第一篇：二級減速器畢業設計論文

人生最大的幸福，是發現自己愛的人正好也愛著自己。

濟源職業技術學院

畢 業 設 計

題目

二級直齒圓柱齒輪減速器 系別

機電系 專業

機電一體化

班級

機電0808 姓名

喬吉培 學號

08010813 指導教師

菅毅 日期

2010年12月

設計任務書 題目：

帶式運輸機傳動系統中的二級直齒圓柱齒輪減速器 設計要求：

1：運輸帶的有效拉力為F=2500N

2：運輸帶的工作速度為V=1.7m/s

3：卷筒直徑為D=300mm

5：兩班制連續單向運轉（每班8小時計算）載荷變化不大 室內有粉塵

6：工作年限十年（每年300天計算）小批量生產

設計進度要求：

第一周 擬定分析傳動裝置的設計方案：

第二周 選擇電動機

計算傳動裝置的運動和動力參數：

第三周 進行傳動件的設計計算 校核軸 軸承 聯軸器 鍵等：

第四周 繪制減速器的裝配圖：

第五周 準備答辯

指導教師（簽名）：

摘 要

齒輪傳動是現代機械中應用最廣的一種傳動形式 它由齒輪、軸、軸承及箱體組成的齒輪減速器 用于原動機和工作機或執行機構之間 起匹配轉速和傳遞轉矩的作用

齒輪減速器的特點是效率高、壽命長、維護簡便 因而應用極為廣泛

本設計講述了帶式運輸機的傳動裝置--二級圓柱齒輪減速器的設計過程 首先進行了傳動方案的評述 選擇齒輪減速器作為傳動裝置

然后進行減速器的設計計算（包括選擇電動機、設計齒輪傳動、軸的結構設計、選擇并驗算滾動軸承、選擇并驗算聯軸器、校核平鍵聯接、選擇齒輪傳動和軸承的潤滑方式九部分內容）運用AutoCAD軟件進行齒輪減速器的二維平面設計 完成齒輪減速器的二維平面零件圖和裝配圖的繪制

關鍵詞：齒輪嚙合 軸傳動 傳動比 傳動效率 目 錄

1、引言 1

2、電動機的選擇 2 2.1.電動機類型的選擇 2 2.2．電動機功率的選擇 2 2.3．確定電動機的轉速 2

3、計算總傳動比及分配各級的傳動比 4 3.1.總傳動比 4 3.2．分配各級傳動比 4

4、計算傳動裝置的傳動和動力參數 5 4.1.電動機軸的計算 5 4.2.Ⅰ軸的計算(減速器高速軸)5 4.3.Ⅱ軸的計算(減速器中間軸)5 4.4.Ⅲ軸的計算(減速器低速軸)6 4.5.Ⅳ軸的計算(卷筒軸)6

5、傳動零件V帶的設計計算 7 5.1.確定計算功率 7 5.2.選擇V帶的型號 7 5.3.確定帶輪的基準直徑dd1 dd2 7 5.4.驗算V帶的速度 7 5.5.確定V帶的基準長度Ld和實際中心距a 7 5.6.校驗小帶輪包角ɑ1 8 5.7.確定V帶根數Z 8 5.8.求初拉力F0及帶輪軸的壓力FQ 8 5.9.設計結果 9

6、減速器齒輪傳動的設計計算 10 6.1.高速級圓柱齒輪傳動的設計計算 10 6.2.低速級圓柱齒輪傳動的設計計算 11

7、軸的設計 14 7.1.高速軸的設計 14 7.2.中間軸的設計 15 7.3.低速軸的設計 16

8、滾動軸承的選擇 20

9、鍵的選擇 20

10、聯軸器的選擇 21

11、齒輪的潤滑 21

12、滾動軸承的潤滑 21

13、潤滑油的選擇 22

14、密封方法的選取 22 結 論 23 致 謝 24 參考文獻 25

1、引言

計算過程及說明國外減速器現狀

齒輪減速器在各行各業中十分廣泛地使用著 是一種不可缺少的機械傳動裝置

當前減速器普遍存在著體積大、重量大

或者傳動比大而機械效率過低的問國外的減速器 以德國、丹麥和日本處于領先地位 特別在材料和制造工藝方面占據優勢 減速器工作可靠性好 使用壽命長

但其傳動形式仍以定軸齒輪傳動為主 體積和重量問題 也未解決好 最近報導

日本住友重工研制的FA型高精度減速器 美國Jan-Newton公司研制的X-Y式減速器 在傳動原理和結構上與本項目類似或相近都為目前先進的齒輪減速器

當今的減速器是向著大功率、大傳動比、小體積、高機械效率以及使用壽命長的方向發展 因此

除了不斷改進材料品質、提高工藝水平外 還在傳動原理和傳動結構上深入探討和創新平動齒輪傳動原理的出現就是一例 減速器與電動機的連體結構 也是大力開拓的形式

并已生產多種結構形式和多種功率型號的產品 目前

超小型的減速器的研究成果尚不明顯 在醫療、生物工程、機器人等領域中 微型發動機已基本研制成功

美國和荷蘭近期研制分子發動機的尺寸在納米級范圍如能輔以納米級的減速器 則應用前景遠大

2、電動機的選擇

2.1.電動機類型的選擇

按已知的工作要求和條件

選用Y型全封閉籠型三相異步電動機

2.2．電動機功率的選擇

Pd=Fv/(1000ηηw)

由電動機的至工作機之間的總效率為

ηηw=η1η23η32η4η5η6

η

1、η

2、η

3、η

4、η

5、η6分別為帶的傳動、齒輪傳動的軸承、齒輪傳動、齒輪傳動聯軸器、卷筒軸的軸承、卷筒的效率

則ηηw=0.9630.99330.97230.9730.9830.96

=0.82

Pd=Fv/(1000ηηw)=250031.7／100030.82

=5.2kw 2.3．確定電動機的轉速

卷筒軸的工作轉速為

nW =60310003V／ΠD

=603100031.7／3003π

=108.28r／min

取V帶傳動比i 1=2 ~4 齒輪傳動比i2=8~40 則總傳動比為i總=16~160故電動機轉速的可選范圍

nd=i總3nW

=﹙16~160﹚3108.28r／min

=﹙1732~17325﹚r／min

符合這一范圍的同步轉速有3000 r／min 再根據計算出的容量

由參考文獻【1】 查得Y132s1-2符合條件

型號 額定功率 同步轉速 滿載轉速 Y132s1-2 5.5 kw 3000r／min 2900r／min

3、計算總傳動比及分配各級的傳動比 3.1.總傳動比

i總=n電動/nW=2900/108.28=26.78 3.2．分配各級傳動比

i1為V帶傳動的傳動比 i1的范圍（2~4）i1=2.5 i2為減速器高速級傳動比 i3為低速級傳動比

i4為聯軸器連接的兩軸間的傳動比 i4 =1 i總= i1 i2 i3 i4 i2 i3=26.78/2.5=10.71 i2=(1.3 i2 i3)1/2=3.7 i3=2.9

4、計算傳動裝置的傳動和動力參數 4.1.電動機軸的計算 n0=nm=2900r／min P0= Pd =5.2kw T0＝95503P0／n0 ＝955035.2／2900 =17.12N.m 4.2.Ⅰ軸的計算(減速器高速軸)n1=n0／i1 =2900／2.5 =1160r／min P1=P03η1 ＝5.230.96 ＝4.99kw T1＝95503P1／n1帶

