齿轮蜗杆减速器设计说明书

毕业设计（论文）
题目：卧式液压起网机的设计
学生姓名：黄太柱
学号：101309101
学院：船舶与海洋工程学院
班级：A10机械1班
指导教师：张玉莲
第一章设计任务书 (3)
1.2已知条件 (3)
1.3参考传动方案 (3)
第二章传动装置的总体设计 (4)
2.1相关参数选择计算 (4)
2.2确定传动装置的总传动比和分配传动比 (5)
2.3计算传动装置的运动和动力参数 (5)
第三章、齿轮的设计计算 (6)
3.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 (6)
3.2按齿面接触强度设计 (6)
3.3几何尺寸计算 (9)
第四章蜗杆传动的设计 (10)
4.4蜗杆与蜗轮主要参数与几何尺寸 (11)
4.5校核齿根弯曲疲劳强度 (12)
4.6验算效率 (12)
第五章、轴的设计计算 (13)
5.1 高速轴的设计 (13)
5.1.1相关参数设计计算 (13)
4.1.2轴的结构设计 (14)
5.2 中间轴的设计计算 (18)
5.2.1 相关参数计算与选择 (18)
5.2.2轴的结构设计 (19)
5.3.1相关参数计算与选择 (22)
5.3.2轴的结构设计 (22)
第六章、滚动轴承的校核 (25)
6.1高速轴用轴承的校核 (25)
6.2中间轴轴承的校核 (26)
6.3低速轴的轴承校核 (27)
第七章、键连接的选择与校核 (27)
7.1根据周的直径选择键 (28)
7.2校核键的承载能力 (28)
第八章、联轴器的选择 (29)
8.1输入轴联轴器的选择与计算 (29)
8.2输出轴联轴器的选择与计算 (29)
第九章、箱体设计 (29)
第十章、减速器附件设计及选择 (31)
10.1润滑密封 (31)
第十一章、个人小结 (32)
第十二章、参考文献： (32)
第一章设计任务书
1.1 主要任务
1.了解和熟悉液压起网机的工作原理和结构；
2.根据捕鱼量等相关因素，确定液压起网机的初步设计参数；
3.完成液压起网机的总体设计方案；
4.完成液压起网机结构设计及装配图与主要零件图设计绘制；
5.完成设计说明书的撰写。

起网的绞拉力和线速度是设计起网机最重要的技术依据。

在设计中既希望这些参数大一些, 但还必须考虑使用的条件、使用的习惯、甲板的布置、动力的配备和经济效果等问题。

根据我省具体情况, 最后确定本起网机主要设计参数为:
1.2已知条件
１）运输带工作拉力F；
２）运输带工作速度V；
３）滚筒直径D；
４）滚动效率η=0.95 ；
５）工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；
６）工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度35°C左右；
７）使用折旧期10年，4年大修一次；
８）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。

1.3参考传动方案
图1-3
第二章传动装置的总体设计
2.1相关参数选择计算
(1)选择电动机类型
按工作需求和要求，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 w
d a
p p kw η=
其中 1000
w Fv
p kw =
∴1000d a
Fv
p kw η=
4
421235a ηηηηηη=
式中：1η、2η、3η 、4η、5η分别为轴承、齿轮传动、蜗轮蜗杆、联轴器和滚筒传动效率。

取滚子轴承1η=0.99，齿轮传送效率2η=0.97，蜗轮蜗杆传动效率3η=0.73，联轴器
4η=0.99，滚筒传动效率5η=0.95，则
4
421235a ηηηηηη==63.095.099.073.097.099.024=⨯⨯⨯⨯
∴86.163
.0100065
.018001000=⨯⨯==
kw Fv p a d η
（3）确定电动机转速
滚筒轴工作转速为
min /11.24515
65
.0100060100060r D v n =⨯⨯⨯=⨯⨯=
ππ
按推荐的传动比合理范围，减速器传动比6090i =-，故电动机转速的可选范围为
min /9.21696.144611.24)9060(r n i n d -=⨯-=⨯=，查手册取圆整后的同步转
速1500min
r 。

表2.1
2.2确定传动装置的总传动比和分配传动比
（1）由选定的电动机满载转速m n 和工作机主动轴转速n ，得传动装置总传动比为
70.5911
.241440===
n n i m a （2）分配传动装置的传动比 取29i =，则159.70
2.0629
i =
=﹤2～2.5，符合条件。

2.3计算传动装置的运动和动力参数
（1）各轴转速 I 轴 min /14401r n n M == II 轴 min /03.69906.21440
112r i n n ===
III 轴 min /10.2429
03.699223r i n n ===
卷筒轴 min /10.2434r n n == （2）各轴输入功率
I 轴 kw P P d 85.199.086.141=⨯=⨯=η
II 轴
kw p p 78.197.099.085.12112=⨯⨯=⨯⨯=ηη
III 轴 kw p p 29.173.099.078.13123=⨯⨯=⨯⨯=ηη
卷筒轴 kw p p 26.199.099.029.14134=⨯⨯=⨯⨯=ηη （3）各轴输入转矩
电动机轴输出转矩 m N n P T M d d ⋅=⨯=⋅
=34.121440
86
.195509550 I 轴 m N T T d ⋅=⨯=⨯=22.1299.034.1241η
II 轴 m
N i T T ⋅=⨯⨯⨯=⨯⨯⨯=17.2497.099.006.222.1221112ηη
III 轴 m N i T T ⋅=⨯⨯⨯=⨯⨯⨯=56.50673.099.02917.2431223ηη
卷筒轴 m N T T .48.49699.099.056.5064134=⨯⨯=⨯⨯=ηη
表2.2
第三章、齿轮的设计计算
3.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
（1）选用软齿面渐开线斜齿轮
（2）根据运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。

