目 錄一、設計任務書 ………………………………………………………2二、電動機的選擇 …………………….………………….….………5三、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)……………………………… 7四、帶的設計計算.….…….….….….…….…….…….…….…….……9五、傳動件設計計算（齒輪）…………………………………………11六、軸的設計 …….……………………….….…….….…….….….…25七、軸承的校核計算 ………………………………………………34八、鍵的選擇校核 …………………………………….……….………36九、箱體及其附件的結構設計 …………………………….………38十、潤滑方式、潤滑油牌號及密封裝置的選擇 ……………………41十一、設計總結…………………………………………………….42十二、參考資料.…………………….……………………….….….…44（ 注：內容用四號宋體）計算機說明 結果第一部分 設計任務書一、 設計任務書1，技術參數(shù)：運輸帶拉力 F： 1.8kN卷筒轉速 n：0.8r/s卷筒直徑 D：420 mm2，工作條件：間歇工作，載荷平穩(wěn)，傳動可逆轉，啟動載荷為名義載荷的 1.25 倍。傳動比誤差為±5%，兩班制，工作年限8 年（每年 300 個工作日） 。二、系統(tǒng)總體方案設計根據(jù)要求及已知條件對于傳動方案的設計可選擇二級展開式圓柱齒輪減速器。它能承受較大的載荷且傳動平穩(wěn)，能實現(xiàn)一定的傳動比。設計方案：第二部分 電動機的選擇電動機的選擇:選擇依據(jù)：功率 P、轉速 n1、確定運輸機功率（1）傳送帶處的功率KW24.?Fvw已知：輸送帶工作拉力：F=2.8KN工作速度：V=0.8m/s（2）確定電動機額定功率 dp電動機所需功率： ?/w?總效率： n??321由《機械設計課程設計手冊》1—7 查得：8 級精度齒輪傳動效率 η1=0.97 V 帶傳動效率 η2=0.96 低速機聯(lián)軸器效率 η3=0.98一軸、二軸、三軸軸承（滾動軸承）效率 η4=0.99卷筒傳遞效率 η5=0.96由 13—4 得： 80.321????由 13—1 得： wkpwd.2 確定電動機的轉速 n24.?Pwkw 8.2?pdkw工作機的轉速 wn由 106/??DV? 已知：V——輸送帶帶速（V=0.8m/s）D——卷筒直徑（D=300mm）計算得： wn =50.96r/min 電動機的轉速： 總iwd?其中：二級減速器 （8~40）1皮帶 （2~4）i2則： （16~160 ）?i總（815.36~8153.6）r/minnd根據(jù)電動機所需功率：kw、 （815.36~8153.6 ）r/min8.2?pd?d由《機械設計課程設計手冊》表 12-1Y 系列（IP44 ）電動機的技術數(shù)據(jù)，選定電動機型號為 Y100L2S-4，技術數(shù)據(jù)如下：額定功率： 滿載轉速：nm=1430 r/minkw3?P額同步轉速：n=1500 r/min第二部分 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)一、 傳動比的分配分配原則：各級傳動尺寸協(xié)調，承載能力接近，兩個大齒輪直徑接近以便潤滑。wn=50.96 r/min（16?i總~160）（81nd5.36~8153.6）r/min kw3?P額nm=1430 r/minn=1500 r/min= =?i總 減 i高 ?低 i帶 nwm其中： 減 速 器 傳 動 比減 ~ 減 速 器 內 高 速 級 傳 動 比高i減 速 器 內 低 速 級 傳 動 比低 ~皮帶傳動比i帶電 動 機 的 滿 載 轉 速mn工 作 機 轉 速w低高 ）（ ii3.1~2? 已知：nm=1430 r/min nω=50.96 r/min則： 06.289.5/40?iw總由設計手冊推薦：展開式二級圓柱齒輪減速器 低高 ii).1~3(?， ?。?=1.4 ， =3高 低 帶則： =3.618， =2.584 i高 i低二、 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)即計算各軸的轉速、轉矩和功率（1）各軸轉速：一軸： r/min67.41?nm帶二軸： r/min5.312高三軸： r/min9.023?低06.28?i總 67.41?n5329.0（2）各軸輸入功率：一軸： kw68.29101????pd二軸： kw5782三軸： kw4.63（3）各軸扭矩：=18.7npTmdd??950N?