大家好，今天来为大家解答减速器零件图这个问题的一些问题点，包括减速器的结构组成是怎样的也一样很多人还不知道，因此呢，今天就来为大家分析分析，现在让我们一起来看看吧！如果解决了您的问题，还望您关注下本站哦，谢谢~
减速器的结构组成是怎样的
减速器结构组成主要有：齿轮箱、传动电机、传动轴、输出轴
1、齿轮箱：齿轮组、传动轴、箱体、垫圈组成。
2、齿轮级数：减速器有单级、双级、三级，但是有部分大减速比的可达到四级，级数越大减速传动效率越低。
3、传动电机：可采用直流有刷电机、直流无刷电机、步进电机、空心杯电机、马达、永磁电机。
4、传动轴：烧结轴承、滚动轴承。
5、输出轴：金属输出轴、塑胶输出轴。
扩展资料：
减速器的作用：
1、减速器装在原动机与工作机之间用以降低转速，增加扭矩的装置，在生产中使用十分广泛，常见的有齿轮减速器，蜗轮蜗杆减速器等，本次测绘的部件为一级圆柱齿轮减速器。
2、减速器将较高的转速转变为较低转速的装置。
由于输入齿轮轴的轮齿与输出轴上大齿轮啮合在一起，而输入齿轮轴的轮齿数少于输出轴上大齿轮的轮齿数，根据齿数比与转速比成反比，当动力源（如电机）或其他传动机构的高速运动，通过输入齿轮轴传到输出轴后，输出轴便得到了低于输入轴的低速运动，从而达到减速目的。
参考资料来源：百度百科-减速机
参考资料来源：百度百科-齿轮减速机
求一级圆柱齿轮减速器装配图及零件图~
根据你的传动参数来设计。。
给你个例题！自己照着改动一下：
设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器
（1）工作条件：使用年限10年，每年按300天计算，两班制工作，载荷平稳。
（2）原始数据：滚筒圆周力F=1.7KN；带速V=1.4m/s；
滚筒直径D=220mm。
运动简图
二、电动机的选择
1、电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求和条件，选用Y系列三相异步电动机。
2、确定电动机的功率：
（1）传动装置的总效率：
η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒
=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95
=0.86
(2)电机所需的工作功率：
Pd=FV/1000η总
=1700×1.4/1000×0.86
=2.76KW
3、确定电动机转速：
滚筒轴的工作转速：
Nw=60×1000V/πD
=60×1000×1.4/π×220
=121.5r/min
根据【2】表2.2中推荐的合理传动比范围，取V带传动比Iv=2~4，单级圆柱齿轮传动比范围Ic=3~5，则合理总传动比i的范围为i=6~20，故电动机转速的可选范围为nd=i×nw=（6~20）×121.5=729~2430r/min
符合这一范围的同步转速有960r/min和1420r/min。由【2】表8.1查出有三种适用的电动机型号、如下表
方案电动机型号额定功率电动机转速（r/min）传动装置的传动比
KW同转满转总传动比带齿轮
1Y132s-6310009607.932.63
2Y100l2-431500142011.6833.89
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，比较两种方案可知：方案1因电动机转速低，传动装置尺寸较大，价格较高。方案2适中。故选择电动机型号Y100l2-4。
4、确定电动机型号
根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为
Y100l2-4。
其主要性能：额定功率：3KW，满载转速1420r/min，额定转矩2.2。
三、计算总传动比及分配各级的传动比
1、总传动比：i总=n电动/n筒=1420/121.5=11.68
2、分配各级传动比
（1）取i带=3
（2）∵i总=i齿×i带π
∴i齿=i总/i带=11.68/3=3.89
四、运动参数及动力参数计算
1、计算各轴转速（r/min）
nI=nm/i带=1420/3=473.33(r/min)
nII=nI/i齿=473.33/3.89=121.67(r/min)
滚筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)
2、计算各轴的功率（KW）
PI=Pd×η带=2.76×0.96=2.64KW
PII=PI×η轴承×η齿轮=2.64×0.99×0.97=2.53KW
3、计算各轴转矩
Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N?m
TI=9.55p2入/n1=9550x2.64/473.33=53.26N?m
TII=9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N?m
五、传动零件的设计计算
1、皮带轮传动的设计计算
（1）选择普通V带截型
由课本[1]P189表10-8得：kA=1.2P=2.76KW
PC=KAP=1.2×2.76=3.3KW
据PC=3.3KW和n1=473.33r/min
由课本[1]P189图10-12得：选用A型V带
（2）确定带轮基准直径，并验算带速
由[1]课本P190表10-9，取dd1=95mm>dmin=75
dd2=i带dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.30mm
由课本[1]P190表10-9，取dd2=280
带速V：V=πdd1n1/60×1000
=π×95×1420/60×1000
=7.06m/s
在5~25m/s范围内，带速合适。
（3）确定带长和中心距
初定中心距a0=500mm
Ld=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0
=2×500+3.14(95+280)+(280-95)2/4×450
=1605.8mm
根据课本[1]表（10-6）选取相近的Ld=1600mm
确定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2
=497mm
(4)验算小带轮包角
α1=1800-57.30×(dd2-dd1)/a
=1800-57.30×(280-95)/497
=158.670>1200（适用）
（5）确定带的根数
单根V带传递的额定功率.据dd1和n1，查课本图10-9得P1=1.4KW
i≠1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查[1]表10-2得△P1=0.17KW
查[1]表10-3，得Kα=0.94；查[1]表10-4得KL=0.99
Z=PC/[(P1+△P1)KαKL]
=3.3/[(1.4+0.17)×0.94×0.99]
=2.26(取3根)
(6)计算轴上压力
由课本[1]表10-5查得q=0.1kg/m，由课本式（10-20）单根V带的初拉力：
