减速器设计说明书
系别：
班级：
姓名：
学号：
指导教师：
职称：
第一部分设计任务书
1.1设计题目
展开式二级斜齿圆柱减速器，每天工作小时数：16小时，工作年限（寿命）：10年，每年工作天数：天，配备有三相交流电源，电压/V。
表1-1设计数据
1.2设计计算步骤
1.确定传动装置的传动方案
2.选择合适的电动机
3.计算减速器的总传动比以及分配传动比
4.计算减速器的动力学参数
5.V带设计
6.齿轮传动的设计
7.传动轴的设计与校核
8.滚动轴承的设计与校核
9.键联接设计
10.联轴器设计
11.减速器润滑密封设计
12.减速器箱体结构设计
第二部分传动装置总体设计方案
2.1传动方案
传动方案已给定，前置外传动为普通V带传动，减速器为展开式二级圆柱齿轮减速器。
1)该方案的优缺点
由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。
展开式二级圆柱齿轮减速器由于齿轮相对轴承为不对称布置，因而沿齿向载荷分布不均，要求轴有较大刚度。
第三部分选择电动机
3.1电动机类型的选择
按照工作要求和工况条件，选用三相笼型异步电动机，电压为V，Y型。
3.2确定传动装置的效率
查表得：
联轴器的效率：η1=0.99
滚动轴承的效率：η2=0.99
闭式圆柱齿轮的效率：η3=0.98
V带的效率：ηv=0.96
工作机的效率：ηw=0.95
3.3选择电动机容量
工作机所需功率为
电动机所需额定功率
/p>
工作机轴转速：
查课程设计手册表选取推荐的合理传动比范围，V带传动比范围为：2～4，展开式二级齿轮减速器传动比范围为：8～40，因此合理的总传动比范围为：16～。电动机转速的可以选择的范围为nd=ia×nw=(16～)×35.=～2r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、价格、重量、和减速器、传动比等因素，选定电机型号为：YL2-4的三相异步电动机，额定功率Pen=3kW，满载转速为nm=r/min，同步转速为nt=r/min。
表3-1电机选择方案对比
图3-1电机尺寸
表3-2电动机尺寸
3.4确定传动装置的总传动比和分配传动比
（1）总传动比的计算
由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速nw，可以计算出传动装置总传动比为：
（2）分配传动装置传动比
取普通V带的传动比：iv=2.5
高速级传动比
则低速级的传动比为
减速器总传动比
3.5动力学参数计算
(1)各轴转速
(2)各轴输入功率
(3)各轴输入转矩
运动和动力参数列表如下：
表3-3各轴动力学参数表
第四部分V带传动设计计算
4.1确定计算功率Pca
由表8-8查得工作情况系数KA=1.1，故
4.2选择V带的带型
根据Pca、n1由图8-11选用A型。
4.3确定带轮的基准直径dd并验算带速v
1）初选小带轮的基准直径dd1。由表8-7和表8-9，取小带轮的基准直径dd1=90mm。
2）验算带速v。按式（8-13）验算带的速度
带速在5～30m/s范围内，合适。
3）计算大带轮的基准直径。根据式（8-15a），计算大带轮的基准直径
根据表8-9，取标准值为dd2=mm。
4.4确定V带的中心距a和基准长Ld度
根据式（8-20），初定中心距a0=mm。
由式（8-22）计算带所需的基准长度
由表选带的基准长度Ld=mm。
按式（8-23）计算实际中心距a。
按式（8-24）,中心距的变化范围为--mm。
4.5验算小带轮的包角αa
4.6计算带的根数z
1）计算单根V带的额定功率Pr。
由dd1=90mm和n1=r/min,查表8-4得P0=1.kW。
根据n1=r/min，i=2.5和A型带，查表8-5得△P0=0.kW。
查表8-6得Kα=0.，表8-2得KL=0.96，于是
2）计算带的根数z
取3根。
4.7计算单根V带的初拉力F0
由表8-3得A型带的单位长度质量q=0.kg/m，所以
4.8计算压轴力Fp
1)带轮结构设计
1）小带轮的结构设计
小带轮的轴孔直径d=28mm
因为小带轮dd1=90
小带轮结构选择为实心式。
因此小带轮尺寸如下：
图4-1小带轮结构示意图
2）大带轮的结构设计
大带轮的轴孔直径d=20mm
因为大带轮dd2=mm
因此大带轮结构选择为孔板式。
因此大带轮尺寸如下：
图4-2大带轮结构示意图
2)主要设计结论
选用A型V带3根，基准长度mm。带轮基准直径dd1=90mm，dd2=mm，中心距控制在a=～mm。单根带初拉力F0=.53N。
表4-1带轮设计结果
第五部分减速器高速级齿轮传动设计计算
5.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
1)根据传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动，压力取为α=20°，初选螺旋角β=13°。
2)参考表10-6选用7级精度。
3)材料选择由表10-1选择小齿轮40Cr（调质），硬度为HBS，大齿轮45（调质），硬度为HBS
4)选小齿轮齿数z1=22，则大齿轮齿数z2=z1×i=22×4.=。
5.2按齿面接触疲劳强度设计
1)由式(10-24)试算小齿轮分度圆直径，即
2)确定公式中的各参数值
①试选KHt=1.3
②计算小齿轮传递的扭矩/p>
③由表10-7选取齿宽系数φd=1
④由图10-20查得区域系数ZH=2.