一軸： 53801?m?二軸： 72三軸： 463N?運動和動力參數(shù)的計算數(shù)值列表如下：軸號 功率 P 扭矩 T 轉速 n電動機軸 3 18.7 1430I 軸 2.688 53850 476.67II 住 2.58 187000 131.75III 軸 2.48 464480 50.99第四部分 帶的設計計算一、已知電動機的功率 P=3kw，轉速 n=1430r/min，帶傳動比 =3,每天工作 16h。i帶1、確定計算功率由《機械設計》表 8-7 查得 ，故1.?AK68.21?p54.353801?T724633.?pcakw3.1.????PKpAca2、選擇 V 帶類型根據(jù) 和 n，由圖 8-11 選用 A 型帶。ca3、確定帶輪的基準直徑 ，并驗算帶速 vd1由《機械設計》表 8-6 和表 8-8 取小帶輪的基準直徑 =90mm，d1驗算帶速 v= =6.74m/s106??nd?因為 5m/sF0)min8、計算壓軸力 p壓軸力的最小值=)(minFpNz825sin21m)(0????第五部分 傳動件齒輪的設計計算1、高速級減速齒輪設計1、齒輪的材料、精度和齒數(shù)的選擇因傳動功率不大，轉速不高，均用軟齒面，齒輪精度用 8 級，軟齒面閉式傳動，失效形式為點蝕。兩班制，使用年限為 8 年（每年按 300 天算） 。小齒輪材料為 40Cr（調質） ，硬度為 280HBS，大齒輪材料為 45 鋼（調質） ，硬度為 240HBS，二者材料硬度差為 40HBS。2、設計計算（1）設計準則：按齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核。（2）按齒面疲勞強度計算：由《機械設計》中 式 10-21：128p)(minFpN825?23311)(2??????????HEdt ZuTK????（3）初定齒數(shù)比 u 和大小齒數(shù)以及螺旋角 ?初定齒數(shù)比 618.3?i高根據(jù)已知： ）（ 40~2Z1， 12Zi?選小齒輪的齒數(shù)為 24，則大齒輪齒數(shù)為=4 22=76，初選螺旋角 ??。2?（4）確定公式中的各計算數(shù)值(a)初選載荷系數(shù) ; 6.1?tK(b)計算小齒輪傳遞的扭矩： 1950npT=54000N·mmT1(c)已知 ， ， =76241?Z由機械設計 P215 圖 10-26 查得： =0.78，??1=0.87??2得： = + =1.651??2(d)由機械設計 P217 圖 10-30 查得：區(qū)域系數(shù)43.?HZ(e)由《 機械設計 》P205 表 10-7 查得：齒寬系數(shù) 0.1d?(f)由《機械設計》P201 表 10-6 查得：材料彈性影241?Z=76??響系數(shù) 218.9MPaZE?(g)由機械設計 P209 圖 10-21d 查得：按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強的極限 ，大齒輪MPaH6501lim??的接觸疲勞強度極限 H2li(h)由機械設計 P206 式 10-13 計算應力循環(huán)次數(shù)N：1091.60???Lhjn824.3(i)由機械設計 P207 圖 10-19 取解除疲勞系數(shù)：， 90.1?NHK95.02?NHK(j)計算接觸疲勞許用應力 ???取失效概率為 1%，安全系數(shù) S=1由《機械設計》P205 式 10-12 得：??SKNHlim???MPaHN581li1???SH702lim2則許用應力????MPaHH5.721????（5）計算109.??N8243=44.dt14mm smv/1.?(a)試算小齒輪分度圓直徑 td1，代入 ??H?中較小的值 23311)(2??????????HEdtt ZuTK???=44.4mm(b)計算圓周速度smvnt /1.061???(c)計算齒寬=44.4mmdtb1??(d)計算齒寬與齒高之比模數(shù) 1.8mm zmtt1cos???齒高 =4.04mmth25.10.99b(e)計算縱向重合度=1.903????tan318.0zd?(f)計算載荷系數(shù) K根據(jù) v=1.11m/s,8 級精度，由圖 10-8 查得動載系數(shù) 1.08?vK小齒輪相對于支撐非對稱布置時，齒向載荷分布系數(shù) ，由表 10-2 查得：使用系數(shù)45.1?? 