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機械設(shè)計（論文）說明書
題 目：二級直齒圓柱齒輪減速器
系 別： XXX系
專 業(yè)：
學(xué)生姓名：
學(xué) 號：
指導(dǎo)教師：
職 稱：
二零一二年五月一日
目 錄
第一部分 課程設(shè)計任務(wù)書-------------------------------3
第二部分 傳動裝置總體設(shè)計方案-------------------------3
第三部分 電動機的選擇--------------------------------4
第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)-----------------7
第五部分 齒輪的設(shè)計----------------------------------8
第六部分 傳動軸承和傳動軸及聯(lián)軸器的設(shè)計---------------17
第七部分 鍵連接的選擇及校核計算-----------------------20
第八部分 減速器及其附件的設(shè)計-------------------------22
第九部分 潤滑與密封----------------------------------24
設(shè)計小結(jié)--------------------------------------------25
參考文獻--------------------------------------------25
第一部分 課程設(shè)計任務(wù)書
一、設(shè)計課題：
設(shè)計一用于帶式運輸機上的兩級展開式圓柱齒輪減速器.運輸機連續(xù)單向運轉(zhuǎn),載荷變化不大,空載起動,卷筒效率為0.96(包括其支承軸承效率的損失),減速器小批量生產(chǎn),使用期限8年(300天/年),1班制工作,運輸容許速度誤差為5%,車間有三相交流,電壓380/220V。
二. 設(shè)計要求:
1.減速器裝配圖一張(A1或A0)。
2.CAD繪制軸、齒輪零件圖各一張(A3或A2)。
3.設(shè)計說明書一份。
三. 設(shè)計步驟:
1. 傳動裝置總體設(shè)計方案
2. 電動機的選擇
3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比
4. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)
5. 設(shè)計V帶和帶輪
6. 齒輪的設(shè)計
7. 滾動軸承和傳動軸的設(shè)計
8. 鍵聯(lián)接設(shè)計
9. 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計
10. 潤滑密封設(shè)計
11. 聯(lián)軸器設(shè)計
第二部分 傳動裝置總體設(shè)計方案
1.組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。
2.特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。
3.確定傳動方案：考慮到電機轉(zhuǎn)速高，傳動功率大，將V帶設(shè)置在高速級。其傳動方案如下：
圖一: 傳動裝置總體設(shè)計圖
初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如:傳動裝置總體設(shè)計圖所示。
選擇V帶傳動和二級圓柱直齒輪減速器（展開式）。
計算傳動裝置的總效率ha:
ha=h1h23h32h4h5=0.96×0.993×0.972×0.99×0.96=0.83
h1為V帶的效率,h2為軸承的效率,h3為齒輪嚙合傳動的效率,h4為聯(lián)軸器的效率,h5為滾筒的效率（包括滾筒和對應(yīng)軸承的效率）。
第三部分 電動機的選擇
1 電動機的選擇
皮帶速度v:
v=0.9m/s
工作機的功率pw:
pw= 1.5 KW
電動機所需工作功率為:
pd= 1.81 KW
執(zhí)行機構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為:
n = 53.7 r/min
經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比i1=2~4，二級圓柱直齒輪減速器傳動比i2=8~40，則總傳動比合理范圍為ia=16~160，電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd = ia×n = (16×160)×53.7 = 859.2~8592r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選定型號為Y100L1-4的三相異步電動機，額定功率為2.2KW,滿載轉(zhuǎn)速nm=1430r/min，同步轉(zhuǎn)速1500r/min。
2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比
（1）總傳動比：
由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速n 和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動裝置總傳動比為:
ia=nm/n=1430/53.7=26.6