⑤由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=.8√MPa。
⑥由式(10-9)计算接触疲劳强度用重合度系数Zε。
⑦由公式可得螺旋角系数Zβ。
⑧计算接触疲劳许用应力[σH]
由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为
由式(10-15)计算应力循环次数：
由图10-23查取接触疲劳系数
取失效概率为1%，安全系数S=1，得
取[σH]1和[σH]2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即
3)试算小齿轮分度圆直径
(1)调整小齿轮分度圆直径
1)计算实际载荷系数前的数据准备。
①圆周速度ν
②齿宽b
2)计算实际载荷系数KH。
①由表10-2查得使用系数KA=1
②根据v=1.m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.
③齿轮的圆周力。
KA×Ft/b=1×./37.6=59N╱mmN╱mm
查表10-3得齿间载荷分配系数KHα=1.4
由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数KHβ=1.
由此，得到实际载荷系数
3)由式(10-12)，可得按实际载荷系数算得的分度圆直径
4)确定模数
5.3确定传动尺寸
(1)计算中心距
圆整为a=mm
β=12°2544"
(2)计算小、大齿轮的分度圆直径
(3)计算齿宽
取B1=50mmB2=45mm
5.4校核齿根弯曲疲劳强度
齿根弯曲疲劳强度条件为
1)T、mn和d1同前
齿宽b=b2=45
齿形系数YFa和应力修正系数YSa，当量齿数为：
小齿轮当量齿数：
大齿轮当量齿数：
由图10-17查得齿形系数
由图10-18查得应力修正系数
①试选载荷系数KFt=1.3
②由式(10-18)，可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数Yε。
上式得
③由式(10-19)，可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Yβ。
2)圆周速度
3)宽高比b/h
根据v=1.35m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.
查表10-3得齿间载荷分配系数KFα=1.4
由表10-4查得KHβ=1.，结合b/h=45/4.5=10查图10-13，得KFβ=1.。
则载荷系数为
由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为
由图10-22查取弯曲疲劳系数
取弯曲疲劳安全系数S=1.25，由式(10-14)得
齿根弯曲疲劳强度校核
齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。
4)齿轮的圆周速度
选用7级精度是合适的
主要设计结论
齿数z1=22，z2=，模数m=2mm，压力角α=20°，螺旋角β=12.°=12°2544"，中心距a=mm，齿宽B1=50mm、B2=45
(1)计算齿轮传动其它几何尺寸
(1)计算齿顶高、齿根高和全齿高
(2)计算小、大齿轮的齿顶圆直径
(3)计算小、大齿轮的齿根圆直径
5.5齿轮参数和几何尺寸总结
表5-1齿轮主要结构尺寸
5.6确定小齿轮侧隙和齿厚偏差
用插值法得齿轮最小侧隙jbmin=0.mm。
由机械手册求得，齿厚上偏差为
计算齿轮的分度圆直径为
由机械手册查得，径向跳动公差为
由机械手册查得，切齿径向进刀公差br为
由机械手册表查得，齿厚公差Tm为
故机械手册由式求得，齿厚下偏差为
实际中，一般用公法线长度极限偏差控制齿厚偏差，由机械手册式（D.4）和式（D.5）得
公法线长度上偏差
公法线长度下偏差
由机械手册表查得，查得K=1.07，Z=KZ=1.07×22=23.54
按Z的整数部分，由表查得Wk=7（跨侧齿数K=3），按Z的小数部分，由机械手册查得
所以
5.7确定大齿轮侧隙和齿厚偏差
用插值法得齿轮最小侧隙jbmin=0.mm。
由机械手册求得，齿厚上偏差为
计算齿轮的分度圆直径为
由机械手册查得，径向跳动公差为
由机械手册查得，切齿径向进刀公差br为
由机械手册表查得，齿厚公差Tm为
故机械手册由式求得，齿厚下偏差为
实际中，一般用公法线长度极限偏差控制齿厚偏差，由机械手册式（D.4）和式（D.5）得
公法线长度上偏差
公法线长度下偏差
由机械手册表查得，查得K=1.07，Z=KZ=1.07×=.21
按Z的整数部分，由表查得Wk=35（跨侧齿数K=12），按Z的小数部分，由机械手册查得
所以
第六部分减速器低速级齿轮传动设计计算
