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1、目 录1 传动简图的拟定12 电动机的选择23 传动比的分配34 传动参数的计算45 普通V型带传动的设计计算66 圆锥齿轮传动的设计计算97 圆柱齿轮传动的设计计算128 轴的设计计算269 键连接的选择和计算2810 滚动轴承的设计和计算2911 联轴器的选择2912 箱体的设计3113 润滑和密封设计33设计总结34参考文献341 传动简图的拟定1.1 技术参数：链拽引力：F = 8500 N链速：V = 0.6m/s运输链齿轮齿数：Z = 10 mm运输链节距：P = 80 mm1.2 工作条件： 室外作业，使用寿命10年每年按300天计，单班作业，每班按6小时计算。 1.3 拟定传动
2、方案传动装置由电动机，减速器，工作机等组成。减速器为二级圆锥圆柱齿轮减速器。外传动为带传动。方案简图如图。（图1）注：锥齿轮速比不宜过大，圆柱齿轮速比不宜过小，带传动速比也不宜过大。2 电动机的选择2.1 电动机的类型：三相交流异步电动机（Y系列）2.2 功率的确定2.2.1 工作机所需功率 =85000.6=5100W2.2.2 电动机至工作机的总效率：= =0.980.980.990.96=0.875（=0.96为V带传动的效率，=0.98为圆锥滚子轴承的效率，=0.98为圆锥齿轮传动的效率，=0.98为圆柱斜齿轮的传动效率，=0.99联轴器的传动效率, =0.96链的传动效率）2.2.3
3、 所需电动机的功率 =/=5.1/0.875=5.564 kw2.2.4电动机额定功率:2.4 确定电动机的型号因同步转速的电动机磁极多的，尺寸小，质量大，价格高，但可使减速器尺寸减小，其中=7.5kw，符合要求，但传动机构电动机容易制造且体积小。由此选择电动机型号：Y160M-6电动机额定功率:=1.5 kw满载转速:=940 r/min工作机转速:=60*V/(*D)=25.15r/min电动机型号额定功率(kw)满载转速(r/min)起动转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩Y160M-67.59402.02.0 选取B3安装方式3 传动比的分配总传动比：=/=940/25.15=37.38取
4、V带传动的减速器比为iv =2.5则，减速器的传动比i=i总/iv=37.38/2.5=14.952设圆锥齿轮的传动比为,低速轮的传动比为。选=3, 则 =/=4.984，取=5=iv=2.535=37.5=（-）/=（37.5-37.38）/37.38=0.32% 5%符合要求。4 传动参数的计算4.1 各轴的转速n电机轴0的转速：= =940r/min高速轴的转速：=/iv=376 r/min中间轴的转速：=/=376/3=125.33r/min低速轴的转速：=/=125.33/5=25.07 r/min4.2 各轴的输入功率P电机轴0的输入功率： kw高速轴的输入功率： kw中间轴的输入
5、功率： kw低速轴的输入功率： kw4.3 各轴的输入转矩T电机轴0的输入转矩： 56.528 Nm高速轴的输入转矩： 135.656 Nm中间轴的输入转矩： 390.824 Nm低速轴的输入转矩： 1876.478 Nm4.4各轴参数表如下：轴名功率P/KW转矩T/(N.mm）转速n/（r/min）传动比i电机轴5.56456.5289402.5轴5.341135.656376轴5.129390.824125.333轴4.9261876.47825.0755、普通V形带传动设计设计普通V形带传动须确定的内容是：带的型号、长度、根数，带轮的直径、宽度和轴孔直径中心距、初拉力及作用在轴上之力的大
6、小和方向1、选择带的型号：查表64得, 则计算功率为PC=KAP=1.25.564= 6.677KW根据、查表和图68，选取A型带。2、确定带轮基准直径、验算带速查资料表65，66，选取带速带速验算： V=n1d1/（100060）=3.14112940/100060=5.51m/s 介于525m/s范围内，故合适大带轮基准直径d2=n1/n2d1=2.5112=280mm 3、确定带长和中心距a： 0.7（d1+d2）a02（d1+d2） 0.7（112+280）a02（112+280）274.4mma0784mm 初定中心距a0=500 ，则带长为 L0=2a0+（d1+d2）+（d2-d
