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一．機械設計課程設計任務書
二．傳動方案的擬定及說明
由題目所知傳動機構類型為：同軸式二級圓柱齒輪減速器。故只要對本傳動機構進行分析論證。
本傳動機構的特點是：減速器橫向尺寸較小，兩大齒輪浸油深度可以大致相同。結構較復雜，中間軸較長、剛度差，中間軸承潤滑較困難。
三．電動機的選擇
原始數(shù)據(jù)
運輸機筒轉矩 1550
卷筒的直徑D(mm) 400
運輸帶速度V(m/s) 0.9
帶速允許偏差（%） 5
使用期限 （年） 10
工作制度 （班/日） 2
1． 電動機類型和結構的選擇
因為本傳動的工作狀況是：工作平穩(wěn)、單向運轉。所以選用常用的封閉式Y（IP44）系列的電動機。
2． 電動機容量的選擇
1） 卷筒軸的輸出功率Pw
Pw＝6kW
2） 電動機的輸出功率
＝Pw/η
傳動裝置的總效率 η＝
式中， ……為從電動機至卷筒軸之間的各傳動機構和軸承的效率。由本表2-4查得：V帶輪傳動 =0.96；滾動軸承 =0.99；圓柱齒輪傳動 =0.97；聯(lián)軸器 =0.99；卷筒軸滑動軸承 =0.96,則
=0.83
故 Pd＝ =8.4kW
3）電動機的額定功率
由本表20-1選取電動機的額定功率 ＝11kW
3． 電動機轉速的選擇
為了便于選擇電動機轉速，先推算電動機轉速的可選范圍，由本表2-1查得V帶傳動常用的傳動比范圍 ~4，單級圓柱齒輪傳動比范圍 ~6，則電動機轉速可選范圍為
=773~6187r/min
可見同步轉速為3000 r/min，1500 r/min，1000 r/min的電動機符合。對于后兩者進行比較，如下表：
方案 電動機型號 額定功率（Kw） 電動機轉速（r/min） 電動機質量
(Kg) 總傳動比 傳動比
同步 滿載
1 Y160M-4 11 1500 1460 123 33.95 3.54
2 Y160L-6 11 1000 970 147 22.56 2.89
由表中數(shù)據(jù)比較可知道，方案2傳動比小，但結構尺寸大，造價高；綜合考慮，選用造價較低，結構尺寸較小，總傳動比較小的方案1。
4．電動機型號的確定
由本表20－1，本表20-2查出電動機型號為Y160M-4,其額定功率為11 kW，滿載轉速1460 r/min?；痉项}目所需的要求。
5.傳動裝置的總傳動比及其分配
（1） 計算總傳動比
i＝ =33.95
（2） 合理分配各級傳動比
由于減速箱是同軸式布置，所以兩級傳動比相同。
因為i＝33.95，取V帶輪傳動的傳動比 ＝2.7，則單級圓柱齒輪傳動的傳動比
=3.54
四．計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)
1． 各軸轉速
電動機軸為0軸，減速器高速軸為I抽，中間軸承為II軸，低速軸為III軸，各軸轉速為
=1460 r/min
=1460/2.7=540.7 r/min
=540.7/3.54=152.7 r/min
=152.7/3.54=43r/min
2． 各軸輸入功率
按電動機額定功率 計算各軸輸入功率，即
=11 Kw
=11×0.96=10.56 Kw
=10.56×0.99×0.97=10.14 Kw
=10.14×0.99×0.97=9.74 Kw
3． 各軸轉矩
71.95 Nm
186.51 Nm
634.16 Nm
2163.19 Nm
各軸轉速、輸入功率、輸入轉矩如下表：
項 目 電動機軸0 高速軸I 中間軸II 低速軸III
轉速（r/min） 1460 540.7 152.7 43
功率（kW） 11 10.56 10.14 9.74
轉矩（N?m） 71.95 186.51 634.16 2163.19
傳動比 2.7 3.54 3.54
效率 0.96 0.96 0.96
五．傳動件設計計算
（其設計參數(shù)見《機械設計》）
1.高速級齒輪傳動設計
1． 選精度等級、材料及齒數(shù)
1） 用斜齒圓柱齒輪
2） 材料及熱處理；
小齒輪：40Cr（調質），硬度為280 HBS。
大齒輪：45鋼（調質），硬度為240 HBS，
精度：7級精度；
3） 齒數(shù) ＝24， =u =3.54×24=84.96, 取 =85；
4） 選取螺旋角。初選螺旋角β＝14°
2． 按齒面接觸強度設計
按式（10—21）
≥
1） 確定公式內的各計算數(shù)值
試選 ＝1.6
（1） 由圖10－30選取區(qū)域系數(shù) ＝2.433
（2） T1=186.51×10 N?mm
（3） 由表10－7選取齒寬系數(shù) ＝1
（4） 由圖10－26查得 ＝0.78, ＝0.89，則 ＝ + ＝1.67
（5） 由表10－6查得材料的彈性影響系數(shù) ＝189.8 Mp
（6） 由圖10－21d 按齒面硬度查得 小齒輪的接觸疲勞強度極限 ＝600 MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限 ＝550 MPa；
（7） 由式（10－13）計算應力循環(huán)次數(shù)
N1＝60n1jLh＝60×540.7×1×（2×8×300×10）＝1.557
N2＝N1/3.54＝4.399
（8） 由圖10－19查得接觸疲勞壽命系數(shù) ＝0.93； ＝0.98
（9） 計算接觸疲勞許用應力
取失效概率為1％，安全系數(shù)S＝1，由式（10－12）得
＝558MPa
=539MPa
[σH]＝（ + ）/2＝548.5MPa
2） 計算
（1） 試算小齒輪分度圓直徑
≥
= =68.47 mm
（2） 計算圓周速度
v= = =1.94m/s
（3） 計算齒寬b及模數(shù)
b=φd =1×68.47mm=68.47 mm
= = =2.768 mm
h=2.25 =2.25×2.768mm=6.228mm
b/h=68.47/6.228=10.99
（4） 計算縱向重合度
計算過程及計算說明
一、傳動方案擬定
第三組：設計單級圓柱齒輪減速器和一級帶傳動
