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摘要：本课题是有关一种自动洗衣机减速离合器内部减速装置行星轮系减速器的设计。在洗衣机中使用行星轮系减速器正是利用了行星齿轮传动：体积小，质量小，结构紧凑，承载能力大；传动效率高；传动比较大；运动平稳、抗冲击和震动的能力较强、噪声低的特点。行星轮减速其实就是齿轮减速的原理,它有一个轴线位置固定的齿轮叫中心轮或太阳轮,在太阳轮边上有轴线变动的齿轮,即既作自转又作公转的齿轮叫行星轮,行星轮有支持构件叫行星架,通过行星架将动力传到轴上,再传给其它齿轮.它们由一组若干个齿轮组成一个轮系.只有一个原动件,这种周转轮系称为行星轮系. 关键词：行星轮系减速器、行星轮、中心轮、行星架。 目录 第一章 概述 ………………………………………………………………………1 第二章 原始数据及系统组成 ……………………………………………………2 （一）原始数据……………………………………………………………………2 （二）系统组成框图………………………………………………………………2 第三章 减速器简介 ………………………………………………………………4 第四章 传动系统的方案设计 ……………………………………………………5 传动方案的分析与拟定…………………………………………………………5 1.对传动方案的要求……………………………………………………………5 2.拟定传动方案…………………………………………………………………5 第五章 行星齿轮传动设计 ………………………………………………………6 (一)行星齿轮传动比和效率计算 ………………………………………………6 (二)行星齿轮传动的配齿计算 …………………………………………………6 1.传动比条件……………………………………………………………………6 2.同轴条件………………………………………………………………………6 3.装配条件………………………………………………………………………7 4.邻接条件………………………………………………………………………7 (三)行星齿轮传动的几何尺寸和啮合参数计算 ………………………………8 （四）行星齿轮传动强度计算及校核……………………………………………10 1、行星齿轮弯曲强度计算及校核……………………………………………10 2、齿轮齿面强度的计算及校核………………………………………………11 3、有关系数和接触疲劳极限…………………………………………………11 （五）行星齿轮传动的受力分析 ………………………………………………13 （六）行星齿轮传动的均载机构及浮动量 ……………………………………15 （七）轮间载荷分布均匀的措施…………………………………………………15 第六章 行星轮架与输出轴间齿轮传动的设计…………………………………17 （一）选择齿轮材料及精度等级 ………………………………………………17 （二）按齿面接触疲劳强度设 …………………………………………………17 （三）按齿根弯曲疲劳强度计算 ………………………………………………18 （四）主要尺寸计算 ……………………………………………………………18 （五）验算齿轮的圆周速度v …………………………………………………18 第七章 行星轮系减速器齿轮输入输出轴的设计………………………………19 （一）减速器输入轴的设计………………………………………………………19 1、选择轴的材料，确定许用应力……………………………………………19 2、按扭转强度估算轴径………………………………………………………19 3、确定各轴段的直径…………………………………………………………19 4、确定各轴段的长度…………………………………………………………19 5、校核轴………………………………………………………………………19 （二）行星轮系减速器齿轮输出轴的设计………………………………………21 1、选择轴的材料，确定许用应力……………………………………………21 2、按扭转强度估算轴径………………………………………………………21 3、确定各轴段的直径…………………………………………………………21 4、确定各轴段的长度…………………………………………………………21 5、校核轴 ………………………………………………………………………22 第八章 结论………………………………………………………………………24 第九章 参考文献…………………………………………………………………25 第十章 设计小结…………………………………………………………………26 第十一章 致谢………………………………………………………………………27
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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
一级齿轮减速器设计亲 你这个问题好解决。
(一)确定论文提要，再加进材料，形成全文的概要论文提要是内容提纲的雏型。一般书、教学参考书都有反映全书内容的提要，以便读者一翻提要就知道书的大概内容。我们写论文也需要先写出论文提要。在执笔前把论文的题目和大标题、小标题列出来，再把选用的材料插进去，就形成了论文内容的提要。(二)原稿纸页数的分配写好毕业论文的提要之后，要根据论文的内容考虑篇幅的长短，文章的各个部分，大体上要写多少字。如计划写20页原稿纸(每页300字)的论文，考虑序论用1页，本论用17页，结论用1—2页。本论部分再进行分配，如本论共有四项，可以第一项3—4页，第二项用4—5页，第三项3—4页，第四项6—7页。有这样的分配，便于资料的配备和安排，写作能更有计划。毕业论文的长短一般规定为5000—6000字，因为过短，问题很难讲透，而作为毕业论文也不宜过长，这是一般大专、本科学生的理论基础、实践经验所决定的。(三)编写提纲论文提纲可分为简单提纲和详细提纲两种。简单提纲是高度概括的，只提示论文的要点，如何展开则不涉及。这种提纲虽然简单，但由于它是经过深思熟虑构成的，写作时能顺利进行。没有这种准备，边想边写很难顺利地写下去。编写要点编写毕业论文提纲有两种方法：一、标题式写法。即用简要的文字写成标题，把这部分的内容概括出来。这种写法简明扼要，一目了然，但只有作者自己明白。毕业论文提纲一般不能采用这种方法编写。二、句子式写法。即以一个能表达完整意思的句子形式把该部分内容概括出来。这种写法具体而明确，别人看了也能明了，但费时费力。毕业论文的提纲编写要交与指导教师阅读，所以，要求采用这种编写方法。
