机械设计课程设计报告蜗杆齿轮二级减速器.doc

燕 山 大 学
机 械 设 计 课 程 设 计 报 告

题目： 蜗杆-齿轮二级减速器

学 院： 机械工程学院
年级专业： 13级机制班
学 号： 0000000000
学生姓名： 000000000
指导教师： 0000000000

目录
1 项目设计目标与技术要求 6
2传动系统方案制定与分析 6
3 传动方案的技术设计与分析 7
3.1 电动机选择与确定 7
3.1.1 电动机类型和结构形式选择 7
3.1.2 电动机容量确定 8
3.1.3 电动机转速选择 8
3.2传动装置总传动比确定及分配 9
3.2.1 传动装置总传动比确定 9
3.2.2 各级传动比分配 9
3.2.3运动和动力参数计算 10
4 关键零部件的设计与计算 11
4.1 设计原则制定 11
4.1.1 蜗杆蜗轮传动 11
4.1.2 斜齿轮传动 12
4.2齿轮传动设计方案 12
4.2.1软齿面和硬齿面选择 12
4.2.2校核原则 13
4.2.3直齿轮和斜齿轮的选择 13
4.3 蜗杆传动设计计算 13
4.3.1 蜗杆传动参数设计 13
4.3.2 蜗杆齿轮传动强度校核 15
4.4斜齿轮齿轮传动设计计算 17
4.4.1 斜齿轮传动参数设计 17
4.4.2 斜齿轮传动强度校核 20
4.5 轴的初算 21
4.6 键的选择及键联接的强度计算 24
4.6.1 键联接方案选择 24
4.6.2 键联接的强度计算 24
4.7 滚动轴承选择及轴的支撑方式 25
5 传动系统结构设计与总成 26
5.1装配图设计及部件结构选择、执行机械设计标准与规范 26
5.1.1装配图整体布局 26
5.1.2 轴系结构设计与方案分析 27
5.2零件图设计 33
5.3 主要零部件的校核与验算 34
5.3.1 轴系结构强度校核(选择低速轴进行校核) 34
5.3.2 滚动轴承的寿命计算 38
6主要附件与配件的选择 40
6.1联轴器选择 41
6.2 润滑与密封的选择 41
6.2.1 润滑方案对比及确定。与环境要求关系 41
6.2.2 密封方案对比及确定。与环境保护要求关系 42
6.3 通气器 43
6.4 油标 44
6.5起重吊耳 44
6.6油塞 45
6.7窥视孔和窥视孔盖 45
7 零部件精度与公差的制定 46
7.1 精度设计制定原则 46
7.2 减速器主要结构、配合要求 47
7.3 减速器主要技术要求 48
7.3.1 减速器的装配与调整 48
7.3.2 减速器的保养 49
7.3.3 减速器的故障诊断及维修 49
8 项目经济性分析与安全性分析 51
8.1 零部件材料、工艺、精度等选择经济性 51
8.2 减速器总重量估算及加工成本初算 52
8.3安全性分析 52
8.4 经济性与安全性综合分析 53
9 设计小结 53
10 参考文献 54

57

燕山大学课程设计报告

摘要
带式运输机传动装置广泛应用于冶金、电力、煤炭、化工、建材、码头、家电、粮食等各行各业。它是由电动机，传动装置和传送带三部分构成。传动装置作为其中最重要的部分，实现了电动机与传送带之间动力和运动状态的改变。报告首先阐述了设计要求，进行传动方案的比较与选择。然后给出电动机选择依据与减速器总传动比，各级传动比分配原则；进行传动装置中的蜗杆和齿轮按齿面接触疲劳强度设计，齿根弯曲疲劳强度校核。同时蜗杆还进行了热平衡的校核。其次按许用切应力初估轴的最小直径再用安全系数法校核低速级输出轴的强度，同时选择与之配合的轴承和键并校核相应的强度。其次对传动系统结构设计与总成，主要附件与配件的选择和零部件精度与公差的制定，最后对项目经济性与安全性进行分析。

