机械设计课程设计说明书-带式传输机的传动装置设计.doc

机械设计课程设计计算说明书设计题目 带式传输机的传动装置设计 机械 系 机电一体化 2010年 12月20日邵阳学院课程设计（论文）任务书年级专业学生姓名学 号题目名称带式传输机的传动装置设计设计时间第14周16周课程名称机械设计课程设计课程编号设计地点教学楼的八楼一、 程设计（论文）目的1.1 综合运用所学知识，进行设计实践巩固、加深和扩展。1.2 培养分析和解决设计简单机械的能力为以后的学习打基础。1.3 进行工程师的基本技能训练计算、绘图、运用资料。二、已知技术参数和条件2.1 技术参数：输送带工作拉力：2.4kn输送带速度：1.6m/s卷筒直径：480mm2.2 工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期10年（每年300个工作日），小批量生产，两班制工作，输送机工作轴转速允许误差5%。三、 任务和要求3.1 绘制二级圆柱直齿轮减速器装配图1张；标题栏符合机械制图国家标准；3.2 绘制零件工作图2张（齿轮和轴）；3.3 编写设计计算说明书1份，计算数据应正确且与图纸统一。说明书应符合邵阳学院规范格式且用a4纸打印；3.4图纸装订、说明书装订并装袋；四、参考资料和现有基础条件（包括实验室、主要仪器设备等）4.1 机械设计教材 4.2 机械设计课程设计指导书4.3 减速器图册4.4 减速器实物；4.5 机械设计手册 4.6 其他相关书籍五、进度安排序号设计内容天数1设计准备（阅读和研究任务书，阅读、浏览指导书）12传动装置的总体设计23各级传动的主体设计计算24减速器装配图的设计和绘制75零件工作图的绘制16编写设计说明书27总计15六、教研室审批意见教研室主任（签字）： 年 月 日七|、主管教学主任意见 主管主任（签字）： 年 月 日八、备注指导老师（签字）： 学生（签字）：目录一、 设计任务(4)二、 系统总体方案设计(4)三、 电动机选择(4)四、 传动装置运动及动力参数计算(5)五、 链传动的设计与计算(6)六、 传动零件的设计计算(7)七、 轴的设计(15)八、 滚动轴承的选择与校核(24)九、 减速机机体结构尺寸的确定(26)十、 减速机各部位附属零件的设计(27)十一、 润滑方式的确定(28)十二、 设计总结(28)十三、 参考文献(29)机械设计课程设计设计一带式输送机传动装置一、 设计任务1，技术参数：输送带工作拉力：2.4kn输送带速度：1.6m/s卷筒直径：480mm2，工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期10年（每年300个工作日），小批量生产，两班制工作，输送机工作轴转速允许误差5%。二、传动装置总体设计根据要求及已知条件对于传动方案的设计可选择二级展开式圆柱齿轮减速器。它能承受较大的载荷且传动平稳，能实现一定的传动比。 三、电动机选择1、电动机类型的选择： y系列三相异步电动机（工作要求：连续工作机器）2、电动机功率选择：（1）传动装置的总功率：（查指导书表3-1）总=带3齿轮轴承2齿轮联轴器滚筒轴承滚子链 =0.960.9830.9820.990.980.96=0.8082(2) 电机所需的工作功率：pd =fv/（1000总）=24001.6/（10000.8082）=4.75kw3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：nw=601000v/（d）=6010001.6/（480）=63.69r/min按指导书p14表3-2推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动二级减速器传动比范围ia=925。取链条传动比i1=25，则总传动比理时范围为ia=18125。故电动机转速的可选范围为nd=ianw=（18125）63.69=1146.427961.25r/min，符合这一范围的同步转速有1500r/min、3000r/min根据容量和转速，由指导书附表10查出有三种适用的电动机型号，其技术参数及传动比的比较情况见下表：表2.1 传动比方案传动比方案电动机型号额定功率（kw）电动机转速（r/min）同步转速满载转速1y132s-44150014402y132s1-24300029004、确定电动机型号综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及链传动和减速器的传动比，可知方案1比较合适。