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减速箱装配图
民事诉讼简易程序-马鞍山采石
2023年2月17日发(作者：幂函数的图像)一、设计题目：二级直齿圆柱齿轮减速器
1．要求：拟定传动关系：由电动机、V带、减速器、联轴器、
工作机构成。
2．工作条件：双班工作，有轻微振动，小批量生产，单向传动，
使用5年，运输带允许误差5%。
3．知条件：运输带卷筒转速19/minr，
减速箱输出轴功率4.25P马力，
二、传动装置总体设计：
1.组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。
2.特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均
匀，要求轴有较大的刚度。
3.确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设
置在高速级。其传动方案如下：
三、选择电机
１.计算电机所需功率dP：查手册第3页表1-7：
1
－带传动效率：0.96
2
－每对轴承传动效率：0.99
3
－圆柱齿轮的传动效率：0.96
4
－联轴器的传动效率：0.993
5
—卷筒的传动效率：0.96
说明：
－电机至工作机之间的传动装置的总效率：
2确定电机转速：查指导书第7页表1：取V带传动比i=24
二级圆柱齿轮减速器传动比i=840所以电动机转速的可选范围
是：
符合这一范围的转速有：750、1000、1500、3000
根据电动机所需功率和转速查手册第155页表12-1有4种适用
的电动机型号，因此有4种传动比方案如下：
方案电动机型
号
额定功
率
同步转
速
r/min
额定转
速
r/min
重量总传动比
1Y112M-24KW3000289045Kg152.11
2Y112M-44KW1500144043Kg75.79
3Y132M1-64KW100096073Kg50.53
4Y160M1-84KW750720118K
g
37.89
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、和带传动、减速器的传动
比，可见第3种方案比较合适，因此选用电动机型号为Y132M1-6，其
主要参数如下：
额定
功率
kW
满
载
转
速
同步
转速
质
量
ADEFGHLAB
496880
四确定传动装置的总传动比和分配传动比：
总传动比：
960
50.53
19
n
i
n
总
卷筒
分配传动比：取
3.05i带则1250.53/3.0516.49ii
121.31.5ii
取121.3ii
经计算23.56i14.56i
注：
i带为带轮传动比，1i
为高速级传动比，2i
为低速级传动比。
五计算传动装置的运动和动力参数：
将传动装置各轴由高速到低速依次定为1轴、2轴、3轴、4轴
01122334
,,,——依次为电机与轴1，轴1与轴2，轴2与轴3，轴3与
轴4之间的传动效率。
１.各轴转速：
1
960
314.86/min
3.05
m
n
nr
i
带
2各轴输入功率：
101
3.670.963.52
d
ppkW
3各轴输入转矩：
3.67
9550955036.5.
960
d
d
w
p
TNm
n
运动和动力参数结果如下表：
轴名功率PKW转矩TNm转速r/min
输入输出输入输出
电动机轴3.6736.5960
1轴3.523.48106.9105.8314.86
2轴3.213.18470.3465.668
3轴3.053.021591.51559.619.1
4轴32.971575.61512.619.1
六设计V带和带轮：
1.设计V带
①确定V带型号
查课本
205
P表13-6得：2.1
A
K则1.23.674.4
cAd
PKPkW
根据
c
P=4.4,
0
n=960r/min,由课本
205
P图13-5，选择A型V带，取
1125d。
1
21
2
13.051250.98373.63
n
dd
n
查课本第206页表13-7取
2375d。
为带传动的滑动率0.010.02。
②验算带速：11125960
6.28/
6
dn
Vms
带速在525/ms范围
内，合适。
③取V带基准长度
d
L和中心距a：
初步选取中心距a：
0121.51.5125375750add，取0750a。
由课本第195页式（13-2）得：
00
0
2
21
1222305.8
24
dd
Ladd
a
查
课本第202页表13-2取2500dL。由课本第206页式13-6计算实际中
心距：0
0847.1
2
dLL
aa
。
④验算小带轮包角：由课本第195页式13-1得：
2118057.3163120
dd
a
。
⑤求V带根数Z：由课本第204页式13-15得：
00L
c
P
Z
PPKK
查课本第203页表13-3由内插值法得01.38P00.108P。
EF=0.1
0
P=1.37+0.1=1.38
EF=0.08
00.100.108P
查课本第202页表13-2得1.09LK。
Kα
α1
查课本第204页表13-5由内插值法得0.959K。
1
=163.0
EFAF
BCAC
EF=0.009
K
=0.95+0.009=0.959
则
00
4.4
2.84
1.380.1080.9591.09L
c
P
kW
Z
PPKK
取3Z根。
⑥求作用在带轮轴上的压力
Q
F：查课本201页表13-1得
q=0.10kg/m，故由课本第197页式13-7得单根V带的初拉力：
22
0
500
2.55004.42.5
(1)(1)0.106.28190.9
36.280.959
c
P
FqvN
zvK
作用在轴上压力：
0
163
2sin23190.9sin1132.8
22c
FZFN
。
七齿轮的设计：
1高速级大小齿轮的设计：
①材料：高速级小齿轮选用45钢调质，齿面硬度为
250HBS。高速级大齿轮选用45钢正火，齿面硬度为220HBS。
②查课本第166页表11-7得：lim1550HMpa
lim2540HMpa。
查课本第165页表11-4得：1.1HS1.3FS。
故
lim1
1
550
500
1.1
H
H
H
Mpa
Mpa
S
lim2
2
540
490
1.1
H
H
H
Mpa
Mpa
S
。
查课本第168页表11-10C图得：lim1200FMpalim2150FMpa。
故
lim1
1
200
154
1.3
F
F
F
Mpa
Mpa
S
lim2
2
150
115
1.3
F
F
F
Mpa
Mpa
S
。
③按齿面接触强度设计：9级精度制造，查课本第164
页表11-3得：载荷系数1.2K，取齿宽系数0.4a计算中心距：由课
本第165页式11-5得：
1
1
1
2
2
5
3
3
3353351.21.06910
14.631179.4
4900.44.63Ha
KT
au
u
考虑高速级大齿轮与低速级大齿轮相差不大取210a2.5m
则12
2
168
a
ZZ
m
取129Z2139Z
实际传动比：
139
4.79
29
传动比误差：
4.794.63
100%3.5%5%
4.63
。
齿宽：0.421084aba取284b190b
高速级大齿轮：284b2139Z高速级小齿轮：190b129Z
④验算轮齿弯曲强度：
查课本第167页表11-9得：12.6FY22.2FY
按最小齿宽284b计算：
11
11
1
3
22
221.2106.92.610
43.5
842.529
F
FF
KTY
Mpa
bmZ
2
212
1
36.8F
FFF
F
Y
Mpa
Y
所以安全。
⑤齿轮的圆周速度：11292.5314.8
1.19/
6
dn
Vms
查课本第162页表11-2知选用9级的的精度是合适的。
2低速级大小齿轮的设计：
①材料：低速级小齿轮选用45钢调质，齿面硬度为250HBS。
低速级大齿轮选用45钢正火，齿面硬度为220HBS。
②查课本第166页表11-7得：lim3550HMpalim4540HMpa。
查课本第165页表11-4得：1.1HS1.3FS。
故
lim3
3
550
500
1.1
H
H
H
Mpa
Mpa
S
lim4
4
540
490
1.1
H
H
H
Mpa
Mpa
S
。
查课本第168页表11-10C图得：lim3200FMpalim4150FMpa。
故
lim3
3
200
154
1.3
F
F
F
Mpa
Mpa
S
lim4
4
150
115
1.3
F
F
F
Mpa
Mpa
S
。
③按齿面接触强度设计：9级精度制造，查课本第164页
表11-3得：载荷系数1.2K，取齿宽系数0.5
计算中心距：由课本第165页式11-5得：
取250a4m则34
2
125
a
ZZ
m
取327Z498Z
计算传动比误差：
98
3.56
27
100%1.9%5%
3.56
合适
齿宽：0.5250125ba则取4125b34510130bb
低速级大齿轮：4125b498Z
低速级小齿轮：3130b327Z
④验算轮齿弯曲强度：查课本第167页表11-9得：
32.65FY42.25FY
按最小齿宽4125b计算：
33
33
3
3
22
221.21591.52.6510
47.9
125427
F
FF
KTY
Mpa
bmZ
4
234
3
40.7F
FFF
F
Y
Mpa
Y
安全。
⑤齿轮的圆周速度：3227468
0.12/
6
dn
Vms
查课本第162页表11-2知选用9级的的精度是合适的。
八减速器机体结构尺寸如下：
名称符
号
计算公式结果
箱座厚度10
箱盖厚度9
箱盖凸缘厚
度
12
箱座凸缘厚
度
15
箱座底凸缘
厚度
25
地脚螺钉直
径
M24
地脚螺钉数
目
查手册6
轴承旁联结
螺栓直径
M12
盖与座联结
螺栓直径
2
d=（0.50.6）
f
d
M10
轴承端盖螺
钉直径
3
d=（0.40.5）
f
d10
视孔盖螺钉
直径
4
d=（0.30.4）
f
d8
定位销直径
d=（0.70.8）
2
d8
f
d，
1
d，
2
d至
外箱壁的距
离
查手册表11—234
22
18
f
d，
2
d至凸缘
边缘距离
查手册表11—228
16
外箱壁至轴
承端面距离
1
l=
1
C+
2
C+（510）
50
大齿轮顶圆
1
>1.215
与内箱壁距
离
齿轮端面与
内箱壁距离
2
>10
箱盖，箱座
肋厚
9
8.5
轴承端盖外
径
DD
2
+（55.5）
3
d
120（1轴）
125（2轴）
150（3轴）
轴承旁联结
螺栓距离
120（1轴）
125（2轴）
150（3轴）
九轴的设计：
1高速轴设计：
①材料：选用45号钢调质处理。查课本第230页表
14-2取35MpaC=100。
②各轴段直径的确定：根据课本第230页式14-2得：
1
min
1
33
3.52
10022.4
314.8
P
dC
n
又因为装小带轮的电动机轴径38d，又因为高速轴第
一段轴径装配大带轮，且10.81.238d
所以查手册第9页表
1-16取136d。L1=1.75d1-3=60。
240d因为大带轮要靠轴肩定位，且还要配合密封圈，所以查手册
85页表7-12取240d，L2=m+e+l+5=28+9+16+5=58。
3d段装配轴承且32dd，所以查手册62页表6-1取345d。
选用6009轴承。
L3=B+3+2=16+10+2=28。
4d段主要是定位轴承，取450d。L4根据箱体内壁线确定后在确
定。
5d装配齿轮段直径：判断是不是作成齿轮轴：
4
1
2.5
2
f
dd
etm
查手册
51页表4-1得：
1
3.3tmm
得：e=5.9＜6.25。
6d段装配轴承所以6345ddL6=L3=28。
2校核该轴和轴承：L1=73L2=211L3=96
作用在齿轮上的圆周力为：3
1
1
2
2106.910
2948
292.5t
T
FN
d
径向力为2984201073
rt
FFtgtgN
作用在轴1带轮上的外力：
1132.8
Q
FFN
求垂直面的支反力：
求垂直弯矩，并绘制垂直弯矩图：
求水平面的支承力：
由
1122
()
Ht
FllFl得
2
1
12
211
29482197
73211Ht
l
FF
ll
N
21
29482197751
HtH
FFFN
求并绘制水平面弯矩图：
求F在支点产生的反力：
求并绘制F力产生的弯矩图：
F在a处产生的弯矩：
求合成弯矩图：
考虑最不利的情况，把'
aF
M与22
avaH
MM直接相加。
求危险截面当量弯矩：
从图可见，m-m处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数0.6）
计算危险截面处轴的直径：
因为材料选择#45调质，查课本225页表14-1得650
B
MPa，查课本231
页表14-3得许用弯曲应力
1
60
b
MPa
，则：
因为
54
50
a
dddmmd，所以该轴是安全的。
3轴承寿命校核：
轴承寿命可由式610
()
60
t
h
P
Cf
Lh
nPf
进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的
作用，所以
r
PF，查课本259页表16-9，10取1,1.2,
tp
ff取3
按最不利考虑，则有：2222
1111
8002197384.32722.4
rvHF
FFFFN
则663
3
1010129.510
()()6.3
6060314.81.22316.2
t
h
P
Cf
Lh
nfP
年因此所该轴承符合要求。
4弯矩及轴的受力分析图如下：
5键的设计与校核:
根据
11
36,106.9dT，确定V带轮选铸铁HT200，参考教材表10-9,
由于
1
36d在3038范围内，故
1
d轴段上采用键bh：108,
采用A型普通键:
键校核.为L1=1.75d1-3=60综合考虑取l=50得
3
1
4
4106.910
37.1
[]3685010
p
T
Mpap
dlh
查课本155页表10-105060b所
选键为：:10850bhl
中间轴的设计：
①材料：选用45号钢调质处理。查课本第230页表14-2取
35MpaC=100。
②根据课本第230页式14-2得：2
min
2
33
3.21
10036.1
68
P
dC
n
1d段要装配轴承，所以查手册第9页表1-16取140d，查手册62页表
6-1选用6208轴承，L1=B+3+2+23
=18+10+10+2=40。
2d装配低速级小齿轮，且21dd取245d，L2=128，因为要比齿轮孔长度
少23
。
3d段主要是定位高速级大齿轮，所以取360d，L3=4=10。
4d装配高速级大齿轮，取445dL4=84-2=82。
5d段要装配轴承，所以查手册第9页表1-16取545d，查手册62页表
6-1选用6208轴承，L1=B+3+2+3+23
=18+10+10+2=43。
③校核该轴和轴承：L1=74L2=117L3=94
作用在2、3齿轮上的圆周力：3
2
2
2
2
2470.310
2707
1392.5t
T
FN
d
3
2
3
3
2
2470.310
8709
274t
T
F
d
N
径向力：
求垂直面的支反力
计算垂直弯矩：
求水平面的支承力：
计算、绘制水平面弯矩图：
求合成弯矩图，按最不利情况考虑：
求危险截面当量弯矩：
从图可见，m-m,n-n处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数
0.6）
计算危险截面处轴的直径：
n-n截面:
3
3
3
1
41110
40.9
0.10.160
e
b
M
dmm
m-m截面:
'
3
3
3
1
41310
40.9
0.10.160
e
b
M
dmm
由于4
2
45ddmmd，所以该轴是安全的。
轴承寿命校核：
轴承寿命可由式610
()
60
t
h
P
Cf
Lh
nPf
进行校核，由于轴承主要承受径向载
荷的作用，所以
r
PF，查课本259页表16-9，10取1,1.1,
tp
ff取3
则663
3
2
1010129.510
()()2.12
6060681.17273
t
h
P
Cf
Lhy
nPf
，轴承使用寿命在23年
范围内，因此所该轴承符合要求。
④弯矩及轴的受力分析图如下：
⑤键的设计与校核：
已知422
45,参考教材表10-11，由于
2
(44~50)d所以取
:149bh
因为齿轮材料为45钢。查课本155页表10-10得100120b
L=128-18=110取键长为110.L=82-12=70取键长为70
根据挤压强度条件，键的校核为：
3
2
4
4470.310
82.9
4597014bb
T
Mpa
dhl
所以所选键为::14970bhl:149110bhl
从动轴的设计：
⑴确定各轴段直径
①计算最小轴段直径。
因为轴主要承受转矩作用，所以按扭转强度计算，由式14-2得：
3
3
3
1
3
3.56
10057.1
19.1
P
dCmm
n
考虑到该轴段上开有键槽，因此取
1
57.1(15%)59.9dmm查手册9页表1-16圆整成标准值，取
1
63dmm
②为使联轴器轴向定位，在外伸端设置轴肩，则第二段轴径
2
70dmm。查手册85页表7-2，此尺寸符合轴承盖和密封圈标准值，
因此取
2
70dmm。
③设计轴段3d，为使轴承装拆方便，查手册62页，表6-1，取，
采用挡油环给轴承定位。选轴承6215:
130,25,84
a
DBd。
3
75d
④设计轴段
4
d，考虑到挡油环轴向定位，故取
4
80d
⑤设计另一端轴颈
7
d，取
73
75ddmm，轴承由挡油环定位，挡油环
另一端靠齿轮齿根处定位。
⑥轮装拆方便，设计轴头
6
d，取
67
dd，查手册9页表1-16取
6
80dmm。
⑦设计轴环
5
d及宽度b
使齿轮轴向定位，故取
56
2802(0.07803)97.2ddhmm取
5
100dmm
1.41.4(0.07803)12bhmm,
⑵确定各轴段长度。
1
l有联轴器的尺寸决定
1
107lLmm(后面将会讲到).