（2）分配傳動裝置傳動比:
ia=i0×i
式中i0,i1分別為帶傳動和減速器的傳動比。為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取i0=2.5，則減速器傳動比為:
i=ia/i0=26.6/2.5=10.6
取兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比為:
i12 =
則低速級的傳動比為:
i23 = 2.86
第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)
（1）各軸轉(zhuǎn)速:
nI = nm/i0 = 1430/2.5 = 572 r/min
nII = nI/i12 = 572/3.71 = 154.2 r/min
nIII = nII/i23 = 154.2/2.86 = 53.9 r/min
nIV = nIII = 53.9 r/min
（2)各軸輸入功率:
PI = Pd×h1 = 1.81×0.96 = 1.74 KW
PII = PI×h2×h3 = 1.74×0.99×0.97 = 1.67 KW
PIII = PII×h2×h3 = 1.67×0.99×0.97 = 1.6 KW
PIV = PIII×h2×h4 = 1.6×0.99×0.99 = 1.57 KW
則各軸的輸出功率：
PI' = PI×0.99 = 1.72 KW
PII' = PII×0.99 = 1.65 KW
PIII' = PIII×0.99 = 1.58 KW
PIV' = PIV×0.99 = 1.55 KW
(3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩:
TI = Td×i0×h1
電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩:
Td = = 12.1 Nm
所以：
TI = Td×i0×h1 = 12.1×2.5×0.96 = 29 Nm
TII = TI×i12×h2×h3 = 29×3.71×0.99×0.97 = 103.3 Nm
TIII = TII×i23×h2×h3 = 103.3×2.86×0.99×0.97 = 283.7 Nm
TIV = TIII×h2×h4 = 283.7×0.99×0.99 = 278.1 Nm
輸出轉(zhuǎn)矩為：
TI' = TI×0.99 = 28.7 Nm
TII' = TII×0.99 = 102.3 Nm
TIII' = TIII×0.99 = 280.9 Nm
TIV' = TIV×0.99 = 275.3 Nm
第五部分 V帶的設(shè)計
1 選擇普通V帶型號
計算功率Pc:
Pc = KAPd = 1.1×1.81 = 1.99 KW
根據(jù)手冊查得知其交點在Z型交界線范圍內(nèi)，故選用Z型V帶。
2 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑，并驗算帶速
取小帶輪直徑為d1 = 80 mm,則：
d2 = n1×d1×(1-e)/n2 = i0×d1×(1-e)
= 2.5×80×(1-0.02) = 196 mm
由手冊選取d2 = 200 mm。
帶速驗算：
V = nm×d1×π/(60×1000)
= 1430×80×π/(60×1000) = 5.99 m/s
介于5~25m/s范圍內(nèi)，故合適。
3 確定帶長和中心距a
0.7×(d1+d2)≤a0≤2×(d1+d2)
0.7×(80+200)≤a0≤2×(80+200)
196≤a0≤560
初定中心距a0 = 378 mm，則帶長為:
L0 = 2a0+π×(d1+d2)/2+(d2-d1)2/(4×a0)
= 2×378+π×(80+200)/2+(200-80)2/(4×378)=1205 mm
由表9-3選用Ld = 1250 mm，確定實際中心距為：
a = a0+(Ld-L0)/2 = 378+(1250-1205)/2 = 400.5 mm
4 驗算小帶輪上的包角a1:
a1 = 1800-(d2-d1)×57.30/a
= 1800-(200-80)×57.30/400.5
= 162.80>1200
5 確定帶的根數(shù)：
Z = Pc/((P0+DP0)×KL×Ka)
= 1.99/((0.36+0.03)×1.11×0.96) = 4.79
故要取Z = 5根A型V帶。
6 計算軸上的壓力：
由初拉力公式有：
F0 = 500×Pc×(2.5/Ka-1)/(Z×V)+q×V2
= 500×1.99×(2.5/0.96-1)/(5×5.99)+0.10×5.992 = 56.9 N
作用在軸上的壓力：
FQ = 2×Z×F0×sin(a1/2)
= 2×5×56.9×sin(162.8/2) = 562.5 N
第六部分 齒輪的設(shè)計
（一） 高速級齒輪傳動的設(shè)計計算
1 齒輪材料、熱處理及精度：
考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故選用二級展開式圓柱直齒輪減速器，小齒輪選硬齒面，大齒輪選軟齒面。
材料：高速級小齒輪選用45號鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪：250HBS。高速級大齒輪選用45號鋼正火，齒面硬度為大齒輪：200HBS。取小齒齒數(shù)：Z1 = 26，則：
Z2 = i12×Z1 = 3.71×26 = 96.46 ?。篫2 = 96
