二级斜齿圆柱齿轮减速器(课程设计说明书)

机械设计基础课程设计
名称：二级斜齿轮减速器
学院：机械工程学院
专业班级：过控071 学生姓名：乔国岳
学号： 2007112036 指导老师：
成绩：
2009年12月27日
目录
机械设计课程设计任务书 (1)
1绪论 (2)
1.1 选题的目的和意义 (2)
2确定传动方案 (3)
3机械传动装置的总体设计 (3)
3.1 选择电动机 (3)
3.1.1 选择电动机类型 (3)
3.1.2 电动机容量的选择 (3)
3.1.3 电动机转速的选择 (4)
3.2 传动比的分配 (5)
3.3计算传动装置的运动和动力参数 (5)
3.3.1各轴的转速： (5)
3.3.2各轴的输入功率： (6)
3.3.3各轴的输入转矩： (6)
3.3.4整理列表 (6)
4 V带传动的设计 (7)
4.1 V带的基本参数 (7)
4.2 带轮结构的设计 (10)
5齿轮的设计 (10)
5.1齿轮传动设计（1、2轮的设计） (10)
5.1.1 齿轮的类型 (10)
5.1.2尺面接触强度较合 (11)
5.1.3按轮齿弯曲强度设计计算 (12)
5.1.4 验算齿面接触强度 (14)
5.1.5验算齿面弯曲强度 (15)
5.2 齿轮传动设计（3、4齿轮的设计） (15)
5.2.1 齿轮的类型 (15)
5.2.2按尺面接触强度较合 (16)
5.2.3按轮齿弯曲强度设计计算 (17)
5.2.4 验算齿面接触强度 (19)
5.2.5验算齿面弯曲强度 (20)
6轴的设计（中速轴） (20)
6.1求作用在齿轮上的力 (20)
6.2选取材料 (21)
6.2.1轴最小直径的确定 (21)
6.2.2根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径和长度 (21)
6.3键的选择 (21)
6.4求两轴所受的垂直支反力和水平支反力 (22)
6.4.1受力图分析 (22)
6.4.2垂直支反力求解 (23)
6.4.3水平支反力求解 (23)
6.5剪力图和弯矩图 (24)
6.5.1垂直方向剪力图 (24)
6.5.2垂直方向弯矩图 (24)
6.5.3水平方向剪力图 (25)
6.5.4水平方向弯矩图 (25)
6.6扭矩图 (26)
6.7剪力、弯矩总表： (27)
6.8 按弯扭合成应力校核轴的强度 (28)
7减速器附件的选择及简要说明 (28)
7.1.检查孔与检查孔盖 (28)
7.2.通气器 (28)
7.3.油塞 (28)
7.4.油标 (29)
7.5吊环螺钉的选择 (29)
7.6定位销 (29)
7.7启盖螺钉 (29)
8减速器润滑与密封 (29)
8.1 润滑方式 (29)
8.1.1 齿轮润滑方式 (29)
8.1.2 齿轮润滑方式 (29)
8.2 润滑方式 (30)
8.2.1齿轮润滑油牌号及用量 (30)
8.2.2轴承润滑油牌号及用量 (30)
8.3密封方式 (30)
9机座箱体结构尺寸 (30)
9.1箱体的结构设计 (30)
10设计总结 (32)
11参考文献 (33)
机械设计课程设计任务书
一、设计题目：
设计一用于带式输送机传动用的二级斜齿圆柱齿轮展开式减速器
给定数据及要求：
设计一用于带式运输机上的展开式两级圆柱斜齿轮减速器。

工作平稳，单向运转，两班制工运输机容许速度误差为5％。

减速器小批量生产，使用期限10年。

机器每天工作16小时。

两级圆柱齿轮减速器简图
1－电动机轴；2—电动机；3—带传动中间轴；4—高速轴；5—高速齿轮传
动
6—中间轴；7—低速齿轮传动；8—低速轴；9—工作机；
二、应完成的工作：
1.减速器装配图1张（A0图纸）；
2.零件工作图1—2张（从动轴、齿轮等）；
3.设计说明书1份。