因为22
5425101mLBmm,所以
2
519916550lmeLmm
轴头长度
6
231253122hll因为此段要比此轮孔的长度短23
其它各轴段长度由结构决定。
（4）．校核该轴和轴承：L1=97.5L2=204.5L3=116
求作用力、力矩和和力矩、危险截面的当量弯矩。
作用在齿轮上的圆周力：
径向力：8119202955
rt
FFtgtgN
求垂直面的支反力：
计算垂直弯矩：
'3
11
208897.510203.5
avv
MFlN.m
求水平面的支承力。
计算、绘制水平面弯矩图。
求F在支点产生的反力
求F力产生的弯矩图。
F在a处产生的弯矩：
求合成弯矩图。
考虑最不利的情况，把
mF
M与22
avaH
MM直接相加。
求危险截面当量弯矩。
从图可见，m-m处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数0.6）
计算危险截面处轴的直径。
因为材料选择#45调质，查课本225页表14-1得650
B
MPa，查课本
231页表14-3得许用弯曲应力
1
60
b
MPa
，则：
考虑到键槽的影响，取1.0557.560.3dmm
因为
5
80dmmd，所以该轴是安全的。
（5）．轴承寿命校核。
轴承寿命可由式610
()
60
t
h
P
Cf
Lh
nPf
进行校核，由于轴承主要承受径向载
荷的作用，所以
r
PF，查课本259页表16-9，10取1,1.2,
tp
ff取3
按最不利考虑，则有：2222
111
2264
rvHF
PFFFFN
则663
3
3
1010166.010
()()64.8
606019.11.27264
t
h
P
Cf
Lhy
nPf
,
该轴承寿命为64.8年,所以轴上的轴承是适合要求的。
（6）弯矩及轴的受力分析图如下：
（7）键的设计与校核：
因为d1=63装联轴器查课本153页表10-9选键为:1811bh查课本155
页表10-10得100120b
因为L1=107初选键长为100,校核
3441637.510
115
631001811b
T
Mpa
dlh
所
以所选键为::1811100bhl
680d装齿轮查课本153页表10-9选键为:2214bh查课本155页表
10-10得100120b
因为L6=122初选键长为100,校核
3441665.210
76.2
801002214b
T
Mpa
dlh
所以所选键为::2214100bhl.
十高速轴大齿轮的设计
因347.5500admm采用腹板式结构
代号结构尺寸和计算公式结果
轮毂处直径1D72
轮毂轴向长度L84
倒角尺寸n1
齿根圆处的厚度
0
10
腹板最大直径1D321.25
板孔直径0d62.5
腹板厚度c25.2
电动机带轮的设计
代号结构尺寸和计算公式结果
手册157页38mm
68.4mm
取60mm
81mm
74.7mm
10mm
15mm
5mm
十一.联轴器的选择：
计算联轴器所需的转矩：CATKT查课本269表17-1取1.5AK
1.51775.62663.4CATKTNm查手册94
页表8-7选用型号为HL6的弹性柱销
联轴器。
十二润滑方式的确定：
因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速
度远远小于5(1.5~2)10./minmmr，所以采用脂润滑，箱体内选用
SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度。
十三.其他有关数据见装配图的明细表和手册中的
有关数据。
十四.参考资料：
《机械设计课程设计手册》(第二版)——清华大学吴宗泽，北京科
技大学罗圣国主编。
《机械设计课程设计指导书》（第二版）——罗圣国，李平林等主编。
《机械课程设计》（重庆大学出版社）——周元康等主编。
《机械设计基础》（第四版）课本——杨可桢程光蕴主编。
机械设计课程设计
设计计算说明书
题目：两级锥齿轮—圆柱齿轮
减速器设计
指导老师：XXX
2009年7月
机械设计课程设计任务书
题目6：设计带式运输机传动装置（两级锥齿轮—圆柱齿轮减速器）
一、总体布置简图
二、工作条件：连续单向运转，工作时有轻微震动，小批量生产，单班制工作，运输带速度允许误差为±5%。
三、原始数据：mmsmvNF270D,/5.1,2600卷筒直径
四、设计内容：
1、电动机选择与运动参数的计算；
2、齿轮传动设计计算；
3、轴的设计；
4、滚动轴承的选择；
5、键和联轴器的选择与校核；
6、装配图、零件图的绘制；
7、设计计算说明书的编写；
五、设计任务
1、绘制装配图1张，1号图纸。
2、零件工作图二张，中间轴上大齿轮及中间轴，要求按1∶1绘制。
3、写设计计算说明书一份装袋。
六、时间安排
第一阶段：计算3天；
第二阶段：装配草图2天；
第三阶段：总装配图5天；
第四阶段：零件图及设计说明书3天
班级
XX大学
机械原理及零件教研室
锥齿轮—圆柱齿轮减
速器设计任务书
姓名
指导老师
目录
一、电动机的选择——————————————————————1
二、传动系统的运动和动力参数计算——————————————1
三、传动零件的计算—————————————————————2
四、轴的计算————————————————————————8
五、轴承的计算———————————————————————18
六、键连接的选择及校核计算—————————————————20
七、减速器附件的选择————————————————————20
八、润滑与密封———————————————————————21
九、设计小结————————————————————————21
十、参考资料目录——————————————————————21
计算与说明主要结果
一、电动机的选择
1、电动机转速的确定
工作机转速min/10660
1000
r
D
v
n
锥齿轮圆柱齿轮减速器传动比范围一般为i=8～15
电动机转速应在inn
d
范围内即848～1590
所以选取电动机同步转速为1000r/min
2、电动机功率的确定
查[1]表12-8
类别效率数量
弹性柱销联轴器
0.9952
圆柱齿轮（8级，稀油润滑）
0.971
圆锥齿轮（8级，稀油润滑）
0.971
圆锥滚子轴承（一对）（稀油润滑）
0.983
计算得传动的装置的总效率8767.0
a
又有工作机效率为96.0
w
工作机效率
w
w
Fv
P
1000
所需电动机输出功率为
a
w
d
P
P
计算得kWP
d
63.4
查[1]表19-1，选则电动机额定功率为5.5kW
最后确定电机Y系列三相异步电动机，型号为Y132M2-6，额定功率5.5kW，满载
转速
m
n960r/min。
二、传动系统的运动和动力参数计算
1、分配各级传动比
总传动比06.9
n
n
im
a
查[2]表16-1-3，推荐
a
ii25.0
1
，且3
1
i，
得26.2
1
i，03.4
2
i
2、由传动比分配结果计算轴速
i
n
nm
各轴输入功率
d
PP
各轴输入转矩
n
P
T9550
将计算结果列在下表
轴号功率P/kW
转矩T/(mN)
转速n/（r/min）
电机轴
4.6346.06960
I轴
4.6145.86960
II轴
4.3898.42425
III轴
4.17379.27105
工作机轴
4.07370.18105
三、传动零件的计算
1、圆锥直齿齿轮传动的计算
同步转速为
1000r/min
确定电机Y系列三
相异步电动机，型号
为Y132M2-6，额定
功率5.5kW，满载转
速
m
n960r/min
26.2
1
i，
03.4
2
i
45号钢调质。小齿轮
齿面硬度为
250HBS，大齿轮齿
面硬度为220HBS
mmd95
1
，
mmd215
2
''19'5023
1
，
''41'966
2
29
1
z，
mmd59.59
1
，
mmd41.240
2
选择齿形制GB12369-90，齿形角
20
设计基本参数与条件：齿数比u=2.26，传递功率kWP61.4
1
，主动轴转速
min/960
1
rn，采用一班制工作，寿命20年（一年以300天计），小锥齿轮
悬臂布置。
（1）选择齿轮材料和精度等级
①材料均选取45号钢调质。小齿轮齿面硬度为250HBS，大齿轮齿面硬度为220HBS。
②精度等级取8级。
③试选小齿轮齿数19
1
z
取43
2
z
调整后26.2
19
43
1
2
z
z
u
（2）按齿面接触疲劳强度设计
查[3](10-26)有齿面接触疲劳强度设计公式
①试选载荷系数：8.1
t
K。
②计算小齿轮传递的扭矩：mN
n
P
T458601055.9
1
1
6
1
③取齿宽系数：30.0
R
④确定弹性影响系数：由[3]表10-6，
2
1
8.189MPaZ
E
⑤确定区域系数：查[3]图10-30，标准直齿圆锥齿轮传动：5.2
H
Z
⑥根据循环次数公式[3]式10-13，计算应力循环次数：
9
11
1076.283
h
jLnN
⑦查[3]图10-19得接触疲劳寿命系数：94.0
1
HN
K，95.0
2
HN
K
⑧查[3]图10-21(d)得疲劳极限应力：MPa
H
600
1lim
，MPa
H
570
2lim
⑨由[3]式10-12计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数0.1
H
S，
MPa
S
K
H
HHN
H
564][1lim1
1
，
⑩由接触强度计算出小齿轮分度圆直径：mmd
t
71.79
1
，则
mmdd
Rtm
75.67)5.01(
11
⑪齿轮的圆周速度sm
nd
vm/40.3
100060
11
⑫计算载荷系数：
a：齿轮使用系数，查[3]表10-2得25.1
A
K
b：动载系数，查[3]图10-8得17.1
v
K
c：齿间分配系数，查[3]表10-3得1
FH
KK
d：齿向载荷分布系数
beHFH
KKK
5.1
查[3]表10-9得25.1
beH
K
，所以875.1
FH
KK
e：接触强度载荷系数74.2875.1117.125.1
HHvA
KKKKK
○13按载荷系数校正分度圆直径
取标准值，模数圆整为mmm5
○14计算齿轮的相关参数
mmmzd95
11
，mmmzd215
22
''19'5023arctan
2
1
1
z
z
，''41'96690
12
○15确定齿宽：mmRb
R
26.35
圆整取mmbb35
21
(3)校核齿根弯曲疲劳强度
○1载荷系数74.2K
○2当量齿数8.20
cos
1
1
1
z
z
v
，4.106
cos
2
2
2
z
z
v
○3查[3]表10-5得77.2
1
Fa
Y，56.1
1
Sa
Y，18.2
2
Fa
Y，79.1
2
Sa
Y
○4取安全系数4.1
F
S
由[3]图10-18得弯曲疲劳寿命系数92.0
1
FN
K，9.0
2
FN
K
查[3]图10-20(c)得弯曲疲劳极限为：MPa
FE
440
1
，MPa
FE
425
2
许用应力MPa
S
K
F
FEFN
F
1.289][11
1
○5校核强度，由[3]式10-23
计算得
11
][5.90
FF
MPa
可知弯曲强度满足，参数合理。
2、圆柱斜齿齿轮传动的计算
设计基本参数与条件：齿数比u=4.03，传递功率kWP38.4
1
，主动轴转速
min/425
1
rn，采用一班制工作，寿命20年（一年以300天计）。
（1）选择齿轮材料、精度等级和齿数
①小齿轮材料选取40Cr钢调质，大齿轮选取45钢调质，小齿轮齿面硬度为280HBS，
大齿轮齿面硬度为240HBS。
②精度等级取8级。
③试选小齿轮齿数23
1
z
取93
2
z
调整后04.4
23
93
1
2
z
z
u
○4初选螺旋角
12
（2）按齿面接触疲劳强度设计
查[3](10-21)有齿面接触疲劳强度设计公式
○1试选载荷系数：8.1
t
K
○2计算小齿轮传递的扭矩：mN
n
P
T984211055.9
1
1
6
1
○3取齿宽系数：1
d
○4确定弹性影响系数：由[3]表10-6，
2
1
8.189MPaZ
E
○5确定区域系数：查[3]图10-30，标准直齿圆锥齿轮传动：5.2
H
Z
○6根据循环次数公式[3]式10-13，计算应力循环次数：
9
11
1022.183
h
jLnN
查[3]图10-19得接触疲劳寿命系数：95.0
1
HN
K，97.0
2
HN
K
查[3]图10-21(d)得疲劳极限应力：MPa
H
600
1lim
，MPa
H
550
2lim
由[3]式10-12计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数0.1
H
S，
MPa
S
K
H
HHN
H
570][1lim1
1
，
○7由[3]图10-26查得665.1885.078.0
21
○8代入数值计算
小齿轮直径mmd
t
34.57
1
○9圆周速度sm
nd
vt/28.1
100060
11
○10齿宽b及模数
nt
m，
○11计算纵向重合度55.1tan318.0
1
z
d
○12计算载荷系数：
a：齿轮使用系数，查[3]表10-2得25.1
A
K
b：动载系数，查[3]图10-8得1.1
v
K
c：齿间分配系数，查[3]表10-3得4.1
FH
KK
d：查[3]表10-4得齿向载荷分布系数06.1
H
K
查[3]图10-13得28.1
F
K
e：接触强度载荷系数04.206.14.11.125.1
HHvA
KKKKK
○13按载荷系数校正分度圆直径
○14计算模数mm
z
d
m
n
54.2
cos
1
1
(3)按齿根弯曲强度设计
由[3]式10-17
○1计算载荷系数97.1
FFvA
KKKKK
○2由纵向重合度55.1
，从[2]图10-28得91.0
Y
○3计算当量齿数6.24
cos3
1
1
z
z
v
○4由[3]图10-20得弯曲疲劳强度极限MPa
FE
500
1
，MPa
FE
380
2
○5由[3]图10-18取弯曲疲劳寿命系数90.0
1
FN
K，95.0
2
FN
K
○6取弯曲疲劳安全系数4.1
F
S
由[3]式10-12得
○7由[3]表10-5得齿形系数63.2
1
Fa
Y，18.2
2
Fa
Y
得应力校正系数586.1
1
Sa
Y，789.1
2
Sa
Y
○8计算大、小齿轮的
][
F
SaFa
YY
并加以比较。
012978.0
][
1
11
F
SaFa
YY
，015122.0
][
2
22
F
SaFa
YY
大齿轮的数值大。
○9计算得mmm
n
80.1，去mmm
n
0.2
○10校正齿数
2924.29
cos
1
1
n
m
d
z
，11716.117
12
uzz
○11圆整中心距
圆整为mma150
○12修正螺旋角
变化不大，不必修正前面计算数值。
○13计算几何尺寸
mm
mz
d59.59
cos
1
1
，mm
mz
d41.240
cos
2
2
mmdb
d
59.59
1
，取齿宽为mmB65
1
，mmB60
2
四、轴的计算
1、I轴的计算
(1)轴上的功率kWP61.4
1
，转速min/960
1
rn，转矩mNT86.45
1
，
(2)求作用在齿轮上的力
圆周力NF
t
1136，轴向力NF
a
167，径向力NF
r
378
(3)初估轴的最小直径
先按[3]式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据[3]
表15-3，取110
0
A，于是得
由于输入轴的最小直径是安装联轴器处轴径。为了使所选轴径
21
d与联轴器孔径相
适应，故需同时选择联轴器型号。
联轴器的计算转矩，查[3]表14-1
查[1]表17-2，由于电动机直径为38mm，所以选取型号为HL3，孔径选为30mm。
联轴器与轴配合的轮毂长度为60mm。
(4)轴的结构设计
拟定轴上零件的装配方案，如下图
○1轴段1-2，由联轴器型号直径为30mm，右端应有轴肩定位，轴向长度应该略小于
60mm，取58mm。
○2轴段4-5，先初选轴承型号，由受力情况选择圆锥滚子轴承，型号取30207，内径
为35mm。所以轴段直径为35mm，长度应略小于轴承内圈宽度17mm，取为15mm。
○3轴段2-3，由轴承内圈直径得轴段直径为35mm。左端联轴器又端面距离短盖取
30mm，加上轴承宽度和端盖宽度，轴段长度定为65.25mm。
○4轴段5-6，小锥齿轮轮毂长度为38mm，齿轮左端面距离套杯距离约为8mm，再加
上套杯厚度，确定轴段长度为54mm，直径为32mm。
○5轴段3-4，由于小齿轮悬臂布置，轴承支点跨距应取悬臂长度的大约两倍，由此计
算出轴段长度为93mm。又有轴肩定位的需要，轴肩高度取3.5mm，所以轴段直径
取42mm。
○6零件的周向定位
查[1]表14-24得
左端半联轴器定位用平键，宽度为8mm，长度略小于轴段，取50mm，选取键508，
