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浅谈齿轮强度设计几个问题的探讨论文
0 引言
齿轮传动是机械传动中最重要的传动之一。公元前300 多年，古希腊哲学家亚里士多德在《机械问题》中，就阐述了用青铜或铸铁齿轮传递旋转运动的问题。17 世纪末到18 世纪初，人们开始对齿轮的强度问题进行研究。欧洲工业革命以后，齿轮技术得到高速发展，齿轮传动在机械传动及整个机械领域中的应用极其广泛。齿轮设计成为机械设计中重要的设计内容之一。目前国际上比较常见的有关齿轮强度设计公式，除了我国的国家标准( GB) 有关齿轮强度的计算方法以外主要有: 国际标准化组织( ISO) 计算方法; 美国齿轮制造商协会( AGMA) 标准计算方法;德国工业标准( DIN) 计算方法; 日本齿轮工业会( JGMA)计算方法; 英国BS 计算方法等。作者在从事机械设计特别对齿轮设计的教学中，发现不少地方的知识点描述比较简单，不容易理解，为此，在文中对齿轮设计的几个问题如齿轮的失效方式、齿轮强度设计的历史、现状进行了深入分析，探讨我国齿轮强度设计的历史来源以及在齿轮设计中的一些困惑。通过深入的分析，有助于大家更好地理解齿轮设计公式的意义和来龙去脉。
1 齿轮失效方式的探讨
齿轮在传动过程中会出现各种形式的失效，甚至丧失传动能力。齿轮传动的失效方式与齿轮的材料、热处理方式、润滑条件、载荷大小、载荷变化规律以及转动速度等有关。人们对齿轮失效的认识是一个发展的过程。18 世纪中叶人们就开始对齿轮的失效进行研究。对齿轮摩擦磨损、点蚀形成和齿面胶合有了初步的认识。1928 年，白金汉发表了有关齿轮磨损的论文，并将齿面失效分为点蚀、磨粒磨损、胶合、剥落、擦伤和咬死等6 种失效形式。1939 年，Rideout 将齿轮损伤分为正常磨损、点蚀、剥落、胶合、擦伤、切伤、滚轧和锤击等8 种形式。1953 年Borsoff 和Sorem 将齿轮损伤分为6 类。1967 年尼曼根据大量试验，对渐开线齿轮的4 种失效形式画出了承载能力的限制关系图，并指出当齿轮转速较低时，影响软齿面齿轮承载能力的主要因素是点蚀，影响硬齿面齿轮承载能力的是断齿; 而对于高速重载传动齿轮，影响因素往往是胶合。自上世纪50 年代以来，一些国家以标准的形式对齿轮损伤形式进行分类，对名词术语、表现特征、引发原因等都有规定。如1951 年美国将齿轮损伤分为两大类，一类是齿面损坏，包括磨损、塑性变形、胶合、表面疲劳等，另一类是轮齿的折断。前一大类齿面损坏是齿轮作为高副由于摩擦学原因而引起的表面损伤; 后一大类轮齿的折断是轮齿作为受力构件由于体积强度不够而发生的破坏。1968 年奥地利国家标准规定了齿轮损伤的名词术语。
1983 年，我国颁布了齿轮轮齿损伤的术语、特征和原因国家标准( GB /T3481 - 83) ，将齿轮损伤形式分为5 大类，即磨损、齿面疲劳( 包括点蚀和剥落) 、塑性变形、轮齿折断和其他损伤，共26 种失效形式。1997 年，我国颁布了对GB/T3481 - 1983 修订的GB/T3481 -1997 国家标准。目前我国在大多数的机械设计教材和机械设计手册中齿轮失效方式都进行了简化，一般分为5 大类，即轮齿折断、齿面疲劳点蚀、齿面胶合、齿面磨损和塑性变形。
2 齿轮强度设计的探讨
2. 1 轮齿弯曲强度计算
1785 年，英国瓦特提出了齿根弯曲强度的计算方法，把轮齿看成为矩形截面的板状悬臂梁，随后出现多种弯曲强度计算公式。1893年，路易斯发表了轮齿弯曲强度计算式，而且用内切抛物线法找齿轮的危险截面，这一方法称为“抛物线法”[12]，如图1 所示。路易斯以载荷作用于齿顶推导出齿根弯曲应力公式，但是对于重合度大于1 小于2 的齿轮传动，理论上只有当单对齿啮合时，载荷才全部由一个齿承受。对于重合度大于2 小于3 的足够精密的齿轮，因为同时有2 对以上的齿轮在啮合，其最大弯曲应力的作用点要低。
在此之后，又出现30°切线法、尼曼法、白金汉法等。1980 年， ISO 提出“渐开线圆柱齿轮承载能力的基本原理”( ISO 6336 - 1980) ，公布了轮齿弯曲强度、齿面接触强度的计算方法。
过去，我国的齿轮强度计算方法一直比较混乱，没有统一的标准，对生产、科研以及教学带来诸多问题。于是， 1981 年我国成立了“渐开线圆柱齿轮承载能力计算方法”国家标准课题组，以ISO6336—1980为根据，开展全面的研究工作。1983 年颁布了渐开线圆柱齿轮承载能力计算方法的国家标准( GB /T3480—1983) 。
目前，我国有关齿轮弯曲强度的设计公式基本上采用30° 切线法，即作与轮齿对称中心线成30°夹角并与齿根圆角相切的斜线，两切点的连线是齿根危险截面位置。而且以单对齿啮合区的最高点作为最不利载荷作用点，这时产生的弯曲应力最大，如图2 所示。另外，弯曲疲劳强度计算公式中，齿形系数在许多机械设计中只是说明与齿数有关，与模数无关，并未做详细说明，不容易理解。下面对相关问题进行详细分析。如图2 所示，齿根弯曲应力为σF =MW= FnhFcosαFbS2F /6 = 6KFthFcosαFbS2Fcosα= KFtbm6( hFm) cosαF( SFm)2cosα( 1)式中，αF为齿顶圆压力角。令式( 1) 中的YF =6( hFm) cos αF( SFm)2cos α式中，YF称为齿形系数，由路易斯在其轮齿弯曲强度计算式中首次引用。可以看出，YF是与齿轮形状的几何参数有关的一个系数。因为，根据齿轮形成原理，齿数的变化将引起轮齿上hF、SF、aF等参数的变化，由于hF、SF、aF均与齿轮模数成正比，致使齿形系数中的模数可以约去。因此，齿形系数不受模数的影响，而只与齿数有关，齿数越多YF越小，反之YF越大。这就是在机械设计的教材中经常会看到“标准齿轮的齿形系数只与齿数有关而与模数无关”的原因。
2. 2 齿轮压应力对弯曲应力的影响
根据30°切线法及齿轮受力分析。将法向力Fn移至轮齿中线并分解成相互垂直的两个分力，即圆周力Ft和径向力Fr。根据力学理论，Ft使齿根产生弯曲应力为σF，Fr则产生压应力σy。因此齿根危险截面上受到的应力为弯曲和压缩组成的组合应力，并导致齿根两边的应力大小不相等。然而，在相关的机械设计资料中都没有将由于径向力产生的压应力计算在齿轮的弯曲强度计算公式中，而且在大多数的相关教材中都认为: 压应力相对于齿根最大弯曲应力比较小，可以忽略不计。但是压应力到底多少，为什么可以忽略不计，很少有人进行计算，下面对压应力与弯曲应力进行探讨。如图2 中，Ft产生其弯曲应力σF如式( 1) 所示。由Fr产生压应力σy为σy = Fnsin αFbSF( 2)由式( 1) 及式( 2) 可得σyσF= SF6hFtan αF设OD = h'，则SF = 2h' tan30°，因此σyσF= tan 30tan αF3h'hF假设标准齿轮模数为m，齿数z。则齿顶圆压力角为cos αF = rbra= zz + 2cos α，由于h'hF< 1，因此，当不考虑h'hF的影响时，σyσF的大小取决于齿轮的齿数。为了便于讨论，取ξ = σyσF称为压应力对弯曲应力的影响系数。则根据计算可以得到ξ 与齿数的对应关系，如图3 所示。可见，压应力对弯曲应力的影响与齿数有关，而模数无关，而且随着齿数的变化而变化，齿数越少其影响越大，反之影响就越小，最终趋于一水平线。最小约为最大弯曲应力的8%，特别当h'hF< 1 时，压应力更小，可以忽略不计。这就是为了简化计算，在计算轮齿弯曲强度时一般只考虑弯曲应力的原因。从图2 可知，弯曲应力分为拉伸侧的拉应力和压缩侧的压应力。实际证明，拉伸侧是危险侧，因拉伸侧的`裂纹扩展速度较大。压缩侧有时虽裂纹出现较早，但发展速度较慢。所以大多数的公式以拉伸侧的应力作为设计时的计算应力。而且根据齿轮弯曲疲劳实验分析证明，考虑弯曲应力、压应力与只考虑弯曲应力的结果，实际上没有多大差别。因此，在齿轮弯曲疲劳强度计算中只考虑弯曲应力。
2. 3 齿面接触疲劳强度计算
图4 赫兹接触应力模型齿面接触疲劳强度计算是针对齿轮齿面疲劳点蚀失效进行计算的强度计算。1881 年，赫兹提出两个圆柱体接触时接触面上载荷分布公式，该式作为齿面强度计算的理论基础，如图4 所示。根据赫兹接触应力理论，在载荷作用下接触区产生的最大接触应力为σH = Fnπb·1ρ1± 1ρ21 - μ21E1+ 1 - μ22槡 E2( 3)式中，Fn为作用在圆柱体上的载荷; b 为接触长度;μ1、μ2分别为两圆柱体材料的泊松比; E1、E2为两圆柱体材料的弹性模量。ρ1、ρ2为两圆柱体接触处的半径，式中“+”号用于外接触，“-”号用于内接触。1898 年，拉塞根据法向力应用“压强”原理研究齿面的接触疲劳强度问题。1908 年，奥地利的维德基将赫兹的两个圆柱体的接触应力理论应用于计算轮齿齿面应力，并绘出了沿啮合线最大接触应力变化图。1932 年，英国BS 根据实验数据提出基础表面应力作为齿面强度计算方法。1940 年，美国AGMA 采用齿面强度最重负荷点的接触应力最大值计算方法。
1949 年，白金汉提出节圆上齿面接触应力不超过许用值的计算方法，后来该方法被许多计算方法所采用。1954 年，尼曼采用最大负荷点上滚动压力。至今，我国皆以赫兹公式作为计算齿面接触疲劳强度的理论基础，即以赫兹应力作为点蚀的判断指标。通常令1ρΣ= 1ρ1± 1ρ2，ρΣ称为综合曲率，对于标准齿轮，1ρΣ= 2d1 sin αi ± 1i 。并令式( 3 ) 中的ZE =1π 1 - μ21E1+ 1 - μ22E 槡为弹性影响系数。从而，获得渐开线直齿圆柱齿轮接触疲劳强度的基本公式为σH = ZEZH2KT1bd21i ± 1槡 i #[ σ ] H( 4) 式中，ZH = 2槡sin αcos α，称为区域系数，对于压力角α= 20°的标准齿轮，ZH≈2. 5。在机械设计手册或机械设计教材中，有关齿轮接触疲劳强度公式有很多版本，其中最常见的是将一对钢制标准齿轮齿面接触强度校核公式进行简化，取钢制齿轮的E1 = E2 =2. 06 ×105MPa，μ1 =μ2 =0. 3，便获得机械设计中常用的校核公式。σH = 671 KT1bd21i ± 1槡 i ≤[ σ ] H( 5)
2. 4 齿面胶合强度计算
齿轮另外一个常见的失效是齿面胶合。有关齿轮胶合比较统一的说法是: 相互啮合的两金属齿面，在一定的压力下直接接触发生黏着，同时又随着齿面运动而使金属从齿面上撕落而引起的黏着磨损现象。胶合分为冷胶合和热胶合。对于高速重载的齿轮传动，齿面瞬时温度较高，相对滑动速度较大，则容易发生热胶合。对于低速重载的重型齿轮传动，由于齿面间压力过大，导致齿面油膜被破坏，尽管齿面温度不高，但也容易产生胶合，称为冷胶合。
对于齿轮齿面胶合强度计算的研究，目前主要基于两种理论，一是基于Pv 值( 压力与速度的乘积) 或PTv ( T 为啮合点到节点的距离) 值作为计算胶合的指标。另一种是以齿面温度作为判定胶合的准则的布洛克算法。1975 年，温特提出积分温度法。现在ISO 的标准中主要以这两种方法为主。2003年，我国颁布“圆柱齿轮、锥齿轮和准双曲面齿轮胶合承载能力计算方法”国家标准( GB - Z 6413. 1 - 2003和GB - Z 6413. 2 - 2003)。该标准等同采用了ISO/TR 13989 - 2000“圆柱齿轮、锥齿轮和准双曲面齿轮胶合承载能力计算方法”。曾经有人试图以按弹性流体动力润滑理论计算齿面间的油膜厚度作为胶合的评判依据。
我国多数的机械设计教材中齿轮强度设计一般只提供齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度两种计算方法，并未提供有关齿面胶合的强度计算公式。
3 结束语
文中分别对机械设计教学中有关齿轮的强度设计问题进行了分析和探讨，详细解读我国齿轮强度设计的历史沿革及现状，以及齿轮强度设计计算过程中让人困惑的问题及解决方法。研究指出，在齿轮弯曲疲劳强度的计算中，压应力对弯曲应力的影响是有限的，一般可忽略不计，只有当需要精确计算时，应当考虑其影响。论文的研究可以帮助齿轮设计人员和学生更好地理解齿轮设计中的相关内容，为将来从事机械设计工作打下良好的基础。
