带式输送机传动设置-机械设计课程设计报告.doc

燕山大学课程设计报告

燕 山 大 学
机 械 设 计 课 程 设 计 报 告

题目： 带式输送机传动设置

学 院： 机械工程学院
年级专业： 材料成型及控制工程
学 号： 130101020054
学生姓名： 庞国东
指导教师：

1、 课程设计目标与设计内容 1
1.1课程设计的目标 1
1.1.1课程设计意义和目的 1
1.2课程设计内容 1
1.2.1设计题目： 1
1.2.2传动简图： 1
2、传动系统方案制定与分析 2
3、传动方案的技术设计与分析 2
3.1 电动机选择与确定 2
3.1.1 电动机类型和结构形式选择： 2
3.1.2电动机容量确定： 2
3.1.3电动机转速选择： 3
3.2 传动装置总传动比确定及分配 3
3.2.1传动装置总传动比确定： 3
3.2.2各级传动比分配： 3
4、传动零件的设计计算 5
4.1齿轮传动设计方案 5
4.1.1软齿面硬齿面方案选择 5
4.1.2齿轮设计及校核原则 5
4.2蜗杆蜗轮的选择计算 5
4.2.1选择蜗杆的传动类型 5
4.3斜齿轮传动选择计算 8
4.4轴的初算 12
4.4.2Ⅱ轴设计 12
4.4.3输出轴设计 13
4.5 键的选择及键联接的强度计算 13
4.5.1 键联接方案选择 13
4.5.2键联接的强度计算 13
4.6 滚动轴承选择及轴的支撑方式 15
4.6.1滚动轴承选择 15
5 传动系统结构设计与总成 15
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 15
5.1.1装配图整体布局 15
5.1.2 轴系结构设计与方案分析 15
5.2零件图设计 19
5.3 主要零部件的校核与验算 19
5.3.1 轴系结构强度校核 19
5.3.2 滚动轴承的寿命计算 22
6主要附件与配件的选择 24
6.1联轴器选择 24
6.2 润滑与密封的选择 24
6.2.1 润滑方案对比及确定 24
6.2.2 密封方案对比及确定 25
6.3 通气器 25
6.4 油标 25
6.5 螺栓及吊环螺钉 25
6.6油塞 25
6.7其它（定位销） 25
7 零部件精度与公差的制定 25
7.1 精度设计制定原则 25
7.2 减速器主要结构、配合要求 26
7.3 减速器主要技术要求 26
8 项目经济性分析与安全性分析 27
8.1 零部件材料、工艺、精度等选择经济性 27
8.2 减速器总重量估算及加工成本初算 27
8.3安全性分析 27
8.4 经济性与安全性综合分析 27
9 设计小结 27
10 参考文献 28

II

1、 课程设计目标与设计内容
1.1课程设计的目标
1.1.1课程设计意义和目的
机械设计课程设计是机械类专业的主干技术基础课，通过课程设计有助于我们建立工程观点，培养正确的设计思想，让我们掌握设计机械传动装置和一般机械的能力。其目的是：
1） 培养理论联系实际的设计思想和工作作风，培养我们综合运用各种机械零件和机构的基本知识，以及其他先修课程的理论知识，结合生产实际，解决工程问题的能力。
2） 学习和掌握通用机械零、部件、机械传动装置或简单机械的基本设计方法和程序。
3） 掌握机械设计工作的基本技能，如计算、绘图、熟悉和运用资料以及应用经验数据、进行估算和处理数据的能力。
1.1.2设计内容：
传动方案的分析和拟定；选择电动机；计算传动装置的运动参数和动力参数；传动零件、轴的设计计算；轴承、联接件、润滑密封和联轴器的选择计算；减速器箱体结构设计及其附件的设计、绘制装配图和零件工作图、编写设计说明书以及设计总结和答辩。
1.2课程设计内容
1.2.1设计题目：
带式输送机传动设置
1.2.2传动简图：

