卷筒绞车传动装置减速器设计

设计题目：设计绞车传动装置
一、课题：设计绞车传动装置
二、工作条件和技术要求：
1.该传动装置用于矿山卷筒绞车的传动系统中。

2.轿车三班制间断工作，工作时间百分率为40%，机器使用
期限为10年。

3.工作中有中等冲击，允许速度误差为5%。

三、参考资料
[1] 《机械设计基础》
[2] 《机械制图》
[3] 《机械设计课程设计》
[4] 《机械设计实用手册》
目录
一、确定传动方案 (1)
二、电动机的选择 (2)
三、运动和动力参数的设定 (3)
四、传动零件的设计和计算 (4)
五、轴的设计和计算 (12)
六、滚动轴承的选择及设计计算 (20)
七、键连接的选择及计算 (22)
八、联轴器的选择 (24)
九、减速器附件的选择 (24)
十、润滑和密封 (25)
十一、设计体会 (25)
十二、参考资料目录 (26)
计算及说明结果传动装置的总体设计：
一、确定传动方案
合理的传动方案首先要满足机器的功能要求，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，满足工作可靠、结构简单、尺寸紧凑、传动效率
高、工艺性和经济性合理等要求。

根据设计题目给出的
轿车传动装置的工作条件和技术要求，矿山卷筒轿车工
作条件较为恶劣，故选用二级圆柱齿轮减速器。

此方案
适合于繁重及恶劣条件下长期工作，使用维护方便。

传动系统简图如下所示：
1、电动机
2、4联轴器
3、减速器5、绞车卷筒
二、 选择电动机
工作机效率设为0.98，由《机械设计课程设计》第二版表12-8获取。

传动副的效率：
123ηηη＝＝＝0.98 工作机需输入功率：
4.0 1.01000
4.0810*******.98W w FV P kW
η⨯⨯=
==⨯
工作机工作转速：
601000601000 1.0
48/min
400v r D ππ⨯⨯⨯=
==⨯w n
传动装置总效率：
232123ηηηη⨯⨯232
总＝＝0.980.980.98＝0.8681 电动机的输出功率：
4.08
4.70k 0.8681
w
d P P W η=
总
＝
＝
其中 W P
：主轴的所需功率 η总：电动机至主轴的传动装置的总效率
1η：联轴器传动效率 2η：轴承传动效率
3η：圆柱齿轮传动效率
电动机的额定功率cd p 略大于d p 即可，所以查表选择电动机的额定功率d p 为5.50kW ，型号为Y132S-4，转速n=1440r/min 。

电动机型号：Y132S-4
三、运动和动力参数的设定
1、设定传动装置总传动比：
14403048m w n i n ==总＝
其中 i 总：传动装置的总传动比
n m ：电动机的满载转速
n w ：工作机主轴转速
2、分配传动装置各级传动比
12
i i i =总减＝i
其中
i 减：减速器的传动比
1i ：高速级斜齿圆柱斜齿轮的传动比
2i ：低速级斜齿圆柱斜齿轮的传动比
根据圆柱齿轮承载的条件，对于同轴式减速器，两级的传动比长
近似取2i ≈1i 。

高速级传动比1=(1.3~1.5)i i 总
，i 1=6.3。

i 2=4.8。

3、计算各个轴的转速 高速轴： 11440/min n r = 低速轴：
1211440228.57/min 6.3n n r i =
== 工作轴：
232228.5747.62/min 4.8n n r i =
==
误差估计：4342.69
0.72%43
-∆==，小于运输机主轴转速许用误差5%，，
所以满足工作轴的转速要求。

