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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),2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. 齒輪的設(shè)計
6. 滾動軸承和傳動軸的設(shè)計
7. 鍵聯(lián)接設(shè)計
8. 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計
9. 潤滑密封設(shè)計
10. 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，將開式齒輪設(shè)置在低速級。
初步確定傳動系統(tǒng)總體方案:
選擇開式齒輪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=0.99×0.983×0.972×0.95×0.96=0.8
h1為聯(lián)軸器的效率,h2為軸承的效率,h3為齒輪嚙合傳動的效率,h4為開式齒輪傳動的效率,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=0.22m/s
工作機的功率pw:
pw= 3.19 KW
電動機所需工作功率為:
pd= 3.99 KW
執(zhí)行機構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為:
n = 13.3 r/min
經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，開式齒輪傳動的傳動比范圍為i1 = 2~5，二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= 16~200，電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd = ia×n = ( 16~200 )×13.3 = 212.8~2660r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和開式齒輪傳動、減速器的傳動比，選定型號為Y132M1-6的三相異步電動機，額定功率為4KW,滿載轉(zhuǎn)速nm=960r/min，同步轉(zhuǎn)速1000r/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=960/13.3=72.2
（2）分配傳動裝置傳動比:
ia=i0×i
式中i0,i1分別為開式齒輪和減速器的傳動比。為使開式齒輪傳動外廓尺寸不致過大，選取i0=6，則減速器傳動比為:
i=ia/i0=72.2/6=12
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 = 2.93
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 = 960 = 960 r/min
nII = nI/i12 = 960/4.1 = 234.1 r/min
nIII = nII/i23 = 234.1/2.93 = 79.9 r/min
nIV = nIII/i0 = 79.9/6 = 13.3 r/min
（2)各軸輸入功率:
PI = Pd×h1 = 3.99×0.99 = 3.95 KW
PII = PI×h2×h3 = 3.95×0.98×0.97 = 3.75 KW
PIII = PII×h2×h3 = 3.75×0.98×0.97 = 3.56 KW
PIV = PIII×h2×h4 = 3.56×0.98×0.95 = 3.31 KW
則各軸的輸出功率：
PI' = PI×0.98 = 3.87 KW
PII' = PII×0.98 = 3.67 KW
PIII' = PIII×0.98 = 3.49 KW
PIV' = PIV×0.98 = 3.24 KW
(3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩:
TI = Td×h1
電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩:
Td = = 39.7 Nm
所以：
TI = Td×h1 = 39.7×0.99 = 39.3 Nm
TII = TI×i12×h2×h3 = 39.3×4.1×0.98×0.97 = 153.2 Nm
TIII = TII×i23×h2×h3 = 153.2×2.93×0.98×0.97 = 426.7 Nm
TIV = TIII×i0×h2×h4 = 426.7×6×0.98×0.95 = 2383.5 Nm
輸出轉(zhuǎn)矩為：
TI' = TI×0.98 = 38.5 Nm
TII' = TII×0.98 = 150.1 Nm
TIII' = TIII×0.98 = 418.2 Nm
TIV' = TIV×0.98 = 2335.8 Nm
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 = 21，則：
Z2 = i12×Z1 = 4.1×21 = 86.1 ?。篫2 = 86
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 = 39.3 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)：N1 = 60nkth = 60×960×1×8×300×2×8 = 2.21×109
大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N2 = 60nkth = N1/u = 2.21×109/4.1 = 5.39×108
8) 由圖8-19查得接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.87,KHN2 = 0.9
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 = = 0.87×610 = 530.7 MPa
[sH]2 = = 0.9×560 = 504 MPa
許用接觸應(yīng)力:
[sH] = ([sH]1+[sH]2)/2 = (530.7+504)/2 = 517.35 MPa
3 設(shè)計計算:
小齒輪的分度圓直徑:d1t:
= = 59 mm
4 修正計算結(jié)果：
1) 確定模數(shù)：
mn = = = 2.81 mm
取為標(biāo)準(zhǔn)值:3 mm。
2) 中心距：
a = = = 160.5 mm
3) 計算齒輪參數(shù)：
d1 = Z1mn = 21×3 = 63 mm