关键词： 设计 强度校核 精度与公差 经济性
安全性

燕山大学课程设计报告
1 项目设计目标与技术要求

任务描述：要求设计带式输送机的传动装置，装置如图所示，原动机为电动机，传动装置为二级减速器，工作机为卷筒，各部件用联轴器联接并安装在机架上。
技术要求：

工作载荷F/N
卷筒直径D/m
运转速度
V/(m/s)
使用地点
生产批量
载荷性质
使用年限
2166
0.35
0.39
室内
大批
平稳
八年一班

2传动系统方案制定与分析
合理的传动方案应保证工作可靠，并且结构简单、尺寸紧凑、加工方便、成本低廉、传动效率高和使用维护便利。一种方案要同时满足上述要求往往比较困难，因此要根据实际使用要求选择比较合理的方案。
常见减速器主要由渐开线圆柱齿轮、圆锥齿轮、圆柱蜗杆组成。二级减速器的类型有展开式圆柱斜齿轮减速器、圆锥—圆柱斜齿轮减速器、斜齿轮—蜗杆减速器和蜗杆—斜齿轮减速器。斜齿轮传动的平稳性较直齿轮传动好，常用在高速级或要求传动平稳的场合。
二级展开式圆柱斜齿轮减速器：传动比一般为8~40，结构简单，应用广泛。展开式的高速级常用斜齿，由于齿轮相对于轴承不对称布置，因而沿齿向载荷分布不均匀，要求轴有较大刚度，用于载荷比较平稳的场合。
圆锥—圆柱斜齿轮减速器：圆锥齿轮加工困难，安装精度和运转精度相对较低，并且小圆锥齿轮外伸布置，受力条件差，因此不能承受大载荷。一般锥齿轮布置在高速级，传动比2~4。
斜齿轮—蜗杆减速器与蜗杆—斜齿轮减速器：蜗杆传动平稳，但效率较低，适用于中小功率的间歇传动场合。当与齿轮传动同时使用时若要求减速器结构紧凑，可布置在低速级，即斜齿轮—蜗杆减速器，若要求提高承载能力和传动效率可布置在高速级，即蜗杆—斜齿轮减速器。传动比一般为15~60，最大到480。
由于使用地点在室内，安装工作空间相对比较有限，该装置的传动功率也较小，使用年限为八年一班，，同时考虑一些意外状况出现。最终选取蜗杆—斜齿轮减速器。
3 传动方案的技术设计与分析
3.1 电动机选择与确定
3.1.1 电动机类型和结构形式选择
如无特殊需要，一般选取Y系列的三相交流异步电动机，它是我国80年代的更新换代产品，具有高效、节能、噪声小、振动小、运行安全可靠的特点，安装尺寸和功率等级符合国际标准，适用于无特殊要求的各种机械设备，如机床、运输机等。对于频繁启动、制动和换向的机械，宜选用允许有较大振动和冲击，转动惯量小，过载能力大的YZ和YZR系列起重用三相异步电动机。
由带式输送机的工作条件为室内平稳载荷，使用年限为八年一班选择Y系列电动机。Y系列常用的有IP23和IP44三相异步电动机。IP44电机为封闭自扇冷式鼠笼型，效率高、节能，堵转转矩高、噪声低、振动小、运动安全可靠。能防止灰尘、铁屑或其他杂物侵入电机内部，相比于IP23系列其实用性更加广泛，故最终选取IP44系列电动机。
3.1.2 电动机容量确定
电动机的容量主要根据运行时的发热条件来决定。根据任务书所给的工作条件为室内平稳载荷单班制，且传递的功率较小，故只需电动机的额定功率稍大于电机的实际输出功率即可。
1.计算输送机所需输入功率:
Pw=Fv1000ηw=2166×0.391000×0.96=0.88 KW
效率取η1=0.99（联轴器）,η2=0.97（斜齿轮） ,η3=0.8（蜗轮）,η4=0.99（轴承）
则传动装置总效率 ηa=η1×η2 × η3× η4=0.73
2.电动机输出功率
Pd=Pw / ηa=088/0.73=1.21KW
故选取额定功率为1.5KW的电动机。
3.1.3 电动机转速选择
卷筒转速： n=60×1000vπD=60×1000×0.39π×350=21.3r/min
蜗杆—齿轮减速器推荐传动比为ia=15~60
故电动机转速可选范围：
nd=ia×n=(15~60)×21.3=319.5~1278 r / min,同时考虑成本因素，同步转速越大电机相对便宜，因此选取同步转速稍大于计算范围的1500r/min,查表选Y系列IP44三相异步电动机，电动机型号为Y90L-4，主要性能如下表：
电机型号
额定功率/KW
转速r/min
效率/%
功率因数cosφ
最大转矩/额定转矩
Y90L-4
1.5
1400
79
0.79
2.3
3.2传动装置总传动比确定及分配
3.2.1 传动装置总传动比确定
根据总传动比定义，由上述可知电动机满载转速为1400r/min,卷筒转速为21.3r/min,故可求得传动装置的总传动比为：
ia=nmn=140021.3=65.73；
3.2.2 各级传动比分配
3.2.2.1分配方案
1各级传动比都应在常用的合理范围内，以符合各种传动形式的工作特点，并使结构比较紧凑。
2尽量使传动装置外廓尺寸或重量较小。
3在两级或多级齿轮减速器中尽量使各级大齿轮浸油深度合理（低速级大齿轮浸油稍深，高速级大齿轮能浸到油）。
4使各级传动尺寸协调，结构匀称合理便于安装。
3.2.2.2 各级传动比确定
根据指导手册推荐：第二级斜齿轮传动比i2=0.06ia=3.94，
则第一级蜗杆传动比i1=iai2=65.733.94=16.68;
3.2.3运动和动力参数计算
设蜗杆为1轴，蜗轮轴为2轴，齿轮轴为3轴,卷筒轴为4轴。
1.各轴转速：
n1= nm =1400r / min
n2=/i1=1400/16.68= 83.93 r / min
n3=/i2 = 83.93/3.94=21.30r / min
2.各轴输入功率：
P1=Pd×η01=1.21×0.99=1.20kW
P2=P1×=1.20×0.99×0.8=0.95kW
P3=P2×η23=0.95×0.97×0.99=0.91kW
P4=P3×η34=0.91×0.99×0.99=0.89kW
3.各轴输入转距：
Td=9550×Pd/nm=9550×1.21/1400=8.25N·m
T1=Td×η01=8.25×0.99=8.17 N·m
T2=T1×i1×η12=8.17×16.68×0.99×0.8=107.93N·m
T3=T2×i2×=107.93×3.94×0.97×0.99=408.36 N·m
T4=T3×=408.36×0.99×0.99=400.23 N·m
4.运动和动力参数计算结果整理于下表：
轴号
功率P/Kw
转矩T/N·m
转速n/r/min
传动比i
效率η
电机轴
1.21
8.25
1400
1.00
0.99
Ⅰ轴
1.20
8.17
1400
16.68
0.79
Ⅱ轴
0.95
107.93
83.93
3.94
0.96
Ⅲ轴
0.91
408.36
21.30
1.00
0.98
卷筒轴
0.89
400.23
21.30

