减速器的杂志参考文献

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机械设计课程设计说明书前言课程设计是考察学生全面在掌握基本理论知识的重要环节。根据学院的教学环节，在2006年6月12日-2006年6月30日为期三周的机械设计课程设计。本次是设计一个蜗轮蜗杆减速器，减速器是用于电动机和工作机之间的独立的闭式传动装置。本减速器属单级蜗杆减速器（电机——联轴器——减速器——联轴器——带式运输机），本人是在周知进老师指导下独立完成的。该课程设计内容包括：任务设计书，参数选择，传动装置总体设计，电动机的选择，运动参数计算，蜗轮蜗杆传动设计，蜗杆、蜗轮的基本尺寸设计，蜗轮轴的尺寸设计与校核，减速器箱体的结构设计，减速器其他零件的选择，减速器的润滑等和A0图纸一张、A3图纸三张。设计参数的确定和方案的选择通过查询有关资料所得。该减速器的设计基本上符合生产设计要求，限于作者初学水平，错误及不妥之处望老师批评指正。设计者：殷其中2006年6月30日参数选择：总传动比：I=35 Z1=1 Z2=35卷筒直径：D=350mm运输带有效拉力：F=6000N运输带速度：V=工作环境：三相交流电源 有粉尘 常温连续工作一、 传动装置总体设计：根据要求设计单级蜗杆减速器，传动路线为：电机——连轴器——减速器——连轴器——带式运输机。(如图所示) 根据生产设计要求可知，该蜗杆的圆周速度V≤4——5m/s，所以该蜗杆减速器采用蜗杆下置式见（如图所示），采用此布置结构，由于蜗杆在蜗轮的下边，啮合处的冷却和润滑均较好。蜗轮及蜗轮轴利用平键作轴向固定。蜗杆及蜗轮轴均采用圆锥滚子轴承，承受径向载荷和轴向载荷的复合作用，为防止轴外伸段箱内润滑油漏失以及外界灰尘，异物侵入箱内，在轴承盖中装有密封元件。 图 该减速器的结构包括电动机、蜗轮蜗杆传动装置、蜗轮轴、箱体、滚动轴承、检查孔与定位销等附件、以及其他标准件等。 二、 电动机的选择：由于该生产单位采用三相交流电源，可考虑采用Y系列三相异步电动机。三相异步电动机的结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，启动性能好等优点。一般电动机的额定电压为380V根据生产设计要求，该减速器卷筒直径D=350mm。运输带的有效拉力F=6000N，带速V=，载荷平稳，常温下连续工作，工作环境多尘，电源为三相交流电，电压为380V。1、 按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭扇冷式结构，电压为380V，Y系列2、 传动滚筒所需功率3、 传动装置效率：（根据参考文献《机械设计课程设计》 刘俊龙 何在洲 主编 机械工业出版社 第133-134页表12-8得各级效率如下）其中：蜗杆传动效率η1= 搅油效率η2= 滚动轴承效率（一对）η3=联轴器效率ηc= 传动滚筒效率ηcy=所以： η=η1•η2•η33•ηc2•ηcy =×××× = 电动机所需功率： Pr= Pw/η = 传动滚筒工作转速： nw＝60×1000×v / ×350＝根据容量和转速，根据参考文献《机械零件设计课程设计》 毛振扬 陈秀宁 施高义 编 浙江大学出版社 第339-340页表附表15-1可查得所需的电动机Y系列三相异步电动机技术数据，查出有四种适用的电动机型号，因此有四种传动比方案，如表3-1: 表3-1方案 电动机型号 额定功率Ped kw 电动机转速 r/min 额定转矩 同步转速 满载转速 1 Y132S1-2 3000 2900 Y132S-4 1500 1440 Y132M2-6 1000 960 Y160M-8 750 720 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和减速器的传动比，可见第3方案比较适合。因此选定电动机机型号为Y132M2-6其主要性能如下表3-2：表3-2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 轴身尺寸D×E 装键部位尺寸F×G×D132 515×（270/2＋210）×315 216×178 12 38×80 10×33×38四、运动参数计算：蜗杆轴的输入功率、转速与转矩P0 = Pr= n0=960r/minT0= P0 / n0=×103= .蜗轮轴的输入功率、转速与转矩P1 = P0•η01 = ×××× = kw nⅠ= = = r/minT1= 9550 = 9550× = •传动滚筒轴的输入功率、转速与转矩P2 = P1•ηc•ηcy=×× = = r/minT2= 9550 = 9550× = •m运动和动力参数计算结果整理于下表4-1： 表4-1类型 功率P（kw） 转速n（r/min） 转矩T（N•m） 传动比i 效率η蜗杆轴 960 1 蜗轮轴 35 传动滚筒轴 五、蜗轮蜗杆的传动设计：蜗杆的材料采用45钢，表面硬度>45HRC，蜗轮材料采用ZCuA110Fe3,砂型铸造。以下设计参数与公式除特殊说明外均以参考由《机械设计 第四版》 邱宣怀主编 高等教育出版社出版 1996年 第13章蜗杆传动为主要依据。具体如表3—1： 表5—1蜗轮蜗杆的传动设计表项 目 计算内容 计算结果中心距的计算蜗杆副的相对滑动速度 参考文献5第37页（23式） 4m/s>100mm又因轴上有键槽所以D6增大3%，则D6=67mm计算转矩 Tc=KT=K×9550× =×9550×<2000 所以蜗轮轴与传动滚筒之间选用HL5弹性柱销联轴器65×142，因此 =65m m2.由参考文献《机械零件设计课程设计》 毛振扬 陈秀宁 施高义 编 浙江大学出版社的第305页表10-1可查得普通平键GB1096—90A型键20×110，普通平键GB1096—90A型键20×70，联轴器上键槽深度 ，蜗轮轴键槽深度 ，宽度为 由参考文献《机械设计基础》（下册） 张莹 主编 机械工业出版社 1997年的第316页—321页计算得：如下表：图中表注 计算内容 计算结果L1 （由参考文献《机械设计课程设计》 刘俊龙 何在洲 主编 机械工业出版社第182页表15-1查得滚动轴承6216的基本结构） L1=25L2 自定 L2=20L3 根据蜗轮 L3=128L4 自定 L4=25L5 （由参考文献《机械设计课程设计》 刘俊龙 何在洲 主编 机械工业出版社第182页表15-1查得滚动轴承6216的基本结构） L5=25L6 自定 L6=40L7 选用HL5弹性柱销联轴器65×142 L7=80D1 （由参考文献《机械设计课程设计》 刘俊龙 何在洲 主编 机械工业出版社第182页表15-1查得滚动轴承6216的基本结构） D1=80D2 便于轴承的拆卸 D2=84D3 根据蜗轮 D3=100D4 便于轴承的拆卸 D4=84D5 自定 D5=72D6 D6>>100mm又因轴上有键槽所以D6增大3%，则D6=67mm D6=轴的校核轴的受力分析图 图平面受力分析图平面受力图：图 水平面弯矩 521607 97 97 119图垂直面弯矩 714000图 合成弯矩 714000 图当量弯矩T与aT T=1111840Nmm aT=图轴的校核计算如表轴材料为45钢， ， ， 表计算项目 计算内容 计算结果转矩 Nmm圆周力 = =径向力 =轴向力 =×tan 20ºFr =计算支承反力 =垂直面反力 =水平面X-Y受力图 图 垂直面X-Z受力 图 画轴的弯矩图 水平面X-Y弯矩图 图垂直面X-Z弯矩图 图合成弯矩 图轴受转矩T T= =1111840NmmT=1111840Nmm许用应力值 表，查得 应力校正系数a a= a=当量弯矩图当量弯矩 蜗轮段轴中间截面 =轴承段轴中间截面处 = =当量弯矩图 图 轴径校核 验算结果在设计范围之内，设计合格轴的结果设计采用阶梯状，阶梯之间有圆弧过度，减少应力集中，具体尺寸和要求见零件图2（蜗轮中间轴）。装蜗轮处轴的键槽设计及键的选择当轴上装有平键时，键的长度应略小于零件轴的接触长度，一般平键长度比轮毂长度短5—10mm，由参考文献1表—30圆整，可知该处选择键×110，高h=14mm，轴上键槽深度为 ，轮毂上键槽深度为 ，轴上键槽宽度为 轮毂上键槽深度为 八、减速器箱体的结构设计参照参考文献〈〈机械设计课程设计》（修订版） 鄂中凯，王金等主编 东北工学院出版社 1992年第19页表可计算得，箱体的结构尺寸如表： 表箱体的结构尺寸减速器箱体采用HT200铸造，必须进行去应力处理。设计内容 计 算 公 式 计算结果箱座壁厚度δ =×225+3=12mma为蜗轮蜗杆中心距 取δ=12mm箱盖壁厚度δ1 =×12=10mm取δ1=10mm机座凸缘厚度b b=δ=×12=18mm b=18mm机盖凸缘厚度b1 b1=δ1=×10=15mm b1=18mm机盖凸缘厚度P P=δ=×12=30mm P=30mm地脚螺钉直径dØ dØ==20mm dØ=20mm地脚螺钉直径d`Ø d`Ø==20mm d`Ø==20mm地脚沉头座直径D0 D0==48mm D0==48mm地脚螺钉数目n 取n=4个 取n=4底脚凸缘尺寸（扳手空间） L1=32mm L1=32mm L2=30mm L2=30mm轴承旁连接螺栓直径d1 d1= 16mm d1=16mm轴承旁连接螺栓通孔直径d`1 d`1= d`1=轴承旁连接螺栓沉头座直径D0 D0=32mm D0=32mm剖分面凸缘尺寸（扳手空间） C1=24mm C1=24mm C2=20mm C2=20mm上下箱连接螺栓直径d2 d2 =12mm d2=12mm上下箱连接螺栓通孔直径d`2 d`2= d`2=上下箱连接螺栓沉头座直径 D0=26mm D0=26mm箱缘尺寸（扳手空间） C1=20mm C1=20mm C2=16mm C2=16mm轴承盖螺钉直径和数目n,d3 n=4, d3=10mm n=4d3=10mm检查孔盖螺钉直径d4 d4= d4=8mm圆锥定位销直径d5 d5= d2=9mm d5=9mm减速器中心高H H=340mm H=340mm轴承旁凸台半径R R=C2=16mm R1=16mm轴承旁凸台高度h 由低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。 取50mm轴承端盖外径D2 D2=轴承孔直径+(5~) d3 取D2=180mm箱体外壁至轴承座端面距离K K= C1+ C2+(8~10)=44mm K=54mm轴承旁连接螺栓的距离S 以Md1螺栓和Md3螺钉互不干涉为准尽量靠近一般取S=D2 S=180蜗轮轴承座长度（箱体内壁至轴承座外端面的距离） L1=K+δ=56mm L1=56mm蜗轮外圆与箱体内壁之间的距离 =15mm取 =15mm蜗轮端面与箱体内壁之间的距离 =12mm取 =12mm机盖、机座肋厚m1,m m1=δ1=, m=δ=10mm m1=, m=10mm以下尺寸以参考文献《机械设计、机械设计基础课程设计》 王昆等主编 高等教育出版社 1995年表6-1为依据蜗杆顶圆与箱座内壁的距离 =40mm轴承端面至箱体内壁的距离 =4mm箱底的厚度 20mm轴承盖凸缘厚度 e= d3=12mm 箱盖高度 220mm 箱盖长度（不包括凸台） 440mm蜗杆中心线与箱底的距离 115mm 箱座的长度（不包括凸台） 444mm 装蜗杆轴部分的长度 460mm箱体宽度（不包括凸台） 180mm 箱底座宽度 304mm 蜗杆轴承座孔外伸长度 8mm蜗杆轴承座长度 81mm 蜗杆轴承座内端面与箱体内壁距离 61mm九、减速器其他零件的选择经箱体、蜗杆与蜗轮、蜗轮轴以及标准键、轴承、密封圈、挡油盘、联轴器、定位销的组合设计，经校核确定以下零件： 表9-1键 单位：mm安装位置 类型 b（h9） h（h11） L9（h14）蜗杆轴、联轴器以及电动机联接处 GB1096-90键10×70 10 8 70蜗轮与蜗轮轴联接处 GB1096-90键25×110 25 14 110蜗轮轴、联轴器及传动滚筒联接处 GB1096-90键20×110 20 12 110表9-2圆锥滚动轴承 单位：mm安装位置 轴承型号 外 形 尺 寸 d D T B C蜗 杆 GB297-847312（30312） 60 130 31 26蜗轮轴 GB/T297-9430216 80 140 26 22 表9-3密封圈（） 单位：mm安装位置 类型 轴径d 基本外径D 基本宽度蜗杆 B55×80×8 55 80 8蜗轮轴 B75×100×10 75 100 10表9-4弹簧垫圈（GB93-87） 安装位置 类型 内径d 宽度（厚度） 材料为65Mn，表面氧化的标准弹簧垫圈轴承旁连接螺栓 GB93-87-16 16 4 上下箱联接螺栓 GB93-87-12 12 3 表9-5挡油盘参考文献《机械设计课程设计》（修订版） 鄂中凯，王金等主编 东北工学院出版社 1992年第132页表安装位置 外径 厚度 边缘厚度 材料蜗杆 129mm 12mm 9mm Q235 定位销为GB117-86 销8×38 材料为45钢十、减速器附件的选择以下数据均以参考文献《机械零件设计课程设计》 毛振扬 陈秀宁 施高义 编 浙江大学出版社的P106-P118表10-1视孔盖（Q235） 单位mmA A1 A。 B1 B B0 d4 h150 190 170 150 100 125 M 8 表10-2吊耳 单位mm箱盖吊耳 d R e b 42 42 42 20箱座吊耳 B H h b 36 9..6 9 24表10-3起重螺栓 单位mmd D L S d1 C d2 hM16 35 62 27 16 32 8 4 2 2 22 6表10-4通气器 单位mmD d1 d2 d3 d 4 D a b sM18× M33× 8 3 16 40 12 7 22C h h1 D1 R k e f 16 40 8 40 6 2 2 表10-5轴承盖（HT150） 单位mm安 装位 置 d3 D d 0 D0 D2 e e1 m D4 D5 D6 b1 d1蜗杆 10 130 11 155 180 12 13 120 125 127 8 80蜗轮轴 10 140 11 165 190 12 13 20 130 135 137 10 100表10-6油标尺 单位mm d1 d2 d3 h a b c D D1M16 4 16 6 35 12 8 5 26 22表10-7油塞（工业用革） 单位mmd D e L l a s d1 HM1× 26 23 12 3 17 17 2十一、减速器的润滑减速器内部的传动零件和轴承都需要有良好的润滑，这样不仅可以减小摩擦损失，提高传动效率，还可以防止锈蚀、降低噪声。本减速器采用蜗杆下置式，所以蜗杆采用浸油润滑，蜗杆浸油深度h大于等于1个螺牙高，但不高于蜗杆轴轴承最低滚动中心。蜗轮轴承采用刮板润滑。蜗杆轴承采用脂润滑，为防止箱内的润滑油进入轴承而使润滑脂稀释而流走，常在轴承内侧加挡油盘。1、《机械设计课程设计》（修订版） 鄂中凯，王金等主编 东北工学院出版社 1992年2、《机械设计 第四版》 邱宣怀主编 高等教育出版社出版 1996年3、《机械设计、机械设计基础课程设计》 王昆等主编 高等教育出版社 1995年4、《机械设计课程设计图册》（第三版） 龚桂义主编 高等教育出版社 1987年5、《机械设计课程设计指导书》（第二版） 龚桂义主编 高等教育出版社 1989年6、简明机械设计手册（第二版） 唐金松主编 上海科学技术出版社 2000年《机械设计课程设计》 刘俊龙 何在洲 主编 机械工业出版社 1993年《机械零件设计课程设计》 毛振扬 陈秀宁 施高义 编 浙江大学出版社1989《机械设计 第四版》 邱宣怀主编 高等教育出版社出版 1996年

