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機械設(shè)計（論文）說明書
題 目：一級斜齒圓柱齒輪減速器
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一級圓柱齒輪減速器.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帶傳動和一級圓柱斜齒輪減速器。
計算傳動裝置的總效率ha:
ha=h1h22h3h4h5=0.96×0.982×0.97×0.99×0.96=0.85
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=1.45m/s
工作機的功率pw:
pw= 2.25 KW
電動機所需工作功率為:
pd= 2.65 KW
執(zhí)行機構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為:
n = 92.4 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=2~4，一級圓柱斜齒輪減速器傳動比i2=3~6，則總傳動比合理范圍為ia=6~24，電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd = ia×n = (6×24)×92.4 = 554.4~2217.6r/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Y100L2-4的三相異步電動機，額定功率為3KW,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=1430/92.4=15.5
（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=15.5/3.5=4.4
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 = 1430/3.5 = 408.6 r/min
nII = nI/i = 408.6/4.4 = 92.9 r/min
nIII = nII = 92.9 r/min
（2)各軸輸入功率:
PI = Pd×h1 = 2.65×0.96 = 2.54 KW
PII = PI×h2×h3 = 2.54×0.98×0.97 = 2.41 KW
PIII = PII×h2×h4 = 2.41×0.98×0.99 = 2.34 KW
則各軸的輸出功率：
PI' = PI×0.98 = 2.49 KW
PII' = PII×0.98 = 2.36 KW
PIII' = PIII×0.98 = 2.29 KW
(3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩:
TI = Td×i0×h1
電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩:
Td = = 17.7 Nm
所以：
TI = Td×i0×h1 = 17.7×3.5×0.96 = 59.5 Nm
TII = TI×i×h2×h3 = 59.5×4.4×0.98×0.97 = 248.9 Nm
TIII = TII×h2×h4 = 248.9×0.98×0.99 = 241.5 Nm
輸出轉(zhuǎn)矩為：
TI' = TI×0.98 = 58.3 Nm
TII' = TII×0.98 = 243.9 Nm
TIII' = TIII×0.98 = 236.7 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 = 1.3×2.65 = 3.44 KW
根據(jù)手冊查得知其交點在A型交界線范圍內(nèi)，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)
= 1430×100×π/(60×1000) = 7.48 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×(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)
= 3.44/((1.32+0.17)×1.01×0.93) = 2.46
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
= 500×3.44×(2.5/0.93-1)/(3×7.48)+0.10×7.482 = 135 N
作用在軸上的壓力：
FQ = 2×Z×F0×sin(a1/2)
= 2×3×135×sin(155.4/2) = 791.3 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(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪：274~286HBW。高速級大齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為大齒輪：225~255HBW。取小齒齒數(shù)：Z1 = 21，則：
Z2 = i×Z1 = 4.4×21 = 92.4 ?。篫2 = 92
2） 初選螺旋角:b = 140。
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) T1 = 59.5 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 = 2.44
6) 由式8-3得：
ea = [1.88-3.2×(1/Z1+1/Z2)]×cosb
= [1.88-3.2×(1/21+1/92)]×cos140 = 1.643
7) 由式8-4得：
eb = 0.318ydZ1tanb = 0.318×1×21×tan140 = 1.66
8) 由式8-19得:
Ze = = = = 0.78
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(yīng)力循環(huán)次數(shù)：
小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1 = 60nkth = 60×408.6×1×8×300×1×6 = 3.53×108
大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N2 = 60nkth = N1/u = 3.53×108/ = 8.02×107
12) 由圖8-19查得接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.9,KHN2 = 0.92
13) 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 = = 0.9×650 = 585 MPa
[sH]2 = = 0.92×530 = 487.6 MPa
許用接觸應(yīng)力:
[sH] = ([sH]1+[sH]2)/2 = (585+487.6)/2 = 536.3 MPa
3 設(shè)計計算:
小齒輪的分度圓直徑:d1t:
= = 54.9 mm
4 修正計算結(jié)果：
1) 確定模數(shù)：
mn = = = 2.54 mm