原理：一级圆柱齿轮减速器是通过装在箱体内的一对啮合齿轮的转动，动力从一轴传至另一轴，实现将电动机的高转速转化为低转速输出到设备中。
圆柱齿轮减速器的齿轮采用渗碳、淬火、磨齿加工，承载能力高、噪声低；主要用于带式输送机及各种运输机械，也可用于其它通用机械的传动机构中。
扩展资料：
把电动机、内燃机或其它高速运转的动力通过减速机的输入轴上的齿数少的齿轮啮合输出轴上的大齿轮来达到减速的目的，普通的减速机也会有几对相同原理齿轮达到理想的减速效果，大小齿轮的齿数之比，就是传动比。
减速机运转过程中，运动副摩擦发热以及受环境温度的影响，使减速机温度升高，如果没有透气孔或透气孔堵塞，则机内压力逐渐增加，机内温度越高，与外界的压力差越大，润滑油在压差作用下，从缝隙处漏出。
参考资料来源：百度百科--圆柱齿轮减速器
参考资料来源：百度百科--减速机
原理：一级圆柱齿轮减速器是通过装在箱体内的一对啮合齿轮的转动，动力从一轴传至另一轴，实现将电动机的高转速转化为低转速输出到设备中。答辩可能提到的问题：减速器的密封问题；减速器传动比；箱体的定位和加工工艺问题；齿轮设计选型问题，受力计算问题；减速器润滑方式问题。
机械专业毕业论文开题报告范文（精选6篇）
在生活中，报告与我们愈发关系密切，要注意报告在写作时具有一定的格式。那么什么样的报告才是有效的呢？下面是我整理的机械专业毕业论文开题报告范文，欢迎阅读，希望大家能够喜欢。
论文题目：
MC无机械手换刀刀库毕业设计开题报告
本课题的研究内容
本论文是开发设计出一种体积小、结构紧凑、价格较低、生产周期短的小型立式加工中心无机械手换刀刀库。主要完成以下工作：
1、调研一个加工中心，了解其无机械手换刀刀装置和结构。
2、参照调研的加工中心，进行刀库布局总体设计。画出机床总体布置图和刀库总装配图，要有方案分析，不能照抄现有机床。
3、设计该刀库的一个重要部分，如刀库的转位机构(包括定位装置，刀具的夹紧装置等)，画出该部件的装配图和主要零件(如壳体、蜗轮、蜗杆等3张以上工作图。
4、撰写设计说明书。
本课题研究的实施方案、进度安排
本课题采取的研究方法为：
(1)理论分析，参照调研的加工中心，进行刀库布局总体设计。
进度安排：
2009.3.16-3.20 收集相关的毕业课题资料。
2009.3.23-3.27 完成开题报告。
2009.3.30-4.17 完成毕业设计方案的制定、设计及计算。
2009.4.20-5.15 完成刀库的设计
2009.5.18-5.29 完成毕业设计说明书。
2009.6.01-6.08 毕业设计答辩。
主要参考文献
[1] 廉元国,张永洪. 加工中心设计与应用 [M]. 北京:机械工业出版社,1995.3
[2] 惠延波,沙杰.加工中心的数控编程与操作技术 [M]. 北京:机械工业出版社2000.12
[3] 励德瑛.加工中心的发展趋势 [J]. 机车车辆工艺,1994,6
[4] 徐正平.CIMT2001 加工中心评述[J]. 制造技术与机床,2001,6
[5] 刘利. FPC-20VT 型立式加工中心[J]. 机械制造,1994,7
[6] 李洪. 实用机床设计手册 [M]. 沈阳:辽宁科学技术出版社,1999.1
[7] 刘跃南.机械系统设计[M].北京:机械工业出版社,1998.8
[8] Panasonic 交流伺服电机驱动器 MINASA 系列使用说明书
[9] 成大先.机械设计手册第四版第 2 卷[M]. 北京:化学工业出版社,2001.11
[10] 成大先.机械设计手册第四版第 3 卷[M]. 北京:化学工业出版社,2001.11
1 课题提出的背景与研究意义
1.1 课题研究背景
在数控机床移动式加工中移动部件和静止导轨之间存在着摩擦，这种摩擦的存在增加了驱动部件的功率损耗，降低了运动精度和使用寿命，增加了运动噪声和发热，甚至可能使精密部件变形，限制了机床控制精度的提高。由于摩擦与运动速度间存在非线性关系，特别是在低速微进给情况下，这种非线性关系难以把握，可能产生所谓的尺蠖运动方式或混沌不清的极限环现象，严重破坏了对微进给、高精度、高响应能力的进给性能要求。为此，把消除或减少摩擦的不良影响，作为提高机床技术水平的努力方向之一。该课题提出的将磁悬浮技术应用到数控机床加工中，即可以做到消除移动部件与静止导轨之间存在的摩擦及其不良影响。对提高我国机床工业水平及赶上或超过国际先进水平具有重大意义，且社会应用前景广阔。
1.2课题研究的意义
机床正向高速度、高精度及高度自动化方向发展。但在高速切削和高速磨削加工场合，受摩擦磨损的影响，传统的滚动轴承的寿命一般比较短，而磁悬浮轴承可以克服这方面的不足，磁悬浮轴承具有的高速、高精度、长寿命等突出优点，将逐渐带领机电行业走向一个没有摩擦、没有损耗、没有限速的崭新境界。超高速切削是一种用比普通切削速度高得多的速度对零件进行加工的先进制造技术，它以高加工速度、高加工精度为主要特征，有非常高的生产效率，磁悬浮轴承由于具有转速高、无磨损、无润滑、可靠性好和动态特性可调等突出优点，而被应用于超高速主轴系统中。要实现高速切削，必须要解决许多关键技术，其中最主要的就是高速切削主轴系统，而选择合理的轴承型式对实现其高转速至关重要。其中，磁悬浮轴承是高速切削主轴最理想的支承型式之一。磁悬浮轴承可以满足超高速切削技术对超高速主轴提出的性能要求。但它与普通滑动或滚动轴承的本质区别在于，系统开环不稳定，需要实施主动控制，而这恰恰使得磁悬浮轴承具有动特性可控的优点磁悬浮轴承是一个复杂的机电磁一体化产品，对其精确的分析研究是一项相当困难的工作，如果用实验验证则会碰到诸如经费大、周期长等困难，在目前国内情况下不能采取国外以试验为主的研究方法，主要从理论上进行研究，利用计算机软件对磁悬浮控制系统进行仿真是一种获得磁悬浮系统有关特征简便而有效的方法。这就是本课题的研究目的和意义。
2 本课题国内外的研究现状