4 关键零部件的设计与计算
4.1 设计原则制定
4.1.1 蜗杆蜗轮传动
蜗杆传动相对滑动速度较大，发热明显，温度较高，磨损也比较严 重，选择材料时应当考虑这些因素。
①选择蜗杆的传动类型
根据GB/T 10085—1988的推荐,采用渐开线蜗杆(ZI)。
②选择材料、精度等级、制造工艺
材料：蜗杆 ：蜗杆传递功率不大，速度中等，故蜗杆用45钢，调质处理；
蜗轮：为了保证足够的强度和抗胶合的能力，蜗轮轮缘选用铸造锡青铜ZCuSn10P1，砂模铸造。轮芯用灰铸铁HT200制造。
精度等级：初选取9级。
4.1.2 斜齿轮传动
①运输机一般工作机器，速度不高，故选用8级精度。
②材料选择。选择小齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，大齿轮材料 为45钢（正火）硬度为190HBS，HBS=50所以合适
③由于减速器是大批量生产，大斜齿轮选择模锻工艺制造，小斜齿轮做成齿轮轴，与轴一起加工。
4.2齿轮传动设计方案
4.2.1软齿面和硬齿面选择
①软齿面齿轮（硬度≤350HBS）这类齿轮多经调质或正火处理后切齿， 切齿精度一般为8级，精切可达7级。常用钢号如45、40Cr、38SiMnMo、35CrMo。因齿面硬度不高，故限制了承载能力但易制造、成本低。常用于对尺寸和重量无严格要求的场合。
②硬齿面齿轮（硬度＞350HBS）一般为切齿后经热处理再磨齿，这类齿轮由于齿面硬度高，故承载能力也高，适用于要求尺寸小和重量轻的场合。
在我们的方案中我们对承载能力、尺寸和重量无严格要求，所以在这里我们选择软齿面齿轮。
注：在实际生产中，一般多选用硬齿面。
4.2.2校核原则
闭式软齿面齿轮多以疲劳点蚀失效为主，先按齿面接触疲劳强度设计，再根据齿根弯曲疲劳强度校核。
闭式硬齿面齿轮多以轮齿折断失效为主，按齿根弯曲强度设计，再校核齿面接触疲劳强度。
开式齿轮传动主要以轮齿磨损失效为主，也是按齿根弯曲疲劳强度设计。
4.23直齿轮和斜齿轮的选择
斜齿轮传动的平稳性较直齿圆柱齿轮传动好，常用在高速级或要求传动平稳的场合。因此选择这里我们选择斜齿轮。
4.3 蜗杆传动设计计算
4.3.1 蜗杆传动参数设计
1.蜗杆头数：z1=2（由i1=16.68取），
则z2=i1z1=16.68×2=33.36，取整为z2 =34；
2.传动比误差为
Δ=17-16.6816.68×100%=1.92%<5%。
应按齿面接触疲劳强度进行计算
3.根据闭式蜗杆传动的设计准则,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。
计算公式 