（3）选择小齿轮材料为40Cr ，调质处理，硬度为280HBS ，大齿轮材料为45钢，硬
度为240HBS ，二者材料的硬度差为40HBS 。

（4）取小齿轮齿数124Z =，则大齿轮2 2.062449.4Z =⨯=，取250Z =。

（5）选取螺旋角0
14
β=
3.2按齿面接触强度设计
（1）确定公式内各种计算数值（
1t d ≥ （2）试选6.1=t K
（3）查图得区域系数 2.433H Z =
（4）查图得10.78αε=， 20.825αε=，则120.780.825 1.605αααεεε=+=+= （5）许用接触应力
[]12[][]2
H H H σσσ+=
a ） 查图表的小齿轮接触疲劳强度极限为lim 600H Mpa σ=，大齿轮为550Mpa 。

b ） 计算应力循环次数
9111015.4)1030082(114406060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==h jL n N
99
1121001.206
.21015.4⨯=⨯==i N N
c ） 查表得到10.92HN K =, 20.95HN K =
d ） 失效效率为1%，安全系数为S=1，由式得
[]1lim110.92600
5521
HN H H K Mpa S σσ⨯⨯===
[]2
lim220.95550
552.51
HN H H K Mpa S σσ⨯⨯=== ∴[]1
2[][]552552.5
552.2522
H H H Mpa σσσ++=== e ） 计算
1） 试算小齿轮分度圆直径1t d ，代入[]H σ中较小的值
1t d ≥ ，查表得1
2189.8E Z Mpa =，取1d φ=，且41
11
955012.27 1.22710d P T T N m N mm n ==
=⋅=⨯⋅，代入上式得
129.40t d mm ≥=。

2） 计算圆周速度 11
29.401440
2.22/601000
601000
t d n v m s ππ⨯⨯=
=
=⨯⨯
3） 计算齿宽b 及模数nt m
1129.4029.40d t b d mm φ==⨯=
11cos 29.40cos14 1.19mm 24t nt d m Z β⨯===
2.25 2.25 1.19 2.68nt h m mm ==⨯=
/29.40/2.6810.97b h ==
4） 计算纵向重合度βε
010.318tan 0.318124tan14 1.903d Z βεφβ==⨯⨯⨯=
5） 计算在和系数K
查表10-2，使用系数1A K =，根据 2.22/v m s =，7级精度，由图10-8得动载系数 1.12v K =， 1.44H K β=。

由图10-13得 1.4F K β=，由表10-3得
1.3H F K K αα==
∴载荷系数1 1.12 1.3 1.44 2.0A V H H K K K K K αβ==⨯⨯⨯= 6） 按实际的载荷系数校正所得到的分度圆直径，由下式得
1129.4031.67d d mm === 7） 计算模数n m
由式10-17，0
11cos 31.67cos14 1.2824
n d m Z β⨯===
f ） 按齿根弯曲强度计算
由式
n
m≥
1)确定计算参数
a）计算载荷系数
11.12 1.3 1.4 2.04
A V F F
K K K K K
αβ
==⨯⨯⨯=
b）根据纵向重合度 1.903
β
ε=，由图10-28查得0.88
Y
β
=
c）计算当量齿数
1
133
24
26.27
cos cos 14
v
Z
Z
β
===
2
233
50
54.73
cos cos 14
v
Z
Z
β
===
d）查取齿形系数
查表10-5得
1
2.592
a
F
Y=；
2
2.292
a
F
Y=
e）查取应力校正系数
查表10-5得
1
1.596
a
S
Y=；
2
1.711
a
S
Y=
查图10-18得弯曲疲劳寿命系数
1
0.92
FN
K=，
2
0.95
FN
K=；
查图10-20c小齿轮弯曲疲劳强度极限
1
500
FE
MPa
σ=，大齿轮的
弯曲强度极限
2
380
FE
MPa
σ=取弯曲疲劳安全系数S=1.4,得
[]11
1
0.92500
328.57
1.4
FN FE
F
K
MPa
S
σ
σ
⨯
===
[]22
2
0.95380
257.86
1.4
FN FE
F
K
MPa
S
σ
σ
⨯
===
g）计算大小齿轮的[]
Fa Sa
F
Y Y
σ
,并加以比较
[]11
1
2.592 1.596
0.01259
328.57
Fa Sa
F
Y Y
σ
⨯
==
[]22
2
2.292 1.711
0.01521257.86
Fa Sa F Y Y σ⨯=
=
很明显，大齿轮的数值大。

2）计算
)
2
cos14
0.015210.95n m mm
=
⨯=
对比计算结果，取 1.0n m mm =，同时按接触疲劳强度算得的分度圆直径131.67d mm =来计算应有的齿数。