4、计算各个轴的输入功率 高速轴：
11 4.70.98 4.606d P
P kw η==⨯=
中间轴： 21
23 4.6060.980.98 4.42P P kw ηη==⨯⨯= 工作轴： 3223 4.420.980.98 4.24P P kw ηη==⨯⨯=
5、计算各个轴的输入转矩
电动机输出轴：
44.795509550 3.117101440d d m P kw T mm n =⨯
=⨯=⨯⋅N
高速轴：
411 3.11710d T T mm η==⨯⨯⨯⋅4
0.98=3.0510N 中间轴：
21231T T i ηη==⨯⨯⨯⨯⨯⋅45
3.05100.980.98 6.3=1.84510N mm 工作轴：
32232T T i ηη==⨯⨯⨯⨯⨯⋅55
1.845100.980.98 4.8=8.50510N mm
将上述计算得到的运动很动力参数列于下表：
四、传动零件设计计算
1、减速器的高速级齿轮传动的设计
已知输入功率1 4.606P
kw =，小齿轮转速轴名 功率p(kw) 转矩T （N.mm ） 电机转速n （r/min ） 传动
比i
效率η 电机轴 4.70 3.117 410⨯ 1440
1
1 高速轴 4.606 3.05 410⨯ 1440
6.3 0.98 中间轴 4.42 1.845 510⨯ 228.57
4.8 0.98
工作轴 4.24 8.505 510⨯ 4.43
11440/min n r =11440/min n r =，齿轮比1 6.3i =，工作寿命10年，三班制间断工作，工作中有中等冲击。

（1）、选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数 1）、按图所示的传动方案，选择直齿圆柱齿轮传动。

2）、卷筒绞车为一般工作机，速度不高，故选用7级精度。

（GB10095—88） 3）、矿山机械中的齿轮传动，因为功率较大，工作速率较低，周围环境中粉尘含量极高，所以常选用铸钢或铸铁等材料。

查表选择小齿轮为40cr （调质）硬度为280HBS ，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS ，两者硬度相差为40HBS 。

4）选小齿轮齿数124z =，大齿轮齿数291z = 5）、选取螺旋角，初步选定螺旋角为14β=
（2）、按齿面接触强度设计
2
13
121()
t H E t d a H
K T i Z Z d i φεσ+>=
1）、试选t k =1.6，域系数H Z =2.433
2）、查表得：10.75a ε=，20.86a ε=，12 1.61a a a εεε=+=
3）、小齿轮传递的转矩41 5.7710.T T N mm I ==⨯
4）、齿宽系数 1d φ=
5）、材料的弹性影响系数1
2189.8E z Mpa =
6）、按齿面强度查表得，小齿轮的接触疲劳强度极限
lim1600H mpa
σ=，大齿轮的接触疲劳强度极限lim 2550H mpa σ=。

7）、应力循环系数
9
160601440183008 1.65910h N njL ==⨯⨯⨯⨯⨯=⨯
9
8
121 1.65910 2.63106.3N N i ⨯===⨯
8）、接触疲劳寿命系数10.89HN k =，20.9HN k = 9）、计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数S=1，则接触疲劳许用应力为：
[]1lim1
10.89600530HN H H K mpa S
σσ=
=⨯= []2lim 2
20.9550495HN H H K mpa S
σσ=
=⨯=
[][][]12
514.52
H H H mpa σσσ+=
=
10）、42
3
12 1.6 5.7710 3.81 2.433189.8()()48.867
1 1.61 3.8514.5t d ⨯⨯⨯+⨯≥⨯=⨯ 11）、计算圆周速度
11
48.871460
3.74/601000
601000
t d n v m s ππ⨯⨯=
=
=⨯⨯
12）、计算齿宽b 及模数nt m
1148.86748.867d t b d mm φ==⨯=
1cos 48.867cos14
1.9824t nt d m mm z β⨯=
== 2.25 4.45nt h m mm =⨯=
11b
h
= 13）、计算纵向重合度p ε
10.318tan 0.31824tan14 1.9029d z βεφβ==⨯⨯=
14）、计算载荷系数A K
已知使用系数1A K =，根据圆周速度v=3.74m/s ，7级精度，查表得动载系数 1.13v K =，查表得H K β的计算公式与直齿轮的相同有：
2231.120.18(10.61)10.231048.867 1.42H K β-=+⨯+⨯⨯++⨯=
查表得
1.5F K β= 1.4Ha Fa K K ==
所以载荷系数
2.2464
A V Ha H K K K K K β=⨯⨯⨯=
15）、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径
33
11 2.2464
48.86754.721.6
t t K d d mm K ==⨯= 16）、计算模数n m
11cos 54.72cos14
2.2124
n d m mm z β⨯=
==
（3）、按齿根弯曲强度设计
[]
2
13
212cos Fa Sa
n d a
F KTY Y Y m z ββ
φεσ>=
⨯
1）、载荷系数 1 1.13 1.4 1.5 2.373A V Fa F K K K K K β=⨯⨯⨯=⨯⨯⨯= 2）、由重合度 1.9029βε=，查表得螺旋角影响系数0.88Y β=
3）、当量齿数：
113324
26.27cos cos 14
v z z β=
== 223
391
99.6cos cos 14
v z z β=
== 4）、查表得齿形系数为：122.592, 2.18Fa Fa Y Y == 应力校正系数为：121.596, 1.79Sa Sa Y Y ==
5）、查表得小齿轮的弯曲疲劳极限1500FE mpa σ=，大齿轮的弯曲疲劳强度极限2380FE mpa σ=
6）、查表得弯曲疲劳寿命系数120.85,0.88FN FN K K == 7）、计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4
[]1110.85500
303.571.4FN FE F K Mpa S σσ⨯=== []2220.88380
238.861.4
FN FE F K Mpa S σσ⨯=
== 8）、计算大小齿轮的[]
Fa Sa F Y Y σ，并加以比较 []11
1
2.592 1.595
0.01364303.57Fa Sa F Y Y σ⨯=
=
[]22
2
2.18 1.79
0.0163238.86
Fa Sa F Y Y σ⨯=
= 两者相比较，大齿轮的[]Fa Sa F Y Y σ较大。