D
V
F

1.2.3数据：
F=1969N D=0.31m V=0.35m/s
1.2.4其他条件：
使用地点：煤厂 生产批量：中批
载荷性质：中等冲击 使用年限：八年一班
2、传动系统方案制定与分析
1、二级圆柱齿轮减速器：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为不对称布置，因而延齿向载荷分布不均，要求轴有较大刚度，用于载荷平稳的场合。
2、二级圆锥齿轮减速器：锥齿轮布置在高速级，圆锥齿轮为直齿时i=8-20，为斜齿或曲线齿时i=8-40。
3、齿轮蜗杆减速器：传动比一般为15-60，最大到480。蜗杆传动在高速级，传动效率较高。
本设计传动比大于40，且要求结构紧凑，故选择齿轮蜗杆减速器。

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：
无特殊要求，一般选用Y系列三相交流异步电动机，它具有高效、节能、噪音小、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(IEC)，适用于无特殊要求的各种机械设备，如机床、运输机、鼓风机以及农业机械、食品机械等。对于频繁启动、制动和换向的机械（如起重机械），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。本设计无特殊要求，故选择Y系列三相交流异步电动机。
3.1.2电动机容量确定：
工作机输出功率=0.781kW
取η1=0.99（弹性联轴器）,η2=0.8（蜗杆） ,η3=0.97（齿轮）,η4=0.98（轴承）,ηw=0.96（卷筒）

电动机的容量的选择对其工作和经济性影响很大。容量小于工作要求，就不能保证工作机正常工作，或使电动机长期过载而过早损坏；容量过大则电动机价格高，能力又不能充分利用，由于经常不能充分利用，由于经常不满载运行，效率和功率因数都较低，增加电能消耗。
电动机的容量主要根据运行时的发热条件来决定。本题目给的工作机在载荷变化中等条件下连续运转的机械，而且传递功率较小，只需使电动机的额定功率Ped稍大于电动机的实际输出功率Pd就可以，一般不需要校核发热和启动力矩。
3.1.3电动机转速选择：

按推荐的传动比合理范围，二级蜗杆-圆柱齿轮减速器，故电动机转速可选范围

符合这一范围的同步转速为940r/min、910r/min，综合考虑选用同步转速为940r/min，电动机型号为Y100L-6，主要性能如下表：
电动机型号
额定功率
（Kw）
同步转速
（r/
min）
满载转速
（r/
min）

Y100L-6
1.5
1000
940
2.0
2.2
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：
总传动比为
3.2.2各级传动比分配：
蜗杆齿轮减速器一般可取齿轮的传动比：
传动比的分配直接影响传动装置的外廓尺寸、重量及润滑条件等。
传动比分配原则：
1） 各级传动比都应在常用的合理范围内，以符合各级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。
4） 使各级传动尺寸协调，结构匀称合理，便于安装。
综合考虑 ，取i1=20，则i2=2.18
3.2.3传动装置的运动和动力参数的计算
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：
n I=nm =940 r / min
nII=n I / i1= 940/20= 47r / min
nIII =nII / i2=47/2.18=21.56r / min
n IV=nIII=21.56r / min

2）各轴输入功率：
PI=Pd×η1=1.013×0.99=1.003kW
PII=P I×η2×η4=1.003×0.8×0.98=0.786kW
PIII=PII×η3×η4=0.786×0.97×0.98=0.7475kW
PIV=PIII×η1×η4==0.7475×0.99×0.98=0.725kW

3）各轴输入转距：
Td=9550×Pd/nm=9550×1.013/940=15.24N·m
TI=9550×PI/nI=10.19N·m
TII=9550×PII/nII=159.7N·m
TIII=9550×PIII/nIII=331.1N·m
TIV=9550×PIV/n IV=321.1N·m

