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機(jī)械設(shè)計(jì)（論文）說(shuō)明書(shū)
題 目：一級(jí)直齒圓柱齒輪減速器
系 別： XXX系
專 業(yè)：
學(xué)生姓名：
學(xué) 號(hào)：
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(jì)任務(wù)書(shū)-------------------------------3
第二部分 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案-------------------------3
第三部分 電動(dòng)機(jī)的選擇--------------------------------4
第四部分 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)-----------------7
第五部分 齒輪的設(shè)計(jì)----------------------------------8
第六部分 傳動(dòng)軸承和傳動(dòng)軸及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)---------------17
第七部分 鍵連接的選擇及校核計(jì)算-----------------------20
第八部分 減速器及其附件的設(shè)計(jì)-------------------------22
第九部分 潤(rùn)滑與密封----------------------------------24
設(shè)計(jì)小結(jié)--------------------------------------------25
參考文獻(xiàn)--------------------------------------------25
第一部分 課程設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)
一、設(shè)計(jì)課題：
設(shè)計(jì)一用于帶式運(yùn)輸機(jī)上的一級(jí)直齒圓柱齒輪減速器.運(yùn)輸機(jī)連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn),載荷變化不大,空載起動(dòng),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6年(300天/年),3班制工作,運(yùn)輸容許速度誤差為5%,車間有三相交流,電壓380/220V。
二. 設(shè)計(jì)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(jì)說(shuō)明書(shū)一份。
三. 設(shè)計(jì)步驟:
1. 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案
2. 電動(dòng)機(jī)的選擇
3. 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比
4. 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)
5. 設(shè)計(jì)V帶和帶輪
6. 齒輪的設(shè)計(jì)
7. 滾動(dòng)軸承和傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)
8. 鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)
9. 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
10. 潤(rùn)滑密封設(shè)計(jì)
11. 聯(lián)軸器設(shè)計(jì)
第二部分 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案
1.組成：傳動(dòng)裝置由電機(jī)、減速器、工作機(jī)組成。
2.特點(diǎn)：齒輪相對(duì)于軸承不對(duì)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(dòng)方案：考慮到電機(jī)轉(zhuǎn)速高，傳動(dòng)功率大，將V帶設(shè)置在高速級(jí)。其傳動(dòng)方案如下：
圖一: 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)圖
初步確定傳動(dòng)系統(tǒng)總體方案如:傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)圖所示。
選擇V帶傳動(dòng)和一級(jí)圓柱直齒輪減速器。
計(jì)算傳動(dòng)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(dòng)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(duì)應(yīng)軸承的效率）。
第三部分 電動(dòng)機(jī)的選擇
1 電動(dòng)機(jī)的選擇
皮帶速度v:
v=1.3m/s
工作機(jī)的功率pw:
pw= 6.24 KW
電動(dòng)機(jī)所需工作功率為:
pd= 7.34 KW
執(zhí)行機(jī)構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為:
n = 82.8 r/min
經(jīng)查表按推薦的傳動(dòng)比合理范圍，V帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比i1=2~4，一級(jí)圓柱斜齒輪減速器傳動(dòng)比i2=3~6，則總傳動(dòng)比合理范圍為ia=6~24，電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd = ia×n = (6×24)×82.8 = 496.8~1987.2r/min。綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、重量、價(jià)格和帶傳動(dòng)、減速器的傳動(dòng)比，選定型號(hào)為Y160M-6的三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率為7.5KW,滿載轉(zhuǎn)速nm=970r/min，同步轉(zhuǎn)速1000r/min。
2 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比
（1）總傳動(dòng)比：
由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速n 和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為:
ia=nm/n=970/82.8=11.7
