一级减速器设计说明书
课题：一级直齿圆柱齿轮减速器设计
学院：机电工程
班级：2015机电一体化（机械制造一班）
姓名：陈伟
学号：[1**********]04
指导老师：童念慈
目录
一、 设计任务书——————————————————————
二、 电动机的选择—————————————————————
三、 传动装置运动和动力参数计算——————————————
四、 V 带的设计——————————————————————
五、 齿轮传动设计与校核——————————————————
六、 轴的设计与校核————————————————————
七、 滚动轴承选择与校核计算————————————————
八、 键连接选择与校核计算—————————————————
九、 联轴器选择与校核计算—————————————————
十、 润滑方式与密封件类型选择——————————————— 十一、 设计小结————————————————————— 十二、 参考资料—————————————————————
一、设计任务说明书
1、 减速器装配图1张；
2、 主要零件工作图2张；
3、 设计计算说明书
原始数据：（p10表1-4）1-A 输送带的工作拉力;F=2000
输送带工作速度：V=1.3m/s
滚筒直径：D=180
工作条件：连续单向运载，载荷平稳，空载起动，使用期限15年，每年300
个工作日，每日工作16小时，两班制工作，运输带速度允许误差为5%
传动简图:
二、电动机的选择
工作现场有三相交流电源，因无特殊要求，一般选用三相交流异步电动机。最常
用的电动机为Y 系列鼠笼式三相异步交流电动机，其效率高，工作可靠，结构简
单，维护方便，价格低，适用于不易燃、不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的
场合。本装置的工作场合属一般情况，无特殊要求。故采用此系列电动机。
1. 电动机功率选择
1选择电动机所需的功率:
工作机所需输出功率Pw=
故Pw=2000⨯1. 8= 3.60 kw 1000FV 1000
工作机实际需要的电动机输入功率Pd=
其中η=η1η2η3η4η5
查表得：η1为联轴器的效率为0.98
η2为直齿齿轮的传动效率为0.97
η3为V 带轮的传动效率为0.96 p w η
η4. η5为滚动轴承的效率为0.99
故输入功率Pd=3.60=4.09KW 0. 98⨯0. 97⨯0. 96⨯0. 99⨯0. 99⨯0. 98
2. 选择电动机的转速
n 卷=60⨯V 卷⨯10060⨯1. 8⨯1000==76.43r/min πD 3. 14⨯450
按《机械设计手册》推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减
速器传动比范围i 减速器=2~5，取V 带传动比i 带=3~4，则总传动比合
理范围为I 总=6~20。故电动机转速的可选范围为n 电=i 总⨯n 滚筒=
(6~20)x76.43=到之间
查表得符合这一范围的同步转速有960和1420r/min。
根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号，因此有
三种传动比方案，综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带
传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合
所以选择Y132M1-6 额定功率4kw ，满载转速960，功率因素0.77
3. 传动比的计算与分配
i 总=i 齿⨯i 带=960/86=12
所以i 齿=4 i 带=3
三、传动装置的运动和动力参数的计算
1. 计算各轴转速
电机轴 n=960（r/min）
主动轴nI=nm/i带=960/2=480(r/min)
输出轴nII=nI/i齿=480/6=80(r/min)
滚筒转速 nll=80（r/min）
2. 计算各轴的功率（KW ）
主动轴PI=Pd×η带=3.9×0.96=3.744KW
输出轴PII=PI×η轴承×η齿轮=3.744×0.99×0.97=3.6KW
3.计算各轴转矩
TI=9550pl/n1 =9550x3.74/480=74.41KN.m
TII =9550pll/n2=9550x3.6/80=429KN.m
四、V 带的设计
1. 皮带轮传动的设计计算
选择普通V 带轮
插《机械设计手册》得：kA=1.2
Pd=KAP=1.2×4=4.8KW
据Pd=4.8KW和n1=480r/min
查表得：选用A 型V 带
2. 确定带轮基准直径以及中心距的确定
取d1=100 d2=i 带⨯d 1=3x100=300
根据0. 7(d 1+d 2)
初选中心距为ao=800
3.确定皮带长度
Ld=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0
=2x800+3.14x(100+300)÷2+(300-100) 2÷4x800=1450.5