d2 = Z2mn = 86×3 = 258 mm
b = φd×d1 = 63 mm
b圓整為整數(shù)為：b = 63 mm。
4) 計算圓周速度v:
v = = = 3.17 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：
= = = 9.33
求得:KHb = 1.09+0.26fd2+0.33×10-3b = 1.09+0.26×0.82+0.33×10-3×63 = 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 = 2.73 YFa2 = 2.23
應(yīng)力校正系數(shù):YSa1 = 1.57 YSa2 = 1.79
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 = 2.21×109
大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N2 = 5.39×108
6) 由圖8-20查得彎曲疲勞壽命系數(shù)為：
KFN1 = 0.83 KFN2 = 0.85
7) 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取S=1.3，由式8-15得：
[sF]1 = = = 156.4
[sF]2 = = = 143.8
= = 0.0274
= = 0.02776
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 mm
2≤3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 = 63 mm
d2 = 258 mm
b = yd×d1 = 63 mm
b圓整為整數(shù)為：b = 63 mm
圓整的大小齒輪寬度為：b1 = 68 mm b2 = 63 mm
中心距：a = 160.5 mm，模數(shù)：m = 3 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 = 24，則：
Z4 = i23×Z3 = 2.93×24 = 70.32 ?。篫4 = 70
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 = 2.5
2) T2 = 153.2 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 = 60×234.1×1×8×300×2×8 = 5.39×108
大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N4 = 60nkth = N1/u = 5.39×108/2.93 = 1.84×108
8) 由圖8-19查得接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.9,KHN3 = 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]3 = = 0.9×610 = 549 MPa
[sH]4 = = 0.92×560 = 515.2 MPa
許用接觸應(yīng)力:
[sH] = ([sH]3+[sH]4)/2 = (549+515.2)/2 = 532.1 MPa
3 設(shè)計計算:
小齒輪的分度圓直徑:d1t:
= = 93.5 mm
4 修正計算結(jié)果：
1) 確定模數(shù)：
mn = = = 3.9 mm
取為標(biāo)準(zhǔn)值:4 mm。
2) 中心距：
a = = = 188 mm
3) 計算齒輪參數(shù)：
d3 = Z3mn = 24×4 = 96 mm
d4 = Z4mn = 70×4 = 280 mm
b = φd×d3 = 96 mm
b圓整為整數(shù)為：b = 96 mm。
4) 計算圓周速度v:
v = = = 1.18 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：
= = = 10.67
求得:KHb = 1.09+0.26fd4+0.33×10-3b = 1.09+0.26×0.82+0.33×10-3×96 = 1.38
，由圖8-12查得：KFb = 1.35
2) K = KAKVKFaKFb = 1×1.1×1.1×1.35 = 1.63
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 = 2.63 YFa4 = 2.25
應(yīng)力校正系數(shù):YSa3 = 1.59 YSa4 = 1.76
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 = 5.39×108
大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N4 = 1.84×108
6) 由圖8-20查得彎曲疲勞壽命系數(shù)為：
KFN3 = 0.85 KFN4 = 0.88
7) 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取S=1.3，由式8-15得：
[sF]3 = = = 160.2
[sF]4 = = = 148.9
= = 0.0261
= = 0.0266
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≥
= = 2.85 mm
2.85≤4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 = 96 mm
d4 = 280 mm
b = yd×d3 = 96 mm
b圓整為整數(shù)為：b = 96 mm
圓整的大小齒輪寬度為：b3 = 101 mm b4 = 96 mm
中心距：a = 188 mm，模數(shù)：m = 4 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 = 3.95 KW n1 = 960 r/min T1 = 39.3 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 = 63 mm
則:
Ft = = = 1247.6 N
Fr = Ft×tanat = 1247.6×tan200 = 454.1 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× = 17.9 mm
輸入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 = KAT1，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 = KAT1 = 1.2×39.3 = 47.2 Nm