于是由 11cos 31.67cos14
30.721
n d Z m β⨯=
== 取131Z =，则21 2.063164Z uZ ==⨯=。

3.3几何尺寸计算 （1）计算中心距 ()()123164148.952cos 2cos14
n Z Z m a mm β
++⨯=
==将中心距圆整为49mm 。

（2）按圆整后的中心距修正螺旋角 ()()1231641arccos
arccos
1412'48"2249
n
Z Z m a
β++⨯===⨯
因β值变化不多，故参数不必修正。

（3）计算大小齿轮的分度圆直径 11311
32.0cos cos1412'48"
n Z m d mm β⨯===，圆整后取32mm
22641
66.02cos cos1412'48"
n Z m d mm β⨯=
==，圆整后取67mm 。

（4）计算齿轮宽度
113232d b d mm φ==⨯= 圆整后取233B mm =，138B mm =。

第四章 蜗杆传动的设计
4.1选择蜗杆的传动类型
根据GB/T 10085-1988推荐，采用渐开线蜗杆 4.2选择材料
考虑到蜗杆传动功率不大，速度也小，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 。

蜗轮用铸锡磷青铜ZcuSr10P1，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。

4.3按齿面接触疲劳强度进行设计 根据闭式蜗杆的传动设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根弯曲疲劳强度。

由式，传动中心距
a ≥
（1）确定作用在蜗轮上的转矩2T 4224.17 2.41710T N m N mm =⋅=⨯⋅ （2）确定载荷系数K
取载荷分布不均匀系数1K β=，使用系数 1.15A K =，动载系数 1.05V K =，则
1.151 1.05 1.21A V K K K K β==⨯⨯=
（3）确定弹性影响系数
E z
因选用的是铸锡磷青铜蜗轮与钢蜗杆相配，故12
160E z Mpa = （4）确定接触系数z ρ
假设蜗杆分度圆直径1d 与传动中心距a 的比值1
0.35d a
=，查图11-18得 2.9z ρ= （5）确定许用接触应力[]H σ
根据材料的性质，从表11-7中查得蜗轮的基本许用应力[]/
268H Mpa σ= 应力循环次数 726060124.10(2810300) 6.9410h N n jL ==⨯⨯⨯⨯⨯⨯=⨯ 寿命系数
0.7849HN
K == 则[][]/
0.7849268210H HN H K Mpa σσ==⨯= （6）计算中心距
52.27a mm ≥==
取中心距63a mm =，因29i =，从表11-2取模数 3.15m =，螺杆分度圆直径
135.5d mm =，这时
135.50.5663
d a ==，查图11-18得/ 2.6z ρ=，因为/
z z ρρ=，因此以上计算结果可用。

4.4蜗杆与蜗轮主要参数与几何尺寸 (1)蜗杆
轴向齿距 3.14 3.157.85a P m mm π==⨯= 直径系数 135.5
11.273.15
d q mm m =
== 齿顶圆直径 11235.521 3.1541.8a a d d h m mm *
=+=+⨯⨯= 齿
根
圆
直
径
112()35.52(1 3.150.25 3.15)27.63f a d d h m c mm
*
=-+=-⨯+⨯=
分度圆导程角
11 3.151
arctan
arctan 514'15"35.5
mz d γ⨯===，1z 由表11-2所得。

蜗杆轴向齿厚 11
3.14 3.15
4.9422
a S m mm π==⨯⨯= （2）蜗轮
蜗轮齿数229z = 变位系数20.1349x =- 验算传动比2129
291
z i z =
== 这时传动比误差为
29290%29-=，是允许的。

蜗轮分度圆直径22 3.152991.35d mz mm ==⨯=
蜗轮喉圆直径2222(91.352 2.73)96.81a a d d h mm =+=+⨯= 蜗轮齿根圆直径222291.352 4.3682.63f f d d h mm =-=-⨯= 蜗轮咽喉母圆半径2211
6396.8114.6022
g a r a d mm =-
=-⨯= 4.5校核齿根弯曲疲劳强度
[]2
2121.53F Fa F KT Y Y d d m
βσσ=
≤
当量齿数223329
29.33cos cos 5.102
v z z γ=
==
根据20.1349x =-，229.347v z =查图11-19得齿形系2 2.69Fa Y =
螺旋角系数 5.102
110.964140
140
Y βγ
=-
=-
= 许用弯曲应力[][]/
F F FN K σσ=
查表11-8得101u n ZC S P 基本许用弯曲应力[]
/
56F Mpa σ=，寿命系数
0.624FN
K ==，[]560.62434.944F Mpa σ=⨯=，故
[]1.53 1.2124170
2.690.96411.3535.591.35
3.15
F F Mpa σσ⨯⨯=
⨯⨯=<⨯⨯，满足条件。

4.6验算效率η
tan (0.950.96)
tan()
v γ
ηγϕ=-+
已知506'08" 5.102γ==，arctan v v f ϕ=，v f 与相对滑动速度与s v 有关。

11
35.5699.03
1.31/601000cos 601000cos5.102
s d n v m s ππγ
⨯⨯=
=
=⨯⨯⨯
从表11-18中用插值法查得0.412v f =，222'v ϕ=，代入式中得74%η=，大于原估计值。