查《机械技术基础》得选取相近的L=1600
4确定中心距
a =ao +（L -Ld) ÷2
=800+（1600-1450) ÷2=875
5.验算小带轮包角
α1=180-57.30 ×(dd2-dd1)/a
=180-57.30x200÷875
=165.94≥120
所以包角符合要求
6.计算皮带轮的根数
Z= Pd/[(P0+△P0)K αKL] 查表P0=0.97 Ka=0.95 KL=1.03 ∆P 0=0.11
=4.8÷[0.97+0.11)x0.95x1.03=4.45
所以选A 型V 带5根皮带轮
五、齿轮的设计与校核
1. 选择齿轮材料与热处理
所设计齿轮传动属于闭式传动，通常齿轮采用软齿面。查阅表[1] 表
6-8，选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度260HBS ；
大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为215HBS ；
精度等级：运输机是一般机器，速度不高，故选8级精度。
2. 按齿面接触疲劳强度设计
由d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3
确定有关参数如下：传动比i 齿=4
取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1= 4×20=80 查表齿宽系数因为是对称分布 取φd=1.1
3. 小齿轮的转矩T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×3.744/480=74490N.mm
4. 载荷系数k : 取k=1.2
5. 计算循环应力次数许用接触应力[σH]
[σH]= σHlim ZN/SHmin 查表：
σHlim1=610Mpa σHlim2=500Mpa
接触疲劳寿命系数Zn ：按一年300个工作日，每天24h 计算，由公式
N=60njtn
N1=60×480×5×300×8=345600000
N2=N/u=345600000/4=86400000
根据《机械设计手册》，得 ZN1=1 ZN2=1.05
按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=1.0
[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa
[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa
故得：
d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3
=49.04mm
模数：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm
查书可得，取m=2.5
6.计算齿轮主要尺寸
分度圆直径：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm
d2=mZ2=2.5×80mm=200mm
齿宽：b=φdd1=1.1×50mm=55mm
取b2=55mm b1=60mm
7计算齿轮的圆周速度V
V=πn1d1/60×1000=3.14×480×50/60×1000=1.25 m/s
因为V ＜6m/s，故取8级精度合适．
8.计算齿轮传动的中心矩a
a=(d1+d2)/2= (50+200)/2=125mm
9. 验算齿轮的弯曲强度
(1)复合齿形因数YFs 查表得：YFS1=4.35,YFS2=3.95
(2) 许用弯曲应力 [σbb]= σbblim YN/SFmin
(3)查表得弯曲疲劳极限σbblim 应为： σbblim1=490Mpa σ
bblim2=410Mpa
(4）查表得弯曲疲劳寿命系数YN ： YN1=1 YN2=1
（5）弯曲疲劳的最小安全系数SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1
（6) 计算得弯曲疲劳许用应力为
[σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa
[σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa
(7)校核计算
σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa
σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa
故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够
六、轴的设计与校核
1. 选择轴的材料
选轴的材料为45号钢，调质处理
2. 轴的最小直径d ≥9. 55⨯106P /n P =C ∙取C=110或[τT ]=30 0. 2[τT ]n
计算得d ≥37.73 所以取dmin =40
3. 轴的结构设计