1.?AK=1.8mt=4.04h10.99 ?b由機械設計 P198 圖 10-13 查得： 6.1??FK由機械設計 P195 表 10-3 查得： 4?H故載荷系數(shù)2.41?? ?? FFVA KKKKK(g)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式 10-10amkdtt9.5031?(h)計算模數(shù)06.2cos1zn?（3）按齒根彎曲強度計算由式 10-17： ??321cosFSadn YZKTm??????1)確定計算參數(shù)(a 計算載荷系數(shù) 2.66??FVA??(b)根據(jù)縱向重合度 由圖 10-28 查903.1??得；螺旋角影響系數(shù) 8.??Y(c)計算當量齒數(shù)26.27?cos31ZVmd9.501?06.2?n2.66?K26.27?ZV195.24V295.24??cos32ZV(d)查取齒形系數(shù)由表 10-5 查得： 2.65， 2.206 YFa1?Fa2(e)查取應力校正系數(shù)由表 10-5 查得; 1.58 , 1.777?Sa1YSa2(f)由圖 10-20c 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限， ，大齒輪的彎曲疲勞強度極限MPaFE601??。452(g)由圖 10-18 取彎曲疲勞壽命系數(shù)0.85， ?KFN18.02?FN(h)計算彎曲疲勞許用應力由《機械設計》P205 式 10-13 得：364.29MPa???SFEN?11282.86MPaK22(i)計算大小齒輪的 ??FSAaY?，并加以比較，取其較大值計算模數(shù) 0.01149359， ???FYSa10.01385867?Sa2????F1364.29M Pa=???F2282.86M Pa比較之后取 ??2FSaY?（2）設計計算法向模數(shù) mN6.1?對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，即 0.2?nm，已可以滿足彎曲強度，但是為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 mm。來9.51d計算應有模數(shù)，于是有： 24.7。?mZn?cos1取 ，則 。251?9024）幾何尺寸計算(a)計算中心距,maZn5.18cos2)(1????將中心圓整為 119mm.(b)按圓整后的中心距修正螺旋角8.14cos2)(ar1onZ?????因 角變化不大，故參數(shù) ??、 K、 H等不必修正。(c)計算大、小齒輪的分度圓直徑51.7mm??cos1mZdn186.2mm2n251?Z9021a8.14o?7.51?dmm 2.86mm51.7?bmm42Bmm51?mm(d)計算齒輪寬度51.7mm?db1?根據(jù)機械設計 p205，將小齒輪寬度在圓整后加寬5~10mm。則： mm， mm。52?B51?2、低速級減速齒輪設計1、齒輪的材料、精度和齒數(shù)的選擇因傳動功率不大，轉速不高，均用軟齒面，齒輪精度用 8 級，軟齒面閉式傳動，失效形式為點蝕。兩班制，使用年限為 8 年（每年按 300 天算） 。小齒輪材料為 40Cr（調質） ，硬度為 280HBS，大齒輪材料為 45 鋼（調質） ，硬度為 240HBS，二者材料硬度差為 40HBS。2、設計計算（1）設計準則：按齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核。（2）按齒面疲勞強度計算：由《機械設計》中 P218 式 10-21：23311)(??????????HEdt ZuTK????（3）初定齒數(shù)比 u 和大小齒數(shù)以及螺旋角 ?241?Z=62??=1870T200 初定齒數(shù)比 584.2?iu低根據(jù)已知： ）（ 0~Z1， 12Zi?選小齒輪的齒數(shù)為 ，則大齒輪齒數(shù)為1=2.584 24=62，初選螺旋角 ?4?。2?（4）確定公式中的各計算數(shù)值(a)初選載荷系數(shù) ; 6.1?tK(b)計算小齒輪傳遞的扭矩： =187000N·mmT2(c)已知 ， ， =62241Z由《機械設計》P215 圖 10-26 查得： =0.78，??1=0.85??2得： = + =1.631??2(d)由《 機械設計 》P217 圖 10-30 查得：區(qū)域系數(shù)43.?HZ(e)由機械設計 P205 表 10-7 查得：齒寬系數(shù) 0.1d?