F0=500PC/ZV[（2.5/Kα）-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06(2.5/0.94-1)]+0.10x7.062=134.3kN
则作用在轴承的压力FQ
FQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2)
=791.9N
2、齿轮传动的设计计算
（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=3.89
取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1=×20=77.8取z2=78
由课本表6-12取φd=1.1
(3)转矩T1
T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660N?mm
(4)载荷系数k:取k=1.2
(5)许用接触应力[σH]
[σH]=σHlimZN/SHmin由课本[1]图6-37查得：
σHlim1=610MpaσHlim2=500Mpa
接触疲劳寿命系数Zn：按一年300个工作日，每天16h计算，由公式N=60njtn计算
N1=60×473.33×10×300×18=1.36x109
N2=N/i=1.36x109/3.89=3.4×108
查[1]课本图6-38中曲线1，得ZN1=1ZN2=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=610Mpa
[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
取课本[1]P79标准模数第一数列上的值，m=2.5
(6)校核齿根弯曲疲劳强度
σbb=2KT1YFS/bmd1
确定有关参数和系数
分度圆直径：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm
d2=mZ2=2.5×78mm=195mm
齿宽：b=φdd1=1.1×50mm=55mm
取b2=55mmb1=60mm
(7)复合齿形因数YFs由课本[1]图6-40得：YFS1=4.35,YFS2=3.95
(8)许用弯曲应力[σbb]
根据课本[1]P116：
[σbb]=σbblimYN/SFmin
由课本[1]图6-41得弯曲疲劳极限σbblim应为：σbblim1=490Mpaσbblim2=410Mpa
由课本[1]图6-42得弯曲疲劳寿命系数YN：YN1=1YN2=1
弯曲疲劳的最小安全系数SFmin：按一般可靠性要求，取SFmin=1
计算得弯曲疲劳许用应力为
[σbb1]=σbblim1YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa
[σbb2]=σbblim2YN2/SFmin=410×1/1=410Mpa
校核计算
σbb1=2kT1YFS1/b1md1=71.86pa<[σbb1]
σbb2=2kT1YFS2/b2md1=72.61Mpa<[σbb2]
故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够
(9)计算齿轮传动的中心矩a
a=(d1+d2)/2=(50+195)/2=122.5mm
(10)计算齿轮的圆周速度V
计算圆周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s
因为V＜6m/s，故取8级精度合适．
六、轴的设计计算
从动轴设计
1、选择轴的材料确定许用应力
选轴的材料为45号钢，调质处理。查[2]表13-1可知：
σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa
[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
2、按扭转强度估算轴的最小直径
单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，
从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：
d≥C
查[2]表13-5可得，45钢取C=118
则d≥118×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm
考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d=35mm
3、齿轮上作用力的计算
齿轮所受的转矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582N
齿轮作用力：
圆周力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N
径向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N
4、轴的结构设计
轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图。
（1）、联轴器的选择
可采用弹性柱销联轴器，查[2]表9.4可得联轴器的型号为HL3联轴器：35×82GB5014-85
（2）、确定轴上零件的位置与固定方式
单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置
在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环和套筒实现
轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴
承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通
过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合
分别实现轴向定位和周向定位
（3）、确定各段轴的直径
将估算轴d=35mm作为外伸端直径d1与联轴器相配（如图），
考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=40mm
齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3=45mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=50mm。齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5
满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=45mm.
(4)选择轴承型号.由[1]P270初选深沟球轴承,代号为6209,查手册可得:轴承宽度B=19,安装尺寸D=52,故轴环直径d5=52mm.