8 车床主轴箱箱体右侧10-M8螺纹底孔组合钻床设计9 机油盖注塑模具设计10 机油冷却器自动装备线压紧工位装备设计11 5基于AT89C2051单片机的温度控制系统的设计12 基于普通机床的后托架及夹具设计开发13 减速器的整体设计14 搅拌器的设计15 金属粉末成型液压机PLC设计16 精密播种机17 可调速钢筋弯曲机的设计18 空气压缩机V带校核和噪声处理19 冲压拉深模设计20 螺旋管状面筋机总体及坯片导出装置设计21 落料，拉深，冲孔复合模22 膜片式离合器的设计23 内螺纹管接头注塑模具设计24 内循环式烘干机总体及卸料装置设计25 全自动洗衣机控制系统的设计26 生产线上运输升降机的自动化设计27 实验用减速器的设计28 手机充电器的模具设计29 鼠标盖的模具设计30 双齿减速器设计31 双铰接剪叉式液压升降台的设计32 水泥瓦模具设计与制造工艺分析33 四层楼电梯自动控制系统的设计34 塑料电话接线盒注射模设计35 塑料模具设计36 同轴式二级圆柱齿轮减速器的设计37 托板冲模毕业设计38 推动架设计39 椭圆盖注射模设计40 万能外圆磨床液压传动系统设计41 五寸软盘盖注射模具设计42 锡林右轴承座组件工艺及夹具设计43 心型台灯塑料注塑模具毕业设计44 机械手设计45 机械手自动控制系统的PLC实现方法研究46 汽车制动系统实验台设计47 数控多工位钻床设计48 数控车床主轴和转塔刀架毕业设计49 送布凸轮的设计和制造50 CA6140车床后托架夹具设计51 带式输送机毕业设计论文52 电火花加工论文53 机床的数控改造及发展趋势54 机械加工工艺规程毕业论文55 机械手毕业论文56 基于ANSYS的齿轮泵有限元分析57 可编程序控制器在机床数控系统中应用探讨58 矿石铲运机液压系统设计59 汽车连杆加工工艺及夹具设计论文60 数控车床半闭环控制系统设计61 数控多工位钻床设计62 数控机床体积定位精度的测量与补偿63 数控机床维修64 数控加工工艺与编程65 塑料注射模设计与制造66 新型电动执行机构67 液力传动变速箱设计与仿真论文68 轴类零件的加工工艺论文69 中型货车变速器的设计70 数控钻床横、纵两向进给系统的设计71 经济型数控车床控制系统设计72 Y210—2型电动机定子铁芯冲压模具设计73 双坐标十字滑台设计及控制74 注射器盖毕业设计75 二级减速器的毕业设计 资料来源：

去看看机械设计手册，参考例题，很简单的

所有图（包括弯矩扭矩图）在我邮箱，有需要再通知我目 录1. 任务书2. 电动机的选择3. 传动装置总传动比计算并分配传动比4. 传动装置的运动参数和动力参数计算5. 齿轮传动设计及计算6. 输入轴的设计结构计算7. 输出轴的设计结构计算8. 滚动轴承的选择计算9. 键的选择10. 联轴器的选择11. 箱体的结构设计计算12. 润滑方式的选择13. 润滑油的选择14. 密封选择15. 参考资料16. 学习小结17. 零件图1. 任务书一、 程设计的性质和目的机械设计课程设计是把学过的各学科的理论较全面地综合应用到实际工程中去，力求从课程内容上、从分析问题和解决问题的方法上，从设计思想上培养工程设计能力，课程设计有以下几个方面的要求：1． 培养综合运动机械设计课程和其他先修课程的基础理论和基础知识，以及结合生产实践分析和解决工程实际问题的能力使所学的知识得以融会贯通，调协应用。2． 通过课程设计，学习和掌握一般机械设计的程序和方法，树立正确的工程设计的思想，培养独立的、全面的、科学的工程设计能力。3． 在课程设计的实践中学会查找、翻阅、使用标准、规范，手册，图册和相关的技术资料等。熟悉个掌握机械设计的基本技能。二、 课程设计的内容1．设计题目：带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器2．运动简图3．工作条件传动不逆转，载荷平稳，起动载荷的名义载荷的倍,使用期限10年,两班制工作,输送带速度容许误差为±5%，输送带效率一般为～。4．原始数据已知条件 题号 1 输送带拉力F(N) 滚筒直径D(mm) 450输送带速度v(m/s) 三、 完成工作量（1） 设计说明书1份（2） 减速器装配图1张（3） 减速器零件图3张四、 机械设计的一般过程设计过程:设计任务——总体设计——结构设计——零件设计——加工生产——安装调试五、 课程设计的步骤 在课程设计时，不可能完全履行机械设计的全过程，只能进行其中一些的重要设计环节，如下：1． 设计准备 认真阅读研究设计任务书，了解设计要求和工作条件。2． 传动装置的总体设计 首先根据设计要求，同时参考比较其他设计方案，最终选择确定传动装置的总体布置。3． 传动零件的设计计算设计计算各级传动零件的参数和主要尺寸4． 结构设计（装配图设计）首先进行装配草图设计，设计轴，设计轴承，最后完成装配图的其他要求。在完成装配草图的基础上，最终完成的图即正式的饿装配结构设计。5． 完成两张典型零件工作图设计6． 编写和整理设计说明书7． 设计总结和答辩六、 课程设计中应注意的问题 课程设计是较全面的设计活动，在设计时应注意以下的一些问题：（一）全新设计与继承的问题 在设计时，应从具体的设计任务出发，充分运用已有的知识和资料进行科学、先进的设计。（二）正确使用有关标准和规范 为提高所设计机械的质量和降低成本，在设计中应尽量采用标准件，外购件，尽量减少的自制件。（三）正确处理强度，刚度，结构和工艺间的关系 在设计中任何零件的尺寸都不可能全部由理论计算来确定，而每个零件的尺寸都应该由强度，刚度，结构。加工工艺，装配是否方便，成本高低等各方面的要求来综合确定的。（四）计算与图画的要求 进行装配图设计时，并不仅仅是单纯的图画，常常是图画与设计计算交叉进行的。先由计算确定零件的基本尺寸，再草图的设计，决定其具体结构尺寸，再进行必要的计算。2. 电动机的选择 电动机已经系统化,系统化一般由专门工厂按标准系列成批大量生产,设计时只需根据工作载荷,工作机的特性和工作环境,选择电动机的类型,结构形式和转速,计算电动机功率,最后全顶电动机型号.一 类型选择 电动机类型选择是根据电源种类(流或交流),工作条件(度,环境,空间,尺寸等)及载荷特点(性质,大小,起动性和过载现象)来选择的.目前广泛应用Y系列三相异步电动机(JB3074-82)是全封闭自扇冷鼠型三相异步电动机,适用于无特殊要求的各种机械设备.由于Y系列电动机具有交好的起动性能,因此,也适用于某些对起动转矩有较高要求的机械,如压缩机等.二 电动机功率确定 电动机功率是根据工作机容量的需要来确定的.电动机的额定功率应等于或大于电动机所需功率Pw1 工作机所需功率Pw根据公式计算:已知工作机阻力Fw和速度Vw则工作机所需功率Pw为: 式中:Fw-工作机阻力,N Vw-工作机线速度,m/s将数据 Fw=带入公式 =输出功率Pd已知Pw=由任务要求知: 查表得: 代入得: 由公式 选择额定功率的电动机在计算传送装置的总功率时,应注意以下几点:1)取传动副效率是否以包括其轴效率,如包括则不应计算轴承效率2)轴承的效率通常指-对轴承而言3)同类性的几对传动副,轴承,或联轴器,要分别考虑效率4)当资料给出的效率为-范围时,一般可以取中间值,如工作条件差,加工条件差,加工精度低或维护不良时应取低值,反之应取高值.3确定工作机转速 额定功率相同的类型电动机,可以有几种转速供选择,如三相异步电动机就有四种常见 同步转速,即:3000r/min,1500r/min,1000r/min,750r/min电动机的转速高,极对数少,尺寸和质量叫,价格便宜,但机械传动装置总转动比加大,结构尺寸偏大,成本也变高,所以选择电动机转速时必须作全面分析比较,首先满足主要要求,尽量兼顾其他要求.公式: 代入数据:V=(注:式中为输送带速度为滚筒转矩) 为了便于选择电动机转速，需要先考虑电动机转速得可选范围。由《机械设计课程设计》P6表2－1查得V带传动常用得传动常用得传动范围i链＝2～5，i齿3～5，则电动机转速可选范围为：nd＝i链*i齿*nw＝（2～5）*（3～5）*＝（6～25）*＝～1805r/min4型号选择 综合考虑电动机和转动装置的尺寸,结构和带装动，及减速器的转动比,故查表知电动机型号可选择:Y132M-4.(注:表格在课程设计书264页)以下附电动机选择计算表:电动机类型 Y系列一般用三相异步电动机选择电动机功率 Pw=(kW) 输出功率: 确定电动机转速 nd=型号选择 Y132M-4（注：参考选择表均在《课程设计》书中：P10，P264）3. 传动装置总传动比计算并分配传动比电动机选定后，按照电动机的满载转速n及电动机的传速n，可确定传动装置的总传动比 i＝nm／nw当各级传动机构串联时，传动装置的总传动比是各级传动比的连乘积，即i＝i1*i2*i3……in式中i1、i2、i3……in分别为各级的传动比。i总＝nm／nw＝满载转速／工作机转速 由传动方案可知，传动装置的总传动比等于各级合理地分配各级传动比，在传动装置总体设计中很重要地，它将直接影响到传动装置外廓尺寸.质量.润滑条件.成本地高低.传动零件地圆周速度大小及精度等级地高低。要同时满足各方面地要求是不现实的，也是非常困难的，应根据具体设计要求，进行分析比较，首先满足主要要求，尽量兼顾其他要求。在合理分配传动比时应该注意以下几点。1 .各级传动比都应在常用的合理范围之内，以符合各种传动形式的工作特点，能在最佳状态下运转，并使结构紧凑，工艺合理。2 .应使传动装置结构尺寸较小，质量较轻。3 .应使各传动件尺寸协调，结构均匀称合理，避免相互干扰碰撞。传动装置中的总传动比 i总＝nm／nw i总＝分配各级传动比 i齿＝4 I链=（注：各级传动比见《课程设计》P12表2—4）4. 传动装置的运动参数和动力参数计算 机械传动装置的运动参数和动力参数，主要指的使各轴的功率.转速和转距，它为设计计算传动比和轴提供极为需要的依据。计算各轴运动和动力参数时，应将传动装置中各轴从高速轴到低速轴依此编号，定位0轴（电机轴）.1轴.2轴…，相邻的输入功率…,相邻两轴的传动比效率为…，各轴的输入功率为…,各轴的输入转距为…,各轴的输入转速为….电动机轴的输出功率、转速、和转距为1.转动比分配工作机的转速 n＝ i总＝ n／n＝1440／＝ i齿＝4，i链＝／4＝将电动机至工作机的轴依次编号0，1，2……（1） 转速nnm=n1=n0=1440r/minn2=n1/i齿=1440/4=360r/minn3=n2/i链=360/（2） 功率PP0=Pd=×η联×η轴承=×××η齿×η轴承=×××η链×η轴承=××（3）转距T0=9550×P0/n0=9550× •mT1=T0 ×η轴承×η联= ×× N•mT2=T1 ×η轴承×η齿×i齿=×××4= N•mT3=T2×η链×i链=×× N•m根据上述计算可得出各轴的功率、转速和扭距。0轴 P0=Pd=满=n1=n0=1440r/minT0=9550×Pd/N满=9550× •m P0=•m1轴 P1=P0×η联×η轴=×× T1=T0 ×η轴承×η联轴器=×× N•m P1= N•m2轴 P2=P1×η齿×η轴承=××齿=1440/4=360r/minT2=T1 ×η轴承×η齿×i齿=×××4= N•m P2= N•m3轴 P3=P2×η链×η轴承=××链=360/×η轴承×η链×i链=×× N•m P3= kWn3= N•m具体计算数据如下：轴名 功率P/kW 转矩T/N•M 转速N（r/min） 传动比i 效率η 输入 输出 输入 输出 电机轴 1440 1 Ⅰ轴 1440 4 Ⅱ轴 360 Ⅲ轴 .齿轮传动设计计算设计单级标准直齿圆柱齿轮减速的齿轮传动。该减速器用电动机驱动，载荷平稳，单向运转。齿轮材料与热处理的选择是要根据具体的工作要求来决定的，此外还要考虑齿轮毛呸制造方法。当齿轮直径d≤500mm时，根据制造条件，可采用锻造毛呸。当齿轮直径d≥500mm时，多采用铸造毛呸。小齿轮根圆直径与轴径接近时，齿轮要和轴要制成一体，这时选材要兼顾轴的要求。同一减速器的各级小齿轮（或大齿轮）的材料尽可能一致，以减少材料牌号和工艺要求。 齿轮强度计算中不论是针对大齿轮还是针对小齿轮的（许用应力和齿轮系数，不论用哪个齿轮的数值），其公式中的转矩，齿轮的直径或齿数都应是小齿轮的转矩T1，小齿轮的分度圆d1和小齿轮的齿数z1 小齿轮的齿数选取首先要注意不能产生根切，另外齿数的选取还要考虑在满足强度要求的情况下，尽能多一些，这样可以加大重合度系数，提高转动的平稳性，且能减少加工量。大齿轮和小齿轮的齿数最好互为质数，防止磨损或失效集中在某几个齿上。 为了保证齿轮安装以后仍能够全齿啮合，那么小齿轮齿宽应比大齿轮齿宽要宽5~8mm。模数首先要标准化，是一个标准值，并且在工程上要求传递动力的齿轮的模数M≥。按下表步骤计算：计算项目 计算内容 计算结果1.选择材料与热处理方式 因该齿轮传动比无特殊要求，故可选一般材料，而且为软齿面。 小齿轮材料为45钢，调质处理，硬度为(220-250)HBS.计算取平均数235HBS大齿轮材料为45钢，正火处理，硬度为(170-210)HBS. 计算取平均数2.选择齿轮精度 因为是一般减速器，故选择8级精度，要求齿面粗糙度Ka≤()μm 初选8级精度计算齿轮比小齿轮的转矩 由原动机为电动机，工作机为带式输送机，载荷平稳，齿轮在两轴之间对称布置，查零件书P117章节内容（直齿 均匀、轻微冲击）μ=Z2/Z1=N1/N2=1440/360=4T1=× ×P1/N1=× × N•mm K=μ=4T1=× 确定齿数Z1 Z2 对于周期性变化的载荷，为避免最大载荷总是总用在某一对或几对齿轮上而是磨损过于集中，Z1 Z2应互为质数。 Z1=27 Z2=103应力循环次数 N1=60njLh=60×1440××(10×300×8×2）=×109N2=N1/i齿=×109 N1=×109N2=×109许用接触应力选择齿宽系数 由书P126图7-18得ZNT1=，ZNT2=由书P120表7-9得SH=由书P122图7-16（a）得 =560 Mpa =530 Mpa[σH]1=ZNT1×GHLIM1/SH=×560/[σH]2=ZNT2×GHLIM2/SH=×530/ [σH]1=480MPa[σH]2=齿轮分度圆直径 由于口齿合求出应力是一样的故用小齿轮应力计算(书P114 公式7-5)d≥ = =50mmd=50mm确定齿轮模数 m=d/z1=50/27=取标准模数m=2 取m=2计算齿轮主要尺寸 d1=mz1=2×27=54mmd2=mz2=2×103=206mm中心距a=（d1+d2）=×（54+206）=130mm齿轮宽b2=ψd×d1=经圆整后b2取60mm为了保证齿轮安装以后仍能够全齿啮合，那么小齿轮齿宽应比大齿轮齿宽要宽5~8mm。b1=b2+5mm=65mm d1=54mmd2=206mm a=130mmb2=60mmb1=65mm校核齿轮强度 确定两齿轮的弯曲应力由书P190图10-25查得齿轮弯曲疲劳极限σFlim1=210MPaσFlim2=190MPa由最小安全系数SF=由书P190图查得弯曲疲劳系数YNT1=[σF]1=(YNT1×σFlim1)/SF=(×210)/[σF]2=(YNT2×σFlim2)/SF=(×190)/ σFlim1=210MPaσFlim2=190MPa[σF]1=[σF]2=两齿轮齿根的弯曲应力 计算两齿轮齿根的弯曲应力由书P195表 比较(YF1×YS1)/[ σF]1=×(YF2×YS2)/[ σF]2=× 计算小齿轮齿根弯曲应力 σF1= = MPa ＜[σF]1=弯曲强度足够验算圆周速度V并选取齿轮精度 V=πd1n1/(60×1000)=π×55×1440/(60×1000)=＜5m/s 8级精度合适齿轮几何尺寸计算 齿顶圆直径da(ha*=1) da1=d1+2ha1=（Z1+2ha*）m=58mmda2=d2+2ha1=（Z2+2ha*）m=210mm齿全高h (C*=)h=（2ha*+C*）m=齿厚S=πm/2=齿根高hf=（ha*+C*）m=齿顶高ha=ha*m=2mm齿根圆直径df1=d1-2hf=49mm df2=d2-2hf=201mm da1=58mmda2=210mmh=)f=2,5mmdf1=49 mmdf2=201mms= mm齿轮结构设计 小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板结构大齿轮的相关尺寸计算如下：轴孔直径 ds=48 mm轴毂直径 D1= mm轴毂长度 L=b2=60mm轴缘厚度 δ0=(3-4)m=6-8mm 取7mm轮缘内径 D2=da-2h-2δ0=180mm腹板厚度 C=×58=18 mm腹板中心孔直径 D=(D2+D1)=腹板的孔径d0=(D2-D1)=26 mm齿轮倒角n= mm =1mm ds=48 mmD1= mmL= 60mmδ0=7mmD2= 180 mmC=18mmD= mm6.输入轴的设计结构计算减速器传递功率属于小功率，对于材料无特殊要求，选用45号钢并经调质处理根据表得A=107-118 mm若考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽，故将估算直径加大3%~5%××由设计手册查取直径 取d1=20mm主动轴结构设计根据设计一级减速器，可将齿轮布置在箱体中央，将轴承对称安装在齿轮两侧，轴的外伸端安装联轴器根据轴上零件的定位，装拆方便的需要，同时，考虑到强度原则，主动轴和从动轴均设计为阶梯轴。a)初步确定安装联轴器处直径d1=20mm因半联轴器轴孔长度Y型，轴孔长度L=52mm b)为使轴段2与密封装置相适合并与轴段1轴肩，故d2=22mm轴承盖在端面与联轴器距离L’=20轴承盖厚=10mm 参考减速器箱体有关资料箱体内壁到轴段4距离为10故取轴段2的长度L2=30mmc) 由轴段3与轴段2形成轴肩并与轴承相适应，故取d3=25mm L3=40mmd)由轴承初选6305的安装尺寸得知： da=d4=30mm L4=b=取整得L4=6mme) d5 =35 轴段5为齿轮宽b1=60mm由齿轮端到箱体内壁 10mm，为保证齿轮固定可靠，轴段5的长度应短于齿轮轮毂宽度2mm，得L5f)d6=30mm L6=)d7=25mm L7=13mm由此初步确定轴的各段长度和直径 输入轴的强度校核(1)计算作用力圆周力Ft=2000T1/d1=(2000×)/54=1595，53N径向力Fr=Ft×tanα。=由于直齿轮轴向力 Fa=0(2)作主动轴受力简图L=60+40=100水平弯矩：FHA=FHB=Ft/2=797，97NMHC=Ft(L/4)= N•mm铅垂面弯矩：FVA=FVB=Fr/2=(L/4)=×100/4=•mm合成弯距： 扭矩T=× （N•mm） α= 脉动循环校核危害截面的强度由书P176表9-5 [σ-1b]=60MPa [σ0b]= MPaσb=Mec/W=<[σ0b]= MPa 故轴的强度足够修改轴的结构由于所设计轴的强度足够，此轴不必再做修改7.输出轴的设计结构计算(1)选择轴的材料确定许用应力，由已知减速器传递功率居中小功率，对材料无特殊要求，选45钢并经调质处理，由书查得强度极限σB=650MPa再由表得 许用弯曲应力[σ0b]=(2)按扭转强度估算直径由书P173表9-3得 A=107-118 mm 由于轴的最小直径处要安装链轮，会有键槽，故将直径加大3%~5%得× mm ×，63mm由设计手册取标准直径d1=38mma)绘制轴系结构草图根据轴的轴向定位要求确定轴径和轴长b)初步确定轴径d1=38mm轴段1的长度L1=82mmc)轴段2要与轴段1形成轴肩并与密封装置相适应，故取d2=40手册P260表18-10由轴承盖右端面与轮毂左端面距离为10 mm，轴承端盖厚度为10 mm，参考减速箱体有关数据，箱体内壁至轴承端盖左侧距离为62 mm故L2= d)由轴段3与轴承相适合初选一对6009深沟球轴承,d×D×B=45×75×16故d3=45mm 由(b2/2)+a1=(b2/2)+a2 得齿轮端面至箱体内壁的距离为 故轴段3的长度L3=50mme)轴段4与齿轮轮毂相适合，使轮毂与套筒紧贴，要略短于轮毂长度L=52mm d4=48mm 所以 L4=52mm d4=48mm f)轴环取 h=()h 取h=6mm d5=54mm L5=b= mm取整10 mmg)轴段6与轴承相适应 d6=45mm L6=18mm所以 d6=45mm L6=18mm由此初步确定轴的各段长度和直径 从动轴强度校核(1)计算作用力圆周力Ft=2000T3/d2=(2000×)/220=径向力Fr=Ft×tanα=由于直齿轮轴向力 Fa=0(2)输出轴受力支撑点间距离L=50+43=95mm水平弯矩：FHA=FHB=Ft/2=(L/4)=•mm铅垂面弯矩：FVA=FVB=Fr/2=(L/4)= N•mm合成弯距： 校核危害截面的强度由书P176表9-5 [σ0b]=102,5MPaσb=Mec/W =<[σ0b]=故轴的强度足够.修改轴的结构由于所设计轴的强度足够，此轴不必再做修改8.滚动轴承的选择计算滚动轴承的选择：1）主动轴的轴承考虑轴受力小且主要是径向力，故选用深沟球轴承寿命计划：寿命10年双班制 Lh=10×300×8×2=48000h两轴承受纯径向载荷 由书P219表11-5 fp= X=1 Y=0 球轴承ε=3 基本容量定动载荷 由书P236表16-2选取6305深沟球轴承一对GB/T276-1994L10h= =由L10h> Lh 故轴承寿命合格2）从动轴的轴承X=1 Y=0 球轴承ε=3 基本额定动载荷 由书选择6009深沟球轴承一对GB/T276-1993 L10h= =由L10h> Lh 故轴承寿命合格9.键的选择（1）输入轴外伸端D1=20mm,考虑键在轴中部安装a)选键的型号和确定尺寸车毂长L=52mm故由(课程设计P183表14-21)选键的型号和确定尺寸选A型普通键,材料45钢键宽b=8mm，键高h=7mm，键长由（设计基础P279）长度采到取键长L=45mmb)校核键联接强度由键、轮毂、轴、材料为45钢,由表得[σJH]b3=100-120MPa（轻微冲击）A键工作长度L=L-B=45-8=37mmσjy=4T/dhl=由σjy小于[σb],则强度足够键8×45 GB1096-79(2)输入轴中部D5=30mm考虑键在轴中部安装轴段长L=48mm,故由手册P183表14-21得a)选键的型号和确定尺寸选A型普通键,材料45钢L=36mm 键宽b=8mm 键高h=7mmb)校核键联接强度由键车毂,轴材料为45钢由表得[σJH]b3=100-120MPaA键工作长度L=L-b=28mmσjy=4T/dhl=由σjy小于[σ] 则强度足够键10×45 GB1096-79(3)输出轴外伸端D=38mm,考虑键在轴中部安装段长L=62mm 查(课程设计P183表14-21)a)选键的型号和确定尺寸键宽b=8mm,键高h=7mm键长由长度系列取键长L=45mmb)校核键联接强度由键车毂,轴材料为45钢 [σJH]b3=100-120MPaA键工作长度L=L-b=45-8=37mmσjb=4T/dhl=由σjy小于[σ]则强度足够键8×45 GB1096-79(4)输出轴中部D5=45mm考虑键在轴中部安装轴段长L=48mm,故由手册P183表14-21得a)选键的型号和确定尺寸选A型普通键,材料45钢L=36mm 键宽b=10mm 键高h=8mmb)校核键联接强度由键车毂,轴材料为45钢由表得[σJH]b3=100-120MPaA键工作长度L=L-b=28mmσjy=4T/dhl=由σjy小于[σ] 则强度足够键10×45 GB1096-7910.联轴器的选择（1）由于减速器载荷平稳,速度不高,无特殊要求,考虑装拆方便及经济问题选凸缘联轴器由书得K=וm由手册P645选GYH2联轴器 GB5843-2003凸缘联轴器,公称担矩Tn=63N•mTC大于Tn采用Y型轴孔 轴孔直径D=20mm Y型轴孔长度L=52mmYL4型凸缘联轴器有关参数（2）输出轴 转矩为T=查手册P645查手册选GYH5联轴器GB5843-2003轴孔直径d=35mm 轴孔长度L=82mm Y型型号 公称转矩 许用转速 轴孔直径 外径 键型GYH2 10000r/min 20mm 90mm A键GYH6 900 6800 r/min 38mm 140mm A键11. 箱体主要结构尺寸的计算机座壁厚δ=≥8取11mm机盖壁厚δ1=≥8取10mm机座凸缘厚度b=δ=取17mm机盖凸缘厚度b1=δ1=15mm机座底缘厚b2=25δ=取28mm地脚螺钉直径df=取M16地脚螺钉数a≤250 n=4轴承弯联接直径d=机盖与机座连接螺栓直径d2=（）df=M10联接螺栓D2间距L=(150~200)mm轴承端盖螺钉直径d3=（）df取M8窥孔盖螺钉直径d4=（）df取M4螺钉扳手空间至外机壁L1LIM=13mm至凸缘边距离C2MIN=11mm外机壁旁凸台半径R1×C1=11mm大齿轮顶圆与机壁距离Δ大于δ取13mm齿轮端面与内壁距离Δ2=10mm机盖`机座助厚M1≈取10 mm M2≈取10mm从动轴承端盖外径D2=D+（）d3=95mm主动轴承端盖外径D'2=D’+（）d3=105mm轴承端盖厚t=（）d3取10mm12. 减速器润滑方式润滑油牌号及用量密封方式的选择1)计算线速度V=×d×n/60×1000m/minV1=×55×1440/60×1000= m/min由V小于12应用浸油润滑2)由书P209表得运动粘度ν50℃=85mm2/S再由书P13表得齿轮润滑选L-CKC680机械油GB5903-95最低~最高油面距(大齿轮)10mm,需用油量左右书P15表 轴承选用ZL-3型润滑脂 GB7324-87用油量为轴承1/3~1/2为宜3）a)箱座与箱盖凸缘合面的密封选用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法b)观察孔和油孔等处接合面的密封在观察孔或螺塞与机体之间加石棉橡胶低.垫片密封c)轴承孔的密封透盖用作密封与之对应的轴承外部轴的中端与透盖间隙由手册P260表18~10主动轴毡圈22 FZ/T92010-91从动轴毡圈22 FZ/T92010-9113.参考资料参考文献:1：《机械设计基础》，高等教育出版社，陈立德主编，2004年7月第二版； 2：《机械设计课程设计》，北京航空航天大学出版社，任家卉主编； 3：《机械零件》-北京：主编：郑志祥，高等教育出版社，2000 （2010重印）；4：《新编机械设计手册》/张黎骅，郑严编，-北京：人民邮电出版社，：《机械原理》，高等教育出版社，陈立德主编；

