目 录 封面……………………………………………………………………………………………01 目录……………………………………………………………………………………………02 一 初步设计…………………………………………………………………………………03 1． 设计任务书……………………………………………………………………………03 2． 原始数据………………………………………………………………………………03 3． 传动系统方案的拟定…………………………………………………………………04 二 电动机的选择……………………………………………………………………………04 1． 电动机的容量选择……………………………………………………………………04 2． 确定电动机转速………………………………………………………………………05 3． 电动机型号的选定……………………………………………………………………05 三 计算传动装置的运动和动力参数……………………………………………………..06 1． 计算总传动比…………………………………………………………………………06 2． 合理分配各级传动比…………………………………………………………………06 3． 各轴转速、输入功率、输入转矩的计算……………………………………………06 四 传动件设计计算………………………………………………………………………....08 1． 高速级斜齿轮的设计计算…………………………………………………………....08 2． 低速级斜齿轮的设计计算...........................................................................................12 五 轴的设计…………………………………………………………………………………16 1． 低速轴Ⅲ的设计………………………………………………………………………16 2． 中间轴Ⅱ的设计………………………………………………………………………24 3． 高速轴Ⅰ的设计………………………………………………………………………28 六 滚动轴承的设计计算……………………………………………………………………31 1． 低速轴Ⅲ上轴承的计算………………………………………………………………31 2． 中间轴Ⅱ上轴承的计算………………………………………………………………32 3． 高速轴Ⅰ上轴承的计算………………………………………………………………33 七 连接的选择和计算………………………………………………………………………34 1． 低速轴Ⅲ上键和联轴器的设计计算…………………………………………………34 2． 中间轴Ⅱ上键的设计计算……………………………………………………………36 3． 高速轴Ⅰ上键和联轴器的设计计算…………………………………………………37 八 减速器润滑方式、润滑剂及密封方式的选择…………………………………………38 1． 齿轮的润滑方式及润滑剂的选择……………………………………………………38 2． 滚动轴承的润滑方式及润滑剂的选择………………………………………………39 3． 密封方式的选择………………………………………………………………………39 九 减速器箱体及附件的设计…….………………………………………………………...40 1． 箱体设计……………………………………………………………………………….40 2． 减速器附件设计……………………………………………………………………….41 十 设计体会与小结………………………………………………………………………….42 十一 参考文献………………………………………………………………………………….42 一 . 初步设计 1.设计任务书 （1）：工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，空载启动，室内工作，有灰尘，环境最高温度35℃； （2）：使用折旧期：8年； （3）：检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修； （4）：动力来源：电力，三相交流电，电压380/220V； （5）：运输带速度容许误差：±5%； （6）：制造条件及生产批量：小批量生产。 （7）：工作机效率：ηw=0.96 。 2.原始数据 参数 运输带工作拉力F/KN 运输带工作速度v/(m/s) 卷筒直径D/mm 4.2 1.5 400 题号 13 注：运输带与卷筒之间卷筒轴承的摩擦影响已经在F中考虑。 3.传动系统方案的拟定 （二级展开式圆柱齿轮减速器带式运输机的传动示意图） 二. 电动机的选择 按照设计要求以及工作条件选用三相鼠笼异步电动机，Y系列，额定电压380V. (1)：电动机的容量选择 根据已知条件由计算得知工作机所需有效功率Pw Pw=1000η=wFv2300N×1.15m/s1000×0.96=2.755kw 设： η1——联轴器效率，η1=0.99 η2——对滚动轴承的效率，η2=0.98. η3——闭式圆柱齿轮传动效率，η3=0.96 ηw___工作机效率，ηw=0.96 从而得到传动系统的总效率 22ηa=η1·η42·η3=0.99·0.98·0.96=0.8332 242工作机所需功率为： Pd=Pwηa0.8832=2.755=3.3kw (2)电动机转速的选择 根据已知条件由计算得知输送机滚筒转速： 60×1000vnw==82r/min. πd按表9.1推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器传动比i∑=8～40,所以电动机的可选范围为： ˊnd=iˊ∑nw=(8～40)×82=(656～3280)r/min 综合考虑电动机和传动装置的尺寸，质量及价格因素，为使传动装置紧凑，，决定采用同步转速为1000r/min的电动机。 根据电动机类型、容量和转速，由电机产品目录或有关手册选定电动机型号为Y132M1-6。其主要性能如表2.2所示。 表2.2 Y160M-6型电动机的主要性能 电动机型号 Y132M1-6 额定功率 满载转速-1/kw /(r·min) 4 960 起动转矩 2.0 最大转矩 2.0 由表3.3查得电机中心高H=160㎜。轴伸出部分用于装联轴器段直径与长度分别为：D=42㎜,E=110㎜. 