1、1目录一、设计要求-（2）二、电动机的选择-（3）三、计算传动比及各级转速、功率和扭矩-（4）四、传动零件设计计算-（5）五、圆锥齿轮设计-（5 ）六、圆柱齿轮设计-（9）七、开式圆柱齿轮设计计算-（14）八、轴的设计及校核-（18）九、 、参考资料-（35）2一、设计题目：链板式运输机传动装置1 电动机；2、4联轴器；3圆锥-圆柱斜 齿轮减速器；5开式齿轮传动；6输送链的小链轮二、原始数据及工作要求组别 链条有效拉力F（N）链条速度V（m/s）链节距P(mm)小链轮齿数Z1i 开 寿命（年）刘祥维 12000 0.45 50.80 21 36 10每日两班制工作，传动不逆转，有中等冲击，链速
2、允许误差为5%。三、设计工作量 设计说 明书 1 份；减速器装配图，零号图 1 张；零件工作图 2 张（箱体或箱盖，1 号图；中间轴或大齿轮，1 号或 2 号图）。四、参考文献 1.机械设计教材 2机械设计课程设计指导书3机械设计课程设计图册 4.机械零件手册 5.其他相关书籍3二、电动机的选择1. 选择电动机类型按已知的工作要求和条件，选用三相鼠笼式异步电动机，封闭式结构， 电压380V，Y 型。2、选择电动机的容量电动机所需的工作功率Pd = kWwapPW= kW10Fv因此Pd= kWa由电动机至输送链的传动总效率为a=14 2 3 4 25式中： 1、2、3、4 、 分别为轴承、圆锥
3、齿轮传动、闭式圆柱齿轮传动、开式齿5轮传动、联轴器的传动效率。式中 1=0.98，2=0.96，3=0.975，4=0.95， =0.96 则5a=0.984 0.96 0.98 0.95 0.962=0.76所以 pd= = =7.11Kw10aFv20.763确定电动机转速输送链工作转速为n= = =25.31r/min160vpz0.45821查相关资料，圆锥- 圆柱齿轮减速器传动比 =1025，开式 齿轮传动的传动比i=36，则总传动 比合理范围为 ia=30150，故 电动 机转速的可选范围为i开4nd=ia n=（30150） 25.31=759.33796.5r/min符合这一范
4、围的同步转速有 1000r/min、1500r/min 和 3000r/min。根据容量和转速，由相关手册查出有三适用的电动机型号，因此有三传动比方案查设计手册，符合要求的电动机型号为 Y160M-6.其满载转速为 =1440r/min。mn三.计算传动装置的总传动比 并分配传动比i1、总传动比为= = =56.89aimn4025.312、分配传动装置传动比 12aii开式中 ， ， 分别为圆锥齿轮，闭式圆柱齿轮和开式 齿轮传动比。开初步取 =3,闭 式圆柱齿轮的传动比 =41i 2i则开式齿轮传动比为= = =4.74i开 12aA56.89343、确定各轴转速轴 = =1440 r/mi
5、nnm轴 = = =480 r/min1i403轴 = = =120 r/minn2i8轴 = =120 r/min轴 = = =25.31 r/min5n4i开 120.74、各轴输入功率5轴 = = =7.11 0.96=6.83 KwpdA01dp5轴 = = =6.83 0.98 0.96=6.42 Kw212轴 = = =6.16 0.98 0.975=6.14 Kw33轴 = = =6.14 0.98 0.96=5.78 Kw4pA4p15轴 = = =5.78 0.98 0.95=5.38 Kw5545、各轴输入转矩电动机轴输出转矩N m7.195054.50ddmpTnA轴 N
6、 m1014.96.2dA轴 N m22573817.TiA轴 N m33.0.5483轴 N m448969.A轴 N m55.47207.Ti开 A四、 圆锥齿轮的设计选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1.选定齿轮类型、精度等级、材料及 齿数（1）按传动方案，选用直齿圆锥齿轮传动， 齿形制 ,齿形角 ，齿106JB20顶高系数 ，顶隙系数 ，螺旋角 ，不 变位。*1ah*0.2cm（2）、运输机为一般工作机器，速度不高，故 选用 7 级精度。（3）、材料选择，小齿轮材料为 40Cr（调质），硬度 为 280HBS，大齿轮材料为 45 号钢（调质），硬度为 240HBS，二者材料硬度相差 4
7、0HBS。（4）、选小齿轮齿数 1213,3269zuz则61). 按齿轮 面接触强度设计1. 设计准则:先由齿面接触疲劳强度计算，再按 齿根弯曲疲 劳强度校核。2. 按齿面接触疲劳强度设计，即1td32124.7(05)EHPRZKTu（1）、确定公式内的各计算值1）查得材料弹性影响系数 。MaZE8.192）按齿面的硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ，大齿轮lim160HMPa的接触疲劳极限 。lim250HP3）计算应力循环次数小齿轮： 91614(28501)3.460hNnjL大齿轮： 9923.50.u4）查得接触强度寿命系数 1NZ25）计算接触疲劳许用应力 1lim.060NH