＝955034.99／1160 ＝41.1N.m 4.3.Ⅱ軸的計算(減速器中間軸)n2=n1／i2 =1160／3.7 =313.51 r／min P2=P13η223η3 =4.9930.99230.97 =4.75kw T2＝95503P2／n2 ＝955034.75／313.51 ＝144.57 N.m 4.4.Ⅲ軸的計算(減速器低速軸)n3=n2／i3 =313.51／2.9 ＝108.11r／min P3＝P23η23η33η4 ＝4.7530.9930.9730.97 ＝4.42kw T3＝95503P3／n3 ＝955034.42／108.11 ＝390.53 N.m 4.5.Ⅳ軸的計算(卷筒軸)n4=n3＝108.11r／min P4＝P33η53η6 ＝4.4230.9830.96＝4.16kw T4＝95503P4／n4 ＝955034.16／108.11 ＝367.41 N.m

5、傳動零件V帶的設計計算 5.1.確定計算功率

PC=KA2P額=1.125.5=6.05 kw 5.2.選擇V帶的型號

由PC的值和主動輪轉速

由【1】圖8.12選A型普通V帶

5.3.確定帶輪的基準直徑dd1 dd2 由【1】表8.6和圖8.12 選取dd1＝80mm 且dd1＝80mm＞dmin＝75mm 大帶輪基準直徑為

dd2＝dd13n0／n1

=2900380／1160 ＝200mm 按【1】表8.3選取標準值dd2＝200mm 則實際傳動比i

i ＝dd2／dd1

＝200／80

＝2.5 主動輪的轉速誤差率在±5％內為允許值 5.4.驗算V帶的速度

V＝Π3dd13n0／60000 ＝12.14m／s 在5~25 m／s范圍內

5.5.確定V帶的基準長度Ld和實際中心距a 按結構設計要求初定中心距a0=500mm L0＝2 a0＋∏﹙dd1＋dd2﹚／2＋﹙dd2－dd1﹚2／4 a0 ＝1000＋∏3280／2＋1602／2000 =1446.8mm 由【1】表8.4選取基準長度Ld＝1400mm 實際中心距a為

a＝a0＋﹙Ld－L0﹚／2 ＝1000+﹙1400－1446.8﹚／2 ＝ 476.6mm 5.6.校驗小帶輪包角ɑ1 α＝[180°－﹙dd2－dd1﹚／a ] 357.3°

＝[180°－﹙200－80﹚／476.6] 357.3°

＝165.6°＞120° 合格

5.7.確定V帶根數Z Z≥Pc／[P0] ＝Pc／﹙P0＋ΔP0﹚3Kα3Kc P0＝[1.22＋﹙1.29－1.22﹚3﹙2900－2800﹚／﹙3200－2800﹚] ＝1.24kw ΔP0＝Kb3n03﹙1－1／Ki﹚

＝0.0010275329003﹙1－1／1.1373﹚

＝0.3573kw KL＝0.96 Kα＝0.97 Z＝6.05／﹙1.24＋0.3573﹚30.9730.96 ＝4.06 圓整得Z=4 5.8.求初拉力F0及帶輪軸的壓力FQ 由【1】表8.6查得q＝0.1kg／m F0＝5003Pc2.5／Kα－1﹚／z3V＋qV2 ＝113N 軸上壓力Fq為

Fq＝23F3z3sin165.6／2

＝23113343sin165.6／2 ＝894.93N 5.9.設計結果

選用4根A－1400GB／T11544－1997的V帶 中心距476.6mm 軸上壓力894.93N 帶輪直徑80mm和200mm

6、減速器齒輪傳動的設計計算

6.1.高速級圓柱齒輪傳動的設計計算 6.1.1.選擇齒輪材料及精度等級

小齒輪選用45號鋼調質 硬度為220~250HBS 大齒輪選用45號鋼正火 硬度為170~210HBS 因為是普通減速器 故選用9級精度 要求齒面粗糙度Ra≦3.2~6.3μm 6.1.2.按齒面接觸疲勞強度設計 T1=41.1N2m=41100N2mm 由【1】表10.11查得K=1.1 選擇齒輪齒數 小齒輪的齒數取25 則大齒輪齒數Z2=i22Z1=92.5 圓整得Z1=93 齒面為軟齒面

由【1】表10.20選取Ψd=1 由【1】圖10.24查得

σHLim1 =560 MPa σHLim2 =530 MPa 由表【1】10.10查得

SH=1 N1=60njLh=6031160313(103300316)＝3.343109 N2= N1／ i2=3.343109／3.7=9.083108 查【1】圖10.27知 ZNT1=0.9 ZNＴ２=1 [σH]1= ZNT13σHLim1／SH＝0.93560／1=504 MPa [σH]2= ZNT23σHLim2／SH＝13530／1 =530 MPa 故d1≧76.433[KT1﹙i2＋1﹚／Ψd3i23[σH]12]1／3 =76.433[1.13411003﹙3.7＋1﹚／133.735042]1／3 =46.62mm m= d1／Z1=46.62／25=1.86 由【1】表10.3知 標準模數 m=2 6.1.3.計算主要尺寸 d1=m Z1=2325=50mm d2=m Z2=2393=186mm b=Ψdd1=1350=50mm 小齒輪的齒寬取 b2=50mm 大齒輪的齒寬取 b1=55m a=m﹙Z1＋Z2﹚／2=23﹙25＋93／2=118m 6.1.4.按齒根彎曲疲勞強度校核

查【1】表10.13得 YF1 =2.65 YF2=2.18 應力修正系數YS 查【1】表10.14得 YS1=2.21 YS2=1.79 許用彎曲應力[σF] 由【1】圖10.25查得 σFlim1 =210 MPa σFlim2 =190 MPa 由【1】表10.10差得 SF=1.3 由【1】圖10.26查得 YNT1=YNT2=0.9 有公式(10.14)可得

[σF]1= YNT13σFlim1／SF =21030.9／1.3=145.38 MPa [σF]2= YNT23σFlim2／SF =19030.9／1.3=131.54 MPa 故 σF1 =2KT YF YS／bm2Z1=76.19MPa＜[σF]1=145.38MPa σF2 =σF13YF23YS2／YF13YS1＝76.1932.2131.79／2.6531.59 ＝71.53MPa＜[σF]2 ＝131.54MPa 所以齒根彎曲強度校核合格

6.1.5.檢驗齒輪圓周速度

V＝πd13n1／60000＝3.1435031160／60000＝3.03 m/s 由【1】表10.22可知選9級精度是合適的

6.2.低速級圓柱齒輪傳動的設計計算 6.2.1.選擇齒輪材料及精度等級

小齒輪選用45號鋼調質 硬度為220~250HBS 大齒輪選用45號鋼正火 硬度為170~210HBS 因為是普通減速器 故選用9級精度 要求齒面粗糙度Ra≦3.2~6.3μm 6.2.2.按齒面接觸疲勞強度設計

T2=144.57N2m=145000N2mm n2=313.51r／min 由【1】表10.11查得K=1.1 選擇齒輪齒數 小齒輪的齒數取31 則大齒輪齒數Z2=i32Z1=89.9 圓整得Z1=90 齒面為軟齒面

