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機械設計（論文）說明書
題 目：二級斜齒圓柱齒輪減速器
系 別： XXX系
專 業(yè)：
學生姓名：
學 號：
指導教師：
職 稱：
二零一二年五月一日
目 錄
第一部分 課程設計任務書-------------------------------3
第二部分 傳動裝置總體設計方案-------------------------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 齒輪的設計----------------------------------8
第六部分 傳動軸承和傳動軸及聯(lián)軸器的設計---------------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計-------------------------22
第九部分 潤滑與密封----------------------------------24
設計小結--------------------------------------------25
參考文獻--------------------------------------------25
第一部分 課程設計任務書
一、設計課題：
設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,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,使用期限10年(250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.設計說明書一份。
三. 設計步驟:
1. 傳動裝置總體設計方案
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. 設計V帶和帶輪
6. 齒輪的設計
7. 滾動軸承和傳動軸的設計
8. 鍵聯(lián)接設計
9. 箱體結構設計
10. 潤滑密封設計
11. 聯(lián)軸器設計
第二部分 傳動裝置總體設計方案
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：考慮到電機轉速高，傳動功率大，將V帶設置在高速級。其傳動方案如下：
圖一: 傳動裝置總體設計圖
初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如:傳動裝置總體設計圖所示。
選擇V帶傳動和二級圓柱斜齒輪減速器（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=1.5m/s
工作機的功率pw:
pw= 3.75 KW
電動機所需工作功率為:
pd= 4.52 KW
執(zhí)行機構的曲柄轉速為:
n = 63.7 r/min
經查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比i1=2~4，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比i2=8~40，則總傳動比合理范圍為ia=16~160，電動機轉速的可選范圍為nd = ia×n = (16×160)×63.7 = 1019.2~10192r/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Y132S1-2的三相異步電動機，額定功率為5.5KW,滿載轉速nm=2900r/min，同步轉速3000r/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速n 和工作機主動軸轉速n，可得傳動裝置總傳動比為:
ia=nm/n=2900/63.7=45.5
（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=3.5，則減速器傳動比為:
i=ia/i0=45.5/3.5=13
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 = 3.04
第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)
（1）各軸轉速:
nI = nm/i0 = 2900/3.5 = 828.6 r/min
nII = nI/i12 = 828.6/4.27 = 194.1 r/min
nIII = nII/i23 = 194.1/3.04 = 63.8 r/min
nIV = nIII = 63.8 r/min
（2)各軸輸入功率:
PI = Pd×h1 = 4.52×0.96 = 4.34 KW
PII = PI×h2×h3 = 4.34×0.99×0.97 = 4.17 KW
PIII = PII×h2×h3 = 4.17×0.99×0.97 = 4 KW
PIV = PIII×h2×h4 = 4×0.99×0.99 = 3.92 KW
則各軸的輸出功率：
PI' = PI×0.99 = 4.3 KW
PII' = PII×0.99 = 4.13 KW