右端小齿轮定位用平键，宽度为10mm，长度略小于轴段，取30mm，选取键3010。
○7轴上圆角和倒角尺寸
参考[1]表12-13，取轴端倒角为2mm，圆角取1.6mm
(5)求轴上的载荷
根据轴的结构图和受力情况得出轴所受弯矩扭矩如图所示
(6)按弯扭合成应力校核轴的强度
由上图可知，应力最大的位置，只需校核此处即可，根据[3]式15-5及以上数据，以
及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取6.0，轴的计算应力
查[3]表15-1得MPa60][
1
，因此][
1
ca
，轴安全。
2、II轴的计算
(1)轴上的功率kWP38.4
2
，转速min/425
2
rn，转矩mNT42.98
2
，
(2)求作用在齿轮上的力
大圆锥齿轮：圆周力NF
t
1077，轴向力NF
a
158，径向力NF
r
359
圆柱齿轮：圆周力NF
t
3303
0
，轴向力NF
a
811
0
，径向力NF
r
1238
0
。
(3)初估轴的最小直径
先按[3]式15-2初步估算轴的最小直径。由于此轴为齿轮轴，选取轴的材料应同圆柱
齿轮一样，为40Cr，调质处理。根据[3]表15-3，取100
0
A，于是得
(4)轴的结构设计
○1轴段4-5，由设计结果，小齿轮分度圆直径为59.59mm，齿宽为65mm，取此轴段
为65mm。
○2轴段2-3，齿轮轮毂长度为40mm，轴段长度定为38mm，直径为齿轮孔径40mm。
○3轴段1-2，选用轴承型号为30207，轴段直径为35mm，齿轮端面距离箱体内壁取
7mm，轴承距内壁2mm，所以轴段长度取30mm。
○4轴段6-7，用于装轴承，长度取19mm，直径取35mm。
○5轴段5-6，轴承应该距离箱体内壁2mm左右，且小齿轮端面距离箱体内壁8mm左
右，长度取10mm，又根据轴肩定位需要，轴径取41mm。
○6轴段3-4，由于箱体内壁应该相对于输入轴的中心线对称，通过计算此段长度为
20mm，又有定位需要，轴径取47mm。
○7零件的周向定位
查[1]表14-24得
齿轮定位用平键，宽度为12mm，长度略小于轴段，取32mm，选取键12X32。
○8轴上圆角和倒角尺寸
参考[1]表12-13，取轴端倒角为2mm，圆角取1.6mm
(5)求轴上的载荷
根据轴的结构图和受力情况得出轴所受力和弯矩扭矩如表所示
载荷水平面H垂直面V
支反力F
弯矩M
总弯矩
扭矩T
弯矩和扭矩图如下：
(6)按弯扭合成应力校核轴的强度
由上图可知，应力最大的位置，校核此处即可，根据[3]式15-5及以上数据，以及轴
单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取6.0，轴的计算应力
查[3]表15-1得MPa70][
1
，因此][
1
ca
。
另外小齿轮的两个端面处较危险，右端按照轴颈35mm，若弯扭组合按照最大处计算，
有MPa
W
TM
ca
5.31
)(2
1
2
1
，所以最终可以确定弯扭校核结果
为安全。
(7)精确校核轴的疲劳强度
○1判断危险截面
由上述计算已知小齿轮中点处应力最大，但是此处轴颈较两侧高出许多，所以应选4
的左侧和5的右侧进行精确校核计算。
○2截面4的左侧
抗弯截面系数
33103821.0mmdW
抗扭截面系数
33207652.0mmdW
T
截面4左侧的弯矩为
截面4上的扭矩为mmN98420T
2
截面上的弯曲应力
截面上扭转切应力
轴的材料为40Cr，调质处理。由[3]表15-1查得
MPaMPa200,355,MPa735
11B
。
综合系数的计算
查[3]附表3-2，由034.0
47
6.1
d
r
，17.1
d
D
经直线插入，得因轴肩而形成的理论应力集中为
08.2
，61.1
，
由[3]附图3-1得轴的材料敏感系数为81.0
q，85.0
q，
则有效应力集中系数为，按[3]式（附表3-4）
由[3]附图3-2，3-3查得尺寸系数为73.0
，扭转尺寸系数为84.0
，
查[3]附图3-4，轴采用精车加工，表面质量系数为82.0
，
轴表面未经强化处理，即
1
q
，则综合系数值为
碳钢系数的确定
碳钢的特性系数取为1.0
，05.0
安全系数的计算
轴的疲劳安全系数为
故此处安全。
○3截面5的右侧
抗弯截面系数
3368921.0mmdW
抗扭截面系数
33137842.0mmdW
T
截面5右侧的弯矩为
截面5上的扭矩为mmN98420T
2
截面上的弯曲应力
截面上扭转切应力
轴的材料为40Cr，调质处理。由[3]表15-1查得
MPaMPa200,355,MPa735
11B
。
综合系数的计算
查[3]附表3-2，由039.0
41
6.1
d
r
，34.1
d
D
经直线插入，得因轴肩而形成的理论应力集中为
15.2
，78.1
，
由[3]附图3-1得轴的材料敏感系数为81.0
q，85.0
q，
则有效应力集中系数为，按[3]式（附表3-4）
由[3]附图3-2，3-3查得尺寸系数为75.0
，扭转尺寸系数为85.0
，
查[3]附图3-4，轴采用精车加工，表面质量系数为82.0
，
轴表面未经强化处理，即
1
q
，则综合系数值为
碳钢系数的确定
碳钢的特性系数取为1.0
，05.0
安全系数的计算
轴的疲劳安全系数为
故此处安全。
综上得出，此轴疲劳强度达到要求。
3、III轴的计算
(1)轴上的功率kWP17.4
3
，转速min/105
3
rn，转矩
mNT27.379
3
，
(2)求作用在齿轮上的力
圆周力NF
t
3155，轴向力NF
a
734，径向力NF
r
1180
(3)初估轴的最小直径
先按[3]式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40Cr，调质处理。根据[3]
表15-3，取97
0
A，于是得
mm
n
P
Ad09.333
3
3
0min
，此处有一个平键，直径增加5%，得出直径最
小为34.74mm。
由于输入轴的最小直径是安装联轴器处轴径。为了使所选轴径
21
d与联轴器孔径相
适应，故需同时选择联轴器型号。
联轴器的计算转矩，查[3]表14-1
选取型号为HL3，孔径选为35m。联轴器与轴配合的轮毂长度为60mm。
(4)轴的结构设计
拟定轴上零件的装配方案，如下图
○1轴段1-2，由联轴器型号得直径为35mm，右端应有轴肩定位，轴向长度应该略小
于60mm，取56.5mm。
○2轴段5-6，此处与大齿轮配合，取直径为齿轮孔径45mm，长度略小于轮毂长度取
为58mm。
○3轴段6-7，选取轴承型号为30208，由轴承内圈直径得轴段直径为40mm。又考虑
大齿轮与小齿轮的配合，大齿轮与内壁距离为10.5mm。轴承距离内壁取2mm左右，
最后确定轴段长度为35mm。
○4轴段4-5，此段用于大齿轮定位，轴肩高度为4mm，所以直径取53mm，长度取
10mm。
○5轴段3-4，左端用于轴承定位，轴肩高度取3.5mm，直径为47mm，又有轴承距离
内壁2mm左右，轴段长度得出为61.5mm。
○6轴段2-3，根据轴承和端盖宽度，再是轴稍微伸出一段，确定轴段长度为56.5mm，
直径取轴承内圈大小为40mm。
○7零件的周向定位
查[1]表14-24得
左端半联轴器定位用C型平键，宽度为10mm，长度略小于轴段，取50mm，选取键
C5010，
右端大齿轮定位用平键，宽度为12mm，长度略小于轴段，取50mm，选取键5012。
○7轴上圆角和倒角尺寸
参考[1]表12-13，取轴端倒角为2mm，圆角取1.6mm
(5)求轴上的载荷
根据轴的结构图和受力情况得出轴所受弯矩扭矩如图所示
(6)按弯扭合成应力校核轴的强度
由上图可知，应力最大的位置，只需校核此处即可，根据[3]式15-5及以上数据，以
及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取6.0，轴的计算应力
查[3]表15-1得MPa70][
1
，因此][
1
ca
，轴安全。
五、轴承的计算
1、I轴的轴承校核
轴承30207的校核
求两轴承受到的径向载荷
径向力NFFF
VHr
5872
1
2
11
，NFFF
VHr
17822
2
2
22
查[1]表15-1，得Y=1.6，e=0.37，kNC
r
2.54
派生力N
Y
F
Fr
d
4.183
2
1
1
，N
Y
F
Fr
d
9.556
2
2
2
轴向力NF
a
167，左侧轴承压紧
由于
12
9.7239.556167
dda
FNFF，
所以轴向力为NF
a
9.723
1
，NF
a
9.556
2
当量载荷
由于e
F
F
r
a23.1
1
1
，e
F
F
r
a31.0
2
2
，
所以4.0
A
X，6.1
A
Y，1
B
X，0
B
Y。
由于为一般载荷，所以载荷系数为1.1
p
f，故当量载荷为
NFYFXfP
aArAp
1532)(
111
，NFYFXfP
aBrBp
1960)(
222
轴承寿命的校核
2、II轴的轴承校核
轴承30207的校核
求两轴承受到的径向载荷
径向力NFFF
VHr
17682
1
2
11
，NFFF
VHr
28312
2
2
22
查[1]表15-1，得Y=1.6，e=0.37，kNC
r
2.54
派生力N
Y
F
Fr
d
553
2
1
1
，N
Y
F
Fr
d
884
2
2
2
轴向力NF
a
653，右侧轴承压紧
由于
21
1206553653
dda
FNFF，
所以轴向力为NF
a
553
1
，NF
a
1206
2
当量载荷
由于e
F
F
r
a31.0
1
1
，e
F
F
r
a43.0
2
2
，
所以4.0
A
X，6.1
A
Y，1
B
X，0
B
Y。
由于为一般载荷，所以载荷系数为1.1
p
f，故当量载荷为
NFYFXfP
aArAp
1945)(
111
，NFYFXfP
aBrBp
3368)(
222
轴承寿命的校核
3、III轴的轴承校核
轴承30208的校核
求两轴承受到的径向载荷
径向力NFFF
VHr
17192
1
2
11
，NFFF
VHr
18392
2
2
22
查[1]表15-1，得Y=1.6，e=0.37，kNC
r
0.63
派生力N
Y
F
Fr
d
537
2
1
1
，N
Y
F
Fr
d
575
2
2
2
轴向力NF
a
743，左侧轴承压紧
由于
12
1318575743
dda
FNFF，
所以轴向力为NF
a
1318
1
，NF
a
575
2
当量载荷
由于e
F
F
r
a23.1
1
1
，e
F
F
r
a31.0
2
2
，
所以4.0
A
X，6.1
A
Y，1
B
X，0
B
Y。
由于为一般载荷，所以载荷系数为1.1
p
f，故当量载荷为
NFYFXfP
aArAp
3076)(
111
，NFYFXfP
aBrBp
2023)(
222
轴承寿命的校核
六、键连接的选择及校核计算
将各个连接的参数列于下表
键直径mm工作长度
mm
工作高度
mm
转矩Nm极限应力
Mpa
30423.545.8620.80
3220445.8635.83
4020498.4261.51
45444379.2795.77
35514379.27106.25
查[3]表6-1得MPa
p
110][，所以以上各键强度合格。
七、减速器附件的选择
1、通气器
由于在室内使用，选简易式通气器，采用M12×1.25
2、油面指示器，油面变动范围大约为17mm，取A20型号的圆形游标
3、起吊装置
采用箱盖吊换螺钉，按重量取M12，箱座采用吊耳
4，放油螺塞
选用外六角油塞及垫片M16×1.5
八、润滑与密封
1、齿轮的润滑
采用浸油润滑，浸油高度为半个齿宽到一个齿宽，取为35mm。
2、滚动轴承的润滑
由于轴承周向速度为3.4m/s，所以开设油沟、飞溅润滑。
3、润滑油的选择
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于闭式齿轮设备，选用中负荷
工业齿轮油220。
4、密封方法的选取
选用凸缘式端盖易于调整，采用毡圈密封，结构简单。
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。
九、设计小结
由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如某些尺寸没有考虑圆整，齿轮
的计算不够精确等。通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工
作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。另外认识到机械设计是一
个系统性很强的工作，是需要明晰的条理与充分的耐心才可以圆满完成的。
十、参考资料目录
[1]《机械设计课程设计》，机械工业出版社，陆玉主编，2006年12月第一版；
[2]《机械设计手册.第3卷》，化学工业出版社，成大先主编，1992年第三版；
[3]《机械设计》，高等教育出版社，濮良贵，纪明刚主编，2005年12月第八版；
[4]《机械原理》，高等教育出版社，孙桓主编，2005年12月第七版；
目录
摘要
------------------------------------------------------2
第一部分传动方案的拟定
----------------------------------3
第二部分电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算
------3
第三部分传动零件的设计计算
------------------------------5
第四部分主要尺寸及数据
----------------------------------12
第五部分润滑油及润滑方式的选择
--------------------------13
第六部分轴的设计及校核
----------------------------------13
结论
------------------------------------------------------2
9
参考文献
--------------------------------------------------29
摘要
机械设计课程设计是在完成机械设计课程学习后，一次重要
的实践性教学环节。是高等工科院校大多数专业学生第一次较全
面的设计能力训练，也是对机械设计课程的全面复习和实践。其
目的是培养理论联系实际的设计思想，训练综合运用机械设计和
有关先修课程的理论，结合生产实际分析和解决工程实际问题的
能力，巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识。
本次设计的题目是带式运输机的减速传动装置设计。根据题
目要求和机械设计的特点作者做了以下几个方面的工作：①决定
传动装置的总体设计方案，②选择电动机，计算传动装置的运动
和动力参数，③传动零件以及轴的设计计算，轴承、联接件、润
滑密封和联轴器的选择及校验计算，④机体结构及其附件的设
计和参数的确定，⑤绘制装配图及零件图，编写计算说明书。
关键词：减速器机械设计带式运输机
计算及说明结果
第一部分传动方案的拟定
一、传动方案
1、电动机直接由联轴器与减速器连接
2、减速器用二级展开式圆柱直齿轮减速器
3、方案简图如下：
轴1
轴2
轴3
原始
数据如下表1-1：
带拉力F（N）带速度V（m/s）滚筒直径D（mm）
16601.69460
第二部分
确定了传动方案，
减速器的类型为
二级展开式圆柱
直齿轮减速器
、
a
=0.82
电动机型号
Y132M2-6
选用直齿圆柱齿
轮传动
选用深沟球轴承
6008
公差m6
倒角452.1
圆角半径1mm
M=19810.84N·mm
键
578lhb
选用深沟球轴承
6208
第二段键
第四段键
倒角452.1
圆角半径为1mm
键
电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算
一、电动机的选择
1、选择电动机的类型
按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y
型。
2、选择电动机的容量
a
：电动机至运输带的传动总效率。
4321
、、、
分别是联轴器、轴承、齿轮、卷筒的传动效率
分别取
1
=0.99、2
=0.98、3
=0.97、4
=0.96
有电动机至运输带的传动总效率为：
82.096.0*99.0*97.0*98.0224
a
所以KW
VF
a
d
42.3
82.01000
69.11660
*1000
*
3、确定电动机的转速
卷筒轴的工作转速为
按指导书表一，查二级圆柱齿轮减速器的传动比
40~8i
，故电动机转速的
可选范围
min
)68.2806~34.561(167.70)40~8(*
2
r
nin
d
’，符合这一范围
的同步转速有750、1000、1500、3000r/min.