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
1.013
15.24
940
1.00
0.99
Ⅰ轴
1.003
10.19
940
20
0.784
Ⅱ轴
0.786
159.7
47
2.18
0.9506
Ⅲ轴
0.7475
331.1
21.56
1.00
0.9702
卷筒轴
0.725
321.1
21.56
4、传动零件的设计计算
4.1齿轮传动设计方案
4.1.1软齿面硬齿面方案选择
齿面承载能力与齿面硬度有关，硬度越高，承载能力越强。本设计中载荷较小，工作年限较短，故选择齿轮选择软齿面。
4.1.2齿轮设计及校核原则
闭式软齿面主要失效形式是齿面点蚀，故设计齿轮时应按齿面接触疲劳强度进行设计，并按齿根弯曲疲劳强度校核。
4.2蜗杆蜗轮的选择计算
4.2.1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)。
4.2.2初选材料、精度等级和蜗杆头数
a.材料：蜗杆:45钢，调质处理；
蜗轮：铸锡青铜ZCuSn10P1，金属膜铸造。轮芯用45钢制造。
b.精度等级：初选取8级
c.蜗杆头数：z1=2（由i=20取）
则z2=i1×z1=40
1）按齿面接触疲劳强度进行计算
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。
a.计算公式 
查表得：9.47cosγ=9.26
b.确定载荷：K=KA·Kβ·KV
c.工作机中等冲击，取工作情况系数 KA=0.9-1.5，取KA=1.0
d.取齿间载荷分布系数Kβ=1.1
e.假定取Kv=1.06
则K=1.0×1.1×1.06=1.17
f.作用在蜗轮上的转距T2 =159700N·mm
查表得 ZE=155.0
b=220MPa
应力循环次数：
60×47×8×300×8=5.41×107
则=160Mp
=9.26×1.17×163000×=974mm3
据m3q974,由表7-4取查取 当m3q=1000时
m=5mm，d1=40mm，q=8
2）蜗杆与蜗轮的主要参数及几何尺寸
中心距a
mm
A、蜗杆
导程角γ=
头数z1=2，直径系数q=8；分度圆直径d1 =40mm；分度圆导程角γ=
B、蜗轮
a.蜗轮齿数 z2=40
b.蜗轮分度圆直径 d2=m×z2=5×40=200mm
c.蜗轮喉圆直径 da2=d2+2m=200+2×5×1=210mm
d. 蜗轮齿根圆直径 df2=d2-2×m=200-2×5×（1+0.2）=187mm
e.确定精度等级
<3m/s,则
Kv不变
Vs=
故初选9级精度等级合适。
3)校核齿根弯曲疲劳强度

当量齿数 zv=z2/cos3γ=41.2
由此，查表可得齿形系数YF=1.76-（1.76-1.68）×1.2=1.74。
螺旋角系数 Yβ=1-γ/140°=0.90
许用弯曲应力 由表7-11，由于轮齿双面受力，则弯曲应力
Mpa
由于<42.2Mpa
则满足弯曲强度。
4)效率计算
a.啮合效率
由表7-10查得=2°
b.搅油效率取0.99，滚动轴承效率取0.98/对
则
c.复核

误差 ，故无应力问题，不必再做修正。
5)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是动力传动，属于通用机械减速器，从GB/T 10089—1988 圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择8级精度，侧隙种类为f，标注为8f GB/T 10089—1988。
6）热平衡核算。
其中t=20℃，η=0.81，P1=1.25Kw，取Kd=15W/（m2·℃）
箱体面积

则工作油温为
<80℃，满足温度要求。
4.3斜齿轮传动选择计算
1).选精度等级、材料及齿数
运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度。
材料选择，选择小齿轮材料为45钢（正火），硬度为240HBS，大齿轮材料为45 钢（调质）硬度为190HBS。
选小齿轮齿数z1=25，大齿轮齿z2=25×2.18=54.5
圆整为z2=55
选取螺旋角 螺旋角一般为8o-25o ，选用β=15o。
齿宽系数 选用
2).按齿面接触疲劳强度设计
确定小齿轮分度圆直径

确定公式内各计算数值
a.KA-使用系数 查表6-4 由于运输机的工作机和原动机中等冲击，取 KA=1.25
b. KV -动载系数 预估圆周速度v=4m/s，则vZ1/100=1m/s
查图6-11a)得 KV=1.06
c.齿间载荷分配系数
端面重合度
=
轴向重合度