根据轴上零件的定位、装拆方便的需要，同时考虑到强度的原则，主动轴和从动轴均设计为阶梯轴。
计算d 2
d 2=d 1+2⨯（0. 07~0. 1）⨯d 1=43. 6~48
因d 2必须符合轴承密封元件的要求，经查表，取d 2=44mm； 计算d 3
d3=d2+（1~5）mm=45~49mm. 且d 3必须与轴承的内径一致，圆
整 d 3=45mm，初选轴承型号为6209
计算d 4
d4=d3+(1~5)mm=46~50,为装配方便而加大直径，应圆整为标
准直 径，一般取0，2，5，8尾数，取d 4=50mm；
计算d 5
' d 5=d 4+2a 4=d 4+2⨯(0.07~0.1) ⨯d 4=45.6~48mm d5=d4+2⨯
(0.07~0.1)xd4=57~60
取d 5=58mm；
计算d 6
d6=d3=45 同一轴上的轴承选择同一型号，以便减少轴承
座孔镗 制和减少轴承类型。
从动轴长度的选取
单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。大带轮轮毂靠轴肩、平键和螺栓分别实现轴向定位和周向固定。
考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，安装齿轮段长度为轮 毂宽度小2mm 。
L1=60 L2=50 L3=55 L4=55 L=65 L5=10 L6=70
4. 从动轴的校核计算
按许用应力校核轴的弯曲强度 轴的受力简图 （图A ）（L =113mm）
（1) 求支持反力
水平面支反力R HA =R HB =0.5⨯F t =0.5⨯1446=723N 垂直面支反力R VA =R VB =0.5⨯F r =0.5⨯526=263N
（2) 作弯矩图
水平弯矩（图B ）M HC =0.5⨯LR HA =0.5⨯113⨯723=40850N . mm
垂直弯矩（图C ）M VC
=0.5⨯LR VA =0.5⨯113⨯263=14860N . mm
（3）求合成弯矩，作出合成弯矩图（图E ）
M C ===43469N . mm
（4）. 作扭矩图（图D ）
C 点左T ' =
0N . mm
d 2336
=242928N . mm C 点右 T =T 1=F t ⨯=1446⨯
22
（5) 作危险截面当量弯矩图（图E ）
该轴单项工作，转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考虑，取α
=0.59
M eaC ===149774N . mm (6)校核危险截面轴径
45号优质碳素钢调质处理时，查《机械设计基础》
σb =650Mp σs =360Mp σe =280Mp [σ-1]b =60MPa
d min C ≥
==29.2mm
C 剖面的轴径d 3=50mm >29.2mm 故：强度足够
5. 主动轴校核计算 同理
3
d1=c
P 1
=115x0.3555=35 n 1
d2=38 d3=40 d4=45 d5=50 d6=40 L1=45 L2=42 L3=46 L4=55 L5=10 L6=42
七、滚轴承的选择与校核计算
1. 从动轴的滚动轴承选择与校核 初步选择6209滚动轴承 尺寸如 表1
寿命计划：
要求轴承寿命：（5年，按每年工作365天，每班工作24个小时）
L =5⨯365⨯24=43800h
计算选用轴承寿命 查《机械零件设计手册》 基本额定动负荷C r =25. 6KN 动载荷系数X =1Y =0
当量动载荷 P =XF r +YF a =602. 34
温度系数f t =1 载荷系数f p =1.5 对球轴承寿命系数ε=3
106⎛f t C r ⎫106⎛25. 6⨯1⨯1000⎫ ⎪Lh = = ⎪=7254134h
δ
3
所以强度符合要求
2. 主动轴的滚动轴承的选择与校核
根据之前设计的主动轴直径 初选6208滚动轴承
要求轴承寿命：（5年，按每年工作365天，每班工作24个小时）
L =5⨯365⨯24=43800h
计算选用轴承寿命 查《机械零件设计手册》 基本额定动负荷C r =18KN 动载荷系数X =1Y =0
当量动载荷 P =XF r +YF a =602. 34
温度系数f t =1 载荷系数f p =1.5 对球轴承寿命系数ε=3
106⎛f t C r ⎫106⎛18⨯1⨯1000⎫ ⎪Lh = =⎪60⨯117. 589 1. 5⨯602. 34⎪=634987h
δ
3
所以强度符合要求 八、键的选择与校核 1. 材料选择及其许用挤压应力
选择45号优质碳素钢，，查《机械零件设计手册》
其许用挤压应力⎡⎣σjy ⎤⎦=100MPa
2. 主动轴外伸端，d=40考虑到键在轴中部安装，选择平键就可以了，且联轴器轴长度=62mm，故选择12x8x100 GB/T1096型键。 b=12 h=8 L=100 静连接工作面挤压应力
σjy =2T /0. 5hdl =2⨯74410/0. 5⨯8⨯35⨯100=10.36MPa
则：强度足够， 合适
3. 从动轴外伸端，d=50考虑到键在轴中部安装，选择平键就可以了，故（r/min）选择。 b=14 L=50 h=9