第五章、轴的设计计算
5.1 高速轴的设计
5.1.1相关参数设计计算
已知 1.85P kw =，1440/min n r =。

（1）材料选取
选取轴的材料为45钢，调质处理 （2）初步估计轴的最小直径
取0112A =，于是得11212.18d A mm ≥== （3）求作用在齿轮上的力
齿轮分度圆的直径为132d mm = 齿轮所受的转矩为3
3 1.85
955010955010122701440
p T N mm n =⨯=⨯⨯=⋅ 齿轮作用力 圆周力12212270766.8832
t T F N d ⨯=
==
径向力0
tan 20tan /cos 766.88=287.92cos14.12r t n F F N αβ==⨯
轴向力0tan 766.88tan14.12194.05a t F F N β==⨯=
取联轴器处轴的直径I II d -为最小直径。

为了使所选的轴的直径I II d -与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。

联轴器的计算转矩ca A T K T =，查表14-1，考虑到转矩变化很小，故选取 1.3A K =，则 1.31227015951ca T N mm =⨯=⋅。

按照计算转矩ca T 应小于联轴器公称转矩的条件，由机械手册查得所选的Y100L1的电动机的轴直径为19φ。

因此选用的联轴器轴孔直径为19φ。

查手册得LT2型弹性联轴器，其公称转矩为16N m ⋅，半联轴器孔径19I d mm =，故取19I II d mm -=，半联轴器长度L=42mm ，半联轴器与轴配合的毂孔长度130L mm =。

4.1.2轴的结构设计
（1）拟定轴上零件的转配方案 如下图所示：
（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，I II -轴左端需制出一轴肩，
2(0.07~0.1)23II III I II d d d mm --=+=，取II III -段的直径25II III d mm -=；右端用轴端
挡圈定位，按轴端直径去挡圈制定D=30mm 。

半联轴器与轴配合的毂孔长度130L mm =，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I II -段的长度应比1L 略短些，现取28I II L mm -=。

2）初步选择滚动轴承。

因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。

参照工作要求并根据25II III d mm -=，在轴承产品目录中初步选取0基本游隙、标准精度级的单列圆锥滚子轴承33006，起尺寸为305520d D T mm mm mm ⨯⨯=⨯⨯,故
30III IV VI VII d d mm --==，而20VI VII l mm -=，左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。

3）因为小齿轮分度圆直径为32，故直接做在轴上。

取安装齿轮处的轴段IV V -的直径
32IV V d mm -=。

齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位。

已知齿轮轮毂的宽度为38mm ，
为了使套筒端面可靠紧的压紧齿轮，此轴段应略小于轮毂宽度，故取36IV V l mm -=。

齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度0.07h
d ，故取2h mm =，则轴环出的直径
34V VI d mm -=，轴环宽度 1.4b h ≥，取6V VI l mm -=。

4）轴承端盖的总宽度为20mm 。

根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油脂的要求，取端盖外端面与半联轴器左端面间的距离为20l mm =。

故取202040II III l mm -=+=。

5）取齿轮距离箱体内壁之距离16a mm =，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离S ，取5S mm =,已知滚动轴承宽度20T mm =，则
(3836)20516243III IV l T S a mm -=+++-=+++=。

至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。

（3）轴上零件的周向定位
齿轮、联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。

按I II d -由表6-1查得平键截面
66b h mm mm ⨯=⨯，键槽用键槽铣刀加工，长为22mm ，同时为了保证联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择联轴器与轴的配合为7/6H m 。

同样，齿轮轮毂与轴配合采用10832mm mm mm ⨯⨯，配合为7/6H m 。

（4）确定轴上倒角和圆角尺寸
参考15-2，取轴端倒角为0
145⨯。

（5）求轴上的载荷
绘制轴的计算简图。

由手册得12.8a mm =。

因此作为悬臂梁的支撑跨距1234.246.280.4L L mm +=+= 在水平面上对支点A 取矩得280.434.20NH t F F ⨯-⨯= 又12766.88NH NH t F F F N +== 解得 1440.55NH F N =，2326.33NH F N = 故134.215066.81H NH M F N mm =⨯=⋅
在竖直面上对A 点取矩得280.432.40NV r a F F M ⨯-⨯-= 又12287.92NV NV r F F F N +== 解得 1126.83NV F N =，2161.09NV F N =
故1134.24337.59V NV M F N mm =⨯=⋅，2246.27442.36V NV M F N mm =⨯=⋅
115678.76M Nmm ===
216804.69M Nmm === 12270T Nmm =
由此可做弯矩图和扭矩图如下：
进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面，即C截面的强度。

根据公
α=，轴的计算式及表中数据，又因轴为单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取0.6
[]15.2960ca Mpa
Mpa σσ-=
===
所以是安全的。