指导教师：2009年月日
1绪论
1.1 选题的目的和意义
减速器的类别、品种、型式很多，目前已制定为行（国）标的减速器有40余种。

减速器的类别是根据所采用的齿轮齿形、齿廓曲线划分；减速器的品种是根据使用的需要而设计的不同结构的减速器；减速器的型式是在基本结构的基础上根据齿面硬度、传动级数、出轴型式、装配型式、安装型式、联接型式等因素而设计的不同特性的减速器。

与减速器联接的工作机载荷状态比较复杂，对减速器的影响很大，是减速器选用及计算的重要因素，减速器的载荷状态即工作机（从动机）的载荷状态，通常分为三类：
①—均匀载荷;
②—中等冲击载荷;
③—强冲击载荷。

减速器是指原动机与工作机之间独立封闭式传动装置，用来降低转速并相应地增大转矩。

此外，在某些场合，也有用作增速的装置，并称为增速器。

我们通过对减速器的研究与设计，我们能在另一个角度了解减速器的结构、功能、用途和使用原理等，同时，我们也能将我们所学的知识应用于实践中。

在设计的过程中，我们能正确的理解所学的知识，而我们选择减速器，也是因为对我们过控专业的学生来说，这是一个很典型的例子，能从中学到很多知识。

2确定传动方案
①根据工作要求和工作环境，选择展开式二级圆柱斜齿轮减速器传动方案。

此方案工作可靠、传递效率高、使用维护方便、环境适用性好，但齿轮相对轴承的位置不对称，因此轴应具有较大刚度。

此外，总体宽度较大。

②为了保护电动机，其输出端选用带式传动，这样一旦减速器出现故障停机，皮带可以打滑，保证电动机的安全。

3机械传动装置的总体设计
3.1 选择电动机
3.1.1 选择电动机类型
电动机是标准部件。

因为工作环境清洁，运动载荷平稳，所以选择Y 系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。

3.1.2 电动机容量的选择
1、工作机所需要的功率ωP 为：
)(1000kW v F P ω
ωωωη= 其中：N F 2500=ω，s m v /6.1=ω，94.0=w η 得kW kW v F P 494
.010005.12500)(1000≈⨯⨯==ωωωωη 2、电动机的输出功率0P 为
)(0kW p P ηω
=
η——电动机至滚筒轴的传动装置总效率。

取V 带传动效率96.01=η，齿轮传动效率97.02=η，滚动轴承效率
98.03=η从电动机到工作机输送带间的总效率为：3322
1ηηηη= 85.098.097.096.0322433221=⨯⨯==ηηηηη
3、电动机所需功率为：
kW P P w
7.485
.040===η 因载荷平稳 ，电动机额定功率m P 只需略大于0P 即可，，查《机械设计实践与创新》表19-1选取电动机额定功率为kw 5.5。

3.1.3 电动机转速的选择
滚筒轴工作转速：
min /69.63min /450
14.35.1600001064r r D v n w =⨯⨯=⨯=π 展开式减速器的传动比为：40~8=减
i V 带的传动比为：4~2=带
i 得总推荐传动比为：160~16==带减i i i
所以电动机实际转速的推荐值为：
min /6112~2.611r i n n w ==
符合这一范围的同步转速为750r/min 、1000r/min 、1500r/min 、3000r/min 。

综合考虑为使传动装置机构紧凑，选用同步转速1500r/min 的电机。

型号为Y132S-4，满载转速min /1440r n m =，功率5.5kw 。

3.2 传动比的分配
1、总传动比为6.2269.631440===
n n w m i 2、分配传动比
为使传动装置尺寸协调、结构匀称、不发生干涉现象，现选V 带传动比：3=带i ； 则减速器的传动比为：53.73
6.22===带减i i i ； 考虑两级齿轮润滑问题，两级大齿轮应该有相近的浸油深度。

