前言减速器的结构随其类型和要求不同而异。
单级圆柱齿轮减速器按其轴线在空间相对位置的不同分为：卧式减速器和立式减速器。
前者两轴线平面与水平面平行，如图1-2-1a所示。
后者两轴线平面与水平面垂直，如图1-2-1b所示。
一般使用较多的是卧式减速器，故以卧式减速器作为主要介绍对象。
单级圆柱齿轮减速器可以采用直齿、斜齿或人字齿圆柱齿轮。
图1-2-2和图1-2-3所示分别为单级直齿圆柱齿轮减速器的轴测投影图和结构图。
减速器一般由箱体、齿轮、轴、轴承和附件组成。
箱体由箱盖与箱座组成。
箱体是安置齿轮、轴及轴承等零件的机座，并存放润滑油起到润滑和密封箱体内零件的作用。
箱体常采用剖分式结构（剖分面通过轴的中心线），这样，轴及轴上的零件可预先在箱体外组装好再装入箱体，拆卸方便。
箱盖与箱座通过一组螺栓联接，并通过两个定位销钉确定其相对位置。
为保证座孔与轴承的配合要求，剖分面之间不允许放置垫片，但可以涂上一层密封胶或水玻璃，以防箱体内的润滑油渗出。
为了拆卸时易于将箱盖与箱座分开，可在箱盖的凸缘的两端各设置一个起盖螺钉（参见图1-2-3），拧入起盖螺钉，可顺利地顶开箱盖。
箱体内可存放润滑油，用来润滑齿轮；如同时润滑滚动轴承，在箱座的接合面上应开出油沟，利用齿轮飞溅起来的油顺着箱盖的侧壁流入油沟，再由油沟通过轴承盖的缺口流入轴承（参图1-2-3）。
减速器箱体上的轴承座孔与轴承盖用来支承和固定轴承，从而固定轴及轴上零件相对箱体的轴向位置。
轴承盖与箱体孔的端面间垫有调整垫片，以调整轴承的游动间隙，保证轴承正常工作。
为防止润滑油渗出，在轴的外伸端的轴承盖的孔壁中装有密封圈（参见图1-2-3）。
减速器箱体上根据不同的需要装置各种不同用途的附件。
为了观察箱体内的齿轮啮合情况和注入润滑油，在箱盖顶部设有观察孔，平时用盖板封住。
在观察孔盖板上常常安装透气塞（也可直接装在箱盖上），其作用是沟通减速器内外的气流，及时将箱体内因温度升高受热膨胀的气体排出，以防止高压气体破坏各接合面的密封，造成漏油。
为了排除污油和清洗减速器的内腔，在减速器箱座底部装置放油螺塞。
箱体内部的润滑油面的高度是通过安装在箱座壁上的油标尺来观测的。
为了吊起箱盖，一般装有一到两个吊环螺钉。
不应用吊环螺钉吊运整台减速器，以免损坏箱盖与箱座之间的联接精度。
吊运整台减速器可在箱座两侧设置吊钩（参见图1-2-3）。
目录一、设计任务书 (4)二、电动机的选择 (6)三、计算传动装置的运动和动力参数 (8)四、传动件的设计计算 (12)五、轴的设计计算 (22)六、箱体的设计 (30)七、键联接的选择及校核计算 (32)八、滚动轴承的选择及计算 (34)九、联连轴器的选择 (35)十、减速器附件的选择 (36)十一、润滑与密封 (36)十二、设计小结 (36)十三、参考资料目录 (38)一、机械设计课程设计任务书题目：设计一用于螺旋输送机上的单级圆柱齿轮减速器。
工作有轻振，单向运转，两班制工作。
减速器小批生产，使用期限5年。
输送机工作转速的容许误差为5%。
(一)、总体布置简图(二)、工作情况：工作有轻振，单向运转(三)、原始数据输送机工作轴上的功率P (kW) ：4.5输送机工作轴上的转速n (r/min)：90输送机工作转速的容许误差（％）：5使用年限（年）：5工作制度（班/日）：2(四)、设计内容1.电动机的选择与运动参数计算；2.斜齿轮传动设计计算3.轴的设计4.滚动轴承的选择5.键和连轴器的选择与校核；6.装配图、零件图的绘制7.设计计算说明书的编写(五)、设计任务1.减速器总装配图一张2.输出轴及其输出轴上齿轮零件图各一张3.设计说明书一份(六)、设计进度1、第一阶段：总体计算和传动件参数计算2、第二阶段：轴与轴系零件的设计3、第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制4、第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写和圆锥齿轮带传动、减速器传动比，可见第2方案比较适合。
此选定电动机型号为Y132M2-6，其主要性能：中心高H 外形尺寸L×(AC/2+AD)×HD底角安装尺寸A×B地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸D×E装键部位尺寸F×GD132520×345×315216×1781228×8010×41电动机主要外形和安装尺寸三、计算传动装置的运动和动力参数（一）确定传动装置的总传动比和分配级传动比由选定的电动机满载转速n m和工作机主动轴转速n 1、可得传动装置总传动比为：ia= n m/ nＷ=960/90 =10.67 ia=10.67计算及说明结果1、运动参数及动力参数的计算（1）计算各轴的转速：Ⅰ轴：nⅠ=n m=960（r/min）Ⅱ轴：nⅡ= nⅠ/ i=960/3.56=269.66r/minIII轴：nⅢ= nⅡ螺旋输送机：nIV= nⅢ/i0=269.66/3=89.89 r/min （2）计算各轴的输入功率：Ⅰ轴：PⅠ=Pd×η01 =Pd×η1=5.3×0.99=5.247（KW）Ⅱ轴：PⅡ= PⅠ×η12= PⅠ×η2×η3=5.247×0.99×0.97=5.04（KW）III轴：PⅢ= PⅡ·η23= PⅡ·η2·η4=5.04×0.99×0.99=4.94（KW）nⅠ=960（r/min）nⅢ= nⅡ=269.66 