2 初步設(shè)計齒輪傳動的主要尺寸，按齒面接觸強度設(shè)計：
確定各參數(shù)的值:
1) 試選Kt = 1.2
2) T1 = 29 Nm
3) 選取齒寬系數(shù)yd = 1
4) 由表8-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE = 189.8
5) 由圖8-15查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH = 2.5
6) 查得小齒輪的接觸疲勞強度極限:sHlim1 = 610 MPa，大齒輪的接觸疲勞強度極限:sHlim2 = 560 MPa。
7) 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：
小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1 = 60nkth = 60×572×1×8×300×1×8 = 6.59×108
大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N2 = 60nkth = N1/u = 6.59×108/3.71 = 1.78×108
8) 由圖8-19查得接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.89,KHN2 = 0.92
9) 計算接觸疲勞許用應(yīng)力,取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:
[sH]1 = = 0.89×610 = 542.9 MPa
[sH]2 = = 0.92×560 = 515.2 MPa
許用接觸應(yīng)力:
[sH] = ([sH]1+[sH]2)/2 = (542.9+515.2)/2 = 529.05 MPa
3 設(shè)計計算:
小齒輪的分度圓直徑:d1t:
= = 41.4 mm
4 修正計算結(jié)果：
1) 確定模數(shù)：
mn = = = 1.59 mm
取為標(biāo)準(zhǔn)值:2 mm。
2) 中心距：
a = = = 122 mm
3) 計算齒輪參數(shù)：
d1 = Z1mn = 26×2 = 52 mm
d2 = Z2mn = 96×2 = 192 mm
b = φd×d1 = 52 mm
b圓整為整數(shù)為：b = 52 mm。
4) 計算圓周速度v:
v = = = 1.56 m/s
由表8-8選取齒輪精度等級為9級。
5 校核齒根彎曲疲勞強度：
(1) 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值：
1) 由表8-3查得齒間載荷分配系數(shù)：KHa = 1.1，KFa = 1.1；齒輪寬高比為：
= = = 11.56
求得:KHb = 1.09+0.26fd2+0.33×10-3b = 1.09+0.26×0.82+0.33×10-3×52 = 1.37
，由圖8-12查得：KFb = 1.34
2) K = KAKVKFaKFb = 1×1.1×1.1×1.34 = 1.62
3) 由圖8-17、8-18查得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)：
齒形系數(shù):YFa1 = 2.58 YFa2 = 2.21
應(yīng)力校正系數(shù):YSa1 = 1.61 YSa2 = 1.8
4) 由圖8-22c按齒面硬度查得大小齒輪的彎曲疲勞強度極限為：
sFlim1 = 245 MPa sFlim2 = 220 MPa
5) 同例8-2：
小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N1 = 6.59×108
大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N2 = 1.78×108
6) 由圖8-20查得彎曲疲勞壽命系數(shù)為：
KFN1 = 0.85 KFN2 = 0.88
7) 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取S=1.3，由式8-15得：
[sF]1 = = = 160.2
[sF]2 = = = 148.9
= = 0.02593
= = 0.02672
大齒輪數(shù)值大選用。
(2) 按式8-23校核齒根彎曲疲勞強度：
mn≥
= = 1.55 mm
1.55≤2所以強度足夠。
(3) 各齒輪參數(shù)如下：
大小齒輪分度圓直徑：
d1 = 52 mm
d2 = 192 mm
b = yd×d1 = 52 mm
b圓整為整數(shù)為：b = 52 mm
圓整的大小齒輪寬度為：b1 = 57 mm b2 = 52 mm
中心距：a = 122 mm，模數(shù)：m = 2 mm
（二） 低速級齒輪傳動的設(shè)計計算
1 齒輪材料、熱處理及精度：
考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故選用二級展開式圓柱直齒輪減速器，小齒輪選硬齒面，大齒輪選軟齒面。
材料：高速級小齒輪選用45號鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪：250HBS。高速級大齒輪選用45號鋼正火，齒面硬度為大齒輪：200HBS。取小齒齒數(shù)：Z3 = 28，則：
Z4 = i23×Z3 = 2.86×28 = 80.08 ?。篫4 = 80