6.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
1)根据传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动，压力取为α=20°，初选螺旋角β=13°。
2)参考表10-6选用7级精度。
3)材料选择由表10-1选择小齿轮40Cr（调质），硬度为HBS，大齿轮45（调质），硬度为HBS
4)选小齿轮齿数z1=24，则大齿轮齿数z2=z1×i=24×3.=83。
6.2按齿面接触疲劳强度设计
1)由式(10-24)试算小齿轮分度圆直径，即
2)确定公式中的各参数值
①试选KHt=1.3
②计算小齿轮传递的扭矩/p>
③由表10-7选取齿宽系数φd=1
④由图10-20查得区域系数ZH=2.
⑤由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=.8√MPa。
⑥由式(10-9)计算接触疲劳强度用重合度系数Zε。
⑦由公式可得螺旋角系数Zβ。
⑧计算接触疲劳许用应力[σH]
由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为
由式(10-15)计算应力循环次数：
由图10-23查取接触疲劳系数
取失效概率为1%，安全系数S=1，得
取[σH]1和[σH]2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即
3)试算小齿轮分度圆直径
(1)调整小齿轮分度圆直径
1)计算实际载荷系数前的数据准备。
①圆周速度ν
②齿宽b
2)计算实际载荷系数KH。
①由表10-2查得使用系数KA=1
②根据v=0.m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.
③齿轮的圆周力。
KA×Ft/b=1×./61.63=N╱mmN╱mm
查表10-3得齿间载荷分配系数KHα=1.2
由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数KHβ=1.
由此，得到实际载荷系数
3)由式(10-12)，可得按实际载荷系数算得的分度圆直径
4)确定模数
6.3确定传动尺寸
(1)计算中心距
圆整为a=mm
β=13°2443"
(2)计算小、大齿轮的分度圆直径
(3)计算齿宽
取B1=80mmB2=75mm
6.4校核齿根弯曲疲劳强度
齿根弯曲疲劳强度条件为
1)T、mn和d1同前
齿宽b=b2=75
齿形系数YFa和应力修正系数YSa，当量齿数为：
小齿轮当量齿数：
大齿轮当量齿数：
由图10-17查得齿形系数
由图10-18查得应力修正系数
①试选载荷系数KFt=1.3
②由式(10-18)，可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数Yε。
上式得
③由式(10-19)，可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Yβ。
2)圆周速度
3)宽高比b/h
根据v=0.47m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.
查表10-3得齿间载荷分配系数KFα=1.4
由表10-4查得KHβ=1.，结合b/h=75/6.75=11.查图10-13，得KFβ=1.08。
则载荷系数为
由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为
由图10-22查取弯曲疲劳系数
取弯曲疲劳安全系数S=1.25，由式(10-14)得
齿根弯曲疲劳强度校核
齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。
4)齿轮的圆周速度
选用7级精度是合适的
主要设计结论
齿数z1=24，z2=83，模数m=3mm，压力角α=20°，螺旋角β=13.°=13°2443"，中心距a=mm，齿宽B1=80mm、B2=75
(1)计算齿轮传动其它几何尺寸
(1)计算齿顶高、齿根高和全齿高
(2)计算小、大齿轮的齿顶圆直径
(3)计算小、大齿轮的齿根圆直径
6.5齿轮参数和几何尺寸总结
表6-1齿轮主要结构尺寸
6.6确定小齿轮侧隙和齿厚偏差
用插值法得齿轮最小侧隙jbmin=0.16mm。
由机械手册求得，齿厚上偏差为
计算齿轮的分度圆直径为
由机械手册查得，径向跳动公差为
由机械手册查得，切齿径向进刀公差br为
由机械手册表查得，齿厚公差Tm为
故机械手册由式求得，齿厚下偏差为
实际中，一般用公法线长度极限偏差控制齿厚偏差，由机械手册式（D.4）和式（D.5）得
公法线长度上偏差
公法线长度下偏差
由机械手册表查得，查得K=1.，Z=KZ=1.×24=25.