所以423
22 2.373 5.77100.88cos 14
0.0163 1.58124 1.61
n m ⨯⨯⨯⨯⨯≥⨯=⨯⨯
对于计算结果，由齿轮接触疲劳强度计算的法面模数n m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取n m =2mm ，已可满足弯曲强度。

但是为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径154.72d mm =来计算应有的齿数。

11cos 54.72cos14
26.552
n d z m β⨯=
==，取1z =27齿 21 3.827102.6z iz ==⨯=，取2z =103齿
（4）、几何尺寸的计算
1）、中心距
(27103)2
133.982cos14
a mm
+⨯=
=⨯
将中心距圆整后为134mm 2）、按圆整后的中心距修正螺旋角：
12()(27103)2
arccos
arccos 142522134
n z z m a β++⨯'''===⨯ 因为，β 改变不多，所以a ε，k β，H z 不必修正。

3）、计算大小齿轮的分度圆直径：
11272
55.65cos cos1425n z m d mm β⨯==='''
221032
212.31cos cos1425n z m d mm β⨯=
=='''
4）、计算齿轮宽度： 155.65d b d mm φ== 圆整后1265,60B mm B mm ==
3、减速器低速级齿轮的传动设计。

已知输入功率1 4.42P
kw =，小齿轮转速1228.57/min n r =，齿轮比2 4.8i =，工作寿命10年，三班制间断工作，工作中有中等冲击。

（1）、选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数。

1）、按图所示的传动方案，选择直齿圆柱齿轮传动。

2）、卷筒绞车为一般工作机，速度不高，故选用7级精度。

（GB10095—88） 3）、矿山机械中的齿轮传动，因为功率较大，工作速率较低，周围环境中粉尘含量极高，所以常选用铸钢或铸铁等材料。

查表选择小齿轮为40cr （调质）硬度为280HBS ，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS ，两者硬度相差为40HBS 。

4）选小齿轮齿数117z =，大齿轮齿数251z = 5）、选取螺旋角，初步选定螺旋角为14β=
（2）、按齿面接触强度设计
2
13
121()
t H E t d a H
K T i Z Z d i φεσ+>=
1）、试选t k =1.6，域系数H Z =2.433
2）、查表得：10.74a ε=，20.83a ε=，12 1.57a a a εεε=+=
3）、小齿轮传递的转矩52 2.08510.T T N mm ∏==⨯
4）、齿宽系数 1d φ=
5）、材料的弹性影响系数1
2189.8E z Mpa =
6）、按齿面强度查表得，小齿轮的接触疲劳强度极限
lim1600H mpa
σ=，大齿轮的接触疲劳强度极限lim 2550H mpa σ=。