3、传动比的分配 带式传动机的总传动比为： nm960i===11.71 nw82分配传动比 i∑=iⅠ×iⅡ 考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，取iⅠ=√1.4i∑=√1.4×11.71=4.0. iⅡ=i∑11.71iⅠ=4.0=2.93 4、传动系统的运动和动力参数计算 （1）各轴的转速 Ⅰ轴 nⅠ=nm=960r/min. Ⅱ轴 nⅡ=nⅠ960iⅠ4.0==240r/min Ⅲ轴 nⅢ=nⅡ240iⅡ2.93==81.9r/min 卷筒轴 n卷= nⅢ=81.9r/min （2）各轴输入功率 Ⅰ轴 PⅠ=Pdη1=3.3×0.99=3.267kw. Ⅱ轴 PⅡ= PⅠ·η2·η3=3.267×0.98×0.96=3.07kw Ⅲ轴 PⅢ= PⅡ· η2·η3=3.07×0.98×0.96=2.89kw 卷筒轴P卷= PⅢ·η2·η1=2.89×0.98×0.99=2.8kw （3）各轴的输入转矩 电动机的输出转矩Td为 Td=9.55×106pd nm=9.55×10×63.3960=3.28×1044N·㎜ 故Ⅰ轴 TⅠ=Tdη1=32828.1×0.99=3.25×10N·㎜ 5故Ⅱ轴TⅡ=TⅠ·η2·η3·iⅠ=32499.8×0.98×0.96×4.0=1.26×10N·㎜ Ⅲ轴 TⅢ=TⅡ·η2·η3·iⅡ=126125.4×0.98×0.96×2.93=3.48×105N·㎜ 卷筒轴 T卷=TⅢ·η2·η1=347670.2×0.98×0.99=3.37×10 将上述计算结果汇总于表2.4，以备查用。 轴名 电机轴 Ⅰ II 功率P/ kw 3.3kw 3.267kw 3.071kw 转矩T/(N·㎜) 转速n/ -1(r·min) 3.28×103.25×104 5传动比i 1 效率η 0.99 960 960 4 4.0 5 0.94 1.26×10240 2.93 0.94 III 2.89kw 3.48×105 81.9 1 0.97 卷筒轴 2.8kw 3.37×105 81.9 三、传动系统的总体设计 1.高速级斜齿轮传动的设计计算 1.选精度等级、材料及齿数 1）材料选择及热处理 小齿轮1选用45号钢，热处理为调质HBS1=280. 大齿轮2选用45号钢，热处理为调质HBS2=240. 两者皆为软齿面。 2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。 3）选小齿轮齿数z1=22,大齿轮齿数z2=88 4）选取螺旋角β=160。 2.按齿面接触疲劳强度设计 2KtTu±1ZHZE d1t≥√ϕϵ1u([σ) ]dαH32 (1)确定公式内各计算数值 1）试选Kt=1.6 2)由文献【1】图10-30选取区域系数ZH=2.433. 3)由文献【1】图10-26查得εα1=0.75，εα2=0.85，εα=εα1＋εα2=1.6. 4）小齿轮传递的转矩T1 =3.25×104N·㎜。 5）按 文献【1】表10-7选取齿宽系数ϕd=1 6)由文献【1】表10-6查得材料的弹性影响系数 ZE=189.8MPa 7) 由文献【1】图10-21按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa；大齿轮接触疲劳强度极限σHlim2=550MPa 8)由文献【1】式10-13计算应力循环次数 N1=60n1jLh=60×960×1×(2×8×300×8)=2.212×109 N2=60n2jLh=60×960×1×(2×8×300×8)/4=5.53×108 9)按文献【1】图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90, KHN2=1.05. 10)计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1，由文献【1】式（10-12）得 [σH]1=[σH]2=[σH]=KHN1σlim1SKHN2σlim2S12=0.90×600MPa=540MPa =1.01×550MPa=577.5MPa ==558.75MPa [σH]1＋[σH]2540+577.522（2）计算 2×1.6×3.25×1052.433×189.81）计算小齿轮分度圆直径d1t=√××()=38.1㎜ 1×1.64558.753422）计算圆周速度 V=πd1tn160×1000=π×38.1×96060×1000=1.92m/s. 3)计算齿宽b及模数mnt。 b=ϕdd1t=1×38.1=38.1㎜ mnt=d1tcosβ38.1×cos160Z1=22=1.66㎜ h=2.25 mnt=2.25×1.66=3.74㎜ b/h==10.2 4）计算纵向重合度εβ。 εβ=0.318ϕdZ1tanβ=0.318×1×22× tan160=2 5）计算载荷系数K 已知使用系数KA=1,根据v=1.92m/s,7级精度，由文献【1】图10-8查得动载系数KV=1.08,由文献【1】表10-4查得KHβ=1.308,由文献【1】图10-13查得KFβ=1.26.由文献【1】表10-3查得KHα=KFα=1.2。故载荷系数 K=KAKVKHαKHβ=1×1.08×1.2×1.308=1.7 6）按实际的载荷校正所算得的分度圆直径，由文献【1】式（10-10a）得 d1=d1t√=38.1×√=38.88㎜ Kt1.63K31.77)计算模数mn mn=d1cosβ38.88×cos160z1=22=1.7㎜ 3.按齿根弯曲强度设计 由文献【1】式10-17 mn≥√32KT1YβCOS2βYFaYSa·[] σFϕdZ21εα（1）确定计算参数 1）计算载荷系数。 K=KAKVKFαKFβ=1×1.08×1.2×1.26=1.633 2)根据纵向重合度εβ=2，从文献【1】图10-28查得螺旋角影响系数Yβ=0.86. 3）计算当量齿数。 1ZV1=COS3β=COS316=24.77 Z22ZV2=Z2COS3β=88COS316=99 4)查取齿形系数 由文献【1】表10-5查得YFa1=2.623；YFa2=2.198 5）查取应力校正系数。 有 由文献【1】表10-5查得YSa1=1.588；YSa2=1.789 6)由文献【1】图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=500MPa,大齿轮弯曲疲劳强度极限σFE2=380MPa。 7）由文献【1】图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.88,KFN2=0.90。 8）计算弯曲疲劳许用应力 1取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由文献【1】式（10-12）得： [σF]1=[σF]2=KFN1σFE1SKFN2σFE2S==0.88×5001.4=314.29MPa =244.29MPa 0.90×3801.49)计算大小齿轮的YFaYSa并加以比较× [σF]YFaYSa2.63×1.588=314.29=0.01325 [σF]1YFaYSa2.198×1.789==0.01609 [σF]1244.29大齿轮的数值大。 （2）设计计算 mn≥√32×1.633×3.25×104×0.86×COS21601×222×1.6×0.01609=1.27㎜ 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=1.5㎜，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的分度圆直径d1=38.88㎜l来计算应有齿数。于是由 Z1=d1cosβ38.88×COS160mn=1.5=24.9 取Z1=25,则Z2=uZ1=4×25=100。 4.几何尺寸计算 （1）计算中心距 a=(Z1+Z2)mn2COSβ=(25+100)×22COS160=130.1㎜ 将中心圆整为141㎜。 （2）按圆整后的中心距修正螺旋角 β=cos−1（Z1+Z2)mn2a=cos−1(25+100)×22×130=15.90 因β值改变不多，故参数εα、Kβ、ZH等不必修正。 （3）计算大小齿轮的分度圆直径 1nd1=COSβ=COS15.90=52 Zm25×2d2=Z2mnCOSβCOS15.90=100×2=207.96㎜ (4)计算齿轮宽度 b=ϕbd1=1×52=52㎜ 圆整后B2=50㎜,B1=55㎜ 5．主要设计计算结果。 中心距： a=130㎜； 法面模数： mn=1.5mm； 螺旋角： β=15.90(小齿轮旋向为左旋，大齿轮旋向为右旋) 齿数; Z1=25,Z2=100 分度圆直径：d1=52㎜,d2=207.96mm 齿顶圆直径：da1=57.52mm,da2=232.48mm 齿根圆直径：df1=48.52mm,df2=223.48mm 全齿高：h1=4.5mm,h2=4.5mm 材料选择及热处理 小齿轮1选用45号钢，热处理为调质HBS1=280. 大齿轮2选用45号钢，热处理为调质HBS2=240. 2:低速斜齿轮传动的设计计算 1）材料选择及热处理 小齿轮1选用45号钢，热处理为调质HBS1=280. 大齿轮2选用45号钢，热处理为调质HBS2=240. 两者皆为软齿面。 2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。 3）选小齿轮齿数z1=30,大齿轮齿数z2=87.9 4）选取螺旋角β=160。 2.按齿面接触疲劳强度设计 d1t≥√ϕ32KtT1u±1ZHZE2([σ]) dϵαuH (1)确定公式内各计算数值 1）试选Kt=1.6 2)由文献【1】图10-30选取区域系数ZH=2.433. 3)由文献【1】图10-26查得εα1=0.76，εα2=0.85，εα=εα1＋εα2=1.61. 4）小齿轮传递的转矩T1 =1.26×105N·㎜。 5）按 文献【1】表10-7选取齿宽系数ϕd=1 6)由文献【1】表10-6查得材料的弹性影响系数 ZE=189.8MPa2 7) 由文献【1】图10-21按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa；大齿轮接触疲劳强度极限σHlim2=550MPa 8)由文献【1】式10-13计算应力循环次数 N1=60n1jLh=5.53×108 N2=60n2jLh= 1.89×108 9)按文献【1】图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=1.05, KHN2=1.08. 10)计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1，由文献【1】式（10-12）得 [σH]1=[σH]2=[σH]=KHN1σlim1SKHN2σlim2S1=1.05×600MPa=630MPa =1.08×550MPa=594MPa =612MPa [σH]1＋[σH]22（2）计算 2×1.6×1.26×103.932.433×189.81）计算小齿轮分度圆直径d1t=√××()=57.61㎜ 1×1.612.936123522）计算圆周速度 1t1V=60×1000=πdnπ×57.61×24060×1000=0.72m/s. 3)计算齿宽b及模数mnt。 b=ϕdd1t=1×57.61=57.61㎜ mnt=d1tcosβ57.61×cos160Z1=30=1.84㎜ h=2.25 mnt=2.25×1.84=4.15㎜ b/h=57.614.15=13.88 4）计算纵向重合度εβ。 εβ=0.318ϕdZ1tanβ=0.318×1×30× tan160=2.74 5）计算载荷系数K 已知使用系数KA=1,根据v=0.72m/s,7级精度，由文献【1】图10-8查得动载系数KV=1.05,由文献【1】表10-4查得KHβ=1.31,由文献【1】图10-13查得KFβ=1.283.由文献【1】表10-3查得KHα=KFα=1.2。故载荷系数 K=KAKVKHαKHβ=1×1.05×1.2×1.31=1.65 6）按实际的载荷校正所算得的分度圆直径，由文献【1】式（10-10a）得 d1=d1t√=57.61×√Kt3K31.651.6=58.2㎜ 7)计算模数mn mn=d1cosβ58.2×cos160z1=30=1.86㎜ 3.按齿根弯曲强度设计 由文献【1】式10-17 2KT1YβCOS2βYFaYSamn≥√·[σ] ϕdZ2F1εα3（1）确定计算参数 1）计算载荷系数。 K=KAKVKFαKFβ=1×1.05×1.2×1.283=1.617 2)根据纵向重合度εβ=2.74，从文献【1】图10-28查得螺旋角影响系数Yβ=0.86. 3）计算当量齿数。 ZV1=ZV2=Z1COS3βZ2==30COS31690=33.78 =99 COS3βCOS3164)查取齿形系数 由文献【1】表10-5查得YFa1=2.52；YFa2=2.198 5）查取应力校正系数。 由文献【1】表10-5查得YSa1=1.625；YSa2=1.789 6)由文献【1】图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=500MPa,大齿轮弯曲疲劳强度极限σFE2=380MPa。 7）由文献【1】图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.9,KFN2=0.88。 8）计算弯曲疲劳许用应力 1取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由文献【1】式（10-12）得： [σF]1=[σF]2=KFN1σFE1SKFN2σFE2S==0.9×5001.4=321.43MPa =238.86MPa 0.88×3801.49)计算大小齿轮的YFaYSa并加以比较× [σF]YFaYSa2.52×1.625==0.01274 [σF]1321.43YFaYSa2.198×1.789==0.01646 [σF]1238.86大齿轮的数值大。 （2）设计计算 2×1.617×1.26×10mn≥√235×0.86×COS21601×30×1.61×0.01646=1.54㎜ 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=2.00㎜，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的分度圆直径d1=90.83㎜l来计算应有齿数。于是由 Z1=d1cosβ58.2×COS160mn=2=27.9 取Z1=28,则Z2=uZ1=2.93×28=82。 .4.几何尺寸计算 （1）计算中心距 a=(Z1+Z2)mn2COSβ=(28+82)×22COS160=114.46㎜ 将中心圆整为114㎜。 （2）按圆整后的中心距修正螺旋角 β=cos−1（Z1+Z2)mn2a=cos−1(28+82)×22×114=15.220 因β值改变不多，故参数εα、Kβ、ZH等不必修正。 （3）计算大小齿轮的分度圆直径 d1=d2=Z1mnCOSβCOS15.220==28×2=58mm =170㎜ Z2mn82×2COSβCOS15.220(4)计算齿轮宽度 b=ϕbd1=1×58=58㎜ 圆整后B2=60㎜,B1=65㎜ 5．主要设计计算结果。 中心距： a=114.46㎜； 法面模数： mn=2mm； 螺旋角： β=15.220(小齿轮旋向为左旋，大齿轮旋向为右旋) 齿数; Z1=28,Z2=82 分度圆直径：d1=58㎜,d2=170mm 齿顶圆直径：da1=98.73mm,da2=287.27mm 齿根圆直径：df1=85.23mm,df2=273.77mm 全齿高：h1=6.75mm,h2=6.75mm 材料选择及热处理 小齿轮1选用45号钢，热处理为调质HBS1=280. 大齿轮2选用45号钢，热处理为调质HBS2=240. 五． 轴的设计 （在本次设计中由于要减轻设计负担，在计算上只对低速轴进行精确校核） 低速轴Ⅲ的设计 1. 总结以上的数据。 功率 转矩 转速 齿轮分度圆直径 2.89Kw 348 N·m 81.9r/min 170mm 20° 压力角 2. 求作用在齿轮上的力 Ft=4094.12(N) Fr=Fttanαcosβ=4094.12×tan20°cos15.22°=1490.13(N) Fa=Fttanβ=4094.12×tan15.22°=1113.88(N) 3. 初步确定轴的直径 先按式[1]15-2初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45号钢。根据表[1]15-3选取A0=112。于是有: dmin=A0√3P3n3=112√32.8981.9=36.74(mm) 此轴的最小直径分明是安装联轴器处轴的最小直径d1-2为了使所选的轴的直径d1-2与联轴器的孔径相适应，固需同时选取联轴器的型号。 4. 联轴器的型号的选取 查表[1]14-1,取Ka=1.3则；Tca=Ka∙T3=1.3×3.48×105=452.4(N∙m)按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准GB/T5843-2003（见表[2]8-2），选用LX2 型凸缘联轴器，其公称转矩60为5 (N·m)。半联轴器的孔径d1=38(mm) ，固取d1-2=38(mm)。 5. 轴的结构设计 (1): 拟定轴上零件的装配方案 (2): 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ①: 轴向定位要求1-2轴段左端要求制出一轴肩，取L1−2=60(mm) ， 且d1−2=38(mm) ，2-3段的直径d2−3=47(mm) ，L2−3=50（mm) ，因为3-4段轴要做一个轴肩， 所以取: d3−4=45(mm) ，L3−4=19(mm) ；3-4段安装轴承，左端用轴端挡圈定位，右端用轴肩定位，按轴端直径取挡圈直径D=64。 ②: 考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少，在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量（8`-16`）大量生产价格最低，固选用深沟球轴，又根据d2−3=43(mm)，选 6209。查手册可知d3−4=45（mm），B=19(mm)，所以L3−4=19（mm)。因为8-9段轴也要安装一个相同轴承，故d8−9=45（mm），L8−9=19(mm) 。与8-9段轴相配合的轴承其右端需要轴肩来轴向定位，所以7-8段轴的直径比8-9段轴要稍微大一些，这里我们取d7−8=48（mm) ，L7−8=36(mm)。 ③: 4-5段轴没有什么与之相配合的零件，但是其右端要有一个轴肩以使轴承能左端轴向定位， d4−5=48（mm）；又因为根据减减速器的整体方案，此段轴设计时长度应该长一些，故取L4−5=100（mm）。 ④: 取安装大齿轮处的轴段6-7段轴的直径d6−7=51（mm），齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位，已知齿轮的轮毂的宽度为60（mm），为了使套筒能可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，固取L6−7=58(mm) ；齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度取（轴直径的0.07~0.1倍），这里取轴肩高度h=2.5(mm)，所以d5−6=56（mm）；轴的宽度去b>=1.4h,取轴的宽度为L5−6=8(mm) 。 ⑤：轴承端盖的总宽度为25mm（有减速器和轴承端盖的机构设计而定） 根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的,距离为25mm。至此已初步确定轴得长度。 （3）：轴上零件得周向定位 齿轮，半联轴器与轴的周向定位都采用平键联接。按d6−7=51mm ，由手册查得平键的截面 b*h=16*10 (mm)见[2]表4-1，L=56（mm）。同理按 d1−2=38（mm）， b*h=10*8 ，L=56（mm）。同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选H7/n6。半联轴器与轴得配合选H7/k6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。 （4）：确定轴的的倒角和圆角 参考[1]表15-2，取轴端倒角为1.2*45°，各轴肩处的圆角半径见上图。 （5）：求轴上的载荷（见下图） 首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴的支点位置时，应从手册中查出a值参照[1]图15-23。对于60212深沟球轴承，由于它的对中性好所以它的支点在轴承的正中位置。因此作为简支梁的轴的支撑跨距为271（mm）。