静连接工作面的挤压应力：
σjy =
2T 22⨯242958
==77.5MPa
σjy =2T 2/0. 5hdl =2⨯429000/0. 5⨯8⨯35⨯50=61. 28
则：强度足够，合适
九、联轴器的选择
由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑拆装方便及经济
问题，选用弹性套柱联轴器 K=1.3
T C =9550
KP II 1. 3⨯3. 6
=558.67KN.M =9550×80n II
选用TL8型弹性套住联轴器，公称尺寸转矩T n =600，T C
十、润滑方式以及密封方式的选择
1. 润滑方式、密封方式简要说明
（1) 齿轮的速度小于5m/s查《机械零件设计手册》P981表3·14-26，选用浸油润滑方式
并根据表3·14-27，选用150号机械油；
(2)轴承采用润油脂润滑，并根据表3·14-23选用ZL-3型润油脂 2. 密封件的选择
(1)轴承内部与机体内部处用挡油环加以密封，防止润滑油进入轴承内部
(2)轴承外部与端用半粗羊毛毡圈加以密封
（3）箱座与箱盖凸缘结合面与观察孔、油孔之间都采用静密封方式
十一、设计小结
课程设计过程中出现的问题几乎都是过去所学的知识不牢固，许多计 算方法、公式都忘光了，要不断的翻资料、看书，和同学们相互探讨。虽然过程很辛苦，有时还会有放弃的念头，但始终坚持下来，完成了设计，而且学到了，应该是补回了许多以前没学好的知识，同时巩固了这些知识，提高了运用所学知识的能力。
此次减速器的设计，是我上大学以来的第一次简单的设计。这次设计只是对减速器的基本尺寸和形状的设计的了解，并没有进行公差配合以及位置度等技术要求。通过这次减速器的设计，我体会到了在机械加工与设计中。参数选取的重要性，以及参数的合理性。每个参数的选取都是按照相应的国家标准来进行选定的，而不是随意地乱取参数。机械是各个学科的综合，不论是实践还是理论都有太多需要学习的。 本次设计我觉得有以下几个特点：
1. 零件的结构多种多样，相当的复杂难选，对于如何选取和运用，
我都还不是非常熟练。
2. 几何参数的选用，要查阅大量的课外资料，才能达到选取最优化
的几何参数，满足设计要求，而我自己所选的参数还不能达到最优化几何参数。
3. 选取的参数之间的关联性太强，而我自己还不能较好的利用起来。
尽可能的多用标准件能节省大量的设计时间，提高效率。
十二、参考资料
1《机械设计手册》 2 《机械技术基础》 3 《工程制图》 4 《机械设计》
5 《机械设计基础课程设计指导书》
一级减速器设计说明书
课题：一级直齿圆柱齿轮减速器设计
学院：机电工程
班级：2015机电一体化（机械制造一班）
姓名：陈伟
学号：[1**********]04
指导老师：童念慈
目录
一、 设计任务书——————————————————————
二、 电动机的选择—————————————————————
三、 传动装置运动和动力参数计算——————————————
四、 V 带的设计——————————————————————
五、 齿轮传动设计与校核——————————————————
六、 轴的设计与校核————————————————————
七、 滚动轴承选择与校核计算————————————————
八、 键连接选择与校核计算—————————————————
九、 联轴器选择与校核计算—————————————————
十、 润滑方式与密封件类型选择——————————————— 十一、 设计小结————————————————————— 十二、 参考资料—————————————————————
一、设计任务说明书
1、 减速器装配图1张；
2、 主要零件工作图2张；
3、 设计计算说明书
原始数据：（p10表1-4）1-A 输送带的工作拉力;F=2000
输送带工作速度：V=1.3m/s
滚筒直径：D=180
工作条件：连续单向运载，载荷平稳，空载起动，使用期限15年，每年300
个工作日，每日工作16小时，两班制工作，运输带速度允许误差为5%
传动简图:
二、电动机的选择
工作现场有三相交流电源，因无特殊要求，一般选用三相交流异步电动机。最常
用的电动机为Y 系列鼠笼式三相异步交流电动机，其效率高，工作可靠，结构简
单，维护方便，价格低，适用于不易燃、不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的
场合。本装置的工作场合属一般情况，无特殊要求。故采用此系列电动机。
1. 电动机功率选择
1选择电动机所需的功率:
工作机所需输出功率Pw=
故Pw=2000⨯1. 8= 3.60 kw 1000FV 1000
工作机实际需要的电动机输入功率Pd=
其中η=η1η2η3η4η5
查表得：η1为联轴器的效率为0.98
η2为直齿齿轮的传动效率为0.97
η3为V 带轮的传动效率为0.96 p w η
η4. η5为滚动轴承的效率为0.99
故输入功率Pd=3.60=4.09KW 0. 98⨯0. 97⨯0. 96⨯0. 99⨯0. 99⨯0. 98
2. 选择电动机的转速