（2）分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比:
ia=i0×i
式中i0,i1分別為帶傳動(dòng)和減速器的傳動(dòng)比。為使V帶傳動(dòng)外廓尺寸不致過(guò)大，初步取i0=3，則減速器傳動(dòng)比為:
i=ia/i0=11.7/3=3.9
第四部分 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)
（1）各軸轉(zhuǎn)速:
nI = nm/i0 = 970/3 = 323.3 r/min
nII = nI/i = 323.3/3.9 = 82.9 r/min
nIII = nII = 82.9 r/min
（2)各軸輸入功率:
PI = Pd×h1 = 7.34×0.96 = 7.05 KW
PII = PI×h2×h3 = 7.05×0.98×0.97 = 6.7 KW
PIII = PII×h2×h4 = 6.7×0.98×0.99 = 6.5 KW
則各軸的輸出功率：
PI' = PI×0.98 = 6.91 KW
PII' = PII×0.98 = 6.57 KW
PIII' = PIII×0.98 = 6.37 KW
(3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩:
TI = Td×i0×h1
電動(dòng)機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩:
Td = = 72.3 Nm
所以：
TI = Td×i0×h1 = 72.3×3×0.96 = 208.2 Nm
TII = TI×i×h2×h3 = 208.2×3.9×0.98×0.97 = 771.9 Nm
TIII = TII×h2×h4 = 771.9×0.98×0.99 = 748.9 Nm
輸出轉(zhuǎn)矩為：
TI' = TI×0.98 = 204 Nm
TII' = TII×0.98 = 756.5 Nm
TIII' = TIII×0.98 = 733.9 Nm
第五部分 V帶的設(shè)計(jì)
1 選擇普通V帶型號(hào)
計(jì)算功率Pc:
Pc = KAPd = 1.1×7.34 = 8.07 KW
根據(jù)手冊(cè)查得知其交點(diǎn)在B型交界線范圍內(nèi)，故選用B型V帶。
2 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑，并驗(yàn)算帶速
取小帶輪直徑為d1 = 140 mm,則：
d2 = n1×d1×(1-e)/n2 = i0×d1×(1-e)
= 3×140×(1-0.02) = 411.6 mm
由手冊(cè)選取d2 = 400 mm。
帶速驗(yàn)算：
V = nm×d1×π/(60×1000)
= 970×140×π/(60×1000) = 7.11 m/s
介于5~25m/s范圍內(nèi)，故合適。
3 確定帶長(zhǎng)和中心距a
0.7×(d1+d2)≤a0≤2×(d1+d2)
0.7×(140+400)≤a0≤2×(140+400)
378≤a0≤1080
初定中心距a0 = 729 mm，則帶長(zhǎng)為:
L0 = 2a0+π×(d1+d2)/2+(d2-d1)2/(4×a0)
= 2×729+π×(140+400)/2+(400-140)2/(4×729)=2329 mm
由表9-3選用Ld = 2240 mm，確定實(shí)際中心距為：
a = a0+(Ld-L0)/2 = 729+(2240-2329)/2 = 684.5 mm
4 驗(yàn)算小帶輪上的包角a1:
a1 = 1800-(d2-d1)×57.30/a
= 1800-(400-140)×57.30/684.5
= 158.20>1200
5 確定帶的根數(shù)：
Z = Pc/((P0+DP0)×KL×Ka)
= 8.07/((2.13+0.31)×1×0.94) = 3.52
故要取Z = 4根A型V帶。
6 計(jì)算軸上的壓力：
由初拉力公式有：
F0 = 500×Pc×(2.5/Ka-1)/(Z×V)+q×V2
= 500×8.07×(2.5/0.94-1)/(4×7.11)+0.10×7.112 = 240.5 N
作用在軸上的壓力：
FQ = 2×Z×F0×sin(a1/2)
= 2×4×240.5×sin(158.2/2) = 1889 N
第六部分 齒輪的設(shè)計(jì)
（一） 高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)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(chǎng)安裝的限制，故選用一級(jí)圓柱直齒輪減速器，小齒輪選硬齒面，大齒輪選軟齒面。
材料：小齒輪選用45號(hào)鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪：250HBS。大齒輪選用45號(hào)鋼正火，齒面硬度為大齒輪：200HBS。取小齒齒數(shù)：Z1 = 20，則：
Z2 = i12×Z1 = 3.9×20 = 78 ?。篫2 = 78
2 初步設(shè)計(jì)齒輪傳動(dòng)的主要尺寸，按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)：
確定各參數(shù)的值:
1) 試選Kt = 1.2
2) T1 = 208.2 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(diǎn)區(qū)域系數(shù)ZH = 2.5
6) 查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限:sHlim1 = 610 MPa，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限:sHlim2 = 560 MPa。
7) 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：
小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1 = 60nkth = 60×323.3×1×6×300×3×8 = 8.38×108
大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N2 = 60nkth = N1/u = 8.38×108/3.9 = 2.15×108
8) 由圖8-19查得接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.89,KHN2 = 0.91
9) 計(jì)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 = = 0.91×560 = 509.6 MPa
許用接觸應(yīng)力:
[sH] = ([sH]1+[sH]2)/2 = (542.9+509.6)/2 = 526.25 MPa
3 設(shè)計(jì)計(jì)算:
小齒輪的分度圓直徑:d1t:
= = 102.1 mm