按Z的整数部分，由表查得Wk=7（跨侧齿数K=3），按Z的小数部分，由机械手册查得
所以
6.7确定大齿轮侧隙和齿厚偏差
用插值法得齿轮最小侧隙jbmin=0.16mm。
由机械手册求得，齿厚上偏差为
计算齿轮的分度圆直径为
由机械手册查得，径向跳动公差为
由机械手册查得，切齿径向进刀公差br为
由机械手册表查得，齿厚公差Tm为
故机械手册由式求得，齿厚下偏差为
实际中，一般用公法线长度极限偏差控制齿厚偏差，由机械手册式（D.4）和式（D.5）得
公法线长度上偏差
公法线长度下偏差
由机械手册表查得，查得K=1.，Z=KZ=1.×83=89.
按Z的整数部分，由表查得Wk=29（跨侧齿数K=10），按Z的小数部分，由机械手册查得
所以
第七部分轴的设计与校核
7.1高速轴设计计算
1)求高速轴上的功率P1、转速n1和转矩T1
P1=2.kW；n1=r/min；T1=41.Nm
2)初步确定轴的最小直径：
先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40Cr（调质），硬度为HBS，根据表，取A0=，于是得
高速轴的最小直径是安装大带轮处的轴径，由于安装键将轴径增大5%
故选取
12=20mm
3)轴的结构设计图
图7-1高速轴示意图
①为了满足大带轮的轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径d23=25mm。大带轮轮毂宽度L=40mm,为了保证轴端挡圈只压在大带轮上而不压在轴的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的长度应比大带轮轮毂宽度L略短一些，现取l12=38mm。
4)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触轴承。参照工作要求并根据d23=25mm，由轴承产品目录中选择角接触轴承AC，其尺寸为d×D×B=30×62×16mm，故d34=d78=30mm。
由手册上查得AC型轴承的定位轴肩高度h=3mm，因此，取d45=d67=36mm。
5)由于齿轮的直径较小，为了保证齿轮轮体的强度，应将齿轮和轴做成一体而成为齿轮轴。所以l56=50mm，d56=49.mm
6)轴承端盖厚度e=10，垫片厚度Δt=2，根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与带轮端面有一定距离K=24，螺钉C1=20mm，C2=18mm，箱座壁厚δ=8mm，则轴承座宽度为
7)取小齿轮距箱体内壁之距离Δ1=10mm，高速级大齿轮和低速级小齿轮距离Δ3=15mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离Δ，取Δ=10mm，低速级小齿轮宽度b3=80mm，则
至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。
8)轴上零件的周向定位
大带轮与轴的周向定位采用平键链接,大带轮与轴的配合为H7/k6,按机械设计手册查得截面尺寸b×h=6×6mm，长度L=28mm,滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为H7/k6
9)确定轴上圆角和倒角尺寸
根据表，取轴端倒角为C2,各轴肩处的圆角半径则由各轴肩决定。
表7-1轴的直径和长度
高速级小齿轮所受的圆周力（d1为高速级小齿轮的分度圆直径）
高速级小齿轮所受的径向力
高速级小齿轮所受的轴向力
根据AC角接触查手册得压力中心a=18.7mm
第一段轴中点到轴承压力中心距离/p>
轴承压力中心到齿轮支点距离/p>
齿轮中点到轴承压力中心距离:
①计算轴的支反力
高速轴上外传动件压轴力Fq=.