7）、应力循环系数
816060228.57183008 2.6310h N njL ==⨯⨯⨯⨯⨯=⨯ 8
8
121 2.63100.55104.8N N i ⨯==⨯
8）、接触疲劳寿命系数10.89HN k =，20.9HN k = 9）、计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数S=1，则接触疲劳许用应力
为：
[]1lim1
10.9600540HN H H K mpa S σσ==⨯= []2lim 2
20.925550508.75HN H H K mpa S
σσ=
=⨯= [][][]12
524.3752
H H H Mpa
σσσ+=
=
10）、52
3
12 1.6 2.08510312.433189.8()76.021 1.573524.35
t d mm ⨯⨯⨯+⨯≥⨯=⨯
11）、计算圆周速度
11
76.02384.21
1.53/601000
601000
t d n v m s ππ⨯⨯=
=
=⨯⨯
12）、计算齿宽b 及模数nt m
176.02d t b d mm φ==
1cos 76.02cos14
7.33717
t nt d m mm z β⨯=
== 2.259.76nt h m mm
=⨯=
7.7869b
h
= 13）、计算纵向重合度p ε
10.318tan 0.31817tan14 1.3479d z βεφβ==⨯⨯=
14）、计算载荷系数A K
已知使用系数1A K =，根据v=1.53m/s ，7级精度，查表得动载系数 1.13v K =，查表得H K β：
2231.060.18(10.61)10.231076.02 1.35H K β-=+⨯+⨯⨯++⨯=
查表得
1.41F K β= 1.4Ha Fa K K ==
所以载荷系数
2.0034A V Ha H K K K K K β=⨯⨯⨯=
15）、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径
33
112
7681.861.6
t t K d d mm K ==⨯= 16）、计算模数n m
11cos 81.86cos14 4.6717
n d m mm z β⨯=
==
（3）、按齿根弯曲强度设计
[]
2
13
2
12cos Fa Sa
n d a
F KTY Y Y m z ββ
φε
σ≥
⨯
1）、载荷系数 1 1.06 1.4 1.41 1.97A V Fa F K K K K K β=⨯⨯⨯=⨯⨯⨯= 2）、由重合度 1.3479βε=，查表得螺旋角影响系数0.88Y β=
3）、当量齿数：
113
317
18.61cos cos 14v z z β=== 223
351
55.83cos cos 14
v z z β=
== 4）、查表得齿形系数为：122.88, 2.3Fa Fa Y Y == 应力校正系数为：121.535, 1.716Sa Sa Y Y ==
5）、查表得小齿轮的弯曲疲劳极限1500FE mpa σ=，大齿轮的弯
曲疲劳强度极限2380FE mpa σ=
6）、查表得弯曲疲劳寿命系数120.85,0.88FN FN K K == 7）、计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4
[]1110.85500
303.571.4FN FE F K Mpa S σσ⨯=== []2220.88380
238.861.4
FN FE F K Mpa S σσ⨯=
== 8）、计算大小齿轮的[]
Fa Sa F Y Y σ，并加以比较 []11
1
2.88 1.537
0.01451303.57
Fa Sa F Y Y σ⨯=
=
[]22
2
2.3 1.716
0.0165238.86
Fa Sa F Y Y σ⨯=
= 两者相比较，大齿轮的[]
Fa Sa F Y Y σ较大。

所以5
2322 1.97 2.08510
0.88cos 14
0.0165 2.914117 1.57
n m ⨯⨯⨯⨯⨯≥⨯=⨯⨯
对于计算结果，由齿轮接触疲劳强度计算的法面模数n m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取n m =3mm ，已可满足弯曲强度。

但是为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径181.86d mm =来计算应有的齿数。

11cos 81.86cos14
26.473n d z m β⨯=
==，取1z =27齿
2132781z iz ==⨯=，取2z =103
齿
（4）、几何尺寸的计算
1）、中心距
(2181)3
166.962cos14
a mm +⨯=
=⨯
将中心距圆整后为167mm 2）、按圆整后的中心距修正螺旋角：
12()(2781)3
arccos
arccos 1432022167
n z z m a β++⨯'''===⨯ 因为，β 改变不多，所以a ε，k β，H z 不必修正。