风力发电增速齿轮箱中，齿轮的为低碳合金钢，重齿公司常用20CrMnTi、20CrMnMo、17CrNiMo6等材料；内齿圈用42CrMoA材料。它们的力学分析见下表：钢号 试样毛坯尺寸(mm) 热处理 力学性能 供应状态硬度HB淬火温度（℃） 冷却 回火温度(℃) 冷却 σb(MPa) σs(MPa) δ5（%） ψ（%） AK（J）第一次 第二次 不小于 不大于20CrMnTi 15 880 870 油 200 水、空 1080 835 10 45 55 21720CrMnMo 15 850 油 200 水、空 1175 885 10 45 55 21717CrNiMo6 11 855 815 油 180 水、空 1300 830 7 30 41 22942CrMoA 15 840 油 610 水、空 1150 885 10 40 34齿轮材料为渗碳钢，渗碳钢载未渗碳前进行的各种试验只能测定零件心部的性能，渗碳淬火后的性能除与心部性能有关外，还受渗碳层深度、渗碳层的碳含量与金相组织。内应力的分布等因素的影响。1、 抗弯强度 渗碳钢的静强度一般通过弯曲试验测定。零件心部硬度、钢材的化学成分合面层碳含量都影响弯曲强度。在渗碳层深度一定的情况下，心部硬度增加时，弯曲强度随之增加；当渗碳层组织相同时，渗碳层深度增加，弯曲强度随之增加；在渗碳层深度与心部硬度相同时，含镍的钢材弯曲强度比其他钢材弯曲强度高；渗碳层面层碳含量增加时弯曲强度降低。2、 疲劳强度 齿轮多因变载荷作用而疲劳损坏，如齿根弯曲疲劳损坏合齿面接触疲劳损坏。影响疲劳损坏的因素有：（1） 心部硬度（强度）（2） 渗碳层内的氧化物 当渗碳钢中含有钛、硅、锰和等合金元素，并在吸热性渗碳气氛中渗碳时容易形成这些元素的氧化物，他们存在于晶界或晶粒内部。在氧化物附近这些元素贫化，降低了淬透性。这种氧化物还会成为高温转变产物的核心，导致淬火后在表面形成一些非马氏体产物从而降低了最表面的硬度。（3） 渗碳层内的碳化物 碳含量的数量、大小、形状和分布对渗碳钢的接触疲劳和弯曲疲劳性能都有影响，网状碳化物会明显降低渗碳钢的弯曲疲劳性能。（4） 渗碳层内的残余奥氏体 残余奥氏体本身强度低，它的存在还降低对疲劳性能有利的残余压应力，因此渗碳层组织中有残余奥氏体会降低疲劳性能，但经滚压和喷丸强化会提高疲劳强度。
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据史料记载，远在公元前400~200年的中国古代就巳开始使用齿轮，在我国山西出土的青铜齿轮是迄今巳发现的最古老齿轮，作为反映古代科学技术成就的指南车就是以齿轮机构为核心的机械装置。17世纪末，人们才开始研究，能正确传递运动的轮齿形状。18世纪，欧洲工业革命以后，齿轮传动的应用日益广泛；先是发展摆线齿轮，而后是渐开线齿轮，一直到20世纪初，渐开线齿轮已在应用中占了优势。
早在1694年，法国学者Philippe De La Hire首先提出渐开线可作为齿形曲线。1733年，法国人M.Camus提出轮齿接触点的公法线必须通过中心连线上的节点。一条辅助瞬心线分别沿大轮和小轮的瞬心线(节圆)纯滚动时，与辅助瞬心线固联的辅助齿形在大轮和小轮上所包络形成的两齿廓曲线是彼此共轭的，这就是Camus定理。它考虑了两齿面的啮合状态；明确建立了现代关于接触点轨迹的概念。1765年，瑞士的L．Euler提出渐开线齿形解析研究的数学基础，阐明了相啮合的一对齿轮，其齿形曲线的曲率半径和曲率中心位置的关系。后来，Savary进一步完成这一方法，成为现在的Eu-let-Savary方程。对渐开线齿形应用作出贡献的是Roteft WUlls，他提出中心距变化时，渐开线齿轮具有角速比不变的优点。1873年，德国工程师Hoppe提出，对不同齿数的齿轮在压力角改变时的渐开线齿形，从而奠定了现代变位齿轮的思想基础。
19世纪末，展成切齿法的原理及利用此原理切齿的专用机床与刀具的相继出现，使齿轮加工具军较完备的手段后，渐开线齿形更显示出巨大的优走性。切齿时只要将切齿工具从正常的啮合位置稍加移动，就能用标准刀具在机床上切出相应的变位齿轮。1908年，瑞士MAAG研究了变位方法并制造出展成加工插齿机，后来，英国BSS、美国AGMA、德国DIN相继对齿轮变位提出了多种计算方法。
为了提高动力传动齿轮的使用寿命并减小其尺寸，除从材料，热处理及结构等方面改进外，圆弧齿形的齿轮获得了发展。1907年，英国人Frank Humphris最早发表了圆弧齿形。1926年，瑞土人Eruest Wildhaber取得法面圆弧齿形斜齿轮的专利权。1955年，苏联的M．L．Novikov完成了圆弧齿形齿轮的实用研究并获得列宁勋章。1970年，英国Rolh—Royce公司工程师R．M.Studer取得了双圆弧齿轮的美国专利。这种齿轮现已日益为人们所重视，在生产中发挥了显著效益。
齿轮是能互相啮合的有齿的机械零件，它在机械传动及整个机械领域中的应用极其广泛。现代齿轮技术已达到：齿轮模数O.004～100毫米；齿轮直径由1毫米～150米；传递功率可达上十万千瓦；转速可达几十万转/分；最高的圆周速度达300米/秒。
齿轮在传动中的应用很早就出现了。公元前三百多年，古希腊哲学家亚里士多德在《机械问题》中，就阐述了用青铜或铸铁齿轮传递旋转运动的问题。中国古代发明的指南车中已应用了整套的轮系。不过，古代的齿轮是用木料制造或用金 属铸成的，只能传递轴间的回转运动，不能保证传动的平稳性，齿轮的承载能力也很小。
随着生产的发展，齿轮运转的平稳性受到重视。1674年丹麦天文学家罗默首次提出用外摆线作齿廓曲线，以得到运转平稳的齿轮。
18世纪工业革命时期，齿轮技术得到高速发展，人们对齿轮进行了大量的研究。1733年法国数学家卡米发表了齿廓啮合基本定律；1765年瑞士数学家欧拉建议采用渐开线作齿廓曲线。
19世纪出现的滚齿机和插齿机，解决了大量生产高精度齿轮的问题。1900年,普福特为滚齿机装上差动装置，能在滚齿机上加工出斜齿轮，从此滚齿机滚切齿轮得到普及，展成法加工齿轮占了压倒优势，渐开线齿轮成为应用最广的齿轮。
1899年，拉舍最先实施了变位齿轮的方案。变位齿轮不仅能避免轮齿根切，还可以凑配中心距和提高齿轮的承载能力。1923年美国怀尔德哈伯最先提出圆弧齿廓的齿轮，1955年苏诺维科夫对圆弧齿轮进行了深入的研究，圆弧齿轮遂得以应用于生产。这种齿轮的承载能力和效率都较高，但尚不及渐开线齿轮那样易于制造，还有待进一步改进。
齿轮的组成结构一般有轮齿、齿槽、端面、法面、齿顶圆、齿根圆、基圆、分度圆。
轮齿简称齿，是齿轮上 每一个用于啮合的凸起部分，这些凸起部分一般呈辐射状排列，配对齿轮上的轮齿互相接触，可使齿轮持续啮合运转；齿槽是齿轮上两相邻轮齿之间的空间；端面是圆柱齿轮或圆柱蜗杆上 ，垂直于齿轮或蜗杆轴线的平面；法面指的是垂直于轮齿齿线的平面；齿顶圆是指齿顶端所在的圆；齿根圆是指槽底所在的圆；基圆是形成渐开线的发生线作纯滚动的圆；分度圆 是在端面内计算齿轮几何尺寸的基准圆。
齿轮可按齿形、齿轮外形、齿线形状、轮齿所在的表面和制造方法等分类。
齿轮的齿形包括齿廓曲线、压力角、齿高和变位。渐开线齿轮比较容易制造，因此现代使用的齿轮中 ，渐开线齿轮占绝对多数，而摆线齿轮和圆弧齿轮应用较少。
在压力角方面，小压力角齿轮的承载能力较小；而大压力角齿轮，虽然承载能力较高，但在传递转矩相同的情况下轴承的负荷增大，因此仅用于特殊情况。而齿轮的齿高已标准化，一般均采用标准齿高。变位齿轮的优点较多，已遍及各类机械设备中。
另外，齿轮还可按其外形分为圆柱齿轮、锥齿轮、非圆齿轮、齿条、蜗杆蜗轮 ；按齿线形状分为直齿轮、斜齿轮、人字齿轮、曲线齿轮；按轮齿所在的表面分为外齿轮、内齿轮；按制造方法可分为铸造齿轮、切制齿轮、轧制齿轮、烧结齿轮等。
齿轮的制造材料和热处理过程对齿轮的承载能力和尺寸重量有很大的影响。20世纪50年代前，齿轮多用碳钢，60年代改用合金钢，而70年代多用表面硬化钢。按硬度 ，齿面可区分为软齿面和硬齿面两种。
软齿面的齿轮承载能力较低，但制造比较容易，跑合性好， 多用于传动尺寸和重量无严格限制，以及小量生产的一般机械中。因为配对的齿轮中，小轮负担较重，因此为使大小齿轮工作寿命大致相等，小轮齿面硬度一般要比大轮的高 。
硬齿面齿轮的承载能力高，它是在齿轮精切之后 ，再进行淬火、表面淬火或渗碳淬火处理，以提高硬度。但在热处理中，齿轮不可避免地会产生变形，因此在热处理之后须进行磨削、研磨或精切 ，以消除因变形产生的误差，提高齿轮的精度。
制造齿轮常用的钢有调质钢、淬火钢、渗碳淬火钢和渗氮钢。铸钢的强度比锻钢稍低，常用于尺寸较大的齿轮；灰铸铁的机械性能较差，可用于轻载的开式齿轮传动中；球墨铸铁可部分地代替钢制造齿轮 ；塑料齿轮多用于轻载和要求噪声低的地方，与其配对的齿轮一般用导热性好的钢齿轮。
未来齿轮正向重载、高速、高精度和高效率等方向发展，并力求尺寸小、重量轻、寿命长和经济可靠。
而齿轮理论和制造工艺的发展将是进一步研究轮齿损伤的机理，这是建立可靠的强度计算方法的依据，是提高齿轮承载能力，延长齿轮寿命的理论基础；发展以圆弧齿廓为代表的新齿形；研究新型的齿轮材料和制造齿轮的新工艺； 研究齿轮的弹性变形、制造和安装误差以及温度场的分布，进行轮齿修形，以改善齿轮运转的平稳性，并在满载时增大轮齿的接触面积，从而提高齿轮的承载能力。
摩擦、润滑理论和润滑技术是 齿轮研究中的基础性工作，研究弹性流体动压润滑理论，推广采用合成润滑油和在油中适当地加入极压添加剂，不仅可提高齿面的承载能力，而且也能提高传动效率。
齿轮机构的类型：
1、以传动比分类
定传动比 —— 圆形齿轮机构(圆柱、圆锥）
变传动比 —— 非圆齿轮机构（椭圆齿轮）
2、以轮轴相对位置分类
平面齿轮机构
直齿圆柱齿轮传动
外啮合齿轮传动
内啮合齿轮传动
齿轮齿条传动
斜齿圆柱齿轮传动
人字齿轮传动
空间齿轮机构
圆锥齿轮传动
交错轴斜齿轮传动
蜗轮蜗杆传动
齿轮的工艺：
锥形齿轮
毛坯半制品齿轮
螺旋齿轮
内齿轮
直齿轮
蜗轮蜗杆
斜齿圆柱齿轮主要参数
螺旋角：β > 0为左旋，反之为右旋
齿距：pn = ptcosβ，下标n和t分别表示法向和端面
模数：mn = mtcosβ
齿宽：
分度圆直径：d = mtz
中心距：a=1/2*m(z1+z2)
正确啮合条件：m1 = m2,α1 = α2,β1 = − β2
重合度：
当量齿数：
齿轮振动的简易诊断方法
进行简易诊断的目的是迅速判断齿轮是否处于正常工作状态，对处于异常工作状态的齿轮进一步进行精密诊断分析或采取其他措施。当然，在许多情况下，根据对振动的简单分析，也可诊断出一些明显的故障。
齿轮的简易诊断包括噪声诊断法、振平诊断法以及冲击脉冲（SPM）诊断法等，最常用的是振平诊断法。
振平诊断法是利用齿轮的振动强度来判别齿轮是否处于正常工作状态的诊断方法。根据判定指标和标准不同，又可以分为绝对值判定法和相对值判定法。
1．绝对值判定法
绝对值判定法是利用在齿轮箱上同一测点部位测得的振幅值直接作为评价运行状态的指标。
用绝对值判定法进行齿轮状态识别，必须根据不同的齿轮箱，不同的使用要求制定相应的判定标准。
制定齿轮绝对值判定标准的主要依据如下：
1)对异常振动现象的理论研究；
(2)根据实验对振动现象所做的分析；
(3)对测得数据的统计评价；
(4)参考国内外的有关标准。
实际上，并不存在可适用于一切齿轮的绝对值判定标准，当齿轮的大小、类型等不同时，其判定标准自然也就不同。
按一个测定参数对宽带的振动做出判断时，标准值一定要依频率而改变。频率在1kHz以下，振动按速度来判定；频率在1kHz以上，振动按加速度来判定。实际的标准还要根据具体情况而定。
2.相时值判定法
在实际应用中，对于尚未制定出绝对值判定标准的齿轮，可以充分利用现场测量的数据进行统计平均，制定适当的相对判定标准，采用这种标准进行判定称为相对值判定法。
相对判定标准要求将在齿轮箱同一部位测点在不同时刻测得的振幅与正常状态下的振幅相比较，当测量值和正常值相比达到一定程度时，判定为某一状态。比如，相对值判定标准规定实际值达到正常值的1.6~2倍时要引起注意，达到2.56~4倍时则表示危险等。至于具体使用时是按照1.6倍进行分级还是按照2倍进行分级，则视齿轮箱的使用要求而定，比较粗糙的设备（例如矿山机械）一般使用倍数较高的分级。
实际中，为了达到最佳效果，可以同时采用上述两种方法，以便对比比较，全面评价。
[编辑本段]齿轮-主要术语
轮齿（齿）——齿轮上的每一个用于啮合的凸起部分。一般说来，这些凸起部分呈辐射状排列。配对齿轮上轮齿互相接触，导致齿轮的持续啮合运转。
齿槽——齿轮上两相邻轮齿之间的空间。
齿轮端面——在圆柱齿轮或圆柱蜗杆上垂直于齿轮或蜗杆轴线的平面。
法面——在齿轮上，法面指的是垂直于轮齿齿线的平面。
齿顶圆——齿顶端所在的圆。
齿根圆——槽底所在的圆。
基圆——形成渐开线的发生线在其上作纯滚动的圆。
分度圆——在端面内计算齿轮几何尺寸的基准圆，对于直齿轮，在分度圆上模数和压力角均为标准值。
齿面——轮齿上位于齿顶圆柱面和齿根圆柱面之间的侧表面。
齿廓——齿面被一指定曲面（对圆柱齿轮是平面）所截的截线。
齿线——齿面与分度圆柱面的交线。
端面齿距pt——相邻两同侧端面齿廓之间的分度圆弧长。
模数m——齿距除以圆周率π所得到的商,以毫米计。
径节p——模数的倒数，以英寸计。
齿厚s ——在端面上一个轮齿两侧齿廓之间的分度圆弧长。
槽宽e ——在端面上一个齿槽的两侧齿廓之间的分度圆弧长。
齿顶高hɑ——齿顶圆与分度圆之间的径向距离。
齿根高hf——分度圆与齿根圆之间的径向距离。
全齿高h——齿顶圆与齿根圆之间的径向距离。
齿宽b——轮齿沿轴向的尺寸。
端面压力角 ɑt—— 过端面齿廓与分度圆的交点的径向线与过该点的齿廓切线所夹的锐角。
基准齿条(Standard Rack):只基圆之尺寸,齿形,全齿高,齿冠高及齿厚等尺寸均合乎标准正齿轮规格之齿条,依其标准齿轮规格所切削出来之齿条称为基准齿条.
基准节圆(Standard Pitch Circle):用来决定齿轮各部尺寸基准圆.为 齿数x模数
基准节线(Standard Pitch Line):齿条上一条特定节线或沿此线测定之齿厚,为节距二分之一.
作用节圆(Action Pitch Circle):一对正齿轮咬合作用时,各有一相切做滚动圆.