取為標準值:3 mm。
2) 中心距：
a = = = 174.7 mm
3) 螺旋角：
b = arccos = arccos = 140
4) 計算齒輪參數(shù)：
d1 = = = 65 mm
d2 = = = 284 mm
b = φd×d1 = 65 mm
b圓整為整數(shù)為：b = 65 mm。
5) 計算圓周速度v:
v = = = 1.39 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 = 2.44。
7) 由式8-3得：
ea = [1.88-3.2×(1/Z1+1/Z2)]×cosb
= [1.88-3.2×(1/21+1/92)]×cos140 = 1.643
8) 由式8-4得：
eb = 0.318ydZ1tanb = 0.318×1×21×tan140 = 1.66
9) eg = ea+eb = 3.303
10) 同前，取:eb = 1
Ze = = = = 0.78
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 = = = 1830.8 N
= = 28.2 < 100 Nmm
14) 由tanat = tanan/cosb得：
at = arctan(tanan/cosb) = arctan(tan200/cos140) = 20.60
15) 由式8-17得：
cosbb = cosbcosan/cosat = cos14cos20/cos20.6 = 0.97
16) 由表8-3得：
KHa = KFa = ea/cos2bb = 1.643/0.972 = 1.75
17) 由表8-4得：
KHb = 1.17+0.16yd2+0.61×10-3b = 1.37
18) K = KAKVKHaKHb = 1×1.1×1.75×1.37 = 2.64
19) 計算d1：
d1 ≥
= = 55.6 mm
實際d1 = 65 > 55.6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(nèi)各計算數(shù)值：
1) 當量齒數(shù)：
ZV1 = Z1/cos3b = 21/cos3140 = 23
ZV2 = Z2/cos3b = 92/cos3140 = 100.7
2)
eaV = [1.88-3.2×(1/ZV1+1/ZV2)]cosb
= [1.88-3.2×(1/23+1/100.7)]×cos140 = 1.658
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 = 1.66查得螺旋角系數(shù)Yb = 0.88
5)
= = 2.96
前已求得:KHa = 1.75<2.96，故?。篕Fa = 1.75
6)
= = = 9.63
且前已求得:KHb = 1.37，由圖8-12查得：KFb = 1.34
7) K = KAKVKFaKFb = 1×1.1×1.75×1.34 = 2.58
8) 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 = 2.66 YFa2 = 2.17
應(yīng)力校正系數(shù):YSa1 = 1.59 YSa2 = 1.83
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(yīng)力循環(huán)次數(shù):N1 = 4.71×108
大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N2 = 1.07×108
11) 由圖8-20查得彎曲疲勞壽命系數(shù)為：
KFN1 = 0.85 KFN2 = 0.89
12) 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取S=1.3，由式8-15得：
[sF]1 = = = 326.9
[sF]2 = = = 260.2
= = 0.01294
= = 0.01526
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≥
= = 1.74 mm
1.74≤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 = 65 mm
d2 = 284 mm
b = yd×d1 = 65 mm
b圓整為整數(shù)為：b = 65 mm
圓整的大小齒輪寬度為：b1 = 70 mm b2 = 65 mm
中心距：a = 174.5 mm，模數(shù)：m = 3 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 = 2.54 KW n1 = 408.6 r/min T1 = 59.5 Nm
2 求作用在齒輪上的力:
已知小齒輪的分度圓直徑為:
d1 = 65 mm
則:
Ft = = = 1830.8 N
Fr = Ft× = 1830.8× = 686.7 N
Fa = Fttanb = 1830.8×tan140 = 456.2 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(diào)質(zhì)），根據(jù)《機械設(shè)計（第八版）》表15-3，取A0 = 112，得：
dmin = A0× = 112× = 20.6 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 = 21 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 = 26 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)徑標準，故取:d34 = d78 = 30 mm；因軸既受徑載荷又受軸向載荷作用，查軸承樣本選用：30206型單列圓錐滾子軸承，其尺寸為:d×D×T = 30×62×17.25 mm，軸承右端采用擋油環(huán)定位，由軸承樣本查得：30206。型軸承的定位軸肩高度：h = 3 mm，故?。篸45 = d67 = 36 mm，?。簂45 = l67 = 5 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 = 70 mm；則:
l34 = T+s+a-l45 = 17.25+8+11-5 = 31.25 mm
l78 = T+s+a-l67 = 17.25+8+11+2-5 = 33.25 mm
5 軸的受力分析和校核:
1）作軸的計算簡圖（見圖a）:
根據(jù)30206圓錐滾子軸承查手冊得a = 16 mm
帶輪中點距左支點距離L1 = (52/2+35+16)mm = 77 mm
齒寬中點距左支點距離L2 = (70/2+31.25+5-16)mm = 55.2 mm
齒寬中點距右支點距離L3 = (70/2+5+33.25-16)mm = 57.2 mm
2）計算軸的支反力：
水平面支反力（見圖b）：
FNH1 = = = 931.7 N
FNH2 = = = 899.1 N
垂直面支反力（見圖d）：
FNV1 = = = -852 N
FNV2 = = = 747.4 N
3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：
截面C處的水平彎矩：