则两级齿轮的高速级与低速级传动比的值取为1.4，取214.1i i = 则：25.353.74.14.11=⨯==减i i ；
32.225
.353.712===i i i 减； 3.3计算传动装置的运动和动力参数
3.3.1各轴的转速：
1轴 m i n /4803
14401r i n n m ===带； 2轴 m i n /69.14725
.3480112r i n n ===； 3轴 m i n /66.6332
.269.147223r i n n ===； 滚筒轴 min /66.6334r n n n w ===
3.3.2各轴的输入功率：
1轴 kw P P 51
.496.07.4101=⨯=⋅=η； 2轴 kw P P 29.498.097.051.43212=⨯⨯=⋅⋅=ηη； 3轴 kw P P 08.498.097.029.43223=⨯⨯=⋅⋅=ηη； 卷筒轴 kw P P 08.434==
3.3.3各轴的输入转矩：
电机轴 m N n P T m ⋅=⨯=⨯=17.311440
7.49550955000； 1轴 m N n P T ⋅=⨯==73.89480
51.495509550111； 2轴 m N n P T ⋅=⨯==4.27769
.14729.495509550222； 3轴 m N n P T ⋅=⨯==06.61266
.6308.495509549333； 滚筒轴 34T T =
3.3.4整理列表
4 V 带传动的设计
4.1 V 带的基本参数
1、确定计算功率c P ： 已知：kw P
7.4=；min /1440r n m =；
查《机械设计基础》表13-8得工况系数：2.1=A K ； 则：kw kw P K P A c
64.57.42.1=⨯=⋅=
2、选取V 带型号：
根据c P 、m n 查《机械设计基础》图13-15选用A 型V 带
3、确定大、小带轮的基准直径d d （1）初选小带轮的基准直径：
mm d d 1101=；
（2）计算大带轮基准直径：
mm d i d d d 4.32302.01110302
.0112=-⨯⨯=-⋅=）（）（带； 圆整取mm d d 3302=，误差小于5%，是允许的。

4、验算带速：
s m s m n d v m
d /)25,5(/29.81000
601440
11014.31000
601∈=⨯⨯⨯=
⨯=
π
带的速度合适。

5、确定V 带的基准长度和传动中心距： 中心距：
)(2)(7.021021d d d d d d a d d +<<+
初选中心距mm d d a d d 660)330
110(5.1)(5.1210=+⨯=+= 取中心距
mm a 6600=。

（2）基准长度：
m m
a d d d d a L d d d d d 20296604)110330()330110(214.366024)()(222
2
122100
=⨯-+
++⨯=-+
++= π
对于A 型带选用mm L d 2300=
（3）实际中心距：
mm L L a a d d 5.7952
2029
2300660200=-+=-+
≈ 6、验算主动轮上的包角1α： 由a
d d d d
3.57)(18012
1--=α
得
12015.1645
.7953.57)
110330(1801≥=--=α 主动轮上的包角合适。

7、计算V 带的根数z ：
L
A r K K P P P
K P P z c
α)(00∆+=
=
min /1440r n m =，mm d d 1101=查《机械设计基础》表13-3 得：
kw P 61.10=；
（2）min /1440r n m =，3=带i 查表得：kw P 17.00=∆； （3）由 15.1641=α查表得，包角修正系数95.0=αK （4）由mm L d 2300=，与V 带型号A 型查表得：06.1=L K
综上数据，得15.306
.195.0)17.061.1(7
.42.1=⨯⨯+⨯=
z
取104<=z 合适。

8、计算预紧力0F （初拉力）：
根据带型A 型查《机械设计基础》表13-1得：m kg q /1.0=
N qv k zv P F c 63.14529.81.0195.05.229.8464.550015.25002
2
0=⨯+⎪⎭
⎫ ⎝⎛-⨯⨯
=+⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛-⨯= α
9、计算作用在轴上的压轴力Q F ：
N
ZF F Q 91.11532
15.164sin 63.145422
sin
21
0=⨯⨯⨯==
α
其中1α为小带轮的包角。

10、V 带传动的主要参数整理并列表：
4.2 带轮结构的设计
1、带轮的材料：
采用铸铁带轮（常用材料HT200） 2、带轮的结构形式：
V 带轮的结构形式与V 带的基准直径有关。