基准节距(Standard Pitch)：以选定标准节距做基准者,与基准齿条节距相等.
节圆(Pitch Circle):两齿轮连心线上咬合接触点各齿轮上留下轨迹称为节圆.
节径(Pitch Diameter):节圆直径.
有效齿高(Working Depth):一对正齿轮齿冠高和.又称工作齿高.
齿冠高(Addendum):齿顶圆与节圆半径差.
齿隙(Backlash):两齿咬合时,齿面与齿面间隙.
齿顶隙(Clearance):两齿咬合时,一齿轮齿顶圆与另一齿轮底间空隙.
节点(Pitch Point):一对齿轮咬合与节圆相切点.
节距(Pitch):相邻两齿间相对应点弧线距离.
法向节距(Normal Pitch):渐开线齿轮沿特定断面同一垂线所测节距.
塑料齿轮的介绍：
随着科学的发展，齿轮已经慢慢由金属齿轮转变为塑料齿轮。因为塑料齿轮更具有润滑性和耐磨性。 可以减小噪音，降低成本，降低摩擦。
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=1.7KN；带速V=1.4m/s；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=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95=0.86(2)电机所需的工作功率：Pd=FV/1000η总=1700×1.4/1000×0.86=2.76KW3、确定电动机转速：滚筒轴的工作转速：Nw=60×1000V/πD=60×1000×1.4/π×220=121.5r/min根据【2】表2.2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）×121.5=729~2430r/min符合这一范围的同步转速有960 r/min和1420r/min。由【2】表8.1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 7.9 3 2.632 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89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2.2。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=1420/121.5=11.682、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=11.68/3=3.89四、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=473.33(r/min)nII=nI/i齿=473.33/3.89=121.67(r/min)滚筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)2、 计算各轴的功率（KW）PI=Pd×η带=2.76×0.96=2.64KWPII=PI×η轴承×η齿轮=2.64×0.99×0.97=2.53KW3、 计算各轴转矩Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N?mTI=9.55p2入/n1 =9550x2.64/473.33=53.26N?mTII =9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N?m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=1.2 P=2.76KWPC=KAP=1.2×2.76=3.3KW据PC=3.3KW和n1=473.33r/min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×(1-0.02)=279.30 mm由课本[1]P190表10-9，取dd2=280带速V：V=πdd1n1/60×1000=π×95×1420/60×1000=7.06m/s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+3.14(95+280)+(280-95)2/4×450=1605.8mm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+(1600-1605.8)/2=497mm(4) 验算小带轮包角α1=1800-57.30 ×(dd2-dd1)/a=1800-57.30×(280-95)/497=158.670>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=1.4KWi≠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=0.17KW查[1]表10-3，得Kα=0.94；查[1]表10-4得 KL=0.99Z= PC/[(P1+△P1)KαKL]=3.3/[(1.4+0.17) ×0.94×0.99]=2.26 (取3根)(6) 计算轴上压力由课本[1]表10-5查得q=0.1kg/m，由课本式（10-20）单根V带的初拉力：F0=500PC/ZV[（2.5/Kα）-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06(2.5/0.94-1)]+0.10x7.062 =134.3kN则作用在轴承的压力FQFQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2)=791.9N2、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=3.89取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1= ×20=77.8取z2=78由课本表6-12取φd=1.1(3)转矩T1T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660N?mm(4)载荷系数k : 取k=1.2(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=60×473.33×10×300×18=1.36x109N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4×108查[1]课本图6-38中曲线1，得 ZN1=1 ZN2=1.05按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=1.0[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa故得：d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3=49.04mm模数：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm取课本[1]P79标准模数第一数列上的值，m=2.5(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=2.5×20mm=50mmd2=mZ2=2.5×78mm=195mm齿宽：b=φdd1=1.1×50mm=55mm取b2=55mm b1=60mm(7)复合齿形因数YFs 由课本[1]图6-40得：YFS1=4.35,YFS2=3.95(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=71.86pa< [σbb1]σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa< [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=122.5mm(10)计算齿轮的圆周速度V计算圆周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s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×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm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=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582 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9.4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=198.58N?m③求圆周力：Ft根据课本P127（6-34）式得Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Fr=Ft?tanα=2.03×tan200=0.741N⑤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=0.74/2=0.37NFAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N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=0.37×96÷2=17.76N?m截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N?m(4)绘制合弯矩图（如图d）MC=(MC12+MC22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63N?m(5)绘制扭矩图（如图e）转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N?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=0.2，截面C处的当量弯矩：Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[51.632+(0.2×198.58)2]1/2=65.13N?m(7)校核危险截面C的强度由式（6-3）σe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453=7.14MPa< [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×(2.64/473.33)1/3mm=20.92mm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=9.55×106P/n=9.55×106×2.64/473.33=53265 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=53.26N?m③求圆周力Ft：根据课本P127（6-34）式得Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Fr=Ft?tanα=2.13×0.36379=0.76N⑤∵两轴承对称∴LA=LB=50mm(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38NFAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N(2) 截面C在垂直面弯矩为MC1=FAxL/2=0.38×100/2=19N?m(3)截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=1.065×100/2=52.5N?m(4)计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/2=（192+52.52）1/2=55.83N?m(5)计算当量弯矩：根据课本P235得α=0.4Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[55.832+(0.4×53.26)2]1/2=59.74N?m(6)校核危险截面C的强度由式（10-3）σe=Mec/（0.1d3）=59.74x1000/(0.1×303)=22.12Mpa<[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=31.5KN, 基本静载荷CO=20.5KN,查[2]表10.1可知极限转速9000r/min（1）已知nII=121.67(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=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N(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 =0.63FA2/FR2=682N/1038N =0.63根据课本P265表（14-14）得e=0.68FA1/FR1