水平支反力
垂直支反力
②计算轴的弯矩，并做弯矩图
截面C处的水平弯矩
截面B处的垂直弯矩
截面C处的垂直弯矩
分别作水平面的弯矩图（图b）和垂直面弯矩图（图c）
截面B处的合成弯矩
截面C处的合成弯矩
③作合成弯矩图（图d）
作转矩图（图e）
图7-2高速轴受力及弯矩图
10)校核轴的强度
因C左侧弯矩大，且作用有转矩，故C左侧为危险剖面
抗弯截面系数为
抗扭截面系数为
最大弯曲应力为
剪切应力为
按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数α=0.6，则当量应力为
查表得40Cr(调质)处理，抗拉强度极限σB=MPa，则轴的许用弯曲应力[σ-1b]=60MPa，σca[σ-1b]，所以强度满足要求。
7.2中间轴设计计算
1)求中间轴上的功率P2、转速n2和转矩T2
P2=2.kW；n2=.r/min；T2=.Nm
2)初步确定轴的最小直径
先初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45（调质），硬度为HBS，根据表，取A0=，得:
3)轴的结构设计图
图7-3中间轴示意图
4)初步选择滚动轴承。中间轴最小直径是安装滚动轴承的直径d12和d56，因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触轴承。参照工作要求并根据dmin=30.4mm，由轴承产品目录中选取角接触轴承AC，其尺寸为d×D×B=35×72×17mm，故d12=d56=35mm。
5)取安装大齿轮处的轴段的直径d45=38mm；齿轮的右端与右轴承之间采用挡油环定位。已知高速大齿轮齿轮轮毂的宽度b2=45mm，为了可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l45=43mm。齿轮的左端采用轴肩定位,由轴径d45=38mm查表，取h=(2～3)R=5mm，则轴环处的直径d34=48mm。轴环宽度b≥1.4h，取l34=15mm。
6)左端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。
7)考虑材料和加工的经济性，应将低速小齿轮和轴分开设计与制造。已知低速小齿轮的轮毂宽度为b3=80mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l23=78mm，d23=38mm。
8)取低速级小齿轮距箱体内壁之距离Δ1=10mm，高速级大齿轮距箱体内壁之距离Δ2=12.5mm，高速级大齿轮和低速级小齿轮距离Δ3=15mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离Δ，取Δ=10mm，则
至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。
9)轴上零件的周向定位
齿轮与轴的周向定位采用平键链接,小齿轮与轴的联接选用A型键，按机械设计手册查得截面尺寸b×h=10×8mm，长度L=70mm。大齿轮与轴的联接选用A型键，按机械设计手册查得截面尺寸b×h=10×8mm，长度L=32mm。
为了保证齿轮与轴配合由良好的对中性,故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6,滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为H7/k6
10)确定轴上圆角和倒角尺寸
根据表，取轴端倒角为C2,各轴肩处的圆角半径则由各轴肩决定。
表7-2轴的直径和长度
高速级大齿轮所受的圆周力（d2为高速级大齿轮的分度圆直径）
高速级大齿轮所受的径向力
高速级大齿轮所受的轴向力
低速级小齿轮所受的圆周力（d3为低速级小齿轮的分度圆直径）
低速级小齿轮所受的径向力
低速级小齿轮所受的轴向力
根据AC角接触查手册得压力中心a=21mm
轴承压力中心到低速级小齿轮中点距离:
低速级小齿轮中点到高速级大齿轮中点距离:
高速级大齿轮中点到轴承压力中心距离:
①计算轴的支反力
水平支反力
垂直支反力
②计算轴的弯矩，并做弯矩图
截面B处的水平弯矩
截面C处的水平弯矩
截面C处的垂直弯矩
截面B处的垂直弯矩
分别作水平面的弯矩图（图b）和垂直面弯矩图（图c）
截面B处的合成弯矩
截面C处的合成弯矩
作合成弯矩图（图d）
作转矩图（图e）
图7-4中间轴受力及弯矩图
11)校核轴的强度
因B左侧弯矩大，且作用有转矩，故B左侧为危险剖面
抗弯截面系数为
抗扭截面系数为
最大弯曲应力为
剪切应力为
按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数α=0.6，则当量应力为
查表得45(调质)处理，抗拉强度极限σB=MPa，则轴的许用弯曲应力[σ-1b]=60MPa，σca[σ-1b]，所以强度满足要求。
7.3低速轴设计计算
1)求低速轴上的功率P3、转速n3和转矩T3
P3=2.kW；n3=35.r/min；T3=.Nm
2)初步确定轴的最小直径