7、1）2/(4a0) =2500+（112+280）/2+（280-112）2/(4500)=1629.55 mm查62表，按标准选带的基准长度Ld=1600mm的实际中心距a=a0+(Ld-L0)/2=500+(1600-1629.55)/2=485.23 mm 4、验算小带轮上的包角1 1=180-(d2-d1)57.3/a=160.16120 小轮包角合适5、确定带的根数由式确定V带根数，查63表得5.564kW，查67表得0.11kW查62表得0.99，0.95则 Z=PC/（(P0+P0)=5.564/（1.14+0.11）0.990.95 = 4.18 故要取5根A型V带 (6)计算
8、轴上压力由课本表 查得q=0.1kg/m，单根V带的初拉力：F0=500PC/ZV（2.5/K-1）+qV2=5001.594/（25.51）(2.5/0.96-1)+0.15.512N=87.38N则作用在轴承的压力FQ，FQ=2ZF0sin1/2=2487.38sin（160.160/2）=687.45N6 圆锥齿轮传动的设计计算6.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数6.1.1 选用闭式直齿圆锥齿轮传动按齿形制齿形角顶隙系数齿顶高系数螺旋角轴夹角不变位，齿高用顶隙收缩齿。6.1.2 根据课本表10-1，材料选择，小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质
9、），硬度为240HBS。6.1.3 根据课本表10-8，选择7级精度。6.1.4 传动比u=/=3节锥角 不产生根切的最小齿数： =16.22选=20=u=203=606.2 按齿面接触疲劳强度设计 公式： 2.926.2.1 试选载荷系数=26.2.2 计算小齿轮传递的扭矩=135.656103 Nmm6.2.3 选取齿宽系数=0.36.2.4 由课本表10-6查得材料弹性影响系数6.2.5 由图10-21d按齿面的硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳极限6.2.6 计算应力循环次数 6.2.7 由图10-19查得接触疲劳寿命系数:6.2.8 计算接触疲劳许用应力: 6.2.9
10、试算小齿轮的分度圆直径,代入中的较小值得 2.92=68.43 mm 6.2.10 计算圆周速度v mm =（3.1415958.17376）/（601000）=1.15m/s6.2.11 计算载荷系数 齿轮的使用系数载荷状态轻微震动，查表10-2得=1.25由图10-8查得动载系数=1.1由表10-3查得齿间载荷分配系数=1.1依据大齿轮两端支承，小齿轮悬臂布置，查表10-9得轴承系数=1.25由公式=1.5=1.51.25=1.875接触强度载荷系数 =1.251.11.11.875=2.846.2.12 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 =68.43=76.91 mm m=/=76.
11、91/20=3.84 mm 取标准值m = 4 mm 6.2.13 计算齿轮的相关参数=m=420=80 mm=m=460=240 mm =90-=71.57 mm6.2.14 确定并圆整齿宽 : b=R=0.3126.49=37.95 mm,圆整取406.3 校核齿根弯曲疲劳强度6.3.1 确定弯曲强度载荷系数 K=2.066.3.2 计算当量齿数 =/cos=20/cos18.43=20.8 =/cos=60/cos71.57=189.796.3.3 查表10-5得=2.91=1.53=2.29=1.716.3.4 计算弯曲疲劳许用应力 由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数:=0.82=0.