我当年毕业的时候就是做的这个设计，你看看是这个吗 图纸我都有的。塑料齿轮模具设计及其型腔仿真加工摘 要：本课题来源于盐城羽佳塑业，任务是塑料齿轮模具设计及其型腔仿真加工.注射成型是塑料成型的一种重要方法，它主要适用于热塑性塑料的成型，可以一次成型形状复杂的精密塑件。本课题就是将双联齿轮作为设计模型，将注射模具的相关知识作为依据，阐述塑料注射模具的设计过程。本设计对双联齿轮进行的注塑模设计，利用proe软件对塑件进行了实体造型，对塑件结构进行了工艺分析。明确了设计思路，确定了注射成型工艺过程并对各个具体部分进行了详细的计算和校核。如此设计出的结构可确保模具工作运用可靠，保证了与其他部件的配合。 最后用mastercam仿真加工型腔。本课题通过对双联齿轮杯的注射模具设计，巩固和深化了所学知识，取得了比较满意的效果，达到了预期的设计意图。关键词：塑料模具；注射成型；模具设计；The design of gear plastic injection mold and cavity simulation processingAbstract: The subjects come from the Yujia Plastic Corporation. Task is what the design of gear plastic injection mold and cavity simulation processing. Plastic injection molding molding is an important method, which is primarily applicable to thermoplastic plastic molding, Molding can be a complex shape of precision plastic parts. To study the topic ,we make double-gear the design model, make the injection mold-related knowledge the basis for elaborate plastic injection mold design process.In the designment we design double-gear with the injection mold design, using software proe to plastic parts to solid modeling, and making technics analysis to the structure of Plastic Parts for the process.We definite the design,and identify the injection molding process as well as some specific details of the calculation and verification.The structure of such a design can be used to ensure reliable Die work ,to ensure cooperation with the other parts of the tie. Finally，simulation processing cavity with mastercam .we have consolidated and deepened the learning, gain a satisfied result, achieve the desired design intent through the process of double-gear mold design.Key words : Plastic mold; Injection molding; Mold design;目 录1 前言 12 模具总体设计 32.1 制品的分析 32.2模具总体方案设计 42.3注射机的选择 52.4型腔数的确定 52.5型腔的布局 62.6分型面的确定 72.7浇注系统设计 72.7.1浇口的形式 72.7.2流道、主流道衬套及定位环的设计 82.7.3冷料井的设计 92.8冷却系统的设计 102.9模架的选择 112.10导柱、导套的选择 122.10.1导柱的选择 122.10.2导套的选择 122.11顶杆设计 132.12复位杆 142.13锁模力的校核 142.14开模行程的校核 152.15总装配图及三维造型图 152.15.1总装配图 152.15.2模具的三维造型图 173工艺分析及仿真加工 183.1模具的注塑工艺分析 183.2模具成型件制造工艺与加工工序 193.2.1模具成型件制造工艺 193.2.2模具成型件的加工工艺 203.3数控仿真 204结论 25参考文献 26致谢 27附录
绪论，毕业设计任务，毛坯的检查，调质处理，立车加工，超声波探伤，钻孔，退火处理，立车加工，攻螺纹，氮化，立车加工，滚齿加工，高频淬火，高温回火，磁探，设计总结，参考文献。齿轮的轮齿在传动过程中要传递力矩而承受弯曲、冲击等载荷，通过一段时间的使用,轮齿还会发生齿面磨损、齿面点蚀、表面咬合和齿面塑性变形等情况而造成精度丧失,产生振动和噪声等故障，齿轮的工作条件不同，轮齿的破坏形式也不同。
齿轮传动是利用两齿轮的轮齿相互啮合传递动力和运动的机械传动。按齿轮轴线的相对位置分平行轴圆柱齿轮传动、相交轴圆锥齿轮传动和交错轴螺旋齿轮传动。具有结构紧凑、效率高、寿命长等特点。齿轮传动是指用主、从动轮轮齿直接、传递运动和动力的装置。在所有的机械传动中，齿轮传动应用最广，可用来传递任意两轴之间的运动和动力。齿轮传动的特点是：齿轮传动平稳，传动比精确，工作可靠、效率高、寿命长，使用的功率、速度和尺寸范围大。例如传递功率可以从很小至几十万千瓦；速度最高可达300m/s；齿轮直径可以从几毫米至二十多米。但是制造齿轮需要有专门的设备，啮合传动会产生噪声。 [编辑本段]类型（1）根据两轴的相对位置和轮齿的方向，可分为以下类型：<1>圆柱齿轮传动；<2>锥齿轮传动；<3>交错轴斜齿轮传动。（2）根据齿轮的工作条件，可分为：<1>开式齿轮传动式齿轮传动，齿轮暴露在外，不能保证良好的润滑。 <2>半开式齿轮传动，齿轮浸入油池，有护罩，但不封闭。<3>闭式齿轮传动，齿轮、轴和轴承等都装在封闭箱体内，润滑条件良好，灰沙不易进入，安装精确，齿轮传动有良好的工作条件，是应用最广泛的齿轮传动。 [编辑本段]设计准则针对齿轮五种失效形式，应分别确立相应的设计准则。但是对于齿面磨损、塑性变形等，由于尚未建立起广为工程实际使用而且行之有效的计算方法及设计数据，所以目前设计齿轮传动时，通常只按保证齿根弯曲疲劳强度及保证齿面接触疲劳强度两准则进行计算。对于高速大功率的齿轮传动（如航空发动机主传动、汽轮发电机组传动等），还要按保证齿面抗胶合能力的准则进行计算（参阅GB6413－1986）。至于抵抗其它失效能力，目前虽然一般不进行计算，但应采取的措施，以增强轮齿抵抗这些失效的能力。 1、闭式齿轮传动 由实践得知，在闭式齿轮传动中，通常以保证齿面接触疲劳强度为主。但对于齿面硬度很高、齿芯强度又低的齿轮（如用20、20Cr钢经渗碳后淬火的齿轮）或材质较脆的齿轮，通常则以保证齿根弯曲疲劳强度为主。如果两齿轮均为硬齿面且齿面硬度一样高时，则视具体情况而定。 功率较大的传动，例如输入功率超过75kW的闭式齿轮传动，发热量大，易于导致润滑不良及轮齿胶合损伤等，为了控制温升，还应作散热能力计算。 2、开式齿轮传动 开式（半开式）齿轮传动，按理应根据保证齿面抗磨损及齿根抗折断能力两准则进行计算，但如前所述，对齿面抗磨损能力的计算方法迄今尚不够完善，故对开式（半开式）齿轮传动，目前仅以保证齿根弯曲疲劳强度作为设计准则。为了延长开式（半开式）齿轮传动的寿命，可视具体需要而将所求得的模数适当增大。 前已述之，对于齿轮的轮圈、轮辐、轮毂等部位的尺寸，通常仅作结构设计，不进行强度计算。 [编辑本段]齿轮传动类型1.圆柱齿轮传动 用于平行轴间的传动，一般传动比单级可到8,最大20，两级可到45,最大60，三级可到200，最大300。传递功率可到10万千瓦,转速可到10万转／分，圆周速度可到300米/秒。单级效率为0.96～0.99。直齿轮传动适用于中、低速传动。斜齿轮传动运转平稳，适用于中、高速传动。人字齿轮传动适用于传递大功率和大转矩的传动。圆柱齿轮传动的啮合形式有3种:外啮合齿轮传动，由两个外齿轮相啮合，两轮的转向相反；内啮合齿轮传动，由一个内齿轮和一个小的外齿轮相啮合，两轮的转向相同；齿轮齿条传动，可将齿轮的转动变为齿条的直线移动，或者相反。 2.锥齿轮传动 用于相交轴间的传动。单级传动比可到6，最大到8，传动效率一般为0.94～0.98。直齿锥齿轮传动传递功率可到370千瓦，圆周速度5米／秒。斜齿锥齿轮传动运转平稳，齿轮承载能力较高，但制造较难，应用较少。曲线齿锥齿轮传动运转平稳，传递功率可到3700千瓦，圆周速度可到40米／秒以上。 3.双曲面齿轮传动用于交错轴间的传动。单级传动比可到10，最大到100，传递功率可到750千瓦，传动效率一般为0.9～0.98,圆周速度可到30米／秒。由于有轴线偏置距，可以避免小齿轮悬臂安装。广泛应用于汽车和拖拉机的传动中。 4.螺旋齿轮传动 用于交错间的传动，传动比可到5，承载能力较低，磨损严重，应用很少。 5.蜗杆传动 交错轴传动的主要形式，轴线交错角一般为90°。蜗杆传动可获得很大的传动比，通常单级为8～80,用于传递运动时可达1500；传递功率可达4500千瓦;蜗杆的转速可到3万转／分；圆周速度可到70米／秒。蜗杆传动工作平稳，传动比准确，可以自锁，但自锁时传动效率低于0.5。蜗杆传动齿面间滑动较大,发热量较多，传动效率低，通常为0.45～0.97。 6.圆弧齿轮传动 用凸凹圆弧做齿廓的齿轮传动。空载时两齿廓是点接触，啮合过程中接触点沿轴线方向移动,靠纵向重合度大于1来获得连续传动。特点是接触强度和承载能力高，易于形成油膜，无根切现象，齿面磨损较均匀，跑合性能好；但对中心距、切齿深和螺旋角的误差敏感性很大，故对制造和安装精度要求高。 7.摆线齿轮传动用摆线作齿廓的齿轮传动。这种传动齿面间接触应力较小，耐磨性好，无根切现象，但制造精度要求高，对中心距误差十分敏感。仅用于钟表及仪表中。 8.行星齿轮传动 具有动轴线的齿轮传动。行星齿轮传动类型很多,不同类型的性能相差很大,根据工作条件合理地选择类型是非常重要的。常用的是由太阳轮、行星轮、内齿轮和行星架组成的普通行星传动，少齿差行星齿轮传动，摆线针轮传动和谐波传动等。行星齿轮传动一般是由平行轴齿轮组合而成，具有尺寸小、重量轻的特点，输入轴和输出轴可在同一直线上。其应用愈来愈广泛。
有青翠高大的松柏，有玲珑芬艳的野花，高与低、绿与红，点染完美的画卷;有如云朵飘飘的风帆，有如赤鳞翔浪的木船，枝与本，动与静，成就远航的轻骑。灿烂的阳光下，有“万类霜天竞自由”，也正是鱼与鸟、人与兽、雷与电、风与雨，补起乾坤中万象争荣的丽景。让参差咬合，长短互补，在竞争的天地间，让前进的齿轮运转! 上苍造就鸿蒙之初的太阳与星斗，于是我们有光明的白昼和灿烂的星空。大鹏飞过天际时，小小的雀在檐头嬉耍，因着小雀，我爱大鹏的凌云之志，因着大鹏，我爱小雀的温顺可人。竞争中没有永远的胜负，只是这充满意义的过程中，有许许多多的长长短短。时间为你记下，回首时，是紧紧咬合的齿轮。推进长与短的互补，闪烁着双赢的智慧。 时钟一下一下走过，每一步都有齿轮的转动，每一步都写下长与短的补合。爱因斯坦这科学之坛的巨匠，在太长的生命路途中，写下波尔的名字。也许是面红耳赤的唇枪舌战，也许是互不相让的据理力争。竞争中，两位科学家的长长短短补出了伟大的友谊，补出了人类世界的科学，补出了永远闪烁明光的智慧。双赢是合作的双手种下的果实，这果实属于双方，这果实又岂限于双方?牛顿与伽利略，开普勒与第谷，一对对智慧的星辰在相互映照下，照彻了整个的人类原本蒙昧、无知的夜。前进的齿轮，一次次长与短的咬合，推进着文明的脚步。 竞争中的双赢是和谐的表征。春花与秋月共同诠释的是古典文化的馨香;诗词与歌赋共同点缀了华夏青铜般的沧桑艺韵。鼓角与丝竹，各自有着不同音韵，然而各异的声响，不只为着其自身存在的价值，还应有合奏凤鸣凰吟般悠远乐曲的意义。竞争中的双赢，为着造一片共同的蓝天和一盘有力的齿轮。 有青松翠柏的高大挺拔，才有无名花草的别有馨香;有如云飞飘的风帆，于是更显似赤鳞翔浪的轻舟;喜翼可蔽空的大鹏，更爱檐头私语的麻雀;慕步行万里的风，更羡潇洒的雨。长短咬合，有一轮推进文明的齿轮!