(5）确定轴各段直径和长度
Ⅰ段：d1=35mm长度取L1=50mm
II段:d2=40mm
初选用6209深沟球轴承，其内径为45mm,
宽度为19mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：
L2=（2+20+19+55）=96mm
III段直径d3=45mm
L3=L1-L=50-2=48mm
Ⅳ段直径d4=50mm
长度与右面的套筒相同，即L4=20mm
Ⅴ段直径d5=52mm.长度L5=19mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=96mm
(6)按弯矩复合强度计算
①求分度圆直径：已知d1=195mm
②求转矩：已知T2=198.58N?m
③求圆周力：Ft
根据课本P127（6-34）式得
Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N
④求径向力Fr
根据课本P127（6-35）式得
Fr=Ft?tanα=2.03×tan200=0.741N
⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=48mm
(1)绘制轴受力简图（如图a）
（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）
轴承支反力：
FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37N
FAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N
由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAyL/2=0.37×96÷2=17.76N?m
截面C在水平面上弯矩为：
MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N?m
(4)绘制合弯矩图（如图d）
MC=(MC12+MC22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63N?m
(5)绘制扭矩图（如图e）
转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N?m
(6)绘制当量弯矩图（如图f）
转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=0.2，截面C处的当量弯矩：
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[51.632+(0.2×198.58)2]1/2=65.13N?m
(7)校核危险截面C的强度
由式（6-3）
σe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453
=7.14MPa<[σ-1]b=60MPa
∴该轴强度足够。
主动轴的设计
1、选择轴的材料确定许用应力
选轴的材料为45号钢，调质处理。查[2]表13-1可知：
σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa
[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
2、按扭转强度估算轴的最小直径
单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，
从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：
d≥C
查[2]表13-5可得，45钢取C=118
则d≥118×(2.64/473.33)1/3mm=20.92mm
考虑键槽的影响以系列标准，取d=22mm
3、齿轮上作用力的计算
齿轮所受的转矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.64/473.33=53265N
齿轮作用力：
圆周力：Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N
径向力：Fr=Fttan200=2130×tan200=775N
确定轴上零件的位置与固定方式
单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置
在齿轮两边。齿轮靠油环和套筒实现轴向定位和固定
，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴
承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通
过两端轴承盖实现轴向定位，
4确定轴的各段直径和长度
初选用6206深沟球轴承，其内径为30mm,
宽度为16mm.。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，则取套筒长为20mm，则该段长36mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。
(2)按弯扭复合强度计算
①求分度圆直径：已知d2=50mm
②求转矩：已知T=53.26N?m
③求圆周力Ft：根据课本P127（6-34）式得
Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N
④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得
Fr=Ft?tanα=2.13×0.36379=0.76N
⑤∵两轴承对称
∴LA=LB=50mm
(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38N
FAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N
(2)截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAxL/2=0.38×100/2=19N?m
(3)截面C在水平面弯矩为
MC2=FAZL/2=1.065×100/2=52.5N?m
(4)计算合成弯矩
MC=（MC12+MC22）1/2
=（192+52.52）1/2
=55.83N?m
(5)计算当量弯矩：根据课本P235得α=0.4
Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[55.832+(0.4×53.26)2]1/2
=59.74N?m
(6)校核危险截面C的强度
由式（10-3）
σe=Mec/（0.1d3）=59.74x1000/(0.1×303)
=22.12Mpa<[σ-1]b=60Mpa
∴此轴强度足够
（7）滚动轴承的选择及校核计算
一从动轴上的轴承
根据根据条件，轴承预计寿命
L'h=10×300×16=48000h
(1)由初选的轴承的型号为:6209,
查[1]表14-19可知:d=55mm,外径D=85mm,宽度B=19mm,基本额定动载荷C=31.5KN,基本静载荷CO=20.5KN,
查[2]表10.1可知极限转速9000r/min
（1）已知nII=121.67(r/min)
两轴承径向反力：FR1=FR2=1083N
根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力
FS=0.63FR则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N
(2)∵FS1+Fa=FS2Fa=0
故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端
FA1=FS1=682NFA2=FS2=682N
(3)求系数x、y
FA1/FR1=682N/1038N=0.63
FA2/FR2=682N/1038N=0.63
根据课本P265表（14-14）得e=0.68
FA1/FR1<ex1=1FA2/FR2<ex2=1
y1=0y2=0
(4)计算当量载荷P1、P2
根据课本P264表（14-12）取fP=1.5
根据课本P264（14-7）式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1083+0)=1624N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×1083+0)=1624N
(5)轴承寿命计算
∵P1=P2故取P=1624N
∵深沟球轴承ε=3
根据手册得6209型的Cr=31500N
由课本P264（14-5）式得
LH=106(ftCr/P)ε/60n
=106(1×31500/1624)3/60X121.67=998953h>48000h
∴预期寿命足够
二.主动轴上的轴承:
(1)由初选的轴承的型号为:6206
查[1]表14-19可知:d=30mm,外径D=62mm,宽度B=16mm,
基本额定动载荷C=19.5KN,基本静载荷CO=111.5KN,
查[2]表10.1可知极限转速13000r/min
根据根据条件，轴承预计寿命
L'h=10×300×16=48000h
（1）已知nI=473.33(r/min)
两轴承径向反力：FR1=FR2=1129N
根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力
FS=0.63FR则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N
(2)∵FS1+Fa=FS2Fa=0
故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端
FA1=FS1=711.8NFA2=FS2=711.8N
(3)求系数x、y
FA1/FR1=711.8N/711.8N=0.63
FA2/FR2=711.8N/711.8N=0.63
根据课本P265表（14-14）得e=0.68
FA1/FR1<ex1=1FA2/FR2<ex2=1
y1=0y2=0
(4)计算当量载荷P1、P2
根据课本P264表（14-12）取fP=1.5
根据课本P264（14-7）式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1129+0)=1693.5N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×1129+0)=1693.5N
(5)轴承寿命计算
∵P1=P2故取P=1693.5N
∵深沟球轴承ε=3
根据手册得6206型的Cr=19500N
由课本P264（14-5）式得
LH=106(ftCr/P)ε/60n
=106(1×19500/1693.5)3/60X473.33=53713h>48000h
∴预期寿命足够
七、键联接的选择及校核计算
1．根据轴径的尺寸，由[1]中表12-6
高速轴(主动轴)与V带轮联接的键为：键8×36GB1096-79
大齿轮与轴连接的键为：键14×45GB1096-79
轴与联轴器的键为：键10×40GB1096-79
2．键的强度校核
大齿轮与轴上的键：键14×45GB1096-79
b×h=14×9,L=45,则Ls=L-b=31mm
圆周力：Fr=2TII/d=2×198580/50=7943.2N
挤压强度：=56.93<125~150MPa=[σp]
因此挤压强度足够
剪切强度：=36.60<120MPa=[]
因此剪切强度足够
键8×36GB1096-79和键10×40GB1096-79根据上面的步骤校核，并且符合要求。
八、减速器箱体、箱盖及附件的设计计算~
1、减速器附件的选择
通气器
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5
油面指示器
选用游标尺M12
起吊装置
采用箱盖吊耳、箱座吊耳.