减速器的毕业论文

仅供参考一、传动方案拟定第二组第三个数据：设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器（1） 工作条件：使用年限10年，每年按300天计算，两班制工作，载荷平稳。（2） 原始数据：滚筒圆周力F=；带速V=；滚筒直径D=220mm。运动简图二、电动机的选择1、电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求和 条件，选用 Y系列三相异步电动机。2、确定电动机的功率：（1）传动装置的总效率：η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒=××××(2)电机所需的工作功率：Pd=FV/1000η总=1700××、确定电动机转速：滚筒轴的工作转速：Nw=60×1000V/πD=60×1000×π×220=根据【2】表中推荐的合理传动比范围，取V带传动比Iv=2~4，单级圆柱齿轮传动比范围Ic=3~5，则合理总传动比i的范围为i=6~20，故电动机转速的可选范围为nd=i×nw=（6~20）×符合这一范围的同步转速有960 r/min和1420r/min。由【2】表查出有三种适用的电动机型号、如下表方案 电动机型号 额定功率 电动机转速（r/min） 传动装置的传动比KW 同转 满转 总传动比 带 齿轮1 Y132s-6 3 1000 960 3 Y100l2-4 3 1500 1420 3 综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，比较两种方案可知：方案1因电动机转速低，传动装置尺寸较大，价格较高。方案2适中。故选择电动机型号Y100l2-4。4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y100l2-4。其主要性能：额定功率：3KW，满载转速1420r/min，额定转矩。三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=1420/、分配各级传动比（1） 取i带=3（2） ∵i总=i齿×i 带π∴i齿=i总/i带=四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）nI=nm/i带=1420/3=(r/min)nII=nI/i齿=(r/min)滚筒nw=nII=(r/min)2、 计算各轴的功率（KW）PI=Pd×η带=××η轴承×η齿轮=××、 计算各轴转矩Td=×入/n1 = =入/n2=五、传动零件的设计计算1、 皮带轮传动的设计计算（1） 选择普通V带截型由课本[1]P189表10-8得：kA= P=×据PC=和n1=由课本[1]P189图10-12得：选用A型V带（2） 确定带轮基准直径，并验算带速由[1]课本P190表10-9，取dd1=95mm>dmin=75dd2=i带dd1(1-ε)=3×95×()= mm由课本[1]P190表10-9，取dd2=280带速V：V=πdd1n1/60×1000=π×95×1420/60×1000=在5~25m/s范围内，带速合适。（3） 确定带长和中心距初定中心距a0=500mmLd=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0=2×500+(95+280)+(280-95)2/4×450=根据课本[1]表（10-6）选取相近的Ld=1600mm确定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+()/2=497mm(4) 验算小带轮包角α1= ×(dd2-dd1)/a=×(280-95)/497=>1200（适用）（5） 确定带的根数单根V带传递的额定功率.据dd1和n1，查课本图10-9得 P1=≠1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查[1]表10-2得 △P1=查[1]表10-3，得Kα=；查[1]表10-4得 KL= PC/[(P1+△P1)KαKL]=[() ××]= (取3根)(6) 计算轴上压力由课本[1]表10-5查得q=，由课本式（10-20）单根V带的初拉力：F0=500PC/ZV[（α）-1]+qV2=[()]+ =则作用在轴承的压力FQFQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×()=、齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料与热处理：所设计齿轮传动属于闭式传动，通常齿轮采用软齿面。查阅表[1] 表6-8，选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度260HBS；大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为215HBS；精度等级：运输机是一般机器，速度不高，故选8级精度。(2)按齿面接触疲劳强度设计由d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3确定有关参数如下：传动比i齿=取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1= ×20=取z2=78由课本表6-12取φd=(3)转矩T1T1=×106×P1/n1=×106×(4)载荷系数k : 取k=(5)许用接触应力[σH][σH]= σHlim ZN/SHmin 由课本[1]图6-37查得：σHlim1=610Mpa σHlim2=500Mpa接触疲劳寿命系数Zn：按一年300个工作日，每天16h计算，由公式N=60njtn 计算N1=60××10×300×18= /×108查[1]课本图6-38中曲线1，得 ZN1=1 ZN2=按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=故得：d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3=模数：m=d1/Z1=取课本[1]P79标准模数第一数列上的值，m=(6)校核齿根弯曲疲劳强度σ bb=2KT1YFS/bmd1确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ1=×20mm=50mmd2=mZ2=×78mm=195mm齿宽：b=φdd1=×50mm=55mm取b2=55mm b1=60mm(7)复合齿形因数YFs 由课本[1]图6-40得：YFS1=(8)许用弯曲应力[σbb]根据课本[1]P116：[σbb]= σbblim YN/SFmin由课本[1]图6-41得弯曲疲劳极限σbblim应为： σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa由课本[1]图6-42得弯曲疲劳寿命系数YN：YN1=1 YN2=1弯曲疲劳的最小安全系数SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1计算得弯曲疲劳许用应力为[σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa[σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa校核计算σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=< [σbb1]σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=< [σbb2]故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(9)计算齿轮传动的中心矩aa=(d1+d2)/2= (50+195)/2=(10)计算齿轮的圆周速度V计算圆周速度V=πn1d1/60×1000=××50/60×1000=因为V＜6m/s，故取8级精度合适．六、轴的设计计算从动轴设计1、选择轴的材料 确定许用应力选轴的材料为45号钢，调质处理。查[2]表13-1可知：σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa2、按扭转强度估算轴的最小直径单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：d≥C查[2]表13-5可得，45钢取C=118则d≥118×()1/3mm=考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d=35mm3、齿轮上作用力的计算齿轮所受的转矩：T=×106P/n=×106× N齿轮作用力：圆周力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N径向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N4、轴的结构设计轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图。（1）、联轴器的选择可采用弹性柱销联轴器，查[2]表可得联轴器的型号为HL3联轴器：35×82 GB5014-85（2）、确定轴上零件的位置与固定方式单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环和套筒实现轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位（3）、确定各段轴的直径将估算轴d=35mm作为外伸端直径d1与联轴器相配（如图），考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=40mm齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3=4 5mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=50mm。齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=45mm.(4)选择轴承型号.由[1]P270初选深沟球轴承,代号为6209,查手册可得:轴承宽度B=19,安装尺寸D=52,故轴环直径d5=52mm.(5）确定轴各段直径和长度Ⅰ段：d1=35mm 长度取L1=50mmII段:d2=40mm初选用6209深沟球轴承，其内径为45mm,宽度为19mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：L2=（2+20+19+55）=96mmIII段直径d3=45mmL3=L1-L=50-2=48mmⅣ段直径d4=50mm长度与右面的套筒相同，即L4=20mmⅤ段直径d5=52mm. 长度L5=19mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=96mm(6)按弯矩复合强度计算①求分度圆直径：已知d1=195mm②求转矩：已知T2=③求圆周力：Ft根据课本P127（6-34）式得Ft=2T2/d2=2×④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Fr=Ft?tanα=×tan200=⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=48mm(1)绘制轴受力简图（如图a）（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）轴承支反力：FAY=FBY=Fr/2=由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为MC1=FAyL/2=×96÷2=截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=×96÷2=(4)绘制合弯矩图（如图d）MC=(MC12+MC22)1/2=（)1/2=(5)绘制扭矩图（如图e）转矩：T=×（P2/n2）×106=(6)绘制当量弯矩图（如图f）转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=，截面C处的当量弯矩：Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[(×)2]1/2=(7)校核危险截面C的强度由式（6-3）σe=×453=< [σ-1]b=60MPa∴该轴强度足够。主动轴的设计1、选择轴的材料 确定许用应力选轴的材料为45号钢，调质处理。查[2]表13-1可知：σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa2、按扭转强度估算轴的最小直径单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：d≥C查[2]表13-5可得，45钢取C=118则d≥118×()1/3mm=考虑键槽的影响以系列标准，取d=22mm3、齿轮上作用力的计算齿轮所受的转矩：T=×106P/n=×106× N齿轮作用力：圆周力：Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N径向力：Fr=Fttan200=2130×tan200=775N确定轴上零件的位置与固定方式单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置在齿轮两边。齿轮靠油环和套筒实现 轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通过两端轴承盖实现轴向定位，4 确定轴的各段直径和长度初选用6206深沟球轴承，其内径为30mm,宽度为16mm.。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长36mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。(2)按弯扭复合强度计算①求分度圆直径：已知d2=50mm②求转矩：已知T=③求圆周力Ft：根据课本P127（6-34）式得Ft=2T3/d2=2×④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Fr=Ft?tanα=×⑤∵两轴承对称∴LA=LB=50mm(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=(2) 截面C在垂直面弯矩为MC1=FAxL/2=×100/2=19N?m(3)截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=×100/2=(4)计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/2=（192+）1/2=(5)计算当量弯矩：根据课本P235得α=[MC2+(αT)2]1/2=[(×)2]1/2=(6)校核危险截面C的强度由式（10-3）σe=Mec/（）=(×303)=<[σ-1]b=60Mpa∴此轴强度足够（7） 滚动轴承的选择及校核计算一从动轴上的轴承根据根据条件，轴承预计寿命L'h=10×300×16=48000h(1)由初选的轴承的型号为: 6209,查[1]表14-19可知:d=55mm,外径D=85mm,宽度B=19mm,基本额定动载荷C=, 基本静载荷CO=,查[2]表可知极限转速9000r/min（1）已知nII=(r/min)两轴承径向反力：FR1=FR2=1083N根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力FS= 则FS1=FS2=(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1=682N FA2=FS2=682N(3)求系数x、yFA1/FR1=682N/1038N = =根据课本P265表（14-14）得e=48000h∴预期寿命足够二.主动轴上的轴承:(1)由初选的轴承的型号为:6206查[1]表14-19可知:d=30mm,外径D=62mm,宽度B=16mm,基本额定动载荷C=,基本静载荷CO=,查[2]表可知极限转速13000r/min根据根据条件，轴承预计寿命L'h=10×300×16=48000h（1）已知nI=(r/min)两轴承径向反力：FR1=FR2=1129N根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力FS= 则FS1=FS2=(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1= FA2=FS2=(3)求系数x、yFA1/FR1= = =根据课本P265表（14-14）得e=48000h∴预期寿命足够七、键联接的选择及校核计算1．根据轴径的尺寸，由[1]中表12-6高速轴(主动轴)与V带轮联接的键为：键8×36 GB1096-79大齿轮与轴连接的键为：键 14×45 GB1096-79轴与联轴器的键为：键10×40 GB1096-792．键的强度校核大齿轮与轴上的键 ：键14×45 GB1096-79b×h=14×9,L=45,则Ls=L-b=31mm圆周力：Fr=2TII/d=2×198580/50=挤压强度： =<125~150MPa=[σp]因此挤压强度足够剪切强度： =<120MPa=[ ]因此剪切强度足够键8×36 GB1096-79和键10×40 GB1096-79根据上面的步骤校核，并且符合要求。八、减速器箱体、箱盖及附件的设计计算~1、减速器附件的选择通气器由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×油面指示器选用游标尺M12起吊装置采用箱盖吊耳、箱座吊耳.放油螺塞选用外六角油塞及垫片M18×根据《机械设计基础课程设计》表选择适当型号：起盖螺钉型号：GB/T5780 M18×30,材料Q235高速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86 M8X12,材料Q235低速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86 M8×20,材料Q235螺栓：GB5782～86 M14×100，材料Q235箱体的主要尺寸：：(1)箱座壁厚z=× 取z=8(2)箱盖壁厚z1=× 取z1=8(3)箱盖凸缘厚度b1=×8=12(4)箱座凸缘厚度b=×8=12(5)箱座底凸缘厚度b2=×8=20(6)地脚螺钉直径df =×(取18)(7)地脚螺钉数目n=4 (因为a<250)(8)轴承旁连接螺栓直径d1= =×18= (取14)(9)盖与座连接螺栓直径 d2=()df =× 18= (取10)(10)连接螺栓d2的间距L=150-200(11)轴承端盖螺钉直d3=()df=×18=(取8)(12)检查孔盖螺钉d4=()df=×18= (取6)(13)定位销直径d=()d2=×10=8(14)至外箱壁距离C1(15) (16)凸台高度：根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。(17)外箱壁至轴承座端面的距离C1＋C2＋（5～10）(18)齿轮顶圆与内箱壁间的距离：＞ mm(19)齿轮端面与内箱壁间的距离：=12 mm(20)箱盖，箱座肋厚：m1=8 mm,m2=8 mm(21)轴承端盖外径∶D＋（5～5．5）d3D～轴承外径(22)轴承旁连接螺栓距离：尽可能靠近，以Md1和Md3 互不干涉为准，一般取S＝D2.九、润滑与密封1.齿轮的润滑采用浸油润滑，由于为单级圆柱齿轮减速器，速度ν<12m/s，当m<20 时，浸油深度h约为1个齿高，但不小于10mm，所以浸油高度约为36mm。2.滚动轴承的润滑由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。3.润滑油的选择齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用GB443-89全损耗系统用油L-AN15润滑油。4.密封方法的选取选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。十、设计小结课程设计体会课程设计都需要刻苦耐劳，努力钻研的精神。对于每一个事物都会有第一次的吧，而没一个第一次似乎都必须经历由感觉困难重重，挫折不断到一步一步克服，可能需要连续几个小时、十几个小时不停的工作进行攻关；最后出成果的瞬间是喜悦、是轻松、是舒了口气！课程设计过程中出现的问题几乎都是过去所学的知识不牢固，许多计算方法、公式都忘光了，要不断的翻资料、看书，和同学们相互探讨。虽然过程很辛苦，有时还会有放弃的念头，但始终坚持下来，完成了设计，而且学到了，应该是补回了许多以前没学好的知识，同时巩固了这些知识，提高了运用所学知识的能力。十一、参考资料目录[1]《机械设计基础课程设计》，高等教育出版社，陈立德主编，2004年7月第2版；[2] 《机械设计基础》，机械工业出版社 胡家秀主编 2007年7月第1版

