(論文)齒輪減速器設計最新優(yōu)秀畢業(yè)論文資料搜集嘔血奉獻

機電工程系高職學生畢業(yè)設計（論文）任務書1、 畢業(yè)設計（論文）主要內(nèi)容及技術指標（1）內(nèi)容1. 電動機的選擇與運動參數(shù)計算； 2. 斜齒輪傳動設計計算 3. 軸的設計 4. 滾動軸承的選擇 5. 鍵和連軸器的選擇與校核； 6. 裝配圖、零件圖的繪制 7. 設計計算說明書的編寫 （2）技術指標1 減速器總裝配圖一張 2 齒輪、軸零件圖各一張 3 設計說明書一份 工作制度（班/日）：22、畢業(yè)設計（論文）基本要求編寫設計（論文），格式按煙臺工程職業(yè)技術學院畢業(yè)設計（論文）要求完成。完成一張裝配圖，一張零件圖。3、所需數(shù)據(jù)資料及參考文獻(1)推薦:陳梓城主編,電子技術實訓.北京:機械工業(yè)出版社,2006王廷才主編,電子線路CAD Protel99使用指南.北京機械工業(yè)出版社,2002 (2)可自行根據(jù)需要從網(wǎng)上或圖書館查閱相關文獻資料。4、 進度計劃序號階段性工作及成果時間安排123456申報畢業(yè)設計（論文）課題開題會，各指導教師下達任務書。全體指導教師及學生大會：考試時間調整；各指導教師檢查工作進展情況。課題設計、撰寫論文、實物制作上交有關材料給指導老師答辯會2008年6月2008年9月2008年10月2008年11月中旬2008年10月12月2008年12月6日前2008年12月11日注：上述各項均可增加附頁減 速 器 設 計 王振偉摘要 齒輪傳動是應用極為廣泛和特別重要的一種機械傳動形式，它可以用來在空間的任意軸之間傳遞運動和動力，目前齒輪傳動裝置正逐步向小型化，高速化，低噪聲，高可靠性和硬齒面技術方向發(fā)展，齒輪傳動具有傳動平穩(wěn)可靠，傳動效率高（一般可以達到94%以上，精度較高的圓柱齒輪副可以達到99%），傳遞功率范圍廣（可以從儀表中齒輪微小功率的傳動到大型動力機械幾萬千瓦功率的傳動）速度范圍廣（齒輪的圓周速度可以從0.1m/s到200m/s或更高，轉速可以從1r/min到20000r/min或更高），結構緊湊，維護方便等優(yōu)點。因此，它在各種機械設備和儀器儀表中被廣泛使用，本課題就是齒輪傳動的一個典型應用。因為齒輪傳動能夠滿足減震器實驗臺對傳動的高度要求，因此，本設計采用齒輪傳動。關鍵詞：減速器 零部件 齒輪傳動 機械傳動 前 言由于減速器是當今世界上最常用的傳動裝置，所以世界各國都不斷的在改進它，尋求新的突破，降低其成本，提高其效率，擴大其應用范圍。為了更好的適應現(xiàn)代市場的需求，就必須運用計算機輔助設計技術解決過去計算繁瑣，繪圖工作量大及工作效率低，速度慢的問題?；谶@些方面，我運用了功能強大的三維造型軟件Pro-E對減速器的各個組成零件進行三維實體造型并進行裝配，實現(xiàn)所設計的減速器在投產(chǎn)前的裝配檢驗。通過實體造型和裝配，檢驗并修正設計計算中可能出現(xiàn)的一些問題，使其布局更合理，使產(chǎn)品的設計更貼近生產(chǎn)實際，并能直接生成二維圖紙，因此節(jié)約了大量的時間。一、電動機的選擇 1電動機類型和結構的選擇 因為本傳動的工作狀況是：載荷平穩(wěn)、單向旋轉。所以選用常用的封閉式Y（IP44）系列的電動機。 2電動機容量的選擇 1） 工作機所需功率Pw Pw3.4kW 2） 電動機的輸出功率 PdPw/ 0.904 Pd3.76kW 3電動機轉速的選擇 nd（i1?i2in）nw 初選為同步轉速為1000r/min的電動機 4電動機型號的確定 由表201查出電動機型號為Y132M1-6,其額定功率為4kW，滿載轉速960r/min?；痉项}目所需的要求 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 傳動裝置的總傳動比及其分配 1計算總傳動比 由電動機的滿載轉速nm和工作機主動軸轉速nw可確定傳動裝置應有的總傳動比為： inm/nw nw38.4 i25.14 2合理分配各級傳動比 由于減速箱是同軸式布置，所以i1i2。 tL5M9q? 設計一臺單級斜齒圓柱齒輪減速器，該減速器用于帶式運輸機的傳動系統(tǒng)中。 J|_hm 方案簡圖（題號14）： &7=i (w2FR .dlrb_4z:EV原始數(shù)據(jù)：傳送帶卷筒轉速 150 rpm；減速器輸出軸功率 4.3 KW。 &3E?2c y 技術條件：該傳動設備兩班制連續(xù)工作，單向回轉，有輕微振動，卷筒轉速允許誤差為5%，使用期限10因為i25.14，取i25，i1=i2=5 速度偏差為0.5%5%，所以可行。 