磁悬浮轴承的应用与发展可以说是传统支承技术的革命。由于具有无机械接触和可实现主动控制两个显著的优点，主动磁悬浮轴承技术从一开始就引起了人们的重视。磁悬浮轴承的研究最早可追溯到1937年，Holmes和Beams利用交流谐振电路实现了对钢球的悬浮。自1988年起，国际上每两年举行一届磁悬浮轴承国际会议，交流和研讨该领域的最新研究成果；1990年瑞士联邦理工学院提出了柔性转子的研究问题，同年G.Schweitzer教授提出了数字控制问题；1998年瑞士联邦理工学院的R.Vuillemin和B.Aeschlimann等人提出了无传感器磁悬浮轴承。近十年，瑞士、美国、日本等国家研制的电磁悬浮轴承性能指标已经很高，并且已成功应用于透平机械、离心机、真空泵、机床主轴等旋转机械中，电磁悬浮轴承技术在航空航天、计算机制造、医疗卫生及电子束平版印刷等领域中也得到了广泛的应用。纵观2006年在洛桑和托里诺召开的第10界国际磁轴承研讨会，磁轴承主要应用研究为磁轴承在高速发动机、核高温反应堆（HTR-10GT）、人造心脏和回转仪等方面。国内在磁悬浮轴承技术方面的研究起步较晚，对磁悬浮轴承的研究起步于80年代初。
1983年上海微电机研究所采用径向被动、轴向主动的混合型磁悬浮研制了我国第一台全悬浮磁力轴承样机；1988年哈尔滨工业大学的陈易新等提出了磁力轴承结构优化设计的理论和方法，建立了主动磁力轴承机床主轴控制系统数学模型，这是首次对主动磁力轴承全悬浮机床主轴从结构到控制进行的系统研究；1998年，上海大学开发了磁力轴承控制器（600W）用于150m制氧透平膨胀机的控制；2000年清华大学与无锡开源机床集团有限公司合作，实现了内圆磨床磁力轴承电主轴的'工厂应用实验。目前，国内清华大学、西安交通大学、国防科技大学、哈尔滨工业大学、南京航空航天大学等等都在开展磁悬浮轴承方面的研究。2002年清华大学朱润生等对主动磁悬浮轴承主轴进行磨削试验，当转速60000r／min、法向磨削力100N左右时，精度达到小于8m的水平，精磨磨削效率基本达到工业应用水平。2003年6月，南京航空航天大学磁悬浮应用技术研究所研制的磁悬浮干燥机的性能指标已通过江苏省技术鉴定，向工业应用迈出了可喜的一步。2005年“济南磁悬浮工程技术研究中心”研制的磁悬浮轴承主轴设备，在济南第四机床厂做磨削试验，成功磨制出一个内圆孔工件，这是我国第一个用磁悬浮轴承主轴加工的工件。此项技术填补了国内空白。近几年来，由于微电子技术、信号处理技术和现代控制理论的发展，磁悬浮轴承的研究也取得了巨大进展。
从总体上看，磁悬浮轴承技术正向以下几个方向发展：
(1)理论分析更注重系统的转子动力学分析，更多地运用非线性理论对主动
磁悬浮转子系统的平衡点和稳定性进行分析；更注重建立系统的非线性耦合模型以求得更好的性能。
(2)注重系统的整体优化设计，不断提高其可靠性和经济性，以期获得磁悬浮轴承更加广泛的应用前景。
(3)控制器的实现越来越多的采用数字控制。为达到更高的性能要求，控制器的数字化、智能化、集成化成为必然的发展趋势。由于数字控制器的灵活性，各种现代控制理论的控制算法均在磁悬浮轴承上得到尝试。
(4)发展了多种新型磁悬浮轴承如：无传感器磁悬浮轴承、无轴承电机超导磁悬浮轴承、高温磁悬浮轴承。此外，磁悬浮机床主轴在各方面也有较大的发展空间如：高洁净钢材Z钢和EP钢的引入；陶瓷滚动体，重量比钢球轻40%；润滑技术的开发，对于高速切削液的主轴，油液和油雾润滑能有效防止切削液进入主轴；保持架的开发，聚合物保持架具有重量，自润滑及低摩擦系数的特点从应用的角度看，磁悬浮轴承的潜力尚未得到的发掘，而它本身也未达到替代其它轴承的水平，设计理论，控制方法等都有待研究和解决。
3 课题的研究目标与研究内容
3.1 研究目标
控制器是主动控制磁悬浮轴承研究的核心，因此正确选择控制方案和控制器参数，是磁悬浮轴承能够正常工作和发挥其优良性能的前提。该课题主要研究单自由度磁悬浮系统，其结构简单，性能评判相对容易、研究周期短，并且可以扩展到多自由度磁悬浮系统的研究。针对磁悬浮主轴系统的非线性以及在控制方面的特点，该课题探索出提高系统总体性能和动态稳定性的有效控制策略。
3.2 主要研究内容
（1）阐述课题的研究背景与意义，对国内外相关领域的研究状况进行综述。
（2）对磁悬浮机床主轴的动力学模型进行分析，并将其数值化、离散、解耦和降阶等，为后续研究
1、 目的及意义(含国内外的研究现状分析)
本人毕业设计的课题是”钢坯喷号机行走部件及总体设计”,并和我的一个同学(他课题是“钢坯喷号机喷号部件设计”)一起努力共同完成钢坯喷号机的设计。我们的目的是设计一种价格相对便宜，工作性能可靠的钢坯喷号机来取代用人工方法在钢坯上写编号。
对钢坯喷号是钢铁制造业必然需要存在的一个环节，这是为了实现质量管理和质量追踪。我们把生产钢坯对应的连铸机号、炉座号、炉号、流序号以及表示钢坯生产时间的时间编号共同组成每块钢坯的唯一编号，适当的写在钢坯的表面。这样就在钢铁厂的后续检验或在客户使用过程中，如果发现钢坯的质量有问题，就可以根据这个编号来追踪到生产这个钢坯的连铸机、炉座、炉号、流序及时间等重要信息，及早的发现并解决生产设备中存在的问题。
目前，在国外像日本、美国等一些发达国家已经实现了对钢坯的自动编号，虽然其辅助设备较多，价格较贵，但大大提高生产的自动化进程和效率。并且钢坯喷号机具有设备利用率高、位置精度高、可控制性能好等优点。而在国内，除了少数的几家大型钢铁企业(宝钢、鞍钢等)引进了自动钢坯喷号机，大部分的钢铁企业仍然处在人工编号的阶段。
实现钢坯喷号的机械化和自动化是提高生产效率和降低生产成本的重要途径之一，钢坯喷号机无论在国内还是国外都会有很大的市场。一方面因为人工的工艺流程不但浪费了大量的能量，而且打断了生产的自动化进程，从而致使生产效率降低，生产成本增加。另一方面由于生产钢坯的车间温度很高，有强烈的热辐射，同时还有大量的水蒸气和粉尘，因此对其中进行人工编号的工人的劳动强度非常大，并且对身体是一种摧残，容易得职业病。所以无论从那个方面看都急需一种价格相对便宜，工作性能可靠的钢坯喷号机来代替人工编号。
作为一个大学生，毕业设计对我来说是展示我大学四年学习成果的一个机会，也是对我的综合能力的一个考验。我本人对“钢坯喷号机行走部件及总体设计”的课题也非常感兴趣，我一定会努力完成这次毕业设计的。总的来说，钢坯喷号机对于钢铁厂和这次毕业设计对于我都是具有现实意义的。
2、基本内容和技术方案
本课题是基于机械设计与电子控制结合的技术来设计钢坯喷号机。经连连轧的钢坯规格为160mmx200mm的方形钢坯，用切割机割成定长，由300mm宽的输出通道送出。
1.基本内容
先拟定钢坯喷号机的总体方案，然后确定钢坯喷号机行走部件的传动方案及结构参数，最后画出钢坯喷号机行走部件的装配图以及零件图。
2.系统技术方案
(1)工作过程：启动机器PLC控制步进电机带动钢坯喷号机到相应的位置，按下启动键发送控制信号传到控制部件(PLC)，控制部件发出控制命令给执行部件(主要是行走部件及喷号部件，行走部件带动喷头靠近钢坯表面，然后喷头进行喷号)，喷号完成后喷头上升并清洗号码牌。再次移动喷号到下一个钢坯处。