先初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45（调质），硬度为HBS，根据表，取A0=，得:
低速轴的最小直径是安装联轴器的轴径，由于安装键将轴径增大7%
故选取12=50mm
低速轴的最小直径是安装联轴器处轴的直径d12，为了使所选的轴直径d12与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。
联轴器的计算转矩Tca=KA×T3，查表，考虑平稳，故取KA=1.3，则:
按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准或手册，选用LX4型联轴器。半联轴器的孔径为50mm，故取d12=50mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为mm。
3)轴的结构设计图
图7-5低速轴示意图
①为了满足半联轴器的轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径d23=55mm。半联轴器与轴配合的轮毂长度L=mm,为了保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的长度应比L略短一些，现取l12=mm。
4)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触轴承。参照工作要求并根据d23=55mm，由轴承产品目录中选择角接触轴承AC，其尺寸为d×D×B=60××22mm，故d34=d78=60mm。
轴承挡油环定位，由手册上查得AC型轴承的定位轴肩高度h=4.5mm，因此，取d45=69mm
5)取安装齿轮处的轴段的直径d67=63mm；已知低速级大齿轮轮毂的宽度为b4=75mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l67=73mm。齿轮的左端采用轴肩定位，由轴径d45=69mm，故取取h=(2～3)R=6mm，则轴环处的直径d56=81mm，取l56=10mm。
6)轴承端盖厚度e=10，垫片厚度Δt=2，根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与联轴器端面有一定距离K=24，螺钉C1=20mm，C2=18mm，箱座壁厚δ=8mm，则轴承座宽度为
7)取低速级大齿轮距箱体内壁之距离Δ2=12.5mm，高速级大齿轮和低速级小齿轮距离Δ3=15mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离Δ，取Δ=10mm，低速齿轮齿宽差一半为2.5mm,则
至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。
8)轴上零件的周向定位
半联轴器与轴的周向定位采用平键链接,齿轮与轴的联接选用A型键，按机械设计手册查得截面尺寸b×h=18×11mm，长度L=63mm。半联轴器与轴的联接选用A型键，按机械设计手册查得截面尺寸b×h=14×9mm，长度L=mm。
齿轮、半联轴器与轴的周向定位采用平键链接,半联轴器与轴的配合为H7/k6,同时为了保证齿轮与轴配合由良好的对中性,故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6,滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为H7/k6
9)确定轴上圆角和倒角尺寸
根据表，取轴端倒角为C2,各轴肩处的圆角半径则由各轴肩决定。
表7-3轴的直径和长度
低速级大齿轮所受的圆周力（d4为低速级大齿轮的分度圆直径）
低速级大齿轮所受的径向力
低速级大齿轮所受的轴向力
根据AC角接触查手册得压力中心a=30.8mm
①计算轴的支反力
水平支反力
垂直支反力
②计算轴的弯矩，并做弯矩图
截面C处的水平弯矩
截面C处的垂直弯矩
分别作水平面的弯矩图（图b）和垂直面弯矩图（图c）
截面C处的合成弯矩
③作合成弯矩图（图d）
作转矩图（图e）
图7-6低速轴受力及弯矩图
10)校核轴的强度
因C左侧弯矩大，且作用有转矩，故C左侧为危险剖面
抗弯截面系数为
抗扭截面系数为
最大弯曲应力为
剪切应力为
按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数α=0.6，则当量应力为
查表得45(调质)处理，抗拉强度极限σB=MPa，则轴的许用弯曲应力[σ-1b]=60MPa，σca[σ-1b]，所以强度满足要求。
第八部分滚动轴承计算与校核
8.1高速轴上的轴承计算与校核
表8-1轴承参数表
根据前面的计算，选用AC角接触球轴承，内径d=30mm，外径D=62mm，宽度B=16mm
轴承基本额定动载荷Cr=22kN，额定静载荷C0r=14.2kN，轴承采用正装。
要求寿命为Lh=h。
当Fa/Fr≤0.68时，Pr=Fr当Fa/F_r0.68，Pr=1Fr+0.87Fa
由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：