（7）精确校核轴的疲劳强度 1）判断危险截面
经分析可知，该轴只需校核截面IV 左右两侧即可。

2）截面IV 左侧
抗弯截面系数3
3
3
0.10.1323276.8d mm ω==⨯= 抗扭截面系数3330.20.2326553.6T d mm ω==⨯= 截面IV 左侧的弯矩34.218
15678.767426.4234.2
M N mm -=⨯=⋅
截面IV 上的扭矩12270T N mm =⋅ 截面上的弯曲应力7426.42
2.273276.8
b M
Mpa σω
=
=
=
截面上的扭转切应力12270
1.876553.6
T T
T
Mpa τω=
=
=
轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得640B Mpa σ=，1275Mpa σ-=，
1155Mpa τ-=，截面上由于轴高而形成的理论应力集中系数0α和2α按附表3-2查取。

因
20.06730r d ==，32 1.0630
D d ==。

经插值法查得0 2.01α=，2 1.45α=。

又由附图3-1查得轴的材料的敏性系数为0.78q σ=，0.84q τ=，故有效应力集中系数为
1(1)10.78(2.011) 1.79
K q σσσα=+-=+-=，
1(1)10.84(1.451) 1.38K q τττα=+-=+-=，查附图3-2的尺寸系数0.78αε=，由尺寸
图3-3的扭转尺寸系数0.86τε=，轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为
0.93B B στ==,轴未经表面强化处理，取1q B =，则按公式得综合系数
/1 1.79111 2.370.780.93K K q B σσσσ=
+-=+-=，/1 1.381
11 1.680.860.93
K K q B ττττ=+-=+-=。

又已知碳钢的特性系数0.10.2σϕ=-，取0.2σϕ=；0.050.1τϕ=-，取0.05τϕ=。

于是，计算安全系数ca S 值，由公式得1275
90.652.37 1.280.20
b m S K σσσσσϕσ-=
==+⨯+⨯，
1155
162.901.68 1.1020.05 1.102
b m S K τττττϕτ-=
==+⨯÷+⨯÷。

79.2 1.5ca S S =
=
==，所以是安全的！
3）截面IV 右侧
抗弯截面系数3
3
3
0.10.1302700d mm ω==⨯= 抗扭截面系数3330.20.2305400T d mm ω==⨯= 弯矩M 及弯曲应力为46.218
16804.6910257.4146.2
M N mm -=⨯
=⋅，
10257.41
3.802700
b M
Mpa σω=
=
=
扭矩12270T N mm =⋅
扭转切应力12270
2.275400
T T
T
Mpa τω=
=
= 取
0.8
K K τ
σ
τ
σ
εε=，则
3.14K σ
σ
ε=，
0.8 3.14 2.51K τ
τ
ε=⨯=。

轴按磨削加工，由附图3-4得
表面质量系数0.93B B στ==，故综合系数/
111 3.141 3.190.93
K K B σ
σσ
σε=
+
-=+-=，/11
1 2.511 2.580.93
K K B τ
ττ
τε=
+
-=+-=，所以轴在截面IV 右侧的安全系数为1275
22.68
3.19 3.800.20
b m S K σσσσσϕσ-=
==+⨯+⨯，
1155
51.69
2.58 2.2720.05 2.272
b m S K τττττϕτ-=
==+⨯÷+⨯÷
，
2.45 1.5
ca S S =
=
==
所以该轴在截面IV 右侧的强度也足够！
5.2 中间轴的设计计算
5.2.1 相关参数计算与选择
已知 1.70,1515.79/min,10.09P kw n r T N m ===⋅ （1）材料选取
选取45钢，调质处理。

（2）初步估计最小直径 3
30 1.7011211.61515.79
p d A mm n ≥=⨯= 5.2.2轴的结构设计 1. 结构图如下所示：
（1）选取单列圆锥滚子轴承33006型，尺寸为305520d D T mm mm mm ⨯⨯=⨯⨯。

故30I II V VI d d mm --==，且20I II l mm -=，轴肩高度2h mm =。

因此取
34II III d mm -=，6II III l mm -=。

34IV V II III d d mm --==
（2）取连接蜗杆处的轴段III IV -的直径35.5III IV d mm -=，根据定位要求取
30III IV l mm -=。

（3）220516243IV V l T S a mm -=+++=+++=。

（4）V VI -段有轴向定位作用，取30V VI l mm -=
（5）取连接齿轮处的轴端VI VII -的直径25VI VII d mm -=，齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位，且已知齿轮轮毂宽度为32mm ，故取30VI VII l mm -=。

2.轴上零件的周向定位
采用平键连接，66b h mm mm ⨯=⨯。

为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选取齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6。

3.确定轴上倒角和圆角尺寸
参考15-2，取倒角为0
145⨯，各轴肩处圆角半径为1mm 。

4.求轴上的载荷
绘制轴的计算简图
查得13.5a =，31.568.535.5135.5L mm
=++=
4
212122 2.417101361.6935.5t a T F F N
d ⨯⨯====，
3
312222506.561011090.3591.35
a t T F F N
d ⨯⨯====122tan 11090.53tan 204036.62r r t F F F N α===⨯=，
1111090.5335.5196856.9122
a a F D M N mm ⨯=
== 已知766.88t F N =,287.92r F N =，194.05a F N =，3104.80a M Nmm = 水平面：1231.5100135.5t NH t F F F ⨯=⨯+⨯ 又112t NH NH t F F F F =++
解得 11205NH F N =，2610.19NH F N =-
故1131.537957.5H NH M F N mm =⨯=⋅，2235.521661.75H NH M F N mm =⨯=⋅ 竖直面：对
A
点11231.5100135.5r a a NV r F M M F F ⨯+=+⨯+⨯，解得
22818.92NV F N =
对C 点11110068.535.5NV a r a r F M F M F ⨯+=⨯++⨯，解得1929.78NV F N =。