小带轮接电动机，mm d d 1101=较小，所以采用实心式结构带轮。

5齿轮的设计
5.1齿轮传动设计（1、2轮的设计）
5.1.1 齿轮的类型
1、依照传动方案，本设计选用二级展开式斜齿圆柱齿轮传动。

2、运输机为一般工作机器，运转速度不高，查《机械设计基础》表11-2，选用8级精度。

3、材料选择：小齿轮材料为40Cr 渗碳淬火，齿面硬度为 55HRC ，接触疲劳强度极限
MPa H 1200lim
=σ
，
弯曲疲劳强度极限
MPa FE
720=σ
；大齿轮材料为45钢
表面淬火，齿面硬度为55HRC,接触疲劳强度极限MPa H 1140lim
=σ
,
弯曲疲劳强度极限MPa FE 700=σ。

查《机械设计基础》表11-5，取25.1=S F ，0.1=S H 。

查表11-4，取区域系数
5.2=z
H
，弹性系数8.189=z E （锻钢-锻钢）。

有[]1H δ=
H H S 1lim δ=1
1200=1200MPa
[]2
H
δ=H
H s 2lim δ=
1
1140
=1140MPa ][1F δ=
F
FE S 1
δ=
25
.1720
=576MPa ][2F δ=
F FE S 2δ=25
.1700
=560MPa 4、螺旋角：8°<β<20°,初选β=15° 5、齿数：初选小齿轮齿数：191=z ；
大齿轮齿数：99.6021.3192=⨯=z ，取622=z 。

故实际传动比26.319
62
1
2
==
=
z
z i 实，则： ≤=-=
%6.121
.321
.326.3σ5%
5.1.2尺面接触强度较合
1、3
2
H βH E d 11
)]
[σZ Z Z (u 1u φ2KT d +≥
（1）取载荷3.1=K （2）6.0=d φ
（3）8.189=E Z ， 5.2=H Z ，983.0cos ==ββZ
032.44)1140
0.9832.5189.8(3.21121.30.61089.731.32d 32
31=⨯⨯+⨯⨯⨯≥
2、计算模数n m 24.219
15cos 032.44cos 11=︒⨯==
z d m n β，查表取3=n
m
3、mm d b d 42.26032.446.01=⨯=⨯=φ,取整b=27mm
4、计算齿轮圆周速度s m n d v /11.11000
60480
032.4414.31000
601
1=⨯⨯⨯=
⨯=
π
5.1.3按轮齿弯曲强度设计计算
因为所选材料硬大度于350HBS,所以为硬齿面。

1、法向模数 3
2
121][cos 2F S F d n Y Y Z KT m σφβα
α≥
2、查《机械设计基础》表11-3，得载荷系数k=1.3
3、查《机械设计基础》表11-6，得齿宽系数6.0=d φ
4、小齿轮上的转矩m N T ⋅=73.891
5、齿形系数 08.2115
cos 19
cos 3311===
βz z v 81.6815
cos 62
cos 33
22==
=
β
z
v z 查《机械设计基础》图11-8得：98.21=αF Y ，32.22=αF Y
查《机械设计基础》图11-9得：55.11
=αS Y ，73.12=αS Y
因为008.057655
.198.2][111=⨯=⋅F S F Y Y σαα和
00697.0576
73.132.2][222=⨯=⋅F S F Y Y σαα比较
所以对小齿轮进行弯曲强度计算。

6、法向模数
3
2121]
[cos 2F S F d n Y Y Z KT m σφβα
α≥
mm m n 01.2008.019
6.015cos 1073.893.123
2
23=⨯⨯︒
⨯⨯⨯⨯≥ 取mm m n
3=
7、中心距
mm mm m z z a n 79.12515
cos 23
)6219(cos 2)(21=⨯⨯+=+=
β 圆整为126mm 。