汽车论文参考文献
在日常学习和工作中，许多人都有过写论文的经历，对论文都不陌生吧，论文是学术界进行成果交流的工具。写起论文来就毫无头绪?以下是我整理的汽车论文参考文献，欢迎大家分享。
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4、汽车驾驶员前方视野测量系统软件开发 吉林大学 2007 中国优秀硕士学位论文全文数据库
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6、哈尔滨成功汽车维修有限公司发展战略案例 哈尔滨工程大学 2007 中国优秀硕士学位论文全文数据库
7、汽车齿轮工艺的研究与应用 哈尔滨工程大学 2007 中国优秀硕士学位论文全文数据库
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浅谈齿轮强度设计几个问题的探讨论文
0 引言
齿轮传动是机械传动中最重要的传动之一。公元前300 多年，古希腊哲学家亚里士多德在《机械问题》中，就阐述了用青铜或铸铁齿轮传递旋转运动的问题。17 世纪末到18 世纪初，人们开始对齿轮的强度问题进行研究。欧洲工业革命以后，齿轮技术得到高速发展，齿轮传动在机械传动及整个机械领域中的应用极其广泛。齿轮设计成为机械设计中重要的设计内容之一。目前国际上比较常见的有关齿轮强度设计公式，除了我国的国家标准( GB) 有关齿轮强度的计算方法以外主要有: 国际标准化组织( ISO) 计算方法; 美国齿轮制造商协会( AGMA) 标准计算方法;德国工业标准( DIN) 计算方法; 日本齿轮工业会( JGMA)计算方法; 英国BS 计算方法等。作者在从事机械设计特别对齿轮设计的教学中，发现不少地方的知识点描述比较简单，不容易理解，为此，在文中对齿轮设计的几个问题如齿轮的失效方式、齿轮强度设计的历史、现状进行了深入分析，探讨我国齿轮强度设计的历史来源以及在齿轮设计中的一些困惑。通过深入的分析，有助于大家更好地理解齿轮设计公式的意义和来龙去脉。
1 齿轮失效方式的探讨
齿轮在传动过程中会出现各种形式的失效，甚至丧失传动能力。齿轮传动的失效方式与齿轮的材料、热处理方式、润滑条件、载荷大小、载荷变化规律以及转动速度等有关。人们对齿轮失效的认识是一个发展的过程。18 世纪中叶人们就开始对齿轮的失效进行研究。对齿轮摩擦磨损、点蚀形成和齿面胶合有了初步的认识。1928 年，白金汉发表了有关齿轮磨损的论文，并将齿面失效分为点蚀、磨粒磨损、胶合、剥落、擦伤和咬死等6 种失效形式。1939 年，Rideout 将齿轮损伤分为正常磨损、点蚀、剥落、胶合、擦伤、切伤、滚轧和锤击等8 种形式。1953 年Borsoff 和Sorem 将齿轮损伤分为6 类。1967 年尼曼根据大量试验，对渐开线齿轮的4 种失效形式画出了承载能力的限制关系图，并指出当齿轮转速较低时，影响软齿面齿轮承载能力的主要因素是点蚀，影响硬齿面齿轮承载能力的是断齿; 而对于高速重载传动齿轮，影响因素往往是胶合。自上世纪50 年代以来，一些国家以标准的形式对齿轮损伤形式进行分类，对名词术语、表现特征、引发原因等都有规定。如1951 年美国将齿轮损伤分为两大类，一类是齿面损坏，包括磨损、塑性变形、胶合、表面疲劳等，另一类是轮齿的折断。前一大类齿面损坏是齿轮作为高副由于摩擦学原因而引起的表面损伤; 后一大类轮齿的折断是轮齿作为受力构件由于体积强度不够而发生的破坏。1968 年奥地利国家标准规定了齿轮损伤的名词术语。
1983 年，我国颁布了齿轮轮齿损伤的术语、特征和原因国家标准( GB /T3481 - 83) ，将齿轮损伤形式分为5 大类，即磨损、齿面疲劳( 包括点蚀和剥落) 、塑性变形、轮齿折断和其他损伤，共26 种失效形式。1997 年，我国颁布了对GB/T3481 - 1983 修订的GB/T3481 -1997 国家标准。目前我国在大多数的机械设计教材和机械设计手册中齿轮失效方式都进行了简化，一般分为5 大类，即轮齿折断、齿面疲劳点蚀、齿面胶合、齿面磨损和塑性变形。
2 齿轮强度设计的探讨
2. 1 轮齿弯曲强度计算
1785 年，英国瓦特提出了齿根弯曲强度的计算方法，把轮齿看成为矩形截面的板状悬臂梁，随后出现多种弯曲强度计算公式。1893年，路易斯发表了轮齿弯曲强度计算式，而且用内切抛物线法找齿轮的危险截面，这一方法称为“抛物线法”[12]，如图1 所示。路易斯以载荷作用于齿顶推导出齿根弯曲应力公式，但是对于重合度大于1 小于2 的齿轮传动，理论上只有当单对齿啮合时，载荷才全部由一个齿承受。对于重合度大于2 小于3 的足够精密的齿轮，因为同时有2 对以上的齿轮在啮合，其最大弯曲应力的作用点要低。
在此之后，又出现30°切线法、尼曼法、白金汉法等。1980 年， ISO 提出“渐开线圆柱齿轮承载能力的基本原理”( ISO 6336 - 1980) ，公布了轮齿弯曲强度、齿面接触强度的计算方法。
过去，我国的齿轮强度计算方法一直比较混乱，没有统一的标准，对生产、科研以及教学带来诸多问题。于是， 1981 年我国成立了“渐开线圆柱齿轮承载能力计算方法”国家标准课题组，以ISO6336—1980为根据，开展全面的研究工作。1983 年颁布了渐开线圆柱齿轮承载能力计算方法的国家标准( GB /T3480—1983) 。
目前，我国有关齿轮弯曲强度的设计公式基本上采用30° 切线法，即作与轮齿对称中心线成30°夹角并与齿根圆角相切的斜线，两切点的连线是齿根危险截面位置。而且以单对齿啮合区的最高点作为最不利载荷作用点，这时产生的弯曲应力最大，如图2 所示。另外，弯曲疲劳强度计算公式中，齿形系数在许多机械设计中只是说明与齿数有关，与模数无关，并未做详细说明，不容易理解。下面对相关问题进行详细分析。如图2 所示，齿根弯曲应力为σF =MW= FnhFcosαFbS2F /6 = 6KFthFcosαFbS2Fcosα= KFtbm6( hFm) cosαF( SFm)2cosα( 1)式中，αF为齿顶圆压力角。令式( 1) 中的YF =6( hFm) cos αF( SFm)2cos α式中，YF称为齿形系数，由路易斯在其轮齿弯曲强度计算式中首次引用。可以看出，YF是与齿轮形状的几何参数有关的一个系数。因为，根据齿轮形成原理，齿数的变化将引起轮齿上hF、SF、aF等参数的变化，由于hF、SF、aF均与齿轮模数成正比，致使齿形系数中的模数可以约去。因此，齿形系数不受模数的影响，而只与齿数有关，齿数越多YF越小，反之YF越大。这就是在机械设计的教材中经常会看到“标准齿轮的齿形系数只与齿数有关而与模数无关”的原因。
2. 2 齿轮压应力对弯曲应力的影响
根据30°切线法及齿轮受力分析。将法向力Fn移至轮齿中线并分解成相互垂直的两个分力，即圆周力Ft和径向力Fr。根据力学理论，Ft使齿根产生弯曲应力为σF，Fr则产生压应力σy。因此齿根危险截面上受到的应力为弯曲和压缩组成的组合应力，并导致齿根两边的应力大小不相等。然而，在相关的机械设计资料中都没有将由于径向力产生的压应力计算在齿轮的弯曲强度计算公式中，而且在大多数的相关教材中都认为: 压应力相对于齿根最大弯曲应力比较小，可以忽略不计。但是压应力到底多少，为什么可以忽略不计，很少有人进行计算，下面对压应力与弯曲应力进行探讨。如图2 中，Ft产生其弯曲应力σF如式( 1) 所示。由Fr产生压应力σy为σy = Fnsin αFbSF( 2)由式( 1) 及式( 2) 可得σyσF= SF6hFtan αF设OD = h'，则SF = 2h' tan30°，因此σyσF= tan 30tan αF3h'hF假设标准齿轮模数为m，齿数z。则齿顶圆压力角为cos αF = rbra= zz + 2cos α，由于h'hF< 1，因此，当不考虑h'hF的影响时，σyσF的大小取决于齿轮的齿数。为了便于讨论，取ξ = σyσF称为压应力对弯曲应力的影响系数。则根据计算可以得到ξ 与齿数的对应关系，如图3 所示。可见，压应力对弯曲应力的影响与齿数有关，而模数无关，而且随着齿数的变化而变化，齿数越少其影响越大，反之影响就越小，最终趋于一水平线。最小约为最大弯曲应力的8%，特别当h'hF< 1 时，压应力更小，可以忽略不计。这就是为了简化计算，在计算轮齿弯曲强度时一般只考虑弯曲应力的原因。从图2 可知，弯曲应力分为拉伸侧的拉应力和压缩侧的压应力。实际证明，拉伸侧是危险侧，因拉伸侧的`裂纹扩展速度较大。压缩侧有时虽裂纹出现较早，但发展速度较慢。所以大多数的公式以拉伸侧的应力作为设计时的计算应力。而且根据齿轮弯曲疲劳实验分析证明，考虑弯曲应力、压应力与只考虑弯曲应力的结果，实际上没有多大差别。因此，在齿轮弯曲疲劳强度计算中只考虑弯曲应力。
2. 3 齿面接触疲劳强度计算
图4 赫兹接触应力模型齿面接触疲劳强度计算是针对齿轮齿面疲劳点蚀失效进行计算的强度计算。1881 年，赫兹提出两个圆柱体接触时接触面上载荷分布公式，该式作为齿面强度计算的理论基础，如图4 所示。根据赫兹接触应力理论，在载荷作用下接触区产生的最大接触应力为σH = Fnπb·1ρ1± 1ρ21 - μ21E1+ 1 - μ22槡 E2( 3)式中，Fn为作用在圆柱体上的载荷; b 为接触长度;μ1、μ2分别为两圆柱体材料的泊松比; E1、E2为两圆柱体材料的弹性模量。ρ1、ρ2为两圆柱体接触处的半径，式中“+”号用于外接触，“-”号用于内接触。1898 年，拉塞根据法向力应用“压强”原理研究齿面的接触疲劳强度问题。1908 年，奥地利的维德基将赫兹的两个圆柱体的接触应力理论应用于计算轮齿齿面应力，并绘出了沿啮合线最大接触应力变化图。1932 年，英国BS 根据实验数据提出基础表面应力作为齿面强度计算方法。1940 年，美国AGMA 采用齿面强度最重负荷点的接触应力最大值计算方法。