Wheel gears spreading to move is a the most wide kind of the application spreads to move a form in the modern main advantage BE:The① spreads to move to settle, work than in a moment steady, spread to move accurate credibility, can deliver space arbitrarily sport and the motive of the of two stalks；Power and speed scope② applies are wide；③ spreads to move an efficiency high, =；④ work is dependable, service life long；⑤ Outline size outside the is small, structure tightly wheel gear constituted to；；；from wheel gear, stalk, bearings and box body decelerates a machine, useding for prime mover and work machine or performance organization of, have already matched to turn soon and deliver a function of turning , the application is extremely extensive in the modern machine.⑥ Local deceleration machine much with the wheel gear spread to move, the pole spread to move for lord, but widespread exist power and weight ratio small, or spread to move ratio big but the machine efficiency lead a low are also many weaknesses on material quality and craft level moreover, the especially large deceleration machines problem is more outstanding, the service life isnt deceleration machine of abroad, with Germany, Denmark and Japan be placed in to lead a position, occupying advantage in the material and the manufacturing craft specially, decelerating the machine work credibility like, service life it spreads to move a form to still take settling stalk wheel gear to spread to move as lord, physical volume and weight problem, dont also resolve likeThe direction which decelerates a machine to is the facing big power and spread to move ratio, small physical volume, high machine efficiency and service life to grow greatly nowadays the connecting of machine and electric motor body structure is also the form which expands strongly, and have already produced various structure forms and various products of power model close to ten several in the last yearses, control a technical development because of the modern calculator technique and the number, make the machine process accuracy, process an efficiency to raise consumedly, pushed a machine to spread the diversification of movable property article thus, the mold piece of the whole machine kit turns, standardizing, and shape design the art turn, making product more fine, the beauty a set a machine material in 21 centuries medium, the wheel gear is still a machine to spread a dynamic basic tool machine and the craft technical development, pushed a machine to spread to move structure to fly to develop spreading to move the electronics control, liquid in the system design to press to spread to move, wheel gear, take the mixture of chain to spread to move, will become become soon a box to design in excellent turn to spread to move a combination of academics that is in spread move the design crosses, will become new spread a movable property article the important trend of the character：Reduction gear、 Bearing 、gear 、mechanical drive摘要齿轮传动是现代机械中应用最广的一种传动形式.它的主要优点是：① 瞬时传动比恒定、工作平稳、传动准确可靠，可传递空间任意两轴之间的运动和动力；② 适用的功率和速度范围广；③ 传动效率高，=；④ 工作可靠、使用寿命长；⑤ 外轮廓尺寸小、结构紧凑.由齿轮、轴、轴承及箱体组成的齿轮减速器,用于原动机和工作机或执行机构之间,起匹配转速和传递转矩的作用,在现代机械中应用极为广泛.国内的减速器多以齿轮传动、蜗杆传动为主，但普遍存在着功率与重量比小，或者传动比大而机械效率过低的问题.另外，材料品质和工艺水平上还有许多弱点，特别是大型的减速器问题更突出，使用寿命不长.国外的减速器，以德国、丹麦和日本处于领先地位，特别在材料和制造工艺方面占据优势，减速器工作可靠性好，使用寿命长.但其传动形式仍以定轴齿轮传动为主，体积和重量问题，也未解决好.当今的减速器是向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向发展.减速器与电动机的连体结构，也是大力开拓的形式，并已生产多种结构形式和多种功率型号的产品.近十几年来,由于近代计算机技术与数控技术的发展，使得机械加工精度，加工效率大大提高，从而推动了机械传动产品的多样化，整机配套的模块化，标准化，以及造型设计艺术化，使产品更加精致，美观化.在21世纪成套机械装备中,齿轮仍然是机械传动的基本部件.CNC机床和工艺技术的发展,推动了机械传动结构的飞速发展.在传动系统设计中的电子控制、液压传动、齿轮、带链的混合传动,将成为变速箱设计中优化传动组合的方向.在传动设计中的学科交叉,将成为新型传动产品发展的重要趋势.关键字：减速器 轴承 齿轮 机械传动SummaryThis time graduate the design to have the contents a to design concerning the machine that decelerate the complets the machine is a kind of from close to move in the rigid wheel gear in the hull is an independent complete organization .Pass thisa design can then the first step controls general simple a set of complete designs step and methods of the time graduate the design to introduce the type function of the deceleration machine and constitute the etc. primarily , made use of learned the knowledge .Such as:Machine graphics ,the metals material craft learns the theories knowledge that business trip learn. In actual production can analysis definitely reach agreement .The general type that decelerate the machine has:The cylinder wheel gear decelerates the machine ,cone wheel gear decelerates the machine ,wheel pole decelerates the machine ,stalk park type decelerates machine ,assembles type decelerate machine ,couplet type decelerate machine ,couplet type decelerate machine .Further educated in this time design independent ability that engineering design, set up the right design thought controls the in common use machine spare parts ,the machine spread to move the device with the simple machine design of method with step ,the consideration that request synthesize usage the request of economic craft etc . make sure the reasonable design project .Key phrase: reducer rigidity technolic components/zeroporatPrecent/project摘要这次毕业设计是由封闭在刚性壳内所有内容的齿轮传动是一独立完整的机构.通过这一次设计可以初步掌握一般简单机械的一套完整的设计及方法，构成减速器的通用零部件.这次毕业设计主要介绍了减速器的类型作用及构成等，全方位的运用所学过知识.如：机械制图，金属材料工艺学公差等以学过的理论知识.在实际生产中得以分析和解决.减速器的一般类型有：圆柱齿轮减速器、圆锥齿轮减速器、齿轮.蜗杆减速器、轴装式减速器、组装式减速器、轴装式减速器、联体式减速器.在这次设计中进一步培养了工程设计的独立能力，树立正确的设计思想掌握常用的机械零件，机械传动装置和简单机械设计的方法和步骤，要求综合的考虑使用经济工艺等方面的要求.确定合理的设计方案.关键词：减速器 刚性 工艺学 零部件 方案Planetary gear reducer gear reducer than the normal small size, light weight, high efficiency and transmission power range, etc, widely applied gradually. At the same time its drawbacks are: material quality, complex, high precision manufacturing, more difficult to install, design complex calculations than the average speed reducer. but on the planet as people drive technology further in-depth understanding and knowledge as well as the introduction of foreign planetary transmission and absorption of technology to drive the structure and contain its way are constantly improving, and continuously improve the level of production technology, can produce a better planetary gear to a general load of gear strength, geometric dimensions of the design calculation, and then to carry out transmission ratio conditions, concentric condition, the assembly conditions, design and calculation of the adjacent conditions, thanks to the number of planetary gear transmission, also must be contained institutions and the design of floating volume gear drive according to the composition of basic enough pieces can be divided into: 2KH, 3K, and KHV are three. If the meshing of gears by the way, can be divided into: NGW-type, NN-based, WW-type, WGW type, NGWN type and N-type and so on. I designed planetary gear is 2KH NGW planetary transmission type.行星轮系减速器较普通齿轮减速器具有体积小、重量轻、效率高及传递功率范围大等优点，逐渐获得广泛应用.同时它的缺点是：材料优质、结构复杂、制造精度要求较高、安装较困难些、设计计算也较一般减速器复杂.但随着人们对行星传动技术进一步的深入地了解和掌握以及对国外行星传动技术的引进和消化吸收，从而使其传动结构和均载方式都不断完善，同时生产工艺水平也不断提高，完全可以制造出较好的行星齿轮传动减速器.根据负载情况进行一般的齿轮强度、几何尺寸的设计计算，然后要进行传动比条件、同心条件、装配条件、相邻条件的设计计算，由于采用的是多个行星轮传动，还必须进行均载机构及浮动量的设计计算.行星齿轮传动根据基本够件的组成情况可分为：2KH、3K、及KHV三种.若按各对齿轮的啮合方式，又可分为：NGW型、NN型、WW型、WGW型、NGWN型和N型等.我所设计的行星齿轮是2KH行星传动NGW型.● What is the ball screw?So that the movement of objects, generally speaking, the movement will need to generate power, directly or indirectly through other organizations to convey to the Department of the final movement. Case of the automobile, gasoline engine, due to the combustion piston to move up and down, and through intermediaries ultimately delivered to the wheels to make it happen rotary 's world, able to represent the mechanical and plant a variety of sports organizations, we can say without exception, have some form of motor conduction institutions. Ball screw is rotary motion into linear motion, or linear motion into rotary motion of the most reasonable product.● ball screw specialties1, compared with the sliding torque of ball screw 1 / 3As the ball screw of the screw shaft and the wire between the mother doing a lot of ball rolling motion, so the movement can get higher efficiency. And compared to the last slide ball screw drive torque to 1 / 3 of the following, that is required to achieve the same results of dynamic movement to use the scroll ball screw 1 / 3. Was helpful in , high precision to ensureBall screw is made in Japan De mechanical device world's highest level of coherence produced, especially in research and cutting, assembly, Jian Chage processes of the factory environment, the temperature • humidity 进行 a strictly controlled quality management Youyuwanshan system so that accuracy can be fully , micro-feed mayAs the ball screw is the use of ball movement, so a very small starting torque, does not appear as a creeping phenomenon of sliding movement can ensure accurate , no backlash, high rigidityBall screw can be added to the pressure, the pressure due to the axial clearance can reach negative values, and then get a higher rigidity (within the ball screw ball through to add to the pressure in actual use mechanical devices, because of ball The repulsion can increase the rigidity of the Department of silk mother).5, high-speed feed mayBall screw, sport, high efficiency, small heat, so can achieve high-speed feed (Sports).●滚珠丝杠副是什么?使物体运动时，一般来讲需要将动力产生的运动直接或通过其他机构间接地传达到最终运动部。以汽车为例，在发动机内由于汽油的燃烧使活塞上下移动，再通过中间机构最终传递到车轮使之发生回转运动。当今世界中，能代表机械的、有各种运动机构的装置，可以说无一不是具有某种形式的运动传导机构。滚珠丝杠副是将回转运动转化为直线运动，或将直线运动转化为回转运动的最合理的产品。●滚珠丝杠副的特长1、与滑动丝杠副相比驱动力矩为1/3由于滚珠丝杠副的丝杠轴与丝母之间有很多滚珠在做滚动运动，所以能得到较高的运动效率。与过去的滑动丝杠副相比驱动力矩达到1/3以下，即达到同样运动结果所需的动力为使用滚动丝杠副的1/3。在省电方面很有帮助。2、高精度的保证滚珠丝杠副是用日本制造的世界最高水平的机械设备连贯生产出来的，特别是在研削、组装、检查各工序的工厂环境方面，对温度•湿度进行了严格的控制，由于完善的品质管理体制使精度得以充分保证。3、微进给可能滚珠丝杠副由于是利用滚珠运动，所以启动力矩极小，不会出现滑动运动那样的爬行现象，能保证实现精确的微进给。4、无侧隙、刚性高滚珠丝杠副可以加予压，由于予压力可使轴向间隙达到负值，进而得到较高的刚性（滚珠丝杠内通过给滚珠加予压力，在实际用于机械装置等时，由于滚珠的斥力可使丝母部的刚性增强）。5、高速进给可能滚珠丝杠副由于运动效率高、发热小、所以可实现高速进给（运动）。