因此选定电动机型号为y132s-4， （见课设表17-7）技术数据：额定功率（） 5.5 满载转速（） 1440 堵转转矩/额定转矩= 2.2 最大转矩/额定转矩= 2.3 y132s-4电动机的外型尺寸（mm）： （见课设表17-8）a：216 b：178 c：89 d：38 e：80 f：10 g：33 h：132 k：12 ab：280 ac：270 ad：210 hd：315 bb：200 l：475 四、计算总传动比及分配各级的传动比总传动比：i=nm/nw=1440/66.39=22.61 高速级的传动比i1，低速级的传动比i2，取链传动比i3=2.26 取减速箱的传动比为i4 i4=i/i3=22.61/2.26=10.004 根据指导书中（3-7）得 i1=3.61 i2=i4/i1=2.77五、传动参数的计算 1、 各轴的转速n（r/min） 高速轴一的转速 n1=nm=1440， 中间轴二的转速 n2=n1/i1=1440/3.61=398.89低速轴三的转速 n3=n2/i2=398.89/2.77=144.00 滚筒轴四的转速 n4=n3/i3=144.00/2.26=63.72 2、 各轴的输入功率 p(kw)高速轴一的输入功率 p1=pmc=5.50.99=5.445中间轴二的输入功率 p2=p11g=5.229 低速轴三的输入功率 p3=p22g=5.022滚筒轴四的输入功率 p4=p3gd=4.725 pm 为电动机的额定功率；c为联轴器的效率；g为一对轴承的效率；1为高速级齿轮传动的效率；2为低速级齿轮传动的效率；d为链传动的效率。 3、 各轴的输入转矩t（nm） 高速轴一的输入转矩 t1=9550p1/n1=36.111 中间轴二的输入转矩 t2=9550p2/n2=125.19 低速轴三的输入转矩 t3=9550p3/n3=333.06 滚筒轴四的输入转矩 t4=9550p4/n4=708.15六、传动零件的设计计算 1、链条传动的设计计算 取小链轮的齿数z1=19大链轮的齿数 z2=i3z1=2.2619=42.9443120 合适（1）确定功率 由表9-6查的ka=1.1 由图9-13查的kz=1.35，链传动所传递的功率p=p3g=5.0220.98=4.92kw， 设计为单排链，取k p=1,可得： pca=kakzp/kp=1.11.354.92=6.642kw（2）选择链条的型号和节距 根据pca=6.642kw 及n链轮=144.00r/min 查图9-11可得，可选20a-1. 查表9-1可得 链条节距p=31.75mm（3）计算链节数和中心距a0=（3050）p=(3050)25.4=952.51587.5mm取a0=1000mm 相应的链长节数为=2 =94.46由于链节数通常为偶数： 取链长节数lp=94节 查表9-7得f1=0.24883，则链传动的最大中心距为=0.2482531.75294-（43+19）=993 (5) 计算链速u，确定润滑方式u=z1n3p/601000=19144.0031.75/601000=1.448m/s 由u=1.448m/s 和链号20a-1，查9-14得润滑方式为油盘飞溅润滑。（6）计算压轴力 有效圆周力为：fe=1000p/v=10004.92/1.448=3397.8n 链轮水平布置时的压轴力系数kfp=1.15， 则压轴力fp=kfpfe=1.153397.8=3907.5n（7）链轮材料的选择及处理 根据系统的工作情况来看，链轮的工作状况是，采取两班制，工作时由轻微振动。每年三百个工作日，齿数不多，因此我们可以根据表9-5得出小链轮材料选用 15号钢，热处理为渗碳、淬火 、回火，处理后的硬度为5060hrc小链轮材料选用 35号钢，热处理为正火，处理后的硬度为160200hbs2、圆柱直齿轮传动的设计计算（1）高速级的一对齿轮的设计。因传递功率不大，转速不高，材料按表10-1选取，锻造毛坯，大齿轮采用45号钢，调质处理。小齿轮采用40cr，调质处理，均用软齿面。齿精度用7级，轮齿表面粗糙度为ra=1.6，软齿面闭式传动，失效形式为点蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取z=24.