(2)要求实现的功能：行走部件功能(喷号机整体左右的移动，喷号部件的上下前后移动，喷头的左右移动)、喷号部件功能(喷头喷号，清洗号码牌，号码牌的更换)。其中号码为(0—9)十个数字，号码可以变化更换。每个号码大小为35mmx15mm，号码间距为5mm。
(3)实现方案：
行走功能的实现：由于在钢坯上喷号并不需要很精确的定位，所以采用人工控制步进电机的方式移动整体喷号机来粗调。采用液压缸提供动力来推动喷号部件，并采用行程开关控制电机来实现喷号部件上下移动，下行程开关可以控制喷号部件与钢坯表面之间的间距和发出信号使喷头开始喷涂料并向右移动。采用液压缸推动，滚轮在导架上滚动的方式实现喷好机构的前后移动，并采用行程开关控制电机来实现喷头的左右移动，右行程开关可以控制喷头停止喷涂料并回到初始位置和喷号部件向上移动。
喷号功能的具体实现方案由和我一组的同学确定。
3、进度安排
3-4周 认真阅读和学习有关资料和知识，并翻译英文文献
5-7周 钢坯喷号机行走部件的传动方案及总体设计
8-9周 确定钢坯喷号机行走部件结果参数
10-13周 完成钢坯喷号机行走部件装配图及零件工作图
14-15周 准备并进行毕业答辩
1. 设计（或研究）的依据与意义
十字轴是汽车万向节上的重要零件，规格品种多，需求量大。目前，国内大多采用开式模锻和胎模锻工艺生产，其工艺过程为：制坯→模锻→切边。生产的锻件飞边大，锻件加工余量和尺寸公差大，因而材料利用率低；而且工艺环节多，锻件质量差，生产效率低。
相比之下，十字轴冷挤压成形的具有以下优点：
1、提高劳动生产率。用冷挤压成形工艺代替切削加工制造机械零件，能使生产率大大提高。
2、制件可获得理想的表面粗糙度和尺寸精度。冷挤压十字轴类零件的精度可达ITg---IT8级，表面粗糙度可达Ra O．2～1．6。因此，用冷挤压成形的十字轴类零件一般很少再切削加工，只需在要求特别高之处进行精磨。
3、提高零件的力学性能。冷挤压后金属的冷加工硬化，以及在零件内部形成合理的纤维流线分布，使零件的强度高于原材料的强度。
4、降低零件成本。冷挤压成形是利用金属的塑性变形制成所需形状的零件，因而能大量减少切削加工，提高材料的利用率，从而使零件成本大大降低。
2. 国内外同类设计（或同类研究）的概况综述
利用切削加工方法加工十字轴类零件，生产工序多，效率低，材料浪费严重，并且切削加工会破坏零件的金属流线结构。目前国内大多采用热模锻方式成形十字轴类零件，加热时产生氧化、脱碳等缺陷，必然会造成能源的浪费，并且后续的机加工不但浪费大量材料，产品的内在和外观质量并不理想。
采用闭式无飞边挤压工艺生产十字轴，锻件无飞边，可显着降低生产成本，提高产品质量和生产效率：
（1）不仅能节省飞边的金属消耗，还能大大减小或消除敷料，可以节约材料30﹪；由于锻件精化减少了切削加工量，电力消耗可降低30﹪；
（2）锻件质量显着提高，十字轴正交性好、组织致密、流线分布合理、纤维不被切断，扭转疲劳寿命指标平均提高2~3倍；
（3）由于一次性挤压成型，生产率提高25%.
数值模拟技术是CAE的关键技术。通过建立相应的数学模型，可以在昂贵费时的模具或附具制造之前，在计算机中对工艺的全过程进行分析，不仅可以通过图形、数据等方法直观地得到诸如温度、应力、载荷等各种信息，而且可预测存在的缺陷；通过工艺参数对不同方案的对比中总结出规律，进而实现工艺的优化。数值模拟技术在保证工件质量、减少材料消耗、提高生产效率、缩短试制周期等方面显示出无可比拟的优越性。
目前，用于体积成形工艺模拟的商业软件已有“Deform”、“Autoforge”等软件打入中国市场。其中，DEFORM软件是一套基于有限元的工艺仿真系统，用于分析金属成形及其相关工业的各种成形工艺和热处理工艺。DEFORM无需试模就能预测工业实际生产中的金属流动情况，是降低制造成本，缩短研发周期高效而实用的工具。二十多年来的工业实践清楚地证明了基于有限元法DEFORM有着卓越的准确性和稳定性，模拟引擎在大金属流动，行程载荷和产品缺陷预测等方面同实际生产相符保持着令人叹为观止的精度。
3. 课题设计（或研究）的内容
1）完成十字轴径向挤压工艺分析，完成模具总装图及零件图设计。
2）建立十字轴径向挤压成形模具的三维模型。
3）十字轴径向挤压成形过程数值模拟。
4）相关英文资料翻译。
4. 设计（或研究）方法
1）完成十字轴径向挤压成形工艺分析，绘制模具总装图及零件图。
2）写毕业论文建立十字轴径向挤压成形模具的三维模型。
3）完成十字轴径向挤压成形过程数值模拟。
4）查阅20篇以上与课题相关的文献。
5）完成12000字的论文。
6）翻译10000个以上英文印刷符号。
5. 实施计划
04-06周：文献检索，开题报告。
07-10周：进行工艺分析、绘制模具二维图及模具三维模型设计。
11-13周：进行数值模拟。
14-16周：撰写毕业论文。
17周：进行答辩。
一、毕业设计题目的背景
三级圆锥—圆柱齿轮减速器，第一级为锥齿轮减速，第二、三级为圆柱齿轮减速。这种减速器具有结构紧凑、多输出、传动效率高、运行平稳、传动比大、体积小、加工方便、寿命长等优点。因此，随着我国社会主义建设的飞速发展，国内已有许多单位自行设计和制造了这种减速器，并且已日益广泛地应用在国防、矿山、冶金、化工、纺织、起重运输、建筑工程、食品工业和仪表制造等工业部门的机械设备中，今后将会得到更加广泛的应用。
二、主要研究内容及意义
本文首先介绍了带式输送机传动装置的研究背景，通过对参考文献进行详细的分析，阐述了齿轮、减速器等的相关内容；在技术路线中，论述齿轮和轴的选择及其基本参数的选择和几何尺寸的计算，两个主要强度的验算等在这次设计中所需要考虑的一些技术问题做了介绍；为毕业设计写作建立了进度表，为以后的设计工作提供了一个指导。最后，给出了一些参考文献，可以用来查阅相关的资料，给自己的设计带来方便。
本次课题研究设计是大学生涯最后的学习机会，也是最专业的一次锻炼，它将使我们更加了解实际工作中的问题困难，也使我对专业知识又一次的全面总结，而且对实际的机械工程设计流程有一个大概的了解，我相信这将对我以后的工作有实质性的帮助。
三、实施计划
收集相关资料：20XX年4月10日——4月16日
开题准备： 4月17日——4月20日
确定设计方案：4月21日——4月28日
进行相关设计计算：4月28日——5月8日
绘制图纸：5月9日——5月15日
整理材料：5月15日——5月16日
编写设计说明书：5月17日——5月20日
准备答辩：
四、参考文献
[1] 王昆等 机械设计课程设计 高等教育出版社,1995.