由【1】表10.20選取Ψd=1 由【1】圖10.24查得

σHLim1 =550 MPa σHLim2 =530 MPa 由表【1】10.10查得

SH=1 N1=60njLh=603313.51313(103300316)＝9.033108 N2= N1／ i3=9.033108／2.9=3.113108 查【1】圖10.27知 ZNT1=1 ZNＴ２=1.06 [σH]1= ZNT13σHLim1／SH＝13550／1=550 MPa [σH]2= ZNT23σHLim2／SH＝1.063530／1 =562 MPa 故d1≧76.433[KT1﹙i2＋1﹚／Ψd3i33[σH]12]1／3 =76.433[1.131450003﹙2.9＋1﹚／132.935502]1／3 =68.02mm m= d1／Z1=68.02／31=2.2 由【1】表10.3知 標準模數 m=2.5 6.2.3.計算主要尺寸 d1=m Z1=2.5331=77.5mm d2=m Z2=2.5390=225mm b=Ψdd1=1377.5=77.5mm 大齒輪的齒寬取 b2=80mm 小齒輪的齒寬取 b1=85mm a=m﹙Z1＋Z2﹚／2=23﹙31＋90)／2=151.25m 6.2.4.按齒根彎曲疲勞強度校核

查【1】表10.13得 YF1 =2.53 YF2=2.22 應力修正系數YS 查【1】表10.14得 YS1=1.64 YS2=1.79 許用彎曲應力[σF] 由【1】圖10.25查得 σFlim1 =210 MPa σFlim2 =190 MPa 由【1】表10.10差得 SF=1.3 由【1】圖10.26查得 YNT1=YNT2=1 有公式(10.14)可得

[σF]1= YNT13σFlim1／SF =21031／1.3=162 MPa [σF]2= YNT23σFlim2／SF =19031／1.3=146 MPa 故 σF1 =2KT YF YS／bm2Z1=85.4MPa＜[σF]1=162MPa σF2 =σF13YF23YS2／YF13YS1＝85.432.2231.79／2.5331.64 ＝81.8MPa＜[σF]2 ＝146MPa 所以齒根彎曲強度校核合格

6.2.5.檢驗齒輪圓周速度

V＝πd13n1／60000＝3.14377.53313.51／60000＝1.27 m/s 由【1】表10.22可知選9級精度是合適的

7、軸的設計

7.1.高速軸的設計

7.1.1.選擇軸的材料及熱處理

由已知條件知減速器傳遞的功率屬于小功率 對材料無特殊要求 故

選用45號鋼并經調質處理

7.1.2.按鈕轉強度估算直徑 根據表【1】表14.1得C＝107～118 P1=4.99Kw

又由式 d1≧C3﹙P1／n1﹚1／3 d1≧﹙107～118﹚3﹙4.99／1160﹚1／3＝17.5～19.35 mm 考慮到軸的最小直徑要連接V帶 會有鍵槽存在故將估算直徑加大3％ ～5％

取為18.03～20.32mm 由設計手冊知標準直徑為20mm 7.1.3.設計軸的直徑及繪制草圖 確定軸上零件的位置及固定方式 此軸為齒輪軸 無須對齒輪定位

軸承安裝于齒輪兩側的軸段采用軸肩定位 周向采用過盈配合

確定各軸段的直徑

由整體系統初定各軸直徑

軸頸最小處連接V帶d1=20mm d2=27mm 軸段3處安裝軸承d3=30mm 齒輪軸段d4=38mm d5=d3=30mm

確定各軸段的寬度

由帶輪的寬度確定軸段1的寬度

B=(Z-1)e+2f（由【1】表8.5得）B=63mm 所以b1=75mm；軸段2安裝軸承端蓋 b2取45mm 軸段

3、軸段5安裝軸承 由【2】附表10.2查的 選6206標準軸承 寬度為16mm b3=b5= 16mm；齒輪軸段由整體系統決定 初定此段的寬度為b4=175mm

按設計結果畫出草圖 如圖1-1

圖1-1 7.2.中間軸的設計

7.2.1.選擇軸的材料及熱處理

由已知條件知減速器傳遞的功率屬于小功率 對材料無特殊要求 故

選用45號鋼并經調質處理

7.2.2.按鈕轉強度估算直徑

根據表【1】表14.1得C＝107～118 P2=4.75Kw

又由式 d1≧C3﹙P2／n2﹚1／3 d1≧﹙107～118﹚3﹙4.75／313.51﹚1／3＝26.75～29.5 mm 由設計手冊知標準直徑為30mm 7.2.3.設計軸的直徑及繪制草圖 確定軸上零件的位置及固定方式 此軸安裝2個齒輪 如圖2-1所示 從兩邊安裝齒輪

兩邊用套筒進行軸向定位 周向定位采用平鍵連接 軸承安裝于齒輪兩側 軸向采用套筒定位 周向采用過盈配合固定

確定各軸段的直徑

由整體系統初定各軸直徑

軸段1、5安裝軸承 d1=30mm 軸段2、4安裝齒輪 d2=35mm 軸段3對兩齒輪軸向定位 d3=42mm d4=35mm d5=d1=30mm

確定各軸段的寬度 如圖2-1所示

由軸承確定軸段1的寬度 由【2】附表10.2查的 選6206標準軸承 寬度為16mm 所以b1= b5=33mm；軸段2安裝的齒輪輪轂的寬為85mm b2取83mm 軸段4安裝的齒輪輪轂的寬為50mm b4=48mm

按設計結果畫出草圖 如圖2-1

圖2-1

7.3.低速軸的設計

7.3.1.選擇軸的材料及熱處理

由已知條件知減速器傳遞的功率屬于小功率 對材料無特殊要求 故

選用45號鋼并經調質處理

由【1】表14.7查的強度極限σb＝650MP 再由表14.2得需用彎曲用力[σ﹣1b]＝60MPa

7.3.2.按鈕轉強度估算直徑

根據【1】表14.1得C＝107～118 P3=4.42Kw T3＝390.53 N.m n3＝108.11r／min 又由式 d1≧C3﹙P3／n3﹚1／3 d1≧﹙107～118﹚3﹙4.42／108.11﹚1／3＝37.45～41.3 mm 考慮到軸的最小直徑要安裝聯軸器 會有鍵槽存在故將估算直徑加大3％ ～5％

取為38.57～43.37mm 由設計手冊知標準直徑為40mm 7.3.3.設計軸的直徑及繪制草圖 確定軸上零件的位置及固定方式 如圖3-1所示

齒輪的左右兩邊分別用軸肩和套筒對其軸向固定 齒輪的周向固定采用平鍵連接 軸承安裝于軸段2和軸段6 處 分別用軸肩和套筒對其軸向固定 周向采用過盈配合固定

確定各軸段的直徑

由整體系統初定各軸直徑

軸頸最小處連接軸承d1=40mm 軸段2軸段6處安裝軸承d2=d6=45mm d3=53mm 軸段4對齒輪進行軸向定位 d4=63mm 軸段5安裝大齒輪 d5= 56mm

確定各軸段的寬度

由聯軸器的寬度確定軸段1的寬度 選用HL型彈性柱銷聯軸器

由【2】附表9.4查得選HL3型號

所以b1取94mm；軸段2安裝軸承端蓋和軸承 由【2】附表10.2查的 選6209標準軸承 寬度為b2取65mm 由整體系統確定軸段3取65mm b4=12.5mm 軸段5安裝的齒輪輪轂的寬為80mm b5=78mm 軸段6安裝軸承和套筒 b6=38.5mm

按設計結果畫出草圖 如圖3-1

7.3.4.按彎扭合成強度校核軸徑 畫出軸的受力圖（如圖3-2）

做水平面內的彎矩圖（如圖3-3）

圓周力 FT＝ 2T3／d＝39053032／225＝3471.38N 徑向力 Fr＝Fttanα＝3471.3830.364＝1263.58N 支點反力為 FHA＝L2FT／﹙L1＋L2﹚＝3471.383126／﹙68＋126﹚