PIII' = PIII×0.99 = 3.96 KW
PIV' = PIV×0.99 = 3.88 KW
(3)各軸輸入轉矩:
TI = Td×i0×h1
電動機軸的輸出轉矩:
Td = = 14.9 Nm
所以：
TI = Td×i0×h1 = 14.9×3.5×0.96 = 50.1 Nm
TII = TI×i12×h2×h3 = 50.1×4.27×0.99×0.97 = 205.4 Nm
TIII = TII×i23×h2×h3 = 205.4×3.04×0.99×0.97 = 599.6 Nm
TIV = TIII×h2×h4 = 599.6×0.99×0.99 = 587.7 Nm
輸出轉矩為：
TI' = TI×0.99 = 49.6 Nm
TII' = TII×0.99 = 203.3 Nm
TIII' = TIII×0.99 = 593.6 Nm
TIV' = TIV×0.99 = 581.8 Nm
第五部分 V帶的設計
1 選擇普通V帶型號
計算功率Pc:
Pc = KAPd = 1.1×4.52 = 4.97 KW
根據手冊查得知其交點在A型交界線范圍內，故選用A型V帶。
2 確定帶輪的基準直徑，并驗算帶速
取小帶輪直徑為d1 = 100 mm,則：
d2 = n1×d1×(1-e)/n2 = i0×d1×(1-e)
= 3.5×100×(1-0.02) = 343 mm
由手冊選取d2 = 335 mm。
帶速驗算：
V = nm×d1×π/(60×1000)
= 2900×100×π/(60×1000) = 15.18 m/s
介于5~25m/s范圍內，故合適。
3 確定帶長和中心距a
0.7×(d1+d2)≤a0≤2×(d1+d2)
0.7×(100+335)≤a0≤2×(100+335)
304.5≤a0≤870
初定中心距a0 = 587.25 mm，則帶長為:
L0 = 2a0+π×(d1+d2)/2+(d2-d1)2/(4×a0)
= 2×587.25+π×(100+335)/2+(335-100)2/(4×587.25)=1881 mm
由表9-3選用Ld = 1800 mm，確定實際中心距為：
a = a0+(Ld-L0)/2 = 587.25+(1800-1881)/2 = 546.75 mm
4 驗算小帶輪上的包角a1:
a1 = 1800-(d2-d1)×57.30/a
= 1800-(335-100)×57.30/546.75
= 155.40>1200
5 確定帶的根數(shù)：
Z = Pc/((P0+DP0)×KL×Ka)
= 4.97/((2.06+0.35)×1.01×0.93) = 2.2
故要取Z = 3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
= 500×4.97×(2.5/0.93-1)/(3×15.18)+0.10×15.182 = 115.2 N
作用在軸上的壓力：
FQ = 2×Z×F0×sin(a1/2)
= 2×3×115.2×sin(155.4/2) = 675.2 N
第六部分 齒輪的設計
（一） 高速級齒輪傳動的設計計算
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，故大小齒輪都選用軟齒面漸開線斜齒輪。
1） 材料：高速級小齒輪選用40Cr鋼調質，齒面硬度為小齒輪：274~286HBW。高速級大齒輪選用45鋼調質，齒面硬度為大齒輪：225~255HBW。取小齒齒數(shù)：Z1 = 21，則：
Z2 = i12×Z1 = 4.27×21 = 89.67 ?。篫2 = 90
2） 初選螺旋角:b = 150。
2 初步設計齒輪傳動的主要尺寸，按齒面接觸強度設計：
確定各參數(shù)的值:
1) 試選Kt = 1.6
2) T1 = 50.1 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 = 2.42
6) 由式8-3得：
ea = [1.88-3.2×(1/Z1+1/Z2)]×cosb
= [1.88-3.2×(1/21+1/90)]×cos150 = 1.634
7) 由式8-4得：
eb = 0.318ydZ1tanb = 0.318×1×21×tan150 = 1.79
8) 由式8-19得:
Ze = = = = 0.782
9) 由式8-21得：
Zb = = = 0.98
10) 查得小齒輪的接觸疲勞強度極限:sHlim1 = 650 MPa，大齒輪的接觸疲勞強度極限:sHlim2 = 530 MPa。
11) 計算應力循環(huán)次數(shù)：
小齒輪應力循環(huán)次數(shù)：N1 = 60nkth = 60×828.6×1×10×250×2×8 = 1.99×109
大齒輪應力循環(huán)次數(shù)：N2 = 60nkth = N1/u = 1.99×109/4.27 = 4.66×108
12) 由圖8-19查得接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.88,KHN2 = 0.9
13) 計算接觸疲勞許用應力,取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:
[sH]1 = = 0.88×650 = 572 MPa