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。因为已经计算出： Ft=4094.12(N) Fr=1490.13(N) Fa=1113.88(N) 所以： FNH1= 故： FNV1=FrL3+FaD2L3L3+L2Ft=1380.14(N) FNH2=L2L2+L3∙Ft=2713.98(N) L3+L2=930.74(N) FNV2=Fr−FNV1=559.39(N) MH=FNH1×L2=202190.51(N.mm) MV1=FNV1∙L2=136353.41(N.mm) MV2=FNV2∙L3=41674.56(N.mm) M1=√MH2+MV12=243871.39(N.mm) M2=√MH2+MV22=206440.73(N.mm) （6）：按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭矩的截面（即危险截面C的强度）根据[1]式15-5及表[1]15-4中的取值，且≈0.6（式中的弯曲应力为脉动循环变应力。当扭转切应力为静应力时取≈0.3；当扭转切应力为脉动循环变应力时取≈0.6） ① ：计算轴的应力 σca= √M12+(σT3)2W =√24387.392+(0.6×3.48×105)20.1×583=10.7(Mpa) 前已选定轴的材料为45号钢，由轴常用材料性能表查得[σ-1]=60MPa因此σca<[σ-1]，故安全。 中间轴Ⅱ的设计 1. 总结以上的数据。 功率 3.071 Kw 转矩 126N·m 转速 240r/min 齿轮分度圆直径 压力角 207.96mm 20° 2. 求作用在齿轮上的力 Ft= Fr=2T2d2=1211.77(N) =457.1(N) Fttanαcosβ Fa=Fttanβ=329.68(N) 3. 初步确定轴的直径 先按式[1]15-2初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45号钢。 根据表[1]15-3选取A0=112。于是有: dmin=A0√n2=112√240=26.2(mm) 23P33.0714. 选轴承 初步选择滚动轴承。选30206圆锥滚子轴承；通过查手册可知30206圆锥滚子轴承d=30(mm) ，B=16（mm） ，所以L1−2=16(mm) ，d1−2=30(mm) 。 5. 轴的结构设计 （1）：拟定轴上零件的装配方案 （2）：根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 由低速轴的设计知 ，轴的总长度为： ① ： L=L3−4+L4−5+L5−6+L6−7+L7−8+L8−9=19+100+8+58+36+19=240(mm) （此为低速轴Ⅲ在箱体中的轴长） 1-2段轴我们取为L1−2=40（mm) ， d1−2=30(mm) 。与1-2段轴相配合的深沟球轴承，右端用轴端挡圈进行轴向定位，左端采用套筒进行轴向定位，D=54（mm）。 ②：2-3段轴要与齿轮配合，故要有一个轴肩，这里我们取h=2.5(mm) ，所以d2−3=35(mm) ； 又由于大齿轮齿宽B=65(mm) ，根据与齿轮相配合部分的轴段长度一般应比轮毂长度短2~3（mm) ，所以取L2−3=61(mm) ； ③：为了实现齿轮的左端的轴向定位，应将4-3段轴的直径比2-3段稍微大一些，这里取其直径为d3−4=39(mm) ；由于3-4段轴主要是起轴肩的作用，故其长度要短些，这里取 L3−4=8(mm) 。 ④：4-5段轴没有与之相配合的零件，且根据设计方案，我们取其长度为L4−5=30(mm) ， 它的直径要比3-4段轴要稍微小一些，这里我们取d4−5=37(mm) 。 ⑤：5-6段轴和3-4段轴一样，他们主要是提供一个轴肩；为是使整个轴的设计更为合理，所以其直径和长度，我们取为与3-4段轴一样，d5−6=39(mm) ，L5−6=8(mm) 。 ⑥：6-7段轴要与小齿轮相配合，且为能利用5-6段轴的轴肩，所以此段轴的直径要比5-6段轴要小一些，这里我们取d6−7=35(mm) ；由于小齿轮的齿宽为B=50（mm），根据与齿轮相配合部分的轴段长度一般应比轮毂长度短2~3（mm) ，所以取L6−7=46（mm) ⑦：7-8段轴与之相配合零件时套筒，套筒主要实现小齿轮和深沟球轴承的轴向定位。这里我们取d7−8=33(mm) ，L7−8=31(mm) 。 ⑧：8-9段轴与之相配合的零件是轴承，所以其直径和长度与轴最右端的轴承一样，故d8−9=30(mm) ，L8−9=16(mm） 。 （3）：轴上零件得周向定位 齿轮，轴的周向定位都采用平键联接。按d6−7=35(mm) ，由手册查得平键的截面 b*h=10*8(mm)见[2]表4-1,L=45（mm）；按d2−3=35(mm) ，由手册查得平键的截面 b*h=10*8(mm)见[2]表4-1,L=56（mm）。 同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选H7/n6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。 （4）：确定轴的的倒角和圆角 参考[1]表15-2，取轴端倒角为1.0*45°，各轴肩处的圆角为1.6。 （5）：求轴上的载荷 首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴的支点位置时，应从手册中查出a值参照[1]图15-23。对于30206圆锥滚子轴承。因此作为简支梁的轴的支撑跨距为211（mm）。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。因为已经计算出： Ft= Ft3=所以： FNH1+FNH2=Ft3+Ft2=5556.53 FNH2（L1+L2+L3）=Ft2（L1+L2）+Ft3L1 FNH2=2016.59 FNH1=3539.94 d32T2d2=1211.77(N) Fr=Fttanαcosβ=457.1(N） Fa=Fttanβ=329.68(N) 2T2=4344.82（N） F=Fttanαcosβ=1638.68(N） Fa3=Fttanβ=1181.93（N） MH1=3539.94*62,5=221246.25(N.mm) MH2=2016.59*70=141161.3(N.mm) 故： FNV1+FNV2+Fr4=Fr3=1638.68 FNV1L1+0.5Fa4D2=0.5Fa3D1+Fr4L2+ FNV2(L1+L2) FNV1=132.58 FNV2=1049 MV1=FNV1∙L2=8286.25(N.mm) MV2=FNV2∙L3=140932.82(N.mm) M1=√MH2+MV12=221401(N.mm) M2=√MH2+MV22=199470.7(N.mm) （6）：按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭矩的截面（即危险截面C的强度）根据[1]式15-5及表[1]15-4中的取值，且≈0.6（式中的弯曲应力为脉动循环变应力。