8、ZMPaS2li56）试选 ，查得1.vK5,1.2,.AvK所以， .5.52.v7） 5 4119.0.839.0.014PT Nmn78） 13R（2）、计算1）试算小齿轮的分度圆直径，带入 中的较小值得H1td3242113389.5.507.800()m2）计算圆周速度 v147.80.646061tnv s3）计算载荷系数根据 ，7 级精度，查得 ，3.604mvs1.2vK所以 1.5.6avK4）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径： 331 2.1647.8047.5ttd m5）计算模数 147.52.03mz3.按齿根弯曲疲劳强度设计公式：m 31224(0.5)1FaS
9、RPKTYzu（1）、确定公式内的各计算值1）查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ，大齿轮的弯曲疲劳强度MFP2501。MPFP202）查得弯曲疲劳寿命系数812.0,1.NNY3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，则，1lim.02537.1414NFFPstYMPaSA2li 8.ST4）载荷系数 K=2.165）节圆锥角 11arctn8.42u29076）当量齿数取 251234.cos8.VzZ取 2122691.687.V7）查取齿形系数 12.,.0FaFaY8）查取应力校正系数 5917SS9）计算大小齿轮的 ,并加以比较。Fa12.6590.16374FaSPY2
10、28FaS大齿轮的数值大。取 2.1790.1364FaSaSPFY9（2）、设计计算m3 4221134.650.012.43()综合分析考虑，取 1m=,z得， ，21369zu12369dm4.几何尺寸计算（1）、计算大端分度圆直径 69dm23207z（2）、计算节锥顶距 2269119.0dRum（3）、节圆锥角 18.427（4）、大端齿顶圆直径 112cos6923cos18.427.693admm0704（5）、齿宽 139.36.Rbm126取五、圆柱齿轮传动的设计计算10已知输入功率 （略大于小齿轮的实际功率），小齿轮的转速为：26.4PKw，大齿轮的转 速为 ，传动 比
11、，由电动机驱动，工1480minr210minr4i作寿命（设每年工作 250 天），两班制，带式输送，平 稳，转向不变。1.选定齿轮类型、精度等级、材料及 齿数（1）选用圆柱斜齿轮。（2）、运输机为一般工作机器，速度不高，故 选用 7 级精度。（3）、材料选择，小齿轮材料为 40Cr（调质），硬度 为 280HBS，大齿轮材料为 45 刚（调质），硬度为 240HBS，二者材料硬度相差 40HBS。（4）、选小齿轮齿数 1213,4239zuz则2.按齿面接触疲劳强度设计公式： 1td321HEdZKTu（1）、确定公式内的各计算值1）试选载荷系数 K.50,1.2,25,1.AvVK2）计
12、算小齿轮传递的转矩 55 521 6.429.09.101.708PT Nmn3）选取齿宽系数 d4）查得材料弹性影响系数 。cosZ2.5HZ110.8Z=0.99237cos5）按齿面的硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ，大齿轮lim160HMPa的接触疲劳极限 。lim250HMPa6）计算应力循环次数小齿轮： 91064801(2501)2.30hNnjL大齿轮： 9812.3.4u7）查得接触批量寿命系数 1.0NZ258）计算接触疲劳许用应力 1lim.060NHZMPaS2li532.5a（2）、计算1）试算小齿轮的分度圆直径，带入 中的较小值得H1td321HEdZKTu3 2
13、52.589.0.37.170416 mAA=65.67 mm2）计算圆周速度 v12165.74801.6560tdnmv s3）计算齿宽 b 15.67.dt4）计算齿高比 bh模数： 1cos65.709842.13ttdmmzA齿高： 221.t6570.4bh5）计算载荷系数根据 ，7 级精度，可查得动载荷系数 ，1.650mvs 1.8vK直齿轮假设 ，1AtKFNb查得 .2H查得使用系数 5A1.K2所以 1.5.812.36Av6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径： 331 2.665.7.50ttKd m7）计算模数 11cos6.509842.73mzA3.按齿根弯曲