（1） 工作條件：使用年限8年，工作為二班工作制，載荷平穩(wěn)，環(huán)境清潔。
（2） 原始數(shù)據(jù)：滾筒圓周力F=1000N；帶速V=2.0m/s；
滾筒直徑D=500mm；滾筒長度L=500mm。
二、電動機選擇
1、電動機類型的選擇： Y系列三相異步電動機
2、電動機功率選擇：
（1）傳動裝置的總功率：
η總=η帶×η2軸承×η齒輪×η聯(lián)軸器×η滾筒
=0.96×0.982×0.97×0.99×0.96
=0.85
(2)電機所需的工作功率：
P工作=FV/1000η總
=1000×2/1000×0.8412
=2.4KW
3、確定電動機轉速：
計算滾筒工作轉速：
n筒=60×1000V/πD
=60×1000×2.0/π×50
=76.43r/min
按手冊P7表1推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍I’a=3~6。取V帶傳動比I’1=2~4，則總傳動比理時范圍為I’a=6~24。故電動機轉速的可選范圍為n’d=I’a×
n筒=（6~24）×76.43=459~1834r/min
符合這一范圍的同步轉速有750、1000、和1500r/min。
根據(jù)容量和轉速，由有關手冊查出有三種適用的電動機型號：因此有三種傳支比方案：如指導書P15頁第一表。綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，可見第2方案比較適合，則選n=1000r/min 。
4、確定電動機型號
根據(jù)以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為Y132S-6。
其主要性能：額定功率：3KW，滿載轉速960r/min，額定轉矩2.0。質量63kg。
三、計算總傳動比及分配各級的偉動比
1、總傳動比：i總=n電動/n筒=960/76.4=12.57
2、分配各級偉動比
（1） 據(jù)指導書P7表1，取齒輪i齒輪=6（單級減速器i=3~6合理）
（2） ∵i總=i齒輪×I帶
∴i帶=i總/i齒輪=12.57/6=2.095
四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算
1、計算各軸轉速（r/min）
nI=n電機=960r/min
nII=nI/i帶=960/2.095=458.2(r/min)
nIII=nII/i齒輪=458.2/6=76.4(r/min)
2、 計算各軸的功率（KW）
PI=P工作=2.4KW
PII=PI×η帶=2.4×0.96=2.304KW
PIII=PII×η軸承×η齒輪=2.304×0.98×0.96
=2.168KW
3、 計算各軸扭矩（N?mm）
TI=9.55×106PI/nI=9.55×106×2.4/960
=23875N?mm
TII=9.55×106PII/nII
=9.55×106×2.304/458.2
=48020.9N?mm
TIII=9.55×106PIII/nIII=9.55×106×2.168/76.4
=271000N?mm
五、傳動零件的設計計算
1、 皮帶輪傳動的設計計算
（1） 選擇普通V帶截型
由課本P83表5-9得：kA=1.2
PC=KAP=1.2×3=3.9KW
由課本P82圖5-10得：選用A型V帶
（2） 確定帶輪基準直徑，并驗算帶速
由課本圖5-10得，推薦的小帶輪基準直徑為
75~100mm
則取dd1=100mm>dmin=75
dd2=n1/n2?dd1=960/458.2×100=209.5mm
由課本P74表5-4，取dd2=200mm
實際從動輪轉速n2’=n1dd1/dd2=960×100/200
=480r/min
轉速誤差為：n2-n2’/n2=458.2-480/458.2
=-0.048<0.05(允許)
帶速V：V=πdd1n1/60×1000
=π×100×960/60×1000
=5.03m/s
在5~25m/s范圍內，帶速合適。
（3） 確定帶長和中心矩
根據(jù)課本P84式（5-14）得
0. 7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)
0. 7(100+200)≤a0≤2×(100+200)
所以有：210mm≤a0≤600mm
由課本P84式（5-15）得：
L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)/4a0
=2×500+1.57(100+200)+(200-100)2/4×500
=1476mm
根據(jù)課本P71表（5-2）取Ld=1400mm
根據(jù)課本P84式（5-16）得：
a≈a0+Ld-L0/2=500+1400-1476/2
=500-38
=462mm
(4)驗算小帶輪包角
α1=1800-dd2-dd1/a×57.30
=1800-200-100/462×57.30
=1800-12.40
=167.60>1200（適用）
（5）確定帶的根數(shù)
根據(jù)課本P78表（5-5）P1=0.95KW
根據(jù)課本P79表（5-6）△P1=0.11KW
根據(jù)課本P81表（5-7）Kα=0.96
根據(jù)課本P81表（5-8）KL=0.96
由課本P83式（5-12）得
Z=PC/P’=PC/(P1+△P1)KαKL
=3.9/(0.95+0.11) ×0.96×0.96
=3.99
(6)計算軸上壓力
由課本P70表5-1查得q=0.1kg/m，由式（5-18）單根V帶的初拉力：
F0=500PC/ZV（2.5/Kα-1）+qV2
=[500×3.9/4×5.03×(2.5/0.96-1)+0.1×5.032]N
=158.01N
則作用在軸承的壓力FQ，由課本P87式（5-19）
FQ=2ZF0sinα1/2=2×4×158.01sin167.6/2
=1256.7N
2、齒輪傳動的設計計算
（1）選擇齒輪材料及精度等級