由于鍵槽將軸徑增大4%，選取聯(lián)軸器型號為:LT4型，其尺寸為：內(nèi)孔直徑20 mm，軸孔長度38 mm，則：d12 = 20 mm，為保證聯(lián)軸器定位可靠取：l12 = 36 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 = 30 mm，左端用軸肩定位，故取II-III段軸直徑為：d23 = 25 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 = 30 mm；因軸只受徑載荷作用，查軸承樣本選用：6206型深溝球軸承，其尺寸為:d×D×T = 30×62×16 mm，軸承右端采用擋油環(huán)定位，取:l34 = 16 mm。右端軸承采用擋油環(huán)定位，由軸承樣本查得6206。型軸承的定位軸肩高度：h = 3 mm，故?。篸45 = d67 = 36 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 = 68 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 = 101+12+10+8 = 131 mm
l78 = T = 16 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)6206深溝球軸承查手冊得T= 16 mm
齒寬中點距左支點距離L2 = ((63+5)/2+16+131-16/2)mm = 173 mm
齒寬中點距右支點距離L3 = ((63+5)/2+18+16-16/2)mm = 60 mm
2）計算軸的支反力：
水平面支反力（見圖b）：
FNH1 = = = 321.3 N
FNH2 = = = 926.3 N
垂直面支反力（見圖d）：
FNV1 = = = 116.9 N
FNV2 = = = 337.2 N
3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：
截面C處的水平彎矩：
MH = FNH1L2 = 321.3×173 Nmm = 55585 Nmm
截面C處的垂直彎矩：
MV = FNV1L2 = 116.9×173 Nmm = 20224 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 = = 59150 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
= 2.5 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 = 3.75 KW n2 = 234.1 r/min T2 = 153.2 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 = 258 mm
則:
Ft = = = 1187.6 N
Fr = Ft×tanat = 1187.6×tan200 = 432.3 N
已知低速級小齒輪的分度圓直徑為:
d3 = 96 mm
則:
Ft = = = 3191.7 N
Fr = Ft×tanat = 3191.7×tan200 = 1161.7 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× = 27 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：6206型深溝球軸承，其尺寸為：d×D×T = 30×62×16 mm，則：d12 = d67 = 30 mm。取高速大齒輪的內(nèi)孔直徑為：d23 = 35 mm，由于安裝齒輪處的軸段長度應(yīng)略小于輪轂長度，則：l23 = 61 mm，軸肩高度：h = 0.07d = 0.07×35 = 2.45 mm，軸肩寬度：b≥1.4h = 1.4×2.45 = 3.43 mm，所以：d34 = d56 = 40 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 = 96 mm，l45 = 101 mm，則：
l12 = T2+s+a+2.5+2 = 38.5 mm
l56 = 10-3 = 7 mm
l67 = T2+s+a-l56 = 16+8+10-7 = 27 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)6206深溝球軸承查手冊得T = 16 mm
高速大齒輪齒寬中點距左支點距離L1 = (63/2-2+38.5-16/2)mm = 60 mm
中間軸兩齒輪齒寬中點距離L2 = (63/2+14.5+b3/2)mm = 96.5 mm
低速小齒輪齒寬中點距右支點距離L3 = (b3/2+7+27-16/2)mm = 76.5 mm
2）計算軸的支反力：
水平面支反力（見圖b）：
FNH1 = = = 1929.7 N
FNH2 = = = 2449.6 N
垂直面支反力（見圖d）：
FNV1 = = = -60.4 N
FNV2 = = = -669 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 = 1929.7×60 Nmm = 115782 Nmm
MH2 = FNH2L3 = 2449.6×76.5 Nmm = 187394 Nmm
截面B、C處的垂直彎矩：
MV1 = FNV1L1 = -60.4×60 Nmm = -3624 Nmm
MV2 = FNV2L3 = -669×76.5 Nmm = -51178 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 = = 115839 Nmm
M2 = = 194257 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
= 34.5 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 = 3.56 KW n3 = 79.9 r/min T3 = 426.7 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 = 280 mm
則:
Ft = = = 3047.9 N
Fr = Ft×tanat = 3047.9×tan200 = 1109.3 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× = 39.7 mm