压力角为=20o,则大齿轮为z2=i1z1=3.6124=86.641、按齿面接触强度设计由设计计算公式（10-9a）进行试算，即 (1)计算公式中的各计算数值1）试选载荷系数为kt=1.3根据表10-7选得d=1根据表10-6选得ze=189.8mpa1/2根据已知条件可以算出转矩t1=36111 nmm由图10-21d查的小齿轮的接触疲劳强度lim1=600 mpa p 大齿轮接触疲劳强度为lim2=550 mpa由式10-13计算应力循环系数n1=60njlh=60144028300101=4.417109n2=n1/3.61=1.224109由图10-19取接触疲劳寿命系数khn1=0.91 khn2=0.95取失效概率为1%， 安全系数为s=11=0.91600/1=546 mpa2=0.95550/1=522.5 mpa2）计算带入较小值得出d1t 46.29mm3）圆周速度 =3.48m/s4）计算齿宽与齿高比b/h 齿宽 b=46.29mm模数m=d1t/z3=46.29/24=1.93mm齿高h=2.25mt=2.251.93=4.34mm则齿宽与齿高之比为 b/h=46.29/4.34=10.675) 计算载荷系数 根据u=3.48m/s 7级精度由图10-8查的kv=1.12 直齿轮kh=kf=1(p195)由表10-2查的ka=1.00由表10-4查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，k=1.422由图10-13得kf=1.35故载荷系数k=11.1211.422=1.593由（10-10a）得=49.53mm计算模数m=d1/z1=49.53/24= 2.062、按齿根弯曲强度设计(1)计算公式内的各计算数值由图10-20c查的小齿轮弯曲疲劳强度极限fe1=500 mpa 大齿轮fe2=380 mpa由图10-18取弯曲疲劳寿命系数kfn1=0.85kfn2=0.90取弯曲疲劳安全系数s=1.4（1.251.5）f1=0.85500/1.4=303.57 mpaf2=0.90380/1.3=244.29 mpa计算载荷系数k=11.1211.35=1.512由表10-5查的齿形系数得yfa1=2.65 yfa2=2.22齿形校正系数ysa1=1.58 ysa2=1.77=0.01379=0.01708设计计算得出 ：m1.48（2）经圆整m=2.0算出小齿轮齿数z1=25大齿轮z1=90几何尺寸计算分度圆直径 d1=z1m=252=50mmd2=z2m=902=180mm中心距a=（d1+d2）/2=115mm齿轮宽度 b=dd1=150=50mm小齿轮齿宽b1=60mm 大齿轮齿宽b2=55mm（2）低速级齿轮设计 1、按接触疲劳强度设计与第一组齿轮设计类似 取小齿轮z5=24 根据z6=i2z5=262.77=66.48按照以上的步骤可得n3=60njlh=60398.8912830010=1.149109n4=n3/2.77=0.415109由前面可得t2=125190nmm材料和强度都按以前的数据此时取接触疲劳强度 khn1=0.95 khn2=0.981=0.95600=570 mpa2=0.98550=539 mpad1t70.08mm圆周速度=1.462m/sb=70.08mm模数 mt=70.08/24=2.92h=2.25mt=2.252.92=6.57b/h=70.08/6.57=10.67根据u=1.462m/s 8级精度 kv=1.10直齿轮kh=kf=1由表10-2查的ka=1.00由表10-4查的kh=1.422图10-13得kf=1.35k=11.1011.422=1.5642=74.54mmm=74.54/24=3.11mm2、按弯曲疲劳强度计算由图10-18取弯曲疲劳寿命系数kfn1=0.85kfn2=0.90取弯曲疲劳安全系数s=1.4（1.251.5）f1=0.85500/1.4=303.57 mpaf2=0.90380/1.4=244.29 mpa计算载荷系数k=11.1211.35=1.512由表10-5查的齿形系数得yfa1=2.65 yfa2=2.24齿形校正系数ysa1=1.58 ysa2=1.75=0.01379=0.01604设计计算m2.19对比圆整后的m为2.5经圆整m=2.5算出小齿轮齿数z3=30大齿轮z4=83几何尺寸计算分度圆直径 d3=z3m=302.5=75mmd4=z4m=832.5=207.5mm中心距a=（d3+d4）/2=141.25mm齿轮宽度 b=dd3=175=75mm小齿轮齿宽b3=80mm 大齿轮齿宽b4=77mm七、轴的设计计算（1）高速轴的设计计算根据前面已知我们可得到该轴上的功率是p1=5.445kw该轴上的转矩是t1=36111 nmm 高速级的小齿轮的分度圆直径d1=50mm=1444.44ntan=0.3641444.44=525.78n先初步估算轴的最小直径。选取材料为45钢，调质处理。