考慮減速器傳遞功率不在，所以齒輪采用軟齒面。小齒輪選用40Cr調質，齒面硬度為240~260HBS。大齒輪選用45鋼，調質，齒面硬度220HBS；根據(jù)課本P139表6-12選7級精度。齒面精糙度Ra≤1.6~3.2μm
(2)按齒面接觸疲勞強度設計
由d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3
由式（6-15）
確定有關參數(shù)如下：傳動比i齒=6
取小齒輪齒數(shù)Z1=20。則大齒輪齒數(shù)：
Z2=iZ1=6×20=120
實際傳動比I0=120/2=60
傳動比誤差：i-i0/I=6-6/6=0%<2.5% 可用
齒數(shù)比：u=i0=6
由課本P138表6-10取φd=0.9
(3)轉矩T1
T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×2.4/458.2
=50021.8N?mm
(4)載荷系數(shù)k
由課本P128表6-7取k=1
(5)許用接觸應力[σH]
[σH]= σHlimZNT/SH由課本P134圖6-33查得：
σHlimZ1=570Mpa σHlimZ2=350Mpa
由課本P133式6-52計算應力循環(huán)次數(shù)NL
NL1=60n1rth=60×458.2×1×(16×365×8)
=1.28×109
NL2=NL1/i=1.28×109/6=2.14×108
由課本P135圖6-34查得接觸疲勞的壽命系數(shù)：
ZNT1=0.92 ZNT2=0.98
通用齒輪和一般工業(yè)齒輪，按一般可靠度要求選取安全系數(shù)SH=1.0
[σH]1=σHlim1ZNT1/SH=570×0.92/1.0Mpa
=524.4Mpa
[σH]2=σHlim2ZNT2/SH=350×0.98/1.0Mpa
=343Mpa
故得：
d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3
=76.43[1×50021.8×(6+1)/0.9×6×3432]1/3mm
=48.97mm
模數(shù)：m=d1/Z1=48.97/20=2.45mm
根據(jù)課本P107表6-1取標準模數(shù)：m=2.5mm
(6)校核齒根彎曲疲勞強度
根據(jù)課本P132（6-48）式
σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH]
確定有關參數(shù)和系數(shù)
分度圓直徑：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm
d2=mZ2=2.5×120mm=300mm
齒寬：b=φdd1=0.9×50mm=45mm
取b=45mm b1=50mm
(7)齒形系數(shù)YFa和應力修正系數(shù)YSa
根據(jù)齒數(shù)Z1=20,Z2=120由表6-9相得
YFa1=2.80 YSa1=1.55
YFa2=2.14 YSa2=1.83
(8)許用彎曲應力[σF]
根據(jù)課本P136（6-53）式：
[σF]= σFlim YSTYNT/SF
由課本圖6-35C查得：
σFlim1=290Mpa σFlim2 =210Mpa
由圖6-36查得：YNT1=0.88 YNT2=0.9
試驗齒輪的應力修正系數(shù)YST=2
按一般可靠度選取安全系數(shù)SF=1.25
計算兩輪的許用彎曲應力
[σF]1=σFlim1 YSTYNT1/SF=290×2×0.88/1.25Mpa
=408.32Mpa
[σF]2=σFlim2 YSTYNT2/SF =210×2×0.9/1.25Mpa
=302.4Mpa
將求得的各參數(shù)代入式（6-49）
σF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1
=(2×1×50021.8/45×2.52×20) ×2.80×1.55Mpa
=77.2Mpa< [σF]1
σF2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1
=(2×1×50021.8/45×2.52×120) ×2.14×1.83Mpa
=11.6Mpa< [σF]2
故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠
(9)計算齒輪傳動的中心矩a
a=m/2(Z1+Z2)=2.5/2(20+120)=175mm
(10)計算齒輪的圓周速度V
V=πd1n1/60×1000=3.14×50×458.2/60×1000
=1.2m/s
六、軸的設計計算
輸入軸的設計計算
1、按扭矩初算軸徑
選用45#調質，硬度217~255HBS
根據(jù)課本P235（10-2）式，并查表10-2，取c=115
d≥115 (2.304/458.2)1/3mm=19.7mm
考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則
d=19.7×(1+5%)mm=20.69
∴選d=22mm
2、軸的結構設計
（1）軸上零件的定位，固定和裝配
單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和大筒定位，則采用過渡配合固定
（2）確定軸各段直徑和長度
工段：d1=22mm 長度取L1=50mm
∵h=2c c=1.5mm
II段:d2=d1+2h=22+2×2×1.5=28mm
∴d2=28mm
初選用7206c型角接觸球軸承，其內徑為30mm,
寬度為16mm.
考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有一定距離。取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應根據(jù)密封蓋的寬度，并考慮聯(lián)軸器和箱體外壁應有一定矩離而定，為此，取該段長為55mm，安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm,故II段長：