根据容量和转速，有指导书145
P
查出
取型号：Y132M2-6
二、确定传动装置的总传动比和分配传动比
电动机型号为Y132M2-6
min
960
r
n
m
1、总传动比68.13
n
n
im
a
2、分配传动装置传动比
有公式
21
iii
a
21
)4.1~3.1(ii
求得29.4
1
i、18.3
2
i
三、计算传动装置的运动和动力参数
1、各轴转速
轴一
min
960
1
r
n
MPa
p
11004.57
键
深沟球轴承6012
直径公差m6
M=165.53N·M
齿轮4上的键
联轴器上键
轴二
min
78.223
29.4
960
1
1
2
r
i
n
n
轴三
min
37.70
18.3
78.223
2
2
3
r
i
n
n
2、各轴输入功率
轴一KWPP
d
385.399.042.3
31
轴二KWPP18.3
2112
轴三KWPP02.3**
2123
卷筒轴KWPP93.2**
1334
3、各轴输入转矩
电动机输出转矩
MN
n
P
T
m
d
d
02.34
960
42.3
*9550*9550
轴一MNTT
d
68.3399.0*02.34*
11
轴二MNiTT35.137***
13212
轴三MNiTT20.415***
23223
卷筒轴输入转矩
1-3轴的输出转矩则分别为各轴的输入转矩乘轴承效率0.98
运动和动力参数计算结果整理与下
轴名效率P(KW)转矩T(NM)转速
n（r/min）
输入输出输入输出
电机轴3.4234.02960
轴13.393.3233.6833960
轴23.183.12137.35134.60223.78
轴33.022.96415.20406.970.37
卷筒轴2.932.87402.82394.7770.37
第三部分传动零件的设计计算
一、高速级减速齿轮设计
1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
1）选用直齿圆柱齿轮传动
2）运输机为一般工作机器，速度不高，有机设书表10-8知，选用7级精度
（GB10095-88）
3）材料选择：有机设书表10-1选择小齿轮材料为45钢（调质），硬度为280HBS，
大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。二者材料硬度差为40HBS。
4)、选小齿轮齿数为22
1
Z，大齿轮齿数9529.4*22*
12
iZZ
2按齿面接触强度设计
由设计计算公式（10-9a）进行试算，即
（1）确定公式内的各计算数值
1）试选载荷系数
3.1
t
K
2）计算小齿轮传递的转矩mmN
n
p
T
4
1
1
1
10367.3
9550
3）由表10-7选取齿宽系数
1
d
4）有表10-6查得材料的弹性影响系数2
18.189MPaZ
E
5）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限
MPa
H
600
1lim
，大齿轮的接触疲劳强度极限MPa
H
550
2lim
；
6）由式10-13计算应力循环次数
7）由图10-19查得结束疲劳寿命系数9.0
1
HN
K95.0
2
HN
K
8）计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得
（2）计算
1）试算小齿轮分度圆直径t
d
1，代入
H
中较小的值
=43.6796mm
2）计算圆周速度v
3）计算尺宽b:mmdb
td
43.679643.67961
1
4）计算尺宽与齿高比b/h
模数mmzdm
tt
029.22243.6796
11
齿高mmmh
t
565.425.2
5）计算载荷系数
根据smv/244.2，七级精度，由图10-8（机设书）查得动载系数1.1
v
K
直齿轮，假设
mmNbFK
tA
/100/
。由表10-3查得
1
FaHa
KK
由表10-2查得使用系数
25.1
A
K
有表10-4查得七级精度，小齿轮相对支承非对称布置式
由b/h=9.778,418.1
H
K查图10-13得35.1
F
K，故载荷系数
6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得
7）计算模数m
3按齿根弯曲强度设计
由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为
（1）确定公式内的各计算数值
1）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa
FE
500
1
，大齿轮的弯
曲疲劳强度极限MPa
FE
380
2
；
2）由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数9.0
1
FN
K,95.0
2
FN
K;
3）计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式（10-12）得
4)计算载荷系数K
5)查取齿形系数
由表10-5查得62.2
1
Fa
Y；176.2
2
Fa
Y
6）查取应力校正系数
由表10-5查得59.1
1
Sa
Y；79.1
2
Sa
Y
7）计算大、小齿轮的
F
SaFa
YY
并加以比较
857.2557
79.1176.2
2
22
F
SaFa
YY
0.01514
所以大齿轮的数值大。
（2）设计计算：
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度
计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，
而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）
有关，可取由弯曲强度算得的模数1.7457并就近圆整为标准值m=2mm，按接触
强度算得分度圆直径mmd431.47
1
，算出小齿轮齿数z1=25
大齿轮齿数25.10729.425
12
uzz取
2
z=105
这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲
劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。
4几何尺寸计算
（1）计算分度圆直径
（2）计算中心距
1302/)(
211
ddamm
（3）计算齿轮宽度
取mmB50
2
；mmB55
1
5验算
mmNmmN
b
FK
tA/100/944.26
50
2.13471
，合适
二、低速级减速齿轮设计
1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
1）选用直齿圆柱齿轮传动
2）运输机为一般工作机器，速度不高，有机设书表10-8知，选用7级精度
（GB10095-88）
3）材料选择：有机设书表10-1选择小齿轮材料为45钢（调质），硬度为280HBS，
大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。二者材料硬度差为40HBS。
4)选小齿轮齿数为28
3
Z，大齿轮齿数04.8918.328*
34
uZZ取
90
4
Z
2按齿面接触强度设计
由设计计算公式（10-9a）进行试算，即
（1）确定公式内的各计算数值
1)试选载荷系数
3.1
t
K
2)计算小齿轮传递的转矩mkNT135
2
3)由表10-7选取齿宽系数
1
d
4）有表10-6查得材料的弹性影响系数2
18.189MPaZ
E
5）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限
MPa
H
600
3lim
，大齿轮的接触疲劳强度极限MPa
H
550
4lim
；
6）由式10-13计算应力循环次数
7）由图10-19查得结束疲劳寿命系数95.0
3
HN
K95.0
4
HN
K
8）计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得
（2）计算
1）试算小齿轮分度圆直径t
d
1，代入
H
中较小的值
=72.438mm
2）计算圆周速度v
3）计算尺宽b
4）计算尺宽与齿高比b/h
模数mmzdm
tt
587.228438.72
33
齿高mmmh
t
8207.5597.225.225.2
5）计算载荷系数
根据
smv/8596.0
，七级精度，由图10-8（机设书）查得动载系数
04.1
v
K
直齿轮，假设
mmNbFK
tA
/100/
。由表10-3查得
1
FaHa
KK
由表10-2查得使用系数05.1
A
K
有表10-4查得七级精度，小齿轮相对支承非对称布置式
由b/h=12.445,
424.1
H
K
查图10-13得35.1
F
K，故载荷系数
6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得
7）计算模数m
3按齿根弯曲强度设计
由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为
（1）确定公式内的各计算数值
1）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa
FE
500
3
，大齿轮的弯
曲疲劳强度极限MPa
FE
380
4
；
2）由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数9.0
3
FN
K,95.0
4
FN
K;
3）计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式（10-12）得
4)计算载荷系数K
5)查取齿形系数
由表10-5查得53.2
3
Fa
Y；19.2
4
Fa
Y
6）查取应力校正系数
由表10-5查得62.1
3
Sa
Y；785.1
4
Sa
Y
7）计算大、小齿轮的
F
SaFa
YY
并加以比较
所以大齿轮的数值大。
(2)设计计算：
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度
计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，
而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）
有关，可取由弯曲强度算得的模数2.5,按接触强度算得分度圆直径
mmd8959.75
3
，算出小齿轮齿数29
3
z，大齿轮齿数
22.9218.329
34
uzz取
4
z=95
这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲
劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。
4几何尺寸计算
（1）计算分度圆直径
（2）计算中心距
1552/)5.2375.72(2/)(
432
ddamm
（4）计算齿轮宽度
取mmB75
2
；mmB80
1
5验算
mmNmmN
b
FK
tA/100/26.52
5.72
96.37881
，合适
第四部分主要尺寸及数据
箱体尺寸:
机座壁厚mm8
机盖壁厚
mm8
1
机座凸缘厚度b=12mm
机盖凸缘厚度b1=12mm
机座底凸缘厚度b2=20mm
地脚螺钉直径df=M20
地脚螺钉数目n=6
轴承旁联接螺栓直径d1=M1620,22
21
CC
机盖与机座连接螺栓直径d2=M1216,18
21
CC
轴承端盖螺钉直径d3=M8
定位销直径d=9mm
大齿轮顶园与内机壁距离mm10
1
齿轮端面与内机壁距离mm9
2
齿轮2端面和齿轮3端面的距离mm5.9
4
轴承端盖和齿轮3端面的距离mm10
3
轴承端盖凸缘厚度t=9.6mm
第五部分润滑油及润滑方式的选择
1、齿轮润滑
此减速器装置是采用闭式，齿轮传动为二级（圆柱）展开式，其齿轮的最
大线速度：
smsm
nd
v/512.2/
100060
96050
100060max
<12m/s。故选用机械
油AN15型号（GB443-89）浸油润滑方式，浸油深度为h=4mm，二级圆柱齿轮
减速器需设一个(浸油)小齿轮以使第一级齿轮得到良好的润滑，详见装配图。
1.轴承润滑
滚动轴承在本设计中均采用深沟球轴承。因为最大齿轮的速度
smsm
nd
V/2/875.0
100060
34
4
,故可以采用脂润滑，便于密封、维护、运转
时间长且不易流失，查《机械课程设计》选用1号通用锂基润滑脂（GB7324-87）。
第六部分轴的设计
一高速轴的设计
1、选择轴的材料
由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料
45钢,调质处理.
2、初步计算轴的最小直径
当轴的支承距离为定时，无法有强度确定轴径，要用初步估算的方法，即按
纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d，计算公式：
3
0n
P
Ad
，选用45号
调质钢，查机设书表15-3，得103
0
A
在第一部分中已经选用的电机Y132M2-6,D=38。查指导书P128，选用联轴器LH3，
故
mmd30
1
。
3、轴的结构设计
（1）拟定轴上零件的装配方案，经分析比较，选用如下方案：
（2）各轴的直径和长度
1）、联轴器采用轴肩定位
mmd30
1
，半联轴器与轴的配合的毂孔长度
L=82mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故
mmL60
1
；
2）、初步确定滚动轴承
V
因轴承受径向力和轴向力作用，高速转速较高，载荷大，故选用深沟球
轴承6008，mmmmmmBDd156840，故
mmd40
3
,mmL13
3
；
3）、当直径变化处的端面是为了固定轴上零件或承受轴向力时，则直径变
化值要大些，一般可取6-8mm,故mmd47
4
，L4=98mm
4）、当轴径变化仅为了装配方便或区别加工表面时，不承受轴向力也不固
定轴上零件的，则相邻直径变化较小，稍有查遍几颗，其变化应为1-3，即
mmd37
2
，mmd40
5
，mmLmmLmmL29,13,60
532
；
（3）轴上零件的轴向定位
半联轴器与轴的轴向定位均采用平键连接，
mmLmmd80,30
11
，查表选
用键为
,5078Lhb
滚动轴承与轴的轴向定位采用过度配合保证，选用直
径尺寸公差m6。
（4）确定轴向圆角和倒角尺寸
参照表，去轴端倒角452.1
，各轴肩出圆角半径为1mm。
（5）求轴上的载荷
1）、求轴上的力
圆周力，，径向力
11rt
FF的方向如下图所示：
首先根据轴的结构图作出以上受力分析图，确定轴承的支撑点位置，b=140mm，
c=54mm，确定危险截面
总弯矩
mm84.1981022NMMM
VH
扭矩mmNTT4
1
10367.3
（6）按弯矩合成应力校核轴的强度
进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面强度，根据
式（15-5）及商标所给数据，并取a=0.6
其中
3
3
1.0
32
d
d
W
前面以选定轴的材料为45（调质），查15-1得
a
MP60
1
，因此
1
ca
安全。
（7）轴承寿命的计算
1）已知轴承的预计寿命L=2×8×300×5=24000
由所选轴承系列6008，可查表知额定动载荷C=17KN
2)当量动载荷P
NFfP
rP
73.11373.10341.1查表得P
f
=1.1
3）演算轴承寿命
所以该轴承寿命符合要求，确定深沟球轴承6008
（8）键的校核
1）选用键的系列5078lhbT=33.68N·m
2）键、轴和轮毂的材料都是钢，轴和轮毂的材料是钢，由教材查得许用
应力MPa
p
120100
，取
p
=110MPa，键的工作长度L=L-b=42mm，键与轮
毂、键槽的接触高度K=0.5h=3.5
有式MPaMPa
kld
T
p
11027.15
30425.3
3368021023
，所以合适
4、轴的精确校核
（1）根据分析可得V截面为危险截面。所以校核V截面左右两面。
1)、V截面左面
抗弯截面系数：3333.10382471.01.0mmdW
抗扭截面系数：336.207642.0mmdW
T
V左面弯矩M为：
mmNM
425.15919
140
5.27140
84.19810
扭矩：T=33670N·mm
弯曲应力：
Mpa
W
M
b
53.1
3.10382
425.15919
扭转切应力：Mpa
W
T
T
T
62.1
6.20764
33670
轴选择45钢，查表15-1得
b
=640Mpa,Mpa275
1
,Mpa155
1
截面由于轴肩形成的理论应力集中系数
aa及查表3-2得
∵04.0
47
2
d
r
06.1
47
50
d
D
∴
a=1.90
a=1.30
又由图3-1得敏性系数82.0
q85.0
q
应为有效应力集中系数按式
由附图3-2得：73.0
由附图3-3得85.0
轴磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为：92.0
轴未经表面强化处理，即1
q
，则按式3-12及式3-12a得
又由§3-1和§3-2得碳钢的特性系数
所以安全系数：
ca
S按式15-6—15-8得
2)、V截面右面
抗弯截面系数：33312500501.01.0mmdW
抗扭截面系数：33250002.0mmdW
T
V左面弯矩M为：
mmNM
425.15919
140
5.27140
84.19810
扭矩：T=33670N·mm
弯曲应力：
Mpa
W
M
b
27.1
12500
425.15919
扭转切应力：Mpa
W
T
T
T
27.1
25000
33670
查附表3-8得
112.264.28.08.0
64.2
kk
k
轴磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为：92.0
所以V截面安全。
二中速轴的设计
２.选择轴的材料
该轴同样选取45号钢、调质处理。查表得：许用弯曲应力MPa60
1
，
屈服极限MPa
s
355
。
３.初步计算轴的最小直径
根据表15-3，取126
0
A，于是有
选定mmd40
min
。
3、轴的结构设计
（1）拟定轴上零件的装配方案，经分析比较，选用如下方案：
（2）各轴的直径和长度Ⅲ
1）根据mmd40
min
，选用深沟球轴承6208，尺寸参数
188040BDd
得40
51
ddmm，为了使齿轮3便于安装，故取mmd43
2
，轴承第三段启轴
向定位作用，故mmd50
3
，第四段装齿轮2，直径mmd43
4
；
2）第二段和第四段是装齿轮的，为了便于安装，L2和L4都要比齿轮三和
齿轮二的尺宽略小，所以mmLmmL48,78
42
，由设计指导书得
mmLmmBLmmL36359
53213
，，。
（3）轴上零件的轴向定位
齿轮的轴向定位都采用普通平键连接，根据mmd43
2
，mmL78
2
，查
表6-1得第二段键的尺寸为40812lhb，第四段键尺寸为
70812lhb，滚动轴承与轴采用过度配合来保证，选用直径尺寸公差
m6；
（4）轴上零件的轴向定位
轴上轴承轴向定位采用凸缘式端盖和挡油板定位，齿轮用挡油板与轴肩定
位；
（5）确定轴向圆角和倒角尺寸
参照表，去轴端倒角452.1
，各轴肩出圆角半径为1mm。
（6）求轴上的载荷
1）求轴上的力
已知MNT
r
nKWP35.137
min
78.22318.3
，，
圆周力，，径向力
11rt
FF的方向如下图所示：
T=189.55力矩图如下
由力和力矩平衡得：
水平
所以mmNLFM
ABVVB
72.524136879.770
1
,
竖直
所以MNLFM
ABHHB
322.1946868.2857