＝2254.61N FHc＝L1FT／﹙L1＋L2﹚＝3471.38368／﹙68＋126﹚

＝1216.77N B-B截面的彎矩 MHB左＝FHA3L1＝2254.61368＝153313.48 N.mm MHB右＝FHC3L2＝1216.773126＝153313.02 N.mm 做垂直面內的彎矩圖（如圖3-4）

支點反力為FVA＝L2Fr／﹙L1＋L2）＝1263.583126／﹙68＋126﹚

＝820.58 N FVc＝L1Fr／﹙L1＋L2﹚＝1263.58368／﹙68＋126﹚

＝442.90 N B-B截面的彎矩 MVB左＝FVA3L1＝820.58368＝55806.24N.mm MVB右＝FVC3L2＝442.903126＝55805.40N.mm 做合成彎矩圖（如圖3-5）

合彎矩 Me左＝[﹙MHB左﹚2＋﹙MVB左﹚2 ]1／2

＝[﹙153313.48﹚2＋﹙55806.24﹚2] 1／2

＝ 163154.4 N.mm Me右＝[﹙MHB右﹚2＋﹙MVB右﹚2 ]1／2 ＝[﹙153313.02﹚2＋﹙55805.40﹚2] 1／2 ＝163153.68 N.mm 求轉矩圖

（如圖3-6）

T3＝95503P3／n3 ＝955034.42／108.11 ＝390.53 N.m 求當量彎矩

修正系數α＝0.6 Me＝[﹙M﹚2＋﹙αT﹚2]1／2＝285534.21 N.mm 確定危險截面及校核強度

σ eB＝Me／W＝285534.21／0.12（50）3＝16.26MPa 查【1】表14.2得知 滿足σ≦[σ﹣1b] ＝60MPa的條件 故設計的軸有足夠的強度 并有一定的余量

圖3-1

8、滾動軸承的選擇

軸 型號 d（mm）D（mm）B（mm）高速軸 6206 30 62 16 中間軸 6206 30 62 16 低速軸 6209 45 85 19

9、鍵的選擇

由【1】表14.8查得 選用A型普通平鍵 軸

軸徑（mm）鍵寬（mm）鍵高（mm）鍵長（mm）高速軸 20 6 6 60 中間軸 35 10 8 70 35 10 8 40 低速軸 40 12 8 84 56 16 10 68

10、聯軸器的選擇

低速軸和滾筒軸用聯軸器連接 由題意選LT型彈性柱銷聯軸器 由【2】附表9.4查得HL3聯軸器 型號

公稱扭矩（N2m）許用轉速（r／min）軸徑（mm）軸孔長度（mm）D（mm）HL3 630 5000 40 60 160

11、齒輪的潤滑

采用浸油潤滑 由于低速級周向速度低

所以浸油高度約為六分之一大齒輪半徑 取為35mm

12、滾動軸承的潤滑

如果減速器用的是滾動軸承

則軸承的潤滑方法可以根據齒輪或蝸桿的圓周速度來選擇：

圓周速度在2m／s～3m／s以上時 可以采用飛濺潤滑 把飛濺到箱蓋上的油

匯集到箱體剖分面上的油溝中 然后流進軸承進行潤滑 飛濺潤滑最簡單 在減速器中應用最廣 這時

箱內的潤滑油粘度完全由齒輪傳動決定

圓周速度在2m/s～3m/s以下時 由于飛濺的油量不能滿足軸承的需要 所以最好采用刮油潤滑

或根據軸承轉動座圈速度的大小選用脂潤滑或滴油潤滑 利用刮板刮下齒輪或蝸輪端面的油

并導入油溝和流入軸承進行潤滑的方法稱為刮油潤滑

13、潤滑油的選擇

采用脂潤滑時

應在軸承內側設置擋油環或其他內部密封裝置 以免油池中的油進入軸承稀釋潤滑脂

滴油潤滑有間歇滴油潤滑和連續滴油潤滑兩種方式 為保證機器起動時軸承能得到一定量的潤滑油 最好在軸承內側設置一圓缺形擋板 以便軸承能積存少量的油

擋板高度不超過最低滾珠(柱)的中心 經常運轉的減速器可以不設這種擋板

轉速很高的軸承需要采用壓力噴油潤滑

如果減速器用的是滑動軸承

由于傳動用油的粘度太高不能在軸承中使用 所以軸承潤滑就需要采用獨自的潤滑系統

這時應根據軸承的受載情況和滑動速度等工作條件選擇合適的潤滑方法和油的粘度

齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利 考慮到該裝置用于小型設備 選用L-AN15潤滑油

14、密封方法的選取

選用凸緣式端蓋易于調整

采用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇型密封圈實現密封

密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為（F）B25-42-7-ACM（F）B70-90-10-ACM 軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑決定

結 論

我們的設計是自己獨立完成的一項設計任務 我們工科生作為祖國的應用型人才

將來所從事的工作都是實際的操作及高新技術的應用

所以我們應該培養自己市場調查、收集資料、綜合應用能力 提高計算、繪圖、實驗這些環節來鍛煉自己的技術應用能力

本次畢業設計針對“二級圓柱齒輪減速器設計”的要求 在滿足各種參數要求的前提下 拿出一個具體實際可行的方案 因此我們從實際出發 認真的思考與篩選

經過一個多月的努力終于有了現在的收獲 回想起來

在創作過程中真的是酸甜苦辣咸味味俱全 有時為了實現一個參數翻上好幾本資料 然而也不見得如人心愿 在制作的過程中 遇到了很多的困難 通過去圖書館查閱資料 上網搜索

還有和老師與同學之間的討論、交流 最終實現了這些問題較好的解決

由齒輪、軸、軸承及箱體組成的齒輪減速器 用于原動機和工作機或執行機構之間 起匹配轉速和傳遞轉矩的作用 在現代機械中應用極為廣泛

本次設計的是帶式運輸機用的二級圓柱齒輪減速器 首先熟悉題目 收集資料 理解題目

借取一些工具書

進行了傳動方案的評述

選擇齒輪減速器作為傳動裝置

然后進行減速器的設計計算（包括選擇電動機、設計齒輪傳動、軸的結構設計、選擇并驗算滾動軸承、選擇并驗算聯軸器、校核平鍵聯接、選擇齒輪傳動和軸承的潤滑方式九部分內容）然后用AutoCAD進行傳統的二維平面設計