1949 年，白金汉提出节圆上齿面接触应力不超过许用值的计算方法，后来该方法被许多计算方法所采用。1954 年，尼曼采用最大负荷点上滚动压力。至今，我国皆以赫兹公式作为计算齿面接触疲劳强度的理论基础，即以赫兹应力作为点蚀的判断指标。通常令1ρΣ= 1ρ1± 1ρ2，ρΣ称为综合曲率，对于标准齿轮，1ρΣ= 2d1 sin αi ± 1i 。并令式( 3 ) 中的ZE =1π 1 - μ21E1+ 1 - μ22E 槡为弹性影响系数。从而，获得渐开线直齿圆柱齿轮接触疲劳强度的基本公式为σH = ZEZH2KT1bd21i ± 1槡 i #[ σ ] H( 4) 式中，ZH = 2槡sin αcos α，称为区域系数，对于压力角α= 20°的标准齿轮，ZH≈2. 5。在机械设计手册或机械设计教材中，有关齿轮接触疲劳强度公式有很多版本，其中最常见的是将一对钢制标准齿轮齿面接触强度校核公式进行简化，取钢制齿轮的E1 = E2 =2. 06 ×105MPa，μ1 =μ2 =0. 3，便获得机械设计中常用的校核公式。σH = 671 KT1bd21i ± 1槡 i ≤[ σ ] H( 5)
2. 4 齿面胶合强度计算
齿轮另外一个常见的失效是齿面胶合。有关齿轮胶合比较统一的说法是: 相互啮合的两金属齿面，在一定的压力下直接接触发生黏着，同时又随着齿面运动而使金属从齿面上撕落而引起的黏着磨损现象。胶合分为冷胶合和热胶合。对于高速重载的齿轮传动，齿面瞬时温度较高，相对滑动速度较大，则容易发生热胶合。对于低速重载的重型齿轮传动，由于齿面间压力过大，导致齿面油膜被破坏，尽管齿面温度不高，但也容易产生胶合，称为冷胶合。
对于齿轮齿面胶合强度计算的研究，目前主要基于两种理论，一是基于Pv 值( 压力与速度的乘积) 或PTv ( T 为啮合点到节点的距离) 值作为计算胶合的指标。另一种是以齿面温度作为判定胶合的准则的布洛克算法。1975 年，温特提出积分温度法。现在ISO 的标准中主要以这两种方法为主。2003年，我国颁布“圆柱齿轮、锥齿轮和准双曲面齿轮胶合承载能力计算方法”国家标准( GB - Z 6413. 1 - 2003和GB - Z 6413. 2 - 2003)。该标准等同采用了ISO/TR 13989 - 2000“圆柱齿轮、锥齿轮和准双曲面齿轮胶合承载能力计算方法”。曾经有人试图以按弹性流体动力润滑理论计算齿面间的油膜厚度作为胶合的评判依据。
我国多数的机械设计教材中齿轮强度设计一般只提供齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度两种计算方法，并未提供有关齿面胶合的强度计算公式。
3 结束语
文中分别对机械设计教学中有关齿轮的强度设计问题进行了分析和探讨，详细解读我国齿轮强度设计的历史沿革及现状，以及齿轮强度设计计算过程中让人困惑的问题及解决方法。研究指出，在齿轮弯曲疲劳强度的计算中，压应力对弯曲应力的影响是有限的，一般可忽略不计，只有当需要精确计算时，应当考虑其影响。论文的研究可以帮助齿轮设计人员和学生更好地理解齿轮设计中的相关内容，为将来从事机械设计工作打下良好的基础。
机械专业工程 教育 应加强对学生的工程实践训练，以提高机械专业的工程教育水平。下面是我为大家推荐的机械专业 毕业 论文，供大家参考。机械专业毕业论文篇一：《机械加工质量技术》 摘要:机械加工产品的质量与零件的加工质量、产品的装配质量密切相关,而零件的加工质量是保证产品质量的基础,它包括零件的加工精度和表面质量两方面。 关键词:机械加工;精度;几何形状;工艺系统;误差 一、机械加工精度 1、机械加工精度的含义及内容 加工精度是指零件经过加工后的尺寸、几何形状以及各表 面相 互位置等参数的实际值与理想值相符合的程度,而它们之间的偏离程度则称为加工误差。加工精度在数值上通过加工误差的大小来表示。零件的几何参数包括几何形状、尺寸和相互位置三个方面,故加工精度包括:(1)尺寸精度。尺寸精度用来限制加工表面与其基准间尺寸误差不超过一定的范围。(2)几何形状精度。几何形状精度用来限制加工表面宏观几何形状误差,如圆度、圆柱度、平面度、直线度等。(3)相互位置精度。相互位置精度用来限制加工表面与其基准间的相互位置误差,如平行度、垂直度、同轴度、位置度零件各差来表示的要求和允许用专门的符明。 在相同中的各种因对准确和完足产品的工加工 方法 ,的生产条件下所加工出来的一批零件,由于加工素的影响,其尺寸、形状和表面相互位置不会绝全一致,总是存在一定的加工误差。同时,从满作要求的公差范围的前提下,要采取合理的经济以提高机械加工的生产率和经济性。 2、影响加工精度的原始误差 机械加工中,多方面的因素都对工艺系统产生影响,从而造成各种各样的原始误差。这些原始误差,一部分与工艺系统本身的结构状态有关,一部分与切削过程有关。按照这些误差的性质可归纳为以下四个方面:(1)工艺系统的几何误差。工艺系统的几何误差包括加工方法的原理误差,机床的几何误差、调整误差,刀具和夹具的制造误差,工件的装夹误差以及工艺系统磨损所引起的误差。(2)工艺系统受力变形所引起的误差。(3)工艺系统热变形所引起的误差。(4)工件的残余应力引起的误差。 3、机械加工误差的分类 (1)系统误差与随机误差。从误差是否被人们掌握来分,误差可分为系统误差和随机误差(又称偶然误差)。凡是误差的大小和方向均已被掌握的,则为系统误差。系统误差又分为常值系统误差和变值系统误差。常值系统误差的数值是不变的。如机床、夹具、刀具和量具的制造误差都是常值误差。变值系统误差是误差的大小和方向按一定规律变化,可按线性变化,也可按非线性变化。如刀具在正常磨损时,其磨损值与时间成线性正比关系,它是线性变值系统误差;而刀具受热伸长,其伸长量和时间就是非线性变值系统误差。凡是没有被掌握误差规律的,则为随机误差。 (2)静态误差、切削状态误差与动态误差。从误差是否与切削状态有关来分,可分为静态误差与切削状态误差。工艺系统在不切削状态下所出现的误差,通常称为静态误差,如机床的几何精度和传动精度等。工艺系统在切削状态下所出现的误差,通常称为切削状态误差,如机房;在切削时的受力变形和受热变形等。工艺系统在有振动的状态下所出现的误差,称为动态误差。 二、工艺系统的几何误差 1、加工原理误差 加工原理误差是由于采用了近似的成形运动或近似的刀刃轮廓进行加工所产生的误差。通常,为了获得规定的加工表面,刀具和工件之间必须实现准确的成形运动,机械加工中称为加工原理。理论上应采用理想的加工原理和完全准确的成形运动以获得精确的零件表面。但在实践中,完全精确的加工原理常常很难实现,有时加工效率很低;有时会使机床或刀具的结构极为复杂,制造困难;有时由于结构环节多,造成机床传动中的误差增加,或使机床刚度和制造精度很难保证。因此,采用近似的加工原理以获得较高的加工精度是保证加工质量和提高生产率以及经济性的有效工艺 措施 。 例如,齿轮滚齿加工用的滚刀有两种原理误差,一是近似造型原理误差,即由于制造上的困难,采用阿基米德基本蜗杆或法向直廓基本蜗杆代替渐开线基本蜗杆;二是由于滚刀刀刃数有限,所切出的齿形实际上是一条折线而不是光滑的渐开线,但由此造成的齿形误差远比由滚刀制造和刃磨误差引起的齿形误差小得多,故忽略不计。又如模数铣刀成形铣削齿轮,模数相同而齿数不同的齿轮,齿形参数是不同的。理论上,同一模数,不同齿数的齿轮就要用相应的一把齿形刀具加工。实际上,为精简刀具数量,常用一把模数铣刀加工某一齿数范围的齿轮,也采用了近似刀刃轮廓。 2、机床的几何误差 (1)主轴回转运动误差的概念。机床主轴的回转精度,对工件的加工精度有直接影响。所谓主轴的回转精度是指主轴的实际回转轴线相对其平均回转轴线的漂移。 瞬时速度为零。实际上,由于主轴部件在加工、装配过程中的各种误差和回转时的受力、受热等因素,使主轴在每一瞬时回转轴心线的空间位置处于变动状态,造成轴线漂移,也就是存在着回转误差。超级秘书网 主轴的回转误差可分为三种基本情况:轴向窜动——瞬时回转轴线沿平均回转轴线方向的轴向运动,如图l(a)所示。径向跳动——瞬时回转轴线始终平行于平均回转轴线方向的径向运动,如图l(b)所示。角度摆动——瞬时回转轴线与平均回转轴线成一倾斜角度,交点位置固定不变的。 (a)轴向窜动;(b)径向跳动;(c)角度摆动动,如图1(c)所示。角度摆动主要影响工件的形状精度,车外圆时,会产生锥形;镗孔时,将使孔呈椭圆形。实际上,主轴工作时,其回转运动误差常常是以上三种基本形式的合成运动造成的。 (2)主轴回转运动误差的影响因素。影响主轴回转精度的主要因素是主轴轴颈的误差、轴承的误差、轴承的间隙、与轴承配合零件的误差及主轴系统的径向不等刚度和热变形等。主轴采用滑动轴承时,主轴轴颈和轴承孔的圆度误差和波度对主轴回转精度有直接影响,但对不同类型的机床其影响的因素也各不相同。 参考文献: [1]郑渝.机械结构损伤检测方法研究[D];太原理工大学;2004年 [2]杨春雷,尹国会.浅谈机械加工影响配合表面的原因及对策[N].中华建筑报;2005年 [3]高原.不锈钢表面复合处理提高耐磨性的研究 机械专业毕业论文篇二：《企业工程机械设备管理》 摘要:由于工程机械现代化的实现,为现代企业的发展带来了新的发展机遇和高效的工作效率。但是,企业机械设备的管理仍然存在着很多问题,制约着企业的高速发展。本文作者就现代企业机械设备管理存在的问题和提高管理的方法进行了简单的论述。 关键词:工程;机械设备;管理;问题;对策 科学技术进步、生产建设的需求,为工程机械的应用提供了广阔的空间,也对设备管理的提出了更高的要求。做好机械设备的合理配置、科学使用、及时保养、适时维修,降低设备故障发生,提高机械设备的有效利用率,是对工程设备管理工作的主要要求,下面我就当前矿山企业在工程机械设备管理方面存在的问题和提高工程机械管理的方法谈谈自己的看法。 一、当前工程机械设备管理中存在的问题及原因 1、管理机构不健全,管理制度不完善 相当一部分施工企业仍缺乏完整、严格的工程机械设备管理制度,对工程机械设备的台账、技术资料档案的建立等工作尚未完善,管理工作无章可循、管理无序,有的企业甚至在购买了新设备后,没有及时或根本不入账,造成管理工作相当被动,设备糊涂使用,不能明确工程机械管理和使用的责任主体。 2、舍不得智力投资 (1)虽然目前大部分施工企业都根据自己企业的实际情况,设立了机务管理部门,但由于机构、人员更迭较为频繁,设备管理及维修人员接受专业教育时间短,管理人员对设备管理的整体认识尚较模糊,技术管理水平参差不齐。 (2)而有些企业只是片面注重眼前利益,宁愿花耗大量资金用于购买先进设备,但在管理人才培训等智力投资方面却显得过分吝惜,舍不得花钱。这样,就算有再先进的设备,但管理跟不上、人员素质低劣,是很难适应机械自动化、机电一体化程度高的设备管理的需要。 