顯然，輸入軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器處的軸徑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 = KAT1，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 = 1.2×426.7 = 512 Nm
由于鍵槽將軸徑增大4%，選取聯(lián)軸器型號為:LT8型，其尺寸為：內(nèi)孔直徑45 mm，軸孔長度84 mm，則：d12 = 45 mm，為保證聯(lián)軸器定位可靠?。簂12 = 82 mm。聯(lián)軸器右端用軸肩定位，故取II-III段軸直徑為:d23 = 46 mm。聯(lián)軸器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?。篸34 = d78 = 50 mm；因軸只受徑載荷作用，查軸承樣本選用:6210型深溝球軸承，其尺寸為：d×D×T = 50mm×90mm×20mm。由軸承樣本查得6210型軸承的定位軸肩高度為：h = 3.5 mm，故?。篸45 = 57 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 = 57 mm，所以：d67 = 57 mm，為使齒輪定位可靠?。簂67 = 94 mm，齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度：h ≥ 0.07d = 0.07×57 = 3.99 mm，軸肩寬度：b ≥ 1.4h = 1.4×3.99 = 5.59 mm，所以：d56 = 65 mm，l56 = 10 mm；齒輪的左端與軸承之間采用套筒定位，則：
l34 = T3 = 20 mm
l45 = B2+a+s+5+c+2.5-l56 = 63+10+8+5+12+2.5-10 = 90.5 mm
l78 = T3+s+a+2.5+2 = 20+8+10+2.5+2 = 42.5 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)6210深溝球軸承查手冊得T= 20 mm
齒寬中點距左支點距離L2 = (96/2+10+90.5+20-20/2)mm = 158.5 mm
齒寬中點距右支點距離L3 = (96/2-2+42.5-20/2)mm = 78.5 mm
2）計算軸的支反力：
水平面支反力（見圖b）：
FNH1 = = = 1009.5 N
FNH2 = = = 2038.4 N
垂直面支反力（見圖d）：
FNV1 = = = 367.4 N
FNV2 = = = 741.9 N
3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：
截面C處的水平彎矩：
MH = FNH1L2 = 1009.5×158.5 Nmm = 160006 Nmm
截面C處的垂直彎矩：
MV = FNV1L2 = 367.4×158.5 Nmm = 58233 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 = = 170273 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
= 13.8 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：
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 = 6mm×6mm×32mm，接觸長度:l' = 32-6 = 26 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:
T = 0.25hl'd[sF] = 0.25×6×26×20×120/1000 = 93.6 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 = 10mm×8mm×50mm，接觸長度:l' = 50-10 = 40 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:
T = 0.25hl'd[sF] = 0.25×8×40×35×120/1000 = 336 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×90mm，接觸長度:l' = 90-16 = 74 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:
T = 0.25hl'd[sF] = 0.25×10×74×57×120/1000 = 1265.4 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×36mm，接觸長度:l' = 36-12 = 24 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:
T = 0.25hl'd[sF] = 0.25×8×24×41×120/1000 = 236.2 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 = 8×2×8×300 = 38400 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 = 454.1 N
(2) 求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:
C = P = 454.1× = 5917 N
(3) 選擇軸承型號:
查課本表11-5，選擇:6206軸承，Cr = 19.5 KN，由課本式11-3有：
Lh =
= = 1.37×106≥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 = 1161.7 N
(2) 求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:
C = P = 1161.7× = 9456 N
(3) 選擇軸承型號:
查課本表11-5，選擇:6206軸承，Cr = 19.5 KN，由課本式11-3有：
Lh =
= = 3.37×105≥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 = 1109.3 N
(2) 求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:
C = P = 1109.3× = 6310 N
(3) 選擇軸承型號:
查課本表11-5，選擇:6210軸承，Cr = 35 KN，由課本式11-3有：
Lh =
= = 6.55×106≥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。