汽车主减速器论文文献

机电一体化毕业论文150000字单片机设计媒体播放器........或者设计一个计算器等等也可以设计一个指南针音乐门铃之类的电子称 电饭煲质量的设计产品我们这些课题都做过 有一些比较丰富的经验可以互相交流学习下.......机电一体化毕业论文150000字

第2章主减速器的结构设计过程 设计方案的确定 主减速比的计算主减速比对于主减速器的结构形式、轮廓尺寸、质量大小以及当变速器处于最高单位时汽车的动力性和燃料经济性都有直接影响。 的选择应在汽车总体设计时和传动系统的总传动比一起由则和那个车动力计算来确定。可利用在不同的功率平衡图来计算对汽车动力性的影响。通过优化设计，对发动机与传动系参数作最佳匹配的方法来选择 值，可是汽车获得最佳的动力性和燃料经济性。 为了得到足够的功率儿使得最高车速稍微有所下降，一般选的比最小值大10%~25%，即按照下是选择：i =()=() 2400/(80 1 1 )=式中：r ——车轮的滚动半径 i ——变速器最高档传动比（为直接档） i ——分动器或动力器的最高档传动比 i ——轮边减速器的传动比 主减速器结构方案的确定（1）双曲面齿轮具有一系列的优点，因此比螺旋齿轮应用更加广泛。本次设计也采用双曲面齿轮。 （2）主减速器主动锥齿轮的支撑形式及其安装方式的选择，本次设计用：主动锥齿轮：悬臂式支撑（圆锥滚子轴承） 从动锥齿轮：跨置式支撑（圆锥滚子轴承） （3）从动锥齿轮的支撑方式和安装方式的选择 从动锥齿轮的两端支撑多采用圆锥滚子轴承，安装时应使它们的圆锥滚子大端相向朝内，而小端相向外。为了防止从动锥齿轮在轴向载荷作用下的偏移，圆锥滚子轴承应用两端的调整螺母调整。主减速器从动锥齿轮采用无辐式结构并采用细牙螺钉以精度较高的紧配固定在差速器壳的凸缘上。（4）主减速器的轴承预紧及齿轮啮合调整 支撑主减速器的圆锥滚子轴承需要预紧以消除安装的原始间隙、磨合期间该间隙的增大及增加支撑刚度。分析可知，当轴向力于弹簧变形呈线性关系时，预紧使轴向位移减小至原来的1/2。预紧力虽然可以增大支撑刚度，改善齿轮的啮合和轴承工作条件，但当预紧力超过某一个理想值时，轴承寿命会急剧下降。主减速器轴承的预紧值可以取为发动机最大转矩时换算做得轴向力的30%。主动锥齿轮轴承预紧度的调整采用波形套筒，从动齿轮轴承预紧度的调整采用调整螺母。（5）主减速器的减速形式 主减速器的减速形式分为单级减速、双级减速、单级贯通、双级贯通、主减速及其轮边减速等。减速形式的选择与汽车的类别及使用条件有关，有时也与制造厂的产品系列及其制造条件有关，但是它主要取决于由动力性、经济性等整车性能所要求得主减速比的大小及其驱动桥下的离地间隙、驱动桥的数目及其布置形式等。通常主减速比不大于的各种中小汽车上。 主减速器的基本参数选择与设计计算 主减速器齿轮载荷的计算通常是将发动机最大转矩配以传动系最低档位传动比时和驱动车轮打滑两种情况作用下主减速器从动齿轮上的转矩(T ，T )较小者，作为载货汽车计算中用以验算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷。即式中：T ——发动机最大转矩1070N*M i ——由发动机所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低档传动比根据同类型的车型的变速器传动比选择i =式中： ——上述传动部分的效率，取 = k ——超载系数，取k = n——驱动桥数目2 G ——汽车满载时驱动桥给水平地面的最大负荷，N；但是后桥来说还应该考虑到汽车加速时负荷增大值，但是可以取 ，i ——分别为由所计算的主减速器从动齿轮到驱动轮之间的传动效率和减速比，分别是和由式（2—1）,式（2—2）求得的计算载荷，是最大转矩而不是正常持续转矩，不能用它作为疲劳损坏依据。对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续转矩是根据所谓平均牵引力的值来确定的，即是主减速器的平均计算转矩为式中：G ——汽车满载总重32000 G ——所牵引的挂车满载总重，N，仅用于牵引车取G =0 f ——道路滚动阻力系数，货车通常取， f ——汽车正常使用时的平均爬坡能力系数。货车通常取，可以取f = f ——汽车性能系数当 主减速器齿轮参数的选择z （1）齿数的选择 对于单级主减速器，i 6时，z 的最小值可以取为5，但是为了啮合平稳及提高疲劳强度，z 最好大于5.当i 较小时，z 可以取7~12，但是这时常常会因为主动齿轮、从动齿轮的尺寸太大而不能保证所要求桥下离地间隙为了磨合均匀，主动齿轮、从动齿轮的齿数之间应避免有公约数；为了得到理想的齿面重叠系数，其齿数之和对于载货汽车应不少于40.多以取为z 17 ，z2为38.（2）节圆直径的选择 根据从动锥齿轮大的计算转矩（见式2—2，式2—3）并取两者中较小的一个为计算依据，按照经验公示选出： 式中：K ——直径系数，取K =13~16 T ——计算转矩，N*M，取T =T =*M计算得，d =,考虑到此车是重型载重卡车，其经常工作在超载的情况下，初取d =286mm。 （3）齿轮断面模数的选择 d 选定后，可以按式m= 算出从动齿轮大端模数，m=5,并用下式校核 （4）齿面宽的选择 汽车主减速器螺旋锥齿轮齿面宽度推荐为：F= =,考虑其超载情况，可初取F=60mm。（5）双齿面齿轮的偏移距E 轿车、轻型客车和轻型载货汽车主减速器的E值，不应超过从动齿轮节锥距A 的40%(接近于从动齿轮节圆直径d 的20%)；传动比则E也越大，大传动比的双曲面齿轮传动，偏移距E可达到从动齿轮节圆直径d 的20%-30%。当E大于d 的20%时，应检查是否发生根切。（6）双曲面齿轮的偏移方向 由从动齿轮的锥顶向其齿面看去并使主动齿轮右侧，这时如果主动齿轮在从动齿轮下方时为下偏移。下偏移时主动齿轮的旋转方向为左旋，从动齿轮为右旋。（7）螺旋锥齿轮与双曲面齿轮的螺旋方向 对着齿面看去，如果齿轮的弯曲方向从其小端到大端为顺时针走向时则称为右旋齿，反时针时则成为左旋齿。主从动齿轮螺旋方向是不同的。螺旋锥齿轮与双曲面齿轮在传动时所产生的轴向力，其方向决定于齿轮的螺旋方向和旋转方向。判断齿轮的旋转方向是顺时针还是逆时针时，要向齿轮背面看去。所以主动齿轮螺旋方向是左旋，旋转方向是顺时针。（8）螺旋角的选择 双曲面齿轮传动，由于有了偏移距而使主从动齿轮的名义螺旋角不等，且主动齿轮的大，而从动齿轮的小。螺旋角应满足足够大以使m =.。因越大就越平稳噪声就越低。螺旋角过大时会引起轴向力也越大因此有一个适当的范围。 “格里森”制推荐用下式，近似的预选为主动齿轮螺旋角的名义值式中： ——主动齿轮名义（中点）螺旋角的预选值 预选 后尚需要用刀号来加以校正。首先要求出近似刀号近似刀号=式中 ， ——主、从动齿轮的齿根角，以“分”表示。 按照近似刀号选取与其最接近的标准刀号（计有：然后按照选定的标准刀号反着算螺旋角 ：式中 标准刀号为3 最后选用的 与 之差不得超过5. （9）齿轮法向压力角的选择 格里森规定载货汽车和重型汽车则应该分别选用20 和22 30 的发向压力角，对于双曲面齿轮，由于其主动齿轮轮齿的法相压力角不等，因此应按照平均压力角考虑，载货汽车选用22 30 的平均压力角。（10）铣刀盘名义直径2r 的选择 按照从动齿轮节圆直径d 选取刀盘名义直径r =。 主减速器双曲面齿轮的几何尺寸计算与强度计算有附录1计算（1） 主减速器圆弧齿双曲面齿轮的几何尺寸计算 双重收缩齿的优点在于能够提高小齿轮粗切工序。双重收缩齿的齿轮参数，其大、小齿轮根锥角的选定是考虑到用一把使用上最大的刀顶距地粗切刀，切出沿着齿面宽的方向正确的吃后收缩来。当打齿轮直径大于刀盘半径时采用这种方法是最好的。圆弧齿双面齿轮的这一计算方法适用于轴交角为90 的所有传动比，但是应该使z 6 , z + z 40。此计算方法限制用于格里森刀盘切齿。对于大齿轮直径超过650mm或小齿轮轴线偏移距E大于100mm时候，必须另行考虑。由附录双曲面齿轮计算用表第65项求的的齿轮线曲率半径 r 与第7项选定的刀盘半径r 的1%。否则需要重新计算20项至65项。如果r r ,则应增加tan 的数值。修正量是根据曲率半径的差值来选出的。若无特殊考虑，则第二次计算可以求得tan 改变10%。如果第二次计算得出的r 新值仍不接近r ，就要进行第三次计算，通常也是最后一次计算，可用下式tan ：（2） 主减速器双曲面齿轮的强度计算1. 单位齿长的圆周力p=式中 p——单位齿长上的圆周力，N/mmP——作用在齿轮上的圆周力，N，按照发动机最大转T 最大附着力矩两种载荷工况进行计算按照发动机最大转矩计算时：I档时候p=<(p) =1429N/mm直接档位时p=*mm<(p) =250 N/mm按照最大附着力矩计算时可知，校核成功。2．轮齿的弯曲强弯曲计算用综合系数J度计算。汽车主减速器双曲面齿轮轮齿的计算弯曲应力 (N/mm )为式中 K ——超载系数； K ——尺寸系数K ＝ K ——载荷分配系数 K ——质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，档齿轮接触良好、节及径想跳动精度高时，取1 J——计算弯曲应力用的综合系数，见图3— = J = T 作用下：从动齿轮上的应力 =<700MPa； T 作用下：从动齿轮上的应力 =<;当计算主动齿轮时， 与从动相当，而J

减速机是最基础的传动部件，你可以参照减速机设计手册，是专门讲减速机的相关知识，我是做减速机的，有什么不明白可以共同探讨。毕业设计有专门的格式，我们毕业的时候也搞过，老师会让你看往届的东西，大概格式就是那样。希望能对你有帮助！

机电一体化毕业设计 ·基于PLC控制的带式输送机自动张紧装置·汽车主减速器试验台结构设计 机电一体化·称重式粉料包装机设计·切边机系统机电一体化设计·多刀半自动车床主传动系统的设计·普通CA6140车床的经济型数控改造 机电一体化·普通车床的数控改造·全自动揉搓式洗衣机的设计 机电一体化设计·数控激光切割机设计 机电一体化

轮边减速器的毕业论文

论文提纲与开题报告

开题报告是指开题者对科研课题的一种文字说明材料。论文提纲是作者构思谋篇的具体体现。便于作者有条理地安排材料、展开论证。

一、毕业设计(论文)题目的来源，理论或实际应用意义

2、理论或实际应用意义

汽车驱动桥处于汽车传动系的末端，其基本功用是增大由传动轴或直接由变速器传来的转矩，将转矩分配给左右驱动车轮，并使左右驱动车轮具有汽车行驶运动学上要求的差速功能;同时，驱动桥还要承受作用于路面和车架或车厢之间的铅垂力、纵向力和横向力。

随着测试技术的发展与完善，在驱动桥设计过程中引进新的测试技术和各种专用的试验设备，进行科学实验，从各方面对产品的结构、性能和零部件的强度、寿命进行测试，同时广泛采用近代数学物理分析方法，对产品及其总成、零部件进行全面的技术分析、研究，这样就使驱动桥设计理论发展到以科学实验和技术分析为基础的阶段。

驱动桥设计与分析理论达到当前的高水平，是百余年来特别是近三十年来基础科学、应用技术、材料与制造工艺不断发展进步的结果，也是设计、生产与使用经验长期积累的结果.它立足于规模宏大的生产实践，以基础理论为指导，以体现当代科技成就的驱动桥设计软件及硬件为手段，以满足社会需求为目的，借助于材料、工艺、设备、工具、测试仪器、试验技术及经营管理等领域的成就，不断地发展进步。以便改善其市场竞争地位并获得更大的经济效益。

二、题目主要内容及预期达到的目标

(一)题目主要内容

1)选择驱动桥结构形式，主减速器结构型式;

2)选择主减速器齿轮的支撑型式，计算选择主减速器齿轮的主要参数;

3)主减速齿轮的强度校核，计算选择主减速器的轴承;

4)选择计算差速器齿轮主要参数，差速器锥齿轮的强度校核;

5)完成驱动桥主要零件的结构设计;

6)用Matlab完成相关计算编程。

(注)开题报告要点：1、毕业设计(论文)题目的来源，理论或实际应用意义。2、题目主要内容及预期达到的目标。3、拟采用哪些方法及手段。4、完成题目所需要的实验或实习条件。5、完成题目的工作计划等。

(开题报告不够用时可另附同格式A4纸)

(二)预期达到的目标

1)所选择的主减速比应保证汽车在给定使用条件下有最佳的动力经济性，具体必要的离地间隙以满足通过性的要求;

2)驱动桥的各零件在满足足够的强度和刚度的条件下，应力求做到质量轻，以改善汽车的行驶平顺性;

3)能承受和传递作用于驱动车轮上的各种力和转矩，噪声小，结构简单，拆装调整方便;

4)设计中应尽量满足“三化”的要求;

三、拟采用的方法和手段

(一)方案论证

1)驱动桥结构方案

驱动桥有断开式和非断开式，本次设计采用断开式。参考奥拓微型轿车驱动系统的布置形式，采用的是发动机前横置如图1所示：

汽车悬挂总成的类型及其弹性元件与减振装置的工作特性是决定汽车行驶平顺性的主要因素，而汽车簧下部分质量的.大小，对其平顺性也有显著的影响。断开式驱动桥的簧下质量较小，又与独立悬挂相配合，致使驱动车轮与地面的接触情况及对各种地形的适应性比较好，由此可大大地减小汽车在不平路面上行驶时的振动和车厢倾斜，提高汽车的行驶平顺性和平均行驶速度，减小车轮和车桥上的动载荷及零件的损坏，提高其可靠性及使用寿命。但是，由于断开式驱动桥及与其相配的独立悬挂的结构复杂，故这种结构主要见于对行驶平顺性要求较高的轿车。

2)主减速器及差速器设计结构方案分析

主减速器类型较多，有单级、双级、双速、轮边减速器等。参考奥拓微型轿车驱动系统的布置形式，因此采用圆柱齿轮单级减速如图2，具有结构简单、体积小、重量轻和传动效率高等优点。差速器采用对称式锥齿轮差速器，具有结构简单、工作平稳、制造方便及可靠等优点。在汽车转弯或在不平坦的路面上行驶时，使前后驱动车轮之间产生差速作用。

3)半轴结构方案分析

由于驱动桥是转向驱动桥，并且采用断开式，所以采用如图3所示的两段式半轴，外半轴与车轮相连，并通过球笼式万向节与内半轴即传动轴相连，传动轴与差速器输出端采用滑动球笼式万向节连接。

(二)采用的方法和手段

根据汽车动力性要求，在保证零件强度和刚度可靠使用的条件下基于 MATLAB 完成断开式驱动桥的设计计算。用CAXA软件完成装配图、零件图绘制。论文提纲见附件。

四、完成题目所需要的实验或实习条件

1.汽车学院实验中心;

2.长春第一汽车集团公司实习;

3.通过网络及图书馆获取相关资料;

五、完成题目的工作计划

收集查阅相关资料

提出研究方案，准备开题，开题答辩

确定设计参数及相应计算方法，绘制驱动桥草图，中期检查

程序设计，绘制装配图

资料整理，撰写说明书

调整、完善并最终打印说明书及装配图

答辩准备

查阅资料、文献目录

[1] 陈家瑞，汽车构造 第4版. 北京：人民交通出版社，2003

[2] 王望予，汽车设计 第4版 北京：机械工业出版社，2004

[3] 过学迅，北京：人民交通出版社，2005

[4] 中国汽车车型手册 中国汽车技术研究中心 2003

[5] 刘惟信 汽车设计 北京：清华大学出版社，2001

[6] 汽车设计标准资料手册 长春：吉林科技出版社，1992

[7] 刘惟信.汽车设计.北京：清华大学出版社，2001

[8] 刘惟信.机械可靠性设计. 北京:清华大学出版社，1996

[9] 毛谦得.袖珍机械设计手册.北京：机械工业出版社，2005

[10] 刘惟信.汽车车桥设计.北京：清华大学出版社，2003

[11] 刘惟信.论现代汽车设计及其发展趋势.汽车与社会，1996

[12] 张洪欣.汽车设计.北京:机械工业出版社，2002

[13] 余志生.汽车理论.北京:机械工业出版社，2001

[14] 丁骏.机械制造工艺学.吉林：吉林教育出版社，1986

[15] John Fenton. Handbook of Automotive Powertain and Engineering Publishing, 1998