[sH]2 = = 0.9×530 = 477 MPa
許用接觸應力:
[sH] = ([sH]1+[sH]2)/2 = (572+477)/2 = 524.5 MPa
3 設計計算:
小齒輪的分度圓直徑:d1t:
= = 45.3 mm
4 修正計算結果：
1) 確定模數(shù)：
mn = = = 2.08 mm
取為標準值:2.5 mm。
2) 中心距：
a = = = 143.6 mm
3) 螺旋角：
b = arccos = arccos = 14.90
4) 計算齒輪參數(shù)：
d1 = = = 54 mm
d2 = = = 233 mm
b = φd×d1 = 54 mm
b圓整為整數(shù)為：b = 54 mm。
5) 計算圓周速度v:
v = = = 2.34 m/s
由表8-8選取齒輪精度等級為9級。
6) 同前，ZE = 189.8。由圖8-15查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)為:ZH = 2.42。
7) 由式8-3得：
ea = [1.88-3.2×(1/Z1+1/Z2)]×cosb
= [1.88-3.2×(1/21+1/90)]×cos14.90 = 1.635
8) 由式8-4得：
eb = 0.318ydZ1tanb = 0.318×1×21×tan14.90 = 1.78
9) eg = ea+eb = 3.415
10) 同前，取:eb = 1
Ze = = = = 0.782
11) 由式8-21得：
Zb = = = 0.98
12) 由表8-2查得系數(shù)：KA = 1，由圖8-6查得系數(shù)：KV = 1.1。
13) Ft = = = 1855.6 N
= = 34.4 < 100 Nmm
14) 由tanat = tanan/cosb得：
at = arctan(tanan/cosb) = arctan(tan200/cos14.90) = 20.60
15) 由式8-17得：
cosbb = cosbcosan/cosat = cos14.9cos20/cos20.6 = 0.97
16) 由表8-3得：
KHa = KFa = ea/cos2bb = 1.635/0.972 = 1.74
17) 由表8-4得：
KHb = 1.17+0.16yd2+0.61×10-3b = 1.36
18) K = KAKVKHaKHb = 1×1.1×1.74×1.36 = 2.6
19) 計算d1：
d1 ≥
= = 52.5 mm
實際d1 = 54 > 52.5所以齒面接觸疲勞強度足夠。
5 校核齒根彎曲疲勞強度：
(1) 確定公式內各計算數(shù)值：
1) 當量齒數(shù)：
ZV1 = Z1/cos3b = 21/cos314.90 = 23.3
ZV2 = Z2/cos3b = 90/cos314.90 = 99.7
2)
eaV = [1.88-3.2×(1/ZV1+1/ZV2)]cosb
= [1.88-3.2×(1/23.3+1/99.7)]×cos14.90 = 1.653
3) 由式8-25得重合度系數(shù)：
Ye = 0.25+0.75cos2bb/eaV = 0.68
4) 由圖8-26和eb = 1.78查得螺旋角系數(shù)Yb = 0.87
5)
= = 3.07
前已求得:KHa = 1.74<3.07，故?。篕Fa = 1.74
6)
= = = 9.6
且前已求得:KHb = 1.36，由圖8-12查得：KFb = 1.33
7) K = KAKVKFaKFb = 1×1.1×1.74×1.33 = 2.55
8) 由圖8-17、8-18查得齒形系數(shù)和應力修正系數(shù)：
齒形系數(shù):YFa1 = 2.66 YFa2 = 2.21
應力校正系數(shù):YSa1 = 1.59 YSa2 = 1.8
9) 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 = 500 MPa sFlim2 = 380 MPa
10) 同例8-2：
小齒輪應力循環(huán)次數(shù):N1 = 1.99×109
大齒輪應力循環(huán)次數(shù):N2 = 4.66×108
11) 由圖8-20查得彎曲疲勞壽命系數(shù)為：
KFN1 = 0.84 KFN2 = 0.85
12) 計算彎曲疲勞許用應力，取S=1.3，由式8-15得：
[sF]1 = = = 323.1
[sF]2 = = = 248.5
= = 0.01309
= = 0.01601
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≥
= = 1.66 mm
1.66≤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：
d1 = 54 mm
d2 = 233 mm
b = yd×d1 = 54 mm
b圓整為整數(shù)為：b = 54 mm
圓整的大小齒輪寬度為：b1 = 59 mm b2 = 54 mm
中心距：a = 143.5 mm，模數(shù)：m = 2.5 mm
（二） 低速級齒輪傳動的設計計算
