故初选中心距a0=450mm,V带所需基准长度
L0=2a0+π（dd1+dd2）/2+（dd2-dd1）²/4a0≈1427.49mm
由课本表11-2知，选取带基准长度Ld=1400mm
实际中心距a=a0+（Ld-L0）/2=422.51mm
a0=450mm
L0=1427.49mm
Ld=1400mm
a=422.51mm
（7）验算主动轮上的包角α1
α1=180°-57.3°（dd2-dd1）/a=163.45>120°,
故包角合适
α1=163.45°
（8）计算V带的根数Z
查课本表11-3、表11-4、表11-5、表11-6，可知
P0=1.28kw,△P0=0.11，Ka=0.82，KL=1.09
Z=Pc/（P0+△P0）KaKL=2.35/（1.28+0.11）x0.82x1.09=1.89（根）取Z=2根,B=（Z-1）e+2fmin=35mm
Z=2根
（9）计算V带合适的初拉力Fo
查课本表11-1，可知q=0.1kg/m,则
Fo=500Pc（2.5/Ka-1）/+qv2=500x2.35/（2.5/0.82-1）+0.1x9.292=138.19N
Fo=138.19N
（10）计算作用在带轮轴上的压力FQ
FQ=2FoZsin（α1/2）=549.96N
FQ=549.96N
（11）带轮结构
由带轮基准直径可知带轮形式为实心式
采用实心式
5、齿轮传动设计
（1）选择齿轮材料及精度等级
选用硬齿面齿轮组合，小齿轮选用
20CrMnTi,渗碳淬火，硬度为56~62HRC;大齿轮
选用40Cr,表面淬火，硬度为48~55HRC（见课本表12-3），由表12-2选8级精度
小齿轮选用20CrMnTi，大齿轮选用40Cr，选8级精度
（2）按轮齿抗弯强度设计
1）转矩T1=9.55×106P减/n减=79583.3N·mm
2）载荷系数K,查课本表12-4取K=1.4
T1=79583.3
N·mm
3）齿数Z1、螺旋角β、齿形系数Ψa
小齿轮齿数Z1取20，则大齿轮齿数Z2=68，初选螺旋角β=15°，则ZV1=Z1/cos2β=22.22
ZV2=Z2/cos2β=75.55,由课本图12-25查得
齿形系数YF1=2.81，YF2=2.27，取Ψa=0.4
Z1=20，Z2=68
ZV1=22.22
ZV2=75.55
β=15°，
Ψa=0.4
4）许用弯曲应力[σF]
由课本图12-26查得σFlim1=370MPa,
σFlim2=320MPa,由课本表12-5查得SF=1.5
则[σF]1=σFlim1/SF≈246.66MPa,
[σF]2=σFlim2/SF≈213.33MPa
因YF1/[σF]1≈0.0114,YF2/[σF]2≈0.0107
且YF1/[σF]1>YF2/[σF]2，则
mn≥³√3.2KT1YF1cos²β/Ψa（u+1）Z1²[σF]1≈1.61mm，由课本表12-1取mn=1.75mm
[σF]1=246.66
MPa,
[σF]2=213.33
MPa,
mn=1.75mm
5）确定结构尺寸
端面模数mt=mn/cosβ=1.69
端面压力角at=arctantanan/cosβ=21.5
分度圆直径dd1=100mm,dd2=230mm
齿顶高ha=mn=1.75mm,齿根高hf=1.25mn=2.18mm
全齿高h=ha+hf=3.93mm
顶隙c=hf-ha=0.43mm,顶齿圆直径da1=dd1+2ha=103.5mm
da2=dd2+2ha=233.5mm,齿根圆直径df1=dd1-2hf=95.64mm
df2=dd2-2hf=225.64mm,中心距a=mn（z1+z2）/2cosβ=79.7mm
mt=1.69
at=21.5
ha=mn=1.75mm
hf=2.18mm
h=3.93mm
c=0.43mm
da1=103.5mm
da2=233.5mm
df1=95.64mm
6）确定中心距及螺旋角β