L2=（2+20+16+55）=93mm
III段直徑d3=35mm
L3=L1-L=50-2=48mm
Ⅳ段直徑d4=45mm
由手冊得：c=1.5 h=2c=2×1.5=3mm
d4=d3+2h=35+2×3=41mm
長度與右面的套筒相同，即L4=20mm
但此段左面的滾動軸承的定位軸肩考慮，應便于軸承的拆卸，應按標準查取由手冊得安裝尺寸h=3.該段直徑應取：（30+3×2）=36mm
因此將Ⅳ段設計成階梯形，左段直徑為36mm
Ⅴ段直徑d5=30mm. 長度L5=19mm
由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=100mm
(3)按彎矩復合強度計算
①求分度圓直徑：已知d1=50mm
②求轉矩：已知T2=50021.8N?mm
③求圓周力：Ft
根據(jù)課本P127（6-34）式得
Ft=2T2/d2=50021.8/50=1000.436N
④求徑向力Fr
根據(jù)課本P127（6-35）式得
Fr=Ft?tanα=1000.436×tan200=364.1N
⑤因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=50mm
(1)繪制軸受力簡圖（如圖a）
（2）繪制垂直面彎矩圖（如圖b）
軸承支反力：
FAY=FBY=Fr/2=182.05N
FAZ=FBZ=Ft/2=500.2N
由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為
MC1=FAyL/2=182.05×50=9.1N?m
(3)繪制水平面彎矩圖（如圖c）
截面C在水平面上彎矩為：
MC2=FAZL/2=500.2×50=25N?m
(4)繪制合彎矩圖（如圖d）
MC=(MC12+MC22)1/2=(9.12+252)1/2=26.6N?m
(5)繪制扭矩圖（如圖e）
轉矩：T=9.55×（P2/n2）×106=48N?m
(6)繪制當量彎矩圖（如圖f）
轉矩產(chǎn)生的扭剪文治武功力按脈動循環(huán)變化，取α=1，截面C處的當量彎矩：
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[26.62+(1×48)2]1/2=54.88N?m
(7)校核危險截面C的強度
由式（6-3）
σe=Mec/0.1d33=99.6/0.1×413
=14.5MPa< [σ-1]b=60MPa
∴該軸強度足夠。
輸出軸的設計計算
1、按扭矩初算軸徑
選用45#調質鋼，硬度（217~255HBS）
根據(jù)課本P235頁式（10-2），表（10-2）取c=115
d≥c(P3/n3)1/3=115(2.168/76.4)1/3=35.08mm
取d=35mm
2、軸的結構設計
（1）軸的零件定位，固定和裝配
單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面用軸肩定位，右面用套筒軸向定位，周向定位采用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階狀，左軸承從左面裝入，齒輪套筒，右軸承和皮帶輪依次從右面裝入。
（2）確定軸的各段直徑和長度
初選7207c型角接球軸承，其內徑為35mm，寬度為17mm。考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面與箱體內壁應有一定矩離，則取套筒長為20mm，則該段長41mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。
(3)按彎扭復合強度計算
①求分度圓直徑：已知d2=300mm
②求轉矩：已知T3=271N?m
③求圓周力Ft：根據(jù)課本P127（6-34）式得
Ft=2T3/d2=2×271×103/300=1806.7N
④求徑向力Fr根據(jù)課本P127（6-35）式得
Fr=Ft?tanα=1806.7×0.36379=657.2N
⑤∵兩軸承對稱
∴LA=LB=49mm
(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAX=FBY=Fr/2=657.2/2=328.6N
FAZ=FBZ=Ft/2=1806.7/2=903.35N
(2)由兩邊對稱，書籍截C的彎矩也對稱
截面C在垂直面彎矩為
MC1=FAYL/2=328.6×49=16.1N?m
(3)截面C在水平面彎矩為
MC2=FAZL/2=903.35×49=44.26N?m
(4)計算合成彎矩
MC=（MC12+MC22）1/2
=（16.12+44.262）1/2
=47.1N?m
(5)計算當量彎矩：根據(jù)課本P235得α=1
Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[47.12+(1×271)2]1/2
=275.06N?m
(6)校核危險截面C的強度
由式（10-3）
σe=Mec/（0.1d）=275.06/(0.1×453)
=1.36Mpa<[σ-1]b=60Mpa
∴此軸強度足夠
七、滾動軸承的選擇及校核計算
根據(jù)根據(jù)條件，軸承預計壽命
16×365×8=48720小時
1、計算輸入軸承
（1）已知nⅡ=458.2r/min
兩軸承徑向反力：FR1=FR2=500.2N
初先兩軸承為角接觸球軸承7206AC型
根據(jù)課本P265（11-12）得軸承內部軸向力
FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=315.1N
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端為壓緊端，現(xiàn)取1端為壓緊端
FA1=FS1=315.1N FA2=FS2=315.1N