完成圓柱齒輪減速器的平面零件圖和裝配圖的繪制 通過畢業設計

樹立正確的設計思想

培養綜合運用機械設計課程和其他先修課程的理論與生產實際知識來分析和解決機械設計問題的能力及學習機械設計的一般方法和步驟 掌握機械設計的一般規律

進行機械設計基本技能的訓練：例如計算、繪圖、查閱資料和手冊、運用標準和規范 進行計算機輔助設計和繪圖的訓練

通過這次畢業設計的學習和研究 我們開拓了視野

掌握了設計的一般步驟和方法

同時這三年來所學的各種專業知識又得到了鞏固 同時

這次畢業設計又涉及到計算、繪圖等 讓我們又學到很多新的知識 但畢竟我們所學的知識有限

本設計的好多地方還等待更改和完善

致 謝

短暫的畢業設計是緊張而有效的 在掌握了三年所業學的專知識后

自己能夠綜合的運用并能完成自己和同學擬訂的畢業設計 這也是對自己所學專業知識的考察和溫習

雖然這是第一次全面的從完成由構思到設計完成 我從中也學到了很多

綜合運用了課本知識

再加上實際生產所用到的一些設計工藝 認真的對自己設計的數據進行計算和核對

嚴格按照設計的步驟和自己已經標出的設計過程來進行計算 這些都是自己在設計中所能獲得的好處

雖然在計算的過程中也遇到了很多在課本中沒有遇到過的問題 這些都是在實際生產中所要考慮到的細節問題 而自己往往都會遺漏這樣的設計

但在畢業設計指導老師高清冉老師指導下

她給出我們在設計中必須及在實際中所要考慮到的細節的講解 使我體會到了理論聯系實踐的重要性 另外在設計的過程中需要用大量的數據 而這些數據都是計算得來的

因此需要翻閱大量的相關設計的文獻

所以我在學校圖書館里認真的查閱并記錄了數據 再進行數次的核對最終有了正確的設計數據

畢業設計能夠順利的完成與高老師的指導是分不開的 遇到的問題和自己不能設計的步驟 都是在高老師的講解下得到滿意的答案

從而加快了自己設計的進度和設計的正確性、嚴謹性 對學校要求的設計格式

高老師也反復的檢查每一個格式和布局的美觀 這樣我們才能設計出符合標準的設計

時間就這樣在自己認真設計的過程中慢慢的過去了 幾周的時間過的是有效和充實的

到最后看到自己設計的題目完成后心情是非常喜悅的 因為這凝結了自己辛苦的勞動和指導老師的指導 所以說這次和同學完成設計收獲甚多

最后在對高老師感激的同時

也要對在百忙中認真評閱我們設計的學院領導表示感謝 你們豐富的專業知識能給我們提出很多可行的方案 所以我由衷的表示謝意！

參考文獻 【1】 陳立德

機械設計基礎.第3版.高等教育出版社出版 2007 【2】 陳立德

機械設計課程設計.第3版.高等教育出版社 2007 【3】 杜白石

機械設計課程設計.西北農林科技大學機電學院 2003 【4】 龔桂義

機械設計課程設計指導書.北京：高等教育出版社 1996 【5】 吳宗澤

機械設計課程設計手冊.第2版.北京：高等教育出版社 1999 【6】 朱文堅

機械設計課程設計.第2版.華南理工大學出版社 2004 【7】 汪樸澄

機械設計基礎.第1版.人民教育出版社出版 1977 ?? ?? ?? ?? 1

濟源職業技術學院畢業設計

II

濟源職業技術學院畢業設計

第二篇：二級減速器課程設計

目 錄

一．設計任務書……………………………………………………1 二．傳動方案的擬定及說明………………………………………3 三．電動機的選擇…………………………………………………3 四．計算傳動裝置的運動和動力參數……………………………4 五．傳動件的設計計算……………………………………………5 六．軸的設計計算…………………………………………………14 七．滾動軸承的選擇及計算………………………………………26 八．箱體內鍵聯接的選擇及校核計算……………………………27 九．連軸器的選擇…………………………………………………27 十．箱體的結構設計………………………………………………29

十一、減速器附件的選擇……………………………………………30

十二、潤滑與密封……………………………………………………31

十三、設計小結………………………………………………………32

十四、參考資料………………………………………………………33

第三篇：二級減速器的課程設計

二級減速器的課程設計 減速器, 課程, 設計

第一章 二級斜齒輪減速器結構及其計算

3.1 設計任務

設計帶式運輸機的減速傳動裝置；

（1）已知條件：運輸帶工作拉力F=5100N，運輸帶工作速度V=1.1m/s，卷筒直徑D=350mm.（2）傳動裝置簡圖，如下：

圖 3-3.1

(3)相關情況說明

工作條件：一班制連續單向運轉，載荷平穩，室內工作有粉塵；

使用壽命：十年（大修期三年）；

生產條件：中等規模機械廠，可加工7-8級精度齒輪。

動力來源：電力，三相交流（220/380V）；

運輸帶速度允許誤差 5%。3.2傳統方法設計設計過程

1.總體傳動方案

初步確定傳動系統總體方案如圖3-3.1所示。二級圓柱斜齒輪減速器（展開式）。傳動裝置的總效率ηa

＝0.972×0.983×0.99×0.98＝0.86；

η =0.97為齒輪的效率（齒輪為8級精度），η =0.98為軸承的效率（磙子軸承），η =0.99為彈性聯軸器的效率，=0.98為剛性聯軸器

2.電動機的選擇

電動機所需工作功率為： P0＝Pw/ηa＝5.61/0.86=6.5kw 卷筒軸工作轉速為n＝60.02r/min，經查表按推薦的傳動比合理范圍，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比i ＝8～40，則總傳動比合理范圍為i ＝8～40，電動機轉速的可選范圍為n ＝i ×n＝（8～40）×60.02＝480～2400r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選定型號為Y160M—6的電動機，額定功率為7.5kW，額定電流17.0A，滿載轉速n ＝970 r/min，同步轉速1000r/min。

3.傳動裝置的總傳動比和傳動比分配

（1）總傳動比

由選定的電動機滿載轉速n 和工作機主動軸轉速n，可得傳動裝置總傳動比為i ＝n /n＝

970/60.02＝16.16（2）傳動裝置傳動比分配 i＝i =16.16為減速器的傳動比。（3）分配減速器各級傳動比

考慮潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相近，查的i1=4.85,i2=i/i1=3.33

4.傳動裝置運動和動力參數的計算

（1）各軸轉速

Ⅰ軸 nI＝n =970r/min Ⅱ軸 nII＝nI/ i1＝200 r/min Ⅲ軸 nIII＝nII/ i2＝60.06 r/min

卷筒軸 nIV=nIII=60.06

（2）各軸輸入功率

Ⅰ軸 PI＝P0×η3＝6.5×0.99＝6.44 kW Ⅱ軸 PII＝PI×η1×η2＝6.44×0.97×0.98＝6.12 kW Ⅲ軸 PIII＝PII×η1×η2＝6.12×0.97×0.98＝5.82 kW 卷筒軸 PIV= PIII×η2× =5.82×0.98×0.98=5.59 kW

（3）各軸輸入轉矩

電動機軸輸出轉矩 T0=9550×P0/ n =63.99 N.m

Ⅰ軸 TI＝T0×η3=63.35 N.m Ⅱ軸 TII＝TI×i1×η1×η2=292.07 N.m Ⅲ軸 TIII＝TII×i2×η1×η2=924.55 N.m

卷筒軸 TIV= TIII×η2× =887.94 N.m

5.齒輪的設計計算

（一）高速級齒輪傳動的設計計算 １．齒輪材料，熱處理及精度

考慮此減速器的功率及現場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪

（1）齒輪材料及熱處理

小齒輪材料為45鋼（調質），齒面硬度為240HBS，大齒輪材料為45鋼（常化），齒面硬

度為200HBS，２．初步設計齒輪傳動的主要尺寸

因為硬齒面齒輪傳動，具有較強的齒面抗點蝕能力，故先按齒根彎曲疲勞強度設計，再校

核持面接觸疲勞強度。

（1）計算小齒輪傳遞的轉矩T1＝63.35N?m

（2）確定齒數z 因為是硬齒面，故取z1＝25，z2＝i1 z1＝4.85×25＝121 傳動比誤差 i＝u＝z2/ z1＝121/25＝4.84 Δi＝（4.85-4.84）/4.85＝0.21％ 5％，允許

