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有人问到“调速电机和减速电机之间有何区别?”，所以我将对调速电机和减速电机二者进行比较分析。下面是我为你整理的减速机和电机的区别，供大家阅览!减速机语电机的区别 什么是减速电机： 是指减速机和电机(马达)的集成体。这种集成体通常也可称为齿轮马达或齿轮电机。通常由专业的减速机生产厂，进行集成组装好后，与电机一体成套供货。 减速电机是一种动力传达的机构，在应用上需要较高扭矩以及不需要太高转速的地方都用的到它。例如：输送带，搅拌机，卷扬机，拍板机，自动化专用机……而且随着工业的发展和工厂的自动化，其利用减速机的需求量日益成长。通常减速的方法有很多，但最常用的方法是以齿轮来减速，可以缩小占用空间及降低成本，所以也有人称减速机为齿轮箱(GearBox)。根据以上描叙您应该清楚的分清减速电机与调速电机的区别了吧。 什么是变速电机： 简单地说，是一种旋转式机器,它将电能转变为机械能,它主要包括一个用以产生磁场的电磁铁绕组或分布的定子绕组和一个旋转电枢或转子,其导线中有电流通过并受磁场的作用而使转动,这些机器中有些类型可作电动机用,也可作发电机用。 变速电机是把工频电源(50Hz或60Hz)变换成各种频率的交流电源，以实现电机的变速运行的设备，其中控制电路完成对主电路的控制，整流电路将交流电变换成直流电，直流中间电路对整流电路的输出进行平滑滤波，逆变电路将直流电再逆成交流电。对于如矢量控制变频器这种需要大量运算的变频器来说，有时还需要一个进行转矩计算的CPU以及一些相应的电路。变频调速是通过改变电机定子绕组供电的频率来达到调速的目的。 析几种常见减速机的区别 减速机是一种相对精密的机械，使用它的目的是降低转速，增加转矩。它的种类繁多，型号各异，不同种类有不同的用途。减速器的种类繁多： 按照传动类型可分为齿轮减速器、蜗杆减速器和行星齿轮减速器 按照传动级数不同可分为单级和多级减速器 按照齿轮形状可分为圆柱齿轮减速器、圆锥齿轮减速器和圆锥-圆柱齿轮减速器 按照传动的布置形式又可分为展开式、分流式和同轴式减速器 今天我们就来分析一下常见的几种减速机的区别。 1转向箱 转向箱又名换向器、转向器，是一种动力传达机构，是减速机中的一个系列，在工业领域有很广泛的应用。 转向箱有单轴、双横轴、单纵轴，双纵轴可选。速比1:1、1.5:1、2:1、2.5:1、3:1、4:1、5:1全部为实际传动比。转向箱可以正反运转，低速或高速传动平稳。转向箱当速比不是1:1时，横轴输入、纵轴输出为减速，纵轴输入、横轴输出为增速。 机壳：高刚性FC-25铸铁铸造; 齿轮：齿轮采用优质高纯净度合金刚20CrMnTiH渗碳淬火，及研磨而成; 主轴：轴类采用合金刚调质、高悬重负荷能力; 轴承：配备重负荷能力的滚锥轴承; 油封：双封唇片的油封、兼具防尘及防漏油的能力; 润滑：适当的润滑油使用，可以发挥转向箱的效率，并提高其运转的寿命。 2行星减速机 在减速机家族中，行星减速机以其体积小，传动效率高，减速范围广，精度高等诸多优点，而被广泛应用于伺服、步进、直流等传动系统中。其作用就是在保证精密传动的前提下，主要被用来降低转速增大扭矩和降低负载/电机的转动惯量比。当电机和减速机间装配时同心度保证的非常好时，电机输出轴承受的仅仅是转动力，运转时也会很平滑。 然而不同心时，输出轴要承受来自于减速机输入端的径向力，这个径向力长期作用将会使电机输出轴被迫弯曲，而且弯曲的方向随着输出轴转动不断变化。输出轴每转动一周，横向力的方向变化360度。如果同心度的误差较大时，该径向力使电机输出轴温度升高，其金属结构不断被破坏，最后该径向力将会超出电机输出轴所能承受的径向力，最后导致驱动电机输出轴折断。当同心度的误差越大时，驱动电机输出轴折断的时间越短。 在驱动电机输出轴折断的同时，减速机输入端同样也会承受来自于电机方面的径向力，如果这个径向力同时超出了二者所能承受的最大径向负荷的话，其结果也会导致减速机输入端产生变形甚至断裂。因此，在装配时保证同心度至关重要! 直观上讲，如果电机轴和减速机输入端同心，那么电机和减速机间的配合就会很紧密，它们之间的接触面紧紧相连，而装配时如果不同心，那么它们间的接触面之间就会有间隙。 同样，减速机的输出轴也有折断或弯曲现象发生，其原因与驱动电机的断轴原因相同。但减速机的出力是驱动电机出力和减速比之积，相对于电机来讲出力更大，故减速机输出轴更易被折断。因此，用户在使用减速机时，对其输出端装配同心度的保证也应十分注意!除了由于减速机输出端装配同心度不好，而造成的减速机断轴以外，减速机的输出轴如果折断，不外乎以下几点原因。 首先，错误的选型致使所配减速机出力不够。有些用户在选型时，误认为只要所选减速机的额定输出扭矩满足工作要求就可以了，其实不然，一是所配电机额定输出扭矩乘上减速比，得到的数值原则上要小于产品样本提供的相近减速机的额定输出扭矩，二是同时还要考虑其驱动电机的过载能力及实际中所需最大工作扭矩。理论上，用户所需最大工作扭矩一定要小于减速机额定输出扭矩的2倍。尤其是有些应用场合必须严格遵守这一准则，这不仅是对减速机里面齿轮的保护，更主要的是避免减速机的输出轴就被扭断。 这主要是因为，如果设备安装有问题，减速机的输出轴及其负载被卡住了，这时驱动电机的过载能力依然会使其不断加大出力，进而，可能使减速机的输出轴承受的力超过其额定输出扭矩的2倍而扭断减速机的输出轴。其次，在加速和减速的过程中，减速机输出轴所承受瞬间的扭矩如果超过了其额定输出扭矩的2倍，并且这种加速和减速又过于频繁，那么最终也会使减速机断轴。 3摆线针轮减速机 特点： 1)高速比和高效率单级传动，就能达到1：87的减速比，效率在90%以上，如果采用多级传动，减速比更大; 2)结构紧凑体积小由于采用了行星传动原理，输入轴输出轴在同一轴心线上，使其机型获得尽可能小的尺寸; 3)运转平稳噪声低摆线针齿啮合齿数较多，重叠系数大以及具有机件平衡的机理，使振动和噪声限制在最小程度; 4)使用可靠、寿命长因主要零件采用高碳铬钢材料，经淬火处理(HRC58～62)获得高强度，并且，部分传动接触采用了滚动摩擦，所以经久耐用寿命长; 5)设计合理，维修方便，容易分解安装，最少零件个数以及简单的润滑，使摆线针轮减速机深受用户的信赖。 4SB针轮摆线减速机 SB针轮摆线减速机是在摆线针轮减速器的基础上重新设计的一种传动装置，摆线减速机广泛用于石油、化工、轻工、纺织、食品、塑料、制药、陶瓷、印染、冶金、矿山、烟草、造纸、制革、木工、电子仪表、玻璃、环保等输送线、流水线、等机械设备领域中，SB针轮摆线减速器的结构与特点如下： 1)SB针轮摆线减速机采用一个针齿轮与一个内摆线轮和一个外摆线轮同时啮合，实现减速传动，省去了普通摆线针轮减速器必不可少的等角速W输出机构; 2)结构简单紧凑，整机零部件数比普通减速器减少20%～30%，制造工艺简化，成本低; 3)传动比i=-z3/2(z3为外摆线轮齿数)，可以0.5进级;4)效率高，单级传动整机效率达90%～96%;5)SB针轮摆线减速机多齿啮合，承载能力较高，运转平稳，噪声低。 5行星摆线针轮减速机 行星摆线针轮减速机是一种应用行星传动原理，采用摆线针对啮合机构，其结构紧凑、新颖的减带机。可广泛应用于化工、陶瓷、矿山、起重、运输等设备中。 其优点：效率高、寿命长、运转平稳、减带范围大，单级减速时速比1/9-1/87种速比，双级减速时1/101-1/7569二十多种速比。根据需要，还可更多级组合减速。 行星摆线针轮减速机根据用户要求，可匹配调速电机、制动电机、防爆电机、普通Y系列电机等。根据减速机机座号的大小匹配不同功率的电机，(0.04kw)-75kw不等。 6三环减速机 三环减速机是一种先进的平动式传动机械减速机，它被广泛应用于矿山、冶金、石油、化工、橡胶、工程机械、起重运输以及轻工等众多领域。具有大扭距、运行平稳、传动比大、过载性能好等优点，一般可替代齿轮行星减速机、摆线针轮减速机、多级圆柱齿轮减速机等使用。 其基本形式是由一根低速轴和二根高速轴及三片传动环板构成，各轴均平行配置，相同的二根高速轴带动三片传动环板呈120度相位差作平面运动，传动环板内圈与低速轴的外圈内接，通过齿与齿或针销与齿相咬合，形成大传动比;各轴的轴端可以单独同时传输动力。 三环式传动机构自成体系，按基本型的单级传动，利用增加高速与低速轴的数量或变更其相互位置，构成若干派生型;单级传动可以串联成多级传动。 7电动葫芦减速机 电动葫芦减速机构采用三级外齿合斜齿轮传动机构，齿轮及齿轮轴均由高强度合金钢制成，并经过热处理，强度高，耐磨性好，传动轴用滚动轴承支承，齿轮由密封于减速机箱内的润滑油润滑。 猜你喜欢： 1. 减速器实训心得体会 2. 电机公司简介的格式 3. 大功率设备软启动的方式及优缺点比较 4. 设备部门月工作总结与思路 5. 磨齿机技术论文(2) 6. 什么是倒角机 7. 高杆灯安装技术论文 8. 2017焦化厂实习报告范文(2)