中心距a=mn（Z1+Z2）/2cosβ=61.59mm,取a=61.5
螺旋角β=arccos[mn（Z1+Z2）/2a]=16°6´20´´
齿宽b=Ψa·a=0.4×61.5mm=24.6mm
经圆整后取b2=25mm,b1=30mm
a=61.5mm
β=16°6´20´´
b1=30mm
b2=25mm
7）验算齿面接触强度
由课本图12-23、12-5可得，σHlim1=1420MPa
σHlim2=1200MPa，SH=1.1，故
[σH]1=σHlim1/SH=1290MPa,
[σH]2=σHlim2/SH=1091MPa,则
σH=305√（u+1）KT1/uba²=987<[σH2],
因此安全
σH=987MPa
8）齿轮的圆周速度
V=πd1n1/60/100=2.6m/s，由课本表12-2可知，应选8级精度
V=2.6m/s
6、轴的设计
（1）选择轴的材料，确定许用应力
由P1=1.55kw,可知减速器传递的功率属于中小功率，对材料无特殊要求，故选用45号钢，调质处理。
由课本表15-1查得σb=650MPa，由表15-3查得许用弯曲应力[σ-1b]=60MPa
选用45号钢，调质处理
σb=650MPa，
[σ-1b]=60MPa
（2）按抗扭强度估算轴的直径
由课本表15-2得C=118～107，则
dD≥
=14.55～16.08mm,考虑到键槽对轴的削弱，将直径增大3%～5%，取15.01～17.28mm,由设计手册取dD=15mm,轴C处的直径dc=25mm
dD=15mm,
dc=25mm
（3）齿轮上作用力的计算
齿轮所受的转矩T=9.55×106×P减/n减
=9.55×106×1.55/612≈24187N•mm
圆周力：
Ft=2T/d=2×24187/36.2N=1336N
径向力：
Fr=Fttanαn/cosβ=1336×tan20°/cos15°N
=503N
轴向力：
Fa=Fttanβ=1336×tan15°N=358N
T=24187N·m
Ft=1336N
Fr=503N
Fa=358N
（4）轴的受力图
如左图所示
（5）计算水平面支反力，画水平面弯距图
水平面支反力：
RAH=l1/（l1+l2）Fr=156N
RBH==l2/（l1+l2）Fr=347N
MCH=RBH·l1=31230N·mm
RAH=156N
RBH=347N
MCH=31230N·mm
（6）计算垂直面支反力，画垂直弯矩图
垂直面支反力：
RAV=（l1/l1+l2）Ft=415N
RBV=（l2/l1+l2）Ft=921N
MCV左=RBV·l1-Fa·d/2=76410N·mm
MCV右=RAV·l1=37350N·mm
RAV=415N
RBV=921N
MCV左=76410
N·mm
MCV右=37350
N·mm
（7）画合成弯矩图
Mc左=√M²cH+M²cv左=76410N·mm
Mc右=√M²cH+M²cv右=48686N·mm
Mc左=76410N·mm
Mc右=48686N·mm
（8）画转矩图
T=24187N·mm
T=24187N·mm
（9）计算当量弯矩
因减速器单向运转，故可认为转矩脉动循环变化，取系数α=0.6；由图可知，C-C截面最危险，则
=50802N·mm
Mec=50802N·mm
（10）校核强度
σe=Mec/Wz=50802/0.1d³c=32.5MPa<[σ-1b]=60MPa,故轴的强度足够
σe=32.5MPa
轴Ⅱ的设计
（1）选择轴的材料，确定许用应力
由P2=1.5kw,可知减速器传递的功率属于中小功率，对材料无特殊要求，故选用45号钢，调质处理。
由课本表15-1查得σb=650MPa，由表15-3查得许用弯曲应力[σ-1b]=60MPa
选用45号钢，调质处理，
σb=650MPa，
[σ-1b]=60MPa
（2）按抗扭强度估算轴的直径
由课本表15-2得C=118～107，则
dD≥