1
,
所以危险截面B
MNMMM
VBHBB
267.20122
截面C
MNMMM
VCHCC
624.12522
（6）按弯矩合成应力校核轴的强度
综上所述，校核危险截面B、C，根据式（15-5）及商标所给数据，并
取a=0.6
其中
3
3
1.0
32
d
d
W
前面以选定轴的材料为45（调质），查15-1得
a
MP60
1
，因此
1
caB
1
caC
安全。
（7）轴承寿命的计算
1）已知轴承的预计寿命L=2×8×300×5=24000
由所选轴承系列6208，可查表知额定动载荷C=29.5
2)当量动载荷P
NFfP
rP
78.325581.29591.1查表得P
f
=1.1
3）演算轴承寿命
所以该轴承寿命符合要求，确定深沟球轴承6208
（8）键的校核
齿轮2上的键
1）选用键的系列40812lhb
2）键、轴和轮毂的材料都是钢，轴和轮毂的材料是钢，由教材查得许用
应力MPa
p
120100
，取
p
=110MPa，键的工作长度L=L-b=28mm，键与轮
毂、键槽的接触高度K=0.5h=4
有式MPaMPa
kld
T
p
11004.57
43284
，所以合适
齿轮3上的键
3）选用键的系列70812lhb
4）键、轴和轮毂的材料都是钢，轴和轮毂的材料是钢，由教材查得许用应
力MPa
p
120100
，取
p
=110MPa，键的工作长度L=L-b=58mm，键与轮毂、
键槽的接触高度K=0.5h=4
有式
MPaMPa
kld
T
p
11054.27
43584
，所以合适
4、轴的精确校核（1）根据分析可得Ⅲ截面为危险截面。所以校核Ⅲ截面
左右两面。
1)、Ⅲ截面右面
抗弯截面系数：33312500501.01.0mmdW
抗扭截面系数：33250002.0mmdW
T
Ⅲ左面弯矩M为：mmNM160379
扭矩：T=137350N·mm
弯曲应力：Mpa
W
M
b
83.12
12500
160379
扭转切应力：Mpa
W
T
T
T
494.5
25000
137350
轴选择45钢，查表15-1得
b
=640Mpa,Mpa275
1
,Mpa155
1
截面由于轴肩形成的理论应力集中系数
aa及查表3-2得
∵032.0
50
6.1
d
r
16.1
43
50
d
D
∴
a=2.05
a=1.64
又由图3-1得敏性系数81.0
q82.0
q
应为有效应力集中系数按式
由附图3-2得：75.0
由附图3-3得85.0
轴磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为：92.0
轴未经表面强化处理，即1
q
，则按式3-12及式3-12a得
又由§3-1和§3-2得碳钢的特性系数
所以安全系数：
ca
S按式15-6—15-8得
2)、Ⅲ截面左面
抗弯截面系数：3337.7950431.01.0mmdW
抗扭截面系数：334.159012.0mmdW
T
Ⅲ左面弯矩M为：mmNM160379
扭矩：T=137350N·mm
弯曲应力：
Mpa
W
M
b
17.20
7.7950
160379
扭转切应力：Mpa
W
T
T
T
64.8
4.15901
137350
查附表3-8得
28.285.28.08.0
85.2
kk
k
轴磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为：92.0
所以Ⅲ截面安全。
三低速轴的设计
1、选择轴的材料
该轴同样选取45号钢、调质处理。查表得：许用弯曲应力MPa60
1
，
屈服极限MPa
s
355
。
2、初步确定轴的最小直径
当轴的支承距离为定时，无法有强度确定轴径，要用初步估算的方法，即
按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d，计算公式：
3
0n
P
Ad
，选用45
号调质钢，查机设书表15-3，得126
0
A
初选联轴器LH4，初定轴的最小直径mmd50
min
3、轴的结构设计
（1）拟定轴上零件的装配方案，经分析比较，选用如下方案：
（2）各轴的直径和长度
1）联轴器采用轴肩定位mmd50
7
，半联轴器与轴的配合的毂孔长度
L=112mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故
mmL82
7
2）初步确定滚动轴承
因轴承受径向力和轴向力作用，高速转速较小，载荷大，故选用深沟球
轴承6012，mmmmmmBDd189560，故mmdd60
51
,为了便于齿
轮安装mmd63
2
，为了使齿轮有较好的轴向定位，取mmd73
3
，mmd67
4
，
mmd57
6
；
轴承B=18mm，为了便于安装，mmL16
5
，其他长度用轴2的计算方法
求得mmLmmLmmLmmLmmL58,77,9,73,40
64321
，
3）轴上零件的轴向定位
齿轮的轴向定位采用普通平键连接，根据mmL79
2
，选择轴上的键为
701118lhb，根据mmL110
7
，选择与轴段7的键为
70914lhb，滚动轴承与轴采用过度配合来保证，直径公差m6；
4）轴上零件的轴向定位
轴承采用凸缘式端盖和套筒、轴肩来定位，齿轮轴向定位则采用轴肩与套
筒定位；
5）确定轴向圆角和倒角尺寸
参照表，去轴端倒角452.1
，各轴肩出圆角半径为1mm。
（6）求轴上的载荷
1）求轴上的力
已知MNTrnKWP20.415min,/37.70,02.3
333
圆周力，，径向力
11rt
FF的方向如下图所示：
首先根据轴的结构图作出以上受力分析图，确定危险截面
载荷水平面H垂直面V
总弯矩M53.16522NMMM
VH
扭矩mmNT3102.415
（6）按弯矩合成应力校核轴的强度
进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面强度，根据
式（15-5）及商标所给数据，并取a=0.6
其中
3
3
1.0
32
d
d
W
前面以选定轴的材料为45（调质），查15-1得
a
MP60
1
，因此
1
ca
安全。
（7）轴承寿命的计算
1）已知轴承的预计寿命L=2×8×300×5=24000
由所选轴承系列6012，可查表知额定动载荷C=31.5KN
2)当量动载荷P
NFfP
rP
8.369333581.1查表得P
f
=1.1
3）演算轴承寿命
所以该轴承寿命符合要求，确定深沟球轴承6012
（8）键的校核
齿轮4上的键
1）选用键的系列631118lhb
2）键、轴和轮毂的材料都是钢，轴和轮毂的材料是钢，由教材查得许用
应力MPa
p
120100
，取
p
=110MPa，键的工作长度L=L-b=45mm，键与轮
毂、键槽的接触高度K=0.5h=5.5
有式
MPaMPa
kld
T
p
11025.53
63455.5
41520021023
，所以合适
与联轴器相连的键
3）选用键的系列70914lhb
4）键的工作长度L=L-b=56mm，键与轮毂、键槽的接触高度K=0.5h=4.5
MPaMPa
kld
T
p
1109.65
50565.4
41520021023
所以合适。
总结
机械设计课程设计是机械课程当中一个重要环节通过了4周的
课程设计使我从各个方面都受到了机械设计的训练，对机械的有关
各个零部件有机的结合在一起得到了深刻的认识。
由于在设计方面我们没有经验，理论知识学的不牢固，在设计中
难免会出现这样那样的问题，如：在选择计算标准件是可能会出现
误差，如果是联系紧密或者循序渐进的计算误差会更大，在查表和
计算上精度不够准
在设计的过程中，培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的
理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力，在设计的
过程中还培养出了我们的团队精神，大家共同解决了许多个人无法
解决的问题，在这些过程中我们深刻地认识到了自己在知识的理解
和接受应用方面的不足，在今后的学习过程中我们会更加努力和团
结。
本次设计由于有参考指导书，自己独立设计的东西不多，但在通
过这次设计之后，我想会对以后自己独立设计打下一个良好的基础。
【参考文献】
机械设计机械原理教学组《机械设计课程设计指导书》2006年元月
濮良贵、纪名刚《机械设计》（第七版）高等教育出版社2001年
孙桓、陈作模《机械原理》（第六版）高等教育出版社2001年
第页
机械设计基础
课程设计任务书
2010～2011学年第一学期
学生姓名：黄沈明、黄慰奇、贾伟祺专业班级：工业设计
指导教师：李兵工作部门：珠海
目录
引言……………………………………………………………………………5
9）设计题目……………………………………………………………………6
a)带式运输机的工作原理……………………………………………………6
b)工作情况……………………………………………………………………6
c)设计数据……………………………………………………………………6
d)传动方案……………………………………………………………………6
e)课程设计要求及内容………………………………………………………6
10）总体传动方案的选择与分
析……………………………………………7
a)传动方案的选择……………………………………………………………7
b)传动方案的分析……………………………………………………………8
11）电动机的选
择……………………………………………………………8
a)电动机功率的确定…………………………………………………………8
b)确定电动机的转速…………………………………………………………9
12）传动装置运动及动力参数计
算……………………………………10
a)各轴的转速计算…………………………………………………………10
b)各轴的输入功率…………………………………………………………10
c)各轴的输入转矩…………………………………………………………10
13）蜗轮蜗杆的设计及其参数计
算……………………………………11
a)传动参数…………………………………………………………………11
b)蜗轮蜗杆材料及强度计算………………………………………………11
c)计算相对滑动速度与传动效率…………………………………………12
d)确定主要集合尺寸………………………………………………………12
e)热平衡计算………………………………………………………………12
f)蜗杆传动的几何尺寸计算………………………………………………13
14）轴的设计计算及校
核………………………………………………14
a)输出轴的设计……………………………………………………………14
6.1.1选择轴的材料及热处理…………………………………………………14
6.1.2初算轴的最小直径………………………………………………………14
6.1.3联轴器的选择……………………………………………………………14
6.1.4轴承的选择及校核……………………………………………………16
a)轴的结构设计……………………………………………………………18
6.2.1蜗杆轴的结构造型如下………………………………………………18
6.2.2蜗杆轴的径向尺寸的确定……………………………………………18
6.2.3蜗杆轴的轴向尺寸的确定……………………………………………19
6.2.4蜗轮轴的结构造型如下………………………………………………19
6.2.5蜗轮轴的轴上零件的定位、固定和装配……………………………20
6.2.6蜗轮轴的径向尺寸的确定……………………………………………20
6.2.7蜗轮轴的轴向尺寸的确定……………………………………………20
6.2.8蜗轮的强度校核………………………………………………………20
7键连接设计计算………………………………………………………23
7.1蜗杆联接键………………………………………………………………23
7.2蜗轮键的选择与校核……………………………………………………23
7.3蜗轮轴键的选择与校核…………………………………………………24
三、箱体的设计计
算………………………………………………………24
8.1箱体的构形式和材料………………………………………………………24
8.2箱体主要结构尺寸和关系…………………………………………………24
9螺栓等相关标准的选择……………………………………………26
9.1螺栓、螺母、螺钉的选择…………………………………………………26
9.2销，垫圈垫片的选择………………………………………………………26
10减速器结构与润滑的概要说明……………………………………26
10.1减速器的结构……………………………………………………………27
10.2减速箱体的结构…………………………………………………………27
10.3速器的润滑与密封………………………………………………………27
10.4减速器附件简要说明……………………………………………………27
11设计小结………………………………………………………………27
谢辞……………………………………………………………………………29
参考文献………………………………………………………………………29
引言
课程设计是考察学生全面在掌握基本理论知识的重要环节。在2010年12
月24日-2011年1月8日为期二周的机械设计课程设计。本次是设计一个蜗轮
蜗杆减速器，减速器是用于电动机和工作机之间的独立的闭式传动装置。本减速
器属单级蜗杆减速器（电机——联轴器——减速器——联轴器——滚筒）。
课程设计的内容主要包括：分析传动装置的总体方案；选择电动机；运动和
动力参数计算；传动零件、轴、轴承等的设计计算和选择；装配图和零件图设计；
编写设计计算说明书。
课程设计中要求完成以下任务：
1．减速器装配图1张(A1图纸)；
2．减速器零件图1张(A3图纸)；
3．设计计算说明书1份。
设计参数的确定和方案的选择通过查询有关资料所得。
蜗轮蜗杆减速器的计算机辅助机械设计，计算机辅助设计及辅助制造
（CAD/CAM）技术是当今设计以及制造领域广泛采用的先进技术，通过本课题的
研究，将进一步深入地对这一技术进行深入地了解和学习。本文主要介绍一级蜗
轮蜗杆减速器的设计过程及其相关零、部件的CAD图形。计算机辅助设计（CAD），
计算机辅助设计及辅助制造（CAD/CAM）技术是当今设计以及制造领域广泛采用
的先进技术，能清楚、形象的表达减速器的外形特点。
该减速器的设计基本上符合生产设计要求，限于作者初学水平，错误及不妥
之处望老师批评指正。
1设计题目：带式运输机的传动装置的设计
1.1带式运输机的工作原理
带式运输机的传动示意图如图
1.2工作情况：
已知条件：
运输机连续工作，单向运转，载荷平稳、空载起动。运输带速度允许误差为
５％，减速器小批量生产，使用期限１０年，三班制工作。
1.3设计数据
按老师要求选题号Ⅲ-2，原始数据如下：
运输带拉力F(KN)卷筒直径D(mm)带速V(m/s)
23000.9
1.4传动方案
本课程设计采用的是单级蜗杆减速器传动。
1.5课程设计要求及内容
课程设计说明书要求：
各位同学在完成课程设计时须提交不少于3000字课程设计说明书；明书
结构为：（1）封面，（2）任务书，（3）目录，（4）正文，（5）参考文献；
正文包括：
1、运动简图和原始数据
2、电动机选择
3、主要参数计算
4、减速器圆柱齿轮传动的设计计算
5、轴的设计
6、键、联轴器等的选择与校核
7、滚动轴承及密封的选择与校核
8、齿轮、轴承配合的选择
9、参考文献
9）总体传动方案的选择与分析
2.1传动方案的选择
该传动方案在任务书中已确定，采用一个单级蜗杆减速器传动装置传动，如
下图所示：
3电动机的选择
3.1电动机功率的确定
3、工作机各传动部件的传动效率及总效率：
查《机械设计基础》可知蜗杆传动的传动比为：
40~10i
蜗杆
；
取蜗杆头数为2Z
1
又根据《机械设计课程设计》185页表17-9可知蜗杆传动的效率为：
995.0~99.0
联轴器
；
)(97.0一对
轴承
；
工作机的总效率为：
4、电动机的功率：
所以电动机所需工作效率为：
3.2确定电动机的转速
1)传动装置的传动比的确定：
查《机械设计基础》得各级齿轮传动比如下：
理论总传动比：
2)电动机的转速：
卷筒轴的工作转速：
所以电动机转速的可选范围为：
据容量和转速，根据参考文献《机械设计课程设计》第278页表27-1可查
得所需的电动机Y系列三相异步电动机技术数据，查出有四种适用的电动机型
号，因此有四种传动比方案，如下表:
方案电动机型号
额定功率
/kw
电动机转速/(r/min)
额定转矩
同步转速满载转速
1Y100L-23300028802.2
2
Y100L2-4
3150014202.2
3
Y132S-6
310009602.0
4Y132M-837507102.0
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和减速器的传动比，可见第
3方案比较适合。
4传动装置运动及动力参数计算
4.1各轴的转速计算
1)实际总传动比及各级传动比的他配：
由于是蜗杆传动，传动比都集中在蜗杆上，其他不分配传动比。
则总传动比
i:
所以取17i
总
2)各轴的转速：
第一轴转速：r/min960nn
m1
第二轴转速：r/min5.56
17
960
n
n
n1
2
总
4.2各轴的输入功率
第一轴功率：kW74.299.077.2PP
d01d1
联轴器
第二轴功率：
kW2.28.074.2PPP
112d2
蜗杆
第三轴功率：kW11.299.097.02.2PPP
223d3
联轴器轴承
4.3各轴的输入转矩
电动机轴的输出转矩：
mmN1076.2
960
77.2
1055.9
n
P
1055.9T46
m
d
6
d
第一轴转矩：
mmN1073.2
960
74.2
1055.91055.9
n
P
1055.9T466
1
1
6
1
第二轴转矩：
mmN107.3
5.56
2.2
1055.9
n
P
1055.9T56
2
2
6
2
第三轴转矩：
mmN1057.3
5.56
11.2
1055.9
n
P
1055.9T56
w
3
6
3
将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表：
轴名功
率P/kW
转矩
/TNmm
转速
n/(r/min)
传动比
i
效率
电机轴
2.7711
第一轴
2.7410.99
第二轴
2.2170.80
卷筒轴
2.1110.95
5蜗轮蜗杆的设计及其参数计算
2．传动参数
蜗杆输入功率P=2.77kW，蜗杆转速min/r960n
1
，蜗轮转速
min/r5.56n
2
，理论传动比i=16.75，实际传动比i=17，蜗杆头数2Z
1
，蜗轮
齿数为34217ZiZ
12
，蜗轮转速
min/r5.56
17
960
i
n
n1
2
5.2蜗轮蜗杆材料及强度计算
减速器的为闭式传动，蜗杆选用材料45钢经表面淬火，齿面硬度>45HRC,
蜗轮缘选用材料ZCuSn10Pb1,砂型铸造。
蜗轮材料的许用接触应力，由《机械设计基础》204页表9-8可
知,
H
=180MPa.
估取啮合效率：
1
0.8
蜗轮轴转矩：
载荷系数：载荷平稳，蜗轮转速不高，取K=1.1.
计算2
1
md值
2
2
12
2
480
md
H
KT
Z
=
2
53
480
1.17.110mm
34180
=34804mm
模数及蜗杆分度圆直径取标准值，分别为：
模数m=8
蜗杆分度圆直径
1
d80mm
a)计算相对滑动速度与传动效率
蜗杆导程角
蜗杆分度圆的圆周速度
相对活动速度
当量摩擦角取
v
2302.5
验算啮合效率
1
v
tantan11.31
081
tan
tan11.312.5
（与初取值相近）。
传动总效率
a)确定主要集合尺寸
蜗轮分度圆直径：
中心距
b)热平衡计算
环境温度取
0
t20C
工作温度取t70C
传热系数取2
t
k13/mWC
需要的散热面积