总重合度

查图6-13取
d.齿向载荷分布系数 查图6-17取
则K=KA·KV·Kα·Kβ=1.25×1.08×1.43×1.07=1.98
e.弹性影响系 查表6-5得 ZE=189.8
f.区域系数 查图6-19取 ZH=2.41
g.重合度系数
h.螺旋角系数
则
i.接触疲劳强度极限
查图取 σHlim1=560MPa
σHlim2=450MPa
j. 应力循环次数

查表6-25得接触疲劳寿命系数 KHN1=KHN2 =1.0
k.计算接触疲劳许用应力，取安全系数SH=1
则
故
小齿轮分度圆直径d1

3）.校核圆周速度

修正载荷系数 取，则

d.校正分度圆直径

4）确定主要参数
a.计算法向模数
mm
查表取标准值 mn=4mm
b.计算中心距

圆整取 a=165mm
c.修正螺旋角

d.将带入上述过程进行计算得
计算分度圆直径

e.计算齿宽b
大齿轮齿宽，取b1=70mm，小齿轮宽度b2=75mm
5）.齿根弯曲疲劳强度校核

a.计算重合度系数

b.计算螺旋角系数

c.计算当量齿数

查图6-21取齿形系数 YFa1=2.55，YFa2=2.31
查图6-22取应力集中系数 YSa1=1.61，YSa2=1.73
d.计算弯曲疲劳许用应力 ［σF］=KFN·σFlim/S
弯曲疲劳极限应力 σFlim1=420MPa，σFlim2=390MPa
查图6-28取寿命系数 KFN1=1 KFN2=1
安全系数 S=1
则 ［σF1］=1×450/1=420MPa
［σF2］=1×380/1=390MPa
e.计算弯曲应力

结论：满足齿根弯曲疲劳强度。
4.4轴的初算
4.4.1输入轴的设计
1）.输入轴上的转速、功率、和转矩：

2) .切应力法初定最小轴径
3) .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%-5%，故得：

4.4.2Ⅱ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，因为有单键，所以最短轴径需要增大3%-5%
故得：

4.4.3输出轴设计
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。
，且因轴上有单键槽，增大轴径的3%-5%，得：

4.5 键的选择及键联接的强度计算
4.5.1 键联接方案选择
1） 普通平键联接，靠侧面传递转矩。对中性良好，结构简单、拆卸方便。不能实现轴上零件的轴向固定。它应用最广，适用于高精度、高速或承受变载、冲击的场合。
2） 导向平键，靠侧面工作，对中性良好，结构简单。轴上零件可沿轴向移动。应用于轴上零件轴向移动量不大的场合。
3） 滑键联接，靠侧面传递转矩，对中性好，结构简单。用于轴上零件轴向移动量较大的场合。
4） 半圆键联接，靠侧面传递转矩，键在轴槽中能绕槽底圆弧曲率中心摆动，装配方便。键槽较深，对轴的削弱较大。一般应用于轻载，适用于轴的锥形端部。
5） 普通楔键联接，能承受轴向固定零件和传递单方向的轴向力，但使轴上零件与轴的配合产生偏心与偏斜。用于精度不高、转速较低时传递较大的、双向的或有震动的转矩。
综合考虑选择结构简单，对中性良好的普通平键联接。
4.5.2键联接的强度计算
1）键的选取
Ⅰ轴键槽部分的轴径为20mm，轴长为52mm，选择普通圆头平键 A6×45 GB/T 1096-79

Ⅱ轴左右两端键槽部分的轴径为36mm和36mm，轴长分别为72mm、52mm，选择普通圆头平键左端 键 A10×40 GB/T 1096-79，右端 键 A10×63 GB/T 1096-79
Ⅲ轴左端键槽部分的轴径为52mm，轴长为69mm，选择普通圆头平键 A16×63 GB/T 1096-79
右端键槽部分的轴径为40mm，轴长为78mm，所以选择普通圆头平键 A12×70 GB/T 1096-79。
2）键的校核
假定载荷在键的工作面上均匀分布，普通平键联接的强度条件为