1.谈谈你对机电安全知识学习的感想 安全是指不受威胁、没有危险、危害、损失。人类的整体与生存环境资源的和谐相处，互相不伤害，不存在危险、危害的隐患， 是免除了不可接受的损害风险的状态。安全是在人类生产过程中，将系统的运行状态对人类的生命、财产、环境可能产生的损害控制在人类能接受水平以下的状态。因此安全教育是非常重要的，对安全教育的感想也颇多。 因为上帝只给予每个人一次生命，所以我们必须爱惜生命，而生命安全了才有保障。因此，我们应该培养安全意识，提高我们在面临突发安全事件时的自救能力。那么，我们就来谈谈“安全”这个词吧！ 生活中安全与我们的关系是非常密切的，它日日夜夜都在我们身边发生。你看到一个个鲜活的生命因安全莫名其妙的消失了吗？你看到那令人吃惊的场景了吗？就是那红彤彤的鲜血，亲人悲伤痛心的哭叫声，朋友失落无神的眼睛。“生命”多么纯真鲜活的灵魂；“安全”多么让人深思的话题，就是这样两个简简单单的东西，却关系着每个人。自己的安全不仅是个人的，而且与未来、家庭相连，一个人的安全关系到全家幸福，安全连接着亲人情感的纽带。 安全事故是死亡区域的头号杀手，也是导致悲剧发生的重要原因之一。我们欠缺安全知识，自我保护能力差，所以，在安全的问题上，我们必须要有很好的防范，必须要树立强烈的安全意识。讲安全，学安全，这些都需要我们实实在在的行动，而不是一句口号，在每个人心里，要有安全的认识，认识到生命的可贵。 为了自己宝贵的生命，为了自己的亲人、朋友，为了未来美好的世界，请大家把“安全记心间”吧！ 2.机械设计心得体会1000个字左右 这次的课程设计对于我来说有着深刻的意义。这种意义不光是自己能够独立完成了设计任务，更重要的是在这段时间内使自己深刻感受到设计工作的那份艰难。而这份艰难不仅仅体现在设计内容与过程中为了精益求精所付出的艰辛，更重要的是背负恶劣的天气所付出的决心与毅力！ 也许自己太过于执着，从设计开始就落在大家的后面。不过还好，很快就将基本的数据设计与整理出来，不至于远离大家的进度。有些结构设计上还是不太明白为什么要那样设计。看来自己学的东西太少了！ 感觉设计对我们这些刚刚入门（或者在某种意义上来说还是门外汉）就是按照条条款款依葫芦画瓢的过程，有的时候感觉挺没有劲的。反正按照步骤一定可以完成设计任务，其实不然。设计过程中有许多内容必须靠我们自己去理解，去分析，去取舍。就拿电动机型号选择来说，可以分别比较几种型号电动机总传动比，以结构紧凑为依据来选择；也可以考虑性价比来选择。前者是结构选择，后者确实经济价格选择。而摆在我们面前的却是两条路，如何将两者最优化选择才是值得我们好好深思的。 通过这次的设计，感慨颇多，收获颇多。更多的是从中学到很多东西，包括书本知识以及个人素质与品格方面。感谢老师的辛勤指导，也希望老师对于我的设计提出意见。 ----------- 2.课程设计是机械设计当中的非常重要的一环，本次课程设计时间不到两周略显得仓促一些。但是通过本次每天都过得很充实的课程设计，从中得到的收获还是非常多的。 这次课程设计我得到的题目是设计一个单级锥齿轮减速器，由于理论知识的不足，再加上平时没有什么设计经验，一开始的时候有些手忙脚乱，不知从何入手。在老师的谆谆教导，和同学们的热情帮助下，使我找到了信心。现在想想其实课程设计当中的每一天都是很累的，临答辩那两天更是一直画图到深夜两点才爬到床上去。有的同学更是选择了一整夜的学习画图找资料。其实正向老师说得一样，设计所需要的东西都在书上了，当时自己老是想找到什么捷径来完成这次任务。但是机械设计的课程设计没有那么简单，你想copy或者你想自己胡乱蒙两个数据上去来老师都不行，因为你的每一个数据都要从机械设计书上或者机械设计手册上找到出处，不让的话就麻烦了。我因为这个就吃了不少的亏，比如在我设计减速器的装配草图时我没有太注意相关尺寸，致使我设计的箱体出现了较大的结构错误，间接导致了我以后的装配图的步履维艰。虽然种种困难我都已经克服，但是还是难免我有些疏忽和遗漏的地方。完美总是可望而不可求的，不在同一个地方跌倒两次才是最重要的。抱着这个心理我一步步走了过来，最终完成了我的任务。 再设计过程中培养了我的综合运用机械设计课程及其他课程理论知识和利用生产时间知识来解决实际问题的能力，真正做到了学以致用。在此期间我我们同学之间互相帮助，共同面对机械设计课程设计当中遇到的困难，培养了我们的团队精神。在这些过程当中我充分的认识到自己在知识理解和接受应用方面的不足，特别是自己的系统的自我学习能力的欠缺，将来要进一步加强，今后的学习还要更加的努力。本次课程设计不仅仅是对自己所学的知识的一次系统总结与应用，还是对自己体质的一次检验，检验结果是不合格。在本次课程设计当中，由于天冷，也由于课程设计的环境艰苦，许多的同学都感冒了，更有几个同学是刚打完点滴，就开始设计，精神可嘉。我在这次课程设计当中，也不幸得感了冒，现在设计完了就可以好好地睡上一觉了。 本次课程设计由于时间的仓促，还有许多地方有不足之处。再加上课程设计选在临近期末考试期间进行，就更显得不是很人性话了。但是艰难困苦玉汝于成，机械设计课程设计看来我是无法忘记的了 3.机械制造心得 学科：工学 门类：机械类 专业名称：机械设计制造及其自动化 业务培养目标：本专业培养具备机械设计制造基础知识与应用能力，能在工业生产第一线从事机械制造领域内的设计制造、科技开发、应用研究、运行管理和经营销售等方面工作的高级工程技术人才。 业务培养要求：本专业学生主要学习机械设计与制造的基础理论，学习微电子技术、计算机技术和信息处理技术的基本知识，受到现代机械工程师的基本训练，具有进行机械产品设计、制造及设备控制、生产组织管理的基本能力。 毕业生应获得以下几方面的知识和能力： 1.具有较扎实的自然科学基础、较好的人文、艺术和社会科学基础及正确运用本国语言、文字的表达能力； 2.较系统地掌握本专业领域宽广的技术理论基础知识，主要包括力学、机械学、电工与电子技术、机械工程材料、机械设计工程学、机械制造基础、自动化基础、市场经济及企业管理等基础知识； 3.具有本专业必需的制图、计算、实验、测试、文献检索和基本工艺操作等基本技能； 4.具有本专业领域内某个专业方向所必要的专业知识，了解其科学前沿及发展趋势； 5.具有初步的科学研究、科技开发及组织管理能力； 6.具有较强的自学能力和创新意识。 主干学科：力学、机械工程。 主要课程：工程力学、机械设计基础、电工与电子技术、微型计算机原理及应用、机械工程材料、制造技术基础。 主要实践性教学环节：包括军训，金工、电工、电子实习，认识实习，生产实习，社会实践，课程设计，毕业设计（论文）等，一般应安排40周以上。 修业年限：四年 4.机械伤害,火灾,触电隐患防范类常识学习心得 此次事故的发生，暴露了安全管理的一系列问题，凸现了工作负责人安全责任不清，现场不进行查勘，作业电工缺乏基本的安全技能，不能正确的停电、验电、挂接地线。事实再次证明，如果对危险点不预测、不防范和控制，那么，在一定条件下，它就可能演变为事故，后果不堪设想。 通过学习，再次强化了大家的安全生产意识。安全生产要坚持“安全第一，预防为主”的思想，并切实落到日常行动中。 通过学习，现体会如下： 《**省电力公司两起人身触电死亡事故》和《**、**两起事故》的安全事故原因及暴露出来的问题 1。作业人员严重违章，是导致事故发生的主要原因。在不验电，不挂接地线的情况下进行上杆作业，严重违反《电业安全工作规程》的保证安全的技术措施。 2。对线路设备不熟悉（该10KV线路隔离开关错接线）。日常对设备管理不到位，消缺管理不及时，判断缺陷不准确。日常的设备巡视过程没有认真，致使存在的不安全因素没有及时解决，为此次的事故埋下了严重的导火索。 3。