所以1131.529288.07V NV M F N mm =⨯=
2268.5100226144.5V NV a r M F M F N mm =⨯++⨯= 311110068.513326.44V NV a r M F M F N mm
=⨯+-⨯=
435.513325.96V a r M M F N mm =+⨯=
总弯矩
147943.33M N mm ==
2229307.88M N mm ==⋅
325432.76M N mm ==⋅
425432.51M N mm ==⋅
5.按弯扭合成应力校核轴的强度
取
0.6
α=，则轴的计算应力
[]151.3660ca Mpa Mpa
σσ-=
===，
所以是安全的！ 5.3 低速轴的设计计算
5.3.1相关参数计算与选择
已知 1.29,506.56,24.10/min P kw T N m n r ==⋅= （1）材料选取
选择45钢，调质处理。

（2）初步确定最小直径
11242.20d A mm ≥= 取联轴器处的轴的直径I II d -为最小直径，联轴器的计算转矩ca A T K T =，取 1.3A K =，则31.3506.5610658528ca A T K T N mm ==⨯⨯=⋅。

查手册选用LT7型弹性联轴器，半联轴器的孔径45I d mm =，故取45I II d mm -=，半联轴器的长度112l mm =，半联轴器与轴配合的毂孔长度284l mm =。

5.3.2轴的结构设计 （1）方案如下图：
图5.7
（2）确定轴的各段长度和直径
1）满足联轴器的定位要求，故取52II III d mm -=，且82I II l mm -=。

2）选取单列圆锥滚子轴承30211，其尺寸为5510022.75d D T mm mm mm ⨯⨯=⨯⨯，故取55III IV VI VII d d mm --==，且22.75VI VII l mm -=，圆整后取23mm 。

轴肩高位4h mm =，因此63V VI d mm -=。

3）取安装蜗轮处的轴段IV V -的直径60IV V d mm -=，为了靠紧蜗轮，故选取
50IV V l mm -=。

8V VI l mm -= ，取40II III l mm -=
4）计算(5250)22.75165245.75III IV l T S a mm -=+++-=+++=，取46mm 。

至此，已确定各段的直径和长度 （3）轴上零件的轴向定位
采用平键连接。

查表6-1，蜗轮处选取1811b h mm mm ⨯=⨯，键长45mm ，配合性质为7/6H n ，半联轴器的连接选用149b h mm mm ⨯=⨯，键长70mm ，配合性质为7/6H k ，滚动轴承与轴的定位是过渡配合，且轴的直径尺寸公差为6m 。

（4）确定轴上圆周角和倒角尺寸
参考15-2，左侧倒角为145⨯，右侧倒角为145⨯，轴肩处的圆角R=2mm 。

（5）求载荷
绘制计算简图
查得21a mm =，44.560.5105L mm =+=
图5.8
水平面：对A 点，2244.5105t NH F F ⨯=⨯ 又12211090.53NH NH t F F F N +==
解得 16390.26NH F N =，24700.27NH F N = 故144.5284366.57H NH M F N mm =⨯=⋅ 竖直面：对A 点22244.5105r a NV F M F ⨯=+⨯
1224036.62NV NV r F F F N +==
解得14200.68NV F N =，2164.06NV F N =-
故1144.5186930.26V NV M F N mm =⨯=⋅，2260.59925.63V NV M F N mm =⨯=-⋅
2211340304.66H V M M M Nmm =+= 2222284539.74H V M M M Nmm =+=
参照下表：
表5.3
（6）按弯矩合成应力校核轴的强度 取 0.6α=，则轴的计算应力
[]115.7560ca Mpa Mpa σσ-=
==<=
所以是安全的！
第六章、滚动轴承的校核
6.1高速轴用轴承的校核 型
号
为
单
列
圆
锥
滚
子
轴承
33006
型
，
尺
寸
为
30552020d D T B mm mm mm mm ⨯⨯⨯=⨯⨯⨯。

减速器高速轴传递的转矩12.27T N m =⋅
轴承垂直面的支座反力：1126.83NV F N =,2161.09NV F N
=
轴承水平面的支座反力：1440.55NH F N =，2326.33NH F N =
1）轴承径向力分析
冲击载荷系数由表13-6得 1.4p f =
1362r F N ===
2468r F N ===
2）轴承轴向力分析
33006型圆锥滚子轴承系数：43.8, 2.1,0.29r C KN Y e === 则113628622 2.1r d F F N Y ===⨯，2
2468
11122 2.1r d F F N Y ===⨯
因轴承2被压紧，故1186a d F F N ==，2118686172a a d F F F N =+=+=
因此，对于轴承1 ：1
1
86
0.24362a r F e F ==<
11 1.4362507p r P f F N =⨯=⨯=
对于轴承2 ：2
21720.37468
a r F e F ==>
()222(0.4) 1.40.4468 2.1172767.76p r a P f F YF N
=⨯+=⨯⨯+⨯=
3）轴承寿命计算与校核
因21P P >，则用轴承2来计算轴承寿命
10
6
6
63
101043800()() 6.31060601440767.76h c L h n p ε==⨯=⨯⨯
实际工作时间103001648000h L h L =⨯⨯=<,故满足要求。