(3)求系數(shù)x、y
FA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63
FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63
根據(jù)課本P263表（11-8）得e=0.68
FA1/FR1
48720h
∴預期壽命足夠
2、計算輸出軸承
(1)已知nⅢ=76.4r/min
Fa=0 FR=FAZ=903.35N
試選7207AC型角接觸球軸承
根據(jù)課本P265表（11-12）得FS=0.063FR,則
FS1=FS2=0.63FR=0.63×903.35=569.1N
(2)計算軸向載荷FA1、FA2
∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
∴任意用一端為壓緊端，1為壓緊端，2為放松端
兩軸承軸向載荷：FA1=FA2=FS1=569.1N
(3)求系數(shù)x、y
FA1/FR1=569.1/903.35=0.63
FA2/FR2=569.1/930.35=0.63
根據(jù)課本P263表（11-8）得：e=0.68
∵FA1/FR148720h
∴此軸承合格
八、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算
軸徑d1=22mm,L1=50mm
查手冊得，選用C型平鍵，得：
鍵A 8×7 GB1096-79 l=L1-b=50-8=42mm
T2=48N?m h=7mm
根據(jù)課本P243（10-5）式得
σp=4T2/dhl=4×48000/22×7×42
=29.68Mpa<[σR](110Mpa)
2、輸入軸與齒輪聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接
軸徑d3=35mm L3=48mm T=271N?m
查手冊P51 選A型平鍵
鍵10×8 GB1096-79
l=L3-b=48-10=38mm h=8mm
σp=4T/dhl=4×271000/35×8×38
=101.87Mpa<[σp](110Mpa)
3、輸出軸與齒輪2聯(lián)接用平鍵聯(lián)接
軸徑d2=51mm L2=50mm T=61.5Nm
查手冊P51 選用A型平鍵
鍵16×10 GB1096-79
l=L2-b=50-16=34mm h=10mm
據(jù)課本P243式（10-5）得
σp=4T/dhl=4×6100/51×10×34=60.3Mpa<[σp]
機械設計（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(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)行機構的曲柄轉速為:
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,滿載轉速nm=1430r/min，同步轉速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=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)各軸輸入轉矩:
TI = Td×i0×h1
電動機軸的輸出轉矩:
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，故選用Z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 = 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，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號鋼調質，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 取：Z2 = 96
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 = 1.2
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) 計算應力循環(huán)次數(shù)：
小齒輪應力循環(huán)次數(shù)：N1 = 60nkth = 60×572×1×8×300×1×8 = 6.59×108
大齒輪應力循環(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
許用接觸應力:
[sH] = ([sH]1+[sH]2)/2 = (542.9+515.2)/2 = 529.05 MPa
3 設計計算:
小齒輪的分度圓直徑:d1t:
= = 41.4 mm
4 修正計算結果：
1) 確定模數(shù)：
mn = = = 1.59 mm
取為標準值: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)和應力修正系數(shù)：
齒形系數(shù):YFa1 = 2.58 YFa2 = 2.21
應力校正系數(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：
小齒輪應力循環(huán)次數(shù):N1 = 6.59×108
大齒輪應力循環(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號鋼調質，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 取：Z4 = 80
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 = 1.2
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) 計算應力循環(huán)次數(shù)：