各軸轉速、輸入功率、輸入轉矩項 目 電動機軸 高速軸I 中間軸II 低速軸III 鼓 輪轉速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 轉矩（N?m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 傳動比 1 1 5 5 1 效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 傳動件設計計算 1 選精度等級、材料及齒數(shù)1） 材料及熱處理； 選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 2） 精度等級選用7級精度； 3） 試選小齒輪齒數(shù)z120，大齒輪齒數(shù)z2100的； 4） 選取螺旋 2按齒面接觸強度設計 因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據(jù)進行計算 按式（1021）試算，即 dt 1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 （1） 試選Kt1.6 （2） 由圖1030選取區(qū)域系數(shù)ZH2.433 （3） 由表107選取尺寬系數(shù)d1 （4） 由圖1026查得10.75，20.87，則121.62 （5） 由表106查得材料的彈性影響系數(shù)ZE189.8Mpa （6） 由圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1600MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限Hlim2550MPa； （7） 由式1013計算應力循環(huán)次數(shù) N160n1jLh601921（283005）3.3210e8 N2N1/56.64107 （8） 由圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN10.95；KHN20.98 （9） 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1，安全系數(shù)S1，由式（1012）得 H10.95600MPa570MPa H20.98550MPa539MPa HH1H2/2554.5MPa 2） 計算 （1） 試算小齒輪分度圓直徑d1t d1t = =67.85 （2） 計算圓周速度 v= = =0.68m/s （3） 計算齒寬b及模數(shù)mnt b=dd1t=167.85mm=67.85mm mnt= = =3.39 h=2.25mnt=2.253.39mm=7.63mm b/h=67.85/7.63=8.89 （4） 計算縱向重合度 = =0.3181tan14 =1.59 （5） 計算載荷系數(shù)K 已知載荷平穩(wěn)，所以取KA=1 根據(jù)v=0.68m/s,7級精度，由圖108查得動載系數(shù)KV=1.11；由表104查的KH的計算公式和直齒輪的相同， 故 KH=1.12+0.18(1+0.61 )11 +0.2310 67.85=1.42 由表1013查得KF=1.36 由表103查得KH=KH=1.4。故載荷系數(shù) K=KAKVKHKH=11.031.41.42=2.05 （6） 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（1010a）得 d1= = mm=73.6mm （7） 計算模數(shù)mn mn = mm=3.74 3按齒根彎曲強度設計 由式(1017 mn 1） 確定計算參數(shù) （1） 計算載荷系數(shù) K=KAKVKFKF=11.031.41.36=1.96 （2） 根據(jù)縱向重合度=0.318dz1tan=1.59，從圖1028查得螺旋角影響系數(shù) Y0。88 （3） 計算當量齒數(shù) z1=z1/cos =20/cos 14 =21.89 z2=z2/cos =100/cos 14 =109.47 （4） 查取齒型系數(shù) 由表105查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 （5） 查取應力校正系數(shù) 由表105查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 （6） 計算F F1=500Mpa F2=380MPa KFN1=0.95 KFN2=0.98 F1=339.29Mpa F2=266MPa （7） 計算大、小齒輪的 并加以比較 = =0.0126 = =0.01468 大齒輪的數(shù)值大。 