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，故大小齒輪都選用軟齒面漸開線斜齒輪。
1） 材料：高速級小齒輪選用40Cr鋼調質，齒面硬度為小齒輪：274~286HBW。高速級大齒輪選用45鋼調質，齒面硬度為大齒輪：225~255HBW。取小齒齒數(shù)：Z3 = 24，則：
Z4 = i23×Z3 = 3.04×24 = 72.96 ?。篫4 = 73
2） 初選螺旋角:b = 130。
2 初步設計齒輪傳動的主要尺寸，按齒面接觸強度設計：
確定各參數(shù)的值:
1) 試選Kt = 1.6
2) T2 = 205.4 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 = 2.45
6) 由式8-3得：
ea = [1.88-3.2×(1/Z3+1/Z4)]×cosb
= [1.88-3.2×(1/24+1/73)]×cos130 = 1.634
7) 由式8-4得：
eb = 0.318ydZ3tanb = 0.318×1×24×tan130 = 1.76
8) 由式8-19得:
Ze = = = = 0.782
9) 由式8-21得：
Zb = = = 0.99
10) 查得小齒輪的接觸疲勞強度極限:sHlim1 = 650 MPa，大齒輪的接觸疲勞強度極限:sHlim2 = 530 MPa。
11) 計算應力循環(huán)次數(shù)：
小齒輪應力循環(huán)次數(shù)：N3 = 60nkth = 60×194.1×1×10×250×2×8 = 4.66×108
大齒輪應力循環(huán)次數(shù)：N4 = 60nkth = N3/u = 4.66×108/3.04 = 1.53×108
12) 由圖8-19查得接觸疲勞壽命系數(shù):KHN3 = 0.9,KHN4 = 0.92
13) 計算接觸疲勞許用應力,取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:
[sH]3 = = 0.9×650 = 585 MPa
[sH]4 = = 0.92×530 = 487.6 MPa
許用接觸應力:
[sH] = ([sH]3+[sH]4)/2 = (585+487.6)/2 = 536.3 MPa
3 設計計算:
小齒輪的分度圓直徑:d3t:
= = 73.8 mm
4 修正計算結果：
1) 確定模數(shù)：
mn = = = 3 mm
取為標準值:3.5 mm。
2) 中心距：
a = = = 174.2 mm
3) 螺旋角：
b = arccos = arccos = 130
4) 計算齒輪參數(shù)：
d3 = = = 86 mm
d4 = = = 262 mm
b = φd×d3 = 86 mm
b圓整為整數(shù)為：b = 86 mm。
5) 計算圓周速度v:
v = = = 0.87 m/s
由表8-8選取齒輪精度等級為9級。
6) 同前，ZE = 189.8。由圖8-15查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)為:ZH = 2.45。
7) 由式8-3得：
ea = [1.88-3.2×(1/Z3+1/Z4)]×cosb
= [1.88-3.2×(1/24+1/73)]×cos130 = 1.659
8) 由式8-4得：
eb = 0.318ydZ3tanb = 0.318×1×24×tan130 = 1.76
9) eg = ea+eb = 3.419
10) 同前，取:eb = 1
Ze = = = = 0.776
11) 由式8-21得：
Zb = = = 0.99
12) 由表8-2查得系數(shù)：KA = 1，由圖8-6查得系數(shù)：KV = 1.1。
13) Ft = = = 4776.7 N
= = 55.5 < 100 Nmm
14) 由tanat = tanan/cosb得：
at = arctan(tanan/cosb) = arctan(tan200/cos130) = 20.50
15) 由式8-17得：
cosbb = cosbcosan/cosat = cos13cos20/cos20.5 = 0.98
16) 由表8-3得：
KHa = KFa = ea/cos2bb = 1.659/0.982 = 1.73
17) 由表8-4得：
KHb = 1.17+0.16yd2+0.61×10-3b = 1.38
18) K = KAKVKHaKHb = 1×1.1×1.73×1.38 = 2.63
19) 計算d3：
d3 ≥
= = 86 mm
實際d3 = 86 > 86所以齒面接觸疲勞強度足夠。
5 校核齒根彎曲疲勞強度：
(1) 確定公式內各計算數(shù)值：
1) 當量齒數(shù)：
ZV3 = Z3/cos3b = 24/cos3130 = 25.9
ZV4 = Z4/cos3b = 73/cos3130 = 78.9
2)
eaV = [1.88-3.2×(1/ZV3+1/ZV4)]cosb
= [1.88-3.2×(1/25.9+1/78.9)]×cos130 = 1.672
3) 由式8-25得重合度系數(shù)：
Ye = 0.25+0.75cos2bb/eaV = 0.68