r/minnIV=89.89 r/minPⅠ=5.247（KW）T（3）确定许用应力A: 确定极限应力lim H σ和lim F σ齿面硬度：小齿轮按230HBS ，大齿轮按190HBS查图10-21得lim1H σ=580Mpa, lim 2H σ=550 Mpa 查图10-20得lim1F σ=450Mpa, lim 2F σ=380Mpa B: 计算应力循环次数N ，确定寿命系数k HN ,k FNN 1=60n 3j Lh =60×269.66×1×（2×8×300×5）=3.883×108N 2=N 1/u=3.883×108/3=1.294×108查图10—19得k HN1=0.96,k HN2=0.98C ：计算接触许用应力取min 1H S =min 1.4F S =由许用应力接触疲劳应力公式MPa S H H H 8.556kHN11lim 1=⨯=σ］［σ MPa S HH H 539kHN22lim 2=⨯=σ］［σ查图10-18得k FE1=0.89 k FE2=0.91a F F F MP S 07.2864.189.0450kFE11lim 1=⨯=⨯=σ］［σ a F F F MP S 2474.191.0380kFE22lim 2=⨯=⨯=σ］［σ （4）初步计算齿轮的主要尺寸N 1=3.883×108N 2=1.294×108计 算 及 说 明 结 果取故载荷系数K=KA*KV*KH α*KH β=1.25×1.03×1×1.2=1.5456） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a ）得 d1=31/tt K K d =33.1/545.153.47⨯mm=50.34mm50.34=42.789mm7） 计算大端模数m m11z d ==2634.50mm=1.94 mm （5）、齿根弯曲疲劳强度设计 由式(10—23)m n ≥[]32212RR ·1u 5.014F Sa Fa YY z KTσ）φ（φ+- 确定计算参数 1） 计算载荷系数由表10-9查得K H βbe =1.25 则K F β=1.5 K H βbe =1.875 K=KAKVKF αKF β=1.25×1.03×1×1.875=2.414 2）齿形系数和应力修正系数K=1.545d 1=50.34mmd m1=42.789mmm=1.94K=2.414计算及说明结果因为齿形系数和应力修正系数按当量齿数cosvzzδ=算。
其中查表10-5 齿形系数YFa1=2.57；YFa2=2.06应力修正系数Ysa1=1.60；Ysa2=1.973）计算大、小齿轮的[]FSaFaYYσ并加以比较[]111FSaFaYYσ=07.28660.157.2⨯=0.01437[]222FSaFaYYσ=24797.106.2⨯=0.01643大齿轮的数值大。
4）设计计算m n≥[]32212RR·1u5.014FSaFaYYzKTσ）φ（φ+-=322240.0164313263.05.013.01074.1414.24⨯+⨯⨯⨯-⨯⨯⨯⨯）（=1.812对比计算结果，可取由弯曲强度算得的模数1.812并就近圆整为标准值m=2mm 按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=50.34mm，算出小齿轮齿数[]111FSaFaYYσ=0.01437[]222FSaFaYYσ=0.01643m n≥1.812Z1=25因已知道小齿轮的分度圆直径为d1=50mm而F t1=dT2=2067.2NF r1=Ftnαtan=752.4N圆周力F t1，径向力F r1的方向如下图所示。
3、轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案1，5—滚动轴承2—轴3—齿轮轴的轮齿段6—密封盖7—轴承端盖8—轴端挡圈9—半联轴器2）确定轴各段直径和长度○1从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取Φ=22mm，根据计算转矩T C=K A×T I=1.3×52.2=67.86Nm，查标准GB/T 5014—1986，选用YL6型凸缘联轴器，半联轴器长度为l1=52mm,轴段长L1=50mm ○2右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径Ft1=2067.2NFr1=752.4ND1=24mm那么R A’=R B’=Fr/2=376.2N2）作出轴上各段受力情况及弯矩图3）判断危险截面并验算强度○1右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。
已知M eC2=70.36Nm ,由课本表15-1有:［σ-1］=60Mpa 则：RA’=RB’376.2 N计算及说明结果5）判断危险截面并验算强度○1右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。
已知M eC2=121.83Nm ,由课本表15-1有:［σ-1］=60Mpa 则：σe= M eC2/W= M eC2/(0.1·D43)计算及说明结果。