查表得，钢材料在静载荷下的许用挤压应力为125-150MPa，
所以取
　电机轴、输入轴(I)、中间轴（II）、输出轴(III)、卷筒轴
的转矩分别为：

a.输入轴上键的强度计算
键所能传递的转矩为：
b.II轴上蜗轮端键的强度计算传递的转矩为：
c.II轴上高速级齿轮端键的强度计算
键所能传递的转矩为：
d.III轴上低速级齿轮端键的强度计算
键所能传递的转矩为：
e.III轴上与联轴器相联的键的强度计算：
4.6 滚动轴承选择及轴的支撑方式
4.6.1滚动轴承选择
①承载能力。轴承所受载荷的大小、方向和性质是选择轴承类型的主要根据，同时也应考虑极限转速。转速较高，载荷较小，要求旋转精度较高时，宜选用球轴承；转速较低，载荷较大或有冲击载荷时应选用滚子轴承。以径向载荷为主时，首选深沟球轴承，当径向载荷较大时，可用圆柱滚子轴承。而只受轴向力时可选用推力球轴承。同时受径向载荷与轴向载荷的作用，可选用角接触球轴承和圆锥滚子轴承。在内径相同条件下，外径愈小，极限转速愈高，故轻直径系列比重直径系列要高。
 ②调心性。当两个轴承座孔不同轴线或轴承载后变形大等，轴承内、外圈会发生相对偏斜时，应选用调心轴承。
 ③安装与拆卸。装拆频繁的轴承选用分离型轴承为好。
 ④经济性。一般球轴承比滚子轴承价廉，选择高精度轴承须慎重，对旋转精度有严格要求的高速轴，才选用高精度，一般的机械传动中可用普通精度等级的轴承。
减速器各轴受较大的轴向力，应选角接触球轴承或者圆锥滚子轴承，并且要求旋转精度较高，球轴承比滚子轴承价钱便宜，所以选择角接触球轴承，在内径相同条件下，外径愈小，极限转速愈高，故轻直径系列比重直径系列要高。所以选择角接触球轴承轻直径系列。
4.6.2轴的支撑方式
蜗杆轴支撑方式选择一端游动一端固定，固定端可采用两个角接触球轴承，在两个轴承内环之间必须垫一套筒，保证轴承外环互相不接触，以便调整轴承间隙。该结构适用于由于发热较大而引起轴的热变形较大的轴。
其余两轴均采用结构简单的两端固定结构支撑。
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
使用A0图纸绘制三个视图，尽量优先选用1:1绘制，增加真实感。
5.1.2 轴系结构设计与方案分析
输入、输出轴端要远离传动端
1）高速轴结构设计与方案分析
蜗杆采用蜗杆轴式，原因是蜗杆直径较小并且蜗杆较长不宜拆装；蜗轮采用装配式结构、便于蜗轮的拆卸和更换，整体式蜗轮不易加工。
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》表15-5，选HL2型弹性柱销联轴器。

轴的结构设计
联轴器型号
额定转矩
轴孔直径/mm
轴孔长度Y型

315
20
52
取，轴的径向尺寸：当直径变化处的端面用于固定轴上零件或承受轴向力时，取（）mm，否则取（）mm。轴的轴向尺寸：轴上安装传动零件的轴段长度是由所装零件的轮毂宽度决定的，而轮毂宽度一般是和轴的直径有关，确定了直径，即可确定轮毂宽度。轴的端面与齿轮端面应留有距离L，以保证零件端面与套筒接触起到轴向固定作用，一般可取L=（）mm。轴上的键槽在靠近轴的端面处的距离取（）mm，靠近轴肩处的距离应取（）mm
Ⅰ轴（蜗杆）的初步设计如下图：