（3）初選齒寬系數

按非對稱布置，由表查得 ＝1

（4）初選螺旋角

初定螺旋角 ＝12（5）載荷系數K 載荷系數K＝KA K V K K =1×1.17×1.4×1.37＝2.24

（6）齒形系數Y 和應力修正系數Y 查得Y ＝2.58 Y ＝2.16 Y ＝1.599 Y ＝1.81

（7）重合度系數Y 端面重合度近似為 ＝1.69，重合度系數為Y ＝0.684

（8）螺旋角系數Y

縱向重合度系數 =1.690，Y ＝0.89

（9許用彎曲應力

安全系數由表查得S ＝1.25 工作壽命兩班制，7年，每年工作300天

小齒輪應力循環次數N1＝60nkt ＝60×271.47×1×7×300×2×8＝5.473×10 大齒輪應力循環次數N2＝N1/u＝5.473×10 /6.316＝0.866×10 查圖得壽命系數 ,;實驗齒輪的應力修正系數 ,查圖取尺寸系數

許用彎曲應力

比較 , 取

(10)計算模數

按GB/T1357-1987圓整為標準模數,取

(11)初算主要尺寸 初算中心距 ,取a=355mm

修正螺旋角 分度圓直徑 齒寬 ,取 , ，齒寬系數(12)驗算載荷系數

圓周速度 查得 按，查得，又因，查圖得，則K＝1.6，又Y =0.930，Y =0.688。從而得

滿足齒根彎曲疲勞強度。3．校核齒面接觸疲勞強度（1）載荷系數，，（2）確定各系數 材料彈性系數 查表得 節點區域系數 查圖得 重合度系數 查圖得 螺旋角系數（3）許用接觸應力 試驗齒輪的齒面接觸疲勞極限 , 壽命系數 查圖得，；工作硬化系數 ；

安全系數 查表得 ；尺寸系數 查表得，則許用接觸應力為：

取

（4）校核齒面接觸強度，滿足齒面接觸疲勞強度的要求。

（二）低速級齒輪傳動的設計計算 １．齒輪材料，熱處理及精度

考慮此減速器的功率及現場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪

（1）齒輪材料及熱處理

大小齒輪材料為45鋼。調質后表面淬火，齒面硬度為40～50HRC。經查圖，取 ＝ ＝

1200MPa，＝ ＝370Mpa。

（2）齒輪精度

按GB/T10095－1998，選擇６級，齒根噴丸強化。

２．初步設計齒輪傳動的主要尺寸

因為硬齒面齒輪傳動，具有較強的齒面抗點蝕能力，故先按齒根彎曲疲勞強度設計，再校

核持面接觸疲勞強度。

（10）計算小齒輪傳遞的轉矩 ＝ kN?m

（11）確定齒數z 因為是硬齒面，故取z ＝33，z ＝i z ＝3.92×33＝129 傳動比誤差 i＝u＝z / z ＝129/33＝3,909

Δi＝ ＝0.28％ 5％，允許（12）初選齒寬系數

按非對稱布置，由表查得 ＝0.6

（13）初選螺旋角

初定螺旋角 ＝12（14）載荷系數K 使用系數K 工作機輕微沖擊，原動機均勻平穩，所以查表得K ＝1.25 動載荷系數K 估計齒輪圓周速度v＝0.443m/s 查圖得K ＝1.01;齒向載荷分布系數K 預估齒寬b＝80mm 查圖得K ＝1.171，初取b/h＝6，再查圖得K ＝

1.14

齒間載荷分配系數 查表得K ＝K ＝1.1 載荷系數K＝K K K K =1.25×1.01×1.1×1.14＝1.58

（15）齒形系數Y 和應力修正系數Y 當量齒數 z ＝z /cos ＝19/ cos ＝35.26

z ＝z /cos ＝120/ cos ＝137.84 查圖得Y ＝2.45 Y ＝2.15 Y ＝1.65 Y ＝1.83

（16）重合度系數Y 端面重合度近似為 ＝【1.88-3.2×（）】cos ＝【1.88－3.2×（1/33＋1/129）】×cos12

＝1.72 ＝arctg（tg /cos）＝arctg（tg20 /cos12）＝20.41031

＝11.26652 因為 ＝ /cos，則重合度系數為Y ＝0.25+0.75 cos / ＝0.669

（17）螺旋角系數Y 軸向重合度 ＝ ＝1.34,取為1

Y ＝1－ ＝0.669（18）許用彎曲應力

安全系數由表查得S ＝1.25 工作壽命兩班制，7年，每年工作300天

小齒輪應力循環次數N1＝60nkt ＝60×43.09×1×7×300×2×8＝8.687×10

大齒輪應力循環次數N2＝N1/u＝8.687×10 /3.909＝2.22×10 查圖得壽命系數 ,;實驗齒輪的應力修正系數 ,查圖取尺寸系數

許用彎曲應力

比較 , 取

(10)計算模數

按GB/T1357-1987圓整為標準模數,取

(11)初算主要尺寸

初算中心距 ,取a=500mm

修正螺旋角 分度圓直徑 齒寬 ,取 , ，齒寬系數(12)驗算載荷系數

圓周速度 查得 按，查得，又因，查圖得，則K＝1.611，又Y =0.887，Y =0.667。從而得

滿足齒根彎曲疲勞強度。3．校核齒面接觸疲勞強度（5）載荷系數，，（6）確定各系數 材料彈性系數 查表得 節點區域系數 查圖得 重合度系數 查圖得 螺旋角系數（7）許用接觸應力 試驗齒輪的齒面接觸疲勞極限 壽命系數 查圖得，；工作硬化系數 ；

安全系數 查表得 ；尺寸系數 查表得，則許用接觸應力為：

取

（8）校核齒面接觸強度，滿足齒面接觸疲勞強度的要求。二.具體二級齒輪減速器軸的方案設計

（1）高速軸I材料為20CrMnTi,經調質處理，硬度為241~286HBS，查得對稱循環彎曲許用應力。按扭轉強度計算，初步計算軸徑，取

由于軸端開鍵槽，會削弱軸的強度，故需增大軸徑5%~7%，取最小軸徑

（2）軸II材料為45鋼，經調質處理，硬度為217~255HBS，查得對稱循環彎曲許用應力。

按扭轉強度計算，初步計算軸徑，取，取安裝小齒輪處軸徑

（3）軸III材料為40Cr，經調質處理，硬度為241~286HBS，查得對稱循環彎曲許用應力。

按扭轉強度計算，初步計算軸徑，取

由于軸端開鍵槽，會削弱軸的強度，故需增大軸徑5%~7%，取最小軸徑

軸I，軸II，軸III的布置方案與具體尺寸分別如圖2—8，圖2—9，圖2—10所示。

圖2—8

圖2—9

圖2—10

第三節 軸承的選擇及壽命計算

（一）第一對軸承 齒輪減速器高速級傳遞的轉矩

具體受力情況見圖3—1（1）軸I受力分析 齒輪的圓周力 齒輪的徑向力 齒輪的軸向力（2）計算軸上的支反力 經計算得垂直面內

圖3—1

水平面內（3）軸承的校核 初選軸承型號為32014 輕微沖擊，查表得沖擊載荷系數 ① 計算軸承A受的徑向力

軸承B受的徑向力 ②計算附加軸向力 查表得3000型軸承附加軸向力

則 軸承A，軸承B ③計算軸承所受軸向載荷

由于，即B軸承放松，A軸承壓緊

由此得 ④計算當量載荷 軸承A e=0.43，則 , 軸承B e=0.43，則 ⑤軸承壽命 計算 因，按軸承B計算

（二）第二對軸承 齒輪減速器低速級傳遞的轉矩

具體受力情況見圖3—2（1）軸II受力分析 齒輪的圓周力 齒輪的徑向力 齒輪的軸向力（2）計算軸上的支反力 經計算得垂直面內

水平面內（3）軸承的校核 初選軸承型號為32928 輕微沖擊，查表得沖擊載荷系數 ①計算軸承A受的徑向力 軸承B受的徑向力 ②計算附加軸向力 查表得3000型軸承附加軸向力