4.查表得：9.47cosγ=9.26；
确定载荷系数：K=KA·Kβ·KV
输送机工作冲击较小，取 KA=1；
载荷平稳，取 Kβ=1；
预估v2≤3m/s，取 Kv=1；
则载荷系数 K=1×1×1=1；
作用在蜗轮上的转距T2 =1.08×105 N·mm；
查表得弹性系数 ZE=155 b=220MPa；
应力循环次数N2=60n2t2=60×83.93×8×8=9.67×107；
5.计算许用接触应力
σΗ=0.9σb8107N2=0.9×220×81079.67×107=149.10MPa
6.计算m3q：
m3q≥9.26×1×1.08×105×(15534×149.10)2=934.336；
经查表取 m3q=1000，则 m=5mm，d1=40mm，q=8；
7.传动中心距：a=12d1+d2=1240+170=105mm；
蜗杆导程角γ=arctanz1q=14.04∘；
8.计算蜗轮圆周速度:
，故选取9级精度；
相对滑动速度 ；
9.啮合效率计算:
因为=2.02m/s，查表由插入法计算，设=x,则。所以=1.35°。
搅油效率η2取为0.99，滚动轴承效率η3取为0.99/对。
总效率 η=η1η2η3=0.83×0.99×0.992=0.88；
10.复核m3q：

；
4.3.2 蜗杆齿轮传动强度校核
a、校核蜗轮齿根抗弯疲劳强度
1.蜗轮齿根抗弯校核公式

K、T2、m、和d1、d2同前，当量齿数 Zv=Z2/cos3γ=37.24；
2.查机械设计课本图表，由插入法的=1.815；
螺旋角系数
；
3.许用弯曲应力计算公式

其中 ,又因为N2=9.67×107
4.将数据代入许用弯曲应力计算公式得
5.齿根弯曲应力

所以蜗轮齿根满足弯曲疲劳强度。
b、热平衡核算
减速器润滑油工作油温

室内最高温度t0=25℃，η=0.81，P1=1.04Kw，考虑到减速器用于室内，通风环境假定良好，取Kd=15W/（m2·℃）
箱体散热面积

则工作油温为
t=25+1000×1.2×1-0.8815×0.75=37.8℃<80℃
油温满足温度要求。
4.4斜齿轮齿轮传动设计计算
4.4.1 斜齿轮传动参数设计
根据小齿轮齿数推荐范围20~40，取Z3=25，则大齿轮齿数为，则实际传动比为：

传动比误差：

对于闭式软齿面齿轮，按接触疲劳强度设计：

1)确定载荷系数
查机械设计课本表，考虑平稳工况取 KA=1，预估圆周速度v=1m/s,vz3100=0.25m/s,取Kv=1.03
初步取螺旋角β=16°;
端面重合度

轴向重合度

εβ=bsinβπmn=φdz3πtanβ=0.8×25π×tan16∘=1.83
其中查机械设计课本表取
总重合度

查机械设计课本齿间载荷系数取
查机械设计课本齿向载荷系数取
则载荷系数
2)材料的弹性系数
查机械设计课本表得 ZE=189.8MPa
3)节点区域系数
由β=20°，查机械设计课本表节点区域系数取 ZH=2.38
4）重合度系数