[16] Lechner G, Naunheimer H. Automotive Transmissions: Fundamentals, Selection, Design and Application. Berlin: Springer, 1999

附 件：论文提纲

指导教师意见：

(对本课题的深度、广度及工作量的意见和对设计结果的预测)

指导教师签字：

年 月 日

教研室意见：

教研室主任签字：

年 月 日

开 题 须 知

一、学生要认真填写开题报告。在毕业设计(论文)答辩时学生须向答辩委员会(或答辩小组)提交开题报告，作为答辩评分的参考材料，没有开题报告不能参加答辩。如果丢失要及时办理补交手续。学生毕业后，开题报告与学生毕业设计(论文)一并存档备案。

二、毕业设计(论文)题目一经确定，指导教师要给学生下达毕业设计(论文)任务书，学生根据任务书的要求进行开题，一般安排在毕业设计(论文)正式开始的第二周至第三周进行。

三、开题报告的审查由各专业教研室主持，每个学生的报告时间为10—15分钟。开题通过后学生才能正式获得毕业设计(论文)的资格。

四、学生要充分理解毕业设计(论文)题目的内容和要求，在指导教师的指导下制定切实可行的工作计划，并且要具备进行毕业设计(论文)所要求的实验或实习(调研)条件。

五、学生要按照指导教师所下达的毕业设计(论文)任务书的要求，认真进行文献资料的检索、搜集和查阅，并做好记录。

六、开题审查不合格的学生，必须在一周内重新进行开题。

第2章主减速器的结构设计过程 设计方案的确定 主减速比的计算主减速比对于主减速器的结构形式、轮廓尺寸、质量大小以及当变速器处于最高单位时汽车的动力性和燃料经济性都有直接影响。 的选择应在汽车总体设计时和传动系统的总传动比一起由则和那个车动力计算来确定。可利用在不同的功率平衡图来计算对汽车动力性的影响。通过优化设计，对发动机与传动系参数作最佳匹配的方法来选择 值，可是汽车获得最佳的动力性和燃料经济性。 为了得到足够的功率儿使得最高车速稍微有所下降，一般选的比最小值大10%~25%，即按照下是选择：i =()=() 2400/(80 1 1 )=式中：r ——车轮的滚动半径 i ——变速器最高档传动比（为直接档） i ——分动器或动力器的最高档传动比 i ——轮边减速器的传动比 主减速器结构方案的确定（1）双曲面齿轮具有一系列的优点，因此比螺旋齿轮应用更加广泛。本次设计也采用双曲面齿轮。 （2）主减速器主动锥齿轮的支撑形式及其安装方式的选择，本次设计用：主动锥齿轮：悬臂式支撑（圆锥滚子轴承） 从动锥齿轮：跨置式支撑（圆锥滚子轴承） （3）从动锥齿轮的支撑方式和安装方式的选择 从动锥齿轮的两端支撑多采用圆锥滚子轴承，安装时应使它们的圆锥滚子大端相向朝内，而小端相向外。为了防止从动锥齿轮在轴向载荷作用下的偏移，圆锥滚子轴承应用两端的调整螺母调整。主减速器从动锥齿轮采用无辐式结构并采用细牙螺钉以精度较高的紧配固定在差速器壳的凸缘上。（4）主减速器的轴承预紧及齿轮啮合调整 支撑主减速器的圆锥滚子轴承需要预紧以消除安装的原始间隙、磨合期间该间隙的增大及增加支撑刚度。分析可知，当轴向力于弹簧变形呈线性关系时，预紧使轴向位移减小至原来的1/2。预紧力虽然可以增大支撑刚度，改善齿轮的啮合和轴承工作条件，但当预紧力超过某一个理想值时，轴承寿命会急剧下降。主减速器轴承的预紧值可以取为发动机最大转矩时换算做得轴向力的30%。主动锥齿轮轴承预紧度的调整采用波形套筒，从动齿轮轴承预紧度的调整采用调整螺母。（5）主减速器的减速形式 主减速器的减速形式分为单级减速、双级减速、单级贯通、双级贯通、主减速及其轮边减速等。减速形式的选择与汽车的类别及使用条件有关，有时也与制造厂的产品系列及其制造条件有关，但是它主要取决于由动力性、经济性等整车性能所要求得主减速比的大小及其驱动桥下的离地间隙、驱动桥的数目及其布置形式等。通常主减速比不大于的各种中小汽车上。 主减速器的基本参数选择与设计计算 主减速器齿轮载荷的计算通常是将发动机最大转矩配以传动系最低档位传动比时和驱动车轮打滑两种情况作用下主减速器从动齿轮上的转矩(T ，T )较小者，作为载货汽车计算中用以验算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷。即式中：T ——发动机最大转矩1070N*M i ——由发动机所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低档传动比根据同类型的车型的变速器传动比选择i =式中： ——上述传动部分的效率，取 = k ——超载系数，取k = n——驱动桥数目2 G ——汽车满载时驱动桥给水平地面的最大负荷，N；但是后桥来说还应该考虑到汽车加速时负荷增大值，但是可以取 ，i ——分别为由所计算的主减速器从动齿轮到驱动轮之间的传动效率和减速比，分别是和由式（2—1）,式（2—2）求得的计算载荷，是最大转矩而不是正常持续转矩，不能用它作为疲劳损坏依据。对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续转矩是根据所谓平均牵引力的值来确定的，即是主减速器的平均计算转矩为式中：G ——汽车满载总重32000 G ——所牵引的挂车满载总重，N，仅用于牵引车取G =0 f ——道路滚动阻力系数，货车通常取， f ——汽车正常使用时的平均爬坡能力系数。货车通常取，可以取f = f ——汽车性能系数当 主减速器齿轮参数的选择z （1）齿数的选择 对于单级主减速器，i 6时，z 的最小值可以取为5，但是为了啮合平稳及提高疲劳强度，z 最好大于5.当i 较小时，z 可以取7~12，但是这时常常会因为主动齿轮、从动齿轮的尺寸太大而不能保证所要求桥下离地间隙为了磨合均匀，主动齿轮、从动齿轮的齿数之间应避免有公约数；为了得到理想的齿面重叠系数，其齿数之和对于载货汽车应不少于40.多以取为z 17 ，z2为38.（2）节圆直径的选择 根据从动锥齿轮大的计算转矩（见式2—2，式2—3）并取两者中较小的一个为计算依据，按照经验公示选出： 式中：K ——直径系数，取K =13~16 T ——计算转矩，N*M，取T =T =*M计算得，d =,考虑到此车是重型载重卡车，其经常工作在超载的情况下，初取d =286mm。 （3）齿轮断面模数的选择 d 选定后，可以按式m= 算出从动齿轮大端模数，m=5,并用下式校核 （4）齿面宽的选择 汽车主减速器螺旋锥齿轮齿面宽度推荐为：F= =,考虑其超载情况，可初取F=60mm。（5）双齿面齿轮的偏移距E 轿车、轻型客车和轻型载货汽车主减速器的E值，不应超过从动齿轮节锥距A 的40%(接近于从动齿轮节圆直径d 的20%)；传动比则E也越大，大传动比的双曲面齿轮传动，偏移距E可达到从动齿轮节圆直径d 的20%-30%。当E大于d 的20%时，应检查是否发生根切。（6）双曲面齿轮的偏移方向 由从动齿轮的锥顶向其齿面看去并使主动齿轮右侧，这时如果主动齿轮在从动齿轮下方时为下偏移。下偏移时主动齿轮的旋转方向为左旋，从动齿轮为右旋。（7）螺旋锥齿轮与双曲面齿轮的螺旋方向 对着齿面看去，如果齿轮的弯曲方向从其小端到大端为顺时针走向时则称为右旋齿，反时针时则成为左旋齿。主从动齿轮螺旋方向是不同的。螺旋锥齿轮与双曲面齿轮在传动时所产生的轴向力，其方向决定于齿轮的螺旋方向和旋转方向。判断齿轮的旋转方向是顺时针还是逆时针时，要向齿轮背面看去。所以主动齿轮螺旋方向是左旋，旋转方向是顺时针。（8）螺旋角的选择 双曲面齿轮传动，由于有了偏移距而使主从动齿轮的名义螺旋角不等，且主动齿轮的大，而从动齿轮的小。螺旋角应满足足够大以使m =.。因越大就越平稳噪声就越低。螺旋角过大时会引起轴向力也越大因此有一个适当的范围。 “格里森”制推荐用下式，近似的预选为主动齿轮螺旋角的名义值式中： ——主动齿轮名义（中点）螺旋角的预选值 预选 后尚需要用刀号来加以校正。首先要求出近似刀号近似刀号=式中 ， ——主、从动齿轮的齿根角，以“分”表示。 按照近似刀号选取与其最接近的标准刀号（计有：然后按照选定的标准刀号反着算螺旋角 ：式中 标准刀号为3 最后选用的 与 之差不得超过5. （9）齿轮法向压力角的选择 格里森规定载货汽车和重型汽车则应该分别选用20 和22 30 的发向压力角，对于双曲面齿轮，由于其主动齿轮轮齿的法相压力角不等，因此应按照平均压力角考虑，载货汽车选用22 30 的平均压力角。（10）铣刀盘名义直径2r 的选择 按照从动齿轮节圆直径d 选取刀盘名义直径r =。 主减速器双曲面齿轮的几何尺寸计算与强度计算有附录1计算（1） 主减速器圆弧齿双曲面齿轮的几何尺寸计算 双重收缩齿的优点在于能够提高小齿轮粗切工序。双重收缩齿的齿轮参数，其大、小齿轮根锥角的选定是考虑到用一把使用上最大的刀顶距地粗切刀，切出沿着齿面宽的方向正确的吃后收缩来。当打齿轮直径大于刀盘半径时采用这种方法是最好的。圆弧齿双面齿轮的这一计算方法适用于轴交角为90 的所有传动比，但是应该使z 6 , z + z 40。此计算方法限制用于格里森刀盘切齿。对于大齿轮直径超过650mm或小齿轮轴线偏移距E大于100mm时候，必须另行考虑。由附录双曲面齿轮计算用表第65项求的的齿轮线曲率半径 r 与第7项选定的刀盘半径r 的1%。否则需要重新计算20项至65项。如果r r ,则应增加tan 的数值。修正量是根据曲率半径的差值来选出的。若无特殊考虑，则第二次计算可以求得tan 改变10%。如果第二次计算得出的r 新值仍不接近r ，就要进行第三次计算，通常也是最后一次计算，可用下式tan ：（2） 主减速器双曲面齿轮的强度计算1. 单位齿长的圆周力p=式中 p——单位齿长上的圆周力，N/mmP——作用在齿轮上的圆周力，N，按照发动机最大转T 最大附着力矩两种载荷工况进行计算按照发动机最大转矩计算时：I档时候p=<(p) =1429N/mm直接档位时p=*mm<(p) =250 N/mm按照最大附着力矩计算时可知，校核成功。2．轮齿的弯曲强弯曲计算用综合系数J度计算。汽车主减速器双曲面齿轮轮齿的计算弯曲应力 (N/mm )为式中 K ——超载系数； K ——尺寸系数K ＝ K ——载荷分配系数 K ——质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，档齿轮接触良好、节及径想跳动精度高时，取1 J——计算弯曲应力用的综合系数，见图3— = J = T 作用下：从动齿轮上的应力 =<700MPa； T 作用下：从动齿轮上的应力 =<;当计算主动齿轮时， 与从动相当，而J