危险点分析与预控措施流于形式，现场查勘不到位，漏列了重大危险点（现场该线路上有8家双电源用户）作业人员现场操作不按要求执行，危险点控制措施形同虚设。 4。安全工具，防护用品的配置工作未落实到位，对绝缘棒，验电器等绝缘工具的日常管理不完善。 5。在该工作中安全管理制度和安全措施未落实，工作人员安全生产意识和自我保护意识差，安全学习流于形式。 5.机电一体化有什么心得体会 一、认真安排好你的时间。 首先你要清楚一周内所要做的事情，然后制定一张作息时间表。在表上填上那些非花不可的时间，如吃饭、睡觉、上课、娱乐等。 安排这些时间之后，选定合适的、固定的时间用于学习，必须留出足够的时间来完成正常的阅读和课后作业。当然，学习不应该占据作息时间表上全部的空闲时间，总得给休息、业余爱好、娱乐留出一些时间，这一点对学习很重要。 一张作息时间表也许不能解决你所有的问题，但是它能让你了解如何支配你这一周的时间，从而使你有充足的时间学习和娱乐。 二、学习前先预习。 这就意味着在你认真投入学习之前，先把要学习的内容快速浏览一遍，了解学习的大致内容及结构，以便能及时理解和消化学习内容。当然，你要注意轻重详略，在不太重要的地方你可以花少点时间，在重要的地方，你可以稍微放慢学习进程。 三、充分利用课堂时间。学习成绩好的学生很大程度上得益于在课堂上充分利用时间，这也意味着在课后少花些功夫。 课堂上要及时配合老师，做好笔记来帮助自己记住老师讲授的内容，尤其重要的是要积极地独立思考，跟得上老师的思维。 四、学习要有合理的规律。 课堂上做的笔记你要在课后及时复习，不仅要复习老师在课堂上讲授的重要内容，还要复习那些你仍感模糊的认识。如果你坚持定期复习笔记和课本，并做一些相关的习题，你定能更深刻地理解这些内容，你的记忆也会保持更久。 定期复习能有效地提高你的考试成绩。 五、有可能的话，找一个安静的、舒适的地方学习。 选择某个地方作你的学习之处，这一点很重要。它可以是你的单间书房或教室或图书馆，但是它必须是舒适的，安静而没有干扰。 当你开始学习时，你应该全神贯注于你的功课，切忌“身在曹营心在汉”。 六、树立正确的考试观。 平时测验的目的主要看你掌握功课程度如何，所以你不要弄虚作假，而应心平气和地对待它。或许，你有一两次考试成绩不尽如人意，但是这不要紧，只要学习扎实，认真对待，下一次一定会考出好成绩来。 通过测验，可让你了解下一步学习更需要用功夫的地方，更有助于你把新学的知识记得牢固。 1、是要有坚定的信念。 不管到那家公司，一开始都不会立刻给工作我们实习生实际操作，一般都是先让我们看，时间短的要几天，时间长的要几周，在这段时间里很多人会觉得很无聊，没事可做，便产生离开的想法，在这个时候我们一定要坚持，轻易放弃只会让自己后悔。其实对于些困难我们要端正心态，对于我们前进道路中的困难，取决于我们踏脚的位置，那样困难也能变成我们飞速成长的跳板。 2、要认真了解公司的整体情况和工作制度。只有这样，工作起来才能得心应手。 3、要学会怎样与人相处和与人沟通。只有这样，才能有良好的人际关系。 工作起来得心应手。与同事相处一定要礼貌、谦虚、宽容、相互关心、相互帮忙和相互体谅。 4、要学会怎样严肃认真地工作。以前在学校，下课后就知道和同学玩耍，嘻嘻哈哈、大声谈笑。 在这里，可不能这样，因为，这里是公司，是工作的地方，是绝对不允许发生这样的事情的。工作，来不得半点马虎，否则就会出错，工作出错就会给公司带来损失。 所以，绝不能再像以前那样，要学会像这里的同事一样严肃、认真、努力地工作。 5、要多听、多看、多想、多做。 到公司工作以后，要知道自己能否胜任这份工作，关键是看你自己对待工作的态度，态度对了，即使自己以前没学过的知识也可以在工作中逐渐的掌握。态度不好，就算自己有知识基础也不会把工作做好，四多一少就是我的态度，我刚到这个岗位工作，根本不清楚该做些什么，并且这和我在学校读的专业没有必然的联系，刚开始我觉得很头痛，可经过工作过程中多看别人怎样做，多听别人怎样说，多想自己应该怎样做，然后自己亲自动手去多做，终于在短短几天里对工作有了一个较系统的认识，慢慢的自己也可以完成相关的工作了，光用嘴巴去说是不行的，所以，我们今后不管干什么都要端正自己的态度，这样才能把事情做好。 6、要学会虚心，因为只有虚心请教才能真正学到东西，也只有虚心请教才可使自己进步快。 总得来说在实习期间，虽然很辛苦，但是，在这艰苦的工作中，我却学到了不少东西，也受到了很大的启发。 我明白，今后的工作还会遇到许多新的东西，这些东西会给我带来新的体验和新的体会。因此，我坚信：只要我用心去发掘，勇敢地去尝试，一定会能更大的收获和启发的。 在学校里学到的知识都是最基本的知识，不管现实情况怎样变化，抓住了最基本的就可以以不变应万变。如今有不少同学实习时都觉得课堂上学的知识用不上，出现挫折感，可我觉得，要是没有书本知识作铺垫，不可能会有应付瞬息万变的社会的能力。 经过这次实践，虽然时间很短。可我学到的却是我一个学期在学校难以了解的。 就说如何与同事们相处，相信人际关系是现今不少大学生刚踏出社会遇到的一大难题，于是在实习时我便有意观察前辈们是如何和同事以及上级相处的，而自己也虚心求教，使得这期间的实习更加有意义。下面就是心得体会，请参考下吧此次的毕业实习为我深入社会。 6.机械机构知识的总结 机械原理课程课件研制总结 一、课程研制的主要思路 改革教学体系与教学内容 在机械原理教学中，我国由于受原苏联专业教育模式的影响，过分强调学生学习方便，无论在取材，教学体系和内容方面，其指导思想大都停留在知识的直接讲授，只重视知识的数量，而且有些内容过分陈旧，国外的教材知识介绍全面，但内容分散，整体性不强，没有注重机构系统的设计及机构在机械系统中应用的分析与讲解。许多学生反映，现在许多课程学得枯燥无味，不知道自己所学的课程将来到底有什么作用，这些情况反映了目前我们教学和教材中存在的问题，因而作了改革： 1）针对培养21 世纪所需创造性的人才，以机构设计为主线，精选教材内容， 2）从整个机械系统着眼，着重培养学生创新设计能力，不仅向学生提供足够的理论知识，还通过大量实际机构的设计问题，使学生提高用现代机构设计理论与技术去解决实际问题的能力。 3）重视介绍学科发展的新方向，新内容，注重讲解多学科知识的交叉融合（如广义机构）。 4）重视计算机应用和程序结构的教学内容，在体系和内容上作相应的改革，彻底面向计算机， 5）注重介绍机构在机电系统设计和工业发展中的应用。 6）教学体系和教学内容注意关联课程的持续关系，与理论力学和机械设计课程的内容紧密协调。 7）课程中的内容紧跟科学技术的发展，譬如，用图解法设计凸轮轮廓，随着计算机和数控机床的发展，以及cad/cam的完善，这种方法其工程应用意义已显著减弱，因而减弱这类内容。 8）教学体系和教学内容能激励学生的学习欲望，发挥学生学习的积极性，增加新的机构设计方法，如“机构优化设计”.“创造性设计”等，重点讲述设计思想，开阔学生的思路，扩展学生的知识面和视野，让学生理解更多更新的理论和技术。 二、取得的阶段成果 机械原理是讲授机械传动设计共性问题的一门主干技术基础课，有很强的理论性和实践性，它既向学生提供了机械学科的技术基础知识，又对学生进行动手能力和创新设计能力的训练，还引导学生运用所学知识去解决现代机械工程中的实际问题，它在培养机械类高级工程技术人才的全局中，具有增强学生对机械设计技术工作的适应性，培养其开发创新设计能力的作用。机械原理对培养21 世纪所需创造性的人才具有重要的作用。 1.近几年来，编写了以机构设计为主线的教材，注重多学科知识的交叉融合，以期对学生有一个较全面的训练。教材在我校99、00级本科学生中使用，受到广大教师和学生的好评，国内部分院校也使用了本教材。 2.制定了课程研制的总体方案，包括平台的结构设计，编写代码、测试等。 3.研制了部分课件素材 动画100个，图片200个。 4，研制了学习指导和自测课件 5.课件的部分集成及试用。 华中科技大学机械学院 杨家军 7.求一篇机械电子工程的认识心得,谢谢 机械电子工程专业俗称机电一体化，是机械工程与自动化的一种。 机械电子工程专业包括基础理论知识和机械设计制造方法，计算机软硬件应用能力，能承担各类机电产品和系统的设计、制造、试验和开发工作。机械电子工程是科技高速发展以及学科相互链接的产物，它打破了传统的学科分类，集诸多技术特点于一体。 它的出现代表着新技术、新思想、新研究方式和新研究目标的产生。各国的研究者们一直致力于明确机械电子工程的定义和概念，估算机电产业对国家和社会所代来的价值，并对机械电子学科的未来发展做出研究。 在我国，很多高校也在致力于如何更好地推动机电教育事业的发展。