放油螺塞
选用外六角油塞及垫片M18×1.5
根据《机械设计基础课程设计》表5.3选择适当型号：
起盖螺钉型号：GB/T5780M18×30,材料Q235
高速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86M8X12,材料Q235
低速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86M8×20,材料Q235
螺栓：GB5782～86M14×100，材料Q235
箱体的主要尺寸：
：
(1)箱座壁厚z=0.025a+1=0.025×122.5+1=4.0625取z=8
(2)箱盖壁厚z1=0.02a+1=0.02×122.5+1=3.45
取z1=8
(3)箱盖凸缘厚度b1=1.5z1=1.5×8=12
(4)箱座凸缘厚度b=1.5z=1.5×8=12
(5)箱座底凸缘厚度b2=2.5z=2.5×8=20
(6)地脚螺钉直径df=0.036a+12=
0.036×122.5+12=16.41(取18)
(7)地脚螺钉数目n=4(因为a<250)
(8)轴承旁连接螺栓直径d1=0.75df=0.75×18=13.5(取14)
(9)盖与座连接螺栓直径d2=(0.5-0.6)df=0.55×18=9.9(取10)
(10)连接螺栓d2的间距L=150-200
(11)轴承端盖螺钉直d3=(0.4-0.5)df=0.4×18=7.2(取8)
(12)检查孔盖螺钉d4=(0.3-0.4)df=0.3×18=5.4(取6)
(13)定位销直径d=(0.7-0.8)d2=0.8×10=8
(14)df.d1.d2至外箱壁距离C1
(15)Df.d2
(16)凸台高度：根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。
(17)外箱壁至轴承座端面的距离C1＋C2＋（5～10）
(18)齿轮顶圆与内箱壁间的距离：＞9.6mm
(19)齿轮端面与内箱壁间的距离：=12mm
(20)箱盖，箱座肋厚：m1=8mm,m2=8mm
(21)轴承端盖外径∶D＋（5～5．5）d3
D～轴承外径
(22)轴承旁连接螺栓距离：尽可能靠近，以Md1和Md3互不干涉为准，一般取S＝D2.
九、润滑与密封
1.齿轮的润滑
采用浸油润滑，由于为单级圆柱齿轮减速器，速度ν<12m/s，当m<20时，浸油深度h约为1个齿高，但不小于10mm，所以浸油高度约为36mm。
2.滚动轴承的润滑
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。
3.润滑油的选择
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用GB443-89全损耗系统用油L-AN15润滑油。
4.密封方法的选取
选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为GB894.1-86-25轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。
十、设计小结
课程设计体会
课程设计都需要刻苦耐劳，努力钻研的精神。对于每一个事物都会有第一次的吧，而没一个第一次似乎都必须经历由感觉困难重重，挫折不断到一步一步克服，可能需要连续几个小时、十几个小时不停的工作进行攻关；最后出成果的瞬间是喜悦、是轻松、是舒了口气！
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。
十一、参考资料目录
[1]《机械设计基础课程设计》，高等教育出版社，陈立德主编，2004年7月第2版；
[2]《机械设计基础》，机械工业出版社胡家秀主编2007年7月第1版
求一级减速器装配图图片及零件图
给你一份我以前做的：
摘要
齿轮箱作为一种基础设备，被广泛应用，其性能优劣直接影响着机械设备的运行状况。而目前许多工厂尚不具备制造高精度齿轮箱的加工设备。另一方面，再好的设备加工出的零件也存在误差，其累积误差仍会影响齿轮箱装配后的传动性能。本文提出的无侧隙传动技术，从新的角度提出了在设备条件不足的情况下，利用主副齿轮来实现飞剪机的无侧隙传动。
“零侧间隙啮合”是：在尽量周到地考虑飞剪机工作条件下，将齿轮加工成在某一特定状态（例如温度，轴承游隙等）为“零侧间隙啮合”，事实上并非没有侧隙,只能说齿轮啮合的齿侧间隙是很小的。
常消除齿隙有很多方法，如提高加工精度，利用圆锥齿轮，四个齿轮串联布置机构，利用主副齿轮。本设计就是采用主副齿轮。在某些飞剪机上，为了改善上下滚筒同步齿轮的工作性能，被动轴上的齿轮往往采用主副齿轮结构，以便齿轮在无侧隙情况下工作，减少和消除冲击负荷。利用主副齿轮则能有效消除齿侧间隙，并且在减速器突然制动时，仍然能实现无间隙传动。
关键词:飞剪机；减速器；间隙；主副齿轮
Abstract
Reduceriswidelyusedasabasicfacility.It’sperformancewhichisexcellentorinferiorhasanimpactontherunningstateofthemechanicalequipment.Butmanyfactoriesdon’thavemachiningequipmentformanufacturinghigh-precisionreduceratpresent.Ontheotherhand,eventhoughthepartismanufacturedbythebestequipment,italsohaserror.Andtheiraccumulativeerrorsstillaffectonthetransmissionperformanceofreducerafterassembled.Nolateralgaptechnologyinthisarticleputforwardusingmain-secondgeartoachievenolateralgaptransmissionoftheflyingshearsatthestateofhavingnoadequateequipmentbyanewway.