由前面计算可知轴向力Fae=.N
由计算可知，轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”。
查表得X1=0.41，Y1=0.87，X2=1，Y2=0
查表可知ft=1，fp=1
取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式
由此可知该轴承的工作寿命足够。
8.2中间轴上的轴承计算与校核
表8-2轴承参数表
根据前面的计算，选用AC角接触球轴承，内径d=35mm，外径D=72mm，宽度B=17mm
轴承基本额定动载荷Cr=29kN，额定静载荷C0r=19.2kN，轴承采用正装。
要求寿命为Lh=h。
当Fa/Fr≤0.68时，Pr=Fr当Fa/F_r0.68，Pr=1Fr+0.87Fa
由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：
由前面计算可知轴向力Fae=.N
由计算可知，轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”。
查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0
查表可知ft=1，fp=1
取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式
由此可知该轴承的工作寿命足够。
8.3低速轴上的轴承计算与校核
表8-3轴承参数表
根据前面的计算，选用AC角接触球轴承，内径d=60mm，外径D=mm，宽度B=22mm
轴承基本额定动载荷Cr=58.2kN，额定静载荷C0r=46.2kN，轴承采用正装。
要求寿命为Lh=h。
当Fa/Fr≤0.68时，Pr=Fr当Fa/F_r0.68，Pr=1Fr+0.87Fa
由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：
由前面计算可知轴向力Fae=.N
由计算可知，轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”。
查表得X1=0.41，Y1=0.87，X2=1，Y2=0
查表可知ft=1，fp=1
取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式
由此可知该轴承的工作寿命足够。
第九部分键联接设计与校核
9.1高速轴与大带轮键连接校核
选用A型键，查表得b×h=6mm×6mm（GB/T-）,键长28mm。
键的工作长度l=L-b=22mm
大带轮材料为铸铁，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=60MPa。
键连接工作面的挤压应力
9.2中间轴与低速级小齿轮键连接校核
选用A型键，查表得b×h=10mm×8mm（GB/T-）,键长70mm。
键的工作长度l=L-b=60mm
低速级小齿轮材料为40Cr，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=MPa。
键连接工作面的挤压应力
9.3中间轴与高速级大齿轮键连接校核
选用A型键，查表得b×h=10mm×8mm（GB/T-）,键长32mm。
键的工作长度l=L-b=22mm
高速级大齿轮材料为45，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=MPa。
键连接工作面的挤压应力
9.4低速轴与低速级大齿轮键连接校核
选用A型键，查表得b×h=18mm×11mm（GB/T-）,键长63mm。
键的工作长度l=L-b=45mm
低速级大齿轮材料为45，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=MPa。
键连接工作面的挤压应力
9.5低速轴与联轴器键连接校核
选用A型键，查表得b×h=14mm×9mm（GB/T-）,键长mm。
键的工作长度l=L-b=86mm
联轴器材料为45，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=MPa。
键连接工作面的挤压应力
第十部分联轴器的选型
10.1低速轴上联轴器
（1）计算载荷
由表查得载荷系数K=1.3
计算转矩Tc=K×T=1.3×.78=.21Nm
（2）选择联轴器的型号
轴伸出端安装的联轴器初选为LX4弹性柱销联轴器（GB/T5-），公称转矩Tn=Nm，许用转速[n]=r/min，Y型轴孔，主动端孔直径d=50mm，轴孔长度L=mm。从动端孔直径d=50mm，轴孔长度L=mm。
Tc=.21NmNm
n=35.r/minr/min
第十一部分减速器的密封与润滑
11.1减速器的密封
为防止箱体内润滑剂外泄和外部杂质进入箱体内部影响箱体工作，在构成箱体的各零件间，如箱盖与箱座间、及外伸轴的输出、输入轴与轴承盖间，需设置不同形式的密封装置。对于无相对运动的结合面，常用密封胶、耐油橡胶垫圈等；对于旋转零件如外伸轴的密封，则需根据其不同的运动速度和密封要求考虑不同的密封件和结构。本设计中由于密封界面的相对速度较小，故采用接触式密封。输入轴与轴承盖间V3m/s，输出轴与轴承盖间也为V3m/s，故均采用半粗羊毛毡封油圈。