3）、计算大小齿轮的分度圆直径：
11273
83.5cos cos14320n z m d mm β⨯==='''
22813
250.4cos cos14320n z m d mm β⨯=
=='''
4）、计算齿轮宽度：
183.5d b d mm φ== 圆整后1290,85B mm B mm ==
五、轴的设计
已选电机Y132S-4，其功率P=5.5kw ，转速n m =1440r/min ，电动机轴径为D=38mm ，轴的伸长度为E=80mm ，中心高度H=132mm 。

1、高速轴的设计 （1）、初步确定轴的最小直径
选取轴的材料为45钢，初步估算轴的最小直径为：
1
33
min 01 4.708011.871440
P d A mm n ==⨯=
根据传动装置的工作条件，应该用HL 型弹性柱销联轴器
（GB5014-85）。

计算转矩ca T ：
4.71.5955046.761440/min ca A kw
T K T N m
r ==⨯⨯
=⋅
其中取 1.5A K =
按照计算转矩应小于联轴器公称转矩和联轴器应该与电动机轴相
匹配的原则，查表选用HL3型弹性轴销联轴器，其公称转矩为630N.mm ，轴孔直径范围在30~40之间，故取1230d mm -=，半联轴器的长度为82mm ，半联轴器与昼匹配的毂孔长度60l m m = （2）、轴的结构设计
1）、为了满足半联轴器的轴向定位要求，轴的左1段d1=30mm，L1=84。

2）、第2级轴径d2=35mm,轴长L2=46mm。

3）初步选择圆锥滚子轴承。

因为轴承同时受有径向力和轴向力的作用，所以选用单列圆锥滚子轴承。

查表选用36208型单列圆锥滚子轴承，其尺寸为只齿宽B=18mm,外径D=80mm，内径d=40mm。

故轴的左第3段轴径d3=40mm,336
L mm
=。

4）、滚动轴承采用套桶进行轴向定位，查表得7309E型轴承
的定位轴肩高度h=4mm，因此取
445
d mm
=。

5）、因为高速级小齿轮的齿根圆直径d=51.5mm与安装齿轮处的轴径d=45mm 之差小于5~10mm,所以采用齿轮
6）最后一段轴的直径与左第3段相同，d5=40mm,取轴长L5=40。

（3）、对高速轴进行校核
1）对高速轴受力分析：
齿轮的圆周力：111257700.21923.3360t T N mm
F N d mm =
=⨯= 齿轮的径向力：11
tan 720.18cos r t F F N α
β
== 齿轮的轴向力：11tan 464.72a t F F N β== 1）垂直面的弯矩
B 、D 截面的垂直面支座反力1NV F 、2NV F
1NV F =266.38N, 2NV F =453.8N
B 、D 截面的垂直面级值弯矩：
142757.92.v M N mm =，142757.92.v M N mm =
2）水平面的弯矩
B 、D 截面的水平支座反力1NH F 、2NH F 根据平衡公式得：1221923.33
1923.33161.5225NH NH NH F F F +=⎧⎨
⨯=⨯⎩
解得：121380.5,542.83NH NH F N F N ==
水平面的弯矩：263.587661.75.H NH M F N mm =⨯=
3）合成弯矩
22
221187661.7542757.9297533.69.v H M M M N mm =+=+=
22222287661.7528816.392276.55.v H M M M N mm =+=+=
（4）、对高速轴进行强度校核
轴的危险截面在c 面处，c 处危险截面的 抗弯模数
3
3
*5314608.5632
32
d W mm ππ=
=
=
极值弯矩：max 197533.69.M M N mm ==
高速轴属于对称循环，查表可得a=0.3,且1[]60Mpa σ-=
()()
2
2
22197533.690.35770036.12[]2700
ca M aT Mpa w
σσ-++⨯=
=
=<
所以高速轴满足强度要求。

2、中间轴的设计
（1） 初步确定轴的最小直径
选取轴的材料为45钢，初步估算轴的最小直径为：
233
min 028.3811030.73384.21
p d A mm n ==⨯=
所以可以选取轴的左边第1段轴d1=40mm,L1=44mm ，由此可以选择合适的滚动轴承。

因为轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用36308型单列圆锥滚子轴承，其宽度B=23mm ，外径D=90mm ，内径d=40mm 。