根据表表15-3，取a0=112，于是有=112=17.449mm根据轴上有键槽都在此基础上直径有增量的出最后的为20mm，我们根据电动机的选择y132s-4型号，查设计教程上的表17-9可得电动机的轴径为28mm，在由电动机的计算转矩为20.22 nm,在查17-4可得联轴器选为lt 4型号，其轴径为2028，则轴的最小轴径我们选为25，即与联轴器相连的轴径为d1=25mm（如下图中的d1）l1=62mm。初步拟定轴上零件的装配方案如下： 由联轴器的选择我们可以得到d1=25mm,则d2=28mm,d3上装载轴承，根据轴承的选择为6206深沟球轴承，查的其参数为ddb=306216，可知轴承宽度为16mm 内径为30mm，得出d3=30mm，查指导书中表15-2得d4=36mm，d5=38mm，d7根据轴承知道为30mm，则d6=34mm。 根据联轴器的选定l=62得，我们可定l=60mm，l中有轴承端盖一般选为20mm加上拆卸空间选定为30mm，l=50mm，l=16mm为轴承宽度，l=16+5+12+2=35mm，b=16mm，b=12mm，l=b1-5=55mml=74mm, 齿轮、联轴器、与轴的周向定位都是平键连接，由表6-1查的齿轮与轴的连接平键的尺寸为10845，联轴器上的键尺寸为8752，齿轮与轴的配合采取过度配合，允许有过盈配合的精确定位，所以选h7/n6，联轴器采取过度配合，但不允许过盈，所以选择h7/k6，轴与轴承之间采取过度配合，轴的直径公差采用m6（具有小过盈量，木锤装配）。 求轴上的各个载荷，做出简图可得如下根据轴上的布置，我们画出受力简图如上l1=50mm l2=124mmfh1根据以上的图所示，可以得出力、弯矩、扭矩。载荷水平面h垂直面v 支反力fnh1=1029.37n fnh2=415.07nfnv1=374.70nfnv2=151.09n 弯矩mh=51468.5nmmmv=18735.16nmm 总弯矩 =54772.37nmm 扭矩t=36111 nmm 按弯扭合成强度校核轴的强度 根据上面的弯矩图和扭矩图我们可以知道在装载齿轮的面上强度最大，即这个面是最危险的，根据表中的数据，取=0.6轴的计算应力为12.33mpa有前面所选定的材料45钢，调质处理，由表15-1查得=60mpa。因此，安全。 精确校核轴的疲劳强度 判断危险截面 l和l两段上的任意截面都只受扭矩作用， 每个直径都是由扭转强度算出的最小直径取得，所以无需校核。在此我们把l与l之间的截面定位面，我们只需校核面的左右两侧。截面左侧抗弯截面系数 w=0.1d3=0.1303=2700mm3抗扭截面系数 wt=0.2d3=0.2303=5400mm3则截面的左侧弯矩为m=54772.37=27386.19 nmm截面上的扭矩t=36111 nmm 截面上的弯曲应力为=10.14mpa截面上的扭曲切应力=6.69mpa由材料45钢，调质处理可查表15-1得 根据r/d= 1/30=0.033d/d=1.133 在查附表3-2中得 又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为 故有效应力集中系数为 由附图3-2得尺寸 由附图3-4得表面质量系数表面未经强化处理即则按式（3-12）及（3-12a）的综合系数 又由碳钢特性系数 知道于是，计算安全系数 故知安全。截面右侧抗弯截面系数w按表15-4中的公式计算。w=0.1d3=3930.4wt=0.1d3=7860.8弯矩和扭矩都不变，其弯曲应力和扭转切应力为=6.97mpa =4.59mpa由附表3-8求的 表面质量系数为故得综合系数为所以右侧安全系数为故在右侧的截面强度也是足够的。综上所述，所设计的轴的强度符合强度要求。（2）中间轴的设计计算材料：选用40cr号钢调质处理，查表15-3取=35mpa，a0=112各轴段直径的确定： 由, p=5.229kw,则d26.41mm。段要装配轴承，取d1=30mm，选用6207轴承，l=16+12+2+5=35mm装配高速级大齿轮，确定直径为36mm，长度l2=b2-5=50mm，轴环段的直径为d3=40mm，取l3=7mm，d4=36mm，可以计算出来，低速级的小齿轮不能做为轴齿轮，l4=75mm，d5与d1类似，即d5=30mm，l5=35mm，该轴总长为：l=202mm根据前面已知得出，d2=180mm，第二根中间轴的转矩t2=125190，由受力分析可得f1t=1391n f2t=3338.4n fr1=506.3n fr2=1215.1n 具体的弯矩图扭矩图如下：得出数据如表的载荷水平面h垂直面v 支反力fnh1=2128.54n fnh2=2600.86nfnv1=-26.42 nfnv2=682.38 n 弯矩mh1=101105.65nmmmh2=156051.6 nmmmv1=1254.95nmmmv2=40942.8 nmm 总弯矩 =101113.44nmm=161333.24nmm 扭矩t=125190 nmm=172362.98nmm在这我们得出计算弯矩，根据计算弯矩得出危险截面的直径，因为材料选择40cr调质，查得=685mpa，查课本362页表15-1得许用弯曲应力=70mpa，则：=29.09mm在此我们选的每一个尺寸都是大于29.09mm,则该轴的直径都选择的是安全的。