机械结构分析与设计课程设计设计说明书设计题目设计一级直齿圆柱齿轮学生姓名学号班级专业分院指导教师完成时间目录分析和拟定传动方案 (1)电动机的选择 (3)计算传动装置的运动和动力参数 (4)传动件的设计计算 (5)轴的设计计算 (8)滚动轴承的选择及计算 (9)键联接的选择及校核计算 (9)联轴器的选择 (10)减速器附件的选择 (11)润滑与密封 (14)参考文献 (14)设计小结 (14)分析和拟定传动方案1.1设计背景：机器通常由原动机，传动装置和工作机三部分组成。

传动装置用来传递原动机的运动和力，变换其运动形式以满足工作机的需要，是机器的重要组成部分。

传动装置的传动的传动方案是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。

合理的传动方案除了满足工作机的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。

拟定一个合理的传动方案，除了综合考虑工作装置的载荷、运动及机器的其他要求外，还应熟悉各种传动机构的特点，以便选择一个合适的传动机构。

(1) 带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但传动平稳，能缓冲吸振，宜布置在传动系统的高速级，以降低传动的转矩，减少带传动的结构尺寸。

(2) 链传动平稳性差，宜布置在低速级。

(3) 斜齿轮传动较直齿轮传动平稳，相对应用于高速级。

综上各条件考虑宜选用带传动和齿轮传动1.2原始数据：（1） 工作装置的阻力 W F =5500N（2） 工作装置的线速度 W V =1.35s m （3） 输送机滚筒直径 D=250mm （4） 卷筒效率 w =0.98二、电动机的选择2.1 选择电动机的类型按工作要求和条件选取Y 系列一般用途的全封闭自扇冷笼型三相异步电动机2.2 选择电动机的功率Wwd FvP P ηηη⋅⋅==1000由电动机之工作机之间的效率为1ηη=·22η·3η·4η 式中1η、2η、3η、4η分别代表 带传动、齿轮转动的轴承、齿轮转动、联轴器取1η=0.96 2η=0.99 3η=0.97 4η=0.992 所以kW 58.7907/74251000/35.155001000=⋅=⋅⋅⨯=⋅==sm N s m N Fv P P wd ηηη根据m ρ选取电动机的额定功率m ρ=（1-1.3）o ρ=7.58—10.86kW ，并由附表10—112（《机械课程设计》P212）查得电动机的额定功率为m ρ=7.5Kw 。

三、计算传动装置的运动和动力参数3.1 工作机的转速 min /18.1032501.35100060D 100060r v n W =⨯⨯⨯=⨯=ππ3.2传动装置总传动比40.918.103970n m ===w n i 3.3 各级分配传动比I n =Ii n m =970=323.3 ∏n =1.33.323=104.29 3.4 各轴的输入功率pd =p =7.5kWI p =d p ·I η=7.5·0.96=7.2kW∏p =I p ·2η·3η=7.5·0.99·0.97=6.91kW 3.5 各轴输入转矩T=9550mm n p =95509705.7=73.84kW四、传动件的设计计算(V 带和齿轮)4.1确定功率P c根据V 带传动工作条件。

根据《机械设计基础》查表97页表2-9，可得工作情况系数K A =1.2，所以P c =K A P=1.2⨯7.5=9kW4.2选取V 带型号根据P c 、N m ，由图2-11选用B 型V 带4.3确定带轮基准直径d d1、d d2选d d1=125mm （根据表2-5） 从动轮的直径为I d d d d ·12==3·125=375mm4.4验算带速vs m s m n d v d /35.6/10006097012514.310006011=⨯⨯⨯=⨯=计算结果在5--25s m 范围内，合适4.5初定中心距由已知条件 0.7（I d d +2d d ∏）≤0a ≥2（I d d +∏d d ）0a =400mm4.6 初算带长Od Lm mL d d d d a 06.16244004125-375)375125(214.34002412)(22222100)(=⨯++⨯÷+⨯=+++=- π4.7 确定带长d L由表2-2，取d L =1600mm4.8 计算中心距mm 883206.1624-1600400200=+=-+=mm mm L L d αα min a =a-0.015d L =388-0.015⨯1600=364mm max a =a+0.03d L =388+0.03⨯1600=436mm4.9 验算小带轮包角o oo o 120143.13.57180121>=⨯--=ad d d d α 合适 4.10 确定V 带根数查表2-6可知O p =1.87kW =∆0P 0.31kW 查表2-7 89.0=a K 查表2-2 92.0=L K05.5¨0.920.890.31)(1.879)(00=⨯⨯+=∆+≥La cK K P P P Z 综上 Z=64.11 单根V 带的张紧力FoN qV ZVF p c45.21935617.0)189.05.2(35.669500)15.2(500220=⨯+-⨯⨯=+-=α4.12 作用在轴上的力Q F2280.52N 245.219sin88.241622sin210=⨯⨯==N F F Z Q α 4.13 选择齿轮材料及精度等级小齿轮选用45刚调质，硬度为217~255HBW ；大齿轮选用45刚正火，硬度为162~217HBW 。