12、87 取安全系数: =1.4 由图10-20c查得齿轮的弯曲疲劳强度极限: =500Mpa =380Mpa按脉动循环变应力确定许用弯曲应力:6.3.5 校核弯曲强度 根据弯曲强度条件公式 =54.47 MPa =15.97 Mpa 满足弯曲强度要求，所选参数合适。6.3.6数据整理 名称符号公式直齿圆锥小齿轮直齿圆锥大齿轮齿数2060模数mm4传动比ii3分度圆锥度，分度圆直径80240齿顶高44齿根高4.84.8齿全高h8.88.8齿顶圆直径，87.59(大端)242.53（大端）齿根圆直径70.89236.97齿距p12.5712.57齿厚s6.286.28齿槽宽e6.286.28顶隙c0
13、.80.8锥距R126.49126.49齿顶角，齿根角齿顶圆锥角，齿根圆锥角，当量齿数20.8189.79齿宽40407圆柱齿轮传动设计7.1齿轮的类型7.1.1、传动类型：选用圆柱斜齿轮传动材料选择：小齿轮材料为40Cr表面淬火，齿面硬度为 280HBS， 接触疲劳强度极限，弯曲疲劳强度极限；大齿轮材料为45钢表面淬火，齿面硬度为240HBS,接触疲劳强度极限,弯曲疲劳强度极限。查机械设计基础表11-5，取，。查表11-4，取区域系数，弹性系数（锻钢-锻钢）。有=600MPa =550MPa =400MPa =304MPa 7.1.2、螺旋角：8S=1.5故可知安全。8.3.15 截面6左侧
14、抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面6左侧弯矩 截面6上的扭矩 =1876.48Nm截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力由课本附表3-8用插值法求得/=3.75，则/=0.83.75=3轴按磨削加工，有附图3-4查得表面质量系数为=0.92故得综合系数为/+1/=3.75+1/0.92=3.84 /+1/=3+1/0.92=3.09又取碳钢的特性系数所以轴的截面5右侧的安全系数为S=1.5故可知其安全。9 键连接的选择和计算8.1 输入轴与带轮的链接 轴径，选取的平键界面为，长L=50mm。由指导书表14-26得，键在轴的深度t=4.0mm，轮毂深度3.3mm。圆角半径r=0.2mm。查课本表6-
15、2得，键的许用应力。 满足强度要求。8.2 输入轴与小圆锥齿轮的链接轴径，选取的平键界面为，长L=45mm。由指导书表14-26得，键在轴的深度t=4.0mm，轮毂深度3.3mm。圆角半径r=0.2mm。查课本表6-2得，键的许用应力。 满足强度要求。8.3 中间轴与大圆锥齿轮的链接轴径，选取的平键界面为，长L=53mm。由指导书表14-26得，键在轴的深度t=5.0mm，轮毂深度3.3mm。圆角半径r=0.3mm。查课本表6-2得，键的许用应力。 满足强度要求。8.5 输出轴与大圆柱齿轮的链接轴径，选取的平键界面为，长L=36mm。由指导书表14-26得，键在轴的深度t=5.0mm，轮毂深度
16、3.3mm。圆角半径r=0.3mm。查课本表6-2得，键的许用应力。 满足强度要求。8.6 输出轴与机构的链接轴径，选取的平键界面为，长L=63mm。由指导书表14-26得，键在轴的深度t=6.0mm，轮毂深度4.3mm。圆角半径r=0.3mm。查课本表6-2得，键的许用应力。 满足强度要求。10 滚动轴承的设计和计算9.1 输入轴上的轴承计算9.1.1 已知:=376r/mine=0.37Y=1.69.1.2 求相对轴向载荷对应的e值和Y值相对轴向载荷 比e小9.2.2 求两轴承的轴向力 9.1.3 求轴承当量动载荷和 e48000 h故可以选用。9.2 中间轴上的轴承计算9.2.1 已知：
17、=125.33r/min ， ， ， ，e=0.31，Y=1.99.2.2 求两轴承的轴向力 9.2.3 求轴承当量动载荷和 e48000h故可以选用。9.3 输出轴上的轴承计算9.3.1 已知：=25.07 r/min=3902.76 N ，e=0.35，Y=1.79.3.2 求两轴承的轴向力9.3.3 求轴承当量动载荷48000 h故可以选用。11 联轴器的选择在轴的计算中已选定联轴器型号，选LT4型弹性套柱销联轴器。其公称转矩为，许用转速为3800 r/min。12 箱体的设计11.1 箱体的基本结构设计箱体是减速器的一个重要零件，它用于支持和固定减速器中的各种零件，并保证传动件的啮合精