当扭转切应力为静应力时取≈0.3；当扭转切应力为脉动循环变应力时取≈0.6） ① ：计算轴的应力 σca=√M12+(σT2)2W=√2214012+(0.6×1.26×105)20.1×353=54.6(Mpa) 前已选定轴的材料为45号钢，由轴常用材料性能表查得[σ-1]=60MPa因此σca<[σ-1]，故安全。 高速轴Ⅰ的设计 1. 总结以上的数据。 功率 3.267Kw 转矩 3.25N·m 转速 960r/min 齿轮分度圆直径 52mm 压力角 20° 2. 求作用在齿轮上的力 Ft= Fr=2T1d1=2×0.325×10552=1250(N) =473.1(N) Fttanαcosβ=1250×tan20°cos15.22° Fa=tan15.22*Ft=356.1(N) 3. 初步确定轴的直径 先按式[1]15-2初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45Cr号钢。 根据表[1]15-3选取A0=112。于是有: dmin=A0√n1=112√960=16.85(mm) 13P33.267此轴的最小直径分明是安装联轴器处轴的最小直径d1-2为了使所选的轴的直径d1-2与联轴器的孔径相适应，固需同时选取联轴器的型号。 4 . 联轴器的型号的选取 查表[1]14-1,取Ka=1.3则；Tca=Ka∙T1=1.3×32500=42.25(N∙m) 按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准GB/T5014-2003（见表[2]8-2），选用LX1 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为250(N·m)。半联轴器的孔径d1=20(mm) ，固取d1-2=20(mm)。 5. 轴的结构设计 （1）：拟定轴上零件的装配方案 （2）：根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 由低速轴的设计知 ，轴的总长度为： ①：L=240(mm) （此为低速轴Ⅲ在箱体中的轴长） 1-2段轴由于与联轴器相连，且已经选定联轴器，其公称转矩为250(N·m)。半联轴器的孔径d1=20(mm) ，固取d1-2=20(mm)。1-2段轴的长度我们取为L1−2=38(mm) ②： 2-3段轴相对于1-2段轴要做一个轴肩，这里我们取d2−3=23(mm) ，L2−3=50（mm) ，同时取D=32（mm）。 ③： 3-4段轴要与滚动轴承相配合，考虑轴既要承受轴向力，又要承受径向力，故选30205圆锥滚子轴承；通过查手册可知30205圆锥滚子轴承d=25(mm) ，B=15（mm） ，所以L3−4=15(mm) ，d3−4=25(mm) 。30205圆锥滚子轴承的左端用轴承端盖进行轴向定位，右端用轴肩进行轴向定位。 ④：4-5段轴没有什么零件与之相配合，且根据整体设计方案，此段轴的轴长要长一些，且还要对30205圆锥滚子轴承的右端进行轴向定位，所以直径取为d4−5=29(mm) ，L4−5=121（mm) 。 ⑤: 5-6段轴主要是对与6-7段轴相配合的小齿轮的左端进行轴向定位，所以我们取其直径为 d5−6=33(mm) ，L5−6=8(mm) 。 ⑥: 6-7段轴要与高速小齿轮相配合，由前面设计可知高速小齿轮的齿宽为B=55（mm），，根据与齿轮相配合部分的轴段长度一般应比轮毂长度短2~3（mm) ，所以取6-7段轴的直径为L6−7=51（mm) ；又因为为了实现小齿轮能在其左端有一个轴肩能对其进行轴向定位，所以此段轴的直径设计为d6−7=31(mm) 。 ⑦: 7-8段与套筒相配合这里我们取d7−8=29(mm) ，L7−8=30（mm) 。 ⑧: 8-9段轴主要是来与30205圆锥滚子轴承相配合，由于查手册可知与30205圆锥滚子轴承相配的轴的直径d=25(mm) ，B=15(mm) ；所以d8−9=25(mm) ，L8−9=15(mm） 。轴承的右端用轴端挡圈进行轴向定位，左端用套筒进行轴向定位。 （3）：轴上零件得周向定位 齿轮，轴的周向定位都采用平键联接。按d6−7=27(mm) ，由手册查得平键的截面 b*h=8*7(mm)见[2]表4-1,L=50（mm）；按d1−2=22(mm) ，由手册查得平键的截面 b*h=6*6(mm)见[2]表4-1,L=35（mm）。 同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选H7/n6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。 （4）：确定轴的的倒角和圆角 参考[1]表15-2，取轴端倒角为1.0*45°，各轴肩处的圆角半径为1.6。 （5）：求轴上的载荷 首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴的支点位置时，应从手册中查出a值参照[1]图15-23。对于30205圆锥滚子轴承，通过查取手册我们可知作为简支梁的轴的支撑跨距为267.3mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。因为已经计算出： Ft=所以： FNH1= FNH2=故： FNV1=FrL3+FaD22T1d1=1250(N) Fr=Fttanαcosβ=473.1(N) Fa=Fttanβ=356.1(N) L3L3+L2L2L2+L3Ft=333.33(N) ∙Ft=916.67(N) L3+L2=214.77(N) FNV2=Fr−FNV1=258.33(N) MH=FNH1×L2=333.33∗162=53999.46(N.mm) MV1=FNV1∙L2=214.77∗162=34792.74(N.mm) MV2=FNV2∙L3=258.33∗63=16272.9(N.mm) M1=√MH2+MV12=64237.6(N.mm) M2=√MH2+MV22=56398.1(N.mm) （6）：按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭矩的截面（即危险截面C的强度）根据[1]式15-5及表[1]15-4中的取值，且≈0.6（式中的弯曲应力为脉动循环变应力。当扭转切应力为静应力时取≈0.3；当扭转切应力为脉动循环变应力时取≈0.6） ① ：计算轴的应力 σca= 前已选定轴的材料为40Cr号钢，由轴常用材料性能表查得[σ-1]=70MPa因此σca<[σ-1]，故安全。 √M12+(σT1)2W=√64237.62+(0.6×3.25×104)20.1×313=22.53(Mpa) 六．