4 修正計(jì)算結(jié)果：
1) 確定模數(shù)：
mn = = = 5.1 mm
取為標(biāo)準(zhǔn)值:5.5 mm。
2) 中心距：
a = = = 269.5 mm
3) 計(jì)算齒輪參數(shù)：
d1 = Z1mn = 20×5.5 = 110 mm
d2 = Z2mn = 78×5.5 = 429 mm
b = φd×d1 = 110 mm
b圓整為整數(shù)為：b = 110 mm。
4) 計(jì)算圓周速度v:
v = = = 1.86 m/s
由表8-8選取齒輪精度等級(jí)為9級(jí)。
5 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度：
(1) 確定公式內(nèi)各計(jì)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：
= = = 8.89
求得:KHb = 1.09+0.26fd2+0.33×10-3b = 1.09+0.26×0.82+0.33×10-3×110 = 1.39
，由圖8-12查得：KFb = 1.36
2) K = KAKVKFaKFb = 1×1.1×1.1×1.36 = 1.65
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 = 2.75 YFa2 = 2.24
應(yīng)力校正系數(shù):YSa1 = 1.56 YSa2 = 1.77
4) 由圖8-22c按齒面硬度查得大小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)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 = 8.38×108
大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N2 = 2.15×108
6) 由圖8-20查得彎曲疲勞壽命系數(shù)為：
KFN1 = 0.85 KFN2 = 0.87
7) 計(jì)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 = = = 147.2
= = 0.02678
= = 0.02693
大齒輪數(shù)值大選用。
(2) 按式8-23校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度：
mn≥
= = 3.59 mm
3.59≤5.5所以強(qiáng)度足夠。
(3) 各齒輪參數(shù)如下：
大小齒輪分度圓直徑：
d1 = 110 mm
d2 = 429 mm
b = yd×d1 = 110 mm
b圓整為整數(shù)為：b = 110 mm
圓整的大小齒輪寬度為：b1 = 115 mm b2 = 110 mm
中心距：a = 269.5 mm，模數(shù)：m = 5.5 mm
第七部分 傳動(dòng)軸承和傳動(dòng)軸及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)
Ⅰ軸的設(shè)計(jì)
1 輸入軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1:
P1 = 7.05 KW n1 = 323.3 r/min T1 = 208.2 Nm
2 求作用在齒輪上的力:
已知小齒輪的分度圓直徑為:
d1 = 110 mm
則:
Ft = = = 3785.5 N
Fr = Ft×tanat = 3785.5×tan200 = 1377.8 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(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）》表15-3，取A0 = 112，得：
dmin = A0× = 112× = 31.3 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 = 33 mm。帶輪的寬度：B = (Z-1)×e+2×f = (4-1)×18+2×8 = 70 mm，為保證大帶輪定位可靠?。簂12 = 68 mm。大帶輪右端用軸肩定位，故取II-III段軸直徑為:d23 = 36 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(zhǎng)度:
初選軸承的類型及型號(hào)。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 = 40 mm；因軸只受徑載荷作用，查軸承樣本選用：6208型深溝球軸承，其尺寸為:d×D×T = 40×80×18 mm，軸承右端采用擋油環(huán)定位，由軸承樣本查得：6208。型軸承的定位軸肩高度：h = 3.5 mm，故?。篸45 = d67 = 47 mm，取：l45 = 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 = 115 mm；則:
l34 = T+s+a-l45 = 18+8+11-5 = 32 mm
l78 = T+s+a-l67 = 18+8+11+2-5 = 34 mm
5 軸的受力分析和校核:
1）作軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（見(jiàn)圖a）:
根據(jù)6208深溝球軸承查手冊(cè)得T = 18 mm
帶輪中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L1 = (70/2+35+18/2)mm = 79 mm
齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2 = (115/2+32+5-18/2)mm = 85.5 mm
齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3 = (115/2+5+34-18/2)mm = 87.5 mm
2）計(jì)算軸的支反力：
水平面支反力（見(jiàn)圖b）：
FNH1 = = = 1914.6 N
FNH2 = = = 1870.9 N
垂直面支反力（見(jiàn)圖d）：
FNV1 = = = -2054.7 N
FNV2 = = = 1543.5 N
3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：
截面C處的水平彎矩：
MH = FNH1L2 = 1914.6×85.5 Nmm = 163698 Nmm
截面A處的垂直彎矩：
MV0 = FQL1 = 1889×79 Nmm = 149231 Nmm
截面C處的垂直彎矩：
MV1 = FNV1L2 = -2054.7×85.5 Nmm = -175677 Nmm
MV2 = FNV2L3 = 1543.5×87.5 Nmm = 135056 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 = = 240124 Nmm
M2 = = 212220 Nmm
作合成彎矩圖（圖f）。