14、疲劳强度设计13公式：m 321cosFaSdPKTYz（1）、确定公式内的各计算值1）查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ，大齿轮的弯曲疲劳强度1250FEMa。20FEMPa2）查得弯曲疲劳寿命系数 12.,.NNY3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，则，1lim.02537.1414NFFPSTYMPaA2li 8.4）计算载荷系数 K1.5.812.36Av5）查取齿形系数 .69,.0FaFaY6）查取应力校正系数 127SS7）计算大、小齿轮的 ,并加以比较。Fa，12.69570.18634FaSPY2238FaSP大齿轮的数值大。（2）、设计计算14m3252.6
15、cos10.70.1423.973综合分析考虑，取 ，得1m= ,z112370.6cos.984zd21u4.几何尺寸计算（1）、分度圆直径 69dm23280.5cos.4zm（2）、中心距 a12()(7.6.)175.62d（3）、齿宽，取169dbm，170255.验算 512.7103.469tTFNd.53.48.0At ssKb假设成立，计算有效。15六、开式齿轮传动1.选定齿轮类型、精度等级、材料及 齿数（1）选用圆柱斜齿轮。（2）、运输机为一般工作机器，速度不高，故 选用 7 级精度。（3）、材料选择，小齿轮材料为 40Cr（调质），硬度 为 280HBS，大齿轮材料为 4
16、5 号钢（调质），硬度为 240HBS，二者材料硬度相差 40HBS。（4）、选小齿轮齿数 1214,3.56248.zuz则2.按齿面接触疲劳强度设计公式： 1td321HEdZKTu（1）、确定公式内的各计算值1）试选载荷系数 K.50,1.2,25,1.AvVK2）计算小齿轮传递的转矩 55521 .789.09.106.1309PT Nmn3）选取齿宽系数 d4）查得材料弹性影响系数 。cosZ2.5HZ0816=0.99237cosZ5）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lim160HMPa触疲劳极限 lim250HMPa（6）计算应力循环次数小齿轮： 81069
17、01(28501)2.60hNnjL大齿轮： 723.u7）查得接触疲劳寿命系数 1.5NZ278）计算接触疲劳许用应力 1lim.5609NHZMPaS2li78.5a（2）、计算1）试算小齿轮的分度圆直径，带入 中的较小值得H1td321HEdZKTu3 252.589.0.37.6130.616 mAA=101.76. mm2）计算圆周速度 v1401.769.4560tdnmv s3）计算齿宽 b1710.761.dtbm4）计算齿宽与齿高比 bh模数： 10.764.2ttdmz齿高： 2.5.95thm0679.4b5）计算载荷系数根据 ，7 级精度，可查得动载荷系数 ，0.495
18、mvs 1.05vK查得使用系数 1.AK1.2所以 1.5.012.79AvK6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径： 331 2.0791.6.15ttd mK7）计算模数 19.4.132mmz3.按齿根弯曲疲劳强度设计公式：m 321cosFaSdPKTYz（1）、确定公式内的各计算值181）查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ，大齿轮的弯曲1250FEMPa疲劳强度 。20FEMPa2）查得弯曲疲劳寿命系数 12.,.NNY3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，则，1lim.02537.1414NFFPSTYMPaA2li 8.4）计算载荷系数 K1.5.012.79A
19、v5）查取齿形系数 .6,.FaFaY6）查取应力校正系数 1285SS7）计算大、小齿轮的 ,并加以比较。Fa，12.6580.172374FaSPY2.1750.138FaSPY大齿轮的数值大。（2）、设计计算m3252.079cos16.30.137.8924综合分析考虑，取 ，得1m= ,z2，14296dz19mm 取 =86mm213.56248.zu2z4.几何尺寸计算（1）、分度圆直径 96dm2843z（2）、中心距 a12()(96)20dm（3）、齿宽，取196db20m七、轴的设计及校核1. 初算各级轴径根据 3PdAn其中式中 P 为轴 所传递的功率，n 为轴的转速，
20、A 为由轴的许用切应力所确定的系数（由机械设计教材 p232 查出）。轴 13316.801.4dCmn轴 2332.2.7P轴 3336.140.95dCmn2、轴的设计联轴器的计算转矩 ，查机械设计表 10.2，取 ,则：1.3AK20=1.3 45.27=58.851N m1caATKA按照计算转矩 应小于联轴器公称转矩的条件，结合电动机的参数，查手册， 选1caT用凸缘联轴器，型号 GYS2 联轴器 即，该端选用的半联轴器的孔径124538YJ，故取轴径 ，半 联轴器毂孔的长度 L=52mm。24dmdm3.轴的结构设计（1）、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度，如下图1）由联轴