2）中间轴结构设计与方案分析
设计轴的结构时，既要满足强度要求也要保证轴上零件的定位、固定和装配方便、并有良好的加工工艺性，阶梯轴的径向尺寸的变化是根据轴上的零件受力情况、安装、固定及对轴表面粗糙度、加工精度的要求而定。
轴的结构设计
轴上零件装配方案
装配方案是：左端：小齿轮、套筒、挡油环、左端角接触轴承、端盖依次从轴的左端向右安装；右端：蜗轮、套筒、挡油环、右端角接触轴承、端盖依次从轴的右端向左安装。
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
a.第一轴段
第一轴段上有轴承，轴径选择0或5结尾。
初步选择滚动轴承:因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用角接触轴承轴承。
轴承代号
轴承内径d/mm
轴承外径D/mm
轴承内环配合尺寸/mm
轴承外环配合尺寸/mm
宽度B/mm
7207C
35
72
42
65
17

由《机械设计课程设计指导手册》续表16-1（0）2系列：
对轴承均采用套筒进行轴向定位。
所以，。
由于轴承一侧到箱体内壁的距离为8-12mm，箱体内壁与齿轮之间的距离为12mm，且有齿轮宽度比轴段宽度宽1-3mm，综上，有L1=40mm。
b.第二轴段
第二轴段轴安装小齿轮，由于小齿轮宽度为75mm，为了使套筒端面可靠地压紧端面，齿轮宽度比轴段宽度宽3mm，同时，该轴肩为非定位轴肩，因此，取，
c.第三轴段
第三轴段为过渡轴段，主要作用是为两齿轮提供定位轴肩，其长度主要由蜗杆右端轴承座确定，蜗杆有段轴承座距大齿轮齿面12mm根据相关尺寸，取 ，
d.第四轴段
第四轴段安装蜗轮轮毂宽度52，为了使套筒端面可靠地压紧端面，齿轮宽度比轴段宽度宽1-3mm故轴段 ，
e.第五轴段
第五轴段的要求与第一轴段一样，，
4）轴上零件的配合方案
齿轮的定位采用普通平键联接。为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为角接触轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为。
5）确定轴上圆角尺寸和倒角尺寸
圆角尺寸，D-d=2时，R=1；当D-d=5时，R=2。倒角尺寸取轴端倒角为。
6）Ⅱ轴的初步设计如下图：

3） 低速轴结构设计与方案分析
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》表15-5，选HT3型弹性柱销联轴器

型号
额定转矩
轴孔直径

轴孔长度Y型
LT3联轴器
630
40
82
.轴的结构设计
轴上零件装配方案
装配方案：左端:大齿轮、套筒、挡油环、角接触球轴承、端盖依次从轴的左端向右安装；右端：挡油环、角接触球轴承、透盖依次从轴的右端向左安装。
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
a.第一轴段
第一轴段安装轴承、挡油环、套筒，由于轴承一侧到箱体内壁的距离为8-12mm，箱体内壁与齿轮之间的距离为12mm，且有齿轮宽度比轴段宽度宽1-3mm。综合考虑取，
b.第二轴段
第二段轴固定大齿轮，取，
c.第三轴段
第三轴段为过度轴段，需要考虑轴2结构，齿轮的定位轴间它比前轴段的直径都要大。故取，。
d.第四轴段
由于第四轴段安装轴承和挡油环。
初步选择滚动轴承：
因蜗杆-齿轮减速器存在一定是我轴向力，故选用角接触球轴承轴承。
由《机械设计课程设计指导手册》续表16-1（0）2系列：
轴承型号
轴承内径
轴承外经
轴承宽度
轴承内环配合尺寸/mm
轴承外环配合尺寸mm
7210C
50
90
20
57
83
再考虑挡油环的宽度以及轴承一侧断面距离箱体内壁的距离，取，。

e.第五轴段
第五段轴与密封圈配合，因此，轴径由密封圈决定，并且轴要超出透盖15mm-20mm。取，。
f.第六轴段
第六轴段和联轴器相连接，所以，其长度和直径均由联轴器确定。由于联轴器内径为40mm，所以第一轴段的内径也是40mm,联轴器长82mm,轴段比联轴器略短,所以，
取， 。
4）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。
按与联轴器联接的轴段，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，角接触轴承与轴的轴向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为。
5）确定轴上圆角尺寸和倒角尺寸
圆角尺寸，D-d=2时，R=1；当D-d=5时，R=2。倒角尺寸取轴端倒角为。
6）轴尺寸初步设计图为：