“Nolateralgapingear”isprocessinggeartoaparticularstate(suchastemperature,bearingclearance,etc.),consideringtheworkingconditionsasmuchaspossible.Butinfact,it’simpossiblethatthegearshavenolateralgap.Thelaterlgapofthegearisverysmall.
Usuallytherearemanywaystoeliminatelateralgap,suchasimprovingtheprocessingaccuracy,usingbevelgear,usingfourtandemgearsandusingmain-secondgear.Thisdesignhasusedthemain-secondgear.Insomeflyingshearstherunningperformanceofthetopandbottomselsynrollerusuallycanbeimprovedbyusingmain-secondgearonthegearofthedrivenshaft.Itcanmakethegearworkingatnolateralgapandeliminateshockload.Theuseofthemain-secondgearcaneliminatelateralgap,anditstillcanachievenolateralgaptransmissionwhenthereducerissuddenlybraked.
Keywords：Flyingshears；Reducer;Lateralgap;Main-secondgear
目录
1前言1
2研究内容2
3传动方案的分析与拟定2
4电动机的选择2
5传动装置的运动及动力参数的选择和计算2
5.1传动装备的总效率为2
5.2传动比的分配2
5.3传动装置的运动和动力参数计算2
5.3.1各轴的转速计算：2
5.3.2各轴的输入功率计算：3
5.3.3各轴输入转矩的计算：3
6齿轮的计算3
6.1第一对斜齿轮的计算3
6.1.1材料选择3
6.1.2初选齿轮齿数3
6.1.3按齿面接触强度设计3
6.1.4按齿根弯曲疲劳强度设计5
6.1.5几何尺寸计算7
6.1.6齿轮的尺寸计算7
6.1.7传动验算8
6.2第二对斜齿轮的计算8
6.2.1材料选择8
6.2.2初选齿数8
6.2.3按齿面接触强度设计9
6.2.4按齿根弯曲疲劳强度设计10
6.2.5几何尺寸计算12
6.3按标准修正齿轮12
6.3.1修正中心距12
6.3.2对第二对齿轮修正螺旋角：13
6.3.3第二对齿轮的分度圆和中心距：13
6.3.4计算齿宽：13
6.3.5齿轮的尺寸计算13
6.3.6传动验算14
7轴的设计15
7.1高速轴的设计15
7.1.1初步确定轴的最小直径:15
7.1.2根据轴向定位要求确定轴各段的直径和长度15
7.2中速轴的设计16
7.2.1初步确定轴的最小直径:17
7.2.2初步选择滚动轴承17
7.2.4轴承端盖18
7.2.5键的选择18
7.3低速轴的计算18
7.3.1初步确定轴的最小直径18
7.3.2根据轴向定位要求确定轴各段的直径和长度19
8轴的校核19
8.1高速轴的校核20
8.1.1各支点间的距离20
8.1.2求轴上的载荷：20
8.2中速轴的校核21
8.2.1各支点间的距离22
8.2.2求轴上的载荷：22
8.3低速轴的校核24
8.3.1各轴段的距离24
8.3.2求轴上的载荷：24
9轴承的寿命计算26
9.1高速轴上轴承的寿命计算26
9.1.1求两轴承受到的径向载荷和26
9.1.2求两轴承的轴向力和27
9.1.3求轴承当量重载荷P1和P227
9.2中速轴上轴承的寿命计算27
9.2.1求两轴承的轴向力和28
9.2.2求轴承当量重载荷P1和P228
9.3低速轴上轴承的寿命计算28
9.3.1求两轴承受到的径向载荷和28
9.3.2求两轴承的轴向力和29
9.3.3求轴承当量重载荷P1和P229
10键的校核30
10.1高速轴上和联轴器相配处的键：30
10.2中速轴上和齿轮相配处的键：30
10.3低速轴上和齿轮相配处的键：30
11主副齿轮的设计31
11.1第一对主副齿轮的设计31
11.2第二对主副齿轮的设计32
12减速器箱体的设计33
12.1箱盖各钢板的尺寸:34
12.1.1箱盖左侧钢板的尺寸如图：34
12.1.2箱盖轴承座的尺寸如图：34
12.1.3箱盖吊耳环下钢板尺寸34
12.1.4吊耳环的尺寸35
12.1.5高速上肋板的尺寸35
12.1.6中速轴上的肋板的尺寸35
12.1.7视孔盖的尺寸36
12.1.9箱盖顶钢板的尺寸37
12.1.10箱盖凸缘钢板尺寸37
12.1.11箱盖前后侧面的尺寸38
12.2箱座上各钢板的尺寸38
12.2.1箱座底座的尺寸38