[2] 邱宣怀 机械设计第四版 高等教育出版社,1997.
[3] 濮良贵 机械设计第七版 高等教育出版社,2000.
[4] 任金泉 机械设计课程设计 西安交通大学出版社,2002.
[5] 许镇宁 机械零件 人民教育出版社,1959.
[6] 机械工业出版社编委会 机械设计实用手册 机械工业出版社,2008
1. 设计（或研究）的依据与意义
十字轴是汽车万向节上的重要零件，规格品种多，需求量大。目前，国内大多采用开式模锻和胎模锻工艺生产，其工艺过程为：制坯→模锻→切边。生产的锻件飞边大，锻件加工余量和尺寸公差大，因而材料利用率低；而且工艺环节多，锻件质量差，生产效率低。
相比之下，十字轴冷挤压成形的具有以下优点：
1、增强劳动生产率。用冷挤压成形工艺代替切削加工制造机械零件，能使生产率大大增强。
2、制件可获得理想的表面粗糙度和尺寸精度。冷挤压十字轴类零件的精度可达ITg---IT8级，表面粗糙度可达Ra O．2～1．6。因此，用冷挤压成形的十字轴类零件一般很少再切削加工，只需在要求特别高之处进行精磨。
3、增强零件的力学性能。冷挤压后金属的冷加工硬化，以及在零件内部形成合理的纤维流线分布，使零件的强度高于原材料的强度。
4、降低零件成本。冷挤压成形是利用金属的塑性变形制成所需形状的零件，因而能大量减少切削加工，增强材料的利用率，从而使零件成本大大降低。
2. 国内外同类设计（或同类研究）的概况综述
利用切削加工方法加工十字轴类零件，生产工序多，效率低，材料浪费严重，并且切削加工会破坏零件的金属流线结构。目前国内大多采用热模锻方式成形十字轴类零件，加热时产生氧化、脱碳等缺陷，必然会造成能源的浪费，并且后续的机加工不但浪费大量材料，产品的内在和外观质量并不理想。
采用闭式无飞边挤压工艺生产十字轴，锻件无飞边，可显着降低生产成本，增强产品质量和生产效率：
（1）不仅能节省飞边的金属消耗，还能大大减小或消除敷料，可以节约材料30％；由于锻件精化减少了切削加工量，电力消耗可降低30％；
（2）锻件质量显着增强，十字轴正交性好、组织致密、流线分布合理、纤维不被切断，扭转疲劳寿命指标平均增强2~3倍；
（3）由于一次性挤压成型，生产率增强25%.
数值模拟技术是CAE的关键技术。通过建立相应的数学模型，可以在昂贵费时的模具或附具制造之前，在计算机中对工艺的全过程进行分析，不仅可以通过图形、数据等方法直观地得到诸如温度、应力、载荷等各种信息，而且可预测存在的缺陷；通过工艺参数对不同方案的对比中总结出规律，进而实现工艺的优化。数值模拟技术在保证工件质量、减少材料消耗、增强生产效率、缩短试制周期等方面显示出无可比拟的优越性。
目前，用于体积成形工艺模拟的商业软件已有“Deform”、“Autoforge”等软件打入中国市场。其中，DEFORM软件是一套基于有限元的工艺仿真系统，用于分析金属成形及其相关工业的各种成形工艺和热处理工艺。DEFORM无需试模就能预测工业实际生产中的金属流动情况，是降低制造成本，缩短研发周期高效而实用的工具。二十多年来的工业实践清楚地证明了基于有限元法DEFORM有着卓越的准确性和稳定性，模拟引擎在大金属流动，行程载荷和产品缺陷预测等方面同实际生产相符保持着令人叹为观止的精度。
3. 课题设计（或研究）的内容
1）完成十字轴径向挤压工艺分析，完成模具总装图及零件图设计。
2）建立十字轴径向挤压成形模具的三维模型。
3）十字轴径向挤压成形过程数值模拟。
4）相关英文资料翻译。
4. 设计（或研究）方法
1）完成十字轴径向挤压成形工艺分析，绘制模具总装图及零件图。
2）毕业论文建立十字轴径向挤压成形模具的三维模型。
3）完成十字轴径向挤压成形过程数值模拟。
4）查阅20篇以上与课题相关的文献。
5）完成12000字的论文。
6）翻译10000个以上英文印刷符号。
5. 实施计划
04-06周：文献检索，开题报告。
07-10周：进行工艺分析、绘制模具二维图及模具三维模型设计。
11-13周：进行数值模拟。
14-16周：撰写毕业论文。
17周：进行答辩。
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：使用年限8年，工作为二班工作制，载荷平稳，环境清洁。（2） 原始数据：滚筒圆周力F=1000N；带速V=2.0m/s；滚筒直径D=500mm；滚筒长度L=500mm。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=0.96×0.982×0.97×0.99×0.96=0.85(2)电机所需的工作功率：P工作=FV/1000η总=1000×2/1000×0.8412=2.4KW3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=60×1000V/πD=60×1000×2.0/π×50=76.43r/min按手册P7表1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’d=I’a×n筒=（6~24）×76.43=459~1834r/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：如指导书P15页第一表。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=960/76.4=12.572、分配各级伟动比（1） 据指导书P7表1，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=12.57/6=2.095四、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/minnII=nI/i带=960/2.095=458.2(r/min)nIII=nII/i齿轮=458.2/6=76.4(r/min)2、 计算各轴的功率（KW）PI=P工作=2.4KWPII=PI×η带=2.4×0.96=2.304KWPIII=PII×η轴承×η齿轮=2.304×0.98×0.96=2.168KW3、 计算各轴扭矩（N•mm）TI=9.55×106PI/nI=9.55×106×2.4/960=23875N•mmTII=9.55×106PII/nII=9.55×106×2.304/458.2=48020.9N•mmTIII=9.55×106PIII/nIII=9.55×106×2.168/76.4=271000N•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P83表5-9得：kA=1.2PC=KAP=1.2×3=3.9KW由课本P82图5-10得：选用A型V带（2） 确定带轮基准直径，并验算带速由课本图5-10得，推荐的小带轮基准直径为75~100mm则取dd1=100mm>dmin=75dd2=n1/n2•dd1=960/458.2×100=209.5mm由课本P74表5-4，取dd2=200mm实际从动轮转速n2’=n1dd1/dd2=960×100/200=480r/min转速误差为：n2-n2’/n2=458.2-480/458.2=-0.048<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P84式（5-14）得0. 7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)0. 