4) 由圖8-26和eb = 1.76查得螺旋角系數(shù)Yb = 0.89
5)
= = 3.03
前已求得:KHa = 1.73<3.03，故?。篕Fa = 1.73
6)
= = = 10.92
且前已求得:KHb = 1.38，由圖8-12查得：KFb = 1.35
7) K = KAKVKFaKFb = 1×1.1×1.73×1.35 = 2.57
8) 由圖8-17、8-18查得齒形系數(shù)和應力修正系數(shù)：
齒形系數(shù):YFa3 = 2.61 YFa4 = 2.24
應力校正系數(shù):YSa3 = 1.61 YSa4 = 1.77
9) 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 = 500 MPa sFlim4 = 380 MPa
10) 同例8-2：
小齒輪應力循環(huán)次數(shù):N3 = 4.66×108
大齒輪應力循環(huán)次數(shù):N4 = 1.53×108
11) 由圖8-20查得彎曲疲勞壽命系數(shù)為：
KFN3 = 0.85 KFN4 = 0.88
12) 計算彎曲疲勞許用應力，取S=1.3，由式8-15得：
[sF]3 = = = 326.9
[sF]4 = = = 257.2
= = 0.01285
= = 0.01542
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≥
= = 2.43 mm
2.43≤3.5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 = 86 mm
d4 = 262 mm
b = yd×d3 = 86 mm
b圓整為整數(shù)為：b = 86 mm
圓整的大小齒輪寬度為：b3 = 91 mm b4 = 86 mm
中心距：a = 174 mm，模數(shù)：m = 3.5 mm
第七部分 傳動軸承和傳動軸及聯(lián)軸器的設計
Ⅰ軸的設計
1 輸入軸上的功率P1、轉速n1和轉矩T1:
P1 = 4.34 KW n1 = 828.6 r/min T1 = 50.1 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 = 54 mm
則:
Ft = = = 1855.6 N
Fr = Ft× = 1855.6× = 698.9 N
Fa = Fttanb = 1855.6×tan14.90 = 493.5 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（調質），根據《機械設計（第八版）》表15-3，取A0 = 112，得：
dmin = A0× = 112× = 19.5 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 = 20 mm。帶輪的寬度：B = (Z-1)×e+2×f = (3-1)×18+2×8 = 52 mm，為保證大帶輪定位可靠?。簂12 = 50 mm。大帶輪右端用軸肩定位，故取II-III段軸直徑為:d23 = 23 mm。大帶輪右端距箱體壁距離為20，取:l23 = 35 mm。
4 根據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，其段滿足軸承內徑標準，故取:d34 = d78 = 25 mm；因軸既受徑載荷又受軸向載荷作用，查軸承樣本選用：30205型單列圓錐滾子軸承，其尺寸為:d×D×T = 25×52×16.25 mm，軸承右端采用擋油環(huán)定位，取:l34 = 16.25 mm。右端軸承采用擋油環(huán)定位，由軸承樣本查得30205。型軸承的定位軸肩高度：h = 3 mm，故?。篸45 = 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 ，所以小齒輪應該和輸入軸制成一體，所以:l56 = 59 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 = 91+12+10+8 = 121 mm
l78 = T = 16.25 mm
5 軸的受力分析和校核:
1）作軸的計算簡圖（見圖a）:
根據30205圓錐滾子軸承查手冊得a = 12.5 mm
帶輪中點距左支點距離L1 = (52/2+35+12.5)mm = 73.5 mm
齒寬中點距左支點距離L2 = (59/2+16.25+121-12.5)mm = 154.2 mm
齒寬中點距右支點距離L3 = (59/2+18+16.25-12.5)mm = 51.2 mm
2）計算軸的支反力：
水平面支反力（見圖b）：
FNH1 = = = 462.5 N
FNH2 = = = 1393.1 N
垂直面支反力（見圖d）：
FNV1 = = = -677.7 N
FNV2 = = = 701.4 N
3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：
截面C處的水平彎矩：
MH = FNH1L2 = 462.5×154.2 Nmm = 71318 Nmm
截面A處的垂直彎矩：
MV0 = FQL1 = 675.2×73.5 Nmm = 49627 Nmm