机械设计课程设计原始资料一、设计题目热处理车间零件输送设备的传动装备二、运动简图图11—电动机 2—V带 3—齿轮减速器 4—联轴器 5—滚筒 6—输送带三、工作条件该装置单向传送,载荷平稳,空载起动,两班制工作,使用期限5年(每年按300天计算),输送带的速度容许误差为 ±5%.四、原始数据滚筒直径D（mm）：320运输带速度V（m/s）：0.75滚筒轴转矩T（N•m）：900五、设计工作量1减速器总装配图一张2齿轮、轴零件图各一张3设计说明书一份六、设计说明书内容1. 运动简图和原始数据2. 电动机选择3. 主要参数计算4. V带传动的设计计算5. 减速器斜齿圆柱齿轮传动的设计计算6. 机座结构尺寸计算7. 轴的设计计算8. 键、联轴器等的选择和校核9. 滚动轴承及密封的选择和校核 10. 润滑材料及齿轮、轴承的润滑方法11. 齿轮、轴承配合的选择12. 参考文献七、设计要求1. 各设计阶段完成后,需经指导老师审阅同意后方能进行下阶段的设计;2. 在指定的教室内进行设计. 一. 电动机的选择 一、电动机输入功率 二、电动机输出功率 其中总效率为查表可得Y132S-4符合要求,故选用它。 Y132S-4(同步转速 ，4极)的相关参数 表1额定功率 满载转速 堵转转矩额定转矩 最大转矩额定转矩 质量二. 主要参数的计算一、确定总传动比和分配各级传动比传动装置的总传动比 查表可得V带传动单级传动比常用值2~4，圆柱齿轮传动单级传动比常用值为3~5，展开式二级圆柱齿轮减速器 。初分传动比为 ， ， 。二、计算传动装置的运动和动力参数 本装置从电动机到工作机有三轴，依次为Ⅰ，Ⅱ，Ⅲ轴，则1、各轴转速2、各轴功率3、各轴转矩表2项目 电机轴 高速轴Ⅰ 中间轴Ⅱ 低速轴Ⅲ转速 1440 576 135.753 62.706功率 5.5 5.28 5.070 4.869 转矩 36.476 87.542 356.695 1038.221传动比 2.5 4.243 3.031 效率 0.96 0.96 0.922 三 V带传动的设计计算一、确定计算功率 查表可得工作情况系数 故 二、选择V带的带型根据 ，由图可得选用A型带。三、确定带轮的基准直径 并验算带速 1、初选小带轮的基准直径 。查表8-6和8-8可得选取小带轮的基准直径 2、验算带速 按计算式验算带的速度 因为 ，故此带速合适。3、计算大带轮的基准直径 按式(8-15a)计算大带轮的基准直径 根据教材表8-8，圆整得 。4、确定V带的中心距 和基准直径 （1）按计算式初定中心距 （2）按计算式计算所需的基准长度 =1364mm查表可选带的基准长度 （3）按计算式计算实际中心距 中心距的变化范围为 。5、验算小带轮上的包角 6、计算带的根数（1）计算单根V带的额定功率 由 查表可得 根据 和A型带，查表可得 、 、 。故 （2）计算V带的根数Z 故取V带根数为6根7、计算单根V带的初拉力的最小值 查表可得A型带的单位长度质量 应使带的实际初拉力 。8、计算压轴力 压轴力的最小值为 四 减速器斜齿圆柱齿轮传动的设计计算一、高速级齿轮1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。（2）运输装置为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。（3）材料选择：查表可选择小齿轮材料为40 (调质)，硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢(调质)，硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。（4）选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数 ，取 （5）选取螺旋角，初选螺旋角 2、按齿面接触强度设计，按计算式试算即 （1）确定公式内的各计算数值①试选 ，由图10-26 ， 则有 ②小齿轮传递转矩 ③查图10-30可选取区域系数 查表10-7可选取齿宽系数 ④查表10-6可得材料的弹性影响系数 。⑤查图10-21d得按齿面硬度选取小齿轮的接触疲劳强度极限 ，大齿轮的接触疲劳强度极限 。⑥按计算式计算应力循环次数⑦查图可选取接触疲劳寿命系数 ， 。⑧计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数 ，按计算式(10-12)得（2）计算相关数值①试算小齿轮分度圆直径 ，由计算公式得 ②计算圆周速度 ③计算齿宽 及模数 ④计算总相重合度 ⑤计算载荷系数 查表可得使用系数 ，根据 ，7级精度，查表10-8可得动载系数 ，由表10-4查得 的值与直齿轮的相同，为1.419 ， 故载荷系数 ⑥按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，按计算式得 ⑦计算模数 3、按齿根弯曲强度设计，按计算式(10-17)试算即 （1）确定公式内的各计算数值①、计算载荷系数 ②根据纵向重合度 ，查图10-28可得螺旋角影响系数 。③查图可选取区域系数 ， ， 则有 ④查表取应力校正系数 ， 。⑤查表取齿形系数 ， 。(线性插值法)⑥查图10-20C可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ，大齿轮的弯曲疲劳强度极限 。⑦查图可取弯曲疲劳寿命系数 ， 。⑧计算弯曲疲劳许用应力 ，取弯曲疲劳安全系数 ，按计算式(10-22)计算得⑨计算大、小齿轮的 并加以计算大齿轮的数值较大。（2）设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，故取 ，已可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 来计算应有的齿数，于是有 取 ，则 4、几何尺寸计算（1）计算中心距 将中心距圆整为 。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角 因 值改变不多，故参数 、 、 等不必修正。（3）计算大、小齿轮的分度圆直径（4）计算齿轮宽度 圆整后取 ， 。二、低速级齿轮1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。（2）运输装置为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。（3）材料选择，在同一减速器各级小齿轮(或大齿轮)的材料，没有特殊情况，应选用相同牌号，以减少材料品种和工艺要求，故查表可选择小齿轮材料为40 (调质)，硬度为52HRC；大齿轮材料为45钢(调质)，硬度为45HRC.（4）选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数 （5）选取螺旋角，初选螺旋角 2、按齿面接触强度设计，按计算式试算即 （1）确定公式内的各计算数值①试选 ②小齿轮传递转矩 ③查表10-7可选取齿宽系数 , 查图10-26可选取区域系数 ， ， 则有 ④查表可得材料的弹性影响系数 。⑤查图得按齿面硬度选取小齿轮的接触疲劳强度极限 ，大齿轮的接触疲劳强度极限 。⑥按计算式计算应力循环次数⑦查图可选取接触疲劳寿命系数 ， 。⑧计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数 ,于是得（2）计算相关数值①试算小齿轮分度圆直径 ，由计算公式得 ②计算圆周速度 ③计算齿宽 及模数 ④计算总相重合度 ⑤计算载荷系数 查表可得使用系数 ，根据 ，7级精度，查表可得动载系数 ， ， ， 故载荷系数 ⑥按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，按计算式得 ⑦计算模数 3、按齿根弯曲强度设计，按计算式试算即 （1）确定公式内的各计算数值①计算载荷系数 ②根据纵向重合度 ，查图可得螺旋角影响系数 。