5.2零件图设计
选择低速级齿轮、输出端端盖、低速轴等的设计。
5.3 主要零部件的校核与验算
5.3.1 轴系结构强度校核
(1).整体受力图如下：

(2).水平面受力图：
Ｆａ
Ｆｒ
ＲＨＡ　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　ＲＨＢ

(3). 垂直面受力图：

ＲＶＢ
ＲＶＡ
Ｆｔ

(4).计算斜齿轮上的三个力：

(5).计算轴承反力
a.水平面

b.垂直面

(6)a.齿轮的轴向力平移至轴上所产生的弯矩为：

b.水平面弯矩图
113536.4
30158

c.垂直弯矩图
142718.4

d.合成弯矩图
145869.6
182370.7

e.转矩图
331100

(7)判断危险截面
初步分析，齿轮中间断面A以及齿轮左端面处断面B有较大的应力和应力集中，故对此进行校核。
安全系数法校核断面A的强度
1)各项参数选择
a.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P147 表10-5所列公式可求得疲劳极限

由式，得
，
b.求截面A的配合零件的综合影响系数

由经插值后可查表10-11得
c.表面状态系数
由表10-3查得：表面质量系数为
d.尺寸系数
由表10-13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处的安全系数为由式10-5（设无限寿命，k=1）得

由式（10-6）得综合安全系数

故A断面处安全
5.3.2 滚动轴承的寿命计算
由于传动装置采用蜗轮-蜗杆—斜齿轮传动，存在一定的轴向力，故选用角接触轴承。 计算Ⅲ轴上的一对轴承的寿命。
轴承型号为7210C，d=50mm，D=90mm，B=20mm，基本额定动载荷 Cr=42800N，基本额定静载荷 Cor=32000N，采用脂润滑nlim=6300r/min。

1. 计算内部轴向力 受力如图i
查表得 S=0.4Fr（α=15o，e=0.4）

则
2. 计算单个轴承的轴向载荷
比较S1+Fa与S2的大小

由图示结构知，1轴承“放松”，2轴承“压紧”。
则 Fa1=S1=858.04N，Fa2=S1+Fa=1593.04N
3. 计算当量载荷
P=fP（XFr+YFa） 查表取fP=1.0