n 卷=60⨯V 卷⨯10060⨯1. 8⨯1000==76.43r/min πD 3. 14⨯450
按《机械设计手册》推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减
速器传动比范围i 减速器=2~5，取V 带传动比i 带=3~4，则总传动比合
理范围为I 总=6~20。故电动机转速的可选范围为n 电=i 总⨯n 滚筒=
(6~20)x76.43=到之间
查表得符合这一范围的同步转速有960和1420r/min。
根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号，因此有
三种传动比方案，综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带
传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合
所以选择Y132M1-6 额定功率4kw ，满载转速960，功率因素0.77
3. 传动比的计算与分配
i 总=i 齿⨯i 带=960/86=12
所以i 齿=4 i 带=3
三、传动装置的运动和动力参数的计算
1. 计算各轴转速
电机轴 n=960（r/min）
主动轴nI=nm/i带=960/2=480(r/min)
输出轴nII=nI/i齿=480/6=80(r/min)
滚筒转速 nll=80（r/min）
2. 计算各轴的功率（KW ）
主动轴PI=Pd×η带=3.9×0.96=3.744KW
输出轴PII=PI×η轴承×η齿轮=3.744×0.99×0.97=3.6KW
3.计算各轴转矩
TI=9550pl/n1 =9550x3.74/480=74.41KN.m
TII =9550pll/n2=9550x3.6/80=429KN.m
四、V 带的设计
1. 皮带轮传动的设计计算
选择普通V 带轮
插《机械设计手册》得：kA=1.2
Pd=KAP=1.2×4=4.8KW
据Pd=4.8KW和n1=480r/min
查表得：选用A 型V 带
2. 确定带轮基准直径以及中心距的确定
取d1=100 d2=i 带⨯d 1=3x100=300
根据0. 7(d 1+d 2)
初选中心距为ao=800
3.确定皮带长度
Ld=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0
=2x800+3.14x(100+300)÷2+(300-100) 2÷4x800=1450.5
查《机械技术基础》得选取相近的L=1600
4确定中心距
a =ao +（L -Ld) ÷2
=800+（1600-1450) ÷2=875
5.验算小带轮包角
α1=180-57.30 ×(dd2-dd1)/a
=180-57.30x200÷875
=165.94≥120
所以包角符合要求
6.计算皮带轮的根数
Z= Pd/[(P0+△P0)K αKL] 查表P0=0.97 Ka=0.95 KL=1.03 ∆P 0=0.11
=4.8÷[0.97+0.11)x0.95x1.03=4.45
所以选A 型V 带5根皮带轮
五、齿轮的设计与校核
1. 选择齿轮材料与热处理
所设计齿轮传动属于闭式传动，通常齿轮采用软齿面。查阅表[1] 表
6-8，选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度260HBS ；
大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为215HBS ；
精度等级：运输机是一般机器，速度不高，故选8级精度。
2. 按齿面接触疲劳强度设计
由d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3
确定有关参数如下：传动比i 齿=4
取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1= 4×20=80 查表齿宽系数因为是对称分布 取φd=1.1
3. 小齿轮的转矩T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×3.744/480=74490N.mm
4. 载荷系数k : 取k=1.2
5. 计算循环应力次数许用接触应力[σH]
[σH]= σHlim ZN/SHmin 查表：
σHlim1=610Mpa σHlim2=500Mpa
接触疲劳寿命系数Zn ：按一年300个工作日，每天24h 计算，由公式
N=60njtn
N1=60×480×5×300×8=345600000
N2=N/u=345600000/4=86400000
根据《机械设计手册》，得 ZN1=1 ZN2=1.05
按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=1.0
[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa
[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa
故得：
d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3
=49.04mm
模数：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm
查书可得，取m=2.5
6.计算齿轮主要尺寸
分度圆直径：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm
d2=mZ2=2.5×80mm=200mm
齿宽：b=φdd1=1.1×50mm=55mm
取b2=55mm b1=60mm
7计算齿轮的圆周速度V
V=πn1d1/60×1000=3.14×480×50/60×1000=1.25 m/s
因为V ＜6m/s，故取8级精度合适．
8.计算齿轮传动的中心矩a
a=(d1+d2)/2= (50+200)/2=125mm
9. 验算齿轮的弯曲强度
(1)复合齿形因数YFs 查表得：YFS1=4.35,YFS2=3.95
(2) 许用弯曲应力 [σbb]= σbblim YN/SFmin
(3)查表得弯曲疲劳极限σbblim 应为： σbblim1=490Mpa σ
bblim2=410Mpa
(4）查表得弯曲疲劳寿命系数YN ： YN1=1 YN2=1
（5）弯曲疲劳的最小安全系数SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1
（6) 计算得弯曲疲劳许用应力为
[σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa
[σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa
(7)校核计算
σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa
σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa
故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够
六、轴的设计与校核
1. 选择轴的材料
选轴的材料为45号钢，调质处理
2. 轴的最小直径d ≥9. 55⨯106P /n P =C ∙取C=110或[τT ]=30 0. 2[τT ]n
计算得d ≥37.73 所以取dmin =40
3. 轴的结构设计
根据轴上零件的定位、装拆方便的需要，同时考虑到强度的原则，主动轴和从动轴均设计为阶梯轴。
计算d 2
d 2=d 1+2⨯（0. 07~0. 1）⨯d 1=43. 6~48
因d 2必须符合轴承密封元件的要求，经查表，取d 2=44mm； 计算d 3
d3=d2+（1~5）mm=45~49mm. 且d 3必须与轴承的内径一致，圆
整 d 3=45mm，初选轴承型号为6209
计算d 4
d4=d3+(1~5)mm=46~50,为装配方便而加大直径，应圆整为标
准直 径，一般取0，2，5，8尾数，取d 4=50mm；
计算d 5
' d 5=d 4+2a 4=d 4+2⨯(0.07~0.1) ⨯d 4=45.6~48mm d5=d4+2⨯
(0.07~0.1)xd4=57~60
取d 5=58mm；
计算d 6
d6=d3=45 同一轴上的轴承选择同一型号，以便减少轴承
座孔镗 制和减少轴承类型。
从动轴长度的选取
单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。大带轮轮毂靠轴肩、平键和螺栓分别实现轴向定位和周向固定。
考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，安装齿轮段长度为轮 毂宽度小2mm 。
L1=60 L2=50 L3=55 L4=55 L=65 L5=10 L6=70
4. 从动轴的校核计算
按许用应力校核轴的弯曲强度 轴的受力简图 （图A ）（L =113mm）
（1) 求支持反力
水平面支反力R HA =R HB =0.5⨯F t =0.5⨯1446=723N 垂直面支反力R VA =R VB =0.5⨯F r =0.5⨯526=263N
（2) 作弯矩图
水平弯矩（图B ）M HC =0.5⨯LR HA =0.5⨯113⨯723=40850N . mm
垂直弯矩（图C ）M VC
=0.5⨯LR VA =0.5⨯113⨯263=14860N . mm
（3）求合成弯矩，作出合成弯矩图（图E ）
M C ===43469N . mm
（4）. 作扭矩图（图D ）
C 点左T ' =
0N . mm
d 2336
=242928N . mm C 点右 T =T 1=F t ⨯=1446⨯
22
（5) 作危险截面当量弯矩图（图E ）
该轴单项工作，转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考虑，取α
=0.59
M eaC ===149774N . mm (6)校核危险截面轴径