截面C處的垂直彎矩：
MV1 = FNV1L2 = -677.7×154.2 Nmm = -104501 Nmm
MV2 = FNV2L3 = 701.4×51.2 Nmm = 35912 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 = = 126518 Nmm
M2 = = 79849 Nmm
作合成彎矩圖（圖f）。
4）作轉矩圖（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（轉矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據公式（14-4），取a = 0.6，則有：
sca = = = MPa
= 8.3 MPa≤[s-1] = 60 MPa
故設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軸的設計
1 求中間軸上的功率P2、轉速n2和轉矩T2：
P2 = 4.17 KW n2 = 194.1 r/min T2 = 205.4 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 = 233 mm
則:
Ft1 = = = 1763.1 N
Fr1 = Ft1× = 1763.1× = 664 N
Fa1 = Ft1tanb = 1763.1×tan14.90 = 468.9 N
已知低速級小齒輪的分度圓直徑為:
d3 = 86 mm
則:
Ft2 = = = 4776.7 N
Fr2 = Ft2× = 4776.7× = 1784.3 N
Fa2 = Ft2tanb = 4776.7×tan130 = 1102.2 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（調質），根據《機械設計（第八版）》表15-3，?。篈0 = 107，得:
dmin = A0× = 107× = 29.7 mm
中間軸最小直徑顯然是安裝滾動軸承的直徑d12和d67,選定軸承型號為：30206型單列圓錐滾子軸承，其尺寸為：d×D×T = 30×62×17.25 mm，則：d12 = d67 = 30 mm。取高速大齒輪的內孔直徑為：d23 = 35 mm，由于安裝齒輪處的軸段長度應略小于輪轂長度，則：l23 = 52 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 = 86 mm，l45 = 91 mm，則：
l12 = T2+s+a+2.5+2 = 39.75 mm
l56 = 10-3 = 7 mm
l67 = T2+s+a-l56 = 17.25+8+10-7 = 28.25 mm
4 軸的受力分析和校核：
1）作軸的計算簡圖（見圖a）:
根據30206圓錐滾子軸承查手冊得a = 13.8 mm
高速大齒輪齒寬中點距左支點距離L1 = (54/2-2+39.75-13.8)mm = 51 mm
中間軸兩齒輪齒寬中點距離L2 = (54/2+14.5+b3/2)mm = 87 mm
低速小齒輪齒寬中點距右支點距離L3 = (b3/2+7+28.25-13.8)mm = 67 mm
2）計算軸的支反力：
水平面支反力（見圖b）：
FNH1 = = = 2885.6 N
FNH2 = = = 3654.2 N
垂直面支反力（見圖d）：
FNV1 = = = 413.3 N
FNV2 = = = -1533.6 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 = 2885.6×51 Nmm = 147166 Nmm
MH2 = FNH2L3 = 3654.2×67 Nmm = 244831 Nmm
截面B、C處的垂直彎矩：
MV1 = FNV1L1 = 413.3×51 Nmm = 21078 Nmm
MV2 = FNV2L3 = -1533.6×67 Nmm = -102751 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 = = 148668 Nmm
M2 = = 265518 Nmm
作合成彎矩圖（圖f）。
4）作轉矩圖（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（轉矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據公式（14-4），取a = 0.6，則有：
sca = = = MPa
= 45 MPa≤[s-1] = 60 MPa
故設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軸的設計
1 求輸出軸上的功率P3、轉速n3和轉矩T3：
P3 = 4 KW n3 = 63.8 r/min T3 = 599.6 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 = 262 mm
則:
Ft = = = 4577.1 N
Fr = Ft× = 4577.1× = 1709.7 N