2 初步設(shè)計齒輪傳動的主要尺寸，按齒面接觸強度設(shè)計：
確定各參數(shù)的值:
1) 試選Kt = 1.2
2) T2 = 103.3 Nm
3) 選取齒寬系數(shù)yd = 1
4) 由表8-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE = 189.8
5) 由圖8-15查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH = 2.5
6) 查得小齒輪的接觸疲勞強度極限:sHlim1 = 610 MPa，大齒輪的接觸疲勞強度極限:sHlim2 = 560 MPa。
7) 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：
小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N3 = 60nkth = 60×154.2×1×8×300×1×8 = 1.78×108
大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N4 = 60nkth = N1/u = 1.78×108/2.86 = 6.21×107
8) 由圖8-19查得接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.92,KHN3 = 0.93
9) 計算接觸疲勞許用應(yīng)力,取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:
[sH]3 = = 0.92×610 = 561.2 MPa
[sH]4 = = 0.93×560 = 520.8 MPa
許用接觸應(yīng)力:
[sH] = ([sH]3+[sH]4)/2 = (561.2+520.8)/2 = 541 MPa
3 設(shè)計計算:
小齒輪的分度圓直徑:d1t:
= = 63.6 mm
4 修正計算結(jié)果：
1) 確定模數(shù)：
mn = = = 2.27 mm
取為標(biāo)準(zhǔn)值:2.5 mm。
2) 中心距：
a = = = 135 mm
3) 計算齒輪參數(shù)：
d3 = Z3mn = 28×2.5 = 70 mm
d4 = Z4mn = 80×2.5 = 200 mm
b = φd×d3 = 70 mm
b圓整為整數(shù)為：b = 70 mm。
4) 計算圓周速度v:
v = = = 0.56 m/s
由表8-8選取齒輪精度等級為9級。
5 校核齒根彎曲疲勞強度：
(1) 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值：
1) 由表8-3查得齒間載荷分配系數(shù)：KHa = 1.1，KFa = 1.1；齒輪寬高比為：
= = = 12.44
求得:KHb = 1.09+0.26fd4+0.33×10-3b = 1.09+0.26×0.82+0.33×10-3×70 = 1.37
，由圖8-12查得：KFb = 1.34
2) K = KAKVKFaKFb = 1×1.1×1.1×1.34 = 1.62
3) 由圖8-17、8-18查得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)：
齒形系數(shù):YFa3 = 2.54 YFa4 = 2.23
應(yīng)力校正系數(shù):YSa3 = 1.63 YSa4 = 1.77
4) 由圖8-22c按齒面硬度查得大小齒輪的彎曲疲勞強度極限為：
sFlim3 = 245 MPa sFlim4 = 220 MPa
5) 同例8-2：
小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N3 = 1.78×108
大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N4 = 6.21×107
6) 由圖8-20查得彎曲疲勞壽命系數(shù)為：
KFN3 = 0.88 KFN4 = 0.9
7) 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取S=1.3，由式8-15得：
[sF]3 = = = 165.8
[sF]4 = = = 152.3
= = 0.02497
= = 0.02592
大齒輪數(shù)值大選用。
(2) 按式8-23校核齒根彎曲疲勞強度：
mn≥
= = 2.23 mm
2.23≤2.5所以強度足夠。
(3) 各齒輪參數(shù)如下：
大小齒輪分度圓直徑：
d3 = 70 mm
d4 = 200 mm
b = yd×d3 = 70 mm
b圓整為整數(shù)為：b = 70 mm
圓整的大小齒輪寬度為：b3 = 75 mm b4 = 70 mm
中心距：a = 135 mm，模數(shù)：m = 2.5 mm
第七部分 傳動軸承和傳動軸及聯(lián)軸器的設(shè)計
Ⅰ軸的設(shè)計
1 輸入軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1:
P1 = 1.74 KW n1 = 572 r/min T1 = 29 Nm
2 求作用在齒輪上的力:
已知高速級小齒輪的分度圓直徑為:
d1 = 52 mm
則:
Ft = = = 1115.4 N
Fr = Ft×tanat = 1115.4×tan200 = 406 N