8、确定螺旋角：
"32'2115126
23
)6219(arccos 2)(arccos
21 =⨯⨯+=+=a m z z n β
9、确定齿轮的分度圆直径：
mm
m z d mm
m z d n n 88.192"
32'2115cos 3
62cos 11.59"
32'2115cos 3
19cos 2211=︒⨯===︒⨯==ββ 10、齿轮宽度：
mm d b d 42.26032.446.01=⨯==φ圆整为36 mm
圆整后取mm B 362
=；mm B 411=。

11、重合度确定
βαεεε+=，查表得 590.1848.0742.0=+=αε
996
.0"
32'2115tan 196.0318.0tan 318.01=︒⨯⨯==βφεβz d
所以586.2996.0590.1=+=ε
t m =β
cos n m
12、齿轮尺寸表：
将几何尺寸汇于表：
5.1.4 验算齿面接触强度
MPa
MPa u u bd kT H H E H z z z 1200][71.83821.31
21.311.59271073.893.12"32'2115cos 5.28.1891
212
32
1
11
=<=+⨯⨯⨯⨯⨯⨯︒⨯⨯=+⋅⨯⨯=
σβ
σ
可知是安全的
MPa
MPa u u bd kT H H E H z z z 1140][18.45221
.31
21.388.19227104.2773.12982.05.28.1891
222
32
2
22
=<=+⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=+⋅⨯⨯=
σβ
σ
较合安全。

5.1.5验算齿面弯曲强度
Mpa
Y Y m bd KT Sa F n t t F 57607.22555
.198.2311.59271073.893.1223
11111≤=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==ασ
Mpa
Y Y Y Y Sa Fa Sa Fa F F 56057.19555
.198.232.273.107
.225112212
≤=⨯⨯==σσ
较合安全
5.2 齿轮传动设计（3、4齿轮的设计）
5.2.1 齿轮的类型
1、材料选择：小齿轮材料为40Cr 渗碳淬火，齿面硬度为 55HRC ， 接触疲劳强度极限MPa H 1200lim =σ，
弯曲疲劳强度极限MPa FE 720=σ；大齿轮材料为45钢
表面淬火，齿面硬度为55HRC,接触疲劳强度极限MPa H 1140lim =σ, 弯曲疲劳强度极限MPa FE 700=σ。

查《机械设计基础》表11-5，取25.1=S F ，0.1=S H 。

查表11-4，取区域系数5.2=z H ，弹性系数8.189=z E （锻钢-锻钢）。

有[]1H δ=
H H S 1lim δ=1
1200=1200MPa []2
H
δ=H
H s 2lim δ=
1
1140
=1140MPa
][1F δ=
F
FE S 1
δ=
25
.1720
=576MPa ][2F δ=
F FE S 2δ=25
.1700
=560MPa 2、螺旋角：8°<β<20°,初选β=15° 3、齿数：初选小齿轮齿数：233=z ；
大齿轮齿数：98.5126.2234=⨯=z ，取524=z 。

故实际传动比：A ，则
≤=-=
%026
.226
.226.2σ5%
5.2.2按尺面接触强度较合
1、3
2
H βH E d 23)]
[σZ Z Z (u 1u φ2KT d +≥
（1）、取载荷3.1=K （2）、6.0=d φ
（3）、8.189=E Z ， 5.2=H Z ，983.0cos ==ββZ
21.66)1140
0.9832.5189.8(2.2612.260.6104.2771.32d 32
3
3=⨯⨯+⨯⨯⨯≥
2、计算模数nt m
mm z d m nt 78.223
15cos 21.66cos 33=︒
⨯==
β，
mm d b d 73.3921.666.03=⨯=⨯=φ 3、计算齿轮圆周速度s m n
d v /66.11000
60480
21.6614.31000603=⨯⨯⨯=
⨯=
π
5.2.3按轮齿弯曲强度设计计算
因为所选材料硬大度于350HBS,所以为硬齿面。