c)蜗杆传动的几何尺寸计算
6轴的设计计算及校核
6.1输出轴的设计
6.1.1选择轴的材料及热处理
考虑到减速器为普通中用途中小功率减速传动装置，轴主要传递蜗轮的转
矩，其传递的功率不大，对其重量和尺寸无特殊要求，故选择常用的45钢，调
质处理。
6.1.2初算轴的最小直径
已知轴的输入功率为2.74kW，转速为960r/min，C值在106~118间。
名称公式说明及结果
齿距
齿顶高
顶隙
齿根高
齿高
蜗杆分度圆直径
蜗杆齿顶圆直径
蜗杆齿圆直径
蜗杆导程角
蜗杆齿宽
蜗轮分度圆直径
蜗轮喉圆直径
蜗轮齿根圆直径
1
1
82
tan0.2
80
mz
mm
d
所以11.31
11.31，与蜗杆螺旋线方向相同
所以输出轴的最小直径：
但是，由于轴上有1个键槽，计入键槽的影响：
已知输出轴的输入功率为2.2kW，转速为56.5r/min，则
输出轴的最小直径：
由于轴上由2个键槽，故
已知卷筒轴的输入功率为2.11kW,转速为56.5r/min，则
卷筒轴的最小直径为
1)载荷计算
已知蜗杆轴名义转矩为42.7310Nmm
由于蜗杆减速器的载荷较平稳，按转矩变化小考虑，取工作情况系数k=1.3。
蜗杆轴计算转矩：
已知蜗轮轴名义转矩为53.710Nmm;卷筒轴计算转矩为53.5710Nmm
所以蜗轮轴计算转矩：
卷筒轴计算转矩：
2)选择联轴器的型号
查《机械设计课程设计》280页表27-2可知，电动机轴的直径
38Dmm，
轴长
80Emm；蜗杆轴直径
17.2dmm
。
查《机械设计课程设计》228页表22-1可知，蜗杆轴的输入端选用HL3型
弹性柱销联轴器。
联轴器标记
HL3联轴器
3882
3060
ZC
JB
GB/T5014-2003
公称转矩
许用转速
查《机械设计课程设计》228页表22-1可知，蜗轮轴的输出端选用HL4型
弹性柱销联轴器。
联轴器标记
HL4联轴器
55112
5084
ZC
JB
GB/T5014-2003
公称转矩
许用转速
6.1.4轴承的选择及校核
1)初选输入轴的轴承型号
据已知工作条件和输入轴的轴颈，由《机械设计课程设计》224页表21-3
初选轴承型号为圆锥滚子轴承30208（一对），其尺寸：
D=80mm,d=40mm,B=18mm。
据已知工作条件和输出轴的轴颈，由《机械设计课程设计》224页表21-3
初选轴承型号为圆锥滚子轴承30214（一对），其尺寸：
D=125mm,d=70mm,B=24mm。
基本额定动载荷C=63000N
计算系数e=0.37
轴向载荷系数Y=1.6
2)计算蜗杆轴的受力
蜗杆轴的切向力
t
F，轴向力
x
F和径向力
r
F
蜗杆轴：
蜗轮轴：
3)计算轴承内部轴向力
轴承的内部轴向力：
4)计算轴承的轴向载荷
轴承2的轴向载荷由已知得，
1s
F与
1x
F方向相同，其和为
（轴承2为“压紧”端），所以
轴承1的轴向载荷
11
309
As
FFN（轴承1为“放松”端）
5)计算当量动载荷
轴承1的载荷系数
根据1
1
309
0.312
990
A
r
F
e
F
，由表21-3可知
11
1,0XY
轴承2的载荷系数
根据2
2
1299
1.312
990
A
r
F
e
F
由表21-3可知
22
0.4,1.6XY
轴承1的当量动载荷
轴承2的当量动载荷
所以轴承的当量动载荷取
1P
F、
2P
F中较大者，所以
6)计算轴承实际寿命
温度系数由《机械设计基础》可知1.0
t
f
载荷系数由《机械设计基础》可知1.5
p
f
寿命指数滚子轴承
10
3
轴承实际寿命
h
L
轴承预期寿命
结论由于
0hh
LL轴承30208满足要求
6.2轴的结构设计
6.2.1蜗杆轴的结构造型如下：
6.2.2蜗杆轴的径向尺寸的确定
从联轴段
1
30dmm开始逐渐选取轴段直径，
2
d起固定作用，定位轴肩高度
1
0.07~0.11~2admm，故
211
23020.07136.2ddadmm。该直
径处安装密封毡圈，标准直径，应取
2
38dmm；
3
d与轴承的内径相配合，为便
与轴承的安装，取
3
40dmm，选定轴承型号为30208，
4
d与蜗轮相配合，取蜗
杆的齿根圆直径
41
60.8
f
ddmm，按标准直径系列，取
4
63dmm；
6
d与轴承
的内径配合，与
3
d相同，故取
63
40ddmm；
5
d起定位作用，定位轴肩高度
6
0.07~0.11~2admm故
566
24020.07146.2ddadmm，取
5
48dmm。
6.2.3蜗杆轴的轴向尺寸的确定
联轴段取
1
60Lmm；轴肩段取
2
14Lmm；与轴承配合的轴段长度，查轴承
宽度为18mm；左轴承到蜗杆齿宽
3
50Lmm；蜗杆齿宽
41
Lb
2
11.50.08Zm
即
4
11.50.08348113.76Lmm，取
4
120Lmm；蜗杆齿宽右面到右轴承
间的轴环与左面相同取
53
50LLmm；与右轴承配合的轴段长度，查轴承宽度
为18mm；轴的总长为320mm。
6.2.4蜗轮轴的结构造型如下：
输出轴的弯矩和转矩
6.2.5蜗轮轴的轴上零件的定位、固定和装配
单级减速器中，可将蜗轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，蜗轮左面
由轴肩定位，右面用套筒轴固定，轴向固定靠平键和过渡配合。两轴承分别一轴
肩和套筒定位，轴向则采用过渡配合或过盈配合固定。联轴器以轴肩轴向定位，
右面用轴端挡圈轴向固定，键联接作轴向固定。轴做成阶梯形，左轴承从左面装
入，蜗轮、套筒、右轴承和联轴器依次从右面装到轴上。
6.2.6蜗轮轴的径向尺寸的确定
从左轴承段与轴承的内径相配合，为便与轴承的安装取
1
70dmm，选定轴
承型号为30214开始逐渐选取轴段直径，
2
d起固定作用，定位轴肩高度
1
0.07~0.11~2admm，该直径处安装密封毡圈，标准直径，应取
2
75dmm；
3
d与蜗轮孔径相配合，取蜗轮的内径
3
70dmm，按标准直径系列，取
3
70dmm；
5
d与轴承的内径配合，与
3
d相同，故取
53
65ddmm；联轴段
6
55dmm；
4
d起
定位作用，定位轴肩高度故取
5
60dmm。
6.2.7蜗轮轴的轴向尺寸的确定
左面与轴承配合的轴段长度
1
L，查轴承宽度为
1
24Lmm；左轴承到蜗轮齿
宽间的套筒取
2
33Lmm；蜗轮齿宽
3
67.2Lmm，故取
3
70Lmm；蜗轮齿宽右
面到右轴承间的轴环与左面相同取
4
33Lmm；与右轴承配合的轴段长度，查轴
承宽度为24mm；右轴肩段
5
14Lmm，联轴段
6
84Lmm，故轴的总长为280mm。
6.2.8蜗轮的强度校核
已知蜗轮的切向力
蜗轮的径向力
蜗轮轴向力
求水平面支反力：
水平面弯矩：
垂直面支反力，由0
A
M,即
222
0
2rxBV
d
FLFFL
，得
在铅垂方向上，由
0F
，即
2
0
BVrAV
FFF,得
垂直面弯矩
根据合成弯矩
22
HV
MMM
得
C截面左侧弯矩
C截面右侧弯矩
转矩T
当量弯矩
e
M
由当量弯矩图和轴的结构图可知，C和D处都有可能是危险截面，应分别计
算其当量弯矩，此处可将轴的钮切应力视为脉动循环，取0.6a，则
C截面左侧当量弯矩
C截面右侧当量弯矩
所以C截面处当量弯矩在以上两数值中取较大者，即247369
Ce
MNmm
D截面弯矩
D截面合成弯矩
D截面当量弯矩
求危险截面处轴的计算直径
许用应力，轴的材料用45钢，由《机械设计基础》371页表16-3可知，
1
60
W
MPa
C截面直径计算
D截面直径计算
经与结构设计图比较，C截面和D截面的计算直径分别小于其结构设计确定
的直径，故轴的强度足够。
7键连接设计计算
a)蜗杆联接键
键的选择和
参数
选择普通平键，圆头。由《机械设计
课程设计》216页表20-1查得d=30mm时。
应选用键
840A
GB/T1096-2003
转矩
键长
接触长度
许用挤压应
力
P
校核
查《机械设计课程设计》192页表18，
键连接钢的许用挤压应力为
120
P
MPa
故满足要求
b)蜗轮键的选择与校核
键的选择和
参数
选择普通平键，圆头。由《机械设计
课程设计》216页表20-1查得d=55时。
应选用键
16112A
GB/T1096-2003
转矩
键长
接触长度
许用挤压应
力
P
校核
查《机械设计课程设计》192页表18,
键连接钢的许用挤压应力为
120
P
MPa
MPa
P
3.13
P
故满足要
求
c)蜗轮轴键的选择与校核
键的选择和
参数
选择普通平键，圆头。由《机械设计
课程设计》216页表20-1查得d=55时。
应选用键
16112A
GB/T1096
转矩
键长
接触长度
许用挤压应
力
P
校核
查《机械设计课程设计》192页表18,
键连接钢的许用挤压应力为
120
P
MPa
MPa
P
4.19
P
故满足要
求
3、箱体的设计计算
a)箱体的构形式和材料
采用下置剖分式蜗杆减速器
铸造箱体，材料HT150。
b)箱体主要结构尺寸和关系
名称减速器型式及尺寸关系
箱座壁厚δδ=11mm
箱盖壁厚δ1δ1=10mm
箱座凸缘厚度b1，
箱盖凸缘厚度b，
箱座底凸缘厚度b2
b=1.5δ=16mmb1=1.5δ1=15mm
b2=2.5δ=28mm
地脚螺钉直径及数目df=19mmn=6
轴承旁联接螺栓直径d1=14mm
箱盖，箱座联接螺栓
直径
d2=10mm螺栓间距
150mm
轴承端盖螺钉直径d3=9mm螺钉数目4
检查孔盖螺钉直径d4=6mm
Df，d1，d2至外壁
距离
df，d2至凸缘
边缘距离
C1=26,20,16
C2=24,14
轴承端盖外径
D1=80mm
D2=125mm
轴承旁联接螺栓距离S=140mm
轴承旁凸台半径R1=16mm
轴承旁凸台高度根据轴承座外径和扳手空间的要求由结构确定
箱盖，箱座筋厚m1=9mmm2=9mm
蜗轮外圆与箱
内壁间距离
12mm
蜗轮轮毂端面
与箱内壁距离
10mm
4、螺栓等相关标准的选择
本部分含螺栓，螺母，螺钉的选择垫圈，垫片的选择，具体内容如下：
a)螺栓，螺母，螺钉的选择
考虑到减速器的工作条件，后续箱体附件的结
构，以及其他因素的影响选用
螺栓GB5782-86M10*35数量为3个
M12*100数量为6个
螺母GB6170-86M10数量为2个
M12数量为6个
螺钉GB5782-86,M6*20数量为2个
M8*25数量为24个
M6*16数量为12个
M10*35
M12*100
M10
M12
M6*20
M8*25
M6*16
*（参考装配图）
b)销，垫圈垫片的选择
选用销GB117-86，B8*30，数量为2个
选用垫圈GB93-87数量为8个
选用止动垫片1个
选用石棉橡胶垫片2个
选用08F调整垫片4个
*（参考装配图）
GB117-86
B8*30
GB93-87
止动垫片
石棉橡胶垫片
08F调整垫片
有关其他的标准件，常用件，专用件，详见后
续装配图
5、减速器结构与润滑的概要说明
在以上设计选择的基础上，对该减速器的结构，减速器箱体的结构，轴承端
盖的结构尺寸，减速器的润滑与密封，减速器的附件作一简要的阐述。
a)减速器的结构
本课题所设计的减速器，其基本结构设计是在参照装配图的基础上完成的，
该项减速器主要由传动零件（蜗轮蜗杆），轴和轴承，联结零件（键，销，螺栓，
螺母等）。箱体和附属部件以及润滑和密封装置等组成。
箱体为剖分式结构，由I箱体和箱盖组成，其剖分面通过蜗轮传动的轴线；箱盖
和箱座用螺栓联成一体；采用圆锥销用于精确定位以确保和箱座在加工轴承孔和
装配时的相互位置；起盖螺钉便于揭开箱盖；箱盖顶部开有窥视孔用于检查齿轮
啮合情况及润滑情况用于加住润滑油，窥视孔平时被封住；通气器用来及时排放
因发热膨胀的空气，以放高气压冲破隙缝的密封而致使漏油；副标尺用于检查箱
内油面的高低；为了排除油液和清洗减速器内腔，在箱体底部设有放汕螺塞；吊
环螺栓用来提升箱体，而整台减速气的提升得使用与箱座铸成一体的吊钩；减速
气用地脚螺栓固定在机架或地基上。（具体结构详见装配图）
b)减速箱体的结构
该减速器箱体采用铸造的剖分式结构形式
具体结构详见装配图
c)速器的润滑与密封
蜗轮传动部分采用润滑油，润滑油的粘度为118cSt（100°C）查表23-1《机
械设计课程设计》润滑油118Cst
轴承部分采用脂润滑，润滑脂的牌号为ZL-2查表23-2《机械设计课程设
计》润滑脂ZL-2
d)减速器附件简要说明
该减速器的附件含窥视孔，窥视孔盖，排油孔与油盖，通气空，油标，吊环
螺钉，吊耳和吊钩，起盖螺钉，其结构及装配详见装配图。
6、设计小结
一级蜗杆减速器的设计是一个较为复杂的过程，通过这次设计觉得自己受益
匪浅。机械设计课程设计是机械设计课程的一个重要环节，它可以让我们进一步
巩固和加深学生所学的理论知识，通过设计把机械设计及其他有关先修课程（如
机械制图、工程制图、工程力学等）中所获得的理论知识在设计实践中加以综合
运用，使理论知识和生产实践密切的结合起来。而且，本次设计是我们学生首次
进行完整综合的机械设计，它让我们树立了正确的设计思想，培养了我们对机械
工程设计的独立工作能力；让我们具有了初步的机构选型与组合和确定传动方案
的能力；为我们今后的设计工作打了良好的基础。
通过本次课程设计，还提高了我们的计算和制图能力；同时对减速器的结构
和设计步骤有了一个大概的了解，对之前所学的专业知识作了一个很好的总结，
设计中尚有很多不合理和不理解的地方，以待在今后的学习工作中来弥补。设计
过程中我们能够比较熟悉地运用有关参考资料、计算图表、手册、图集、规范；
熟悉有关的国家标准和行业标准（如GB、JB等），获得了一个工程技术人员在
机械设计方面所必须具备的基本技能训练。
当一份比较象样的课程设计完成的时候，我们的内心无法用文字来表达。几
天以来日日夜夜的计算与绘图和在电脑前编辑排版说明书，让我们感觉做一个大
学生原来也可以这么辛苦。但是，所有的这一切，都是值得的，它让我们感觉大
学是如此的充实。
谢辞
在课程设计即将完成之际，我们的心情无法平静，从开始进入课题到设计
的顺利完成，有多少可敬的师兄、同学给了我们无言的帮助，在这里请接受我
诚挚的谢意！同时我们还要特别感谢谢李兵老师对我们这次机械设计基础的教
导，谢谢你们！要是没有你们的教导与帮助，也许我们是无法这么快这么顺利
的完成了。
参考文献
【1】陈晓南杨培林.机械设计基础.北京:科学出版社，2007.2
【2】巩云鹏张伟华等.机械设计课程设计.北京：科学出版社，2008.3
目录
绪论设计任务书………………………………………………………2
第一章传动方案的分析和拟定………………………………………3
1.1采用带传动——蜗杆传动………………………………………………3
1.2采用二级圆锥——圆柱齿轮传动………………………………………3
1.3采用二级蜗杆——圆柱齿轮传动………………………………………3
1.4确定传动方案……………………………………………………………4
第二章传动装置总设计…………………………………………………5
2.1选择电动机类型和结构形式……………………………………………5
2.2选择电动机的容量………………………………………………………5
2.3确定电动机转速…………………………………………………………5
2.4计算传动装置的总传动比和分配各级传动比…………………………6
2.5计算传动装置的运动和动力参数………………………………………6
第三章蜗杆传动的设计计算…………………………………………7
3.1选择蜗杆传动类型………………………………………………………7
3.2选择材料………………………………………………………7
3.3蜗杆传动计算…………………………………………………………7
第四章轴的设计计算…………………………………………………11
4.1蜗杆轴的计算…………………………………………………………11
4.2涡轮轴的计算…………………………………………………………19
第五章键的选择和计算…………………………………………………27
5.1蜗轮轴上键的选择计算………………………………………………27
5.2蜗杆轴上键的选择计算…………………………………………………27
5.3蜗杆轴的联轴器上键的选择计算…………………………………28
第六章轴承和联轴器的选择和计算…………………………………30
6.1轴承和联轴器的选择…………………………………………………30
6.2轴承的校核计算……………………………………………………30
第七章箱体的设计…………………………………………………32
7.1箱体结构设计……………………………………………………32
7.2减速器附件及其结构设计………………………………………………33
设计心得体会…………………………………………………………36
参考书目………………………………………………………………37
绪论
简易卧式铣床的传动装置设计
1．设计题目
设计用于简易卧式铣床的传动装置（如下图）。
（1）设计数据
数据编号12345
丝杠直径/mm5050505050
丝杠转矩/Nm520
转速/r/min2022242628
丝杠直径?50mm，丝杠转矩T=500N·m，转速n=20r/min，
（2）工作条件
室内工作，动力源为三相交流电动机，电动机双向运转，载荷较平稳，间歇
工作。
（3）使用期限
设计寿命为12000h，每年工作300天；检修期间隔为三年。
（4）生产批量及加工条件
中等规模的机械厂，可加工7、8级精度的齿轮、蜗轮。
2．设计任务
1）确定传动方案,完成总体方案论证报告；
2）选择电动机型号；
3）设计减速传动装置。
3．具体作业
1）机构简图一份；
2）减速器装配图一张；
3）零件工作图二张（输出轴及输出轴上的传动零件）；
4）设计说明书一份。
第一章传动方案的分析和拟定
对本题目进行分析：
首先，卧式铣床的刀具的行程有工作行程和返回行程，进行往返运动，这就
决定着所设计的方案中电机是正反转工作的，在这种情况下，需要将频繁起动电
动机正反转的要素考虑到设计方案中。
其次，卧式铣床作为一种加工工具，是用来满足一定的使用要求，需要将其
精度考虑到设计方案中。
最后，要满足卧式铣床的功能要求，例如传递功率的大小，转速和运动形式。
此外还要适应工作条件（工作环境、场地、工作制度等），满足工作可靠、结构
简单、尺寸紧凑、传动效率高、使用维护便利、工艺性和经济性合理等要求。要
同时满足这些要求是困难的，在进行传动系统方案设计时应统筹兼顾，保证重点。
根据机器的功能要求以及传动比大小，拟定以下三种传动方案
1.1采用带传动——蜗杆传动
方案一
图1-1
1.2采用二级圆锥——圆柱齿轮传动
方案二
图1-2
1.3采用二级蜗杆——圆柱齿轮传动
方案三
图1-3
1.4确定传动方案
带传动承载能力较小，传动相同转矩时，其结构尺寸要比其他传动形式的结
构尺寸大，传动效率中等，传动精度低，但传动平稳，能缓冲吸振。因此宜布置
在高速级。
蜗杆传动可实现较大的传动比，结构紧凑，传动平稳。头数较少时，效率较
低，头数多或环面蜗杆效率高，但加工困难，成本高。其承载能力较齿轮的低，
当与齿轮传动同时应用时，宜布置在高速级，以减少蜗杆尺寸，节省有色金属；
另外，由于在高速下，涡轮和蜗杆有较大的齿面相对滑动速度，易于形成动力润
滑油膜，有利于提高承载能力和效率，延长寿命。
圆锥齿轮（特别时大直径，大模数的圆锥齿轮）加工困难，所以一般只在需
要改变轴的分布方向时采用，并尽量放在高速级和限制传动比，以减小大锥齿轮
的直径和模数。
斜齿轮的传动平稳性较直齿轮的好，常用于高速级或要求传动平稳的场合。
本设计是简易卧式铣床的传动装置设计，首先传动精确，不易用带传动；其
次，锥齿轮加工困难，且对轴承的要求较高，也不宜采用。故选择方案一，即采
用蜗杆传动。
第二章传动装置总设计
2.1选择电动机类型和结构形式。
电动机类型和结构形式要根据电源、工作条件（温度、环境、空间尺寸等）
和载荷特点（性质、大小、启动性能和过载情况）来选择。
根据工作条件和载荷特点应选用Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步交流电动
机，电压380V。
2.2选择电动机的容量.