6.2中间轴轴承的校核
型号为单列圆锥滚子轴承33006型，
尺寸为30552020d D T B mm mm mm mm ⨯⨯⨯=⨯⨯⨯。

1）轴上的支反力
1929.78NV F N =，22818.92NV F N =
11205NH F N =, 2-610.19NH F N =
2）轴承径向力分析
冲击载荷系数由表13-6得 1.4p f =
11522.01r F N ===
22884.20r F N ==
= 3）轴承轴向力分析
33006型圆锥滚子轴承系数：43.8, 2.1,0.29r C KN Y e === 则111552.01369.5222 2.1r d F F N Y ===⨯，222884.20686.6622 2.1
r d F F N Y ===⨯ 因轴承2被压紧，故11369.52a d F F N ==，211369.52369.52739.04a a d F F F N =+=+= 因此，对于轴承1 ：11369.520.241552.01
a r F e F ==< 11 1.41552.012172.81p r P f F N =⨯=⨯=
对于轴承2 ：22739.040.302884.20
a r F e F ==> ()222(0.4) 1.40.42884.20 2.1739.043787.92p r a P f F YF N =⨯+=⨯⨯+⨯=
4）轴承寿命计算与校核
因21P P >，则用轴承2来计算轴承寿命
10
6663101043800()() 4.6106060699.033787.92
h c L h n p ε==⨯=⨯⨯ 实际工作时间103001648000h L h L =⨯⨯=<,故满足要求。

6.3低速轴的轴承校核
查手册30211型的尺寸为5510022.7521d D T B mm mm mm mm ⨯⨯⨯=⨯⨯⨯。

各项系数为90.8, 1.5,0.4r C KN Y e ===
1）轴承上的支反力
14200.68NV F N =，2-164.06NV F N =
16390.26NH F N =, 24700.27NH F N =
2)轴承的径向力、轴向力计算
轴承1的径向力：
17647.07r F N =
== 轴承2的径向力：
24703.13r F N =
= 则117647.072549.0222 1.5r d F F N Y ===⨯，224703.131567.7122 1.5
r d F F N Y ===⨯，故轴承1被压紧。

1211361.692549.023910.71a a d F F F N =+=+=，221567.71a d F F N ==。

因此，对于轴承1 ：113910.710.517647.07
a r F e F ==> ()111(0.4) 1.40.47647.07 1.53910.7112494.85p r a P f F YF N =⨯+=⨯⨯+⨯= 对于轴承2 ：221567.710.364703.13
a r F e F ==< 22 1.44703.136584.38p r P f F N =⨯=⨯=
3）轴承寿命计算与校核
因12P P >，则用轴承2来计算轴承寿命
10
6663101090800()() 6.2810606024.106584.38
h c L h n p ε==⨯=⨯⨯ 实际工作时间103001648000h L h L =⨯⨯=<,故满足要求。

第七章、键连接的选择与校核
假定输入轴与联轴器的键为键1,1齿轮与轴为键2,2齿轮与轴之间的为键3，蜗轮与轴之间的为键4，输出轴与联轴器之间的为键5。

7.1根据周的直径选择键
键1：圆头普通平键（A 型） 主要尺寸：6622b h L mm mm mm ⨯⨯=⨯⨯ 键2：圆头普通平键（A 型） 主要尺寸：10832b h L mm mm mm ⨯⨯=⨯⨯ 键3：圆头普通平键（A 型） 主要尺寸：6622b h L mm mm mm ⨯⨯=⨯⨯ 键4：圆头普通平键（A 型） 主要尺寸：181145b h L mm mm mm ⨯⨯=⨯⨯ 键5：圆头普通平键（A 型） 主要尺寸：14970b h L mm mm mm ⨯⨯=⨯⨯
7.2校核键的承载能力
键、轴、轮毂的材料都是钢，查表6-2得100120p Mpa σ⎡⎤=-⎣⎦，取110p Mpa σ⎡⎤=⎣⎦。

键的校核公式：3
210(0.5,,)p T K h l L b d Kld
σ⨯===-为轴的直径 键1：12.22T N m =⋅
33
1210212.221026.7931619
p p T Mpa Kld σσ⨯⨯⨯⎡⎤===<⎣⎦⨯⨯ 键2：12.22T N m =⋅
332210212.22108.6842232
p p T Mpa Kld σσ⨯⨯⨯⎡⎤===<⎣⎦⨯⨯ 键3：24.17T N m =⋅
333210224.171040.2831625
p p T Mpa Kld σσ⨯⨯⨯⎡⎤===<⎣⎦⨯⨯
键4：506.56T N m =⋅
3342102506.5610113.075.52760
p p T Mpa Kld σσ⨯⨯⨯⎡⎤===<⎣⎦⨯⨯ 键5：506.56T N m =⋅
3352102506.5610118.854.55645
p p T Mpa Kld σσ⨯⨯⨯⎡⎤===<⎣⎦⨯⨯
最后选择结果
键1： 键66⨯ /10962003GB T -
键2 键108⨯ /10962003GB T -
键3 键66⨯ /10962003GB T -
键4 键1811⨯ /10962003GB T -
键5 键149⨯ /10962003GB T -
第八章、联轴器的选择
8.1输入轴联轴器的选择与计算
在轴的设计中，联轴器已初步确定，工作情况系数 1.3A K =,计算转矩31.312.271015951ca A T K T N mm ==⨯⨯=⋅。