MH = FNH1L2 = 931.7×55.2 Nmm = 51430 Nmm
截面A處的垂直彎矩：
MV0 = FQL1 = 791.3×77 Nmm = 60930 Nmm
截面C處的垂直彎矩：
MV1 = FNV1L2 = -852×55.2 Nmm = -47030 Nmm
MV2 = FNV2L3 = 747.4×57.2 Nmm = 42751 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 = = 69691 Nmm
M2 = = 66878 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
= 2.9 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 求輸出軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2：
P2 = 2.41 KW n2 = 92.9 r/min T2 = 248.9 Nm
2 求作用在齒輪上的力:
已知大齒輪的分度圓直徑為:
d2 = 284 mm
則:
Ft = = = 1752.8 N
Fr = Ft× = 1752.8× = 657.5 N
Fa = Fttanb = 1752.8×tan140 = 436.8 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× = 33.2 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 = KAT2，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 = KAT2 = 1.2×248.9 = 298.7 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?。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 = 45 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、VI-VII上安裝軸承，其段滿足軸承內(nèi)徑標準，故取：d34 = d67 = 50 mm；因軸既受徑載荷又受軸向載荷作用，查軸承樣本選用:30210型單列圓錐滾子軸承，其尺寸為：d×D×T = 50mm×90mm×21.75mm。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。取大齒輪的內(nèi)徑為：d2 = 58 mm，所以：d45 = 58 mm，為使齒輪定位可靠?。簂45 = 63 mm，齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度：h ≥ 0.07d = 0.07×58 = 4.06 mm，軸肩寬度：b ≥ 1.4h = 1.4×4.06 = 0 mm，所以：d56 = 67 mm，l56 = 6 mm；齒輪的左端與軸承之間采用套筒定位，則：
l34 = T+s+a+2.5+2 = 21.75+8+11+2.5+2 = 45.25 mm
l67 = 2+T+s+a+2.5-l56 = 2+21.75+8+11+2.5-6=39.25 mm
5 軸的受力分析和校核:
1）作軸的計算簡圖（見圖a）:
根據(jù)30210圓錐滾子軸承查手冊得a = 20 mm
齒寬中點距左支點距離L2 = (65/2-2+45.25-20)mm = 55.8 mm
齒寬中點距右支點距離L3 = (/2+6+39.25-20)mm = 57.8 mm
2）計算軸的支反力：
水平面支反力（見圖b）：
FNH1 = = = 891.8 N
FNH2 = = = 861 N
垂直面支反力（見圖d）：
FNV1 = = = 880.5 N
FNV2 = = = 223 N
3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：
截面C處的水平彎矩：
MH = FNH1L2 = 891.8×55.8 Nmm = 49762 Nmm
截面C處的垂直彎矩：
MV1 = FNV1L2 = 880.5×55.8 Nmm = 49132 Nmm
MV2 = FNV2L3 = 223×57.8 Nmm = 12889 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 = = 69930 Nmm
M2 = = 51404 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
= 8.5 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：
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(zhuǎn)矩為:
T = 0.25hl'd[sF] = 0.25×6×39×21×120/1000 = 147.4 Nm
T≥T1，故鍵滿足強度要求。
2 輸出軸鍵計算：
(1) 校核大齒輪處的鍵連接：
該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 16mm×10mm×50mm，接觸長度:l' = 50-16 = 34 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:
T = 0.25hl'd[sF] = 0.25×10×34×58×120/1000 = 591.6 Nm
T≥T2，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≥T2，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 = 1×686.7+0×456.2 = 686.7 N
(2) 求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:
C = P = 686.7× = 4359 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 =
= = 3.98×107≥Lh
所以軸承預(yù)期壽命足夠。
2 輸出軸的軸承設(shè)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 = 1×657.5+0×436.8 = 657.5 N
(2) 求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:
C = P = 657.5× = 2675 N
(3) 選擇軸承型號:
查課本表11-5，選擇:30210軸承，Cr = 73.2 KN，由課本式11-3有：
Lh =
= = 1.17×109≥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，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) ?。簄 = 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)于帶式運輸機上的一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。