1、法向模数 3
2322]
[cos 2F S F d n Y Y Z KT m σφβα
α≥
2、查《机械设计基础》表11-3，得载荷系数k=1.3
3、查《机械设计基础》表11-6，得齿宽系数6.0=d φ
4、小齿轮上的转矩m N T ⋅=4.2772
5、齿形系数 52.2515
cos 23cos 3333===
βz z v 70.5715cos 52
cos 33
44==
=
β
z
v z
查《机械设计基础》图11-8得：80.23=αF Y ，34.24=αF Y 查《机械设计基础》图11-9得：58.13=αS Y ，71.14=αS Y 因为
00768.057658
.180.2][133=⨯=⋅F S F Y Y σαα和
00695.0576
71
.134.2][244=⨯=⋅F S F Y Y σαα比较
所以对小齿轮进行弯曲强度计算。

6、法向模数
3
2
322][cos 2F S F d n Y Y Z KT m σφβα
α≥
mm m n 53.200768.0236.015cos 104.2773.123
2
23=⨯⨯︒
⨯⨯⨯⨯≥ 取mm m n 3=
7、中心距
mm mm m z z a n 47.11615cos 23
)5223(cos 2)(43=⨯⨯+=+=
β
圆整为120mm 。

8、确定螺旋角：
"50'2120120
23
)5223(arccos 2)(arccos
43 =⨯⨯+=+=a m z z n β
9、确定齿轮的分度圆直径：
mm
m z d mm m z d n n 6.169"32'5615cos 3
52cos 6.73"
32'5615cos 323cos 4433=︒⨯===︒⨯==
ββ 10、齿轮宽度：
mm d b d 16.446.736.03=⨯==φ圆整为45mm 圆整后取mm B 453=；mm B 504=。

11、重合度确定
βαεεε+=，查表得 582.1820.0762.0=+=αε
629.1"50'2120tan 236.0318.0tan 318.03=︒⨯⨯==βφεβz d
所以211.3629.1582.1=+=ε
t m =β
cos n m
12、齿轮尺寸表格：
将几何尺寸汇于表：
5.2.4 验算齿面接触强度
M P a
M P a u
u bd kT H H E H z z z 1200][55.96626.2126.26.7345104.2773.12986.05.28.1891232
3
2
3
23
=<=+⨯
⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=+⋅
⨯⨯=
σβ
σ
可知是安全的
M P a M P a u
u bd kT t H H E H z z z 1140][67.61126.21
26.26
.169451006.6123.12968.05.28.1891
212
32
4
34
=<=+⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=+⋅
⨯⨯=σβ
σ
较合安全
5.2.5验算齿面弯曲强度
查《机械设计基础》图11-8得：80.23=αF Y ，34.24=αF Y 查《机械设计基础》图11-9得：58.13=αS Y ，71.14=αS Y
Mpa Y Y m bd KT Sa Fa n F 57613.32158.180.23
6.7345104.2773.1223
33323
≤=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==σ
M p a
Y Y Y Y Sa Fa Sa Fa F F 56045.29058
.180.234
.271.113.32133443
4≤=⨯⨯==σσ 6轴的设计（中速轴）
6.1求作用在齿轮上的力
因为高速轴的小齿轮与中速轴的大齿轮相啮合，故两齿轮所受的t F 、r F 、都是作用力与反作用力的关系，则大齿轮上所受的力为
轮圆周力：
N m z T d T F n t 98.3035"32'2115cos 3
19100073.892cos 221111=︒⨯⨯⨯===
β 齿轮劲向力：
N F F n t
r 93.1145"
32'2115cos 20tan 98.3035cos tan =︒︒
==βα 齿轮轴向力：
N F F t a 91.833"32'2115tan 98.3035tan =︒⨯==β
同理中速轴小齿轮上的三个力分别为：
N
F N F N F a r t 58.273005.285650.7356===
6.2选取材料
可选轴的材料为45钢，调质处理。

查表
511650,360,270,155, 2.1510b s MPa MPa MPa MPa E MPa
σσστ--=====⨯
6.2.1轴最小直径的确定
根据表，取115=C 得
mm mm n P C d 43.3469
.14729.411233
22=⨯=≥ 考虑到轴上有两个键所直径增加4%~5%,故取最小直径35mm 且出现在轴承处。