21、器尺寸确定由联轴器的毂孔长度 L 和直径 d 及相关要求，可确定1124,5dml2）初步选择滚动轴承轴承同时承载径向力和轴向力，但轴向力较小，故 选用圆锥滚子轴承。参照工作要求，并根据尺寸，选取 0 基本游隙组、标 准精度级的圆锥滚子轴承 30206，其尺寸为 。故可确定36217.5dDTmm。330,1,.dmll比 要 小 则 取3）由经验公式算轴肩高度： 40.7()3.4)h取轴肩高为 4mm ，确定 。38dm由课程设计指导书P47 图 46 的要求可得，21343142.5()592().ldlm则取 。64）根据轴承安装方便的要求，取 ，得2531dm、 均 比 小259dm
22、根据安装轴承旁螺栓的要求，取 。26l根据齿轮与内壁的距离要求，取 。51m5）根据齿轮孔的轴径和长度，确定 。66,8dl至此，已初步确定了轴的各段直径和长度（2）、轴上的零件的周向定位齿轮、联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。按手册查得，半 联轴器与轴的联接处的平键截面 ，键槽用键槽铣刀加工，长为 45mm。为了保证87bhm联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择联轴器轮毂与轴配合为 H7/k6。同样，齿轮与轴的联接处的平键截面 ，键槽用键槽铣刀加工，长为87bhm22mm。为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴配合为H7/n6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此
23、处选轴的直径尺寸公差为 m6。4、轴的校核轴 3 的结构、尺寸如下图：22（1）求作用齿轮上的力：低速级大齿轮的分度圆的分度圆直径为 280.5dmN m3317.40.987548.3TiA A-3.tFNtantan248518coscos0rt3t64.5a （2）求作用于轴上的支反力：1）水平支反力：由 和 tHFR22(6815)68HtRF得， ， 1 =57.N=7.N2）垂直面内支反力：由 和 以及 rvFR212(6815)680vraFM2dFa得 ， V1 =38NV2 90（3）.作弯矩图：23根据上述简图，分别求出水平面和垂直平面内各力产生的弯距： H M=15348
24、.2NmV1 M=26384NmV2 =150m总弯距 H1 7290作出计算弯距图 22211573(0.6483)18.93caMT Nm2906Nm（4）校核轴的强度,故安全。1318.26.50()caMPaW5、精确校核轴的疲劳强度（1）截面 左侧抗弯截面模量3335.42871.0. mdW抗扭截面模量243338572.0. mdWT截面 左侧的弯矩NM63.45.21169抗扭截面扭矩mNT00.1截面上的弯曲应力MPaWb86.145.2763截面上的扭转切应力aT6.85701由于 ， ，得：4.0356dr143.dD拉伸的理论应力集中系数 02弯曲的理论应力集中系数 8
25、.又查表可知轴的材料敏性系数为，82.0q6.故有效应力集中系数为82.1)0.(82.1)(1k46q查表尺寸系数 ；7.0.轴按照磨削加工，可查得表现质量系数为 92.轴未经表面强化处理，即 ，则可知综合系数值为1q48.29.076.8k2571.92.087.41k材料特性系数 ，.05于是，计算安全系数 值caS46.701.86.4.271 mbK 2.35.5.1bSS=1.510.72.346.72Sca（2）截面 右侧抗弯截面模量3336401.0. mdW抗扭截面模量 33328.2.T截面 左侧的弯矩mNM6375.4.5211069抗扭截面扭矩mNT0.1截面上的弯曲应
26、力MPaWb59.16402截面上的扭转切应力aT125.801由于 ， ，得4.06Dr43.d拉伸的理论应力集中系数 1226又查表可知轴的材料敏性系数为，82.0q6.q故有效应力集中系数为90.1).2(8.01)(1k查表尺寸系数 ，可得73.0过盈配合处的 2.6k则 =0.8k08轴按照磨削加工，可查得表现质量系数为 92.0轴未经表面强化处理，即 ，则可知综合系数值为1q69.2.062k178.1材料特性系数 ，.05于是，计算安全系数 值 caS截面上的弯曲应力MPaWb59.16402 MPaWT125.80616.1.59.6.271 mbKS 08.925.0.1 b27S=1.586.50.196.222SSca故该轴在截面 右侧的强度也是足够的。因本传动无大的瞬时过载及严重的应力循环对称型，故可略去静强度校核。八、参考文献 1.机械设计教材 2机械设计课程设计指导书3机械设计课程设计图册 4.机械零件手册 5.其他相关书籍