Fa = Fttanb = 4577.1×tan130 = 1056.2 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（調質），根據《機械設計（第八版）》表15-3，取:A0 = 112，得:
dmin = A0× = 112× = 44.5 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)軸器的計算轉矩:Tca = KAT3，查《機械設計（第八版）》表14-1，由于轉矩變化很小，故取:KA = 1.2，則:
Tca = KAT3 = 1.2×599.6 = 719.5 Nm
由于鍵槽將軸徑增大4%，選取聯(lián)軸器型號為:LT9型，其尺寸為：內孔直徑50 mm，軸孔長度84 mm，則：d12 = 50 mm，為保證聯(lián)軸器定位可靠?。簂12 = 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 = 60 mm，左端用軸肩定位，故取II-III段軸直徑為：d23 = 53 mm。
4 根據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，其段滿足軸承內徑標準，故?。篸34 = d78 = 55 mm；因軸既受徑載荷又受軸向載荷作用，查軸承樣本選用:30211型單列圓錐滾子軸承，其尺寸為：d×D×T = 55mm×100mm×22.75mm。由軸承樣本查得30211型軸承的定位軸肩高度為：h = 4.5 mm，故?。篸45 = 64 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。取低速大齒輪的內徑為：d4 = 64 mm，所以：d67 = 64 mm，為使齒輪定位可靠?。簂67 = 84 mm，齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度：h ≥ 0.07d = 0.07×64 = 4.48 mm，軸肩寬度：b ≥ 1.4h = 1.4×4.48 = 6.27 mm，所以：d56 = 73 mm，l56 = 10 mm；齒輪的左端與軸承之間采用套筒定位，則：
l34 = T3 = 22.75 mm
l45 = B2+a+s+5+c+2.5-l56 = 54+10+8+5+12+2.5-10 = 81.5 mm
l78 = T3+s+a+2.5+2 = 22.75+8+10+2.5+2 = 45.25 mm
5 軸的受力分析和校核:
1）作軸的計算簡圖（見圖a）:
根據30211圓錐滾子軸承查手冊得a = 21 mm
齒寬中點距左支點距離L2 = (86/2+10+81.5+22.75-21)mm = 136.2 mm
齒寬中點距右支點距離L3 = (86/2-2+45.25-21)mm = 65.2 mm
2）計算軸的支反力：
水平面支反力（見圖b）：
FNH1 = = = 1481.8 N
FNH2 = = = 3095.3 N
垂直面支反力（見圖d）：
FNV1 = = = 1240.5 N
FNV2 = = = -469.2 N
3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：
截面C處的水平彎矩：
MH = FNH1L2 = 1481.8×136.2 Nmm = 201821 Nmm
截面C處的垂直彎矩：
MV1 = FNV1L2 = 1240.5×136.2 Nmm = 168956 Nmm
MV2 = FNV2L3 = -469.2×65.2 Nmm = -30592 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 = = 263207 Nmm
M2 = = 204126 Nmm
作合成彎矩圖（圖f）。
4）作轉矩圖（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（轉矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據公式（14-4），取a = 0.6，則有：
sca = = = MPa
= 17 MPa≤[s-1] = 60 MPa
故設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×45mm，接觸長度:l' = 45-6 = 39 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉矩為:
T = 0.25hl'd[sF] = 0.25×6×39×20×120/1000 = 140.4 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×45mm，接觸長度:l' = 45-10 = 35 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉矩為:
T = 0.25hl'd[sF] = 0.25×8×35×35×120/1000 = 294 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 = 18mm×11mm×80mm，接觸長度:l' = 80-18 = 62 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉矩為:
T = 0.25hl'd[sF] = 0.25×11×62×64×120/1000 = 1309.4 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 = 14mm×9mm×70mm，接觸長度:l' = 70-14 = 56 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉矩為:
T = 0.25hl'd[sF] = 0.25×9×56×50×120/1000 = 756 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
根據條件，軸承預計壽命：
Lh = 10×2×8×250 = 40000 h
1 輸入軸的軸承設計計算:
(1) 初步計算當量動載荷P:
因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動載荷系數(shù)X和軸向動載荷系數(shù)Y分別為：X = 1，Y = 0所以:
P = XFr+YFa = 1×698.9+0×493.5 = 698.9 N
(2) 求軸承應有的基本額定載荷值C為:
C = P = 698.9× = 6839 N
(3) 選擇軸承型號:
查課本表11-5，選擇:30205軸承，Cr = 32.2 KN，由課本式11-3有：
Lh =
= = 6.96×106≥Lh
所以軸承預期壽命足夠。
2 中間軸的軸承設計計算:
(1) 初步計算當量動載荷P:
因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動載荷系數(shù)X和軸向動載荷系數(shù)Y分別為：X = 1，Y = 0所以:
P = XFr+YFa = 1×1784.3+0×1102.2 = 1784.3 N
(2) 求軸承應有的基本額定載荷值C為:
C = P = 1784.3× = 11291 N
(3) 選擇軸承型號:
查課本表11-5，選擇:30206軸承，Cr = 43.2 KN，由課本式11-3有：
Lh =
= = 3.49×106≥Lh
所以軸承預期壽命足夠。
3 輸出軸的軸承設計計算:
(1) 初步計算當量動載荷P:
因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動載荷系數(shù)X和軸向動載荷系數(shù)Y分別為：X = 1，Y = 0所以:
P = XFr+YFa = 1×1709.7+0×1056.2 = 1709.7 N
(2) 求軸承應有的基本額定載荷值C為:
C = P = 1709.7× = 7746 N
(3) 選擇軸承型號:
查課本表11-5，選擇:30211軸承，Cr = 90.8 KN，由課本式11-3有：
Lh =
= = 1.45×108≥Lh
所以軸承預期壽命足夠。
第十部分 減速器及其附件的設計
1 箱體（箱蓋）的分析：
箱體是減速器中較為復雜的一個零件，設計時應力求各零件之間配置恰當，并且滿足強度，剛度，壽命，工藝、經濟性等要求，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,適應于成批生產。
3 箱體的設計計算，箱體尺寸如下：
代號 名稱 計算與說明 結果
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) ?。簄 = 6
第十一部分 潤滑與密封設計
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)接凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接表面應精創(chuàng)，其表面粗度應為Ra=6.3，密封的表面要經過刮研。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。
設計小結
這次關于帶式運輸機上的兩級圓柱齒輪減速器的課程設計是我們真正理論聯(lián)系實際、深入了解設計概念和設計過程的實踐考驗，對于提高我們機械設計的綜合素質大有用處。通過兩個星期的設計實踐，使我對機械設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。
機械設計是機械工業(yè)的基礎,是一門綜合性相當強的技術課程，它融《機械原理》、《機械設計》、《理論力學》、《材料力學》、《互換性與技術測量》、《工程材料》、《機械設計（機械設計基礎）課程設計》等于一體。
這次的課程設計,對于培養(yǎng)我們理論聯(lián)系實際的設計思想、訓練綜合運用機械設計和有關先修課程的理論,結合生產實際反應和解決工程實際問題的能力，鞏固、加深和擴展有關機械設計方面的知識等方面有重要的作用。
本次設計得到了指導老師的細心幫助和支持。衷心的感謝老師的指導和幫助。設計中還存在不少錯誤和缺點，需要繼續(xù)努力學習和掌握有關機械設計的知識，繼續(xù)培養(yǎng)設計習慣和思維從而提高設計實踐操作能力。
參考文獻
1 《機械設計（第八版）》 高等教育出版社。
2 《機械設計（機械設計