12.2.2箱座左侧面的尺寸39
12.2.3轴承座的尺寸39
12.2.4吊钩的尺寸39
12.2.5箱座凸缘的尺寸39
12.2.6低速端肋板钢板尺寸40
12.2.7高速轴端肋板的尺寸40
12.2.8中速端肋板的尺寸41
12.2.9箱座右侧面钢板的尺寸41
12.2.10箱座前后端面的尺寸42
12.2.11箱座底板42
13结束语42
参考文献:43
致谢:43
1前言
齿轮箱作为一种基础设备，被广泛应用，其性能优劣直接影响着机械设备的运行状况。而目前许多工厂尚不具备制造高精度齿轮箱的加工设备。另一方面，再好的设备加工出的零件也存在误差，其累积误差仍会影响齿轮箱装配后的传动性能。本文提出的无侧隙传动技术，从新的角度提出了在设备条件不足的情况下，利用主副齿轮来实现飞剪机的无侧隙传动。
“零侧间隙啮合”是：在尽量周到地考虑飞剪机工作条件下，将齿轮加工成在某一特定状态（例如温度，轴承游隙等）为“零侧间隙啮合”，事实上并非没有侧隙,只能说齿轮啮合的齿侧间隙是很小的。
常消除齿隙有很多方法，如提高加工精度，利用圆锥齿轮，四个齿轮串联布置机构，利用主副齿轮。本设计就是采用主副齿轮（图1）。在某些飞剪机上，为了改善上下滚筒同步齿轮的工作性能，被动轴上的齿轮往往采用主副齿轮结构，以便齿轮在无侧隙情况下工作，减少和消除冲击负荷。利用主副齿轮则能有效消除齿侧间隙，并且在减速器突然制动时，仍然能实现无间隙传动。
图1.1飞剪机同步齿轮传动的主副齿轮结构a）结构简图b）啮合关系
1—从动轴的主齿轮2—从动轴的副齿轮3—主动轴上的齿轮4—弹簧5,6—销钉
从动轴上的主齿轮1与轴用键固定，而副齿轮2则与主齿轮1的轮毂滑动配合（亦可直接空套在从动轴上）。主副齿轮通过压装在主齿轮轮毂上的销钉5及装在副齿轮上的销钉6与弹簧4相联，主副齿轮1和2同时与装在主动轴上的齿轮3啮合。在弹簧4的作用下，副齿轮始终越前主齿轮一个角度，这就保证了上下滚筒的同步齿轮在无侧隙下工作。弹簧4的设计应能克服飞剪机制动时所产生的惯性力。这种齿轮侧隙消除装通常用在低速大载荷飞剪机上，例如在设计FL—60型曲柄连杆飞剪机的同步齿轮时就采用了这种结构。
2研究内容
本设计对象为飞剪齿轮减速器，总传动比i=16,实际输入功率N=120KW；输入转速n1=1500rpm,输出转速n2≈85rpm,技术要求为满足上述功率及速比要求，减速器启动频繁，工作时一般不逆转，设计一台能消除传动时的齿轮侧间隙的减速器，要求减速器箱体为焊接结构件。合理公配速比，设计计算齿轮，轴及各零部件的强度，刚度。分析无侧间隙传动的基本理论及保证措施。
3传动方案的分析与拟定
减速器采用双级圆柱展开式齿轮减速器。
4电动机的选择
5传动装置的运动及动力参数的选择和计算
5.1传动装备的总效率为
η=η12η22η33η4=0.9920.9720.9930.96=0.872（5.1）
η1为联轴器的效率，取0.99，
η2为齿轮传动的效率，取0.97，
η3为滚动轴承的效率，取0.99，
η4为滚筒的效率，取0.96。
5.2传动比的分配
i1=(5.2)
取系数1.35i=16则，
i1=4.6476
i2=i/i1=16/4.6476=3.4426(5.3)
5.3传动装置的运动和动力参数计算
5.3.1各轴的转速计算：
n1=1500r/min
n2=n1/i1=1500/4.6476r/min=322.747r/min(5.4)
n3=n2/i2=322.747/3.4426r/min=93.751r/min(5.5)
n4=n3=93.751r/min(5.6)
5.3.2各轴的输入功率计算：
P1=Nη1=1200.99kW=118.8kW(5.7)
P2=P1η2η3=118.80.970.99kW=114.0836kW(5.8)
P3=P2η2η3=114.08360.970.99kW=109.5545kW(5.9)
P4=P3η3η1=109.55450.990.99kW=106.3744kW(5.10)
5.3.3各轴输入转矩的计算：
T1=9550P1/n1=9550118.81500Nm=756.36Nm(5.11)
T2=9550P2/n2=9550114.0836322.7472Nm=3375.702Nm(5.12)
T3=9550P3/n3=9550109.554593.751Nm=11159.8327Nm(5.13)
T4=9550P4/n4=9550106.374493.751Nm=10937.7555Nm(5.14)
各轴的运动及动力参数：
轴号转速nr/min功率Pkw转矩TNm传动比
11500118.8756.364.6476
2322.75114.083375.73.4426
393.75109.5511159.831
493.75106.3710937.76
6齿轮的计算
6.1第一对斜齿轮的计算
6.1.1材料选择
选大小齿轮材料均为40Cr，并经调质及表面淬火，齿面硬度为48~55HRC，齿轮精度等级选择6级，初选螺选角β=14°。由参考文献《机械设计》（表10-6）查得材料的弹性影响系数。
