅联 5.53×0.99=5.47kw n 1=n 0 =970r/minT 1=9.55 P 1/n 1=9.55×（5.47×103/970）=53.85 Nm Ⅱ轴：即减速器中间轴P 2=P 1η12 =P 1η齿η承 =5.47×0.97×0.99=5.25kwn 2=n 1/12i =970/3.798=255.4 r/minT 2=9.55 P2/n2 =9.55×(5.25×103)/ 255.4=196.31NmⅢ轴：即减速器低速轴P 3=P 2η23=P 2η齿η承=5.25×0.97×0.99=5.04kwn 3=n 2/23i =255.4/2.813=90.8r/minT 3=9.55 P 3/n 3=9.55×(5.04×103)/ 90.8=530.09Nm Ⅳ轴：传动滚筒轴P 4=334p η⋅ =P 3η承η链=5.04×0.99×0.92=4.59kw 43/=n n i =链90.8／2=45.4r/minT 4=9.55 P 4/n 4=9.55×(4.59×103)/ 45.4=965.52Nm 上述结果汇于下表2：表 2 各轴运动及动力参数P 2=5.25kw n 2=255.4r/min T 2=196.31NmP 3=5.04kwn 3=90.8r/min T 3=530.09 NmP 4=4.59kw n 4=45.4r/min T 4=965.52Nm五．传动零件的设计计算：（滚子链常用于低速级，功率在100KW 以下，链条速度不超过15m/s ，最大传动比8）1.链传动设计计算已知：传递功率P=5.04kw ，主动链轮转速1n =90.8r/min ，从动轮转速2n =45.4 r/min ,载荷有轻度冲击。

（1）确定链轮齿数计算传动比 i=1n /2n =90.8/45.4=2一般先确定链条速度，在确定z1，设链速v=3～8m/s,由表4-13选取1z =23又2z =1i z ⋅=2⨯23=46 则取2z =47.（优先选奇数且为质数）(2）选取链型号，确定链节距p 由式得0/A Z P p K K P K ≥=1.5×0.75×5.04/1=5.67KWi=21z =23 2z =47V=1.105m/s0p L =110.445节式中，工况系数A K 由表4-14查得为1.5，小链轮齿系数Z K 由 图4-39查得为0.75，多排链系数P K 按单排链由表4-15查得为1。

根据0P =5.67 kw 及1n =90.8r /min ，由图4-37选定链型号为20A ，由表查得其节距P=31.75mm (3)验算带速111/(601000)v z n p =⨯=23⨯90.8⨯31.75/(60⨯1000)=1.105m/s<8m/s 链速适宜。

(4)计算链节数与实际中心距 ①.初取中心距0a =(30～50)P=(30～50) ⨯31.75=952.5～1587.5mm取0a =1200mm②.计算链节数02012210222p a z z z z P L P a π+-⎛⎫=++ ⎪⎝⎭222347120075.312472375.3112002⎪⎭⎫ ⎝⎛-+++⨯=π=110.445节p L =110节③.确定实际中心距 002P P L L a a P -=+mm 94.119275.312445.1101101200=⨯-+=(5)确定润滑方法及润滑油品种根据链速v=1.105 m/s 及链号20A ，由图4-42选滴油 润滑。

根据表4-17选46号低粘节能通用齿轮油。

(6)计算对轴的作用力取Q K =1.25p L =110节a=1192.94mm1000/Q Q K P v ==1000 ⨯1.25 ⨯5.04/1.105=5701.36N(7)设计链轮主要几何尺寸分度圆直径mm p d 17.23323180sin 75.3123180sin 1=⎪⎭⎫⎝⎛=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛=mm p d 25.46547180sin 75.3147180sin 2==⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛=链设计完毕2.减速器高速级斜齿圆柱齿轮设计计算已知：小齿轮输入的功率p1=5.47kw ，小齿轮的转速1n =970r/min ，传动比i=3.798，工作载荷有轻微冲击，每天工作16小时，每年工作300天，预期寿命5年。