因为是普通减速器 。

mm N m N n P T ∙=⨯⨯=∙⨯=708609702.71055.91055.961161mm6.751.41.4086071.1)4908.189523(5u )][523(d 32312=⨯⨯⨯⋅⨯=I+⋅≥E m mu KT z a H ψσ 4.14 确定主要参数，设计几何尺寸20,22121===iz z z ⨯3.1=62 取2Z =62 故实际传动比为 12i =I∏z z =62=3.1 验算传动比误差 i ∇=6.41.3-1.3=0 i ∇≤5% 合适 m=I I z d =2065.57=2.88 查表 3-1 m=3 d 1=mz 1=3⨯20=60mm d 2=mz 2=3⨯62=186 I a d =m(z 1+2)=36622=⨯)(192643)2(22mm z m d a =⨯=+= 中心距：a=123)6220(23)(221=+=+z z m mm 齿距：b=606011=⨯=d b ψmm 取 ∏b =60mm 21b b =+5—10=65mm4.15 验算齿根弯曲疲劳强度][2F 121σσ≤=S F F Y Y z bm KT查表 3-28 81.2=F Y 56.11=S Y 按插值法计算295.22=F Y2S Y =1.734MPa Y Y z bm KT S F F 310][69.72MPa 58.157.2222557.1593383.21.1221F 2111211=<=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯==σσ 小齿轮弯曲疲劳强度足够；MPa Y Y z bm KT S F F 295][63.29MPa 80.118.22225533159.71.122F22221212=<=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==σσ故大齿轮的弯曲疲劳强度足够五、轴的设计计算5.1选择轴的材料，确定许用应力由以知条件知,减速器传递功率属于中小功率,对材料无特殊要求,故选用45钢调质处理,由表5-1查得强度极限MPa B 590=σs σ=295Mpa 许用应力[]MPa 551-=σ5.2估算轴的最小直径根据表5-5得C=110 mm 51.442910491.01103223=⋅=≥ n P Cd 轴上有一个键槽，直径增大3%，查表5-6 取min d =45mm5.3 计算齿轮受力 齿轮分度圆直径为mm 67.20612cos 623cos z m d n =⨯==︒β 转矩为 T=mm 16.63229.10471.71055.96=⨯kN ·mm圆周力为 12.1212329.1041019.632d23t =⨯==ιT F N 径向力为 N F F 39.445398.036.05.3176cos tan n r r =⨯==βα轴向力 N F F 67512tan 5.3176tan =⨯==︒βτα5.4 轴的结构设计5.4.1 轴上零件的装配和定位方案的确定为便于轴上零件的装配，将轴制成阶梯形。

齿轮，左侧轴承、联轴器从左侧装入；定位方式依次为：轴肩、套筒（挡油环）、轴肩；另一轴承从左侧装入、采用轴肩定位(可加挡油环)。

各件的定位方式为：齿轮右侧用轴肩，左侧用套筒（挡油环）；左侧轴承右侧用套筒（挡油环），左侧用轴承盖；联轴器右侧用轴肩，左侧用轴端挡圈；右侧轴承左侧用轴肩（挡油环），右侧用轴承盖。

5.4.2 确定轴的各段直径从左向右看，第一段与联轴器配合，选择弹性柱销轴器的规格为ZL4，联轴器J 型轴孔的孔径为40mm ，孔长mm 841=B 所以确定1d =40mmmm 47740h 240d 2=+=+= 3d 要符合轴承内径标准系列，选用深沟球轴承，代号7211C ，故mm 55d 3= mm d 644=；mm h d 732644=+=5.4.3确定轴的各段长度与传动零件（如齿轮、联轴器等）相配合的轴段长度应比传动零件的轮毂宽度略小2mm 左右，)(821mm L =；第二段轴长考虑轴承盖螺钉至联轴器距离为10-15mm ，取=2L 。

其余各段轴长与箱体的设计有关，可由齿轮开始向两端逐步确定。

齿轮端面与箱壁的距离2∆取10-15mm ，这里取15mm ；轴承端面与箱体内壁的距离与轴承的润滑有关，这里取mm 53=∆；轴承宽10mm 。

mm L 35133223=+∆+∆+=；mm L 782804=-=；轴环宽度mm L 9.45.34.15=⨯=六、联轴器的选择 6.1 联轴器类型的选择常用联轴器大多已标准化，选用时先根据工作条件确定合适的类型，再按转矩、轴径及转速选择联轴器的型号，必要时再校核其承载能力。

根据工作载荷的大小和性质、转速高低、两轴相对偏移的大小和装拆维护等方面的因素，结合各类联轴器的而性能，并参照同类机器的使用选择弹性柱销齿式联轴器。

6.2 联轴器的型号选择联轴器的类型确定后，应根据轴端直径、转矩大小、转速、空间尺寸等要求确定联轴器型号（1） 计算名义转矩T ：)(36.6329550m N npT ⋅==（2） 计算转矩c T ：)(068.8223.136.632m N KT T c ⋅=⨯==，式中查《机械设计基础》P227表4-21取K=1.3。