其中εβ>1，取εβ=1，则

5）螺旋角系数

6）接触疲劳强度极限
查机械设计课本取 σHlim3=590MPa
查图6-27（b）取 σHlim4=470MPa
7计算应力循环次数
N3=60n3jLh=60×83.93×1×300×8×8=9.67×107
N4=N3I2'=9.67×1073.92=2.47×107
查机械设计课本图得, 允许有非扩散性点蚀的接触疲劳寿命系数 KHN3=1.13， KHN4 =1.22
8）计算接触疲劳许用应力
取安全系数S=1(失效概率为1%)

取 。
9)试算小齿轮分度圆直径d3

确定传动尺寸
1）校核圆周速度

2）修正载荷系数

查机械设计课本图6-11b得
3）校正分度圆直径

4）确定模数
计算法向模数 mn=d3'z1cosβ=58.01×cos16°25=2.231mm
取标准值 2.5mm.
5）计算中心距

圆整取 a=160mm。
6）按圆整后的中心距修正螺旋角 β=arccosmn(z3+z4)2a=arccos2.5×1232×160=16°3'36''
β值改变不大，故不必对相关参数进行修正
7）确定传动尺寸

同理，可得=254.950mm.
8)计算齿宽

圆整取=53mm，=58mm.
4.4.2 斜齿轮传动强度校核
齿根弯曲疲劳强度校核公式:

1）计算重合度系数

2）计算螺旋角系数

3)计算当量齿数

同理=110.43。
4) 查取齿形系数
查机械设计课本图得 YFa3=2.54，YFa4=2.12
5）查取应力集中系数
查机械设计课本图得 YSa3=1.62，YSa4=1.83
6）查取弯曲疲劳极限应力及寿命系数
查机械设计课本图得
σFlim3=450MPa，σFlim4=390MPa
查机械设计课本图得寿命系数
KFN3=KFN4=1
7）计算弯曲疲劳许用应力
［σF］=KFN·σFlim/S
取安全系数 S=1 (取失效概率为1%) 则

8）计算弯曲应力
<450MPa
同理，=81.17390MPa
结论：齿根弯曲疲劳强度满足强度条件要求。
4.5 轴的初算
I.输入轴设计
1.输入轴上的转速、功率、和转矩：

2.切应力法初定最小轴径
选取轴的材料为45钢（调质），根据《机械设计课程设计指导手册》公式初步计算轴径。
轴受弯矩时C=118，且因轴上有单键槽，增大轴径的3%，故得：
输入轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。
查《机械设计课程设计指导手册》（P131表15-4），选GYH2型凸缘联轴器：
型号
公称转矩
轴孔直径
d/mm
轴孔长度J1型L/mm
GYH2联轴器

63
24
38

II.中间轴设计
1. 中间轴上的转速、功率和转矩

2.切应力法初定最小轴径
选取轴的材料为45钢（调质），根据《机械设计课程设计指导手册》公式初步计算轴径。
轴受弯矩时，
故得：
因为有双键，所以最短轴径需要增大3%，
所以，最小轴颈为27.288mm。
III.输出轴设计
输出轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。
查《机械设计课程设计指导手册》（P126表15-1），选GYH6型凸缘联轴器：
型号
公称转矩
轴孔直径/mm
轴孔长度J1型/mm
GYH6联轴器

900
45
84

1.输出轴上的转速、功率、和转矩：

2.切应力法初定最小轴径
选取轴的材料为45钢（调质），根据《机械设计课程设计指导手册》公式初步计算轴径。
轴受弯矩时，且因轴上有单键槽，增大轴径的3%，故得：
4.6 键的选择及键联接的强度计算
4.6.1 键联接方案选择
键联接的类型有平键联接、半圆键联接和斜键联接；平键包括：普通平键、薄型平键、导向平键、滑键。斜键又包括普通斜键和钩头斜键。其中普通平键应用最广，也适用于高精度、高速或承受变载、冲击的场合。普通平键加工简单，故最终选用普通A型平键联接。
Ⅰ轴键槽部分的轴径24mm，所以选择普通圆头平键
键 A8×28 GB/T 1095-2003，材料为Q255A
Ⅱ轴键槽部分的轴径为38mm，所以选择普通圆头平键
蜗轮 键 A12×56 GB/T 1095-2003，材料为Q255A

