轴求两轴承受到的轴向载荷轴轴求两轴承受到的当量载荷由于为般载荷，所以载荷系数为。轴轴对轴承因为轴轴，故当量载荷轴对轴承二由于，轴轴，所以当量载荷为轴轴承寿命的校核轴承二可用年，合格三输出轴上轴承校核求两轴承受到的径向载荷轴轴求两轴承受到的轴向载荷轴轴求两轴承受到的当量载荷由于为般载荷，所以载荷系数为轴对轴承由于轴轴，所以。故当量载荷为轴轴对轴承二因为轴轴，故当量载荷轴轴承寿命的校核键连接的选择及校核计算键的选择选圆头普通平键，材料为钢。所选的结果见下表代号键宽键高键长直径工作长度工作高度转矩高速轴中间轴输出轴二键的校核由式可得式键键键键键由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为，所以上述键皆安全。连轴器的选择高速轴与电动机之间的联轴器电动机输出轴与减速器高速轴之间联轴器的设计计算相联时电动机输出轴与减速器高速轴相联时，由于转速较高。为减小启动载荷，缓和冲击，应选用具有较小转动惯量和具有弹性的联轴器。但由于联轴器端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径直径为限制，所以选用其主要参数如下材料公称转矩轴孔直径，轴孔长，装配尺寸半联轴器厚表二输出轴与工作机之间的联轴器输出轴与工作机之间联轴器的设计计算由于输出轴的转速较低，传递的转矩较大，又因减速器与工作机不在同机床上，要求有较大的轴线偏移补偿，且本题中载荷平稳，没有冲击。因此常选用承载能力较高的刚性联轴器所以选用弹性柱销联轴器其主要参数如下材料公称转矩轴孔直径轴孔长表减速器附件的选择以下均来自通气器由于在室内使用，选有二次过滤功能的通气器，采用。二油面指示器选用游标尺，第二种型号的。三起吊装置采用箱盖吊耳箱座吊耳。四油塞选用外六角油塞及垫片。五窥视孔及视孔盖,选用六轴承盖凸缘式端盖易于调整，故选用突缘式轴承盖。润滑与密封齿轮润滑采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为大齿轮半径的，取为。还要至少浸到高速级大齿轮的,定位。二滚动轴承润滑由于轴承周向速度速度为左，选用脂润滑。三密封方法的选取当轴不输出时采用闷盖式凸缘式轴承端盖密封当轴要伸出时采用透盖式凸缘式轴承端盖加毡圈密封轴承内部的密封采用封油盘密封设计小结如选用方案二，齿轮布置在远离转矩输入端，可使轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形部分地抵消，以减缓沿齿宽载荷分有均匀的现象。但同时却使整个轴上都要承受扭矩如果用此种方案，可以使轴的扭矩只在轴的部分上，但却加剧了轴的弯曲变形，使沿齿宽载荷分有不均匀的现象更名显，故方案二具有明显的优势，这也是我在做此减速器的设计过程中出现的最大的失误。不过考虑到轴所受应力远远小于轴的需用应力，故轴的变形的及其微小，且工作机的载荷平稳，所以此方案还是可行的，但没有方案二好。由于时间紧迫，没有经验，所以这次的设计存在许多缺点，比如说齿轮的计算不够精确，些小零件选择的有些随意，缺乏必要的计算论证等等缺陷。不过，我相信，通过这次的实践，我能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。参考资料目录王昆，何小柏，汪信远主编。机械设计课程设计。年月第版。北京高等教育出版社，濮良贵，纪名刚主编。机械设计第七版。年月第七版。北京高等教育出版社，周明衡主编。减速器选用手册。年月第版。北京化学工业出版社，刘朝儒，彭福荫，高治编。机械制图第四版。年月第四版。北京高等教育出版社，张琳娜主编。精度设计与质量控制基础。年月第版。北京中国计量出版社，刘洪文主编。材料力学第四版。北京高等教育出版社，计算齿宽及模数。计算纵向重合度计算载荷系数已知载荷平稳，所以取根据,级精度，由图查得动载系数由表查的的计算公式和直齿轮的相同。故由图查得由表查得。故载荷系数按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式得计算模数按齿根弯曲强度设计由式ε确定计算参数计算载荷系数根据纵向重合度，从图查得螺旋角影响系数计算当量齿数。。查取齿型系数由表查得查取应力校正系数由表查得图查得弯曲疲劳寿命系数图查得弯曲疲劳寿命系数计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，由式得计算大小齿轮的并加以比较大齿轮的数值大。设计计算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，取，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得分度圆直径应有的齿数。于是由取，则几何尺寸计算计算中心距大齿轮的圆整后取按圆整后的中心距修正螺旋角由于值改变不大，故参数等不用修正。计算大小齿轮的分度圆直径计算齿轮宽度圆整后取，结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于，而又小于，故以选用腹板式为宜。具体结构见零件图三滚筒速度校核滚筒实际速度速度误差故齿轮设计符合要求轴的设计计算初步确定轴的最小直径实际速度速度误差符合要求选轴的材料为钢，先由式初步确定轴的最小直径其中取拟定高速轴齿轮为左旋，中间轴齿轮为右旋，则输出轴齿轮为左旋。式高速轴中间轴输出轴二轴的设计与校核作用在齿轮上的力作支承点，齿轮也做为点看待，作用点为其中点。各受力点与支撑点水平弯矩竖直弯矩扭矩图如下中间轴选用安全其中精确校核轴的疲劳强度判断危险截面由弯扭图可以看出，齿轮中点处弯距矩最大，但应力集中非常小，故不是危险面，而在齿轮的右侧，虽弯矩不大，但应力较集中，所以判断为危险截面。截面左侧抗弯截面系数抗扭截面系数界面右侧的弯矩为故截面上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力过盈配合处的值，由插入法求得，并取，于是得附表轴采用磨削加工，表面质量系数为附图故得综合系数为式和式碳钢特性系数的确定，取，，取于是，计算安全系数值，得式故可知其安全。截面右侧抗弯截面系数抗扭截面系数界面右侧的弯矩为故截面上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力为由于轴选用钢，调质处理，所以有，，。表截面上由于轴肩而形成的理论集中系数综合系数的计算及由，，经插值后可查得，附表经直线插入轴的材料的敏感系数为，附图故有效应力集中系数为查得尺寸系数为，扭转尺寸系数为，附图附图轴采用磨削加工，表面质量系数为，附图轴表面未经强化处理，即，则综合系数值为式和式碳钢特性系数的确定，取，，取于是，计算安全系数值，得故可知其安全。滚动轴承的计算以下公式引用自表高速轴上轴承校核求两轴承受到的径向载荷轴轴求两轴承受到的轴向载荷轴轴求两轴承受到的当量载荷由于为般载荷，所以载荷系数为。由于轴轴对轴承轴轴，故当量载荷轴对轴承二由于，轴轴，同理则滚动轴承的选择由以上的计算可以看出三根轴的轴向力都非常小，故选用成本最低的深沟球轴承。轴承作用点齿轮中点高速轴的结构设计与校核确定轴上零件的装配方案如下图所示根据轴向定位的