2） 設計計算 mn =2.4 mn=2.5 4幾何尺寸計算 1） 計算中心距 z1 =32.9，取z1=33 z2=165 a =255.07mm a圓整后取255mm 2） 按圓整后的中心距修正螺旋角 =arcos =13 5550” 3） 計算大、小齒輪的分度圓直徑 d1 =85.00mm d2 =425mm 4） 計算齒輪寬度 b=dd1 b=85mm B1=90mm，B2=85mm 5） 結構設計 以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式為宜。其他有關尺寸參看大齒輪零件圖。 軸的設計計算 擬定輸入軸齒輪為右旋 II軸： 1初步確定軸的最小直徑 d =34.2mm 2求作用在齒輪上的受力 Ft1= =899N Fr1=Ft =337N Fa1=Fttan=223N； Ft2=4494N Fr2=1685N Fa2=1115N 3軸的結構設計 1） 擬定軸上零件的裝配方案 i. I-II段軸用于安裝軸承30307，故取直徑為35mm。 ii. II-III段軸肩用于固定軸承，查手冊得到直徑為44mm。 iii. III-IV段為小齒輪，外徑90mm。 iv. IV-V段分隔兩齒輪，直徑為55mm。 v. V-VI段安裝大齒輪，直徑為40mm。 vi. VI-VIII段安裝套筒和軸承，直徑為35mm。 2） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1. I-II段軸承寬度為22.75mm，所以長度為22.75mm。 2. II-III段軸肩考慮到齒輪和箱體的間隙12mm，軸承和箱體的間隙4mm，所以長度為16mm。 3. III-IV段為小齒輪，長度就等于小齒輪寬度90mm。 4. IV-V段用于隔開兩個齒輪，長度為120mm。 5. V-VI段用于安裝大齒輪，長度略小于齒輪的寬度，為83mm。 6. VI-VIII長度為44mm。 4 求軸上的載荷 166 207.5 63.5 Fr1=1418.5N Fr2=603.5N 查得軸承30307的Y值為1.6 Fd1=443N Fd2=189N 因為兩個齒輪旋向都是左旋。 故：Fa1=638N Fa2=189N 5精確校核軸的疲勞強度 1） 判斷危險截面 由于截面IV處受的載荷較大，直徑較小，所以判斷為危險截面 2） 截面IV右側的 截面上的轉切應力為 由于軸選用40cr，調質處理，所以 （2P355表15-1） a) 綜合系數(shù)的計算 由 ， 經(jīng)直線插入，知道因軸肩而形成的理論應力集中為 ，I軸： 1作用在齒輪上的力 FH1=FH2=337/2=168.5 Fv1=Fv2=889/2=444.5 2初步確定軸的最小直徑 3軸的結構設計 1） 確定軸上零件的裝配方案 2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 d) 由于聯(lián)軸器一端連接電動機，另一端連接輸入軸，所以該段直徑尺寸受到電動機外伸軸直徑尺寸的限制，選為25mm。 e) 考慮到聯(lián)軸器的軸向定位可靠，定位軸肩高度應達2.5mm，所以該段直徑選為30。 f) 該段軸要安裝軸承，考慮到軸肩要有2mm的圓角，則軸承選用30207型，即該段直徑定為35mm。 g) 該段軸要安裝齒輪，考慮到軸肩要有2mm的圓角，經(jīng)標準化，定為40mm。 h) 為了齒輪軸向定位可靠，定位軸肩高度應達5mm，所以該段直徑選為46mm。 i) 軸肩固定軸承，直徑為42mm。 j) 該段軸要安裝軸承，直徑定為35mm。 2） 各段長度的確定 各段長度的確定從左到右分述如下： a) 該段軸安裝軸承和擋油盤，軸承寬18.25mm，該段長度定為18.25mm。 b) 該段為軸環(huán)，寬度不小于7mm，定為11mm。 c) 該段安裝齒輪，要求長度要比輪轂短2mm，齒輪寬為90mm，定為88mm。 d) 該段綜合考慮齒輪與箱體內(nèi)壁的距離取13.5mm、軸承與箱體內(nèi)壁距離取4mm（采用油潤滑），軸承寬18.25mm，定為41.25mm。 e) 該段綜合考慮箱體突緣厚度、調整墊片厚度、端蓋厚度及聯(lián)軸器安裝尺寸，定為57mm。 