Ⅲ轴外伸部分的轴径为45mm，所以选择普通圆头平键
键 A14×80 GB/T 1095-2003，材料为Q255A
大齿轮处轴径为58mm，所以选择普通圆头平键
键 A18×63 GB/T 1095-2003，材料为Q255A
4.6.2 键联接的强度计算
由于是静连接，取[σp]=130MPa，
输入轴，联轴器段键的接触长度20mm
能传递的转矩为：

中间轴，蜗轮配合段键的接触长度能传递的转矩为：
输出轴，联轴器段键的接触长度66mm,
能传递的转矩为：
.
输出轴，大齿轮配合段键的接触长度能传递的转矩为：
校核通过
结论：键安全
4.7 滚动轴承选择及轴的支撑方式
①深沟球轴承：主要承受径向载荷和一定的双向轴向载荷，极限转速高，结构简单，价格低廉。
②角接触球轴承：能同时承受较大的径向载荷和单向轴向载荷，接触角愈大承受轴向载荷的能力也愈大，这类轴承宜成对使用，适用于旋转精度搞得支撑。
③圆锥滚子轴承：与角接触球轴承类似，因滚动体与套圈间为线接触，故同时承受径向载荷和单向轴向载荷的能力比角接触球轴承的大，但其极限转速低。
④推力球轴承：两套圈的内径直径不同，孔径小的与轴配合成为紧圈，孔径大的与轴有间隙称为松圈。它只能承受单向轴向载荷，应用于轴向载荷大，转速不很高的支承中。
因我们要求轴承能同时承受较大的径向载荷和单向轴向载荷，同时也要有一定的极限速度，故在此方案中我们选择更加可靠的角接触球轴承。
5 传动系统结构设计与总成
5.1装配图设计及部件结构选择、执行机械设计标准与规范
5.1.1装配图整体布局

装配图共有主视图、俯视图、和左视图三个视图，主视图和俯视图采用局部剖的方式展示减速器的内部结构和相互位置关系。
主视图主要表明第一级传动即蜗杆与蜗轮的啮合关系以及蜗杆轴上溅油盘、套筒、轴承、端盖、密封圈的布置和配合。同时也表明了轴承盖上螺栓和油杯的位置，以局剖的方式展示了油标、放油螺塞、窥视孔和通气器的具体结构和尺寸。也反映了箱盖上吊耳和箱座吊钩的结构以及箱盖与箱座间凸台、定位销和联接螺栓的结构。带油轮轴的视图在主视图中也有体现。
俯视图主要包括第二级斜齿轮的啮合关系和轴上轴承、挡油板、端盖、毛毡圈的尺寸和结构。油杯以半剖的方式来说明其内部结构。在俯视图中也表明了三根轴的空间位置关系。以局剖的方式展示轴承座旁凸台的结构以及螺栓的布置。箱座吊钩的布置为右边两个左边一个。
左视图主要表明了输入轴端盖的结构，两侧轴承座的结构以及肋板的结构。同时也可以说明窥视孔盖板和通气器的结构。还有一处局部视图时为了说明带油轮的具体结构和与大斜齿轮的配合关系。
由以上四个视图可以清楚地说明减速器以及各个零件和部件的具体结构和位置关系。在图纸右下角需要填写明细表和标题栏，并注明技术要求和技术特性参数。
5.1.2 轴系结构设计与方案分析
5.1.2.1 高速级输入轴结构设计与方案分析

①第一轴段
为了保证足够的强度，所以第一轴段的最小径选择24mm,因为轴长比联轴器短2mm。所以l1=36mm
②第二轴段
为了满足联轴器的轴向定位，有，由于，此轴段上有密封装置（密封装置为标准件，其内径末位为0，2，5，8），
因此，取至于其长度,端盖厚度为10mm，从端盖到联轴器的距离为15mm，因此，轴长。
③第三轴段为轴承轴段，需要考虑轴承的选择。
初步选择角接触球轴承：
因轴承同时受有径向力和较大的轴向力。
由《机械设计课程设计指导手册》续表（P138表16-2）02系列：
轴承型号