键的设计与校核已知=36mm，t2 =125190nmm参考教材，由式6-1可校核键的强度，由于=3038所以取bh=108查表得=100120取低速级键长为65.取高速级键长为40，=26.75mpa=43.40mpa所以所选键为:bhl=10865 bhl=10840符合强度条件。 (3)低速轴的设计计算 材料：选用40cr钢调质处理，查表15-3取=35mpa，a0=112 第三根轴即低速轴的转矩为t3=333.06nm n3=144.00r/min功率p3=5.022kw 由, p3=5.022kw,则d=36.59mm最小直径为36.59mm，则 根据轴承简图可以确定轴的形状，初步确定各段直径及其长度，接链轮的一段我们可以定为38mm即d1=38mm，l1=42mm，d2=40mm，l2=50mm，d3=45mm即为轴承的内径为45mm，查表指导书15-2得轴承型号可确定为6209其宽度为19mm，则l3=19mm同时也可确定出d4=47mm,l4=57mm,d5=50mm,l5=12mm,d6=48mm,l6=72mm,d7=45mm l7=38mm。取齿轮距箱体内壁距离为：16mm；由于箱体铸造误差，在确定轴承位置时，应距箱体内壁一段距离：8mm。该轴总长为：290mm由d4=207.5mm,t3=333060可得出3210.22 ntan=1168.42n根据简图我们得出受力情况，由材料力学中的知识我们可以算出 水平方向上轴承所引起的支反力=2122.01n3210.22-2122.01=1088.21n垂直方向上的支反力如下：=772.35n=1168.42-772.35=396.06n链轮所产生的轴压力为fp=3907.5n，它所产生的支反力为=2713.54n=3907.5+2713.54=6621.04n水平方向的弯矩为=2122.0160=127320.6nmm垂直方向的弯矩为=772.3581.25=62753.4 nmm=2713.5481.25=220475.12nmmmf为fp在危险截面所产生的弯矩，根据合成考虑最不利的情况，把与直接相加=220475.12+=362.42 nm求危险截面当量弯矩：从图可见，装载齿轮截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数）=413.86 nm计算危险截面处轴的直径因为材料选择40cr调质，查得=685mpa，查课本362页表15-1得许用弯曲应力=70mpa，则： =37.61mm根据最不利的情况来看，还是能满足强度要求即d1其弯矩图与扭矩图如下：fh1键的设计与校核已知=38mm，=333.08nm参考教材，由式6-1可校核键的强度，由于=3844,所以取bh=149查表得=100120取键长为58，=53.17mpa48000故可以选用计算中间轴的轴承：已知n=398.89r/min两轴承径向反力： =506.3n =1215.1n 轴向力均为0 初步计算当量动载荷p，根据p=根据表13-6，=1.01.2，取=1.2。根据表13-5，x=1所以p=1.2506.3=607.56n p=1.2121501=1458.12n计算轴承6206的寿命：=1.38=48000故可以选用。计算低速轴的轴承已知n=144.00r/min两轴承径向反力：=1168.42n 轴向力：为0 初步计算当量动载荷p，根据p=根据表13-6，=1.01.2，取=1.2。x=1所以p=1.21168.42=1402.10n计算轴承6209的寿命：=1.3148000故可以选用。