第2段与低速级小齿轮配合
d2=45mm ，取轴长L2=90mm 。

第2段轴与第3段轴用轴肩隔开，d3=55mm,L3=10mm 。

第4段与高速级大齿轮配合d4=45mm ，取轴长L2=60mm 。

第5段的参数与第1段相同。

（3）、对中间轴进行强度校核。

1）对高速轴受力分析：
高速级大齿轮的圆周力：211923.33t t F F N == 高速级大齿轮的径周力：21720.18r r F F N ==
高速级小齿轮的轴向力：21464.72a a F F N ==
低速级小齿轮的圆周力：233
2208500.2499483.5t T N mm F N d mm
==⨯=
低速级小齿轮的径向力：33tan 1871.64cos r t F F N
α
β
==
低速级小齿轮的轴向力：33tan 1227.36a t F F N β==
1）垂直面的弯矩
求垂直面的支座反力1NV F ，2NV F
由平衡公式可得：
232161.576.549332.3551242.28
248
720.18161.51871.6476.549332.3551242.28
248
566.4r r NV F F F N
⨯-⨯--=
⨯-⨯--=
=- 1322585NV r r NV F F F F N =-+-=-
垂直面的极值弯矩：195994.75.v M N mm =，285298.75.v M N mm = 2）水平面的弯矩
求水平面的支座反力1NH F ，2NH F
由平衡公式可得：
232161.576.5
4459248
t t NH F F F N ⨯+⨯=
=
13222458.33NV t t Nh F F F F N
=+-=
水平面的极值弯矩：
1188062.245.H M N mm = 2283146.5.H M N mm =
3）B 、C 截面的最大合成弯矩
2222
max 1195994.75188062.245211144.89.B v H M M M N mm =+=+=
2222max 2285298.75283146.5295715.C v H M M M N mm =+=+=
（4）、对中间轴进行强度校核
比较B 、C 截面的最大弯矩，可知危c 截面最危险。

对C 截面进行校核。

抗弯模数
3330.10.1406400c W d mm ππ==⨯⨯=
极值弯矩：max max 295715.c M M N mm ==
高速轴属于对称循环，查表可得a =0.3,且1[]60Mpa σ-=
()()
2
2
2212957150.320850047[]6400
ca M aT Mpa w
σσ-++⨯=
=
=<
所以高速轴满足强度要求。

1、 低速轴的设计
（1） 初步确定轴的最小直径
选取轴的材料为45钢，初步估计轴的最小直径为
333min 037.96611043.6128.07
p d A mm n ==⨯=
由于此轴不是封闭轴，取1min 55d mm =，L1=104mm 。

第2段轴d2=60, 为了使轴端外露15nn,
L2= mm 。

选取滚动轴承，因为轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用36313中型单列圆锥滚子轴承，其宽度B=33mm ，外径D=140mm ，内径d=65mm ，所以d3=65mm, L3= 33 mm 。

第4
段轴的轴径为d4=72mm,轴长为L4= mm 。

第5断是轴肩，用来定位齿轮，d5=80mm,L5=12mm 。

第6段轴的轴径为d6=70mm,轴长为L6=85mm 。

第7段轴与圆锥滚子轴承配合，轴径为d7=65mm,轴长为L6= mm 。

2）
对低速轴受力分析：
齿轮的圆周力：434994t t F F N ==
齿轮的径向力：431871.64r r F F N ==
齿轮的轴向力：431227.36a a F F N ==
4）垂直面的弯矩
176377.6.v M N mm =
2850047.75.v M N mm =
5）水平面的弯矩
252147.H M N mm =
6）合成弯矩
22221187661.7542757.9297533.69.v H M M M N mm =+=+=
22222287661.7528816.392276.55.v H M M M N mm =+=+=
（4）、对高速轴进行强度校核
轴的危险截面在c 面处，c 处危险截面的
抗弯模数 3
3
5314608.563232d W mm ππ⨯===
极值弯矩：max 197533.69.M M N mm ==
高速轴属于对称循环，查表可得a=0.3,且1[]60Mpa σ-=
()
()
2222197533.690.35770036.12[]2700ca M aT Mpa w σσ-++⨯===<
所以高速轴满足强度要求。