③计算当量齿数④查表可取齿形系数 ， 。⑤查表可取应力校正系数 ， 。(线性插值法)⑥查图可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ，大齿轮的弯曲疲劳强度极限 。⑦查图可取弯曲疲劳寿命系数 ， 。⑧计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 ，按计算式计算⑨计算大、小齿轮的 并加以计算大齿轮的数值较大。（2）设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，故取 ，已可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 来计算应有的齿数，于是有 取 ，则 4、几何尺寸计算（1）计算中心距 将中心距圆整为 。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角 因 值改变不多，故参数 、 、 等不必修正。（3）计算大、小齿轮的分度圆直径（4）计算齿轮宽度 圆整后取 ， 。五 轴的设计计算一、高速轴的设计1、求作用在齿轮上的力高速级齿轮的分度圆直径为d 2、选取材料可选轴的材料为45钢，调质处理。3、计算轴的最小直径，查表可取 应该设计成齿轮轴，轴的最小直径显然是安装连接大带轮处，为使 与带轮相配合，且对于直径 的轴有一个键槽时，应增大5%-7%，然后将轴径圆整。故取 。4、拟定轴上零件的装配草图方案(见下图)5、根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径和长度（1）根据前面设计知大带轮的毂长为93mm,故取 ，为满足大带轮的定位要求，则其右侧有一轴肩，故取 ，根据装配关系，定 （2）初选流动轴承7307AC，则其尺寸为 ，故 ， 段挡油环取其长为19.5mm,则 。（3） 段右边有一定位轴肩，故取 ，根据装配关系可定 ，为了使齿轮轴上的齿面便于加工，取 。（4）齿面和箱体内壁取a=16mm,轴承距箱体内壁的距离取s=8mm,故右侧挡油环的长度为19mm,则 （5）计算可得 、（6）大带轮与轴的周向定位采用普通平键C型连接，其尺寸为 ,大带轮与轴的配合为 ，流动轴承与轴的周向定位是过渡配合保证的，此外选轴的直径尺寸公差为m6.求两轴承所受的径向载荷 和 带传动有压轴力 (过轴线，水平方向)， 。将轴系部件受到的空间力系分解到铅垂面和水平面上两个平面力系图一 图二 图三 [注]图二中 通过另加弯矩而平移到作用轴线上图三中 通过另加转矩而平移到指向轴线同理 6 、求两轴承的计算轴向力 和 对于 型轴承，轴承的派生轴向力 故 7、求轴承的当量动载荷 和 对于轴承1 对于轴承2 查表可得径向载荷系数和轴向载荷系数分别为：对于轴承1 ， 对于轴承2 ， 8、求该轴承应具有的额定载荷值因为 则有 故 符合要求。9、弯矩图的计算水平面： , N,则其各段的弯矩为：BC段： 由弯矩平衡得M- CD段： 由弯矩平衡得铅垂面： 则其各段弯矩为：AB段： 则 BC段： 则 CD段： 则 做弯矩图如下 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 是轴的危险截面。现将计算出的截面 处的 、 及 的值列于下表 表3载荷 水平面 垂直面 支持力 弯矩 总弯矩 扭矩 10、按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面 )的强度。根据计算式及上表的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 ，轴的计算应力 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查表可得 ，因此 ，故安全。11、键的选择和校核高速轴上与大带轮相配合的轴上选择键连接，由于大带轮在轴端部，故选用单圆头平键（C型）根据 ，从表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度： 高度： ,由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长为： 键、轴承和轮毂材料都为钢查表可得 取其平均植， 键的工作长度 键和轮毂键槽的接触高度 则 ，故合适。所以选用：键C GB/T 1096-200312、确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为 ，各轴肩处圆角半径为2。二、中间轴的设计1、求作用在齿轮上的力因为高速轴的小齿轮与中速轴的大齿轮相啮合，故两齿轮所受的 、 、 都是作用力与反作用力的关系，则大齿轮上所受的力为 中速轴小齿轮上的三个力分别为2、选取材料可选轴的材料为45钢，调质处理。3、计算轴的最小直径，查表可取 轴的最小直径显然是安装轴承处，为使轴承便于安装，且对于直径 的轴有一个键槽时，应增大5%-7%，然后将轴径圆整。故取 。4、拟定轴上零件的装配草图方案(见下图)5、根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径和长度（1）初选滚动轴承7008AC,则其尺寸为： 故 用挡油环定位轴承，故 段右边有一定位轴肩，故 低速级小齿轮与箱体内壁距离为16 ,与箱体内壁距离为8 ，故左边挡油环长为24 ，则 （2）低速级小齿轮轮毂为95 ，即 取两齿面的距离为8 ，即 （3）右边也用挡油环定位轴承和低速级大齿轮，故 。 段轴长略短与其齿轮毂长，又毂长为55 ，故取 、 、 各有一定位轴肩，故依次可取 （4）计算可得 6、轴上零件的周向定位低速级大齿轮的轴采用普通平键A型连接。其尺寸为 齿轮与轴的配合为 ，滚动轴承与轴的周向定位是过渡配合保证的，此外选轴的直径尺寸公差为 。求两轴承所受的径向载荷 和 将轴系部件受到的空间力系分解到铅垂面和水平面上两个平面力系图一 图二 图三 7、求两轴承的计算轴向力 和 由齿轮中计算得， 对于 型轴承，轴承的派生轴向力 算得 所以 8、求轴承的当量动载荷 和 对于轴承1 对于轴承2 查表可得径向载荷系数和轴向载荷系数分别为：对于轴承1 ， 对于轴承2 ， 9、求该轴承应具有的额定载荷值因为 则有 故 符合要求。10、弯矩图的计算水平面： 。AB段： 则 即 BC段： 则 CD段： 则 。铅垂面： AB段：BC段：CD段：做弯矩图如下从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 是轴的危险截面。现将计算出的截面 处的 、 及 的值列于下表 表4载荷 水平面 垂直面 支持力 弯矩 总弯矩 扭矩 11、按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面 )的强度。根据计算式及上表的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 ，轴的计算应力 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查表可得 ， ，故安全。 12、键的选择和校核一般的8级以上精度的齿轮有空心精度要求，应选用平键连接，由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A型） 取键长 ，键、轴承和轮毂材料都为钢查表可得 取其平均植， 键的工作长度 键和轮毂键槽的接触高度 则 ，故合适。所以选用：键 GB/T 1096-200313、确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为 ，各轴肩处圆角半径见365页……三、低速轴的设计1、求作用在齿轮上的力因为高速轴的小齿轮与中速轴的大齿轮相啮合，故两齿轮所受的 、 、 都是作用力与反作用力的关系，则2、选取材料可选轴的材料为45钢，调质处理。