7207AC
35
72
17
d4=35mm，l4=38mm
④第四轴段
第四段轴的作用是安装溅油盘，溅油盘的厚度为6mm，此段轴与第四段轴形成非定位轴肩，所以
d5=d4+（3-4）=38mm，l5=5mm
⑤第五轴段
第五段轴的作用主要是与第五段轴形成定位轴肩，对甩油环起到轴向定位的作用。其长度大约为8到10mm。所以
d6=d5+（6-8）=44mm，l6=6mm。
⑥第六轴段
第六轴段为过渡轴段，将蜗杆部分与前端 部分相连接，其直径比
杆的直径小，长度为自然形成。所以
d7=30mm，l8=30mm
⑦第七段轴是加工蜗杆的，其最大直径是蜗杆的齿顶圆直径，长度是蜗杆有效长度加一定的余量。所以
d850mm，l8=58.31（1-2）=72mm
第九段轴、第十段轴、第八段轴与第四段轴、第六段、第五段轴相同。即：
d9=d7,l9=l7；d10=d6,l10=l6 ；d11=d5,l11=l5。
第十一段轴放轴承和套筒，直径由轴承内圈确定，甩油环探出轴1mm，轴承的宽度为17mm。所以
d12=35mm，l12=40mm
⑧确定轴上圆角尺寸和倒角尺寸
圆角尺寸为R1，倒角尺寸取轴端倒角为。
⑨零件的周向固定
套筒和溅油盘与轴之间为间隙配合，尺寸偏差为D7；角接触轴承与轴为过盈配合，实现内圈与轴同步转动。
5.1.2.2 中间轴结构设计与方案分析

根据轴向定位以及各个标准件的要求确定轴的各段直径和长度
I.第一轴段
第一轴段上有轴承，因而其相关直径应和轴承相配套。
初步选择滚动轴承:
因轴承同时受有径向力和轴向力，考虑一定的轴向力，故用角接触球轴承轴承。故取。
由《机械设计课程设计指导手册》（P138续表16-2）（0）2系列：
轴承型号

7207AC
35
72
17
对轴承均采用挡油板进行轴向定位。
由于轴承一侧到箱体内壁的距离为10mm，挡油板探出内壁2mm，挡油板长度为24mm，蜗轮凸缘到内壁的距离为12mm，且探出此第二段轴2mm，所以
d1=35mm，l1=43mm

II．第二轴段
第二轴段为安装蜗轮轮芯，与第一段轴形成非定位轴肩，蜗轮轮芯。探出此第二段轴2mm。所以
d2=35+（2-3）=38mm，l2=61mm
III.第三轴段
第三轴段的主要作用是为蜗轮轮缘和小齿轮提供定位轴肩，因为小齿轮不能和蜗杆的轴承座干涉，所以，
，l3=36mm
IV．第四轴段
第四轴段为齿轮轴段。小齿轮齿顶圆直径
，
V.第五轴段
该轴段为非定位轴肩，由于轴承一侧到箱体内壁的距离为16mm，挡油板探出内壁2mm，小齿轮到内壁的距离为19mm，所以
，
VI．第六轴段
此段安装轴承和挡油板，因轴承同时受有径向力和轴向力，考虑一定的轴向力，故用角接触球轴承轴承
，
VII.确定轴上圆角尺寸和倒角尺寸
圆角尺寸为R1，倒角尺寸取轴端倒角为。
VIII. 轴上零件的周向定位
在中间轴上，蜗轮都需要周向定位，采用普通平键连接。 同时为保证蜗轮与轴配合有良好的对中性，故选择蜗轮与轴的配合为，滚动轴承与轴的轴向定位是由过盈配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为。
5.1.2.3 低速级输出轴结构设计与方案分析

根据轴向定位以及轴上零件的要求确定轴的各段直径和长度
ⅰ.第一轴段
第一轴段和联轴器相配合，因为轴长比联轴器短2mm，所以
d1=45mm，l1=82mm。
ⅱ.第二轴段

为了满足联轴器的轴向定位，此段与一段形成定位轴肩，此轴段上有密封装置（密封装置为标准件，其内径末位为0，2，5，8），并且伸出轴承端盖15mm，轴承端盖厚10mm，其伸进箱体20mm。所以
d2=50mm，l2=45mm
ⅲ.第三轴段
第三轴段为轴承轴段，需要考虑轴承的选择。
初步选择滚动轴承：
因轴承同时受有径向力和轴向力，预选用角接触球轴承。
由《机械设计课程设计指导手册》（P138续表16-2）02系列：
轴承型号