3 初步確定軸的最小直徑:
先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)《機械設(shè)計（第八版）》表15-3，取A0 = 112，得：
dmin = A0× = 112× = 16.2 mm
顯然，輸入軸的最小直徑是安裝大帶輪處的軸徑，由于安裝鍵將軸徑增大4%，故選取:d12 = 17 mm。帶輪的寬度：B = (Z-1)×e+2×f = (5-1)×18+2×8 = 88 mm，為保證大帶輪定位可靠?。簂12 = 86 mm。大帶輪右端用軸肩定位，故取II-III段軸直徑為:d23 = 22 mm。大帶輪右端距箱體壁距離為20，取:l23 = 35 mm。
4 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度:
初選軸承的類型及型號。為能順利地在軸端III-IV、VII-VIII上安裝軸承，其段滿足軸承內(nèi)徑標(biāo)準(zhǔn)，故取:d34 = d78 = 25 mm；因軸只受徑載荷作用，查軸承樣本選用：6205型深溝球軸承，其尺寸為:d×D×T = 25×52×15 mm，軸承右端采用擋油環(huán)定位，取:l34 = 15 mm。右端軸承采用擋油環(huán)定位，由軸承樣本查得6205。型軸承的定位軸肩高度：h = 3 mm，故取：d45 = d67 = 31 mm。
齒輪的定位及安裝齒輪處軸段尺寸的確定。由于:d1≤2d56 ，所以小齒輪應(yīng)該和輸入軸制成一體，所以:l56 = 57 mm；齒輪的左端與軸承之間采用套筒定位，則:
l67 = s+a = 10+8 = 18 mm
l45 = b3+c+a+s = 75+12+10+8 = 105 mm
l78 = T = 15 mm
5 軸的受力分析和校核:
1）作軸的計算簡圖（見圖a）:
根據(jù)6205深溝球軸承查手冊得T = 15 mm
帶輪中點距左支點距離L1 = (88/2+35+15/2)mm = 86.5 mm
齒寬中點距左支點距離L2 = (57/2+15+105-15/2)mm = 141 mm
齒寬中點距右支點距離L3 = (57/2+18+15-15/2)mm = 54 mm
2）計算軸的支反力：
水平面支反力（見圖b）：
FNH1 = = = 308.9 N
FNH2 = = = 806.5 N
垂直面支反力（見圖d）：
FNV1 = = = -699.6 N
FNV2 = = = 543.1 N
3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：
截面C處的水平彎矩：
MH = FNH1L2 = 308.9×141 Nmm = 43555 Nmm
截面A處的垂直彎矩：
MV0 = FQL1 = 562.5×86.5 Nmm = 48656 Nmm
截面C處的垂直彎矩：
MV1 = FNV1L2 = -699.6×141 Nmm = -98644 Nmm
MV2 = FNV2L3 = 543.1×54 Nmm = 29327 Nmm
分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。
截面C處的合成彎矩：
M1 = = 107832 Nmm
M2 = = 52508 Nmm
作合成彎矩圖（圖f）。
4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。
5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度：
通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險截面C）的強度。必要時也對其他危險截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：
sca = = = MPa
= 7.8 MPa≤[s-1] = 60 MPa
故設(shè)計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：
II軸的設(shè)計
1 求中間軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2：
P2 = 1.67 KW n2 = 154.2 r/min T2 = 103.3 Nm
2 求作用在齒輪上的力:
已知高速級大齒輪的分度圓直徑為:
d2 = 192 mm
則:
Ft = = = 1076 N
Fr = Ft×tanat = 1076×tan200 = 391.6 N
已知低速級小齒輪的分度圓直徑為:
d3 = 70 mm
則:
Ft = = = 2951.4 N
Fr = Ft×tanat = 2951.4×tan200 = 1074.2 N
3 確定軸的各段直徑和長度:
先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)《機械設(shè)計（第八版）》表15-3，?。篈0 = 107，得:
dmin = A0× = 107× = 23.7 mm
中間軸最小直徑顯然是安裝軸承的直徑d12和d67,選定軸承型號為：6205型深溝球軸承，其尺寸為：d×D×T = 25×52×15 mm，則：d12 = d67 = 25 mm。取高速大齒輪的內(nèi)孔直徑為：d23 = 30 mm，由于安裝齒輪處的軸段長度應(yīng)略小于輪轂長度，則：l23 = 50 mm，軸肩高度：h = 0.07d = 0.07×30 = 2.1 mm，軸肩寬度：b≥1.4h = 1.4×2.1 = 2.94 mm，所以：d34 = d56 = 35 mm，l34 = 14.5 mm。由于低速小齒輪直徑d3和2d34相差不多，故將該小齒輪做成齒輪軸，小齒輪段軸徑為：d45 = 70 mm，l45 = 75 mm，則：
