机械设计课程设计 Company number【1089WT-1898YT-1W8CB-9UUT-92108】目录1.传动装配的总体设计1.1电机的选择 (1)1.2求传动比 (2)1.3计算各轴的转速、功率、转矩 (2)2.齿轮的设计2.1原始数据 (3)2.2齿轮的主要参数 (3)2.3确定中心距 (4)2.4齿轮弯曲强度的校核 (5)2.5齿轮的结构设计 (6)3.轴的设计计算3.1轴的材料的选择和最小直径的初定 (7)3.2轴的结构设计 (8)3.3轴的强度校核 (10)4.滚动轴承的选择与计算4.1滚动轴承的选择 (14)4.2滚动轴承的校核 (14)5.键连接的选择与计算5.1键连接的选择 (15)5.2键的校核 (15)6.联轴器的选择6.1联轴器的选择 (16)6.2联轴器的校核 (16)7.润滑方式、润滑油型号及密封方式的选择7.1润滑方式的选择 (16)7.2密封方式的选择 (16)8.箱体及附件的结构设计和选择8.1箱体的结构尺寸 (17)8.2附件的选择 (18)9.设计小结 (19)10.参考资料 (19)机械设计课程设计计算说明书已知条件：1传动装配的总体设计1.1电机的选择1.1.1 类型：Y 系列三项异步电动机 1.1.2 电动机功率的选择电源为交流电源；工作环境为铸工车间运型砂，要求连续工作，工作时有轻微的振动。
选择Y 型系列三相异步电动机。
假设： w p —工作机所需功率，W k ; e p —电动机的额定功率，W k ； d p —电动机所需功率，W k ； 则：工作机所需要的有效功率：800 2.72.1610001000w FV p kW ⨯=== 电动机所需功率：/d w p p η=查表可得：0.990.990.970.96ηηηη====联轴承齿轮滚筒、、、 所以：23230.990.990.970.960.886ηηηηη==⨯⨯⨯=联轴承齿轮滚筒 由表16-1选取，电动机的额定功率为3kW 。
1.1.3电动机转速的选择以及型号的确定 选择常用的电动机转速为1500r/min 和1000r/min ；查表16-1，确定以下三种方案：辅助计算：因为本设计为单级斜齿圆柱齿轮减速器的设计，总传动比应在3-5左右，为了能够合理的分配传动比，使传动装置结构紧凑，所以应按方案3选择电动机，即电动机的型号为Y132s-6。
查表16-2，可得：中性高为H=132mm ，外伸轴长度80mm ,直径38mm ，额定功率和满载转速见上表。
1.2 求传动比1.3 计算各轴的转速n 、功率p 、转矩T1.3.1 各轴的转速 1.3.2 各轴的输入功率 1.3.3各轴的输入转矩各轴运动及功率参数2 齿轮的设计2.1 原始数据其中小齿轮40MB 钢调质，大齿轮45号钢调质。
2.2 齿轮的主要参数由上述硬度可知，该齿轮传动为闭式软尺面传动，软尺面硬度<350HBS ，所以齿轮的相关参数按接触强度设计，弯曲强度校核。
lim H S —lim 1.0~1.2,1H S =接触强度的最小安全系数，取取；N Z —121N N Z Z ==接触疲劳强度计算的寿命系数，取；W Z —1W Z =工作硬化系数，取。
由教材图5—29查得：小齿轮lim1580H Mpa σ=； 大齿轮lim2540H Mpa σ= 所以： 式中：z ε—重合度系数，对于斜齿轮传动，z ε=～，取z ε=；K —载荷系数，一般近视取k=~,因是斜齿轮传动，取K =；d ψ—齿宽系数，对于软尺面（<350HBS ），齿轮相对于轴承对称布置时，0.8 1.4dψ=,取1d ψ=u —齿数比，对于斜齿轮6~7=4.27u u ≤，取。
所以：1754d ≥⨯ 2.3 确定中心距式中：1Z —小齿轮的齿数； 2Z —大齿轮的齿数； β—齿轮的螺旋角； n m —斜齿轮的模数。
对于软尺面的闭式传动，在满足齿轮弯曲强度下，一般选择1Z =24~40之间，选取1Z =22，则21 4.272294Z Z μ==⨯=；螺旋角β，一般情况下在8~15︒︒，当制造精度较高或对振动、噪音有要求的齿轮，可取10~20β︒︒=，或者更大值。
本设计为一般要求，所以初选10β︒=斜齿轮的模数11cos 34.7cos10 1.55322n d m Z β︒⨯===，由渐开线圆柱齿轮第一系列，取n m =所以：()()12 1.52294a=91.452cos 2cos10n m Z Z mm β︒+⨯+==⨯ 取中心距a=90 mm,所以144536β=︒’”，符合其条件8~20︒︒。
齿数比21/94/22 4.27Z Z ==，与i=相比，相对误差为%<5%。
符合条件。
2.4 齿轮弯曲疲劳强度的校核式中： ST Y —试验齿轮的应力修正系数，取ST Y =2；lim F σ—试验齿轮的齿根的弯曲强度极限应力，由教材图5-28可得lim1lim2235220F F Mpa Mpa σσ==、；min F S —弯曲强度的最小安全系数，取min F S =； N Y —弯曲疲劳强度寿命系数，取N Y =1； X Y —弯曲疲劳强度的计算尺寸系数，取X Y =1.由1212000F FS n KT Y Y Y bm Z εβσ=，式中： FS Y —外齿轮的符合齿形系数；Y εβ—螺旋角系数。
（其他字符的意义同前。