滚动轴承的计算 低速轴Ⅲ上的轴承计算 在前面计算轴时采用6209号深沟球轴承，其主要参数如下： 基本额定静载荷： Cor=20.7(KN) 基本额定动载荷： Cr=31.7(KN FNH1=1380.14(N) FNH2=2713.98(N) FNV1=930.74(N) FNH2=559.39(N) 由上可知右端轴承所受的载荷远大于左端轴承，所以只需对右端轴承进行校核，如果左端轴承满足要求，左端轴承必满足要求。 （1）：求比值 轴承所受径向力 Fr=√FNH22+FNV22=2771(N) 按照[1]表13-5，X=1，Y=0,按照[1]表13-6，fP1.0~1.2， 取fP1.1。则 P=1.1×(1×2771+0)=3048(N) （3）：验算轴承的寿命 按要求轴承的最短寿命为Lh=2*8*360*8=46080（工作时间） 根据[1]式（13-5） Lh=10660nC3(Pr)=Ⅲ106317003()60×81.93048=228921(h)>46080(ℎ) （对于球轴承取ε=3） 所以所选的轴承满足要求。 中间轴Ⅱ上的轴承计算 在前面计算轴时采用30206单列圆锥滚子轴承，其主要参数如下： 基本额定静载荷： Cor=50.5(KN) 基本额定动载荷： Cr=43.3(KN FNH1=3539.94(N) FNV1=132.58(N) 由于两个轴承是一个型号且右轴承受力要大些，所以只需对右端轴承进行校核，如果右端轴承满足要求，左端轴承必满足要求。 （1）：求比值 轴承所受径向力 Fr=√FNH12+FNV12=√3539.942+132.582=3542.43(N) （2）： 按照[1]表13-5，X=1，Y=0,按照[1]表13-6，fP1.0~1.2， 取fP1.1。则 P=1.1×(1×3542.43+0)=3896.67(N) （3）：验算轴承的寿命 根据[1]式（13-5） 106Cr3106433003Lh=()=()=95266.4(h)>46080(ℎ) 60nⅡP60×2403896.67（对于球轴承取ε=3） 所以所选的轴承满足要求。 高速轴Ⅰ上的轴承计算 在前面计算轴时采用30205圆锥滚子轴承，其主要参数如下： 基本额定静载荷： Cor=37(KN) 基本额定动载荷： Cr=32.2(KN) 由于两个轴承是一个型号且左轴承受力要大些，所以只需对左端轴承进行校核，如果左端轴承满足要求，右端轴承必满足要求。 （1）：求比值 轴承所受径向力FNH2=916.67（N） 所受的轴向力 FNV2=258.33 （N） Fr=952.37(N) 按照[1]表13-5，X=1，Y=0,按照[1]表13-6，fP1.0~1.2， 取fP1.1。则 P=1.1×952.37=1047.6(N) （3）：验算轴承的寿命 根据[1]式（13-5） 106Cr3106322003Lh=()=()=50354.3(h)>46720(ℎ) 60nⅠP60×9601047.6（对于球轴承取ε=3） 所以所选的轴承30205圆锥滚子轴承满足要求。 七．连接的选择和计算 低速轴Ⅲ上键和联轴器的设计计算 1. 对连接齿轮与轴的键的计算 （1）：选择键连接的类型和尺寸 一般7级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A）型。 根据d=51（mm）从表6-1中查的键的截面尺寸为：宽度b=16（mm），高度=10(mm)，由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L=56（mm）（比轮毂宽度小些） （2）：校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压用力[σP]=100~120MPa ，取中间值，[σP]=110MPa 。键的工作长度l=L-b=56-16=40（mm），键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×10=5(mm) 。由式（6-1）可得： σP=2T×103kld=2∗348×1035×40×51=68.2(MPa)<[σP]=110MPa 所选的键满足强度要求。键的标记为：键16×40GB/T 1096—2003 2. 对联轴器及其键的计算 b*h=10*8 d1=38 L=56 所以l=L-b=56-10=46 k=0.5h=4 σP= 所选的键满足强度要求。键的标记为：键10×46GB/T 1096—2003 2T×103kld=99.5<110 MPa 中间轴Ⅱ上键的设计计算 1. 对连接小齿轮与轴的键的计算 （1）：选择键连接的类型和尺寸 一般7级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A）型。 根据d=35（mm）从表6-1中查的键的截面尺寸为：宽度b=10（mm），高度=8(mm)，由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L=45（mm）（比轮毂宽度小些） （2）：校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压用力[σP]=100~120MPa ，取其平均值，[σP]=110MPa 。键的工作长度l=L-b=45-10=35（mm），键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×8=4(mm) 。由式（6-1）可得： σP=2T×103kld=51.4(MPa)<[σP]=110MPa 所选的键满足强度要求。键的标记为：键10×35GB/T 1096—2003 2. 对连接大齿轮与轴的键的计算 （1）：选择键连接的类型和尺寸 一般7级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A）型。 根据d=50（mm）从表6-1中查的键的截面尺寸为：宽度b=10（mm），高度=8(mm)，由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L=56（mm）（比轮毂宽度小些） （2）：校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压用力[σP]=100~120MPa ，取其平均值，[σP]=110MPa 。键的工作长度l=L-b=56-10=46（mm），键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×8=4(mm) 。由式（6-1）可得： σP=2T×103kld=39.1(MPa)<[σP]=110MPa 所选的键满足强度要求。键的标记为：键10×46GB/T 1096—2003 高速轴Ⅰ上键和联轴器的设计计算 1. 