(f)由《機械設計》P201 表 10-6 查得：材料彈性影響系數(shù) 218.9MPaZE?(g)由《 機械設計 》P209 圖 10-21d 查得：按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強的極限 ，大MPaH6501lim??齒輪的接觸疲勞強度極限 H2li(h)由《 機械設計 》P206 式 10-13 計算應力循環(huán)次N·mm=1.63??1084.3??N827.數(shù) N：10814.360???Lhjn827.(i)由《機械設計 》P207 圖 10-19 取解除疲勞系數(shù)：， 9.01?HNK93.02?NHK(j)計算接觸疲勞許用應力 ???取失效概率為 1%，安全系數(shù) S=1由機械設計 P205 式 10-12 得： SKNHlim?????MPaSKHN5981lim1??H2li2則許用應力????PaHH5.3421???（6）計算(a)試算小齒輪分度圓直徑 td1，代入 ??H?中較小的值 23311)(2??????????HEdtt ZuTK???=68.75mm(b)計算圓周速度=???1H598MPa?2H558MPa=??H578MPa smv/47.0?68.75bmm=2.78mt6.25?hmm smvndt /47.016???(c)計算齒寬=68.75mmdtb1??(d)計算齒寬與齒高之比模數(shù) =2.78 zmtt1cos???齒高 =6.25mmth25.11?b(e)計算縱向重合度=1.903????tan318.0zd(f)計算載荷系數(shù) K根據(jù) v=0.47m/s,8 級精度，由圖 10-8 查得動載系數(shù) 1.03?vK小齒輪相對于支撐非對稱布置時，齒向載荷分布系數(shù) ，由表 10-2 查得：使用系數(shù) 459.1?H 1.?AK由《機械設計 P198 圖 10-13 查得： 6.1??FK由機械設計 P195 表 10-3 查得： 4.?FH故載荷系數(shù)2.31?? ?? FFVA KKKKK11?hbK=2.31md7.1.3n(g)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式 10-10amkdtt7.31?(h)計算模數(shù)14.3cos1zn?（4）按齒根彎曲強度計算由式 10-17： ??321cosFSadn YZKTm??????1)確定計算參數(shù)(a 計算載荷系數(shù) 2.54 ??KFVA??(b)根據(jù)縱向重合度 由圖 10-28 查得；903.1??螺旋角影響系數(shù) 8.Y(c)計算當量齒數(shù)26.27??cos31ZV67.8732(d)查取齒形系數(shù)由表 10-5 查得： 2.65， 2.272 ?YFa1Fa2(e)查取應力校正系數(shù)由表 10-5 查得; 1.58 , 1.734Sa1?YSa2(f)由圖 10-20c 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限2.54?K26.27?ZV167.87V2， ，大齒輪的彎曲疲勞強度極限MPaFE601??。452(g)由圖 10-18 取彎曲疲勞壽命系數(shù)0.88， ?KFN190.2?FN(h)計算彎曲疲勞許用應力由機械設計 P205 式 10-13 得：377.14MPa???SFEN?11289.29MPaK22(i)計算大小齒輪的 ??FSAaY?，并加以比較，取其較大值計算模數(shù) 0.011102， ???FYSa10.013618?Sa2比較之后取 ??2FSaY（3）設計計算法向模數(shù) 516.?mn對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，即 ，5.2?mn已可以滿足彎曲強度，但是為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 mm。來7.1d????F1377.14MPa????F2289.29MPa301Z782139amm計算應有模數(shù)，于是有： 30.16。?mdZn?cos1取 ，則 。30?7824）幾何尺寸計算(a)計算中心距,13.9cos243????Za將中心圓整為 139mm.(b)按圓整后的中心距修正螺旋角79.13cos2)(ar1 onmZ?????因 角變化不大，故參數(shù) ??