由机器的工作要求可知：工作机所需功率Pw应由机器工作转矩和运动参数
计算求得，
50020
1.05
95509550w
Tn
PkW
电动机至工作机之间传动装置的总效率，总效率按下式计算：
其中联轴器的效率
1
0.99；2头蜗杆传动的效率
2
0.79
（已包括一对轴
承的效率）；滚动轴承的传动效率
4
0.99。
把各效率代入上式得
2222
1234
0.990.770.9974.4％
则所需电动机的功率
1.05
1.41
0.744
w
d
P
PkW
因载荷平稳，电动机额定功率略大于
d
P
即可。查《设计手册》表12—1，该电动
机的额定功率应选择为1.5kW。
2.3确定电动机转速
丝杠工作转速为
20min
w
nr，蜗杆传动比范围为
1
8~50i
。
电动机的转速可选范围为
1601000min
dw
inrn
符合这一范围的同步转速有750，1000，1500，3000.由于750的转速不符合
功率要求，可排除。
转速越高，重量约轻，价格越便宜，但减速器的传动比越大，外廓尺寸越
大，制造成本越高，结构不紧凑。所以，选择型号为Y100L-6的电动机，其转
速为1000minr，异步转速为940minr，重量为33Kg。
2.4计算传动装置的总传动比和分配各级传动比
总传动比
940
47
20
m
w
n
n
i
2.5计算传动装置的运动和动力参数
0轴（电动机）
涡杆轴
丝杠
将各轴的参数列入表中
表一
轴名功率（Kw）转矩（Nm）转速
r/min
传动比效率
输入输出输入输出
电动机1.4113.2940
蜗杆轴1.41..70.78
丝杠1..99
3蜗杆传动的设计计算
3.1选择蜗杆传动类型
根据GB/T10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）
3.2选择材料
考虑到蜗杆传动功率不大，速度只是中等，故蜗杆用45钢，因希望效率高些，
耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为45-55HRC。涡轮用铸锡磷青铜
ZCuSn10P1,金属模铸造。为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯
用灰铸铁HT100制造。
3.1.3蜗杆传动设计计算
1.蜗杆副的滑动速度
因为
4~5
s
vms
所以，蜗杆下置
初选[
1
da
]值
由
2.734
s
vms
，查《机械设计手册》表9-8，得
0.065,13.67
vv
u
°
查《机械设计手册》图9-6，的[
1
da
]=0.43，°(z=2)
2.中心距计算
由
2
511TNm，查《机械设计手册》表9-9，得
使用系数
1.1
A
K
转速系数
18
18
2
116
110.71
88n
n
Z
查《机械设计手册》表9-1，得
弹性系数
1
2147
Ea
ZMP
寿命系数6
6
2500025000
1.131.6
12000h
h
Z
L
查《机械设计手册》表9-7，得
接触系数2.4
p
Z
接触疲劳极限
lim
256
Ha
MP
接触疲劳最小安全系数
lim
1.3
H
S
中心距
2
2
lim
3
3
2
lim
1472.41.3
1.1176000
0.711.13265
120.6
Ep
H
A
nhH
ZZ
S
aKT
ZZ
mm
取125amm
3.传动基本尺寸
蜗杆头数
1
1Z
蜗轮齿数
21
47ZiZ
模数
2
1.4~1.74.5~6.8
a
mmm
Z
取6.3mmm
蜗杆分度圆直径
11
[]0.4312553.2ddaamm
取1
53dmm
蜗轮分度圆直径
2
197dmm
蜗杆导程角
11
tan0.2mZd
得
°
蜗轮宽度1
2
20.5155
d
bmmm
m
1.蜗杆：
分度圆直径
1
53dmm
齿顶圆直径*
11112
2253216.365.6
aa
ddhdhmmm
齿根圆直径
2.蜗轮：
分度圆直径
22
6.331197dmZmm
齿顶圆直径
*
22222
22()
1972(10.6587)6.3201
aaa
ddhdhxm
mm
齿根圆直径
**
22222
22()
1972(10.20.6587)6.3173.5
ffa
ddhdhcxm
mm
齿宽
2
55bmm
4.齿面接触强度验算
许用接触应力lim
lim
265
0.711.13163
1.3
H
Hnha
H
ZZMP
S
最大接触应力2
3
154.8A
HEpa
KT
ZZMP
a
HH
合格
5.轮齿弯曲疲劳强度验算
轮齿弯曲疲劳极限查《机械设计手册》表9-1，得
弯曲疲劳最小安全系数
lim
1.4
F
S
许用弯曲疲劳应力lim
lim
115
82
1.4
F
Fa
F
MP
S
轮齿最大弯曲应力2
22
2
21.1175000
12.4
538163
A
Fa
KT
MP
mbd
6.温度计算
传动啮合效率
1
tantan0.81
v
轴承效率
2
0.99
搅油效率
3
0.99
总效率
123
0.793
散热面积51.8829100.51Aam
箱体工作温度
1
1
1000110001.4110.793
202058
150.51
w
P
t
aA
°
(中等通风，取
15
w
a
)合格
7.精度等级公差和表面粗糙度的确定
考虑到所设计的蜗杆传动时动力传动，属于通用机械减速器，从GB/T10089-1988
圆柱蜗杆、涡轮精度中选择8级精度，侧隙种类为f,标注为8fGB/T10089-1988。
查《机械设计手册》，得蜗杆齿面粗造度
1
3.2
a
Rm
蜗轮齿面粗造度
2
3.2
a
Rm
8.润滑油粘度和润滑方式
由
2.734
s
vms
，查表得粘度2620vmms
润滑方式为浸油润滑
参数100amm
涡轮
222
31;150;38Zdmmbmm
图如下
图3-1
第四章轴的设计
本章中的设计包括轴的尺寸和形状设计，轴的校核以及与轴配合的联轴器、
键和轴承的选择。
4.1涡杆轴的计算
4.1.1轴上的功率、转速和转矩
由第二章相关数据得
蜗杆数据为
1
1
1
1.41
940min
14.3
kW
nr
TNm
P
涡轮数据为
2
2
2
1.1
60min
175
kW
nr
TNm
P
则
1
12
1
2
12
2
22
1211
2
2*14300
572
50
2
2*175000
2333
150
tan874
ta
at
rrtan
T
FFN
d
T
FFN
d
FFFFN
4.1.2初步确定轴的最小直径
根据课本表15-3，取
0
110A
,于是有
联轴器的计算转矩，查课本表14-1，取
1.3
k
A
再结合电动机的轴28dmm，查《机械设计手册》，选用LX2型弹性柱
销联轴器，其公称转矩为560000Nmm。半联轴器的孔径为
1
28dmm
，长度
为62Lmm。
4.1.3轴的结构设计
轴的尺寸和结构如图所示
图4-1
1.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
为了使轴的直径与联轴器的孔径
2
d相适应，所以取1—2段的轴径
12
28
I
ddmm
；为了满足半联轴器的轴向定位要求，1—2轴段左端需制出一
轴肩，故取2—3段的直径为
23
35dmm
；半联轴器与轴配合的毂孔长度
1
44Lmm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故1—2
段的长度应比略短一些，现取
12
42lmm
。
2.初步选择滚动轴承
因轴承同时受有径向力和轴向力作用，故选用单列圆锥滚子轴承。根据工作
要求，并根据
23
35dmm
，查《课程设计手册》表6—7初步选取0基本游隙组、
标准精度级的单列圆锥滚子轴承30208，其尺寸为
408019.75dDTmmmmmm
，故取
341112
40ddmm
；而
341112
19.75llmm
3.滚动轴承采用轴肩进行轴向定位
由表6—7还可以查出：
1
47.88
f
dmm，所以取
56910
47ddmm
因此：轴段4—5与轴段5—6成为一个轴段；
轴段9—10与轴段10—11成为一个轴段。
4.计算蜗杆齿宽
1
b
由《机械设计》教材表11—4可查得：
当
1
1Z，
2
0.6587x时，
1
b的计算公式为：
12
(80.06)bZm和
11
(10.5)bZm中值较大者。
通过计算分别得：
12
(80.06)9.860.6362.118bZmmm；
11
(10.5)11.56.372.45bZmmm。
所以应选
1
72.45bmm，现取
1
75bmm
即
691
75lbmm
5.初步设计箱体尺寸
由《课程设计手册》表11—1可得箱座壁厚，箱盖壁厚
1
，蜗轮外圆与内
箱壁距离
1
；它们分别为：
0.0430.0412538amm
；
由于圆周速度小于
4/ms
，所以蜗杆在下，于是：
1
0.8588mm；
1
1.21.289.6mmmm，
故取
1
10mm。
根据结构要求，轴承端盖应选用凸缘式轴承盖。查《课程设计手册》表11—10
可得：
螺钉直径
3
8dmm，螺钉数为：4；
根据轴承盖的结构设计，先取
10mmm
由图可看出，箱体总长度为：
代入数据得：
从而可得：
4589
51llmm
。
6.由上一步可知，轴承端盖的总宽度为：
19.6emmm
。
根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半
联轴器左端面间的距离
30lmm
故取
23
50lmm
至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。
图4-2
确定轴上圆角和倒角尺寸
查《机械设计》教材表15—2，可得各轴间处的圆角半径以及轴端倒角。（如
图4—2）
轴左端倒角为1.6
轴右端倒角为1.0
2、3截面处的圆角为1.2
4、9截面处的圆角为1.6
4.1.4求轴上的载荷
根据上图和有关数据，可求得各支反力和各面的力矩以及合成后的力矩，
列表如下
载荷水平面H垂直面V
支反力
弯矩M
总弯矩
扭矩
4.1.5按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据上
表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，
轴的计算应力
因为
1
60MPa
，
1ca
，故安全。
4.1.6精确校核轴的疲劳强度
1.判断危险截面。
截面D、2、3、B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力
集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定
的，所以截面D、2、3、B均无需校核。
从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面4和9处轴肩及过度配合引起的应
力集中最严重；从受载情况来看，截面上的应力最大。截面9的应力集中影响和
截面4的相近，但截面9不受扭矩作用，故不必做强度校核。截面上虽然应力最
大，但应力集中不大，而且这里轴的直径最大，故截面也不必校核。截面6和7
显然更不必校核。因此该轴只需校核截面4左右两侧既可。
2.截面4左侧。
抗弯截面系数33330.10.14710382.3Wdmmmm
抗扭截面系数33330.20.24720764.6
T
Wdmmmm
截面4左侧的弯矩M为：
3.截面4上的扭矩T为：
于是得截面上的弯曲应力为：
截面上的扭转切应力为：
轴的材料为45钢，调质处理。由《机械设计》教材表15—1可查得
11
640275155
Baaa
MPMPMP
。
截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数
及
按教材附表3—2查
取。因
1.6
0.04
40
r
d
，
47
1.175
40
D
d
；
经插值后可查得
2.07
1.58
又由附图3—1可得轴的材料的敏性系数为：
0.80q
，0.83q
；
故有效应力集中系数按《机械设计》教材式（附3—4）为
由《机械设计》教材附图3—2得尺寸系数0.73
；由附图3—3得扭转尺
寸系数0.84
。
轴按精车加工，由〈〈机械设计〉〉教材附图3—4得表面质量系数为
0.87
轴未经表面强化处理，即1
q
，则按教材中式（3—12）及（3—12a）可得
综合系数值为：
又由〈〈机械设计〉〉教材3—1及3—2得碳钢
于是，计算安全系数
ca
S值，按教材式（15—6）—（15—8）则得
故知其安全。
4.截面4右侧。
抗弯截面系数为：
抗扭截面系数为：
弯矩M及弯曲应力为：
扭矩T及扭转切应力为：
由教材表3—2查得，2.07
，1.58
又由附图3—1可得轴的材料的敏性系数为：
0.8q
，0.83q
于是，有效应力集中系数与4左侧相同。即：
1.856k
，1.48k
由《机械设计》教材附图3—2得尺寸系数0.76
由附图3—3得扭转尺寸系数0.87
由附图3—4得表面质量系数为0.87
轴未经表面强化处理，即1
q
，则按教材中式（3—12）及（3—12a）得综合
系数值为：
所以轴在截面4右侧的安全系数为：
故该轴在截面4右侧的强度也是足够的。
4.2涡轮轴的计算
4.2.1轴上的功率、转速和转矩
由第二章相关数据得
大齿轮数据为
1.06
20min
506
kW
nr
TNm
P
则
1
2
2506000
5441
186
tan5441tan13.61357
tan
5441tan20
2041
coscos13.6
t
a
tn
r
t
T
FN
d
FN
F
FN
F
4.2.2初步确定轴的最小直径
根据课本表15-3，取
0
110A
,于是有
联轴器的计算转矩，查课本表14-1，取
1.3
k
A
再结合电动机的轴50dmm，查《机械设计手册》，选用LX4型弹性柱销
联轴器，其公称转矩为2500000Nmm。半联轴器的孔径为
1
50dmm
，长度为
112Lmm，半联轴器与轴配合的毂孔长度
1
84Lmm。
4.2.3轴的结构设计
拟定轴上零件的装配方案
拟定轴上零件的装配方案是进行轴的结构设计的前提，它决定着轴的基本形式。
所为装配方案，就是预定出轴上主要零件的装配方向、顺序和相互关系。该装配方案
是：右端轴承、轴承端盖、半联轴器依次从轴的右端向左安装，左端只装轴承及其端
盖。（轴的结构简图如图4—3所示）
图4-3
4.2.4轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1.为了使轴的直径与联轴器的孔径
2
d相适应，所以取1—2段的轴径
12
50
I
ddmm
；为了满足半联轴器的轴向定位要求，1—2轴段左端需制出一
轴肩，故取2—3段的直径为
23
56dmm
；半联轴器与轴配合的毂孔长度
1
84Lmm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故1—2
段的长度应比略短一些，现取
12
82lmm
。
2.初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力作用，故选用单列圆锥滚
子轴承。根据工作要求，并根据
23
56dmm
，查《课程设计手册》表6—7初步
选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30212，其尺寸为
故取
3467
60ddmm
；而
67
23.75lmm
滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，由表6—7还可以查出：
3.计算蜗轮齿宽
2
b。
由公式
21
0.75
a
bd，可得
因此取
2
50bmm
4.为了使蜗轮不发生轴向上的移动，应使轴段4-5的长度略小于蜗轮齿宽
2
b。
因此取
45
48lmm
；
根据结构设计要求，取轴肩
56
10lmm
。
为使蜗轮两侧面距箱体内壁的距离相等，
由结构设计要求，轴承端盖的总宽度取为：
20emmm
。
根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴
器左端面间的距离
30lmm
故取
23
50lmm
至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。
5.确定轴上圆角和倒角尺寸
查《机械设计》教材表15—2，可得各轴间处的圆角半径以及轴端倒角。（如图
4-3）
轴左端倒角为2.0
轴右端倒角为1.6
2、3、4、5、6截面处的圆角都为2.0
4.2.5求轴上的载荷
根据上图和有关数据，可求得各支反力和各面的力矩以及合成后的力矩，
列表如下
载荷水平面H垂直面V
支反力
弯矩M
总弯矩
扭矩
4.2.5按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据上
表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，
轴的计算应力
因为
1
60MPa
，
1ca
，故安全。
4.2.6精确校核轴的疲劳强度
1.判断危险截面。
截面D、2、3、B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力
集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定
的，所以截面D、2、3、B均无需校核。
从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面6处轴肩及过度配合引起的应
力集中最严重；从受载情况来看，截面c上的应力最大。截面c上虽然应力最大，
但应力集中不大，而且这里轴的直径最大，故截面也不必校核。因此该轴只需校
核截面6左右两侧既可。
2.截面6左侧。
抗弯截面系数33330.10.16021600Wdmmmm
抗扭截面系数33330.20.26043200
T
Wdmmmm
截面6左侧的弯矩M为：
截面6上的扭矩T为：
于是得截面上的弯曲应力为：
截面上的扭转切应力为：
轴的材料为45钢，调质处理。由《机械设计》教材表15—1可查得
11
640275155
Baaa
MPMPMP
。
截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数
及
按教材附表3—2查取。因
1.6
0.027
60
r
d
，
70
1.167
60
D
d
；
经插值后可查得
2.25
1.85
又由附图3—1可得轴的材料的敏性系数为：
0.80q
，0.83q
；
故有效应力集中系数按《机械设计》教材式（附3—4）为
由《机械设计》教材附图3—2得尺寸系数0.73
；由附图3—3得扭转尺寸系
数0.84
。
轴按精车加工，由〈〈机械设计〉〉教材附图3—4得表面质量系数为
0.87
轴未经表面强化处理，即1
q
，则按教材中式（3—12）及（3—12a）可得综
合系数值为：
又由〈〈机械设计〉〉教材3—1及3—2得碳钢的特性系数
于是，计算安全系数
ca
S值，按教材式（15—6）—（15—8）则得
故知其安全。
3.截面6右侧。
抗弯截面系数为：
抗扭截面系数为：
弯矩M及弯曲应力为：
扭矩T及扭转切应力为：
由教材表3—2查得，2.25
，1.85
又由附图3—1可得轴的材料的敏性系数为：
0.8q
，0.83q
于是，有效应力集中系数与6左侧相同。即：
2.0k
，1.71k
由《机械设计》教材附图3—2得尺寸系数0.76
由附图3—3得扭转尺寸系数0.87
由附图3—4得表面质量系数为0.87
轴未经表面强化处理，即1
q
，则按教材中式（3—12）及（3—12a）得综合
系数值为：
所以轴在截面6右侧的安全系数为：
故该轴在截面6右侧的强度也是足够的
第五章键的选择和计算
5.1蜗轮轴上键的选择计算
选B性普通平键。
由前面的计算制知，轴段直径d=64mm，蜗轮齿宽为
2
b=50mm。所以
键长'(5~10)505~1040~45LLmm
1.6~1.81.6~1.863100.8~113.4Ldmm，
故取L=40mm。
查《机械设计》教材，初选4键B180GB1096-79：
18,11,40bhL
。键的工
作长度为：40lLmm。应用《机械设计课程设计》的有关内容，键的挤压应
力和许用剪切应力分别为110,90
aa
MPMP。
1.验算键的挤压强度
挤压强度条件：
4000
pp
T
dhl
由前面的计算知：417.6TNm，64dmm，
11hmm，40lmm；
代入上式中得：
2.验算键的剪切强度
剪切强度条件：
2000T
dhl
将以知数据代入上式中可得：
于是知键的挤压强度和剪切强度均满足要求，因此该键符合要求。
5.2蜗杆轴上键的选择计算
选A性普通平键。
由前面的计算制知，轴段直径d=28mm.
轮毂的长度
1
44Lmm，取'
1
44LLmm。
所以键长'(5~10)445~1034~39LLmm
1.6~1.81.6~1.82844.8~50.4Ldmm，
因此取L=36mm。
查《机械设计》可查得87bh。
键的工作长度为：36828lLbmm。应用《机械设计课程设计》的有关
内容，键的挤压应力和许用剪切应力分别为110,90
aa
MPMP。
1.验算键的挤压强度
挤压强度条件：
4000
pp
T
dhl
由前面的计算知：
1
18.9,28,7,36TNmdmmhmmlmm，
代入上式中得：
2.验算键的剪切强度
剪切强度条件：
2000T
dhl
由前面的计算知：
18.9,28,7,36TNmmdmmhmmlmm
代入上式中得：
200018.9
5.3690
28736aaa
MPMPMP
于是键的挤压强度和剪切强度均满足要求，因此该键符合要求。
5.3蜗轮轴的联轴器上的键选择
选A性普通平键。
由前面的计算制知，轴段直径d=50mm.