对连接齿轮与轴的键的计算 （1）：选择键连接的类型和尺寸 一般7级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A）型。 根据d=31（mm）从表6-1中查的键的截面尺寸为：宽度b=10（mm），高度=8(mm)，由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L=45（mm）（比轮毂宽度小些） （2）：校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压用力[σP]=100~120MPa ，取其中间值，[σP]=110MPa 。键的工作长度l=L-b=45-10=35（mm），键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×8=4(mm) 。由式（6-1）可得： σP=2T×103kld=2×32.5×1034×35×31=14.9(MPa)<[σP]=110MPa 所选的键满足强度要求。键的标记为：键10×35GB/T 1096—2003 2. 对联轴器及其键的计算 d1=20 b=6 h=6 L=36 所以l=L-b=36-6=30 k=0.5b=3 σP=2T×103kld=2×32.5×1033×30×20=36.1(MPa)<[σP]=110MPa 所选的键满足强度要求。键的标记为：键6×30GB/T 1096—2003 八. 减速器润滑方式，润滑剂及密封方式的选择 1． 齿轮的润滑方式及润滑剂的选择 （1）：齿轮润滑方式的选择 高速轴齿轮圆周速度： 𝒱1==60×1000πd1n13.14×52×96060×1000=2.612(m⁄s) 中间轴大齿轮圆周速度： 𝒱2=πd2n23.14×207.96×240==2.612(m⁄s) 60×100060×1000中间轴小齿轮圆周速度： 𝒱3=πd1n23.14×58×240==0.728(m⁄s) 60×100060×1000低速轴齿轮圆周速度： 𝒱4=πd2n33.14×170×81.9==0.729(m⁄s) 60×100060×1000因为：𝒱=Max（𝒱1、𝒱2、𝒱3、𝒱4）=2.612(m⁄s) 𝒱 >2 (m⁄s),齿轮采用油润滑。 𝒱 <12(m⁄s)，齿轮采用浸油润滑。 即将齿轮浸于减速器油池内，当齿轮转动时，将润滑油带到啮合处，同时也将油甩直箱壁上用以散热。 （2）：齿轮润滑剂的选择 查表表7-1，齿轮润滑油选用中负荷工业齿轮油（GB5903—1995），运动粘度为：90—110（单位为：mm2/s）。 2． 滚动轴承的润滑方式及润滑剂的选择 （1）：轴承润滑方式的选择 高速轴圆锥滚子轴承速度： 𝒱1=dn1=25×960=2.4×104（mm.r⁄min ) 中间轴深沟球轴承速度： 𝒱2=dn2=30×240=7.2×103（mm.r⁄min ) 低速轴深沟球轴承速度： 𝒱3=dn3=45×81.9=3.69×103（mm.r⁄min ) 因为𝒱1、𝒱2、𝒱3都低于脂润滑速度，所以它们都选择脂润滑。 （2）：滚动轴承润滑剂的选择 查表（13-10），选择合适的润滑脂。 3. 密封方式的选择 滚动轴承密封选择 滚动轴承采用毡圈密封。根据参考手册中表14-4查得，毡圈尺寸为： 高速轴： 高速轴密封毡圈参 轴径 20 中间轴： 中间轴密封毡圈参数 轴径 30 低速轴： 低速轴密封毡圈参数 轴径 d0 21 D0 31 b1 3 b2 4.3 d0 31 D0 43 b1 4 b2 5.5 d0 D0 b1 b2 38 39 51 4 5.5 箱体密封选择： 箱体剖分面上应该用水玻璃密封或者密封胶密封。 九. 减速器箱体及附件的设计 1. 箱体设计： 低速级中心：a=114（mm） 箱座壁厚：=0.025a+2.5=6（mm） 取为6（mm） 箱盖壁厚：1=0.025a+2.5=6（mm） 取为6（mm） 箱座凸缘厚度：b=1.5=9（mm） 箱盖凸缘厚度：b1=1.51=9（mm） 箱座底凸缘厚度：p=2.5=15（mm） 箱座上的肋厚: m0.85=5.1（mm），取m=6（mm） 箱盖上的肋厚: m10.851=5.1(mm)，取m1=6(mm) 地脚螺栓直径: d=0.036a+10=14.1,取M15 轴承旁连接螺栓直径: d1=0.75d=11.25，取M12 上下箱连接螺栓直径: d2=（0.5～0.6）d=(7.5～9)，取M9 定位销孔直径：d3'=（0.7～0.8）d2=（6.3～7.2），取d3'=8（mm） 2.减速器附件设计： （1）：窥视孔及窥视孔盖 A=100(mm) ， A1=130(mm) ，A2 =115(mm) ； B= 50(mm) B1=90（mm） ， B2=70(mm) ， D4=M6 ，R=6（mm）， h=4.5(mm) （2）：通气孔 A型通气器 M18×1.5 (3): 轴承盖 选取凸缘式轴承盖，轴承外径D=72～85（mm）,对于低速轴有螺栓直径d3'=M9 螺栓数目n=6；对于高速轴和中间轴有螺栓直径d3=M9,螺栓数目n=4。 (4)： 定位销 选取圆锥型定位销8×32 (5)： 启箱螺钉 M12×20 (6)： 游标 杆式游标 M16 (7)： 放油孔及放油螺栓塞 M16×1.5 十. 设计体会与小结 这次关于两级展开式圆柱斜齿轮减速器的课程设计是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过二个星期的设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识.为我们以后的工作打下了坚实的基础。 1. 机械设计是机械工业的基础,是一门综合性相当强的技术课程，它融《机械原理》、《机械设计》、《理论力学》、《材料力学》、《公差与配合》、《CAD实用软件》、《机械工程材料》、《机械设计手册》等于一体。 2. 这次的课程设计,对于培养我们理论联系实际的设计思想;训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论,结合生产实际反系和解决工程实际问题的能力;巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面有重要的作用。 3. 在这次的课程设计过程中,综合运用先修课程中所学的有关知识与技能,结合各个教学实践环节进行机械课程的设计,一方面,逐步提高了我们的理论水平、构思能力、工程洞察力和判断力,特别是提高了分析问题和解决问题的能力,为我们以后对专业产品和设备的设计打下了宽广而坚实的基础。 4. 本次设计得到了指导老师的细心帮助和支持。衷心的感谢老师的指导和帮助. 设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识，继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力。 十一. 参考文献