机械设计课程设计计算说明书 一、传动方案拟定…………….……………………………….2 二、电动机的选择……………………………………….…….2 三、计算总传动比及分配各级的传动比……………….…….4 四、运动参数及动力参数计算………………………….…….5 五、传动零件的设计计算………………………………….….6 六、轴的设计计算………………………………………….....12 七、滚动轴承的选择及校核计算………………………….…19 八、键联接的选择及计算………..……………………………22 设计题目：V带——单级圆柱减速器 第四组 德州科技职业学院青岛校区 设计者：#### 指导教师：%%%% 二○○七年十二月计算过程及计算说明 一、传动方案拟定 第三组：设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动 （1） 工作条件：连续单向运转，载荷平稳，空载启动，使用年限10年，小批量生产，工作为二班工作制，运输带速允许误差正负5％。 （2） 原始数据：工作拉力F=1250N；带速V=； 滚筒直径D=280mm。 二、电动机选择 1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机 2、电动机功率选择： （1）传动装置的总功率： η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒 =××××× = (2)电机所需的工作功率： P工作=FV/1000η总 =1250×× =、确定电动机转速： 计算滚筒工作转速： n筒=60×960V/πD =60×960×π×280 =111r/min 按书P7表2－3推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I’a=3~6。取V带传动比I’1=2~4，则总传动比理时范围为I’a=6~24。故电动机转速的可选范围为n筒=（6~24）×111=666~2664r/min 符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。 根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：因此有三种传支比方案：综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=1000r/min 。 4、确定电动机型号 根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132S-6。 其主要性能：额定功率：3KW，满载转速960r/min，额定转矩。质量63kg。 三、计算总传动比及分配各级的伟动比 1、总传动比：i总=n电动/n筒=960/111= 2、分配各级伟动比 （1） 据指导书，取齿轮i齿轮=6（单级减速器i=3~6合理） （2） ∵i总=i齿轮×I带 ∴i带=i总/i齿轮= 四、运动参数及动力参数计算 1、计算各轴转速（r/min） nI=n电机=960r/min nII=nI/i带=960/(r/min) nIII=nII/i齿轮=686/6=114(r/min) 2、 计算各轴的功率（KW） PI=P工作= PII=PI×η带=× PIII=PII×η轴承×η齿轮=×× =、 计算各轴扭矩（N•mm） TI=×106PI/nI=×106× =25729N•mm TII=×106PII/nII =×106× =•mm TIII=×106PIII/nIII=×106× =232048N•mm 五、传动零件的设计计算 1、 皮带轮传动的设计计算 （1） 选择普通V带截型 由课本表得：kA= Pd=KAP=×3= 由课本得：选用A型V带 （2） 确定带轮基准直径，并验算带速 由课本得，推荐的小带轮基准直径为 75~100mm 则取dd1=100mm dd2=n1/n2•dd1=（960/686）×100=139mm 由课本P74表5-4，取dd2=140mm 实际从动轮转速n2’=n1dd1/dd2=960×100/140 = 转速误差为：n2-n2’/n2=686－ =<(允许) 带速V：V=πdd1n1/60×1000 =π×100×960/60×1000 = 在5~25m/s范围内，带速合适。 （3） 确定带长和中心矩 根据课本得 0. 7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2) 0. 7(100+140)≤a0≤2×(100+140) 所以有：168mm≤a0≤480mm 由课本P84式（5-15）得： L0=2a0+(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a0 =2×400+(100+140)+(140-100)2/4×400 =1024mm 根据课本表7-3取Ld=1120mm 根据课本P84式（5-16）得： a≈a0+Ld-L0/2=400+（1120-1024/2） =400+48 =448mm (4)验算小带轮包角 α1=1800-dd2-dd1/a×600 =1800-140-100/448×600 = =>1200（适用） （5）确定带的根数 根据课本(7-5) P0= 根据课本(7-6) △P0= 根据课本（7-7）Kα= 根据课本（7-23）KL= 由课本式（7-23）得 Z= Pd/(P0+△P0)KαKL =() ×× =5 (6)计算轴上压力 由课本查得q=，由式（5-18）单根V带的初拉力： F0=500Pd/ZV（α-1）+qV2 =[500×××()+×]N =160N 则作用在轴承的压力FQ， FQ=2ZF0sinα1/2=2×5× =1250N 2、齿轮传动的设计计算 （1）选择齿轮材料及精度等级 考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240~260HBS。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220HBS；根据课本选7级精度。齿面精糙度Ra≤μm (2)按齿面接触疲劳强度设计 由d1≥(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3 确定有关参数如下：传动比i齿=6 取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数： Z2=iZ1=6×20=120 实际传动比I0=120/2=60 传动比误差：i-i0/I=6-6/6=0%< 可用 齿数比：u=i0=6 由课本取φd= (3)转矩T1 T1=9550×P/n1=9550× =•m (4)载荷系数k 由课本取k=1 (5)许用接触应力[σH] [σH]= σHlimZNT/SH由课本查得： σHlim1=625Mpa σHlim2=470Mpa 由课本查得接触疲劳的寿命系数： ZNT1= ZNT2= 通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH= [σH]1=σHlim1ZNT1/SH=625× =575 [σH]2=σHlim2ZNT2/SH=470× =460 故得： d1≥766(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3 =766[1××(6+1)/×6×4602]1/3mm = 模数：m=d1/Z1= 根据课本表9-1取标准模数：m=2mm (6)校核齿根弯曲疲劳强度 根据课本式 σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH] 确定有关参数和系数 分度圆直径：d1=mZ1=2×20mm=40mm d2=mZ2=2×120mm=240mm 齿宽：b=φdd1=× 取b=35mm b1=40mm (7)齿形系数YFa和应力修正系数YSa 根据齿数Z1=20,Z2=120由表相得 YFa1= YSa1= YFa2= YSa2= (8)许用弯曲应力[σF] 根据课本P136（6-53）式： [σF]= σFlim YSTYNT/SF 由课本查得： σFlim1=288Mpa σFlim2 =191Mpa 由图6-36查得：YNT1= YNT2= 试验齿轮的应力修正系数YST=2 按一般可靠度选取安全系数SF= 计算两轮的许用弯曲应力 [σF]1=σFlim1 YSTYNT1/SF=288×2× =410Mpa [σF]2=σFlim2 YSTYNT2/SF =191×2× =204Mpa 将求得的各参数代入式（6-49） σF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1 =(2×1××22×20) ×× =8Mpa< [σF]1 σF2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1 =(2×1××22×120) ×× =< [σF]2 故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够 (9)计算齿轮传动的中心矩a a=m/2(Z1+Z2)=2/2(20+120)=140mm (10)计算齿轮的圆周速度V V=πd1n1/60×1000=×40×960/60×1000 = 六、轴的设计计算 输入轴的设计计算 1、按扭矩初算轴径 选用45#调质，硬度217~255HBS 根据课本并查表，取c=115 d≥115 ()1/3mm= 考虑有键槽，将直径增大5%，则 d=×(1+5%)mm= ∴选d=22mm 2、轴的结构设计 （1）轴上零件的定位，固定和装配 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定 （2）确定轴各段直径和长度 工段：d1=22mm 长度取L1=50mm ∵h=2c c= II段:d2=d1+2h=22+2×2× ∴d2=28mm 初选用7206c型角接触球轴承，其内径为30mm, 宽度为16mm. 考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长： L2=（2+20+16+55）=93mm III段直径d3=35mm L3=L1-L=50-2=48mm Ⅳ段直径d4=45mm 由手册得：c= h=2c=2× d4=d3+2h=35+2×3=41mm 长度与右面的套筒相同，即L4=20mm 但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：（30+3×2）=36mm 因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为36mm Ⅴ段直径d5=30mm. 长度L5=19mm 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=100mm (3)按弯矩复合强度计算 ①求分度圆直径：已知d1=40mm ②求转矩：已知T2=•mm ③求圆周力：Ft 根据课本式得 Ft=2T2/d2=69495/40= ④求径向力Fr 根据课本式得 Fr=Ft•tanα=×tan200=632N ⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=50mm(1)绘制轴受力简图（如图a） （2）绘制垂直面弯矩图（如图b） 轴承支反力： FAY=FBY=Fr/2=316N FAZ=FBZ=Ft/2=868N 由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为 MC1=FAyL/2=×50=•m (3)绘制水平面弯矩图（如图c） 截面C在水平面上弯矩为： MC2=FAZL/2=×50=•m (4)绘制合弯矩图（如图d） MC=(MC12+MC22)1/2=()1/2=•m (5)绘制扭矩图（如图e） 转矩：T=×（P2/n2）×106=35N•m (6)绘制当量弯矩图（如图f） 转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=1，截面C处的当量弯矩： Mec=[MC2+(αT)2]1/2 =[(1×35)2]1/2=•m (7)校核危险截面C的强度 由式（6-3） σe=Mec/×353 =< [σ-1]b=60MPa ∴该轴强度足够。 输出轴的设计计算 1、按扭矩初算轴径 选用45#调质钢，硬度（217~255HBS） 根据课本取c=115 d≥c(P3/n3)1/3=115()1/3= 取d=35mm2、轴的结构设计 （1）轴的零件定位，固定和装配 单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。 （2）确定轴的各段直径和长度 初选7207c型角接球轴承，其内径为35mm，宽度为17mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长41mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。 (3)按弯扭复合强度计算 ①求分度圆直径：已知d2=300mm ②求转矩：已知T3=271N•m ③求圆周力Ft：根据课本式得 Ft=2T3/d2=2×271×103/300= ④求径向力式得 Fr=Ft•tanα=× ⑤∵两轴承对称 ∴LA=LB=49mm (1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ FAX=FBY=Fr/2= FAZ=FBZ=Ft/2= (2)由两边对称，书籍截C的弯矩也对称 截面C在垂直面弯矩为 MC1=FAYL/2=×49=•m (3)截面C在水平面弯矩为 MC2=FAZL/2=×49=•m (4)计算合成弯矩 MC=（MC12+MC22）1/2 =（）1/2 =•m (5)计算当量弯矩：根据课本得α=1 Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[(1×271)2]1/2 =•m (6)校核危险截面C的强度 由式（10-3） σe=Mec/（）=(×453) =<[σ-1]b=60Mpa ∴此轴强度足够七、滚动轴承的选择及校核计算 根据根据条件，轴承预计寿命 16×365×10=58400小时 1、计算输入轴承 （1）已知nⅡ=686r/min 两轴承径向反力：FR1=FR2= 初先两轴承为角接触球轴承7206AC型 根据课本得轴承内部轴向力 FS= 则FS1=FS2= (2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0 故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端 FA1=FS1= FA2=FS2= (3)求系数x、y FA1/FR1= FA2/FR2= 根据课本得e= FA1/FR158400h ∴预期寿命足够 2、计算输出轴承 (1)已知nⅢ=114r/min Fa=0 FR=FAZ= 试选7207AC型角接触球轴承 根据课本得FS=,则 FS1=FS2=× (2)计算轴向载荷FA1、FA2 ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0 ∴任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端 两轴承轴向载荷：FA1=FA2=FS1= (3)求系数x、y FA1/FR1= FA2/FR2= 根据课本得：e= ∵FA1/FR158400h ∴此轴承合格 八、键联接的选择及校核计算 轴径d1=22mm,L1=50mm 查手册得，选用C型平键，得： 键A 8×7 GB1096-79 l=L1-b=50-8=42mm T2=48N•m h=7mm 根据课本P243（10-5）式得 σp=4T2/dhl=4×48000/22×7×42 =<[σR](110Mpa) 2、输入轴与齿轮联接采用平键联接 轴径d3=35mm L3=48mm T=271N•m 查手册P51 选A型平键 键10×8 GB1096-79 l=L3-b=48-10=38mm h=8mm σp=4T/dhl=4×271000/35×8×38 =<[σp](110Mpa) 3、输出轴与齿轮2联接用平键联接 轴径d2=51mm L2=50mm T= 查手册选用A型平键 键16×10 GB1096-79 l=L2-b=50-16=34mm h=10mm 据课本得 σp=4T/dhl=4×6100/51×10×34=<[σp]

侧减速器毕业论文

仅供参考一、传动方案拟定第二组第三个数据：设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器（1） 工作条件：使用年限10年，每年按300天计算，两班制工作，载荷平稳。（2） 原始数据：滚筒圆周力F=；带速V=；滚筒直径D=220mm。运动简图二、电动机的选择1、电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求和 条件，选用 Y系列三相异步电动机。2、确定电动机的功率：（1）传动装置的总效率：η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒=××××(2)电机所需的工作功率：Pd=FV/1000η总=1700××、确定电动机转速：滚筒轴的工作转速：Nw=60×1000V/πD=60×1000×π×220=根据【2】表中推荐的合理传动比范围，取V带传动比Iv=2~4，单级圆柱齿轮传动比范围Ic=3~5，则合理总传动比i的范围为i=6~20，故电动机转速的可选范围为nd=i×nw=（6~20）×符合这一范围的同步转速有960 r/min和1420r/min。由【2】表查出有三种适用的电动机型号、如下表方案 电动机型号 额定功率 电动机转速（r/min） 传动装置的传动比KW 同转 满转 总传动比 带 齿轮1 Y132s-6 3 1000 960 3 Y100l2-4 3 1500 1420 3 综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，比较两种方案可知：方案1因电动机转速低，传动装置尺寸较大，价格较高。方案2适中。故选择电动机型号Y100l2-4。4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y100l2-4。其主要性能：额定功率：3KW，满载转速1420r/min，额定转矩。三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=1420/、分配各级传动比（1） 取i带=3（2） ∵i总=i齿×i 带π∴i齿=i总/i带=四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）nI=nm/i带=1420/3=(r/min)nII=nI/i齿=(r/min)滚筒nw=nII=(r/min)2、 计算各轴的功率（KW）PI=Pd×η带=××η轴承×η齿轮=××、 计算各轴转矩Td=×入/n1 = =入/n2=五、传动零件的设计计算1、 皮带轮传动的设计计算（1） 选择普通V带截型由课本[1]P189表10-8得：kA= P=×据PC=和n1=由课本[1]P189图10-12得：选用A型V带（2） 确定带轮基准直径，并验算带速由[1]课本P190表10-9，取dd1=95mm>dmin=75dd2=i带dd1(1-ε)=3×95×()= mm由课本[1]P190表10-9，取dd2=280带速V：V=πdd1n1/60×1000=π×95×1420/60×1000=在5~25m/s范围内，带速合适。（3） 确定带长和中心距初定中心距a0=500mmLd=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0=2×500+(95+280)+(280-95)2/4×450=根据课本[1]表（10-6）选取相近的Ld=1600mm确定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+()/2=497mm(4) 验算小带轮包角α1= ×(dd2-dd1)/a=×(280-95)/497=>1200（适用）（5） 确定带的根数单根V带传递的额定功率.据dd1和n1，查课本图10-9得 P1=≠1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查[1]表10-2得 △P1=查[1]表10-3，得Kα=；查[1]表10-4得 KL= PC/[(P1+△P1)KαKL]=[() ××]= (取3根)(6) 计算轴上压力由课本[1]表10-5查得q=，由课本式（10-20）单根V带的初拉力：F0=500PC/ZV[（α）-1]+qV2=[()]+ =则作用在轴承的压力FQFQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×()=、齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料与热处理：所设计齿轮传动属于闭式传动，通常齿轮采用软齿面。查阅表[1] 表6-8，选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度260HBS；大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为215HBS；精度等级：运输机是一般机器，速度不高，故选8级精度。(2)按齿面接触疲劳强度设计由d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3确定有关参数如下：传动比i齿=取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1= ×20=取z2=78由课本表6-12取φd=(3)转矩T1T1=×106×P1/n1=×106×(4)载荷系数k : 取k=(5)许用接触应力[σH][σH]= σHlim ZN/SHmin 由课本[1]图6-37查得：σHlim1=610Mpa σHlim2=500Mpa接触疲劳寿命系数Zn：按一年300个工作日，每天16h计算，由公式N=60njtn 计算N1=60××10×300×18= /×108查[1]课本图6-38中曲线1，得 ZN1=1 ZN2=按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=故得：d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3=模数：m=d1/Z1=取课本[1]P79标准模数第一数列上的值，m=(6)校核齿根弯曲疲劳强度σ bb=2KT1YFS/bmd1确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ1=×20mm=50mmd2=mZ2=×78mm=195mm齿宽：b=φdd1=×50mm=55mm取b2=55mm b1=60mm(7)复合齿形因数YFs 由课本[1]图6-40得：YFS1=(8)许用弯曲应力[σbb]根据课本[1]P116：[σbb]= σbblim YN/SFmin由课本[1]图6-41得弯曲疲劳极限σbblim应为： σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa由课本[1]图6-42得弯曲疲劳寿命系数YN：YN1=1 YN2=1弯曲疲劳的最小安全系数SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1计算得弯曲疲劳许用应力为[σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa[σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa校核计算σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=< [σbb1]σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=< [σbb2]故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(9)计算齿轮传动的中心矩aa=(d1+d2)/2= (50+195)/2=(10)计算齿轮的圆周速度V计算圆周速度V=πn1d1/60×1000=××50/60×1000=因为V＜6m/s，故取8级精度合适．六、轴的设计计算从动轴设计1、选择轴的材料 确定许用应力选轴的材料为45号钢，调质处理。查[2]表13-1可知：σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa2、按扭转强度估算轴的最小直径单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：d≥C查[2]表13-5可得，45钢取C=118则d≥118×()1/3mm=考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d=35mm3、齿轮上作用力的计算齿轮所受的转矩：T=×106P/n=×106× N齿轮作用力：圆周力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N径向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N4、轴的结构设计轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图。（1）、联轴器的选择可采用弹性柱销联轴器，查[2]表可得联轴器的型号为HL3联轴器：35×82 GB5014-85（2）、确定轴上零件的位置与固定方式单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环和套筒实现轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位（3）、确定各段轴的直径将估算轴d=35mm作为外伸端直径d1与联轴器相配（如图），考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=40mm齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3=4 5mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=50mm。齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=45mm.(4)选择轴承型号.由[1]P270初选深沟球轴承,代号为6209,查手册可得:轴承宽度B=19,安装尺寸D=52,故轴环直径d5=52mm.(5）确定轴各段直径和长度Ⅰ段：d1=35mm 长度取L1=50mmII段:d2=40mm初选用6209深沟球轴承，其内径为45mm,宽度为19mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：L2=（2+20+19+55）=96mmIII段直径d3=45mmL3=L1-L=50-2=48mmⅣ段直径d4=50mm长度与右面的套筒相同，即L4=20mmⅤ段直径d5=52mm. 长度L5=19mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=96mm(6)按弯矩复合强度计算①求分度圆直径：已知d1=195mm②求转矩：已知T2=③求圆周力：Ft根据课本P127（6-34）式得Ft=2T2/d2=2×④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Fr=Ft?tanα=×tan200=⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=48mm(1)绘制轴受力简图（如图a）（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）轴承支反力：FAY=FBY=Fr/2=由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为MC1=FAyL/2=×96÷2=截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=×96÷2=(4)绘制合弯矩图（如图d）MC=(MC12+MC22)1/2=（)1/2=(5)绘制扭矩图（如图e）转矩：T=×（P2/n2）×106=(6)绘制当量弯矩图（如图f）转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=，截面C处的当量弯矩：Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[(×)2]1/2=(7)校核危险截面C的强度由式（6-3）σe=×453=< [σ-1]b=60MPa∴该轴强度足够。主动轴的设计1、选择轴的材料 确定许用应力选轴的材料为45号钢，调质处理。查[2]表13-1可知：σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa2、按扭转强度估算轴的最小直径单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：d≥C查[2]表13-5可得，45钢取C=118则d≥118×()1/3mm=考虑键槽的影响以系列标准，取d=22mm3、齿轮上作用力的计算齿轮所受的转矩：T=×106P/n=×106× N齿轮作用力：圆周力：Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N径向力：Fr=Fttan200=2130×tan200=775N确定轴上零件的位置与固定方式单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置在齿轮两边。齿轮靠油环和套筒实现 轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通过两端轴承盖实现轴向定位，4 确定轴的各段直径和长度初选用6206深沟球轴承，其内径为30mm,宽度为16mm.。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长36mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。(2)按弯扭复合强度计算①求分度圆直径：已知d2=50mm②求转矩：已知T=③求圆周力Ft：根据课本P127（6-34）式得Ft=2T3/d2=2×④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Fr=Ft?tanα=×⑤∵两轴承对称∴LA=LB=50mm(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=(2) 截面C在垂直面弯矩为MC1=FAxL/2=×100/2=19N?m(3)截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=×100/2=(4)计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/2=（192+）1/2=(5)计算当量弯矩：根据课本P235得α=[MC2+(αT)2]1/2=[(×)2]1/2=(6)校核危险截面C的强度由式（10-3）σe=Mec/（）=(×303)=<[σ-1]b=60Mpa∴此轴强度足够（7） 滚动轴承的选择及校核计算一从动轴上的轴承根据根据条件，轴承预计寿命L'h=10×300×16=48000h(1)由初选的轴承的型号为: 6209,查[1]表14-19可知:d=55mm,外径D=85mm,宽度B=19mm,基本额定动载荷C=, 基本静载荷CO=,查[2]表可知极限转速9000r/min（1）已知nII=(r/min)两轴承径向反力：FR1=FR2=1083N根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力FS= 则FS1=FS2=(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1=682N FA2=FS2=682N(3)求系数x、yFA1/FR1=682N/1038N = =根据课本P265表（14-14）得e=48000h∴预期寿命足够二.主动轴上的轴承:(1)由初选的轴承的型号为:6206查[1]表14-19可知:d=30mm,外径D=62mm,宽度B=16mm,基本额定动载荷C=,基本静载荷CO=,查[2]表可知极限转速13000r/min根据根据条件，轴承预计寿命L'h=10×300×16=48000h（1）已知nI=(r/min)两轴承径向反力：FR1=FR2=1129N根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力FS= 则FS1=FS2=(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1= FA2=FS2=(3)求系数x、yFA1/FR1= = =根据课本P265表（14-14）得e=48000h∴预期寿命足够七、键联接的选择及校核计算1．根据轴径的尺寸，由[1]中表12-6高速轴(主动轴)与V带轮联接的键为：键8×36 GB1096-79大齿轮与轴连接的键为：键 14×45 GB1096-79轴与联轴器的键为：键10×40 GB1096-792．键的强度校核大齿轮与轴上的键 ：键14×45 GB1096-79b×h=14×9,L=45,则Ls=L-b=31mm圆周力：Fr=2TII/d=2×198580/50=挤压强度： =<125~150MPa=[σp]因此挤压强度足够剪切强度： =<120MPa=[ ]因此剪切强度足够键8×36 GB1096-79和键10×40 GB1096-79根据上面的步骤校核，并且符合要求。八、减速器箱体、箱盖及附件的设计计算~1、减速器附件的选择通气器由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×油面指示器选用游标尺M12起吊装置采用箱盖吊耳、箱座吊耳.放油螺塞选用外六角油塞及垫片M18×根据《机械设计基础课程设计》表选择适当型号：起盖螺钉型号：GB/T5780 M18×30,材料Q235高速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86 M8X12,材料Q235低速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86 M8×20,材料Q235螺栓：GB5782～86 M14×100，材料Q235箱体的主要尺寸：：(1)箱座壁厚z=× 取z=8(2)箱盖壁厚z1=× 取z1=8(3)箱盖凸缘厚度b1=×8=12(4)箱座凸缘厚度b=×8=12(5)箱座底凸缘厚度b2=×8=20(6)地脚螺钉直径df =×(取18)(7)地脚螺钉数目n=4 (因为a<250)(8)轴承旁连接螺栓直径d1= =×18= (取14)(9)盖与座连接螺栓直径 d2=()df =× 18= (取10)(10)连接螺栓d2的间距L=150-200(11)轴承端盖螺钉直d3=()df=×18=(取8)(12)检查孔盖螺钉d4=()df=×18= (取6)(13)定位销直径d=()d2=×10=8(14)至外箱壁距离C1(15) (16)凸台高度：根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。(17)外箱壁至轴承座端面的距离C1＋C2＋（5～10）(18)齿轮顶圆与内箱壁间的距离：＞ mm(19)齿轮端面与内箱壁间的距离：=12 mm(20)箱盖，箱座肋厚：m1=8 mm,m2=8 mm(21)轴承端盖外径∶D＋（5～5．5）d3D～轴承外径(22)轴承旁连接螺栓距离：尽可能靠近，以Md1和Md3 互不干涉为准，一般取S＝D2.九、润滑与密封1.齿轮的润滑采用浸油润滑，由于为单级圆柱齿轮减速器，速度ν<12m/s，当m<20 时，浸油深度h约为1个齿高，但不小于10mm，所以浸油高度约为36mm。2.滚动轴承的润滑由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。3.润滑油的选择齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用GB443-89全损耗系统用油L-AN15润滑油。4.密封方法的选取选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。十、设计小结课程设计体会课程设计都需要刻苦耐劳，努力钻研的精神。对于每一个事物都会有第一次的吧，而没一个第一次似乎都必须经历由感觉困难重重，挫折不断到一步一步克服，可能需要连续几个小时、十几个小时不停的工作进行攻关；最后出成果的瞬间是喜悦、是轻松、是舒了口气！课程设计过程中出现的问题几乎都是过去所学的知识不牢固，许多计算方法、公式都忘光了，要不断的翻资料、看书，和同学们相互探讨。虽然过程很辛苦，有时还会有放弃的念头，但始终坚持下来，完成了设计，而且学到了，应该是补回了许多以前没学好的知识，同时巩固了这些知识，提高了运用所学知识的能力。十一、参考资料目录[1]《机械设计基础课程设计》，高等教育出版社，陈立德主编，2004年7月第2版；[2] 《机械设计基础》，机械工业出版社 胡家秀主编 2007年7月第1版