6.2.2根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径和长度
初选圆锥滚子轴承30207型号,GB/T 297—1994：
mm mm mm C T B D d 1525.18177235⨯⨯⨯⨯=⨯⨯⨯⨯
6.3键的选择
（1）采用圆头普通平键A 型（GB/T 1096—1979）连接，大齿轮处键的尺寸
mm
mm mm h b l 81228⨯⨯=⨯⨯，小齿轮处键的尺寸为
mm mm mm h b d 91436⨯⨯=⨯⨯，Mpa p 110][=σ。

齿轮与轴的配合为
7
6
H r ，滚动轴承与轴的周向定位是过渡配合保证的，此外选轴的直径尺寸公差为6m 。

（2）键的较合
Mpa
Mpa dhl
T
p p p 11032.9428
1235103.2774][43
≤=⨯⨯⨯⨯=≤=
σσσ
6.4求两轴所受的垂直支反力和水平支反力
6.4.1受力图分析
将轴系部件受到的空间力系分解到铅垂面和水平面上两个平面力系。

总受力图：
铅垂方向受力图:
水平方向受力图:
6.4.2垂直支反力求解
对左端点O 点取矩
∑==n
i i O
F M
1
0)(
)(2/2/)(3212211=+++⨯+-+-x x x F d F d F x x F x F v a a r r 大大小小小大0
1755.4691.8335.3458.27305.12705.28565.6293.11452=⨯+⨯+⨯-⨯-⨯v F 1766.73N =2v F
依铅垂方向受力图可知
21=-++小大r r v v F F F F
005.285693.114573.17661=-++v F
-56.61N =1v F
6.4.3水平支反力求解
同理6.4.2解得
N F h 06.451= N F h 46.42752=
6.5剪力图和弯矩图
6.5.1垂直方向剪力图
6.5.2垂直方向弯矩图
1x 段弯矩：
))5.62,0((61.56∈-==x x x F M s
2x 段弯矩：
))5.127,5.62((255.14917432.10890
2/1∈-==++-x x M d F x F x F M a r s 大大大
3x 段弯矩：
))
175,5.127((75.30917773.17662/2/21a 1∈--=-+-++-x x M d F x x F d F x F x F M a r r s 小小小大大大）（
可作弯矩图：
6.5.3水平方向剪力图
6.5.4水平方向弯矩图
1x 段弯矩：
))5.62,0((06.45∈==x x x F M s
2x 段弯矩：
))5.127,5.62((75.18974806.450
1∈-==-+x x M x F x F M s t 大
3x 段弯矩：
))175,5.127((74820546.42750
211∈+-==-+-+x x M x F x x F x F M s t t ）（小大
6.6扭矩图
在1x 段上：
m N 01⋅=T
在2x 段上：
m N d F T t ⋅-=⨯-==3.2829398.30352/2大大
在3x 段上
m N d F T t ⋅-=+=+=5.28T 2/T T 223小小
6.7剪力、弯矩总表：
6.8 按弯扭合成应力校核轴的强度
由图分析可矢小轮面为危险面，对小轮面较合进行校核时，根据计算式及上表的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6α=，轴的计算应力
Mpa
Mpa W
T M ca 270][72.64351.0)2823006.0(219800)(13
2
2
2
121=≤=⨯⨯+=
+=
-σασ 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查表可得，[]1ca σσ-<，故安全
7减速器附件的选择及简要说明
7.1.检查孔与检查孔盖
二级减速器总的中心距mm a a a 3341861483412=+=+=，则检查孔宽
mm b 80=,长mm L 140=，检查孔盖宽mm b 1101=,长mm L 1701=．螺栓孔定位尺
寸：宽mm b 952
)
11080(2=+=，mm L 1552
)
170140(2=+=，圆角mm R 5=,孔
径mm d 84=,孔数6=n ，孔盖厚度为mm 6,材料为Q235．
7.2.通气器
可选为5.122⨯M ．
7.3.油塞
为了换油及清洗箱体时排出油污，在箱体底部最低位置设置一个排油孔，排油孔用油塞及封油圈堵住．在本次设计中，可选为5.116⨯M ，封油圈材料为耐油橡胶，油塞材料为Q235
7.4.油标
选用带螺纹的游标尺，可选为16M ．
7.5吊环螺钉的选择
可选单螺钉起吊，其螺纹规格为16M ．
7.6定位销
为保证箱体轴承座孔的镗制和装配精度，在箱体分箱面凸缘长度方向两侧各安装一个圆锥定位销，其直径可取：mm d 10=,长度应大于分箱面凸缘的总长度．
7.7启盖螺钉
启盖螺钉上的螺纹段要高出凸缘厚度，螺纹段端部做成圆柱形．
8减速器润滑与密封
8.1 润滑方式
8.1.1 齿轮润滑方式
齿轮0.40/12/v m s m s = ，应采用喷油润滑，但考虑成本及需要选用浸油润滑。