7(100+200)≤a0≤2×(100+200)所以有：210mm≤a0≤600mm由课本P84式（5-15）得：L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)/4a0=2×500+1.57(100+200)+(200-100)2/4×500=1476mm根据课本P71表（5-2）取Ld=1400mm根据课本P84式（5-16）得：a≈a0+Ld-L0/2=500+1400-1476/2=500-38=462mm(4)验算小带轮包角α1=1800-dd2-dd1/a×57.30=1800-200-100/462×57.30=1800-12.40=167.60>1200（适用）（5）确定带的根数根据课本P78表（5-5）P1=0.95KW根据课本P79表（5-6）△P1=0.11KW根据课本P81表（5-7）Kα=0.96根据课本P81表（5-8）KL=0.96由课本P83式（5-12）得Z=PC/P’=PC/(P1+△P1)KαKL=3.9/(0.95+0.11) ×0.96×0.96=3.99(6)计算轴上压力由课本P70表5-1查得q=0.1kg/m，由式（5-18）单根V带的初拉力：F0=500PC/ZV（2.5/Kα-1）+qV2=[500×3.9/4×5.03×(2.5/0.96-1)+0.1×5.032]N=158.01N则作用在轴承的压力FQ，由课本P87式（5-19）FQ=2ZF0sinα1/2=2×4×158.01sin167.6/2=1256.7N2、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在，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P139表6-12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由式（6-15）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P138表6-10取φd=0.9(3)转矩T1T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×2.4/458.2=50021.8N•mm(4)载荷系数k由课本P128表6-7取k=1(5)许用接触应力[σH][σH]= σHlimZNT/SH由课本P134图6-33查得：σHlimZ1=570Mpa σHlimZ2=350Mpa由课本P133式6-52计算应力循环次数NLNL1=60n1rth=60×458.2×1×(16×365×8)=1.28×109NL2=NL1/i=1.28×109/6=2.14×108由课本P135图6-34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=570×0.92/1.0Mpa=524.4Mpa[σH]2=σHlim2ZNT2/SH=350×0.98/1.0Mpa=343Mpa故得：d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3=76.43[1×50021.8×(6+1)/0.9×6×3432]1/3mm=48.97mm模数：m=d1/Z1=48.97/20=2.45mm根据课本P107表6-1取标准模数：m=2.5mm(6)校核齿根弯曲疲劳强度根据课本P132（6-48）式σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH]确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ1=2.5×20mm=50mmd2=mZ2=2.5×120mm=300mm齿宽：b=φdd1=0.9×50mm=45mm取b=45mm b1=50mm(7)齿形系数YFa和应力修正系数YSa根据齿数Z1=20,Z2=120由表6-9相得YFa1=2.80 YSa1=1.55YFa2=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由课本图6-35C查得：σFlim1=290Mpa σFlim2 =210Mpa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=290×2×0.88/1.25Mpa=408.32Mpa[σF]2=σFlim2 YSTYNT2/SF =210×2×0.9/1.25Mpa=302.4Mpa将求得的各参数代入式（6-49）σF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1=(2×1×50021.8/45×2.52×20) ×2.80×1.55Mpa=77.2Mpa< [σF]1σF2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1=(2×1×50021.8/45×2.52×120) ×2.14×1.83Mpa=11.6Mpa< [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aa=m/2(Z1+Z2)=2.5/2(20+120)=175mm(10)计算齿轮的圆周速度VV=πd1n1/60×1000=3.14×50×458.2/60×1000=1.2m/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P235（10-2）式，并查表10-2，取c=115d≥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=22mm2、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=1.5mmII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）=93mmIII段直径d3=35mmL3=L1-L=50-2=48mmⅣ段直径d4=45mm由手册得：c=1.5 h=2c=2×1.5=3mmd4=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36mmⅤ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=50mm②求转矩：已知T2=50021.8N•mm③求圆周力：Ft根据课本P127（6-34）式得Ft=2T2/d2=50021.8/50=1000.436N④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Fr=Ft•tanα=1000.436×tan200=364.1N⑤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=182.05NFAZ=FBZ=Ft/2=500.2N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=182.05×50=9.1N•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=500.2×50=25N•m(4)绘制合弯矩图（如图d）MC=(MC12+MC22)1/2=(9.12+252)1/2=26.6N•m(5)绘制扭矩图（如图e）转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=48N•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=[26.62+(1×48)2]1/2=54.88N•m(7)校核危险截面C的强度由式（6-3）σe=Mec/0.1d33=99.6/0.1×413=14.5MPa< [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P235页式（10-2），表（10-2）取c=115d≥c(P3/n3)1/3=115(2.168/76.4)1/3=35.08mm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=300mm②求转矩：已知T3=271N•m③求圆周力Ft：根据课本P127（6-34）式得Ft=2T3/d2=2×271×103/300=1806.7N④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Fr=Ft•tanα=1806.7×0.36379=657.2N⑤∵两轴承对称∴LA=LB=49mm(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=657.2/2=328.6NFAZ=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P235得α=1Mec=[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16×365×8=48720小时1、计算输入轴承（1）已知nⅡ=458.2r/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P265（11-12）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、yFA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63根据课本P263表（11-8）得e=0.68FA1/FR1