轮毂的长度
1
84Lmm，取'
1
84LLmm。
所以键长'(5~10)845~1569~79LLmm
1.6~1.81.6~1.85080.0~90.0Ldmm，
因此取L=70mm。
查《机械设计》，可选择键的尺寸为：14,9,70bhL。键的工作长度为：
701456lLbmm
。应用《机械设计课程设计》的有关内容，键的挤压应
力和许用剪切应力分别为110,90
aa
MPMP。
1.验算键的挤压强度
挤压强度条件：
4000
pp
T
dhl
由前面的计算知：，417.6,50,9,56TNmdmmhmmlmm
代入上式中得：
2.验算键的剪切强度
剪切强度条件：
2000T
dhl
由前面的计算知：417.6,50,9,56TNmmdmmhmmlmm
代入上式中得：
因此键的挤压强度和剪切强度均满足要求，因此该键符合要求。
第六章轴承和联轴器的选择和计算
6.1轴承和联轴器的选择
由前面的计算已经初步选择了联轴器和轴承的型号。联轴器的型号为4HL和
2HL。轴承的型号为30208和30212。所以下面只进行它们的校核计算即可。
6.2轴承的校核计算
选用的轴承型号30208，查出C
r
=41.4KN,C
0r
=33.4KN
1.径向载荷
2.轴向载荷
外部轴向力
32
1323524799
Aaa
FFFN，
从最不利受力情况考虑F指向B处2轴承，轴承内部轴向力
1
0.428571143
dr
FeFN（对角接触角为15度的角接触轴承取e=0.4）
22
0.40.438831553
dr
FFN,
轴承2被压紧为紧端，
1121
1143,1942
adaAd
FFNFFFN
计算当量动负载，轴承1：
1
0
1143
0.034
33400
a
r
F
C
，
0.405e
载荷系数f
P
=1.1,
验算轴承寿命
因P
1
〈P
2
，故只需验证2轴承
3
610141400
4190012000
60282.354656h
Lhh
，
具有足够使用寿命！
第七章减速器箱体及附件的设计
7.1箱体结构设计
参考课程设计书上的参数，可计算出尺寸下表：
表9—1
名称符号减速器型式及尺寸关系
箱座厚度δ8mm
箱盖厚度8mm
箱盖凸缘厚度12mm
箱座凸缘厚度b12mm
箱座底凸缘厚度P20mm
箱座上的肋厚m8mm
箱盖上的肋厚8mm
地脚螺栓直径M16
地脚螺栓数目n4
地
脚
螺
栓
螺栓通孔直径20mm
螺栓沉头孔直径45mm
地脚凸缘尺寸25mm
22mm
轴承旁螺栓直径M12
轴
承
旁
螺
栓
螺栓通孔直径
13.5mm
螺栓沉头孔直径26mm
剖分面凸缘尺寸20mm
16mm
定位销孔直径6mm
轴承旁凸台半径16mm
轴承旁凸台高度h60mm
箱体外壁至轴承座端面
距离
K42mm
剖分面至底面高度H250mm
上下箱联结螺栓直径M8
上
下
箱
螺
栓
螺栓通孔直径9mm
螺栓沉头孔直径20mm
剖分面凸缘尺寸15mm
12mm
7.2减速器附件及其结构设计
1.窥视孔及窥视孔盖
图9-1
取窥视孔盖上的螺纹紧固件的直径为M6，即
4
6dmm，取A=150mm。
14
5~61505~66180~186AAdmm，取
1
185Amm；
21
11
150185167.5
22
AAAmm
；
14
5~61555~66119~125BBdmm，120Bmm取；
1
15~20153~158Bmm箱体顶部宽,取
1
155Bmm；
2.通气器
直径332dM取为，则相应系数为：
1
54,36.936DmmDmmLmm，
1
20,4,8lmmammdmm。
3.轴承端盖
蜗杆上的轴承端盖，选用凸缘式轴承盖。
图9-2
由前面的计算知，轴承外径D=80mm。螺栓直径选为M8，所以
1
9.6eemm,取
1
10emm
4
10~158010~1565~70DDmm，
取
4
70Dmm
1
10memm，取m=21mm
4.蜗轮上的轴承端盖，选用凸缘式轴承盖。
由前面的计算知，轴承外径D=110mm。螺栓直径选为M10，所以
1
12eemm,取
1
15emm
4
10~1511010~1595~100DDmm，
取
4
100Dmm
4282129mKBmm
，取m=21mm
5.油标
图9-3
如右图杆式油标，螺纹直径选为M16，
则相应系数为：
6.起吊装置
为方便拆卸，箱体一定要有起吊装置。
本本设计选用在箱体表面直接铸造的方法。
设计心得体会
作为一名机械设计制造及其自动化的大三学生，我觉得这次课程
设计非常由意义，而且十分有必要。在已经度过的大三时间里，我们
接触的主要是专业基础课，在课堂上掌握的仅仅是专业机基础课的理
论，但怎么运用到实践中呢?这次课程设计找呢个好给了我们这个机
会。
在这次课程设计中，我感受最深的是要查阅大量的设计手册，为
了让自己的设计更加完善，更加符合公称标准，一次次地翻阅机械设
计手册时十分必要，同时也是必不可少的。我们是在做机械设计，而
不是艺术家。他们要用高于实际的目光取看待世界，我们则要从实际
出发，一切都要有依据，不能空想。
这次的课程设计涉及面很广，包含了《机械原理》、《机械设计》、
《材料力学》中的相关内容，既有我们重点学习的齿轮、涡轮蜗杆、
轴承、键，还有不太熟悉的轴承、联轴器、密封装置等等；既有以前
学的CAD，还有这学期学习的solidedge，让我们知道画图在设计中
的重要作用，既直观，又可以动态仿真，寻找设计中存在的问题。当
然在这次课程设计中，也出现了很多问题。在老师和同学的帮助下，
我找到了它们，并进行了改正。
总之，通过这次机械设计综合课程设计，使我对机械设计制造专业有了更
进一步的了解，对我的影响是十分巨大的。在这里，要特别感谢穆塔里夫老师的
指导。
参考文献
[1]：濮良贵，纪名刚.机械设计.第8版.北京：高等教育出
版社.2001.
[2]：吴宗泽，罗圣国.机械设计课程设计手册.第3版.北京：
高等教育出版社.2008.
[3]：张黎骅，郑严.新编机械设计手册.北京：人民邮电出版
社.2008.
[4]：卢颂峰，王大康.机械设计课程设计.北京：北京工业大学
出版社.1993.
[5]：王之栋，王大康.机械设计综合课程设计.北京：机械工
业出版社.2003.
[6]：王连明.机械设计课程设计.哈尔滨：哈尔滨工业大学出
版社.1996.
[7]：袁剑雄，李晨霞，潘承怡.机械结构设计禁忌.北京：机
械工业出版社.2008.
机械设计基础
课程设计任务书
2010～2011学年第一学期
学生姓名：黄沈明、黄慰奇、贾伟祺专业班级：工业设计
指导教师：李兵工作部门：珠海
目录
引言……………………………………………………………………………5
15）设计题
目……………………………………………………………………6
a)带式运输机的工作原理……………………………………………………6
b)工作情况……………………………………………………………………6
c)设计数据……………………………………………………………………6
d)传动方案……………………………………………………………………6
e)课程设计要求及内容………………………………………………………6
16）总体传动方案的选择与分
析……………………………………………7
a)传动方案的选择……………………………………………………………7
b)传动方案的分析……………………………………………………………8
17）电动机的选
择……………………………………………………………8
a)电动机功率的确定…………………………………………………………8
b)确定电动机的转速…………………………………………………………9
18）传动装置运动及动力参数计
算……………………………………10
a)各轴的转速计算…………………………………………………………10
b)各轴的输入功率…………………………………………………………10
c)各轴的输入转矩…………………………………………………………10
19）蜗轮蜗杆的设计及其参数计
算……………………………………11
a)传动参数…………………………………………………………………11
b)蜗轮蜗杆材料及强度计算………………………………………………11
c)计算相对滑动速度与传动效率…………………………………………12
d)确定主要集合尺寸………………………………………………………12
e)热平衡计算………………………………………………………………12
f)蜗杆传动的几何尺寸计算………………………………………………13
20）轴的设计计算及校
核………………………………………………14
a)输出轴的设计……………………………………………………………14
6.1.1选择轴的材料及热处理…………………………………………………14
6.1.2初算轴的最小直径………………………………………………………14
6.1.3联轴器的选择……………………………………………………………14
6.1.4轴承的选择及校核……………………………………………………16
b)轴的结构设计……………………………………………………………18
6.2.1蜗杆轴的结构造型如下………………………………………………18
6.2.2蜗杆轴的径向尺寸的确定……………………………………………18
6.2.3蜗杆轴的轴向尺寸的确定……………………………………………19
6.2.4蜗轮轴的结构造型如下………………………………………………19
6.2.5蜗轮轴的轴上零件的定位、固定和装配……………………………20
6.2.6蜗轮轴的径向尺寸的确定……………………………………………20
6.2.7蜗轮轴的轴向尺寸的确定……………………………………………20
6.2.8蜗轮的强度校核………………………………………………………20
7键连接设计计算………………………………………………………23
7.1蜗杆联接键………………………………………………………………23
7.2蜗轮键的选择与校核……………………………………………………23
7.3蜗轮轴键的选择与校核…………………………………………………24
四、箱体的设计计
算………………………………………………………24
8.2箱体的构形式和材料………………………………………………………24
8.2箱体主要结构尺寸和关系…………………………………………………24
10螺栓等相关标准的选择……………………………………………26
11.1螺栓、螺母、螺钉的选择…………………………………………………
26
11.2销，垫圈垫片的选
择………………………………………………………26
12减速器结构与润滑的概要说明……………………………………26
12.1减速器的结构……………………………………………………………27
12.2减速箱体的结构…………………………………………………………27
12.3速器的润滑与密封………………………………………………………27
12.4减速器附件简要说明……………………………………………………27
13设计小结………………………………………………………………27
谢辞……………………………………………………………………………29
参考文献………………………………………………………………………29
引言
课程设计是考察学生全面在掌握基本理论知识的重要环节。在2010年12
月24日-2011年1月8日为期二周的机械设计课程设计。本次是设计一个蜗轮
蜗杆减速器，减速器是用于电动机和工作机之间的独立的闭式传动装置。本减速
器属单级蜗杆减速器（电机——联轴器——减速器——联轴器——滚筒）。
课程设计的内容主要包括：分析传动装置的总体方案；选择电动机；运动和
动力参数计算；传动零件、轴、轴承等的设计计算和选择；装配图和零件图设计；
编写设计计算说明书。
课程设计中要求完成以下任务：
1．减速器装配图1张(A1图纸)；
2．减速器零件图1张(A3图纸)；
3．设计计算说明书1份。
设计参数的确定和方案的选择通过查询有关资料所得。
蜗轮蜗杆减速器的计算机辅助机械设计，计算机辅助设计及辅助制造
（CAD/CAM）技术是当今设计以及制造领域广泛采用的先进技术，通过本课题的
研究，将进一步深入地对这一技术进行深入地了解和学习。本文主要介绍一级蜗
轮蜗杆减速器的设计过程及其相关零、部件的CAD图形。计算机辅助设计（CAD），
计算机辅助设计及辅助制造（CAD/CAM）技术是当今设计以及制造领域广泛采用
的先进技术，能清楚、形象的表达减速器的外形特点。
该减速器的设计基本上符合生产设计要求，限于作者初学水平，错误及不妥
之处望老师批评指正。
1设计题目：带式运输机的传动装置的设计
1.1带式运输机的工作原理
带式运输机的传动示意图如图
1.2工作情况：
已知条件：
运输机连续工作，单向运转，载荷平稳、空载起动。运输带速度允许误差为
５％，减速器小批量生产，使用期限１０年，三班制工作。
1.3设计数据
按老师要求选题号Ⅲ-2，原始数据如下：
运输带拉力F(KN)卷筒直径D(mm)带速V(m/s)
23000.9
1.4传动方案
本课程设计采用的是单级蜗杆减速器传动。
1.5课程设计要求及内容
课程设计说明书要求：
各位同学在完成课程设计时须提交不少于3000字课程设计说明书；明书
结构为：（1）封面，（2）任务书，（3）目录，（4）正文，（5）参考文献；
正文包括：
1、运动简图和原始数据
2、电动机选择
3、主要参数计算
4、减速器圆柱齿轮传动的设计计算
5、轴的设计
6、键、联轴器等的选择与校核
7、滚动轴承及密封的选择与校核
8、齿轮、轴承配合的选择
9、参考文献
10）总体传动方案的选择与分析
3.1传动方案的选择
该传动方案在任务书中已确定，采用一个单级蜗杆减速器传动装置传动，如
下图所示：
3电动机的选择
3.2电动机功率的确定
5、工作机各传动部件的传动效率及总效率：
查《机械设计基础》可知蜗杆传动的传动比为：
40~10i
蜗杆
；
取蜗杆头数为2Z
1
又根据《机械设计课程设计》185页表17-9可知蜗杆传动的效率为：
995.0~99.0
联轴器
；
)(97.0一对
轴承
；
工作机的总效率为：
6、电动机的功率：
所以电动机所需工作效率为：
3.3确定电动机的转速
3)传动装置的传动比的确定：
查《机械设计基础》得各级齿轮传动比如下：
理论总传动比：
4)电动机的转速：
卷筒轴的工作转速：
所以电动机转速的可选范围为：
据容量和转速，根据参考文献《机械设计课程设计》第278页表27-1可查
得所需的电动机Y系列三相异步电动机技术数据，查出有四种适用的电动机型
号，因此有四种传动比方案，如下表:
方案电动机型号
额定功率
/kw
电动机转速/(r/min)
额定转矩
同步转速满载转速
1Y100L-23300028802.2
2
Y100L2-4
3150014202.2
3
Y132S-6
310009602.0
4Y132M-837507102.0
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和减速器的传动比，可见第
3方案比较适合。
4传动装置运动及动力参数计算
4.2各轴的转速计算
3)实际总传动比及各级传动比的他配：
由于是蜗杆传动，传动比都集中在蜗杆上，其他不分配传动比。
则总传动比
i:
所以取17i
总
4)各轴的转速：
第一轴转速：r/min960nn
m1
第二轴转速：r/min5.56
17
960
n
n
n1
2
总
4.3各轴的输入功率
第一轴功率：kW74.299.077.2PP
d01d1
联轴器
第二轴功率：
kW2.28.074.2PPP
112d2
蜗杆
第三轴功率：kW11.299.097.02.2PPP
223d3
联轴器轴承
4.4各轴的输入转矩
电动机轴的输出转矩：
mmN1076.2
960
77.2
1055.9
n
P
1055.9T46
m
d
6
d
第一轴转矩：
mmN1073.2
960
74.2
1055.91055.9
n
P
1055.9T466
1
1
6
1
第二轴转矩：
mmN107.3
5.56
2.2
1055.9
n
P
1055.9T56
2
2
6
2
第三轴转矩：
mmN1057.3
5.56
11.2
1055.9
n
P
1055.9T56
w
3
6
3
将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表：
轴名功
率P/kW
转矩
/TNmm
转速
n/(r/min)
传动比
i
效率
电机轴
2.7711
第一轴
2.7410.99
第二轴
2.2170.80
卷筒轴
2.1110.95
5蜗轮蜗杆的设计及其参数计算
3．传动参数
蜗杆输入功率P=2.77kW，蜗杆转速min/r960n
1
，蜗轮转速
min/r5.56n
2
，理论传动比i=16.75，实际传动比i=17，蜗杆头数2Z
1
，蜗轮
齿数为34217ZiZ
12
，蜗轮转速
min/r5.56
17
960
i
n
n1
2
5.3蜗轮蜗杆材料及强度计算
减速器的为闭式传动，蜗杆选用材料45钢经表面淬火，齿面硬度>45HRC,
蜗轮缘选用材料ZCuSn10Pb1,砂型铸造。
蜗轮材料的许用接触应力，由《机械设计基础》204页表9-8可
知,
H
=180MPa.
估取啮合效率：
1
0.8
蜗轮轴转矩：
载荷系数：载荷平稳，蜗轮转速不高，取K=1.1.
计算2
1
md值
2
2
12
2
480
md
H
KT
Z
=
2
53
480
1.17.110mm
34180
=34804mm
模数及蜗杆分度圆直径取标准值，分别为：
模数m=8
蜗杆分度圆直径
1
d80mm
b)计算相对滑动速度与传动效率
蜗杆导程角
蜗杆分度圆的圆周速度
相对活动速度
当量摩擦角取
v
2302.5
验算啮合效率
1
v
tantan11.31
081
tan
tan11.312.5
（与初取值相近）。
传动总效率
d)确定主要集合尺寸
蜗轮分度圆直径：
中心距
e)热平衡计算
环境温度取
0
t20C
工作温度取t70C
传热系数取2
t
k13/mWC
需要的散热面积
f)蜗杆传动的几何尺寸计算
6轴的设计计算及校核
6.3输出轴的设计
6.1.1选择轴的材料及热处理
考虑到减速器为普通中用途中小功率减速传动装置，轴主要传递蜗轮的转
矩，其传递的功率不大，对其重量和尺寸无特殊要求，故选择常用的45钢，调
质处理。
6.1.2初算轴的最小直径
已知轴的输入功率为2.74kW，转速为960r/min，C值在106~118间。
名称公式说明及结果
齿距
齿顶高
顶隙
齿根高
齿高
蜗杆分度圆直径
蜗杆齿顶圆直径
蜗杆齿圆直径
蜗杆导程角
蜗杆齿宽
蜗轮分度圆直径
蜗轮喉圆直径
蜗轮齿根圆直径
1
1
82
tan0.2
80
mz
mm
d
所以11.31
11.31，与蜗杆螺旋线方向相同