、 K、 H等不必修正。(c)計算大、小齒輪的分度圓直徑77.2mm??cos13Znd226.68mm24mn(d)計算齒輪寬度77.2mm?db1?根據(jù)《機械設計》p205，將小齒輪寬度在圓整后加寬 5~10mm。則： mm， mm。784?B823?第六部分 軸的設計79.13???784?Bmm23mm1、高速級軸的設計與校核1、已知軸 I 傳遞效率 ，轉速 ，轉矩p1n1T1=2.688kw， =476.67r/minp=53854N·mmT12、求作用在齒輪 I 上的力：齒輪 I 的分度圓直徑 =51.7mmd12083N?dTFt1784.3N??cosantr550.44NFta3、初步確定軸的最小直徑按機械設計 P370 式 15-2 初步估計軸的最小直徑選取材料為 45 鋼，調制處理，根據(jù)表 15-3（P370） ，取 150?A20.83mm31minPd軸上開一個鍵槽，軸徑增大 6%。19.94mm???%)6(8.20min4、軸的結構設計：(1)擬定軸上零件的裝配方案。(2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度(3)初選深溝球軸承，其型號為 6206，內徑為30mm，基本尺寸為 。mBDd16230???(4)軸上零件的周向固定帶輪采用平鍵連接。由機械設計表 6-1 查得平鍵截面 ，鍵長 。mhb6??L36?(5)確定軸上圓角和倒角尺寸由機械設計表 1-27，取軸端倒角為 ?451?。根據(jù)以上數(shù)據(jù)畫出軸的結構簡圖，如下:5、求軸上載荷已知： 083N， 784.3N，?Ft r550.44N。a設該軸齒輪軸的旋向式左旋。， ，mL821?5.142 mL5.473?由《材料力學》知識得：水平支反力：， 。NFNH41.51?NH92.15672?mM?04垂直支反力 mNMa??798.13，F(xiàn)NV240NV5.862???5.6合成彎矩： mVH???.10222mT?5384高 速 軸 受 力 分 析6、按彎扭合成應力，由于扭轉切應力為脈動循環(huán)應力（P373） 。取 6.0??，計算軸的應力:8.02MPa???WTMca)(22??前方已選定材料為 45 鋼，調質處理，由表 15-1 查得??pa601??，由于 ??1???ca，故安全。二、中間軸的設計與校核1、已知軸 I 傳遞效率 ，轉速 ，轉矩p2n2T3=2.58kw， =131.75 r/minp2=187000 N·mT32、求作用在齒輪上的力：高速大齒輪的分度圓直徑 =186.2mm，低速小齒d2輪分度圓直徑 =77.2mmd32008.593N?TFt2756.15N??costanr530.693N?t2a4844.56NdTFt31815.68N???costanr1189.85Nt3a3、初步確定軸的最小直徑按《機械設計》P370 式 15-2 初步估計軸的最小直徑選取材料為 45 鋼，調制處理，根據(jù)表 15-3（P370） ，取 120?A30.19mm32minPd軸上開兩個鍵槽，軸徑增大 10%。35.2 35mm???%)10(7.min ?4、軸的結構設計：(1)擬定軸上零件的裝配方案。(2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度(3)初選深溝球軸承，其型號為 6207，內徑為35mm，基本尺寸為 。mBDd17235???(4)軸上零件的周向固定齒輪 1 采用平鍵連接。由機械設計表 6-1 查得平鍵截面 ，鍵長 。mhb82??mL32?齒輪 2 采用平鍵連接。由機械設計表 6-1 查得平鍵截面 ，鍵長140(6)確定軸上圓角和倒角尺寸由機械設計表 1-27，取軸端倒角為 ?51?。根據(jù)以上數(shù)據(jù)畫出軸的結構簡圖，如下:6、求軸上載荷已知： 2008.593N, ?Ft2756.15N, 530.693Nr ?a24844.56N, ?t31815.68N, 1189.85N Fr ?a3， ，mL5.621812 mL5.473由材料力學知識得：水平支反力： ，NNH.30941??。FNH82.3752??mMNH?.垂直支反力： ， FV7105?NV82.72??, N?64.28合成彎矩： mNMNVH????76.293102mT?1870處理，由表 15-1 查得 ??pa6??，由于 ??1???ca，故安全。三、低速級軸的設計與校核1、已知軸 I 傳遞效率 ，轉速 ，轉矩p3n3T3=2.48kw， =50.99r/minp3=464480N·mmT