45号优质碳素钢调质处理时，查《机械设计基础》
σb =650Mp σs =360Mp σe =280Mp [σ-1]b =60MPa
d min C ≥
==29.2mm
C 剖面的轴径d 3=50mm >29.2mm 故：强度足够
5. 主动轴校核计算 同理
3
d1=c
P 1
=115x0.3555=35 n 1
d2=38 d3=40 d4=45 d5=50 d6=40 L1=45 L2=42 L3=46 L4=55 L5=10 L6=42
七、滚轴承的选择与校核计算
1. 从动轴的滚动轴承选择与校核 初步选择6209滚动轴承 尺寸如 表1
寿命计划：
要求轴承寿命：（5年，按每年工作365天，每班工作24个小时）
L =5⨯365⨯24=43800h
计算选用轴承寿命 查《机械零件设计手册》 基本额定动负荷C r =25. 6KN 动载荷系数X =1Y =0
当量动载荷 P =XF r +YF a =602. 34
温度系数f t =1 载荷系数f p =1.5 对球轴承寿命系数ε=3
106⎛f t C r ⎫106⎛25. 6⨯1⨯1000⎫ ⎪Lh = = ⎪=7254134h
δ
3
所以强度符合要求
2. 主动轴的滚动轴承的选择与校核
根据之前设计的主动轴直径 初选6208滚动轴承
要求轴承寿命：（5年，按每年工作365天，每班工作24个小时）
L =5⨯365⨯24=43800h
计算选用轴承寿命 查《机械零件设计手册》 基本额定动负荷C r =18KN 动载荷系数X =1Y =0
当量动载荷 P =XF r +YF a =602. 34
温度系数f t =1 载荷系数f p =1.5 对球轴承寿命系数ε=3
106⎛f t C r ⎫106⎛18⨯1⨯1000⎫ ⎪Lh = =⎪60⨯117. 589 1. 5⨯602. 34⎪=634987h
δ
3
所以强度符合要求 八、键的选择与校核 1. 材料选择及其许用挤压应力
选择45号优质碳素钢，，查《机械零件设计手册》
其许用挤压应力⎡⎣σjy ⎤⎦=100MPa
2. 主动轴外伸端，d=40考虑到键在轴中部安装，选择平键就可以了，且联轴器轴长度=62mm，故选择12x8x100 GB/T1096型键。 b=12 h=8 L=100 静连接工作面挤压应力
σjy =2T /0. 5hdl =2⨯74410/0. 5⨯8⨯35⨯100=10.36MPa
则：强度足够， 合适
3. 从动轴外伸端，d=50考虑到键在轴中部安装，选择平键就可以了，故（r/min）选择。 b=14 L=50 h=9
静连接工作面的挤压应力：
σjy =
2T 22⨯242958
==77.5MPa
σjy =2T 2/0. 5hdl =2⨯429000/0. 5⨯8⨯35⨯50=61. 28
则：强度足够，合适
九、联轴器的选择
由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑拆装方便及经济
问题，选用弹性套柱联轴器 K=1.3
T C =9550
KP II 1. 3⨯3. 6
=558.67KN.M =9550×80n II
选用TL8型弹性套住联轴器，公称尺寸转矩T n =600，T C
十、润滑方式以及密封方式的选择
1. 润滑方式、密封方式简要说明
（1) 齿轮的速度小于5m/s查《机械零件设计手册》P981表3·14-26，选用浸油润滑方式
并根据表3·14-27，选用150号机械油；
(2)轴承采用润油脂润滑，并根据表3·14-23选用ZL-3型润油脂 2. 密封件的选择
(1)轴承内部与机体内部处用挡油环加以密封，防止润滑油进入轴承内部
(2)轴承外部与端用半粗羊毛毡圈加以密封
（3）箱座与箱盖凸缘结合面与观察孔、油孔之间都采用静密封方式
十一、设计小结
课程设计过程中出现的问题几乎都是过去所学的知识不牢固，许多计 算方法、公式都忘光了，要不断的翻资料、看书，和同学们相互探讨。虽然过程很辛苦，有时还会有放弃的念头，但始终坚持下来，完成了设计，而且学到了，应该是补回了许多以前没学好的知识，同时巩固了这些知识，提高了运用所学知识的能力。
此次减速器的设计，是我上大学以来的第一次简单的设计。这次设计只是对减速器的基本尺寸和形状的设计的了解，并没有进行公差配合以及位置度等技术要求。通过这次减速器的设计，我体会到了在机械加工与设计中。参数选取的重要性，以及参数的合理性。每个参数的选取都是按照相应的国家标准来进行选定的，而不是随意地乱取参数。机械是各个学科的综合，不论是实践还是理论都有太多需要学习的。 本次设计我觉得有以下几个特点：
1. 零件的结构多种多样，相当的复杂难选，对于如何选取和运用，
我都还不是非常熟练。
2. 几何参数的选用，要查阅大量的课外资料，才能达到选取最优化
的几何参数，满足设计要求，而我自己所选的参数还不能达到最优化几何参数。
3. 选取的参数之间的关联性太强，而我自己还不能较好的利用起来。
尽可能的多用标准件能节省大量的设计时间，提高效率。
十二、参考资料
1《机械设计手册》 2 《机械技术基础》 3 《工程制图》 4 《机械设计》
5 《机械设计基础课程设计指导书》