Wheel gears spreading to move is a the most wide kind of the application spreads to move a form in the modern main advantage BE:The① spreads to move to settle, work than in a moment steady, spread to move accurate credibility, can deliver space arbitrarily sport and the motive of the of two stalks；Power and speed scope② applies are wide；③ spreads to move an efficiency high, =；④ work is dependable, service life long；⑤ Outline size outside the is small, structure tightly wheel gear constituted to；；；from wheel gear, stalk, bearings and box body decelerates a machine, useding for prime mover and work machine or performance organization of, have already matched to turn soon and deliver a function of turning , the application is extremely extensive in the modern machine.⑥ Local deceleration machine much with the wheel gear spread to move, the pole spread to move for lord, but widespread exist power and weight ratio small, or spread to move ratio big but the machine efficiency lead a low are also many weaknesses on material quality and craft level moreover, the especially large deceleration machines problem is more outstanding, the service life isnt deceleration machine of abroad, with Germany, Denmark and Japan be placed in to lead a position, occupying advantage in the material and the manufacturing craft specially, decelerating the machine work credibility like, service life it spreads to move a form to still take settling stalk wheel gear to spread to move as lord, physical volume and weight problem, dont also resolve likeThe direction which decelerates a machine to is the facing big power and spread to move ratio, small physical volume, high machine efficiency and service life to grow greatly nowadays the connecting of machine and electric motor body structure is also the form which expands strongly, and have already produced various structure forms and various products of power model close to ten several in the last yearses, control a technical development because of the modern calculator technique and the number, make the machine process accuracy, process an efficiency to raise consumedly, pushed a machine to spread the diversification of movable property article thus, the mold piece of the whole machine kit turns, standardizing, and shape design the art turn, making product more fine, the beauty a set a machine material in 21 centuries medium, the wheel gear is still a machine to spread a dynamic basic tool machine and the craft technical development, pushed a machine to spread to move structure to fly to develop spreading to move the electronics control, liquid in the system design to press to spread to move, wheel gear, take the mixture of chain to spread to move, will become become soon a box to design in excellent turn to spread to move a combination of academics that is in spread move the design crosses, will become new spread a movable property article the important trend of the character：Reduction gear、 Bearing 、gear 、mechanical drive摘要齿轮传动是现代机械中应用最广的一种传动形式.它的主要优点是：① 瞬时传动比恒定、工作平稳、传动准确可靠，可传递空间任意两轴之间的运动和动力；② 适用的功率和速度范围广；③ 传动效率高，=；④ 工作可靠、使用寿命长；⑤ 外轮廓尺寸小、结构紧凑.由齿轮、轴、轴承及箱体组成的齿轮减速器,用于原动机和工作机或执行机构之间,起匹配转速和传递转矩的作用,在现代机械中应用极为广泛.国内的减速器多以齿轮传动、蜗杆传动为主，但普遍存在着功率与重量比小，或者传动比大而机械效率过低的问题.另外，材料品质和工艺水平上还有许多弱点，特别是大型的减速器问题更突出，使用寿命不长.国外的减速器，以德国、丹麦和日本处于领先地位，特别在材料和制造工艺方面占据优势，减速器工作可靠性好，使用寿命长.但其传动形式仍以定轴齿轮传动为主，体积和重量问题，也未解决好.当今的减速器是向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向发展.减速器与电动机的连体结构，也是大力开拓的形式，并已生产多种结构形式和多种功率型号的产品.近十几年来,由于近代计算机技术与数控技术的发展，使得机械加工精度，加工效率大大提高，从而推动了机械传动产品的多样化，整机配套的模块化，标准化，以及造型设计艺术化，使产品更加精致，美观化.在21世纪成套机械装备中,齿轮仍然是机械传动的基本部件.CNC机床和工艺技术的发展,推动了机械传动结构的飞速发展.在传动系统设计中的电子控制、液压传动、齿轮、带链的混合传动,将成为变速箱设计中优化传动组合的方向.在传动设计中的学科交叉,将成为新型传动产品发展的重要趋势.关键字：减速器 轴承 齿轮 机械传动SummaryThis time graduate the design to have the contents a to design concerning the machine that decelerate the complets the machine is a kind of from close to move in the rigid wheel gear in the hull is an independent complete organization .Pass thisa design can then the first step controls general simple a set of complete designs step and methods of the time graduate the design to introduce the type function of the deceleration machine and constitute the etc. primarily , made use of learned the knowledge .Such as:Machine graphics ,the metals material craft learns the theories knowledge that business trip learn. In actual production can analysis definitely reach agreement .The general type that decelerate the machine has:The cylinder wheel gear decelerates the machine ,cone wheel gear decelerates the machine ,wheel pole decelerates the machine ,stalk park type decelerates machine ,assembles type decelerate machine ,couplet type decelerate machine ,couplet type decelerate machine .Further educated in this time design independent ability that engineering design, set up the right design thought controls the in common use machine spare parts ,the machine spread to move the device with the simple machine design of method with step ,the consideration that request synthesize usage the request of economic craft etc . make sure the reasonable design project .Key phrase: reducer rigidity technolic components/zeroporatPrecent/project摘要这次毕业设计是由封闭在刚性壳内所有内容的齿轮传动是一独立完整的机构.通过这一次设计可以初步掌握一般简单机械的一套完整的设计及方法，构成减速器的通用零部件.这次毕业设计主要介绍了减速器的类型作用及构成等，全方位的运用所学过知识.如：机械制图，金属材料工艺学公差等以学过的理论知识.在实际生产中得以分析和解决.减速器的一般类型有：圆柱齿轮减速器、圆锥齿轮减速器、齿轮.蜗杆减速器、轴装式减速器、组装式减速器、轴装式减速器、联体式减速器.在这次设计中进一步培养了工程设计的独立能力，树立正确的设计思想掌握常用的机械零件，机械传动装置和简单机械设计的方法和步骤，要求综合的考虑使用经济工艺等方面的要求.确定合理的设计方案.关键词：减速器 刚性 工艺学 零部件 方案Planetary gear reducer gear reducer than the normal small size, light weight, high efficiency and transmission power range, etc, widely applied gradually. At the same time its drawbacks are: material quality, complex, high precision manufacturing, more difficult to install, design complex calculations than the average speed reducer. but on the planet as people drive technology further in-depth understanding and knowledge as well as the introduction of foreign planetary transmission and absorption of technology to drive the structure and contain its way are constantly improving, and continuously improve the level of production technology, can produce a better planetary gear to a general load of gear strength, geometric dimensions of the design calculation, and then to carry out transmission ratio conditions, concentric condition, the assembly conditions, design and calculation of the adjacent conditions, thanks to the number of planetary gear transmission, also must be contained institutions and the design of floating volume gear drive according to the composition of basic enough pieces can be divided into: 2KH, 3K, and KHV are three. If the meshing of gears by the way, can be divided into: NGW-type, NN-based, WW-type, WGW type, NGWN type and N-type and so on. I designed planetary gear is 2KH NGW planetary transmission type.行星轮系减速器较普通齿轮减速器具有体积小、重量轻、效率高及传递功率范围大等优点，逐渐获得广泛应用.同时它的缺点是：材料优质、结构复杂、制造精度要求较高、安装较困难些、设计计算也较一般减速器复杂.但随着人们对行星传动技术进一步的深入地了解和掌握以及对国外行星传动技术的引进和消化吸收，从而使其传动结构和均载方式都不断完善，同时生产工艺水平也不断提高，完全可以制造出较好的行星齿轮传动减速器.根据负载情况进行一般的齿轮强度、几何尺寸的设计计算，然后要进行传动比条件、同心条件、装配条件、相邻条件的设计计算，由于采用的是多个行星轮传动，还必须进行均载机构及浮动量的设计计算.行星齿轮传动根据基本够件的组成情况可分为：2KH、3K、及KHV三种.若按各对齿轮的啮合方式，又可分为：NGW型、NN型、WW型、WGW型、NGWN型和N型等.我所设计的行星齿轮是2KH行星传动NGW型.● What is the ball screw?So that the movement of objects, generally speaking, the movement will need to generate power, directly or indirectly through other organizations to convey to the Department of the final movement. Case of the automobile, gasoline engine, due to the combustion piston to move up and down, and through intermediaries ultimately delivered to the wheels to make it happen rotary 's world, able to represent the mechanical and plant a variety of sports organizations, we can say without exception, have some form of motor conduction institutions. Ball screw is rotary motion into linear motion, or linear motion into rotary motion of the most reasonable product.● ball screw specialties1, compared with the sliding torque of ball screw 1 / 3As the ball screw of the screw shaft and the wire between the mother doing a lot of ball rolling motion, so the movement can get higher efficiency. And compared to the last slide ball screw drive torque to 1 / 3 of the following, that is required to achieve the same results of dynamic movement to use the scroll ball screw 1 / 3. Was helpful in , high precision to ensureBall screw is made in Japan De mechanical device world's highest level of coherence produced, especially in research and cutting, assembly, Jian Chage processes of the factory environment, the temperature • humidity 进行 a strictly controlled quality management Youyuwanshan system so that accuracy can be fully , micro-feed mayAs the ball screw is the use of ball movement, so a very small starting torque, does not appear as a creeping phenomenon of sliding movement can ensure accurate , no backlash, high rigidityBall screw can be added to the pressure, the pressure due to the axial clearance can reach negative values, and then get a higher rigidity (within the ball screw ball through to add to the pressure in actual use mechanical devices, because of ball The repulsion can increase the rigidity of the Department of silk mother).5, high-speed feed mayBall screw, sport, high efficiency, small heat, so can achieve high-speed feed (Sports).●滚珠丝杠副是什么?使物体运动时，一般来讲需要将动力产生的运动直接或通过其他机构间接地传达到最终运动部。以汽车为例，在发动机内由于汽油的燃烧使活塞上下移动，再通过中间机构最终传递到车轮使之发生回转运动。当今世界中，能代表机械的、有各种运动机构的装置，可以说无一不是具有某种形式的运动传导机构。滚珠丝杠副是将回转运动转化为直线运动，或将直线运动转化为回转运动的最合理的产品。●滚珠丝杠副的特长1、与滑动丝杠副相比驱动力矩为1/3由于滚珠丝杠副的丝杠轴与丝母之间有很多滚珠在做滚动运动，所以能得到较高的运动效率。与过去的滑动丝杠副相比驱动力矩达到1/3以下，即达到同样运动结果所需的动力为使用滚动丝杠副的1/3。在省电方面很有帮助。2、高精度的保证滚珠丝杠副是用日本制造的世界最高水平的机械设备连贯生产出来的，特别是在研削、组装、检查各工序的工厂环境方面，对温度•湿度进行了严格的控制，由于完善的品质管理体制使精度得以充分保证。3、微进给可能滚珠丝杠副由于是利用滚珠运动，所以启动力矩极小，不会出现滑动运动那样的爬行现象，能保证实现精确的微进给。4、无侧隙、刚性高滚珠丝杠副可以加予压，由于予压力可使轴向间隙达到负值，进而得到较高的刚性（滚珠丝杠内通过给滚珠加予压力，在实际用于机械装置等时，由于滚珠的斥力可使丝母部的刚性增强）。5、高速进给可能滚珠丝杠副由于运动效率高、发热小、所以可实现高速进给（运动）。

谁能把下面这段改造C618普通车床的文字,用AutoCAD制作一下,然后截大图发过来,急急急急急急急急急 高分悬赏 !!!!!!!!!!!!!!!(毕业论文赶时间)qq 3627923751、进给机构改造 拆掉普通丝杆、光杆进给箱、溜板箱，换上滚珠丝杠螺母副；安装螺距6的滚珠丝杠，X和Z轴配置三相混合式步进电机，其减速箱速比为1︰4，为提高加工精度，采用双片齿轮错齿法消除间隙。另外，在2个轴的床身上分别按装限位保护和机械原点用的接近开关。纵向进给机构的改造：利用原机床进给箱的安装孔和销孔安装齿轮箱体。滚珠丝杠仍安装在原丝杠的位置，两端采用原固定方式，这样可减小改装现场，并由于滚珠丝杠的摩擦系数小于原丝杠，从而使纵向进给整体刚性略优于以前。横向进给机构改造：保留原手动机构，用于调整操作，原有的支撑结构也保留，步进电机、齿轮箱体安装在中拖板的后侧。纵、横向齿轮箱和丝杠全部加防护罩，以保持防尘和机床整体美观。改造后的横向进给系统如图2所示。2、换刀机构的改造改造 在车床加工中常用外圆刀、内园刀、切割刀、螺纹切削刀4种，因此，电动刀架选择四工位免抬刀式。拆除原手动刀架和小拖板，装上数控电动刀架上。3、主轴进给机构改造 保留原主轴变速箱和手动换档机构，增加主轴电机正反转、电磁制动的电控装置，加装光电编码器并使其与主轴保持1︰1的比例关系。编码器与车床主轴之间用弹性元件联结，具体用波纹管联结。三、电气系统改造设计1、主控电路的设计主轴变速以及正、反转控制采用变频器调速控制，数控刀架正、反转通过改变电路相序来实现，2、主控电路设计主控电路完成数控系统、主轴电机、数控刀架以及驱动系统供电控制。数控系统I/0接口主要实现与编码器接口、步进电机控制接口、数控刀架接口和开关量输入输出接口。主轴编码器反馈信号接口。9芯D型插座，接受主轴编码器的头脉冲、码道脉冲，所选编码器每转脉冲应为1024P。X轴、Z轴及主轴控制接口。15芯D型插座，用来控制X轴、Z轴步进电机的运动和主轴的转速。开关量输入输出接口。37芯D型插座，开关量输入输出类型：①冷却液控制口；②辅助输入输出口；③刀架控制信号；④主轴控制信号；⑤主轴换档控制口；⑥超程信号输入口；⑦回零信号输入口。RS-232通讯接口。9芯D型插座，用于连接RS232C接口的计算机或外部设备。