7211AC
55
100
21
轴承一侧到内壁的距离为10mm，挡油板的长度为22mm，所以
d3=55mm，l3=43mm
ⅳ.第四轴段
为过度轴，与第三轴段形成非定位轴肩
d4=60mm，l4=74mm。
ⅴ.第五轴段
第五段轴与第四段轴形成非定位轴肩，所以
d5=64mm，l5=20mm。
ⅵ.第六轴段
第六轴段安装大齿轮，轮毂的宽度为72mm，到内壁之间的距离为12mm，大齿轮探出轴2mm。所以
d6=58mm，l6=70mm
vii．轴上零件的周向定位
在输出轴上，联轴器和齿轮都需要周向定位。两者的周向定位采用普通平键连接。
同时为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，滚动轴承与轴的轴向定位是由过盈配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为。
viii.确定轴上圆角尺寸和倒角尺寸
圆角尺寸为R1，倒角尺寸取轴端倒角为。
5.2零件图设计
1、输出轴零件图设计

输出轴上需加工安装齿轮和联轴器的键槽，键槽的尺寸应根据轴直径来选取。轴上应标注相应的尺寸公差和形状位置公差以及粗糙度。键槽部分用剖视图来说明。尺寸标注应当符合加工要求。还应填写技术要求。
2、低速级大齿轮零件图设计

齿轮的零件图用两个视图表示，主视图采用全剖视图，主要表明齿轮轮毂孔、轮毂、辐板的结构和尺寸。左视图采用局剖视图，主要表示辐板孔的位置，和标注轮毂孔的相关尺寸。最后应填写相应的技术要求。
3、输出轴通孔端盖零件图设计

穿通孔端盖采用两个视图表示，主视图采用全剖视图，主要表示毛毡圈槽、4个方形槽的结构，端盖形状比较复杂不规则。左视图表明螺栓孔的布置方案。还应标注相关的形位公差和粗糙度要求。
5.3 主要零部件的校核与验算
5.3.1 轴系结构强度校核(选择低速轴进行校核)
低速级输出轴安全系数校核：
1.轴简化受力图：

2.水平面xy平面受力图：

3.竖直平面xz平面受力图：

4.计算齿轮的受力

5.计算轴承反力
xy平面：R1”×160+922.21×254.952=1213.31×127, R1"=228.24N
R2"×160=1213.31×33+922×254.952, R2"=985.07N
xz平面：R1'×160=3203.45×127,R1'=2542.74N
R2'×160=3203.45×33,R2'=660.71N
6.弯矩图和转矩图
xy平面弯矩图

xz平面弯矩图

合成弯矩图

转矩图

1.判断危险截面
由图可知齿轮中间断面C处为危险截面，故对此端面进行校核。
2.安全系数法校核轴的强度
(1)各项参数选择
ⅰ.材料对循环载荷的敏感性系数
轴材料选用45钢调质，由《机械设计》查得

由机械设计P147 表10-5所列公式可求得疲劳极限

由式

ⅱ.有效应力集中系数
弯矩M=150603N.mm

由于此件为配合件，因而，此处选取配合零件的综合系数，
由经插值后可查得（kσ）D=3.50 (kτ)D=2.50
ⅲ.表面状态系数
由车削加工（P156表10-13）查得：表面质量系数为
ⅳ.尺寸系数
由（P156表10-14）查得尺寸系数；
（2）代入公式，进行安全系数校核
所以轴在截面C处的安全系数（设无限寿命，k=1）

故C截面处安全
5.3.2 滚动轴承的寿命计算
由于传动装置采用蜗杆-蜗轮—斜齿轮传动，存在一定的轴向力，故选用 角接触轴承。现校核计算Ⅲ轴上的一对轴承的使用寿命。
轴承型号为7211AC，d=55mm，D=100mm，B=21mm，基本额定动载荷 Cr=50500N，基本额定静载荷 Cor=38500N，采用脂润滑nlim=5600r/min。
计算内部轴向力受力如图

查表得 S=0.7Fr（α=25o，e=0.68）

则 S1=0.7×2552.92=1787.04N
S2=0.7×1186.15830.30N
计算单个轴承的轴向载荷
比较S1+FA与S2的大小
S1+FA=1787.04+922.21=2709.25N> S2=830.30N
由图示结构知，2轴承“压紧”，1轴承“放松”。
则 Fa2=S1+FA=2709.25N，Fa1=S1=1787.04N
计算当量载荷
P=fP（XFr+YFa） 查表取fP=1.2

查表得X1=0.41，Y1=0.87;

查表得X2=0.41，Y2=0.87
则 P1=1.2(0.41×2552.92＋0.87×1787.04)=3121.71 N