选用LT2型弹性套柱联轴器，其主要参数如下：
公称转矩16n T N m =⋅。

半联轴器孔径19I d mm =，轴孔长为42l mm =。

毂孔的长度为30mm ，装配尺寸18A mm =，半联轴器壁厚16mm 。

8.2输出轴联轴器的选择与计算
在低速轴的设计中已初步确定，工作情况系数 1.3A K =，则31.3506.5610658528ca A T K T N mm ==⨯⨯=⋅。

选用LT7型弹性套柱联轴器，主要参数如下：公称转矩为710N m ⋅，半联轴器的孔径为45I d mm =，轴孔长为112mm ，壁厚38mm ，184l mm =，45A mm =。

第九章、箱体设计
箱体主要尺寸，已知求得的中心距63a mm =
1.机座壁厚δ
0.0253 4.588a mm δ=+=<，取8mm δ=
2.机盖壁厚1δ
10.023 4.268a mm δ=+=<，取18mm δ=
3.机座凸缘厚度b
1.5 1.5812b mm δ==⨯=
4.机盖凸缘厚度1b
111.5 1.5812b mm δ==⨯=
5.机座底凸缘厚度2b
2 2.5 2.5820b mm δ==⨯=
6.地脚螺钉直径f d
0.036120.036631214.26f d a mm =+=⨯+=，取16f d mm =
7.地脚螺钉数目n
由于63250a mm mm =<，所以4n =
8.轴承旁连接螺栓直径1d
10.7512f d d ==，取()116,16d mm C M =级
9.机盖与机座直接螺栓连接直径2d
()()2(0.50.6)0.50.61689.610f d d mm C M =-=-⨯=-级，
10.连接螺栓2d 的间距l
150200l mm =-，取180l mm =
11.轴承端盖螺钉直径3d
()()3(0.40.5)0.40.516 6.4810,f d d mm M =-=-⨯=-六角螺钉
12.窥视孔盖螺钉直径4d
()()4(0.30.4)=0.30.416 4.8 6.48,f d d mm M =--⨯=-六角圆柱螺钉
13.定位销直径d
()()
2(0.70.8)=0.70.810788,d d mm M =--⨯=-六角圆柱螺钉
14. 12,,f d d d 至外机壁距离1c
查手册得1c 分别为24,22,16mm mm mm ，取122c mm =
15. 2,f d d 至凸缘边距离2c
查手册得2c 分别为22,14mm mm ，取222c mm =
16.轴承旁凸缘半径1R
1222R c mm ==
17.外机壁至轴承座端面距离1l
1122222852l c c mm mm mm mm =+=++=
18.大齿轮顶圈与内机壁的距离1∆
1 1.
2 1.289.6mm δ∆>=⨯=，取110mm ∆=
19.齿轮端面与内机壁的距离2∆
28mm δ∆>=，取210mm ∆=
20.机盖、机座肋厚12,m m
1110.850.858 6.8,7m mm m mm δ≈=⨯==取
220.850.858 6.8,8m mm m mm δ≈=⨯==取
21.轴承端外径
()23(5 5.5)=505 5.510100105D D d mm =+-+-⨯=-，取2100D mm =
22.轴承端盖凸缘厚度t
3(1 1.2)1012t d mm =-=-，取12t mm =
23.轴承旁连接螺栓距离
2100S D mm ==
第十章、减速器附件设计及选择
10.1润滑密封
10.1.1齿轮的润滑
通用的闭式传动齿轮，其润滑方法根据齿轮的圆周速度大小而定，当齿轮的圆周速度12/v m s <时，将大齿轮的轮齿侵入油池中浸油润滑。

该减速器的齿轮圆周速度较低，故采用浸油润滑。

查表10-12，选用运动粘度118(50)v cstc 的润滑油。

10.1.2滚动轴承的润滑
采用挡油环
10.1.3密封方法的选取
采用毡圈油封
10.1.4地脚螺栓
M的地脚螺栓
采用直径为
2
10.1.5油标
采用杆式油标。

第十一章、个人小结
经过这次的课程设计，我发现原来机械设计是如此的复杂，不是单单的画一张装配图，几张零件图这么简单的，它还需要做大量的计算、设计。

而且还得将前面的步骤都做的很完美。

这次课程设计让我学会了做事要坚持不懈，也让我接触了之前在书本上无法学到的关于机械的知识。

第十二章、参考文献：
【1】纪名刚、濮良贵主编，《机械设计》，高等教育出版社，1996
【2】龚柱义主编，《机械设计课程设计图册》，高等教育出版社，2004
【3】《机械设计》手册第五版，化学工业出版社，2009
【4】龚柱义主编，《机械课程设计指导书》，高等教育出版社，1990
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