3、计算轴的最小直径，查表可取 轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 ，为了使所选的轴直径 与联轴器的孔径相配合，且对于直径 的轴有两个键槽时，应增大10%-15%，然后将轴径圆整，故取 。并选取所需的联轴器型号联轴器的计算转矩 ，查表可得，考虑到转矩变化小，故取 其公称转矩为 。半联轴器的孔径 ，长度 ，半联轴器与轴配合的毂孔长度 4、拟定轴上零件的装配草图方案(见下图)5、根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径和长度①为了满足半联轴器安装的轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩，故Ⅱ-Ⅲ段的直径 。 ②查手册99页，选用 型弹性柱销联轴器L③初选滚动轴承7051AC，则其尺寸为 故 左边轴承安装处有挡油环，取其长度为20mm，则 ④挡油环右侧用轴肩定位，故可取 ⑤取齿面与箱体内壁距离 轴承座距箱体内壁距离为 。用挡油环对齿面定位时，为了使油环可靠的压紧齿轮， 段应略短于轮毂宽度，故取 所以取 ⑥齿轮左侧用轴肩定位，取 则 ，轴换宽度 ，取 。⑦由装配关系可确定 ⑧计算得 ， ， 。6、轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用普通平键 型 连接。轴与齿轮连接采用平键 ，L=70 ，齿轮轮毂与轴的配合为 。同样半联轴器与轴连接，采用键 。半联轴器与轴的配合为 。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合保证的，此外选轴的直径尺寸公差为 。7、轴上齿轮所受切向力 ，径向力 ，轴向力 ， 。8、求两轴承所受的径向载荷 和 将轴系部件受到的空间力系分解到铅垂面和水平面上两个平面力系图一 图二 图三 9、求两轴承的计算轴向力 和 对于 型轴承，轴承的派生轴向力 故 10、求轴承的当量动载荷 和 ， 。查表可得径向载荷系数和轴向载荷系数分别为：对于轴承1 ， 对于轴承2 ， 因轴承运转载荷平稳，按表13-6， ，取 则 。 。11、求该轴承应具有的额定载荷值因为 则有 预期寿命 故合格12、弯矩图的计算水平面： , .AB段：弯矩为0BC段：CD段：铅垂面： , .AB段弯矩为0BC段:CD段：做弯矩图如下 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 是轴的危险截面。现将计算出的截面 处的 、 及 的值列于下表 表5载荷 水平面 垂直面 支持力 弯矩 总弯矩 扭矩 13、按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面 )的强度。根据计算式及上表的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环 变应力，取 ，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查表可得 ，因此 ，故安全。14、键的选择和校核选键型为普通平键（A） 根据 ，从表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度 =25 ，高度 。取键长 。键轴和毂的材料都是钢，有表6-2查得许用挤压应力 ，取平均值 。键的工作长度 ，键与轮毂键槽的接触高度 ， 故选取键A： GB/T 1096-20037、确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为 ，各轴肩处圆角半径为2。六.箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用 配合.1. 机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为 3. 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.4. 对附件设计 A 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固B 油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。C 油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.D 通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.E 盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.F 位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.G 吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.减速器机体结构尺寸如下：名称 符号 计算公式 结果箱座壁厚 10箱盖壁厚 9箱盖凸缘厚度 12箱座凸缘厚度 15箱座底凸缘厚度 25地脚螺钉直径 M24地脚螺钉数目 查手册 6轴承旁联接螺栓直径 M12机盖与机座联接螺栓直径 =（0.5~0.6） M10轴承端盖螺钉直径 =（0.4~0.5） 10视孔盖螺钉直径 =（0.3~0.4） 8定位销直径 =（0.7~0.8） 8 ， ， 至外机壁距离 查机械课程设计指导书表4 342218 ， 至凸缘边缘距离 查机械课程设计指导书表4 2816外机壁至轴承座端面距离 = + +（8~12）50大齿轮顶圆与内机壁距离 >1.2 15齿轮端面与内机壁距离 > 10机盖，机座肋厚 9 8.5轴承端盖外径 +（5~5.5） 120（1轴）125（2轴）150（3轴）轴承旁联结螺栓距离 120（1轴）125（2轴）150（3轴）七. 润滑密封设计对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于 ，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度.油的深度为H+ H=30 =34所以H+ =30+34=64其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为 密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。八、课程设计心得体会 作为一名机械设计制造及自动化大三的学生，我觉得能做类似的课程设计是十分有意义，而且是十分必要的。在已度过的大三的时间里我们大多数接触的是专业基础课。我们在课堂上掌握的仅仅是专业基础课的理论面，如何去锻炼我们的实践面？如何把我们所学到的专业基础理论知识用到实践中去呢？我想做类似的大作业就为我们提供了良好的实践平台。在做本次课程设计的过程中，我感触最深的当数查阅大量的设计手册了。为了让自己的设计更加完善，更加符合工程标准，一次次翻阅机械设计手册是十分必要的，同时也是必不可少的。我们是在作设计，但我们不是艺术家。他们可以抛开实际，尽情在幻想的世界里翱翔，我们是工程师，一切都要有据可依.有理可寻，不切实际的构想永远只能是构想，永远无法升级为设计。 作为一名专业学生掌握一门或几门制图软件同样是必不可少的，由于本次大作业要求用 auto CAD制图，因此要想更加有效率的制图，我们必须熟练的掌握它。虽然过去从未独立应用过它，但在学习的过程中带着问题去学我发现效率好高，记得大一学CAD时觉得好难就是因为我们没有把自己放在使用者的角度，单单是为了学而学，这样效率当然不会高。边学边用这样才会提高效率，这是我作本次课程设计的第二大收获。但是由于水平有限，难免会有错误，还望老师批评指正。参考文献〔1〕濮良贵,纪明刚. 机械设计. 7版. 北京:高等教育出版社, 2001.〔2〕张策, 机械原理与机械设计[M]. 北京：机械工业出版社， 2004.[3] 吴宗泽,罗胜国. 机械设计课程设计手册. 北京: 高等教育出版社, 2007. [4] 王伯平.互换性与测量技术基础(第2版). 北京: 机械工业出版社,2006