11.2齿轮的润滑
齿轮圆周速度
通用的闭式齿轮传动，其润滑方式根据齿轮的圆周速度大小决定。由于低速级大齿轮的圆周速度v≤12m/s，将大齿轮的轮齿浸入油池进行浸油润滑。这样，齿轮在传动时，就把润滑油带到啮合的齿面上，同时也将油甩到箱壁上，借以散热
齿轮浸入油中的深度通常不宜超过一个齿高，但一般亦不应小于10mm。为了避免齿轮转动时将沉积在油池底部的污物搅起，造成齿面磨损，大齿轮齿顶距离油池地面距离不小于30mm，暂取齿顶距箱体内底面距离为30mm,实际油面根据实际结构变化。由于低速级大齿轮全齿高h=6.75mm10mm，取浸油深度为10mm。则油的深度H为
H=30+10=40mm
根据齿轮圆周速度查表选用工业闭式齿轮油（GB-），牌号为L-CKC润滑油，黏度推荐值为～cSt
11.3轴承的润滑
滚动轴承的润滑剂可以是脂润滑、润滑油或固体润滑剂。选择何种润滑方式可以根据齿轮圆周速度判断。由于V齿≤2m/s，所以均选择脂润滑。采用脂润滑轴承的时候，为避免稀油稀释油脂，需用挡油环将轴承与箱体内部隔开，且轴承与箱体内壁需保持一定的距离。在本箱体设计中滚动轴承距箱体内壁距离10mm，故选用通用锂基润滑脂(GB/T-)，它适用于宽温度范围内各种机械设备的润滑，选用牌号为ZL-1的润滑脂。
第十二部分减速器附件
12.1油面指示器
用来指示箱内油面的高度，油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。
图12-1杆式油标
12.2通气器
由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡。
图12-2通气器
12.3放油孔及放油螺塞
为排放减速器箱体内污油和便于清洗箱体内部，在箱座油池的最低处设置放油孔，箱体内底面做成斜面，向放油孔方向倾斜1°～2°，使油易于流出。
图12-3放油塞
12.4窥视孔和视孔盖
在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成。
图12-4窥视孔盖示意图
L1=，L2=，b1=，b2=
δ=4mm
d4=7mm
R=5mm
12.5定位销
采用销GB/T-，对由箱盖和箱座通过联接而组成的剖分式箱体，为保证其各部分在加工及装配时能够保持精确位置，特别是为保证箱体轴承座孔的加工精度及安装精度。
图12-5销
12.6起盖螺钉
由于装配减速器时在箱体剖分面上涂有密封用的水玻璃或密封胶，因而在拆卸时往往因胶结紧密难于开盖，旋动起盖螺钉可将箱盖顶起。
图12-6起盖螺钉
12.7起吊装置
起吊装置用于拆卸及搬运减速器。它常由箱盖上的吊孔和箱座凸缘下面的吊耳构成。也可采用吊环螺钉拧入箱盖以吊小型减速器或吊起箱盖。本设计中所采用吊孔（或吊环）和吊耳的示例和尺寸如下图所示：
图12-7起盖螺钉
吊孔尺寸计算：
吊耳尺寸计算：
(1)轴承端盖的选用
输入轴上的轴承为AC型角接触采用凸缘式轴承端盖，其中上端为透盖，下端为闷盖。轴承外径D=62，螺钉直径为8mm，螺钉数目4颗。
中间轴上的轴承为AC型角接触采用凸缘式轴承端盖，两端都为闷盖。轴承外径D=72，螺钉直径为8mm，螺钉数目4颗。
输出轴上的轴承为AC型角接触采用凸缘式轴承端盖，其中上端为透盖，下端为闷盖。轴承外径D=，螺钉直径为8mm，螺钉数目6颗。
第十三部分减速器箱体主要结构尺寸
箱体是减速器中所有零件的基座，是支承和固定轴系部件、保证传动零件正确相对位置并承受作用在减速器上载荷的重要零件。箱体一般还兼作润滑油的油箱。机体结构尺寸，主要根据地脚螺栓的尺寸，再通过地板固定，而地脚螺尺寸又要根据两齿轮的中心距a来确定。设计减速器的具体结构尺寸如下表：
表13-1箱体主要结构尺寸
第十四部分设计小结
通过这次对展开式二级斜齿圆柱减速器的设计，使我们真正的了解了机械设计的概念，在这次设计过程中，反反复复的演算一方面不断的让我们接进正确，另一方面也在考验我们我们的耐心，思维的严密性和做研究的严谨性。我想这也是这次设计我们是应该达到的。这些让我感受颇深。通过几周的设计实践，我们真正感受到了设计过程的谨密性，为我们以后的工作打下了一定的基础。机械设计是机械这门学科的基础的基础，是一门综合性较强的技术课程，他融汇了多门学科中的许多知识，例如，《机械设计》，《材料力学》，《工程力学》，《机械设计课程设计》等，我们对先前学的和一些未知的知识都有了新的认识。也让我们认识到，自己还有好多东西还不知道，以后更要加深自己的知识内涵，同时，也非常感谢老师对我们悉心的指导，得已让我们能更好的设计。
参考文献
[1]濮良贵.机械设计第九版.西北工业大学出版社
[2]吴宗泽.机械设计课程设计手册第4版.高等教育出版社
[3]机械设计手册编委会.机械设计手册（第1卷、第2卷、第3卷）（新版）北京机械工业出版社，
[4]周开勤主编.机械零件手册（第四版）.北京：高等教育出版社，
[5]龚桂义主编.机械设计课程设计图册（第三版）
[6]徐灏主编.机械设计手册.北京：机械工业出版社，