4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。
5）按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度：
通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。必要時(shí)也對(duì)其他危險(xiǎn)截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：
sca = = = MPa
= 2 MPa≤[s-1] = 60 MPa
故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計(jì)算W時(shí)，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：
II軸的設(shè)計(jì)
1 求輸出軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2：
P2 = 6.7 KW n2 = 82.9 r/min T2 = 771.9 Nm
2 求作用在齒輪上的力:
已知大齒輪的分度圓直徑為:
d2 = 429 mm
則:
Ft = = = 3598.6 N
Fr = Ft×tanat = 3598.6×tan200 = 1309.8 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(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）》表15-3，取:A0 = 112，得:
dmin = A0× = 112× = 48.4 mm
輸出軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器直徑處d12，所以同時(shí)需要選取聯(lián)軸器的型號(hào)，聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩:Tca = KAT2，查《機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）》表14-1，由于轉(zhuǎn)矩變化很小，故取:KA = 1.2，則:
Tca = KAT2 = 1.2×771.9 = 926.3 Nm
由于鍵槽將軸徑增大4%，選取聯(lián)軸器型號(hào)為:LT9型，其尺寸為：內(nèi)孔直徑50 mm，軸孔長(zhǎng)度84 mm，則：d12 = 50 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 = 60 mm，左端用軸肩定位，故取II-III段軸直徑為：d23 = 53 mm。
4 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度：
初選軸承的類型及型號(hào)。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(biāo)準(zhǔn)，故?。篸34 = d67 = 55 mm；因軸只受徑載荷作用，查軸承樣本選用:6211型深溝球子軸承，其尺寸為：d×D×T = 55mm×100mm×21mm。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 = 63 mm，所以：d45 = 63 mm，為使齒輪定位可靠?。簂45 = 108 mm，齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度：h ≥ 0.07d = 0.07×63 = 4.41 mm，軸肩寬度：b ≥ 1.4h = 1.4×4.41 = 0 mm，所以：d56 = 72 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+8+11+2.5+2 = 44.5 mm
l67 = 2+T+s+a+2.5-l56 = 2+21+8+11+2.5-6=38.5 mm
5 軸的受力分析和校核:
1）作軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（見(jiàn)圖a）:
根據(jù)6211深溝球軸承查手冊(cè)得T= 21 mm
齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2 = (110/2-2+44.5+108-21/2)mm = 195 mm
齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3 = (110/2+6+38.5-21/2)mm = 89 mm
2）計(jì)算軸的支反力：
水平面支反力（見(jiàn)圖b）：
FNH1 = = = 1127.7 N
FNH2 = = = 2470.9 N
垂直面支反力（見(jiàn)圖d）：
FNV1 = = = 410.5 N
FNV2 = = = 899.3 N
3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：
截面C處的水平彎矩：
MH = FNH1L2 = 1127.7×195 Nmm = 219902 Nmm
截面C處的垂直彎矩：
MV = FNV1L2 = 410.5×195 Nmm = 80048 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 = = 234018 Nmm
作合成彎矩圖（圖f）。
4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。
5）按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度：
通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。必要時(shí)也對(duì)其他危險(xiǎn)截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：
sca = = = MPa
= 20.8 MPa≤[s-1] = 60 MPa
故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計(jì)算W時(shí)，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(jì)算
1 輸入軸鍵計(jì)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 = 10mm×8mm×63mm，接觸長(zhǎng)度:l' = 63-10 = 53 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:
T = 0.25hl'd[sF] = 0.25×8×53×33×120/1000 = 419.8 Nm
T≥T1，故鍵滿足強(qiáng)度要求。
2 輸出軸鍵計(jì)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 = 18mm×11mm×100mm，接觸長(zhǎng)度:l' = 100-18 = 82 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:
T = 0.25hl'd[sF] = 0.25×11×82×63×120/1000 = 1704.8 Nm
T≥T2，故鍵滿足強(qiáng)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(zhǎng)度:l' = 70-14 = 56 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:
T = 0.25hl'd[sF] = 0.25×9×56×50×120/1000 = 756 Nm
T≥T2，故鍵滿足強(qiáng)度要求。
第九部分 軸承的選擇及校核計(jì)算
根據(jù)條件，軸承預(yù)計(jì)壽命：
Lh = 6×3×8×300 = 43200 h
1 輸入軸的軸承設(shè)計(jì)計(jì)算:
(1) 初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P:
因該軸承只受徑向力，所以:
P = Fr = 1377.8 N
(2) 求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:
C = P = 1377.8× = 12990 N
(3) 選擇軸承型號(hào):
查課本表11-5，選擇:6208軸承，Cr = 29.5 KN，由課本式11-3有：
Lh =
= = 5.06×105≥Lh
所以軸承預(yù)期壽命足夠。
2 輸出軸的軸承設(shè)計(jì)計(jì)算:
(1) 初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P:
因該軸承只受徑向力，所以:
P = Fr = 1309.8 N
(2) 求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:
C = P = 1309.8× = 7845 N
(3) 選擇軸承型號(hào):
查課本表11-5，選擇:6211軸承，Cr = 43.2 KN，由課本式11-3有：
Lh =
= = 7.21×106≥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(jì)
1 箱體（箱蓋）的分析：
箱體是減速器中較為復(fù)雜的一個(gè)零件，設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)力求各零件之間配置恰當(dāng)，并且滿足強(qiáng)度，剛度，壽命，工藝、經(jīng)濟(jì)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(jī)器。
2 箱體（蓋）的材料：
由于本課題所設(shè)計(jì)的減速器為普通型，故常用HT15-33灰鑄鐵制造。這是因?yàn)殍T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(jì)計(jì)算，箱體尺寸如下：
代號(hào) 名稱 計(jì)算與說(shuō)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(qiáng)筋厚 d' = 0.85d1 = 0.85×10 = 8.5 取d' = 10 mm
d1' 箱蓋加強(qiáng)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(rùn)滑與密封設(shè)計(jì)
對(duì)于二級(jí)圓柱齒輪減速器，因?yàn)閭鲃?dòng)裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以其速度遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于150-200 m/min，所以采用脂潤(rùn)滑，箱體內(nèi)選用CKC150潤(rùn)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(rùn)滑效果好。密封性來(lái)講為了保證機(jī)蓋與機(jī)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(guò)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(jì)小結(jié)
這次關(guān)于帶式運(yùn)輸機(jī)上的一級(jí)圓柱齒輪減速器的課程設(shè)計(jì)是我們真正理論聯(lián)系實(shí)際、深入了解設(shè)計(jì)概念和設(shè)計(jì)過(guò)程的實(shí)踐考驗(yàn)，對(duì)于提高我們機(jī)械設(shè)計(jì)的綜合素質(zhì)大有用處。通過(guò)兩個(gè)星期的設(shè)計(jì)實(shí)踐，使我對(duì)機(jī)械設(shè)計(jì)有了更多的了解和認(rèn)識(shí).為我們以后的工作打下了堅(jiān)實(shí)的基礎(chǔ)。
機(jī)械設(shè)計(jì)是機(jī)械工業(yè)的基礎(chǔ),是一門(mén)綜合性相當(dāng)強(qiáng)的技術(shù)課程，它融《機(jī)械原理》、《機(jī)械設(shè)計(jì)》、《理論力學(xué)》、《材料力學(xué)》、《互換性與技術(shù)測(cè)量》、《工程材料》、《機(jī)械設(shè)計(jì)（機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)）課程設(shè)計(jì)》等于一體。
這次的課程設(shè)計(jì),對(duì)于培養(yǎng)我們理論聯(lián)系實(shí)際的設(shè)計(jì)思想、訓(xùn)練綜合運(yùn)用機(jī)械設(shè)計(jì)和有關(guān)先修課程的理論,結(jié)合生產(chǎn)實(shí)際反應(yīng)和解決工程實(shí)際問(wèn)題的能力，鞏固、加深和擴(kuò)展有關(guān)機(jī)械設(shè)計(jì)方面的知識(shí)等方面有重要的作用。
本次設(shè)計(jì)得到了指導(dǎo)老師的細(xì)心幫助和支持。衷心的感謝老師的指導(dǎo)和幫助。設(shè)計(jì)中還存在不少錯(cuò)誤和缺點(diǎn)，需要繼續(xù)努力學(xué)習(xí)和掌握有關(guān)機(jī)械設(shè)計(jì)的知識(shí)，繼續(xù)培養(yǎng)設(shè)計(jì)習(xí)慣和思維從而提高設(shè)計(jì)實(shí)踐操作能力。
參考文獻(xiàn)
1 《機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）》 高等教育出版社。
2 《機(jī)械設(shè)計(jì)（機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)）課程設(shè)計(jì)》 高等教育出版社。
3 《機(jī)械零件手冊(cè)》 天津大學(xué)機(jī)械零件教研室。