則 軸承A，軸承B ③計算軸承所受軸向載荷 由于，即B軸承放松，A軸承壓緊

由此得 ④計算當量載荷 軸承A e=0.36，則 , 軸承B e=0.36，則

⑤軸承壽命 計算 因，按軸承A計算

圖3—2

（三）第三對軸承 具體受力情況見圖3—3（1）軸III受力分析 齒輪的圓周力 齒輪的徑向力 齒輪的軸向力

（2）計算軸上的支反力 經計算得垂直面內

水平面內（3）軸承的校核 初選軸承型號為32938 輕微沖擊，查表得沖擊載荷系數 ①計算軸承A受的徑向力 軸承B受的徑向力 ②計算附加軸向力 查表得3000型軸承附加軸向力

則 軸承A，軸承B ③計算軸承所受軸向載荷，即B軸承放松，A軸承壓緊由此得 ④計算當量載荷 軸承A e=0.48，則 , 軸承B e=0.48，則 ⑤軸承壽命 計算 因，按軸承B計算

圖3—3

由于

試設計一帶式輸送機減速器的斜齒圓柱齒輪傳動。已知輸入功率P1＝40kW，小齒輪轉速n1＝960r/min，齒數比u＝3.2，由電動機驅動，工作壽命15年（設每年工作300天），兩班制，帶式輸送機工作平穩，轉向不變，試設計此傳動。

[解]

1．選精度等級、材料及齒數

1)材料及熱處理仍按直齒輪傳動例題：大、小齒輪都選用硬齒面。由表1選得大、小齒輪的材料均為40Cr，并經調質及表面淬火，齒面硬度為48～55HRC；

2)精度等級仍選7級精度；

3)仍選小齒輪齒數z1=24，大齒輪齒數z2=77；

4)初選螺旋角β＝14°

2．按齒面接觸強度設計

齒面接觸強度計算公式為：

1)確定公式內的各計算數值

(1)試選Kt=1.6。

(2)由圖10查取區域系數ZH=2.433。

(3)由圖8查得端面重合度

εα1=0.78，εα2=0.87，則 εα=εα1+εα2=1.65。

(4)許用接觸應力 =1041.5 MPa。

2)計算

(1)試算小齒輪分度圓直徑d1t

mm =60.49 mm

(2)計算圓周速度

(3)計算齒寬b及模數mnt

h=2.25 mnt=5.51mm b/h=9.88

(4)計算縱向重合度εβ

(5)計算載荷系數K

已知使用系數 =l。

根據v=3.04m/s,7級精度，由圖5查得動載系數 =l.11；

由表4查得接觸強度計算用的齒向載荷分布系數 =1.41； 由圖6查得彎曲強度計算的齒向載荷分布系數 =1.37。

由表3查得齒間載荷分配系數 = =1.2。

故載荷系數

(6)按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑

(7)計算模數mn

3．按齒根彎曲強度設計

由式

1)確定計算參數

(1)計算載荷系數

(2)根據縱向重合度 =1.713，從圖9查得螺旋角影響系數Yβ=0.8。

(3)計算當量齒數

(4)查取齒形系數

由表5查得YFa1=2.592；YFa2=2.2l1

(5)查取應力校正系數

由表5查得Ysa1=1.596；Ysa2=1.774

(6)計算大、小齒輪的 并加以比較

小齒輪的數值大。

2）設計計算

對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法向模數mn略大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法向模數，按表12，取標準模數mn=2.5mm，可滿足彎曲強度。為滿足接觸疲勞強度，按接觸強度算得的分度圓直徑d1=63.83mm，由

，取z1=25，則z2=uz1=80。

4.幾何尺寸計算

1)計算中心距

將中心距圓整為135mm。

2)按圓整后的中心距修正螺旋角

因β改變不多，故參數εα,Kβ,ZH等不必修正。

3)計算大、小齒輪的分度圓直徑

4)計算齒輪寬度

圓整后取B2=58mm；B1=63mm。

5.結構設計

以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑>16Omm，而又小于5OOmm，故以選用腹板式結構為宜。其它有關尺寸按圖11薦用的結構尺寸設計(尺寸計算從略)，并繪制大齒輪零件圖(從略)。

第四篇：二級減速器開題報告

課程設計開題報告

題目：二級圓柱齒輪減速器設計

姓名： 學號： 專業年級：

指導教師：

二○一四年十月七日

一、選題的依據及意義：

隨著社會的發展和人民生活水平的提高，人們對產品的需求是多樣化的，這就決定了未來的生產方式趨向多品種、小批量。在各行各業中十分廣泛地使用著齒輪減速器，它是一種不可缺少的機械傳動裝置.它是機械設備的重要組成部分和核心部件。目前，國內各類通用減速器的標準系列已達數百個，基本可滿足各行業對通用減速器的需求。國內減速器行業重點骨干企業的產品品種、規格及參數覆蓋范圍近幾年都在不斷擴展，產品質量已達到國外先進工業國家同類產品水平，承擔起為國民經濟各行業提供傳動裝置配套的重任，部分產品還出口至歐美及東南亞地區，推動了中國裝配制造業發展。

圓柱齒輪減速器是一種使用非常廣泛的機械傳動裝置。減速器是用于原動機與工作機之間的獨立的傳動裝置，用來降低轉速和增大轉矩，以滿足工作需要。在現代機械中應用極為廣泛，具有品種多、批量小、更新換代快的特點。目前生產的各種類型的減速器還存在著體積大、重量重、承載能力低、成本高和使用壽命短等問題，與國外先進產品相比還有較大的差距。對減速器進行優化設計，選擇最佳參數是提高承載能力、減輕重量和降低成本等各項指標的一種重要途徑。目的： 通過設計熟悉機器的具體操作，增強感性認識和社會適應能力，進一步鞏固、深化已學過的理論知識，提高綜合運用所學知識發現問題、解決問題的能力。學習機械設計的一般方法，掌握通用機械零件、機械傳動裝置或簡單機械的設計原理和過程。對所學技能的訓練，例如：計算、繪圖、查閱設計資料和手冊，運用標準和規范等。學會利用多種手段(工具)解決問題，如：在本設計中可選擇CAD等制圖工具。了解減速器內部齒輪間的傳動關系。意義： 通過設計，培養學生理論聯系實際的工作作風，提高分析問題、解決問題的獨立工作能力；通過實習，加深學生對專業的理解和認識，為進一步開拓專業知識創造條件，鍛煉動手動腦能力，通過實踐運用鞏固了所學知識，加深了解其基本原理

二、國內外研究概況及發展趨勢（含文獻綜述）：

1、國外減速器技術發展簡況

齒輪減速器在各行各業中十分廣泛地使用著，是一種不可缺少的機械傳動裝置。當前減速器普遍存在著體積大、重量大，或者傳動比大而機械效率過低的問題。國外的減速器，以德國、丹麥和日本處于領先地位，特別在材料和制造工藝方面占據優勢，減速器工作可靠性好，使用壽命長。但其傳動形式仍以定軸齒輪傳動為主，體積和重量問題，也未解決好。最近報導，日本住友重工研制的FA型高精度減速器，美國Alan-Newton公司研制的X-Y式減速器，在傳動原理和結構上與本項目類似或相近，都為目前先進的齒輪減速器。當今的減速器是向著大功率、大傳動比、小體積、高機械效率以及使用壽命長的方向發展。因此，除了不斷改進材料品質、提高工藝水平外，還在傳動原理和傳動結構上深入探討和創新，平動齒輪傳動原理的出現就是一例。減速器與電動機的連體結構，也是大力開拓的形式，并已生產多種結構形式和多種功率型號的產品。