3、工程机械设备的使用与保养相互脱节 (1)目前大多数施工企业虽然都实行定人定机制度,即每个操作人员固定使用一台机械设备,但却忽略了定人保养制度,没有把机械设备维修保养的各项 规章制度 明确落实到个人。正因为如此,操作人员往往只是“包用不包修”,维修人员也是马虎应付了事,每当机械设备出现故障,操作人员与维修人员往往互相推卸责任。这样,不但影响了产量、质量,也增加了维修费用、运转费用以及降低了设备的使用寿命。 (2)此外,不少项目负责人只考虑眼前利益,没有从长远打算,短期行为严重,只注意产值与效益挂钩,在设备管理使用上表现为“重用轻管”,为了赶工期、抢进度,而不惜拼设备,造成机械设备常常处于超负荷状况工作,或带“病”作业,甚至违章操作,其结果是该工程项目完工后,机械设备严重磨损老化,而调运到新工程又需花费大量的精力与费用进行整修,造成施工工期贻误,项目部之间在维修费用上互相推诿,固定资产无形流失。 4、工程机械设备维修“滞后”,浪费严重 (1)由于目前大部分施工企业还未能有效地实行点检制度等保养措施,设备维修管理往往局限于“事后维修”,“预防维修”意识不够重视,对设备的故障及劣化现象也就未能早期发觉、早期预防、早期 修理 ,以致造成人力、物力、财力不必要的浪费。 (2)施工企业机械设备“浪费维修”的现象也十分严重,个别维修人员为了贪图方便,对一些仍有很大修复价值的旧件不加以修复利用,任凭其主观随意地报废,更有甚者,不考虑 其它 设备的整体性能,采取“拆东墙补西墙”的做法,得过且过,只要机械能动就交差了事,结果也只会是事倍功半。 二、提高机械设备管理工作的方法 1、在使用方面,设备的价值主要体现在使用。任何设备都有规定的使用范围、条件及操作程序,只有正确的使用设备,才能保证 安全生产 。而设备使用的好坏很大程度上取决于操作人员水平的高低。 所以在使用中,一是教育操作人员正确的使用和操作各种工程机械,不能在超过机械所能承受的最大负荷下进行工作,尽量保证机械负荷的均匀加减,使机械处于较为平缓的负荷变动,具体地说,就是要较为均匀地加减油门,防止发动机、工作装置动作的大起大落。二是加强技术培训,提高操作人员素质,使操作人员做到懂构造、懂原理、懂性能,会使用、会保养、会检查、会排除故障,从源头上减少和防止人为失误引起的机械故障。三是坚持实行包机责任制,责任到人,将个人经济利益与责任机械的维修费、燃油费相结合进行考核,奖罚并举,加强管理设备的责任心,调动爱护设备的积极性。超级秘书网 2、在保养方面,对设备实行定期保养是保持机械良好技术状况的基础。对于工程机械,保养工作中的重中之中就是保证对机械的合理润滑。零件工作面的磨损、零件表面的腐蚀和材料的老化是正常使用条件下的机械零部件的3种主要失效形式,而零件工作面的磨损所引起的失效所占的比例最大。也就是说,机械的磨损是使其各种零部件走向极限技术状态的主要原因之一。那么,解决机械零部件的磨损问题,除了采用优良的材料、选择先进的制造工艺、设计合理的机械结构外,在使用过程中要做的一项重要工作就是保证对机械的合理润滑。 据统计,工程机械的故障有一半以上是由润滑不良引起的。由于工程机械各零部件配合的精密性,良好的润滑可以使其保持正常的工作间隙和合适的工作温度,从而降低零件的磨损程度,减少机械故障。正常合理的润滑是减少机械故障的有效措施之一。为此,一是要合理选用润滑剂,要根据机械的种类和应用结构的不同选用正常的润滑剂类别,根据机械的要求选用合适的质量等级,根据机械的工作环境和不同的季节选择合适的润滑剂牌号。二是经常检查润滑剂的数量和质量。数量不足要及时补充,质量不佳要及时更换。三是根据保养周期、设备技术状况、工作环境等因素,制定强制保养计划,到时间必须停机保养润滑。 3、维修方面 机械在使用过程中必然会出现各种各样的故障。在这些故障中,有些故障对机械设备的影响可能是很微小的,有些是比较严重的,甚至会造成机毁人亡的大事故。 经验 表明,严重机械故障往往是由一些较小的故障引发的。究其原因,就在于忽视了对小故障的及时处置。因此,在维修方面,一是重视小故障的及时处理,做到防患于未然。切不可小故障不影响使用,为了赶任务让设备带故障作业,最后小毛病拖成了大故障,不但延误工期,影响正常使用,还有可能造成设备突然报废。从某种意义上来说,对出现的故障及时进行处理,就是减少和防止故障的一种有效措施。二是采取“计划维修”与“预防性维修”两种制度的相结合的维修制度,科学合理的安排设备维修工作。计划维修坚持“养修并重,预防为主”的指导思想,在使用中,根据机械损坏和零件磨损规律,按照工作时间,定期对设备实施强制保修项目;预防性维修坚持“定期检查,按需修理”,它是按照维修对象的实际计划状况,而不是按照实际使用时间来控制的维修方式,避免了强制维修造成的浪费,同时通过定期检查,避免了漏拆漏检导致的失保失修。 总之,任何设备投入使用后都会不可避免的出现故障,但在工作中,只要我们加强设备管理,合理科学的使用、及时到位的保养、适时准确的维修,就能抓住设备寿命期内各种故障的发生规律,有效的降低故障发生,提高有效利用率,保持设备的良好技术状态,最大限度的发挥设备的使用价值。 机械专业毕业论文篇三：《浅析纺织机械的绿色制造技术》 一、绿色制造的发展必要性 纺织行业一直是一个高污染的产业，由于传统技术的落后，纺织生产过程中会产生大量的生产污染物，包括废气、污水等，同时还存在着资源浪费的问题，而这些都对人类生存的环境造成了严重的危机。中国作为世界上最大的纺织品生产出口大国，现代纺织制造业的发展十分迅速，因此纺织行业的污染问题一直是关注重点。在如今大力提倡生态文明的时代，纺织机械关于绿色制造技术的发展已经刻不容缓。 环境意识制造，也就是绿色制造，简单来说就是制造产品的绿色环保可持续发展，是一个兼顾环境发展和经济效益的现代化制造模式。关于绿色制造的实施，具体策略表现为减少浪费，减少污染以及资源利用最大化。现如今，考虑到生态环境的保护，国际上已经开始对贸易产品的绿色工艺有了要求，虽然这样的绿色壁垒还不是很多，但是作为纺织产品的出口大国，为了保持纺织行业的优势，纺织机械的绿色制造需要及早提上发展日程。 二、绿色制造技术的体现 (一)绿色材料。绿色材料的选择要在保证纺织机械制造的要求的基础上考虑材料的环保性。以化纤生产为例，其生产过程中使用了大量的酸碱，导致硫酸盐一类有毒物质的产生，所以绿色材料的首要条件是无毒，无污染。此外，化纤产品的不可降解性使得其在废弃之后对土壤环境造成负担，因此，绿色材料还需具备可降解，可回收的特点。最后，由于化纤产品加工困难，因此造成了能源的浪费，这就要求绿色材料是易加工的。 (二)绿色设计。绿色设计是绿色制造的核心，因为绿色设计需要贯穿了产品的整个生命周期，在产品设计的阶段就要将产品从生产到包装到最后的废弃和回收的环保性都要列入考虑，生产资源的选择，能源的最大化利用，产品的回收利用都是绿色设计要进行的工作，不仅要满足工艺技术的经济要求，更要保证绿色环保的环境需求。 (三)绿色工艺。首先要选择正确适合的工艺方法，然后优化工艺操作，设计最高效的工艺方案，如此便能提高工作效率，减少资源的消耗，降低能源的消耗，将废气，污水一类的有害物质和污染物对生态环境的危害降至最低程度。 (四)绿色包装。绿色包装的设计要从以下三方面入手，首先是包装材料的选择，关于包装材料要求就是绿色环保，无害可降解，易回收，易加工;其次是包装结构的优化，包装结构应该尽量简化，不要铺张浪费;最后是使用后的包装和工艺废弃物的回收利用，以往包装材料在丢弃后，因为不可降解或者污染有毒，对生态环境造成了不小的破坏，而包装本身的丢弃也是对资源的极大浪费，所以采用可回收的材料，既不会造成环境负担，又减少了资源的浪费，一举两得。 三、绿色制造技术的应用 (一)包装材料。绿色包装的设计要求包装材料的绿色环 保，可回收利用，包装避繁就简。常见的纺织产品的包装材料有瓦楞纸，木材和塑料等。瓦楞纸纸板的特点是易回收，但是不够坚固耐用，并且需要前期加工，既浪费资源也不环保;木板的坚固程度足够，可是作为不可再生资源，过度的木材使用会导致生态发展不平衡，也不利于环境保护;塑料包装有着木材与纸板不可替代的特点，轻便耐用又方便生产，但是也有不可降解的缺点，也不是最佳的绿色包装材料。目前最好的绿色包装材料是纸浆模塑和蜂窝纸板，两者的组合成为蜂窝纸芯复合板，这种包装材料无污染易回收，是绿色包装的最好选择。 (二)计算机辅助设计。纺织机械的绿色设计可利用现代计算机技术，设计无纸化减少了木材资源的浪费，节约了资源的同时，高科技技术还可以减少设计周期，强化设计蓝图，大大提高了工作效率，以及纺织产品的质量。现如今结合了计算机技术的三维软件可以模拟纺织机械的各个零部件的受力情况并对其进行相关性能的校对检测。 (三)工艺规划。 纺织机械制造的工艺规划的目标体系为 TQCSRE体系，关键在于分析资源消耗R与环境影响E的关系。例如，通过分析生产资源的消耗与废物产生量间的关系，经过分析纺织机械工艺在这之中的作用，研发出优化的绿色工艺。 结语 随着环境问题成为如今的 热点 话题，环保的浪潮也渐渐影响到了制造业。传统的制造模式已经不再适用于当今社会的发展潮流，纺织机械的绿色制造发展迫在眉睫。绿色资源与绿色技术的推进是不仅有利于环境负担的减少，更能实现资源利用的最大化。绿色制造兼顾了环保与经济的双向发展，更揭示了人与自然和谐发展才是社会发展的正确道路。 猜你喜欢： 1. 浅谈机械制造专业毕业论文范文 2. 机械毕业论文范例 3. 机械毕业论文范文大全 4. 大学毕业论文机械范文 5. 机械毕业论文范文参考 6. 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齿轮是机械链传动中的重要组成。锥齿轮传动常用于传递两相交轴间的运动和动力。根据轮齿方向和分度圆母线方向的相互关系，可分为直齿、斜齿和曲线齿锥齿轮传动。直齿锥型伞齿轮，广泛为汽车、摩托车、拖拉机、矿山机械、印刷机械、工程机械等行业使用。近两年汽车工业迅猛发展,汽车制造业和零部件生产企业在汽车工业迅猛发展的带动下，进入了前所未有的发展时期，直齿锥形伞齿轮市场潜力巨大。由于锥齿轮加工较为困难，不易获得高的精度，因此在传动中会产生较大的振动和噪声。“齿轮一小步，中国一大步。”我国重大装备的动力装置制造技术一直受制于人的根本原因之一就在于齿轮制造工艺落后。