小齒輪應力循環(huán)次數(shù)：N3 = 60nkth = 60×154.2×1×8×300×1×8 = 1.78×108
大齒輪應力循環(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
許用接觸應力:
[sH] = ([sH]3+[sH]4)/2 = (561.2+520.8)/2 = 541 MPa
3 設計計算:
小齒輪的分度圓直徑:d1t:
= = 63.6 mm
4 修正計算結果：
1) 確定模數(shù)：
mn = = = 2.27 mm
取為標準值: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)和應力修正系數(shù)：
齒形系數(shù):YFa3 = 2.54 YFa4 = 2.23
應力校正系數(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：
小齒輪應力循環(huán)次數(shù):N3 = 1.78×108
大齒輪應力循環(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)軸器的設計
Ⅰ軸的設計
1 輸入軸上的功率P1、轉速n1和轉矩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（調質），根據(jù)《機械設計（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，其段滿足軸承內徑標準，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?。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 = 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(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：
sca = = = MPa
= 7.8 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 = 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（調質），根據(jù)《機械設計（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。取高速大齒輪的內孔直徑為：d23 = 30 mm，由于安裝齒輪處的軸段長度應略小于輪轂長度，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(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：
sca = = = MPa
= 41.6 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 = 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（調質），根據(jù)《機械設計（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 = 1.2×283.7 = 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?。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 = 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，其段滿足軸承內徑標準，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(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：
sca = = = MPa
= 12.1 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 = 5mm×5mm×80mm，接觸長度:l' = 80-5 = 75 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉矩為:
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，軸承預計壽命：
Lh = 8×1×8×300 = 19200 h
1 輸入軸的軸承設計計算:
(1) 初步計算當量動載荷P:
因該軸承只受徑向力，所以:
P = Fr = 406 N
(2) 求軸承應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:
因該軸承只受徑向力，所以:
P = Fr = 1074.2 N
(2) 求軸承應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:
因該軸承只受徑向力，所以:
P = Fr = 1032.6 N
(2) 求軸承應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(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(chǎn)。
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(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(chǎn)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（機械設計基礎）課程設計》 高等教育出版社。
3 《機械零件手冊》 天津大學機械零件教研室。