f) 該段由聯(lián)軸器孔長決定為42mm 4按彎扭合成應力校核軸的強度 W=62748N.mm T=39400N.mm 45鋼的強度極限為 ，又由于軸受的載荷為脈動的，所以 。 III軸 1作用在齒輪上的力 FH1=FH2=4494/2=2247N Fv1=Fv2=1685/2=842.5N 2初步確定軸的最小直徑 3軸的結構設計 1） 軸上零件的裝配方案 2） 據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII 直徑 60 70 75 87 79 70 長度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 5求軸上的載荷 Mm=316767N.mm T=925200N.mm 6. 彎扭校合 滾動軸承的選擇及計算 I軸： 1求兩軸承受到的徑向載荷 5） 軸承壽命的校核 軸承壽命可由式進行校核，由于軸承主要承受徑向載荷的作用，所以，查課本259頁表16-9，10取取按最不利考慮，則有： 則 因此所該軸承符合要求。高速軸 8760（單頭） 25 35 3.5 39.8 26.0 12880（單頭） 40 68 4 39.8 7.32 中間軸 12870（單頭） 40 58 4 191 41.2 低速軸 201280（單頭） 75 60 6 925.2 68.5 1811110（單頭） 60 107 5.5 925.2 52.4 由于鍵采用靜聯(lián)接，沖擊輕微，所以許用擠壓應力為 ，所以上述鍵皆安全。 連軸器的選擇 由于彈性聯(lián)軸器的諸多優(yōu)點，所以考慮選用它。 二、高速軸用聯(lián)軸器的設計計算 由于裝置用于運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數(shù)為 ， 計算轉矩為 所以考慮選用彈性柱銷聯(lián)軸器TL4（GB4323-84），但由于聯(lián)軸器一端與電動機相連，其孔徑受電動機外伸軸徑限制，所以選用TL5（GB4323-84） 其主要參數(shù)如下： 材料HT200 公稱轉矩 軸孔直徑 軸孔長 ， 裝配尺寸 半聯(lián)軸器厚 （1P163表17-3）（GB4323-84 三、第二個聯(lián)軸器的設計計算 由于裝置用于運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數(shù)為 ， 計算轉矩為 所以選用彈性柱銷聯(lián)軸器TL10（GB4323-84） 其主要參數(shù)如下： 材料HT200 公稱轉矩 軸孔直徑 軸孔長 ， 裝配尺寸 半聯(lián)軸器厚 （1P163表17-3）（GB4323-84 減速器附件的選擇 通氣器 由于在室內(nèi)使用，選通氣器（一次過濾），采用M181.5 油面指示器 選用游標尺M16 起吊裝置 采用箱蓋吊耳、箱座吊耳 放油螺塞 選用外六角油塞及墊片M161.5 潤滑與密封 一、齒輪的潤滑 采用浸油潤滑，由于低速級周向速度為，所以浸油高度約為六分之一大齒輪半徑，取為35mm。 二、滾動軸承的潤滑 由于軸承周向速度為，所以宜開設油溝、飛濺潤滑。 三、潤滑油的選擇 齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設備，選用L-AN15潤滑油。 四、密封方法的選取 選用凸緣式端蓋易于調整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇型密封圈實現(xiàn)密封。 密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。 軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑?jīng)Q定。 設計小結 由于時間緊迫，所以這次的設計存在許多缺點，比如說箱體結構龐大，重量也很大。齒輪的計算不夠精確等等缺陷，我精確的相信，通過這次的實踐，能使我在以后的設計中避免很多不必要的工作，有能力設計出結構更緊湊，傳動更穩(wěn)定 圖 1 單級圓柱齒輪減速器 1.箱體；2.軸承；3.放油螺塞；4.齒輪；5.油標；6.軸；7.墊片；8.端蓋； 9.螺釘； 10.定位銷； 11、12.螺栓； 13.觀察孔蓋； 14.螺釘； 15.箱蓋； 16.齒輪軸17.軸承； 18. 墊片； 19.端蓋； 20.螺釘 21. 端蓋； 22. 螺釘； 23. 墊片； 減速器的軸測圖齒輪各部分的名稱和符號 圖示為直齒外齒輪的一部分。齒輪上每個凸起的部分稱為齒，相鄰兩齒之間的空間稱為齒槽。