六、滚动轴承的选择及设计计算
1、高速轴滚动轴承的设计
根据上面求得的轴在垂直面内和水平面内的支反力可知
分析高速轴滚动轴承：
径向载荷
2222266.38542.83604.67ra va Ha F R R N =+=+= 轴向载荷 464.72aa a F F N ==
选择圆锥滚子轴承36208，宽度18mm ，外径D=80mm ，额定动载荷 26.8a C KN =，额定静载荷 020.5a C KN =
0464.720.022*******aa a F N C N
== 464.720.7686604.67aa ra F N F N
== 查表得径向载荷系数X=0.44，轴向载荷系数Y=1.4
所以当量动载荷为：
0.44604.67 1.4464.72916.66a ra aa p XF YF N N N =+=⨯+⨯=
轴承许用寿命：[]8830019200()h L =⨯⨯=小时
轴承寿命为：
66310/31101026800()()87885060601460916.66
a ha a C L n p ===⨯（小时）>[]h L 所以高速轴上的滚动轴承符合要求。

2、中间轴滚动轴承的设计
根据上面求得的轴在垂直面内和水平面内的支反力分析高速轴滚动轴承。

径向载荷
2222566.444594494.83ra va Ha F R R N =+=+= 轴向载荷 121227.36464.72762.64aa a a F F F N =-=-=
选择圆锥滚子轴承36308，宽度B=23mm ，外径
D=90mm ，额定动载荷
40.2a C KN =，额定静载荷
032.3a C KN = 0762.640.23632300aa a F N C N
== 762.640.16974494.83aa ra F N F N
== 查表得径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0
所以当量动载荷为：
4494.83a ra aa p XF YF N =+=
轴承许用寿命：[]8830019200()h L =⨯⨯=小时
轴承寿命为：
66310/32101040200()()644156060384.214494.83
a ha a C L n p ===⨯（小时）>[]h L
3、低速轴滚动轴承的设计
根据上面求得的轴在垂直面内和水平面内的支反力分析高速轴滚动轴承。

径向载荷
222212593.31697.9612707.25ra va Ha F R R N =+=+=
轴向载荷 1227.3aa a F F N ==
选择圆锥滚子轴承36313，宽度B=33mm ，外径D=140mm ，额定动载荷 91.5a C KN =，额定静载荷 080.5a C KN =
01227.360.01525805001227.360.096612707.25aa a aa ra F N C N
F N F N ====
查表得径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0
所以当量动载荷为：
12707.25a ra aa p XF YF N =+=
轴承许用寿命：[]8830019200()h L =⨯⨯=小时
轴承寿命为：
66310/31101091500()()93820.936060128.0712707.25
a ha a C L n p ===⨯（小时）>[]h L
七、键连接的选择及验算
1、联轴器键的选择及校核
3
210p p T kld
σσ⨯⎡⎤=≤⎣⎦ 高速轴直径D=40mm, 半联轴器的长度为84mm ，因此选择键的宽度b=12mm, 键高h=8mm,键长L=80mm 。

45.8910.T N mm =⨯
0.584k mm =⨯=
801268l L b m m =-=-=
查表得100p Mpa σ⎡⎤=⎣⎦
42 5.8910.10.8[]46840p p N mm Mpa mm mm mm
σσ⨯⨯==<⨯⨯ 故高速轴上的键满足强度要求。

1、 高速级大齿轮键的选择及校核
3
210p p T kld
σσ⨯⎡⎤=≤⎣⎦ 由于直径D=45mm, 高速级大齿轮的宽度B1=60。

因此选择键的宽度b=14mm, 键高h=9mm,键长L=56mm 。

52.08510.T N mm =⨯
0.59 4.5k m m =⨯=
561442l L b m m =-=-=
查表得100p Mpa σ⎡⎤=⎣⎦
52 2.08510.49[]4.54245p p N mm Mpa mm mm mm
σσ⨯⨯==<⨯⨯ 故高速级大齿轮的键满足强度要求。

