承预计寿命小时计算输入轴承已知Ⅱ两轴承径向反力选两轴承为深沟球轴承型根据课本得轴承内部轴向力则故任意取端为压紧端，现取端为压紧端求系数根据课本得预期寿命足够计算中间轴轴承已知Ⅱ两轴承径向反力选两轴承为深沟球轴承型根据课本得轴承内部轴向力则故任意取端为压紧端，现取端为压紧端求系数根据课本得预期寿命足够计算输出轴承已知Ⅲ试选型深沟球轴承根据课本得,则计算轴向载荷任意用端为压紧端，为压紧端，为放松端两轴承轴向载荷求系数根据课本表得此轴承合格键的设计和计算选择键联接的类型和尺寸般级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键根据查表取键的主要尺寸校和键联接的强度查表得工作长度键与轮毂键槽的接触高度由式得两者都合适取键标记为键键箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用配合机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离为为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为机体结构有良好的工艺性铸件壁厚为，圆角半径为。机体外型简单，拔模方便对附件设计视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用紧固油螺塞放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。油标油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出通气孔由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡盖螺钉启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹位销为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装圆锥定位销，以提高定位精度吊钩在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体减速器机体结构尺寸如下名称符号计算公式结果箱座壁厚箱盖壁厚箱盖凸缘厚度箱座凸缘厚度箱座底凸缘厚度地脚螺钉直径地脚螺钉数目查手册轴承旁联接螺栓直径机盖与机座联接螺栓直径轴承端盖螺钉直径视孔盖螺钉直径定位销直径至外机壁距离查机械课程设计指导书表，至凸缘边缘距离查机械课程设计指导书表外机壁至轴承座端面距离大齿轮顶圆与内机壁距离齿轮端面与内机壁距离机盖，机座肋厚,,轴承端盖外径轴轴轴轴承端盖凸缘厚度润滑密封设计对于二级圆柱齿轮减速器，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，箱体内选用中的号润滑，装至规定高度油的深度为所以其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大，国家规定。并匀均布置，保证部分面处的密封性。联轴器设计类型选择为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器载荷计算公称转矩查课本表,选取所以转矩因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查机械设计手册选取型弹性套柱销联轴器其公称转矩为结果与结论收获与致谢机械设计课程设计是机械课程当中个重要环节通过两周的课程设计使我从各个方面都受到了机械设计的训练，对机械的有关各个零部件有机的结合在起得到了深刻的认识。设计的过程中，培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力，在设计的过程中还培养出了我们的团队精神，大家共同解决了许多个人无法解决的问题，在这些过程中我们深刻地认识到了自己在知识的理解和接受应用方面的不足，在今后的学习过程中我们会更加努力和团结。通过这次设计之后，我想会对以后自己独立设计打下个良好的基础通过这次的实践，自己不仅巩固了所学的知识，而且在设计过程中，学会了如何快速正确地画图查手册等等，为以后的学习工作提供了很好的经验。感谢校方各位指导老师的精心指导。参考文献金清肃，机械设计课程设计第版武汉华中科技大学出版社，濮良贵，纪名刚机械设计第八版北京高等教育出版社，吴宗泽，机械设计使用手册第二版北京化学工业出版社，吴宗泽,罗圣国机械设计课程设计手册第三版北京高等教育出版社,附件班制，年，每年工作天小齿轮应力循环次数大齿轮应力循环次数查课本由表得到弯曲疲劳强度极限小齿轮大齿轮查课本由表得弯曲疲劳寿命系数取弯曲疲劳安全系数大齿轮的数值大选用设计计算计算模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按圆整为标准模数,取但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数于是由取那么几何尺寸计算计算中心距将中心距圆整为按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多,故参数,,等不必修正计算大小齿轮的分度圆直径计算齿轮宽度圆整的二低速级齿轮传动的设计计算材料低速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮取小齿齿数速级大齿轮选用钢调质，齿面硬度为大齿轮圆整取齿轮精度按，选择级，齿根喷丸强化。按齿面接触强度设计确定公式内的各计算数值试选查课本由图选取区域系数应力循环次数由课本图查得接触疲劳寿命系数查课本由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限,大齿轮的接触疲劳强度极限取失效概率为,安全系数,则接触疲劳许用应力查课本由表查材料的弹性影响系数选取齿宽系数计算圆周速度计算齿宽计算齿宽与齿高之比模数齿高计算载荷系数由表得使用系数同高速齿轮的设计,查表选取各数值故载荷系数按实际载荷系数校正所算的分度圆直径计算模数按齿根弯曲强度设计ⅥⅤ轴环宽度,取轴承端盖的总宽度为由减速器及轴承端盖的结构设计而定根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离,故取ⅢⅡ取齿轮距箱体内壁之距离,两圆柱齿轮间的距离考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁段距离,取,已知滚动轴承宽度,至此,已初步确定了轴的各端直径和长度求轴上的载荷求输出轴上的功率，转速，转矩求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为而圆周力，径向力的方向如图示首先根据结构图作出轴的计算简图,确定顶轴承的支点位置时,查机械设计手册表对于型的深沟球轴承,,因此,做为简支梁的轴的支承跨距根据轴的结构图以及弯矩图和扭矩图可以看出截面是轴的危险截面现在计算出处的受载情况如下传动轴总体设计结构图从动轴中间轴主动轴从动轴的载荷分析图按弯曲扭转合成应力校核轴的强度进行校核时,通常只校核轴上承受最大弯矩和扭的截面的强度根据级上表中的数据,以有轴单向旋转,妞转切应力为脉动循环变应力,取,轴的计算应力前已选轴材料为钢，调质处理。查表得此轴合理安全精确校核轴的疲劳强度判断危险截面截面,Ⅱ,Ⅲ,只受扭矩作用。所以ⅡⅢ无需校核从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面Ⅵ和Ⅶ处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面上的应力最大截面Ⅵ的应力集中的影响和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核截面上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故截面也不必做强度校核,截面Ⅳ和Ⅴ显然更加不必要做强度校核由第章的附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而,该轴只需校核截面Ⅶ左右两侧需验证即可截面Ⅶ右侧。抗弯系数抗扭系数截面Ⅶ的右侧的弯矩为截面Ⅳ上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上的扭转应力轴的材料为钢。调质处理。由课本表查得因经插入后得轴性系数为所以综合系数为碳钢的特性系数取取安全系数所以它是安全的截面Ⅳ左侧抗弯系数抗扭系数截面Ⅳ左侧的弯矩为截面Ⅳ上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上的扭转应力