齒輪各部分的名稱及符號規(guī)定如下： （1） 齒頂圓 過齒輪各齒頂所作的圓，其直徑和半徑分別用da和ra表示。 （2） 齒根圓 過齒輪各齒槽底部的圓，其直徑和半徑分別用df和rf表示。 （3） 分度圓 齒頂圓和齒根圓之間的圓，是計算齒輪幾何尺寸的基準圓其直徑和半徑分別用d和r表示。 （4） 基圓 形成漸開線的圓，其直徑和半徑分別用db和rb表示。 （5） 齒頂高、齒根高及齒全高 齒頂高為分度圓與齒頂圓之間的徑向距離，用ha表示；齒根高為分度圓與齒根圓之間的徑向距離，用hf表示；齒全高為齒頂圓與齒根圓之間的徑向距離，用h表示，顯然h=ha+hf。 （6） 齒厚、齒槽寬及齒距 在半徑為rk的圓周上，一個輪齒兩側齒廓之間的弧長稱為該圓上的齒厚，用sk表示；在此圓周上，一個齒槽兩側齒廓之間的弧長稱為該圓上的齒槽寬，用ek表示；此圓周上相鄰兩齒同側齒廓之間的弧長稱為該圓上的齒距，用pk表示，顯然pk=sk+ek。分度圓上的齒厚、齒槽寬及齒距依次用s、e及p表示，p=s+e?；鶊A上的齒距又稱為基節(jié)，用pb表示。 標準齒輪：基本參數(shù)取標準值，具有標準的齒頂高和齒根高，分度圓齒厚等于齒槽寬的直齒圓柱齒輪稱為標準齒輪，不能同時具備上述特征的直齒輪都是非標準齒輪。 標準齒輪及其幾何尺寸計算公式 由齒輪各部分名稱的定義可以得到標準齒輪的幾何尺寸計算公式，如（外齒輪）： 分度圓直徑d=mz 基圓直徑db=dcos 齒頂圓直徑 齒根圓直徑標準齒輪的幾何尺寸計算公式詳見付表 2. 基本參數(shù) （1） 齒數(shù)z 在齒輪整個圓周上輪齒的總數(shù)。 （2） 模數(shù)m 分度圓的周長=d=zp，則有： 由于是無理數(shù)，給齒輪的設計、制造及檢測帶來不便。為此，人為地將比值p/取為一些簡單的有理數(shù)，并稱該比值為模數(shù)，用m表示，單位是mm。我國已制定了模數(shù)的國家標準，因此，分度圓直徑d = mz，分度圓齒距p = m。 模數(shù)m是決定齒輪尺寸的一個基本參數(shù)。齒數(shù)相同的齒輪，模數(shù)愈大，其尺寸也愈大如上圖所示。 （3） 分度圓壓力角 齒輪輪齒齒廓在齒輪各圓上具有不同的壓力角，我國規(guī)定分度圓壓力角的標準值一般為20。此外，在某些場合也采用=14.5、15、22.5及25等的齒輪。 至此，我們可以給分度圓下一個完整的定義：分度圓就是齒輪上具有標準摸數(shù)和標準壓力角的圓。 （4） 頂高系數(shù)h*a和頂隙系數(shù)c* 齒輪齒頂高和齒根高的計算式分別是： 其中h*a和c*分別稱為齒頂高系數(shù)和頂隙系數(shù)。 GB1356-88規(guī)定了h*a和c*的標準值： 1）正常齒制 當m1mm時，h*a=1，c*=0.25；當m1mm時，h*a=1，c*=0.35 2）短齒制 h*a=0.8，c*=0.3 總結 通過這次設計，我學到了很多知識，鞏固了一些原來遺忘、疏忽的知識點；原來不理解、沒掌握好的問題，也通過翻閱資料、請教老師，把它們都解決了。由于Pro/E是我的一個薄弱環(huán)節(jié)，因此在造型中遇到了許多難題。通過查閱資料，請教老師、同學，我都一一解決了。通過本次畢業(yè)設計，我體會到了團隊的精神的重要性。同時，我也發(fā)現(xiàn)自己在?？齐A段幾年的學習過程中存在著很多不足，尤其是專業(yè)知識的應用方面，不能在實踐中很好的運用。通過這次畢業(yè)設計，使自己有了一種新的感受和認識，相信自己在今后的工作和學習中將發(fā)揮的更好。致謝經(jīng)過一個月的忙碌和學習，本次畢業(yè)論文設計已經(jīng)接近尾聲，作為一個專科生的畢業(yè)設計，由于經(jīng)驗的匱乏，難免有許多考慮不周全的地方。如果沒有指導教師的督促指導，想要完成這個設計是難以想象的，在這里首先要感謝我的論文指導老師孫建香。孫老師平日里工作繁多，但在我做設計的每個階段，從選題到查閱資料，論文提綱的確定，中期論文的修改，后期論文格式調整等各個環(huán)節(jié)中都給予了我細心的指導。除了敬佩孫老師的專業(yè)水平外，他的治學嚴謹和科學研究的精神也是我永遠學習的榜樣，并將積極影響我今后的學習和工作。最后還要感謝這三年來所有教過我的老師，是在他們的教誨下，我喜歡上了機電一體化這門專業(yè)，掌握了堅實的專業(yè)知識基礎，為我以后的揚帆遠航注入了動力。 參考文獻 1 徐錦康 機械設計 北京：機械工業(yè)出版社，20012 葛常清 機械制圖（第二版） 北京：中國建材工業(yè)出版社，20003 呂廣庶，張遠明 工程材料及成型技術 北京：高等教育