机械设计课程设计 (4)

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 —121NN 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；563mmd=；6452mmd d==；7345mmd d==。

3.2.1.2各轴端轴向尺寸的初定182379mml=-=；（联轴器的轴孔长度为82mm）260mml=;（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 =-=；59mm l =； 610mm l =； 718mm l =。

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⨯+⨯⨯3.3.3.1水平面上的弯矩3.3.3.2垂直面上的弯矩3.3.3.3合成弯矩 3.3.4 画转矩图 3.3.5 画当量弯矩图因单向回转，视转矩为脉动转矩，10[]/[]b b ασσ-=,已知650B Mpa σ=，查表12-1可得1[]59b Mpa σ-=，0[]98pa b M σ=，10[]/[]59/980.602b b ασσ-=== 剖面c 的当量弯矩： 3.3.6 判断危险剖面并验算强度3.3.6.1剖面C 当量弯矩最大，而且直径与相邻段相差不大，故剖面C 为危险面。

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GB T-,高速轴的轴承段的直径d=45mm，初选深沟球轴承6209/2761994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：280.950A F N ==a2F 转速：n 184.258/min r = 4.2.1 求当量动载荷由上图可知轴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。