）由教材图5-40可得：1 4.3FS Y =、24FS Y = 因此，弯曲强度足够。
小齿轮：45号钢调质，1121,43.254;Z d mm == 大齿轮：45正火， 2281,166.838;Z d mm ==2.5 齿轮结构设计2.5.1计算齿轮分度圆直径 小齿轮：11 1.52234.126cos 0.967n m Z d mm β⨯=== 大齿轮：22 1.594145.812mm cos 0.967n m Z d β⨯=== 2.5.2 齿轮宽度按强度计算要求，取齿宽系数d ψ=1，则齿轮的宽度为圆整后小齿轮的宽度为140b mm =，大齿轮的宽度为235b mm =。
2.5.3齿轮的圆周速度111 3.1434.1269601.714/601000601000d n v m s π⨯⨯===⨯⨯（满足精度要求）2.5.4齿轮的相关参数如下表3 轴的设计计算3.1 轴的材料选择和最小直径估算3.1.1 轴的材料选用45号钢，调质处理。
3.1.2高速轴和低速轴直径初算直径时，若最小直径段开于键槽，应考虑键槽对轴强度的影响，当该段截面上有一个键槽时，d 增加5%～7%，两个键槽时，d 增加10%～15%，由教材表12-2，高速轴1115C =，低速轴2110C =。
同时要考虑电动机的外伸直径d=38mm 。
所以1 1.05115 1.0517.626d C mm === 结合电动机的外伸直径38d mm =，初选弹性套柱销联轴器LT63882/43233582ZC GB T ZC ⨯⨯ ,转矩： 1.523.20834.812A T K T N m ==⨯=• 所以初确定3.2 轴的结构设计3.2.1高速轴的结构设计3.2.1.1各轴段径向尺寸的初定结合电动机的外伸直径38d mm =，初选弹性柱销联轴器TL638824323843582ZC GB ZC ⨯-⨯所以取138;d mm =；21(5~10)43d d mm mm =+=； 32545d d mm =+=（1）；由此直径确定轴承，选择深沟球轴承6209/2761994GB T -,其具体尺寸如下表：4d =小齿轮； 563mm d =； 6452mm d d ==； 7345mm d d ==。
3.2.1.2各轴端轴向尺寸的初定182379mm l =-=；（联轴器的轴孔长度为82mm ）260mm l =;（由于轴承盖外面需要留10～15mm 的轴段长度） 319217l mm mm =-=;(轴承孔的宽度12(5~8)82016(5~8)50mm C C δ+++=+++=1L=) 24414l mm mm =∆+=；（小齿轮的宽度为45mm ） 572l mm =； 610l mm =； 735l mm =。
3.2.2低速轴的结构设计3.2.2.1各轴段的径向尺寸的初定结合电动机的外伸直径d=38mm ，初选凸缘联轴器 YLD83882/5823863582YC GB T YC ⨯-⨯所以取11543d d mm =+=高；2151d d mm=+=（510）；3255d d mm=+=（15）；由此直径确定轴承，选择深沟球轴承6211/2761994GB T-,其具体尺寸如下表：3 4(25)60d d mm=+=；4 5(1012)72d d mm=+=；66 ad d mm==；7355d d mm==。
3.2.2.2各轴段的轴向尺寸的确定184381l mm=-=；（联轴器的轴孔长度为84mm）260l mm=;（使轴段长度露在轴承盖外10～15mm）324l mm =;466363l mm mm =-=；59mml=；610mml=；718mml=。
3.3轴的强度校核因低速轴所受转矩大，且两轴的直径相差很小，故只校核低速轴.3.3.1 求齿轮上的作用力的大小和方向3.3.1.1齿轮上作用力的大小222 2.21895509550114.958n 184.258P T N m =⨯=⨯=•转矩：； 22230.769/()114.958/()996.30422d T N ===t2圆周力：F ； 3.3.2求轴承的支反力3.3.2.1水平面上支力 3.3.2.2垂直面上支力=230.769(282.950996.30453)/(532)2⨯+⨯⨯F已知'284.470e C M M Nm ==、 1[]59b Mpa σ-= 则e 1384.4703.91[]590.1d 0.1e e b M M Mpa Mpa W σσ-=====⨯3（60）3.3.6.2剖面D 虽仅受弯矩，但其直径最小，则该剖面为危险面。
所以轴的强度足够。
4 滚动轴承的选择与计算4.1 滚动轴承的选择高速轴的轴承段的直径d=45mm ，初选深沟球轴承6209/2761994GB T -,相关参数如下表：低速轴的轴承段的直径d=55mm, 选择深沟球轴承6211/2761994GB T -,其具体尺寸如下表：4.2 滚动轴承的校核轴向力：A F ==a2F 转速：n 184.258/r =4.2.1由上图可知轴2未受轴向载荷，轴1受轴向载荷1A A F F =，则112()p R R p f XF YF =+，由教材表14-12可得， 1.2p f =，查有关轴承手册可得30631125.010r C N =⨯轴承。