2、低速级小齿轮键的选择及校核
3
210p p T kld
σσ⨯⎡⎤=≤⎣⎦
由于直径D=45mm, 低速级小齿轮的宽度B1=90。

因此选择键的宽度b=14mm, 键高h=9mm,键长L=80mm 。

52.08510.T N mm =⨯
0.59 4.5k m m =⨯=
801466l L b m m =-=-=
查表得100p Mpa σ⎡⎤=⎣⎦
52 2.08510.77[]4.56645p p N mm Mpa mm mm mm
σσ⨯⨯==<⨯⨯ 故低速级小齿轮的键满足强度要求。

3、 低速级大齿轮键的选择及校核
3
210p p T kld
σσ⨯⎡⎤=≤⎣⎦
由于直径D=70mm, 低速级大齿轮的宽度B2=85。

因此选择键的宽度b=20mm, 键高h=12mm,键长L=80mm 。

55.9510.T N mm =⨯
0.5126k mm =⨯=
802060l L b m m =-=-=
查表得100p Mpa σ⎡⎤=⎣⎦
52 5.9510.47[]66070p p N mm Mpa mm mm mm
σσ⨯⨯==<⨯⨯ 故低速级的键满足强度要求。

4、
链轮的键的选择及校核
3
210p p T kld
σσ⨯⎡⎤=≤⎣⎦
由于直径D=55mm,选择键的宽度b=16mm, 键高
h=10mm,键长L=100mm 。

55.9510.T N mm =⨯
0.5105k mm =⨯=
1001684l L b mm =-=-=
查表得100p Mpa σ⎡⎤=⎣⎦
52 5.9510.51.5[]58455p p N mm Mpa mm mm mm
σσ⨯⨯==<⨯⨯ 故链轮的键满足强度要求
八、联轴器的选择
已知高速轴的最小直径min 20.16d mm =和选择电动机的轴的直径d=42mm ，转矩88.3.c A T K T N m ==。

在校核高速轴的强度时，选取的联轴器的类型为：HL3型弹性轴销联轴器，其公称转矩为630N.mm ，轴孔直径范围在30~40之间，故取1230d mm -=，半联轴器的长度为82mm 。

九、减速器附件的选择
1、箱体：用来支持旋转轴和轴上零件，并为轴上传动零件
提供封闭工作空间，防止外界灰砂侵入和润滑逸出，并起油箱作用，
保证传动零件啮合过程良好的润滑。

材料为：HT200。

加工方式如下：
加工工艺路线：铸造毛坯→时效→油漆→划线→粗精加工基准面→粗、精加工各平面→粗、半精加工各主要加工孔→精加工主要孔→粗、精加工各次要孔→加工各紧固孔、油孔等→去毛刺→清洗→检验.
2、附件：
包括窥视孔及窥视孔盖、通气器、轴承盖、定位销、启箱螺钉、油标、放油孔及放油螺塞、起吊装置。

十、润滑和密封
1、润滑：
齿轮采用浸油润滑。

参考[1]P245。

当齿轮圆周速度s m v /12 时，圆柱齿轮浸入油的深度约一个齿高，三分之一齿轮半径，大齿轮的齿顶到油底面的距离≥30~60mm 。

参考[1]P310。

轴承润滑采用润滑脂，润滑脂的加入量为轴承空隙体积的
21~31，采用稠
度较小润滑脂。

2、密封：
防止外界的灰尘、水分等侵入轴承，并阻止润滑剂的漏失。

查[4]P383表10-37，高低速轴密封圈为：唇形密封圈（FB 型）GB/T9877.1-1998。

十一、设计体会
通过这次课程设计使我加深了对《机械设计》课程的理解，使我们初步掌握了对平时学习知识的灵活运用。

在这次的课程设计中，我理解了机械设计的一般方法和步骤，同时也让我初步获得了分析和解决工程设计的能力。

在此次课程设计的过程中，我不断地遇到新问题，又不断地去努力解决它，使我的意志得到了磨练，能力得到了锻炼，相信对我在以后的学习和工作中都会有很大帮助的。

十二、参考资料目录
1、许耀信主编机械加工工艺及现代制造技术西南交通大学
出版社2005
2、王连明主编机械设计课程设计哈尔滨工业大学出版社
1996
3、纪名刚主编机械设计高等教育出版社2004
4、刘俊龙、廖仁文主编机械设计课程设计机械工业出版社
附件图纸
装配图。