大规格、高精度锥齿轮主要应用于大型船舶、机车、矿山冶金、能源开采和国防军工装备，是先进动力装置核心部件，长期以来，其加工技术和加工装备一直为西方发达国家垄断。此前我国每年高精度大规格齿轮进口需花费2-3亿美元，单价超过30万元，价格昂贵，且供货周期长，制约了我国装备制造业的发展。目前加工直齿锥齿轮主要有以下几种方式：直齿锥齿轮刨齿机；双刀盘直齿锥齿轮铣齿机；直齿锥齿轮拉铣机；一般要求的直齿锥齿轮也可以用普通铣床配合分度头按展成法加工。直齿锥齿轮刨齿机是以成对刨齿刀按展成法粗、精加工直齿锥齿轮的机床。双刀盘直齿锥齿轮铣齿机使用两把刀齿交错的铣刀盘，按展成法铣削同一齿槽中的左右两齿面。由于铣刀盘与工件无齿长方向的相对运动，铣出的齿槽底部呈圆弧形，切加工模数和齿宽均受到限制。直齿锥齿轮拉铣机是在一把大直径的拉铣刀盘的一转中，从实体轮坯上用成形法切出一个齿槽的机床。由于刀具复杂，价格昂贵，而且每种工件都需要专用刀盘，只适用于大批大量生产。准渐开线齿锥齿轮铣齿机用锥度滚刀，按展成法连续分度切齿的机床。切齿时，锥度滚刀首先以大端切削，然后以它较小直径的一端切削，为保证整个切削过程中切削速度一致，机床靠无级变速装置控制滚刀转速，在切齿时，摇台、滚刀和工件均作连续旋转运动，加工一个工件，摇台往复一次。摇台和工件的旋转通过差动机构产生展成运动，使工件获得沿齿长为等高的齿形曲线。以上为用机械刀具逐层去处材料达到精度要求的加工方法。因用刀具切削，加工时材料硬度不宜过大即不能加工淬硬材料；难切削材料（如不锈钢、钛合金等）也是目前生产中的难题。并且由于存在机械震动，一次加工直齿锥齿轮精度较难提高。精密直齿齿轮锥齿轮还需要粗加工后淬火再经磨齿。大型刨齿机较难制造，目前还需依赖进口。直齿锥齿轮刨齿机精度参数主要参数内容 国际先进 国内先进 国内一般 国内落后 评定方法及说明（一）加工精度 参照JB4176-861、精度 6级 6级 7级 8级2、表面粗糙度Ra（μm） 1.6 1.6 3.2 ＞3.2（二）数控系统 有 无 无 无（三）噪声dB（A） ≤80 80~83 83~85 ＞85介绍一种用电火花线切割加工直齿锥齿轮的专利技术和机床（发明专利号：200810123589.9）数控电火花线切割加工直齿锥齿轮方法：电火花线切割加工（Wire cut Electrical Discharge Machining，简称WEDM），有时又称线切割。其基本工作原理是利用连续移动的细金属丝（称为电极丝）作电极，对工件进行脉冲火花放电产生瞬间高温使工件材料局部熔化或汽化蚀除金属、切割成型。它是一种非接触、宏观加工力很小的加工方式。线切割加工它主要用于加工各种形状复杂和精密细小的工件，例如冲裁模的凸模、凹模、凸凹模、固定板、卸料板等，成形刀具、样板、电火花成型加工用的金属电极，各种微细孔槽、窄缝、任意曲线等，具有加工余量小、加工精度高、生产周期短、制造成本低等突出优点，已在生产中获得广泛的应用，目前国内外的电火花线切割机床已占电加工机床总数的60％以上根据电极丝的运行速度不同，电火花线切割机床通常分为两类：一类是高速走丝电火花线切割机床（HS-WEDM），其电极丝作高速往复运动，一般走丝速度为8～12m/s，电极丝可重复使用，加工速度较高，但快速走丝容易造成电极丝抖动和换向时产生条纹，使加工质量下降，是我国生产和使用的主要机种，也是我国独创的电火花线切割加工模式。目前在快走丝机床基础上，采用多次切割技术和配合变频器在相应电加工参数时改变走丝速度，有效提高高速走丝电火花线切割机床的加工表面质量和加工精度成为一种新型的中走丝机床，其加工精度可达0.006mm，表面质量可达Ra1.0μm。另一类是低速走丝电火花线切割机床（LS-WEDM），其电极丝作低速单向运动，一般走丝速度低于0.2m/s，电极丝放电后不再使用，工作平稳、均匀、抖动小，加工表面质量可达Ra0.2μm，加工精度可达0.002mm。电极丝运动轨迹的控制由数字程序控制，采用先进的数字化自动控制技术，驱动机床按照加工前根据工件几何形状参数预先编制好的数控加工程序自动完成加工，目前电火花线切割机床普遍采用数控化。下面介绍用电火花线切割加工直齿锥齿轮机床的基本结构和机床参数首先将机械加工齿轮毛坯安装在数控转台回转中心。倾斜调整回转中心轴（大型机床调整丝线），使丝线与数控转台轴线夹角为直齿锥齿轮锥度角。调整丝线位置，使丝线（钼丝或铜丝）一端以直齿锥齿轮的顶尖为定点（即锥齿轮回转球心），另一端以直齿锥齿轮齿面大端上基圆为进给基点，这时丝线在两水咀间跨度为直齿锥齿轮回转球心半径，启动伺服电机将回转台和丝线进给丝杠锁定。启动数控系统，使数控转台转动角度与直齿锥齿轮齿面大端丝线进退，按直齿锥齿轮设计当量模数编制程序执行旋转与进退联动。当电极丝处在齿顶时，数控转台转动，电极丝线不动，这是加工出的轨迹是直齿锥齿轮的齿顶；转过齿顶圆心角后，大端处电极丝线随工件转动进行相应进给即加工齿型部分，当到达齿根时电极丝线停止进给，工件继续转动，此时加工的是齿根部分；当转过齿根圆心角时电极丝线回退加工同齿的另半个齿型，到达齿顶时完成一个齿的加工。下面依次加工出全部齿。在数控系统的控制下电极丝线按大端当量齿轮的标准渐开线生成齿型。丝线经高频放电产生电火花蚀除工件生成缝隙，加工出标准直齿锥齿轮。当丝线与数控转台中心线平行即夹角为零度时，电极丝线沿齿轮中心方向平行进退，数控合成加工出的齿轮为标准直齿轮。本机床均可精密加工回转类零件的齿部，如：精密分度齿盘、高速钢圆锯片的齿部等盘类零件的齿部加工。该机床控制部分由电脑编程软件完成绘图并生成程序代码指令，由驱动模块、高频功放和丝线控制系统组成一体化。机床由数控可倾斜精密回转台、收放丝机构、丝架进给和升降工作台、切割液供给回收过滤系统几部分组成。工作台上安装精密光栅尺，丝线定位和行程数据直观显示。上、下丝架安装在直线导轨上由电机带动升降并由光栅尺显示两丝架间距离，便于调整两水咀间跨度。快(中)走丝机床主要型号和参数型 号 最大加工直径 加工工件模数范围 最大加工模数 最大工件锥距 工件齿数范围 最佳加工精度 最佳表面粗糙度 最大加工效率 主机外型尺寸 净重YDK7760 600mm 不限 不限 305mm 不限 4级 1.0μm 180mm2/min 1.4×1.8×1.8m 4TYDK77120 1200mm 不限 不限 605mm 不限 4级 1.0μm 180mm2/min 2.4×2.6×2.4m 5．5TYDK77200 2000mm 不限 不限 800mm 不限 4级 1.0μm 180mm2/min 3.6×2.6×2.6m 8TYDK77300 3000mm 不限 不限 800mm 不限 4级 1.0μm 180mm2/min 5×3.6×2.6m 9TYDK77500 5000mm 不限 不限 800mm 不限 4级 2.5μm 180mm2/min 6..5×6×4m 12T慢走丝机床主要型号和参数型 号 最大加工直径 加工工件模数范围 最大加工模数 最大工件锥距 工件齿数范围 最佳加工精度 最佳表面粗糙度 最大加工效率 主机外型尺寸 净重YDK7660 600mm 不限 不限 200mm 不限 4级 0.2μm 300mm2/min 1.4×1.8×1.8m 4TYDK76120 1200mm 不限 不限 200mm 不限 4级 0.2μm 300mm2/min 2.4×2.6×2.4m 5．5T采用电火花线切割加工直齿锥齿轮的方法由于没有宏观切削力，与现有机械刀具切削相比，具有以下优势：1、加工时工件无受力变形，在数控指令控制下，加工精度高，齿部为标准渐开线或函数曲线，表面粗糙度好，可微观进给（1μm）并可多次切割。加工精度可达2μm，表面粗糙度最佳可达0.5μm。精密机床可采用慢走丝结构；较高加工要求零件采用中走丝或快走丝结构。2、针对高强度、高韧性、高硬度等机械方式难加工材料，电火花线切割加工（WEDM）尤显其强大优势。传统机械加工金属齿轮为了达到高精度，高寿命的要求，需先初加工出齿廓留有一定余量，经淬火再磨削方能满足要求。电火花线切割加工（WEDM）可直接加工淬火材料。遇到“不锈钢”、“钛合金”、硬质合金钢等锥齿轮，传统加工方式难度非常大。被授予21世纪金属的“钛合金”它以密度小、比强度高、耐高温、抗氧化能力强，分子结构稳定等优势在航空、航天领域应用越来越多。各种内燃机车镍钒钛合金传动系齿轮、军队各种火炮系统定位传动齿轮、航天飞行器控制传动系统齿轮都需要钛合金制造，而加工钛合金采用电火花线切割加工（WEDM）是比较理想的手段。3、便于制造高精度和超大行程机床，满足特殊零件高精度等级加工要求。目前国内大型直齿锥齿轮加工设备尚依赖进口。采用电火花线切割加工（WEDM）技术由于没有机械震动，高精度数控系统，数控回转台与丝架进给数控合成，使加工轨迹与理论曲线一致，能加工出高精度零件。目前国内机加工直径＞800mm的直齿锥齿轮刨齿机，其较先进的最高达6级精度，表面粗糙度Ra（3.2μm）,一般大多在8级精度、表面粗糙度Ra（6.3μm）。采用电火花线切割数控加工（WEDM）理论上精度可超过4级（该项指标目前国家最高标准为4级）。4、机械加工不同模数齿轮需用相应模数刀具，刀具复杂，价格昂贵，刀具使用中磨损严重影响加工效果。电火花线切割加工（WEDM）工具电极简单（铜丝或钼丝），加工不同模数齿轮同一规格丝线即可完成。5、低能耗、无污染。一台小型刨齿机或铣床功率一般在3～7.5个千瓦,大型机床为几十个千瓦。而电火花线切割加工（WEDM）机床使用功率一般不超过2kw；工作液为去离子水或水基工作液，无污染，经沉淀可自然排放。振兴中国装备制造业，将国家需求作为创新导向，把研制国家急需的精密齿轮和大型锥齿轮加工机床作为今后的主攻方向，通过科技进步、自主创新，建设世界一流的大型锥齿轮机床研制基地。总之该项技术的推广使用将会使精密直齿锥齿轮制造简化工序，易于生产，大幅度提高直齿锥齿轮的制造精度，特别是在大型高精密机床的国产化上改变国外垄断，为中国真正成为制造业强国打下坚实基础，具有广阔的市场前景，必将带来强大的社会效益和经济效益。
出现这种情况,应该是你在下载文章前机器上没有安装cajviewer,所以默认的是asp格式.如果下载之前已经安装了cajviewer7.0,不会出现这种情况的,只能在cajviwer7.0安装好后,再下载一次了.