l12 = T2+s+a+2.5+2 = 37.5 mm
l56 = 10-3 = 7 mm
l67 = T2+s+a-l56 = 15+8+10-7 = 26 mm
4 軸的受力分析和校核：
1）作軸的計算簡圖（見圖a）:
根據(jù)6205深溝球軸承查手冊得T = 15 mm
高速大齒輪齒寬中點距左支點距離L1 = (52/2-2+37.5-15/2)mm = 54 mm
中間軸兩齒輪齒寬中點距離L2 = (52/2+14.5+b3/2)mm = 78 mm
低速小齒輪齒寬中點距右支點距離L3 = (b3/2+7+26-15/2)mm = 63 mm
2）計算軸的支反力：
水平面支反力（見圖b）：
FNH1 = = = 1731.6 N
FNH2 = = = 2295.8 N
垂直面支反力（見圖d）：
FNV1 = = = -63.9 N
FNV2 = = = -618.7 N
3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：
截面B、C處的水平彎矩：
MH1 = FNH1L1 = 1731.6×54 Nmm = 93506 Nmm
MH2 = FNH2L3 = 2295.8×63 Nmm = 144635 Nmm
截面B、C處的垂直彎矩：
MV1 = FNV1L1 = -63.9×54 Nmm = -3451 Nmm
MV2 = FNV2L3 = -618.7×63 Nmm = -38978 Nmm
分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。
截面B、C處的合成彎矩：
M1 = = 93570 Nmm
M2 = = 149795 Nmm
作合成彎矩圖（圖f）。
4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。
5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度：
通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險截面B）的強度。必要時也對其他危險截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：
sca = = = MPa
= 41.6 MPa≤[s-1] = 60 MPa
故設(shè)計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：
III軸的設(shè)計
1 求輸出軸上的功率P3、轉(zhuǎn)速n3和轉(zhuǎn)矩T3：
P3 = 1.6 KW n3 = 53.9 r/min T3 = 283.7 Nm
2 求作用在齒輪上的力:
已知低速級大齒輪的分度圓直徑為:
d4 = 200 mm
則:
Ft = = = 2837 N
Fr = Ft×tanat = 2837×tan200 = 1032.6 N
3 初步確定軸的最小直徑:
先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)《機械設(shè)計（第八版）》表15-3，取:A0 = 112，得:
dmin = A0× = 112× = 34.7 mm
輸出軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器直徑處d12，所以同時需要選取聯(lián)軸器的型號，聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩:Tca = KAT3，查《機械設(shè)計（第八版）》表14-1，由于轉(zhuǎn)矩變化很小，故取:KA = 1.2，則:
Tca = KAT3 = 1.2×283.7 = 340.4 Nm
由于鍵槽將軸徑增大4%，選取聯(lián)軸器型號為:LT7型，其尺寸為：內(nèi)孔直徑40 mm，軸孔長度84 mm，則：d12 = 40 mm，為保證聯(lián)軸器定位可靠取：l12 = 82 mm。半聯(lián)軸器右端采用軸端擋圈定位，按軸徑選用軸端擋圈直徑為：D = 50 mm，左端用軸肩定位，故取II-III段軸直徑為：d23 = 43 mm。
4 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度：
初選軸承的類型及型號。為能順利地在軸端III-IV、VII-VIII上安裝軸承，其段滿足軸承內(nèi)徑標(biāo)準(zhǔn)，故?。篸34 = d78 = 45 mm；因軸只受徑載荷作用，查軸承樣本選用:6209型深溝球軸承，其尺寸為：d×D×T = 45mm×85mm×19mm。由軸承樣本查得6209型軸承的定位軸肩高度為：h = 3.5 mm，故?。篸45 = 52 mm。軸承端蓋的總寬度為：20 mm，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面的距離為：l = 20 mm，l23 = 35 mm。
齒輪的定位及安裝齒輪處軸段尺寸的確定。取低速大齒輪的內(nèi)徑為：d4 = 52 mm，所以：d67 = 52 mm，為使齒輪定位可靠?。簂67 = 68 mm，齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度：h ≥ 0.07d = 0.07×52 = 3.64 mm，軸肩寬度：b ≥ 1.4h = 1.4×3.64 = 5.1 mm，所以：d56 = 60 mm，l56 = 10 mm；齒輪的左端與軸承之間采用套筒定位，則：