目 录设计计划任务书 ﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎1传动方案说明﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎2电动机的选择﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎3传动装置的运动和动力参数﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎5传动件的设计计算﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎6轴的设计计算﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎8联轴器的选择﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎10滚动轴承的选择及计算﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎13键联接的选择及校核计算﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎14减速器附件的选择﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎15润滑与密封﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎16设计小结﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎16参考资料﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎171.拟定传动方案为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速nw,即v=1.1m/s;D=350mm;nw=60*1000*v/(∏*D)=60*1000*1.1/(3.14*350)一般常选用同步转速为1000r/min或1500r/min的电动机作为原动机，因此传动装置总传动比约为17或25。2.选择电动机1）电动机类型和结构形式按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y（IP44）系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。2）电动机容量（1）卷筒轴的输出功率PwF=2800r/min;Pw=F*v/1000=2800*1.1/1000(2)电动机输出功率PdPd=Pw/t传动装置的总效率 t=t1*t2^2*t3*t4*t5式中，t1,t2,…为从电动机到卷筒之间的各传动机构和轴承的效率。由表2－4查得：弹性联轴器 1个t4=0.99;滚动轴承 2对t2=0.99;圆柱齿轮闭式 1对t3=0.97;V带开式传动 1幅t1=0.95;卷筒轴滑动轴承润滑良好 1对t5=0.98;则t=t1*t2^2*t3*t4*t5=0.95*0.99^2*0.97*0.99*0.98＝0.8762故Pd=Pw/t=3.08/0.8762（3）电动机额定功率Ped由第二十章表20－1选取电动机额定功率ped=4KW。3）电动机的转速为了便于选择电动事，先推算电动机转速的可选范围。由表2－1查得V带传动常用传动比范围2~4，单级圆柱齿轮传动比范围3~6，可选电动机的最小转速Nmin=nw*6=60.0241*6=360.1449r/min可选电动机的最大转速Nmin=nw*24=60.0241*24=1440.6 r/min同步转速为960r/min选定电动机型号为Y132M1－6。4）电动机的技术数据和外形、安装尺寸由表20－1、表20－2查出Y132M1－6型电动机的方根技术数据和外形、安装尺寸，并列表刻录备用。电机型号 额定功率 同步转速 满载转速 电机质量 轴径mmY132M1-6 4Kw 1000 960 73 28大齿轮数比小齿轮数=101/19=5.31583．计算传动装置总传动比和分配各级传动比1）传动装置总传动比nm=960r/min;i=nm/nw=960/60.0241=15.99362）分配各级传动比取V带传动比为i1=3;则单级圆柱齿轮减速器比为i2=i/i1=15.9936/3=5.3312所得i2值符合一般圆柱齿轮和单级圆柱齿轮减速器传动比的常用范围。4．计算传动装置的运动和动力参数1）各轴转速电动机轴为0轴，减速器高速轴为Ⅰ轴，低速轴为Ⅱ轴，各轴转速为n0=nm;n1=n0/i1=60.0241/3=320r/minn2=n1/i2=320/5.3312=60.0241r/min2）各轴输入功率按机器的输出功率Pd计算各轴输入功率，即P0=Ped=4kw轴I 的功率P1=P0*t1=4*0.95=3.8kw轴II功率P2=P1*t2*t3=3.8*0.99*0.97=3.6491kw3）各轴转矩T0=9550*P0/n0=9550*4/960=39.7917 NmT1=9550*P1/n1=9550*3.8/320=113.4063 NmT2=9550*P2/n2=9550*3.6491/60.0241=580.5878 Nm二、设计带轮1、计算功率P=Ped=4Kw一班制，工作8小时，载荷平稳，原动机为笼型交流电动机查课本表8－10，得KA=1.1;计算功率Pc=KA*P=1.1*4＝4.4kw2选择普通V带型号n0 =960r/min根据Pc=4.4Kw，n0=960r/min,由图13-15（205页）查得坐标点位于A型d1=80~1003、确定带轮基准直径表8－11及推荐标准值小轮直径d1=100mm;大轮直径d2=d1*3.5=100*3.5=350mm取标准件d2=355mm;4、验算带速验算带速v=∏*d1*n0/60000=3.14*100*960/60000=5.0265m/s在5~25m/s范围内从动轮转速n22=n0*d1/d2=960*100/355=270.4225m/sn21=n0/3.5=960/3.5=274.2857m/s从动轮转速误差=(n22-n21)/n21=270.4225-274.2857/274.2857=-0.01415、V带基准长度和中心距初定中心距中心距的范围amin=0.75*(d1+d2)=0.75*(100+355)=341.2500mmamax=0.8*(d1+d2)=0.8*(100+355)=364mma0=350mm;初算带长Lc=2*a0+pi*(d1+d2)/2+(d2-d1)^2/4/a0Lc = 1461.2mm选定基准长度表8-7,表8-8查得Ld=1600mm;定中心距a0+(Ld-Lc)/2=(1600-1461.3)/2=419.4206mma=420mm;amin=a-0.015*Ld=420-0.015*1600=396mmamax=a+0.03*Ld=420+0.03*1600=468mm6、验算小带轮包角验算包角＝180-(d2-d1)*57.3/a=180-(355-100)*57.3/a145.2107 >120度 故合格7、求V带根数Z由式（13-15）得查得 n1=960r/min , d1=120mm查表13-3 P0=0.95由式13-9得传动比i=d2/(d1(1+0.0141)=350/(100*(1+0.0141)=3.5查表（13-4）得由包角145.21度查表13-5得Ka=0.92KL=0.99z=4.4/((0.95+0.05)*0.92*0.99)=38、作用在带上的压力F查表13-1得q=0.10故由13-17得单根V带初拉力三、轴初做轴直径：轴I和轴II选用45#钢 c=110d1=110*（3.8/320）^(1/3)=25.096mm取d1=28mmd2=110*(3.65/60)^（1/3）=43.262mm由于d2与联轴器联接，且联轴器为标准件，由轴II扭矩，查162页表取YL10YLd10联轴器Tn=630>580.5878Nm 轴II直径与联轴器内孔一致取d2=45mm四、齿轮1、齿轮强度由n2=320r/min,P=3.8Kw,i=3采用软齿面，小齿轮40MnB调质，齿面硬度为260HBS，大齿轮用ZG35SiMn调质齿面硬度为225HBS。