=21.7～23.6mm,考虑到键槽对轴的削弱，将直径增大3%～5%，取22.3～25.7mm,由设计手册取dD=25mm,轴C处的直径dc=35mm
dD=25mm,
dc=35mm
（3）齿轮上作用力的计算
齿轮所受的转矩T=9.55×106×P2/n2
=9.55×106×1.5/180=79583N•mm
圆周力：
Ft=2T/d=2×79583/123.2N=1294N
径向力：
Fr=Fttanαn/cosβ=1294×tan20°/cos15°N
=488N
轴向力：
Fa=Fttanβ=1294×tan15°N=347N
T=79583N·m
Ft=1294N
Fr=488N
Fa=347N
（4）轴的受力图
如左图所示
（5）计算水平面支反力，画水平面弯距图
设两轴承之间的距离L=20mm
水平面支反力：
FAH=FBH=Ft/2=1294/2N=647N
MCH=647×200/2N·mm=64700N·mm
FAH=FBH=647N
MCH=64700N·mm
（6）计算垂直面支反力，画垂直弯矩图
FAV×200-Fr×100+Fa×d/2=0；→FAV=128.6N
FBV=Fr-FAV=341.4N
Mcv左=128.6×200/2N·mm=12860N·mm
MCV右=341.4×200/2N·mm=34140N·mm
FAV=128.6N
FBV=341.4N
Mcv左=12860N·mm
MCV右=34140N·mm
N·mm
（7）画合成弯矩图
Mc左=√M²cH+M2cv左=65868N·mm
Mc右=√M²cH+M2CV右=73066N·mm
Mc左=65868N·mm
Mc右=73066N·mm
（8）画转矩图
T=79583N·mm
T=79583N·mm
如左图所示
（9）计算当量弯矩
因减速器单向运转，故可认为转矩脉动循环变化，取系数α=0.6；由图可知，C-C截面最危险，则
=87285N·mm
Mec=87285N·mm
（10）校核强度
σe=Mec/Wz=87285/0.1dc3=20.4MPa<[σ-1b]=60MPa,故轴的强度足够
σe=20.4MPa
7、轴承的选择
由两轴的设计需求可知，Ⅰ轴应选择滚动轴承6303
Ⅱ轴应选择滚动轴承6305
8、联轴器的选择
依题意，按照工作要求，输出轴系的主要零部件包括一对圆锥滚子轴承、斜齿圆柱齿轮（对称布置在两支承中间）和联轴器（安装在外伸段）等。
为了便于轴上零件的装拆，采用阶梯轴结构。
可知应选择HL1型弹性柱销联轴器
9.减速器附件的选择及箱体的设计
【1】减速器附件的选择
（1）窥视孔及视孔盖
窥视孔：
尺寸115mmx50mm
视孔盖：
采用钢板加工而成，尺寸115mmx50mmx4mm
用四个M6x12的螺钉固定与机盖上。
板上中心位置右一18的通孔，下端焊有连接
通气器的螺纹套。
（2）通气器
考虑结构和价格因素，选用表4-5的通气器，查表得结构尺寸为M18x1.5。
（3）油面指示器
采用杆式油标。
由表4-6，M12的油标。
油标位置：
油标最大刻度高于大齿轮1/3的高度。
（4）放油孔及放油螺塞
选用管螺纹外六角栓塞（JB/ZQ4451-86）.尺寸G1/2A
（5）吊环螺钉、吊耳及吊钩
螺纹规格M20、材料为45钢、经正火处理、不经表面处理的A型吊环螺钉为
螺钉GB/T825—1988-M20
（6）定位销和起盖螺钉
（7）轴承盖与套杯
选用凸缘式轴承盖
【2】箱体的设计
10.润滑密封
（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。
11.减速器装配图（参考CAD）
三、参考文献
1．《机械设计基础》（含工程力学）李国斌.主编.机械工业出版社
2．《机械设计课程设计》徐起贺刘静香程鹏飞.主编.机械工业出版社
4．《机械零件手册（第五版》周开勤.主编.高等教育出版社
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