6.1.2初选齿轮齿数
选小齿轮齿数Z1=24，Z2=Z1=244.6476=111.54取Z2=112
6.1.3按齿面接触强度设计
d1t(6.1)
6.1.3.1确定载荷系数
因大小齿轮均为硬齿面，故宜选取稍小的齿宽系数，取d=0.8，试选Kt=1.6。
由参考文献《机械设计》查得
Hlim1=Hlim2=1100Mp
6.1.3.2计算应力循环系数。
N1=60n1jLh=6015001(2830015)=6.48109(6.2)
N2=N1/i1=6.48109/4.6476=1.39109(6.3)
由参考文献《机械设计》（图10-19）查得接触疲劳强度
KHN1=0.88KHN2=0.95
6.1.3.3计算接触疲劳许用应力
失效率取1%，安全系数S=1。
1==Mp=968Mp(6.4)
2==Mp=1045Mp(6.5)
=(1+2)/2=(968+1045)/2Mp=1006.5Mp(6.6)
6.1.3.4小齿分度圆的直径
d1t=77.54mm(6.7)
6.1.3.5计算圆周速度
==m/s=6.09m/s(6.8)
6.1.3.6计算齿宽b及模数mnt
b==0.877.54mm=62.032mm(6.9)
mnt==mm=3.135mm(6.10)
h=2.25mnt=7.053mm
b/h=62.032/7.053=8.795(6.11)
6.1.3.7计算纵向重合度
=0.318=0.3180.824=1.522(6.12)
6.1.3.8计算载荷系数K
根据=6.09m/s,6级精度，由参考资料《机械设计》（图10-8）查得动载系数K=1.08,由参考资料《机械设计》（表10-3）查得
K=1.1,由由参考资料《机械设计》（表10-4）硬齿面齿轮一栏查得小齿轮相对支承非对称布置，6级精度，K时
K=1.05+0.31(1+0.6)+0.19(6.13)
故K=1.05+0.31(6.14)
考虑到齿轮为6级精度，所以取K=1.43
故=1(6.15)
由参考资料《机械设计》（图10-13）查得=1.29
6.1.3.9按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径
(6.16)
6.1.3.10计算模数mn
(6.17)
6.1.4按齿根弯曲疲劳强度设计
(6.18)
6.1.4.1计算载荷系数
=1(6.18)
6.1.4.2计算弯曲疲劳强度极限
由参考资料《机械设计》（图10-20d）查得齿轮的弯曲疲劳强度极限
6.1.4.3弯曲疲劳寿命系数
由参考资料《机械设计》（图10-18）查得弯曲疲劳寿命系数0,
6.1.4.4计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4
(6.19)
(6.20)
6.1.4.5计算大小齿轮的并加以比较
由参考文献《机械设计》（表10-5）查取齿形系数
，
查取应力校正系数
，
则(6.21)
(6.22)
比较可得，小齿轮的数值较大，取小齿轮的值。
6.1.4.6计算螺旋角影响系数
根据=1.522，由参考资料《机械设计》（图10-28）查得=0.88
6.1.4.7计算重合度
由参考资料《机械设计》（图10-26）查得，。
则(6.23)
则有，(6.24)
对比计算结果，齿面接触强度得出的模数为mn=3.198mm，由齿根弯曲疲劳强度得出的模数为mn=3.082mm。由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径有关，所以取标准值mn=3.5mm,取分度圆直径d1=79.11mm。
(6.25)
取Z1=22
则Z2=uZ1=4.647622=102.24,取Z2=102(6.26)
6.1.5几何尺寸计算
6.1.5.1计算中心距
(6.27)
圆整后，取a=224mm
6.1.5.2按圆整后的中心距修正螺旋角
(6.28)
因值改变不多，故参数，，ZH等不必修正。
6.1.5.3计算分度圆直径
(6.29)
(6.30)
6.1.5.4计算齿轮宽度
(6.31)
圆整后取B1=75mm，B2=64mm
6.1.6齿轮的尺寸计算
6.1.6.1基圆直径
(6.32)
(6.33)
6.1.6.2分度圆齿厚
(6.34)
6.1.6.3齿高
齿顶高(6.35)
齿根高(6.36)
齿全高(6.37)
6.1.6.4齿顶圆直径
(6.38)
(6.39)
6.1.6.5齿根圆直径
(6.40)
(6.41)
6.1.6.6分度圆齿槽宽和齿距
(6.42)
(6.43)
6.1.7传动验算
6.1.6.1按齿面接触强度验算：
其中
6.1.6.2按齿根弯曲强度验算
取YFa中较大者YFa1进行计算。
(6.44)
其中
6.2第二对斜齿轮的计算
6.2.1材料选择
选大小齿轮材料均为40Cr，并经调质及表面淬火，齿面硬度为48~55HRC，齿轮精度等级选择6级，初选螺选角β=14°。
6.2.2初选齿数
选小齿轮齿数Z1=30，Z2=Z1=303.4426=103.28取Z2=104