第2章主减速器的结构设计过程2.1 设计方案的确定2.1.1 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 =(0.377~0.472)=(o.377~0.472) 0.5828 2400/(80 1 1 3.478)=1.478~2.23式中：r ——车轮的滚动半径 i ——变速器最高档传动比1.0（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2.1.2 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7.6的各种中小汽车上。2.2 主减速器的基本参数选择与设计计算2.2.1 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 =2.47式中： ——上述传动部分的效率，取 =0.9 k ——超载系数，取k =1.0 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0.96和3.478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 9.8N 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0.015~0.020， f ——汽车正常使用时的平均爬坡能力系数。货车通常取0.05~0.09，可以取f =0.07 f ——汽车性能系数当2.2.2 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 =2653.34N*M计算得，d =137.74~169.52mm,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=0.155d =44.33mm,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 =1.25.。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 =152.4mm。2.2.3 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
我可能可以帮忙
1 10L真空搅拌机设计2 8英寸钢管热浸镀锌自动生产线设计3 卧式钢筋切断机的设计4 气门摇臂轴支座毕业设计5 后钢板弹簧吊耳的加工工艺6 环面蜗轮蜗杆减速器7 S195柴油机机体三面精镗组合机床总体设计及夹具设计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联系 Q Q 1 0 7 0 2 6 5 1 0 1
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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
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A single-stage cylindrical gear reducer, mainly by the owners, driven shift gears, bearings, ring, cover, owners, vice shell, spline shaft, which sets the spline flange, gland, the bearings Block Group into. Characterized by active gear shift is a step-like, one end of the Department of shift gears and gear driven link, and the other end with bearings, ring fixed connection, the bearings and bearing the coat connection, bearing housing and sub-surface connection. Because of this reducer the main, from the use of gear shift gear and take the initiative to shift gears to increase the other side of the Department of bearings, bearing, cantilever past, and to strengthen the work of gear strength, increased the life span of reducer. The following is a design statement: Modified parameters: the work of a conveyor belt pulling force: 2300N Conveyor belt speed: 1.5m / s Roller diameter: 400mm Daily working hours: 24h Transmission Work Experience: 3 years
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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=1.70m/s； 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 =0.95×0.982×0.97×0.99×0.98×0.96 =0.82 (2)电机所需的工作功率： P工作=FV/1000η总 =1250×1.70/1000×0.82 =2.6KW3、确定电动机转速： 计算滚筒工作转速： n筒=60×960V/πD =60×960×1.70/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2.0。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=8.6 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=8.6/6=1.4 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=960/1.4=686(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=2.6KW PII=PI×η带=2.6×0.96=2.496KW PIII=PII×η轴承×η齿轮=2.496×0.98×0.96 =2.77KW3、 计算各轴扭矩（N•mm） TI=9.55×106PI/nI=9.55×106×2.6/960 =25729N•mm TII=9.55×106PII/nII =9.55×106×2.496/686 =34747.5N•mm TIII=9.55×106PIII/nIII=9.55×106×2.77/114 =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=1.2 Pd=KAP=1.2×3=3.9KW 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 =685.7r/min 转速误差为：n2-n2’/n2=686－685.7/686 =0.0004<0.05(允许) 带速V：V=πdd1n1/60×1000 =π×100×960/60×1000 =5.03m/s 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+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a0 =2×400+1.57(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 =1800-5.350 =174.650>1200（适用） （5）确定带的根数 根据课本(7-5) P0=0.74KW 根据课本(7-6) △P0=0.11KW 根据课本（7-7）Kα=0.99 根据课本（7-23）KL=0.91 由课本式（7-23）得 Z= Pd/(P0+△P0)KαKL =3.9/(0.74+0.11) ×0.99×0.91 =5 (6)计算轴上压力 由课本查得q=0.1kg/m，由式（5-18）单根V带的初拉力： F0=500Pd/ZV（2.5/Kα-1）+qV2 =[500×3.9/5×5.03×(2.5/0.99-1)+0.1×5.032]N =160N 则作用在轴承的压力FQ， FQ=2ZF0sinα1/2=2×5×158.01sin167.6/2 =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≤1.6~3.2μm (2)按齿面接触疲劳强度设计 由d1≥76.43(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%<2.5% 可用 齿数比：u=i0=6 由课本取φd=0.9 (3)转矩T1 T1=9550×P/n1=9550×2.6/960 =25.N•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=0.92 ZNT2=0.98 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=1.0 [σH]1=σHlim1ZNT1/SH=625×0.92/1.0Mpa =575 [σH]2=σHlim2ZNT2/SH=470×0.98/1.0Mpa =460 故得： d1≥766(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3 =766[1×25.9×(6+1)/0.9×6×4602]1/3mm =38.3mm 模数：m=d1/Z1=38.3/20=1.915mm 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=0.9×38.3mm=34.47mm 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=2.80 YSa1=1.55 YFa2=2.14 YSa2=1.83 (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=0.88 YNT2=0.9 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=1.25 计算两轮的许用弯曲应力 [σF]1=σFlim1 YSTYNT1/SF=288×2×0.88/1.25Mpa =410Mpa [σF]2=σFlim2 YSTYNT2/SF =191×2×0.9/1.25Mpa =204Mpa 将求得的各参数代入式（6-49） σF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1 =(2×1×2586.583/35×22×20) ×2.80×1.55Mpa =8Mpa< [σF]1 σF2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1 =(2×1×2586.583/35×22×120) ×2.14×1.83Mpa =1.2Mpa< [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=3.14×40×960/60×1000 =2.0096m/s 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 (2.304/458.2)1/3mm=19.7mm 考虑有键槽，将直径增大5%，则 d=19.7×(1+5%)mm=20.69 ∴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=1.5mm II段:d2=d1+2h=22+2×2×1.5=28mm ∴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=1.5 h=2c=2×1.5=3mm 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=34747.5N•mm ③求圆周力：Ft 根据课本式得 Ft=2T2/d2=69495/40=1737.375N ④求径向力Fr 根据课本式得 Fr=Ft•tanα=1737.375×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=235.3×50=11.765N•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=631.61455×50=31.58N•m (4)绘制合弯矩图（如图d） MC=(MC12+MC22)1/2=(11.7652+31.582)1/2=43.345N•m (5)绘制扭矩图（如图e） 转矩：T=9.55×（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 =[43.3452+(1×35)2]1/2=55.5N•m (7)校核危险截面C的强度 由式（6-3） σe=Mec/0.1d33=55.5/0.1×353 =12.9MPa< [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(2.77/114)1/3=34.5mm 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=1806.7N ④求径向力式得 Fr=Ft•tanα=1806.7×0.36379=657.2N ⑤∵两轴承对称 ∴LA=LB=49mm (1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ FAX=FBY=Fr/2=657.2/2=328.6N FAZ=FBZ=Ft/2=1806.7/2=903.35N (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=328.6×49=16.1N•m (3)截面C在水平面弯矩为 MC2=FAZL/2=903.35×49=44.26N•m (4)计算合成弯矩 MC=（MC12+MC22）1/2 =（16.12+44.262）1/2 =47.1N•m (5)计算当量弯矩：根据课本得α=1 Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[47.12+(1×271)2]1/2 =275.06N•m (6)校核危险截面C的强度 由式（10-3） σe=Mec/（0.1d）=275.06/(0.1×453) =1.36Mpa<[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=500.2N 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=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=315.1N (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=315.1N FA2=FS2=315.1N (3)求系数x、y FA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63 FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63 根据课本得e=0.68 FA1/FR1