18、度，使箱体有良好的润滑和密封。箱体的形状较为复杂，其重量约占减速器的一半，所以箱体结构对减速器的工作性能、加工工艺、材料消耗，重量及成本等有很大的影响。箱体结构与受力均较复杂，各部分民尺寸一般按经验公式在减速器装配草图的设计和绘制过程中确定。11.2 箱体的材料及制造方法选用HT150，砂型铸造。11.3 箱体各部分的尺寸（如表1、2）表1：箱体参数名 称符 号圆锥圆柱齿轮减速器计算结果机座壁厚0.025a+3mm8mm10机盖壁厚（0.80.85）8mm10机座凸缘厚度b1.515机盖凸缘厚度1.515机座底凸缘厚度p2.525地脚螺钉直径df0.036a+12mm24地脚螺钉数目na 25
19、0mm4轴承旁连接螺栓直径d10.75 df18机座与机盖连接螺栓直径d2(0.50.6) df12连接螺栓d2的间距l150200mm轴承端螺钉直径d3(0.40.5) df10窥视孔盖螺钉直径d4(0.30.4) df8定位销直径d(0.70.8) d29df、d1 、d2至外机壁距离见表2d1 、d2至缘边距离见表2轴承旁凸台半径凸台高度h根据低速轴承座外径确定50外机壁到轴承端面距离c1+ c2+(58)mm50内机壁到轴承端面距离+ c1+ c2+(58)mm58大齿轮齿顶圆与内机壁距离1.210齿轮端面与内机壁的距离10机盖、机座肋厚、mm10.851，m0.857轴承端盖外径轴承
20、座孔直径+(55.5) d372 / 100轴承端盖凸缘厚度e(11.2) d310轴承旁连接螺栓距离s尽量靠近，以Md1和Md3不发生干涉为准12 润滑和密封设计12.1 润滑齿轮圆周速度v5m/s所以采用浸油润滑，轴承采用脂润滑。浸油润滑不但起到润滑的作用，同时有助箱体散热。为了避免浸油的搅动功耗太大及保证齿轮啮合区的充分润滑，传动件浸入油中的深度不宜太深或太浅，设计的减速器的合适浸油深度H1 对于圆柱齿轮一般为1个齿高，但不应小于10mm，保持一定的深度和存油量。油池太浅易激起箱底沉渣和油污，引起磨料磨损，也不易散热。取齿顶圆到油池的距离为50mm。换油时间为半年，主要取决于油中杂质多少
21、及被氧化、被污染的程度。查手册选择L-CKB 150号工业齿轮润滑油。12.2 密封减速器需要密封的部位很多，有轴伸出处、轴承内侧、箱体接受能力合面和轴承盖、窥视孔和放油的接合面等处。12.2.1 轴伸出处的密封：作用是使滚动轴承与箱外隔绝，防止润滑油漏出以及箱体外杂质、水及灰尘等侵入轴承室，避免轴承急剧磨损和腐蚀。由脂润滑选用毡圈密封，毡圈密封结构简单、价格便宜、安装方便、但对轴颈接触的磨损较严重，因而工耗大，毡圈寿命短。12.2.2 轴承内侧的密封：该密封处选用挡油环密封，其作用用于脂润滑的轴承，防止过多的油进入轴承内，破坏脂的润滑效果。12.2.3 箱盖与箱座接合面的密封：接合面上涂上密
22、封胶。设计总结：短短一个月的课程设计，让我意识到成为一个设计师必须具备扎实的基础功底。在完成课程设计的过程中也让我对以前所学的东西有了更深的认识并懂得了如何应用到实际中，初步了解了设计的具体步骤和过程的同时加强了自己的动手能力以及思考、解决问题的能力。参考文献：1 濮良贵、纪名刚主编机械设计北京：高等教育出版社，20062 李育锡主编，机械设计课程设计指导书，北京：高等教育出版社，20086.3 孙恒、陈作模主编机械原理第七版北京：高等教育出版社，20064 裘文言、张祖继、瞿元赏主编机械制图高等教育出版社，20035 刘鸿文主编材料力学第四版.高等教育出版社，20046 吴宗泽、罗国圣主编机械设计课程设计手册北京：高等教育出版社，2004=5.1 kw=0.875=5.564kwn=25.15r/min 电动机型号：Y160M-6n=940 r/min=37.38iv =2.5=3=5=940r/min=376r/min=125.33r/min=25.07r/min=5.341kW=5.129kW=4.926kW=135.656Nm=390.824Nm=1876.478Nm=20=60m = 4 mm=80 mm=240 mm =20=100a=210=15.36=70 mm=350mm=45mm=50mm