查表得X1=1，Y1=0

查表得
则
4. 计算寿命
取P1、P2中的较大值带入寿命计算公式
因为是球轴承，取，则

5. 静载荷验算
查表得，则
因 ，故取 。

6. 极限速度验算

由图11-4查得：
由图11-5得，则

故选用7209C角接触球轴承符合要求。
6主要附件与配件的选择
6.1联轴器选择
1、 刚性固定式联轴器：结构简单、成本低，但对两轴对中性要求较高。没有缓冲和减震作用，只能用于平稳载荷或者轻微冲击的场所。
2、 刚性可移式联轴器：靠元件间的相对可移性来补偿轴线的相对位移。选择此类联轴器应考虑补偿能力，并注意保持良好的润滑。
3、 弹性联轴器：弹性模量较小，容易得到变刚度特性；质量较轻，单位体积储存的变形能大，阻尼性能好；无机械摩擦，不需润滑。
减速器工作过程中受中等震动冲击，煤厂工作，选择不需润滑的弹性联轴器。根据转矩等采用弹性柱销联轴器。
4.输入轴联轴器：
查《机械设计课程设计》P131，取 HT2型弹性柱销联轴器，其额定转矩315N·m，半联轴器的孔径d =20mm,轴孔长度L=52mm。
5.输出轴联轴器：
查《机械设计课程设计》P132，取HL3弹性柱销联轴器，其额定扭矩为630N·m，其半联轴器的孔径d =40mm,轴孔长度L=78mm。
所选联轴器的额定扭矩均大工作扭矩故，满足需求。
6.2 润滑与密封的选择
6.2.1 润滑方案对比及确定
蜗杆减速器的润滑油粘度可按滑动速度选择：可选用N680极压油；>2m/s可选用N220极压油，蜗杆上置的，粘度应增大30%。 
1.飞溅润滑  减速器中只要有一个浸油齿轮的圆周速度v≥1.5～2m／s，即可采用飞溅润滑。当v>3m／s时，飞溅的油可形成油雾并能直接溅入轴承室。有时由于圆周速度尚不够大或油的粘度较大，不易形成油雾，此时为使润滑可靠，常在箱座接合面上制出输油沟，让溅到箱盖内壁上的油汇集在油沟内，而后流入轴承室进行润滑．在箱盖内壁与其接合面相接触处制出倒棱，以便于油液流入油沟。在难以设置输油沟汇集油雾进入轴承室时，亦有采用引油道润滑或导油槽润滑。    
2.刮板润滑  当浸油齿轮的圆周速度v<1.5～2m／s时，油飞溅不起来；下置式蜗杆的圆周速度即使大于2m／s,但因蜗杆的位置太低、且与蜗轮轴线成空间垂直交错，飞溅的油难以进入蜗轮轴轴承室。此时可采用刮板润滑。利用刮油板将油从蜗轮轮缘端面刮下后经输油沟流入蜗轮轴轴承。刮板润滑装置中，刮油板与轮缘之间应保持一定的间隙(约0.5mm)，因而轮缘端面跳动和轴的轴向窜动也应加以限制。    
3.浸油润滑   下置式蜗杆的轴承常浸在油中润滑。如前所述，此时油面一般不应高于轴承最下面滚动体的中心。  
减速器中当浸油齿轮的圆周速度太低难以飞醋形成油雾，或难以导入轴承，或难以使轴承浸油润滑时，可采用润滑脂润滑。润滑脂通常在装配时填入轴承室，其装填量一般不超过轴承室空间的1／3～1／2，以后每年添加1～2次。采用脂润滑时，一般应在轴承室内侧设置封油环或其他内部密封装置，以免油池中的油进入轴承室稀释润滑脂。
综上比较本设计选择刮板润滑，并且在两端按溅油盘。
6.2.2 密封方案对比及确定
在试运行过程中，所有联接面及轴伸密封处都不允许漏油。剖分面允许涂以密封胶或水玻璃，不允许使用任何垫片。轴伸处密封应涂以润滑脂。防止漏油对周围环境产生污染。
6.3 通气器
减速器运转时，箱体内温度升高，气压加大，对密封不利，故在窥视孔盖上安装通气器，是箱体内热膨胀气体自由逸出，以保证压力均衡，提高箱体缝隙处的密封性能。工作环境为煤厂，故选用带金属滤网的通气器。
6.4 油标
油标尺应放在便于观测减速器油面及油面稳定之处。先确定右面高度，再确定油标尺的高度和角度，应使油孔位置在油面以上，以免油溢出。油标尺应足够长，保证在油液中。采用带有螺纹部分的杆式油标尺。减速器中批生产，游标尺用焊接形式比较经济。
6.5 螺栓及吊环螺钉
为了便于拆卸和搬运，在箱盖上装有环首螺钉或铸出吊环、吊钩，并在箱座上铸出吊钩。为使装卸平稳，吊钩一般为3-4个。
6.6油塞
放油孔的位置应在油池的最低处，螺纹应加工进底面一部分为了使放油彻底。并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便于放油。放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的箱座外壁要有凸台，经机械加工成为螺塞头部的支承面，并加封油圈以加强密封。
6.7其它（定位销）
为了保证剖分式箱体的轴承座孔的加工及装配精度，在箱体连接凸缘的长度方