l34 = T3 = 19 mm
l45 = B2+a+s+5+c+2.5-l56 = 52+10+8+5+12+2.5-10 = 79.5 mm
l78 = T3+s+a+2.5+2 = 19+8+10+2.5+2 = 41.5 mm
5 軸的受力分析和校核:
1）作軸的計算簡圖（見圖a）:
根據(jù)6209深溝球軸承查手冊得T= 19 mm
齒寬中點距左支點距離L2 = (70/2+10+79.5+19-19/2)mm = 134 mm
齒寬中點距右支點距離L3 = (70/2-2+41.5-19/2)mm = 65 mm
2）計算軸的支反力：
水平面支反力（見圖b）：
FNH1 = = = 926.7 N
FNH2 = = = 1910.3 N
垂直面支反力（見圖d）：
FNV1 = = = 337.3 N
FNV2 = = = 695.3 N
3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：
截面C處的水平彎矩：
MH = FNH1L2 = 926.7×134 Nmm = 124178 Nmm
截面C處的垂直彎矩：
MV = FNV1L2 = 337.3×134 Nmm = 45198 Nmm
分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。
截面C處的合成彎矩：
M = = 132148 Nmm
作合成彎矩圖（圖f）。
4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。
5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度：
通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險截面C）的強度。必要時也對其他危險截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：
sca = = = MPa
= 12.1 MPa≤[s-1] = 60 MPa
故設(shè)計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：
第八部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算
1 輸入軸鍵計算：
校核大帶輪處的鍵連接：
該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 5mm×5mm×80mm，接觸長度:l' = 80-5 = 75 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:
T = 0.25hl'd[sF] = 0.25×5×75×17×120/1000 = 191.2 Nm
T≥T1，故鍵滿足強度要求。
2 中間軸鍵計算：
校核高速大齒輪處的鍵連接：
該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 8mm×7mm×45mm，接觸長度:l' = 45-8 = 37 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:
T = 0.25hl'd[sF] = 0.25×7×37×30×120/1000 = 233.1 Nm
T≥T2，故鍵滿足強度要求。
3 輸出軸鍵計算：
(1) 校核低速大齒輪處的鍵連接：
該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 16mm×10mm×63mm，接觸長度:l' = 63-16 = 47 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:
T = 0.25hl'd[sF] = 0.25×10×47×52×120/1000 = 733.2 Nm
T≥T3，故鍵滿足強度要求。
(2) 校核聯(lián)軸器處的鍵連接：
該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 12mm×8mm×70mm，接觸長度:l' = 70-12 = 58 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:
T = 0.25hl'd[sF] = 0.25×8×58×40×120/1000 = 556.8 Nm
T≥T3，故鍵滿足強度要求。
第九部分 軸承的選擇及校核計算
根據(jù)條件，軸承預(yù)計壽命：
Lh = 8×1×8×300 = 19200 h
1 輸入軸的軸承設(shè)計計算:
(1) 初步計算當(dāng)量動載荷P:
因該軸承只受徑向力，所以:
P = Fr = 406 N
(2) 求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:
C = P = 406× = 3533 N
(3) 選擇軸承型號:
查課本表11-5，選擇:6205軸承，Cr = 14 KN，由課本式11-3有：
Lh =
= = 1.19×106≥Lh
所以軸承預(yù)期壽命足夠。
2 中間軸的軸承設(shè)計計算:
(1) 初步計算當(dāng)量動載荷P:
因該軸承只受徑向力，所以:
P = Fr = 1074.2 N
(2) 求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:
C = P = 1074.2× = 6039 N
(3) 選擇軸承型號:
查課本表11-5，選擇:6205軸承，Cr = 14 KN，由課本式11-3有：
Lh =
= = 2.39×105≥Lh
所以軸承預(yù)期壽命足夠。
3 輸出軸的軸承設(shè)計計算:
(1) 初步計算當(dāng)量動載荷P:
因該軸承只受徑向力，所以:
P = Fr = 1032.6 N
(2) 求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:
C = P = 1032.6× = 4089 N
(3) 選擇軸承型號:
查課本表11-5，選擇:6209軸承，Cr = 31.5 KN，由課本式11-3有：
Lh =
= = 8.78×106≥Lh
所以軸承預(yù)期壽命足夠。
第十部分 減速器及其附件的設(shè)計
1 箱體（箱蓋）的分析：
箱體是減速器中較為復(fù)雜的一個零件，設(shè)計時應(yīng)力求各零件之間配置恰當(dāng)，并且滿足強度，剛度，壽命，工藝、經(jīng)濟性等要求，以期得到工作性能良好，便于制造，重量輕，成本低廉的機器。
2 箱體（蓋）的材料：
由于本課題所設(shè)計的減速器為普通型，故常用HT15-33灰鑄鐵制造。這是因為鑄造的減速箱剛性好,易得到美觀的外形,易切削,適應(yīng)于成批生產(chǎn)。
3 箱體的設(shè)計計算，箱體尺寸如下：
代號 名稱 計算與說明 結(jié)果
d 箱體壁厚 d = 0.025a+3 ≥ 8 取d = 10 mm
d1 箱蓋壁厚 d1 = 0.02a+3 ≥ 8 取d1 = 10 mm
d' 箱體加強筋厚 d' = 0.85d1 = 0.85×10 = 8.5 取d' = 10 mm
d1' 箱蓋加強筋厚 d1' = 0.85d1 = 0.85×10 = 8.5 取d1' = 10 mm
b 箱體分箱面凸緣厚 b≈1.5d = 1.5×10 = 15mm 取b = 15 mm
b1 箱蓋分箱面凸緣厚 b1≈1.5d11.5×10 = 15mm 取b1 = 15 mm
b2 平凸緣底厚 b2≈2.35d = 2.35×10 = 23.5mm取b2 = 24 mm
df 地腳螺栓 df = 0.036a+12 = 18.37 取df = 20 mm
d1 軸承螺栓 d1 = 0.7df = 12.86 取d1 = 14 mm
d2 聯(lián)接分箱螺栓 d2 = (0.5-0.7)df = 10-14 取d2 = 10 mm
d3 軸承蓋螺釘 d3 = 10 mm 取d3 = 10 mm
d4 檢查孔螺釘 M8×22
n 地腳螺栓數(shù) 取：n = 6
第十一部分 潤滑與密封設(shè)計
對于二級圓柱齒輪減速器，因為傳動裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以其速度遠遠小于150-200 m/min，所以采用脂潤滑，箱體內(nèi)選用CKC150潤滑油，裝至規(guī)定高度。油的深度為：H+h1：
H = 30 mm h1 = 34 mm
所以：H+h1 = 30+34 = 64 mm 。
其中油的粘度大，化學(xué)合成油，潤滑效果好。密封性來講為了保證機蓋與機座聯(lián)接處密封，聯(lián)接凸緣應(yīng)有足夠的寬度，聯(lián)接表面應(yīng)精創(chuàng)，其表面粗度應(yīng)為Ra=6.3，密封的表面要經(jīng)過刮研。而且，凸緣聯(lián)接螺柱之間的距離不宜太大，為150mm。并勻均布置，保證部分面處的密封性。
設(shè)計小結(jié)
這次關(guān)于帶式運輸機上的兩級圓柱齒輪減速器的課程設(shè)計是我們真正理論聯(lián)系實際、深入了解設(shè)計概念和設(shè)計過程的實踐考驗，對于提高我們機械設(shè)計的綜合素質(zhì)大有用處。通過兩個星期的設(shè)計實踐，使我對機械設(shè)計有了更多的了解和認識.為我們以后的工作打下了堅實的基礎(chǔ)。
機械設(shè)計是機械工業(yè)的基礎(chǔ),是一門綜合性相當(dāng)強的技術(shù)課程，它融《機械原理》、《機械設(shè)計》、《理論力學(xué)》、《材料力學(xué)》、《互換性與技術(shù)測量》、《工程材料》、《機械設(shè)計（機械設(shè)計基礎(chǔ)）課程設(shè)計》等于一體。
這次的課程設(shè)計,對于培養(yǎng)我們理論聯(lián)系實際的設(shè)計思想、訓(xùn)練綜合運用機械設(shè)計和有關(guān)先修課程的理論,結(jié)合生產(chǎn)實際反應(yīng)和解決工程實際問題的能力，鞏固、加深和擴展有關(guān)機械設(shè)計方面的知識等方面有重要的作用。
本次設(shè)計得到了指導(dǎo)老師的細心幫助和支持。衷心的感謝老師的指導(dǎo)和幫助。設(shè)計中還存在不少錯誤和缺點，需要繼續(xù)努力學(xué)習(xí)和掌握有關(guān)機械設(shè)計的知識，繼續(xù)培養(yǎng)設(shè)計習(xí)慣和思維從而提高設(shè)計實踐操作能力。
參考文獻
1 《機械設(shè)計（第八版）》 高等教育出版社。
2 《機械設(shè)計（機械設(shè)計基礎(chǔ)）課程設(shè)計》 高等教育出版社。
3 《機械零件手冊》 天津大學(xué)機械零件教研室。