8.1.2 齿轮润滑方式
轴承采用润滑脂润滑
8.2 润滑方式
8.2.1齿轮润滑油牌号及用量
齿轮润滑选用150号机械油（GB 443－1989），最低－最高油面距(大齿轮)10～20mm，需油量为1.5L左右
8.2.2轴承润滑油牌号及用量
轴承润滑选用ZL－3型润滑脂（GB 7324－1987）用油量为轴承间隙的1/3～1/2为宜
8.3密封方式
1.箱座与箱盖凸缘接合面的密封
选用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法。

2.观察孔和油孔等出接合面的密封
在观察孔或螺塞与机体之间加石棉橡胶纸、垫片进行密封
3.轴承孔的密封
闷盖和透盖用作密封与之对应的轴承外部
m s，故选用半粗羊毛毡加以密封。

轴的外延端与透端盖的间隙，由于v<3/
4.轴承靠近机体内壁处用挡油环加以密封，防止润滑油进入轴承内部。

9机座箱体结构尺寸
9.1箱体的结构设计
在本次设计中箱体材料选择铸铁HT200即可满足设计要求
10设计总结
本设计是根据设计任务的要求，设计一个展开式二级圆柱减速器。

首先确定了工作方案，并对带传动、齿轮传动﹑轴﹑箱体等主要零件进行了设计。

零件的每一个尺寸都是按照设计的要求严格设计的，并采用了合理的布局，使结构更加紧凑。

通过减速器的设计，使我对机械设计的方法、步骤有了较深的认识。

熟悉了齿轮、带轮、轴等多种常用零件的设计、校核方法；掌握了如何选用标准件，如何查阅和使用手册，如何绘制零件图、装配图；以及设计非标准零部件的要点、方法。

进一步巩固了以前所学的专业知识，真正做到了学有所用﹑学以致用，将理论与实际结合起来，也是对所学知识的一次大检验，使我真正明白了，搞设计不是凭空想象，而是很具体的。

每一个环节都需要严密的分析和强大的理论做基础。

另外，设计不是单方面的，而是各方面知识综合的结果。

从整个设计的过程来看，存在着一定的不足。

像轴的强度校核应更具体全面些，尽管如此收获还是很大。

相信这次设计对我以后从事类似的工作有很大的帮助，同时也为毕业设计打下了良好的基础。

诸多不足之处，恳请老师批评指正。

11参考文献
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[2] 杨可珍, 程光蕴, 李仲生主编. 机械设计基础第五版.高等教育出版社（第五版）,2005
[3] 刘鸿文主编.材料力学.第3版. 北京：机械工业出版社,1992
[4] 机械设计手册编委会主编.机械设计手册.新版.北京：机械工业出版社，2004
[5] 殷玉枫主编. 机械设计课程设计. 机械工业出版社
[6] 濮良贵，纪名刚主编. 机械设计.第八版.北京.高等教育出版社.2006.5 [5] 陆玉,何在洲,佟延伟主编.机械设计课程设计.第3版. 北京：机械工业出版社，2000
[7] 孙桓，陈作模主编.机械原理.第6版. 北京：高等教育出版社，2001
[8] 林景凡，王世刚，李世恒主编.互换性与质量控制基础. 北京：中国科学技术出版社，1999。