(1）选择齿轮材料、确定精度等级及许用应力（一般是45号钢，小齿轮硬，大齿轮软相差30-50HBS ）小齿轮选45钢，调质处理，查表5-1，硬度为 217～255HB ，取235～250HB大齿轮选45钢，正火处理，查表5-1，硬度为 162～217HB ，取190～215HB选齿轮精度等级为8级（GB10095-88）查表每一种机械又有一定的等级查图5-16,得lim1H σ =580 MPa ，lim2H σ =545 MPa 计算应力循环次数N,由式（5-33）1N = 160n jLh =60×970×1×(5×16×300)=1.40×109 2N =1N /u=1.4×109/3.798=3.69×108查图5-17，得1N Z =1.0 ,2N Z =1.08(允许一定点蚀)1N =1.4×109 2N =0.369×109[]1H σ=580MPa[]2H σ=588.6MPaH Z =2.47a φ=0.35取W Z =1.0,min H S =1.0 ，由式（5-28）确定接触疲劳许用应力 []1H σ=lim1H σ1N Z W Z /min H S=(580×1.0×1.0)/1=580MPa[]2H σ=lim2H σ2NZ W Z /min H S=(545×1.08×1.0)/1.0=588.6MPa (2)按接触疲劳强度确定中心距a(a u ≥+ 式中1T =53850Nmm初取2.12=εZ K t ，β=120，99.0cos ==ββZ 估取t α=n α= 200，b ββ==120，则其中 H Z =20sin 20cos 12cos 2=2.47 取a φ=0.35，由表5-5，得E Z 初定中心距t at a ≥(1u + =mm 8.119)58099.08.18947.2(798.335.02538502.1)1798.3(32=⨯⨯⨯⨯⨯⨯+=取a =130mm ，取标准模数n m =2mm齿数和Z ∑=2cos na m β=16.127299.01302==⨯⨯，取Z ∑=127 1z = Z ∑/ (u+1) =26.47 圆整取1z =26，2z =127-26=101实际传动比：i 实=2z ／1z =101／26=3.885， 传动比误差：n m =2mma=130mmZ ∑=1271z =26 2z =101A K =1.25Kv=1.052b =50mm︱i 理–i 实︱/i 理=2.3%<5% 在允许范围内 精确求ββ=arcos[()12/2n m z z a +] =arcos[2×127／(2×130)] = 3391.12与暂取β=12°接近，故H Z 、Z β可不修正1d =1/cos n m z β=2×26/cos3391.12 =53.230mm2d =2/cos n m z β=2×101/cos3391.12=206.777 mm 圆周速度11601000n d v π=⨯=s m /7.2100060230.53970=⨯⨯⨯π取齿轮精度为8度 (3)校核齿面接触疲劳强度查表5-3得：A K =1.251100vz =(2.7×26)/100=0.702m ／s 查图5-4b 得：Kv=1.05齿宽b=a a φ =0.35×130=45.5mm 取2b =50mm ，1b =50+(5~10)=55mm 则1/b d =50/53.23=0.94查图5-7a 和表5-4得K β= 1.13，K α=1.2A v K K K K K βα==1.25×1.05×1.13×1.2=1.780齿顶圆直径:112a n d d m =+=53.23+2×2=57.230mm222a n d d m =+=206.777+2×2=210.777mm端面压力角arctan(tan /cos )t n ααβ== arctan （tan 20/cos12.3391）=20.434°1b =55mm K β= 1.13 K α=1.2 K =1.780z ε=0.77 H Z =2.45Z β=0.99E Z齿轮基圆直径 11cos b t d d α==53.230×cos20.434=49.881mm22cos b t d d α==206.777×cos20.434=193.766mm111arccos(/)t b a d d αα= =29.356°222arccos(/)t b a d d αα= =23.177°()()11221tan tan tan tan 2t t t t z z αααεααααπ=-+-⎡⎤⎣⎦ =1.68sin nb m ββεπ==π⨯⨯23391.12sin 50=1.701z ε=68.11=0.77Z β=3391.12cos =0.99()arctan tan cos b t ββα==11.584°H Z ==2.45H H E Z Z Z Z εσ= =440.86MPa<[]H σ=580MPa ∴安全主要参数为：n m =2mm ，1z =26，2z =101β==3391.12 1d =53.230mm2d =206.777mm ，b=50mm(4)校核齿根弯曲疲劳强度1v z =31/cos z β ==)3391.12(cos /263 27.8882v z =32/cos z β = ()3391.12cos /1013=108.336查图5-14，5-15得：=H σ440.86MPa1v z =27.888 2v z =108.336lim1F σ=220MPa lim2F σ=210MPa[]1F σ =314MPa[]2F σ =300MPa1Fa Y =2.58 2Fa Y =2.22 1Sa Y = 1.62 2Sa Y =1.811/120Y ββεβ=-=1-（1.701×12.3391 ）/120 =0.8 20.75cos 0.25bY εαβε=+=0.7查图5-18b 得：lim1F σ=220MPa ，lim2F σ=210MPa查图 5-19得：1N Y =1.0 2N Y =1.0 查图5-13得：X Y =1.0 , ST Y =2.0，min F S = 1.4，则：[]lim111minF STF N X F Y Y Y S σσ= =220×2.0×1.0×1.0/1.4 =314MPa[]lim222minF STF N X F Y Y Y S σσ==210×2.0×1.0×1.0/1.4=300MPa111112F Fa Sa nKT Y Y Y Y bd m εβσ==84MPa<[]1F σ 故安全222111Fa Sa F F Fa Sa Y YY Y σσ==81MPa<[]2F σ故安全(5)齿轮的主要几何尺寸参数计算： 11cos n m z d β==53.23mm 22cos n m z d β== 206.77mm 112a n d d m =+=53.23+2×2=57.23mm1F σ =84MPa2F σ=81MPalim1H σ =580 MPa222a n d d m =+=206.77+2×2=210.77mm 11 2.5f n d d m =-=53.23-2.5×2=48.23mm 22 2.5f n d d m =-=206.77-2.5×2=201.77mma=(1d +2d )/2=(53.23+206.77)/2=130mm 1b =55mm , 2b =50mm3.减速器低速级斜齿圆柱齿轮设计计算已知：小齿轮输入的功率p1=5.25kw ，小齿轮的转速1n =255.4r/min ，传动比i=2.813，工作载荷有轻微冲击，每天工作16小时，每年工作300天，预期寿命5年。