6.2.3按齿面接触强度设计
d1t(6.45)
6.2.3.1各项系数
因大小齿轮均为硬齿面，故宜选取稍小的齿宽系数，取d=0.8，试选Kt=1.6。由参考文献《机械设计》（表10-6）查得材料的弹性影响系数。
6.2.3.2Hlim值
由参考文献《机械设计》查得
Hlim1=Hlim2=1100Mp
6.2.3.3计算应力循环系数。
N1=60n1jLh=60322.751(2830015)=1.394109(6.46)
N2=N1/i1=1.394109/3.4426=4.05108(6.47)
由参考文献《机械设计》（图10-19）查得接触疲劳强度
KHN1=0.89KHN2=0.94
6.2.3.4计算接触疲劳许用应力
失效率取1%，安全系数S=1。
1==Mp=979Mp(6.48)
2==Mp=1034Mp(6.49)
=(1+2)/2=(979+1034)/2Mp=1006.5Mp(6.50)
6.2.3.5小齿分度圆的直径
d1t=130.25mm(6.51)
6.2.3.6计算圆周速度
==m/s=2.201m/s(6.52)
6.2.3.7计算齿宽b及模数
b==0.8130.25mm=104.2mm
==mm=4.213mm(6.53)
h=2.25mnt=9.479mm
b/h=104.2/9.479=8.795
6.2.3.8计算纵向重合度
=0.318=0.3180.830=1.903(6.54)
6.2.3.9计算载荷系数K
根据=2.201m/s,6级精度，由参考资料《机械设计》（图10-8）查得动载系数K=1.04,由参考资料《机械设计》（表10-3）查得
K=1.1,由由参考资料《机械设计》（表10-4）硬齿面齿轮一栏查得小齿轮相对支承非对称布置，6级精度，K时
K=1.0+0.31(1+0.6)+0.19
故K=1.0+0.31(6.55)
考虑到齿轮为6级精度，所以取K=1.35
故=1(6.66)
由参考资料《机械设计》（图10-13）查得=1.29
6.2.3.10按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径
(6.67)
6.2.3.11计算模数mn
(6.68)
6.2.4按齿根弯曲疲劳强度设计
(6.69)
6.2.4.1计算载荷系数
=1(6.70)
6.2.4.2值
由参考资料《机械设计》（图10-20d）查得齿轮的弯曲疲劳强度极限
6.2.4.3弯曲疲劳寿命系数
由参考资料《机械设计》（图10-18）查得弯曲疲劳寿命系数0,
6.2.4.4计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4
(6.71)
(6.72)
6.2.4.5计算大小齿轮的并加以比较
由参考文献《机械设计》（表10-5）查取齿形系数:
，
查取应力校正系数:
，
则(6.73)
(6.74)
比较可得，大齿轮的数值较大，取大齿轮的值。
6.2.4.6计算螺旋角影响系数
根据=1.903，由参考资料《机械设计》（图10-28）查得=0.88
6.2.4.7计算重合度
由参考资料《机械设计》（图10-26）查得，。
则
则有，(6.75)
对比计算结果，齿面接触强度得出的模数为mn=4.21mm，由齿根弯曲疲劳强度得出的模数为mn=4.31mm。由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径有关，所以取标准值mn=4.5mm,取分度圆直径d1=130.25mm。
，取Z1=28
则Z2=uZ1=3.442628=96.39,取Z2=96
6.2.5几何尺寸计算
6.2.5.1计算中心距
(6.76)
圆整后，取a=288mm
6.2.5.2按圆整后的中心距修正螺旋角
（6.77）
因值改变不多，故参数，，ZH等不必修正。
6.2.5.3计算分度圆直径
6.2.5.4计算齿轮宽度
圆整后取B1=120mm，B2=103mm
6.3按标准修正齿轮
6.3.1修正中心距
中心距之和为，查得标准中心距为a=539mm，，。由于第一个中心距和标准相同，所以只需将第二个中心距修改为即可。由于模数取的标准值所以不作变化，只更改第二对齿轮的齿数。
由于所以
而，则有，。
中心距，改变不大，所以仍取。
6.3.2对第二对齿轮修正螺旋角：
(6.78)
因为改变不多，故，，等不必修正。
6.3.3第二对齿轮的分度圆和中心距：
6.3.4计算齿宽：
圆整后取，
6.3.5齿轮的尺寸计算
6.3.5.1基圆直径
6.3.5.2分度圆齿厚
6.3.5.3齿高
齿顶高
齿根高
齿全高
6.3.5.4齿顶圆直径
7.3.5.5齿根圆直径
6.3.5.6分度圆齿槽宽和齿距
6.3.6传动验算
6.3.6.1按齿面接触强度验算：
其中
6.3.6.2按齿根弯曲强度验算
取中较大者进行计算。
其中
所以满足。
字数限制了，还是发你邮箱吧
关于减速器零件图，减速器的结构组成是怎样的的介绍到此结束，希望对大家有所帮助。