因 ，SH1=1.1， SH2=1.1，，因： ， ，SF=1.3所以2、按齿面接触强度设计设齿轮按9级精度制造。取载荷系数K=1.5，齿宽系数小齿轮上的转矩按 计算中心距u=i=5.333mm齿数z1=19,则z2=z1*5.333=101模数m=2a/(z1+z2)=2.0667 取模数m＝2.5确定中心矩a=m(z1+z1)/2=150mm齿宽b=b1=70mm,b2=60mm3、验算弯曲强度齿形系数YF1=2.57，YF2=2.18按式（11-8）轮齿弯曲强度4、齿轮圆周速度按162页表11-2应选9做精度。与初选一致。五、轴校核：圆周力Ft=2T/d1径向力Fr=Ft*tan =20度 标准压力角d=mz=2.5*101=252.5mmFt=2T/d1=2*104.79/252.5=5852.5NFr=5852.5*tan20=2031.9N1、求垂直面的支承压力Fr1,Fr2由Fr2*L-Fr*L/2=0得Fr2=Fr/2=1015.9N2、求水平平面的支承力FH1=FH2=Ft/2=2791.2N3、画垂直面弯矩图L=40/2+40/2+90＋10=140mmMav＝Fr2*L/2＝1015.9*140/2=71.113Nm4、画水平面弯矩图MaH=FH*L/2=2791.2*140/2=195.384Nm5、求合成弯矩图6、求轴传递转矩T=Ft*d2/2=2791.2*2.5*101/2=352.389Nm7、求危险截面的当量弯矩从图可见a-a截面是最危险截面，其当量弯矩为轴的扭切应力是脉动循环应力取折合系数a=0.6代入上式可得8、计算危险截面处轴的直径轴的材料，用45#钢，调质处理，由表14-1查得由表13-3查得许用弯曲应力 ，所以考虑到键槽对轴的削弱，将轴的最小危险直径d加4%。故d=1.04*25.4=26.42mm由实际最小直径d=40mm,大于危险直径所以此轴选d=40mm,安全六、轴承的选择由于无轴向载荷，所以应选深沟球轴承6000系列径向载荷Fr=2031.9N，两个轴承支撑，Fr1=2031.9/2＝1015.9N工作时间Lh＝3*365*8=8760（小时）因为大修期三年，可更换一次轴承所以取三年由公式式中 fp=1.1,P=Fr1=1015.9N,ft=1 (工作环境温度不高)（深沟球轴承系列）由附表选6207型轴承七、键的选择选普通平键A型由表10-9按最小直径计算，最薄的齿轮计算b=14mm,h=9mm,L=80mm,d=40mm由公式所以选变通平键，铸铁键所以齿轮与轴的联接中可采用此平键。八、减速器附件的选择1、通气器：由于在外界使用，有粉尘，选用通气室采用M18 1.52、油面指示器：选用油标尺，规格M163、起吊装置：采用箱盖吊耳，箱座吊耳4、放油螺塞：选用外六角细牙螺塞及垫片M16 1.55、窥视孔及视孔盖选用板结构的视孔盖九、润滑与密封：1、齿轮的润滑：采用浸油润滑，由于低速级大齿轮的速度为：查《课程设计》P19表3-3大齿轮浸油深度为六分之一大齿轮半径，所以取浸油深度为30mm。2、滚动轴承的润滑采用飞溅润滑在箱座凸缘面上开设导油沟，并设挡油盘，以防止轴承旁齿轮啮合时，所挤出的热油溅入轴承内部，增加轴承的阻力。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L-AN15润滑油4、密封方式选取：选用凸缘式端盖，易于调整轴承间隙，采用端盖安装毡圈油封实现密封。轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承外径决定。设计小结：二、课程设计总结设计中运用了Matlab科学工程计算软件，用notebook命令调用MS—Word来完成设计说明书及设计总结，在设计过程中用了机械设计手册2.0 软件版辅助进行设计，翻阅了学过的各种关于力学，制图，公差方面的书籍，综合运用了这些知识，感觉提高许多，当然尤其是在计算机软件CAD 方面的运用，深切感到计算机辅助设计给设计人员带来的方便，各种设计，计算，制图全套完成。由于没有经验，第一次做整个设计工作，在设计过程中出现了一些错误比如线形，制图规格，零件设计中的微小计算错误等都没有更正，设计说明书的排版也比较混乱等等。对图层，线形不熟悉甚至就不确定自己画出的线，在出图到图纸上时实际上是什么样子都不知道 ，对于各种线宽度，没有实际的概念。再比如标注较混乱，还是因为第一次做整个设计工作，没有经验，不熟悉。这次设计的目的是掌握机械设计规律，综合运用学过的知识，通过设计计算，绘图以及运用技术标准，规范设计手册等有关设计资料进行全面的机械设计技能训练。目的已经达到，有许多要求、标准心中虽然明确理解掌握但是要全力，全面的应用在实际中，还有待于提高水平。特别感谢—程莉老师。参考资料目录[1]《机械设计基础》，机械工业出版社，任成高主编，2006年2月第一版；[2]《简明机械零件设计实用手册》，机械工业出版社，胡家秀主编，2006年1月第一版；[3]《机械设计-课程设计图册》，高等教育出版社，龚桂义主编，1989年5月第三版；[3]《设计手册软件》，网络上下载；[4] 湖南工院学生论坛----机械制图专栏---bbs.yeux.cnNw=60.0241r/minPw=3.08Kw效率t=0.8762Pd = 3.5150Ped=4Kwi=15.9936i1=3i2=5.3312n0=960r/minn1=320r/minn2=60.0241r/minP0=4KwP1=3.8KwP2=3.6491KwT0=39.7917NmT1=113.4063NmT2=589.5878NmKA=1.1Pc=4.4Kwd1=100mmd2=355mm初定中心距a0=350mmLc=1461.3mmLd=1600mm中心距a=420mmz=3根预紧力FQ＝274.3Nd1=28mmd2=45mmYL10YLd10T1=113.4063Nmm=2.5a=150mm=20度Ft=5582.5NFr=2031.9NFH1=FH2=2791.2NMav=71.113NmMaH=195.38NmMa＝216.16NmMe=457.15NmFr1=1015.9NLh=8760小时6207型b h L=14 9 80输送带拉力 F=2800 N输送带速度 V=1.1 m/s滚筒直径 D=350 mm
摘要 齿轮传动是现代机械中应用最广的一种传动形式。它是由齿轮、轴、轴承及箱体组成的减速装置，用于原动机和工作机或执行机构之间，起匹配转速和传递扭矩的作用。齿轮减速器的特点是效率高、寿命长、维护方便，因此应用广泛。本设计讲述了带式运输机的传动装置——二级圆柱齿轮减速器的设计过程。首先进行了传动方案的拟定选择V带和同轴式二级圆柱齿轮减速器为传动装置，然后进行减速器和v带的设计计算（电动机的选择、V带设计、齿轮传动设计、轴的结构设计、选择并验算联轴器、键的选择和校核和轴承的润滑、大齿轮加工工艺编制等内容）运用AutoCAD软件进行齿轮减速器的二维平面设计，完成齿轮减速器的二维零件图绘制和装配图的绘制。关键词：齿轮啮合 轴传动 传动比 传动效率
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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