九、减速器箱体结构尺寸如下：名称符号计算公式结果箱座厚度0.025a+3mm7mm10箱盖厚度（0.80.85）6mm8箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度15箱座底凸缘厚度25地脚螺钉直径=0.025a+12m20地脚螺钉数目a250500时，n=64轴承旁联结螺栓直径m16盖与座联结螺栓直径=（0.5 0.6）m10轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）m10视孔盖螺钉直径=（0.30.4）m8定位销直径=（0.70.8）m8，至外箱壁的距离查手册表5-3262216，至凸缘边缘距离查手册表5-32414外箱壁至轴承端面距离=+（58）mm50大齿轮顶圆与内箱壁距离10齿轮端面与内箱壁距离10箱盖，箱座肋厚分别为0.85、0.8579轴承端盖外径见图6-2790（i 轴）90（ii 轴）113（iii轴）轴承旁联结螺栓距离见图7-2105（i 轴）120（ii 轴）140（iii轴）十、减速器各部位附属零件的设计1)窥视孔盖与窥视孔：在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔, 大小只要够手伸进操作可。以便检查齿面接触斑点和齿侧间隙,了解啮合情况.润滑油也由此注入机体内.(2)放油螺塞放油孔的位置设在油池最低处，并安排在不与其它部件靠近的一侧，以便于放油，放油孔用螺塞堵住并加封油圈以加强密封。(3)油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量.因此要安装于便于观察油面及油面稳定之处即低速级传动件附近；用带有螺纹部分的油尺，油尺上的油面刻度线应按传动件浸入深度确定。(4)通气器减速器运转时，由于摩擦发热,机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏,所以在机盖顶部或窥视孔上装通气器，使机体内热空气自由逸处，保证机体内外压力均衡，提高机体有缝隙处的密封性，通气器用带空螺钉制成.(5)启盖螺钉为了便于启盖，在机盖侧边的边缘上装一至二个启盖螺钉。在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖；螺钉上的长度要大于凸缘厚度，钉杆端部要做成圆柱形伙半圆形，以免顶坏螺纹；螺钉直径与凸缘连接螺栓相同。在轴承端盖上也可以安装取盖螺钉,便于拆卸端盖.对于需作轴向调整的套环,装上二个螺钉,便于调整.6）定位销为了保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联接凸缘的长度方向两端各安置一个圆锥定位销。两销相距尽量远些，以提高定位精度。如机体是对称的,销孔位置不应对称布置.(7)环首螺钉、吊环和吊钩为了拆卸及搬运，应在机盖上装有环首螺钉或铸出吊钩、吊环，并在机座上铸出吊钩。(8)调整垫片 用于调整轴承间隙,有的起到调整传动零件轴向位置的作用.(9)密封装置在伸出轴与端盖之间有间隙,必须安装密封件,以防止漏油和污物进入机体内.十一、润滑方式的确定传动零件的润滑采用浸油润滑。 滚动轴承的润滑采用脂润滑 因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用sh0357-92中的50号润滑，装至规定高度。十二.设计总结经过二周的时间的设计完成了本课题带式输送机传动装置，该装置具有以下特点：1）能满足所需的传动比齿轮传动能实现稳定的传动比。2）选用的齿轮满足强度刚度要求由于系统所受的载荷不大，在设计中齿轮采用了腹板式齿轮不仅能够满足强度及刚度要求，而且节省材料，降低了加工的成本。3）轴具有足够的强度及刚度由于二级展开式齿轮减速器的齿轮相对轴承位置不对称，当其产生弯扭变形时，载荷在齿宽分布不均匀，因此，对轴的设计要求最高，设计的轴具有较大的刚度，保证传动的稳定性。4）箱体设计的得体设计减速器的具有较大尺寸的底面积及箱体轮毂，可以增加抗弯扭的惯性，有利于提高箱体的整体刚性。5）由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确，设计也不是十分恰当，但我认为通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。十三、参考文献 李育锡主编 机械设计课程设计 高等教育出版社 濮良贵 纪名刚主编 机械设计第八版 高等教育出版社 孙 桓 陈作模 葛文杰主编 机械原理第七版 高等教育出版社 裘文言 张继祖 瞿元赏主编 机械制图高等教育出版社 徐学林主编 互换性与测量技术基础湖南大学出版社f=2400nv=1.6m/sd=480mm总=0.8082p d=4.66kwnw=63.69r/min电动机的型号为y132s-4ped=5.5kwnm=1440r/min。i=22.61i1=3.61i2=2.77i3=2.26n1 =1440r/min，n2=398.89n3=144.00n4=63.72p1=5.445p2=5.229 p3=5.022p4=4.72