目前，超小型的減速器的研究成果尚不明顯。在醫療、生物工程、機器人等領域中，微型發動機已基本研制成功，美國和荷蘭近期研制的分子發動機的尺寸在納米級范圍，如能輔以納米級的減速器，則應用前景遠大。

2、國內減速器技術發展簡況

國內的減速器多以齒輪傳動、蝸桿傳動為主，但普遍存在著功率與重量比小，或者傳動比大而機械效率過低的問題。另外，材料品質和工藝水平上還有許多弱點，特別是大型的減速器問題更突出，使用壽命不長。國內使用的大型減速器(500kw以上)，多從國外(如丹麥、德國等)進口，花去不少的外匯。60年代開始生產的少齒差傳動、擺線針輪傳動、諧波傳動等減速器具有傳動比大，體積小、機械效率高等優點?。但受其傳動的理論的限制，不能傳遞過大的功率，功率一般都要小于40kw。由于在傳動的理論上、工藝水平和材料品質方面沒有突破，因此，沒能從根本上解決傳遞功率大、傳動比大、體積小、重量輕、機械效率高等這些基本要求。90年代初期，國內出現的三環(齒輪)減速器，是一種外平動齒輪傳動的減速器，它可實現較大的傳動比，傳遞載荷的能力也大。它的體積和重量都比定軸齒輪減速器輕，結構簡單，效率亦高。由于該減速器的三軸平行結構，故使功率/體積(或重量)比值仍小。且其輸入軸與輸出軸不在同一軸線上，這在使用上有許多不便。北京理工大學研制成功的“內平動齒輪減速器”不僅具有三環減速器的優點外，還有著大的功率/重量(或體積)比值，以及輸入軸和輸出軸在同一軸線上的優點，處于國內領先地位。國內有少數高等學校和廠礦企業對平動齒輪傳動中的某些原理做些研究工作，發表過一些研究論文，在利用擺線齒輪作平動減速器開展了一些工作。

二、平動齒輪減速器工作原理簡介,平動齒輪減速器是指一對齒輪傳動中，一個齒輪在平動發生器的驅動下作平面平行運動，通過齒廓間的嚙合，驅動另一個齒輪作定軸減速轉動，實現減速傳動的作用。平動發生器可采用平行四邊形機構，或正弦機構或十字滑塊機構。本成果采用平行四邊形機構作為平動發生器。平動發生器可以是虛擬的采用平行四邊形機構，也可以是實體的采用平行四邊形機構。有實用價值的平動齒輪機構為內嚙合齒輪機構，因此又可以分為內齒輪作平動運動和外齒輪作平動運動兩種情況。外平動齒輪減速機構，其內齒輪作平動運動，驅動外齒輪并作減速轉動輸出。該機構亦稱三環(齒輪)減速器。由于內齒輪作平動，兩曲柄中心設置在內齒輪的齒圈外部，故其尺寸不緊湊，不能解決體積較大的問題。?內平動齒輪減速，其外齒輪作平動運動，驅動內齒輪作減速轉動輸出。由于外齒輪作平動，兩曲柄中心能設置在外齒輪的齒圈內部，大大減少了機構整體尺寸。由于內平動齒輪機構傳動效率高、體積小、輸入輸出同軸線，故由廣泛的應用前景。?

三、本項目的技術特點與關鍵技術? 1.本項目的技術特點,本新型的“內平動齒輪減速器”與國內外已有的齒輪減速器相比較，有如下特點：(1)傳動比范圍大，自I=10起，最大可達幾千。若制作成大傳動比的減速器，則更顯示出本減速器的優點。(2)傳遞功率范圍大：并可與電動機聯成一體制造。(3)結構簡單、體積小、重量輕。比現有的齒輪減速器減少1/3左右。(4)機械效率高。嚙合效率大于95%，整機效率在85%以上，且減速器的效率將不隨傳動比的增大而降低，這是別的許多減速器所不及的。(5)本減速器的輸入軸和輸出軸是在同一軸線上

三、研究內容及實驗方案：

研究內容：

1.采用復合形法，以體積最小為目標進行減速器優化設計；

2.與常規設計結果進行比較分析；

3.繪制減速器裝配圖及主要零件圖。

實驗方案：

1.收集有關資料寫開題報告

2.以減速器體積最小為目標函數建立優化設計的數學模型

3．采用復合型法編寫優化設計程序、計算

4.計算減速器各項尺寸，并進行結果分析

5.運用OUT-CAD繪制減速器裝配圖及主要零件圖

6.撰寫設計總結

四、目標、主要特色及工作進度

目標：本課題以減速器體積最小為目標函數，設計減速器的最優參數，繪制減速器裝配圖及主要零件圖。

主要特色：減速器體積小，重量輕，承載能力提高，降低成本 工作安排：

1.收集資料、開題報告、外文翻譯

2.建立優化設計的數學模型

3．編寫優化設計程序、計算

4.減速器常規設計計算、結果分析

5.繪制減速器裝配圖及主要零件圖

6.撰寫設計總結

7.答辯準備及論文答辯

五、預期結果

1、一份減速器設計任務書；

2、一減速器設計說明說；

3、一張減速器裝配圖；

六、參考文獻

【1】璞良貴，紀名剛主編.機械設計.第八版.北京：高等教育出版社

【2】唐增寶 常建娥主編.機械設計課程設計.第4版武漢：華中科技大學出版社 【3】孫靖民主編.機械優化設計.第三版.北京：機械工業出版社 【4】王昆等主編.機械設計課程設計手冊.北京：機械工業出版社 【5】楊黎明主編.機械零件設計手冊.北京：國防工業出版社

第五篇：二級減速器課程設計心得體會

導語：這是我第一次用匯編語言來設計一個小程序，歷時一周終于完成，其間有不少感觸。以下是小編整理二級減速器課程設計心得體會的資料，歡迎閱讀參考。

首先就是借鑒.魯迅先生曾說過要“拿來”，對，在這次課程設計中，就要“拿來”不少子程序，比如將ascii碼轉換成bcd碼，將bcd碼轉換成壓縮bcd碼，將壓縮bcd碼轉換成ascii碼等，這些子程序的設計是固定的，因此可以直接從指導資料中調用，至于設置光標的子程序，只需要修改幾個參數就可以，這大大方便了我的設計，為我節省了很多的時間。還有就是指導老師提供的資料很重要.這次課程設計的大部分程序，都可以在李老師提供的資料中找到，這對我的程序設計很有幫助，從這些資料中，我可以看出這個時鐘程序的基本流程，修改一些程序就可以實現這個時鐘的基本功能，添加一些程序就可以實現這個時鐘的附加功能，可以說，如果沒有李老師提供的源程序，我將面臨很大的困難。

一、設計的目的和意義

ⅱ設計的目的：

1、熟悉鞏固所學的理論知識與實踐技能。

2、學習掌握工程初步設計的基本技能。

3、培養學生查閱技術資料的能力，培養學生綜合運用所學理論知識和實踐知識獨立完成課題的工作能力。

ⅱ、設計的意義：

數字鐘是一種用數字電路技術實現時、分、秒計時的裝置，與機械式時鐘相比具有更高的準確性和直觀性，且無機械裝置，具有更長的使用壽命，因此得到了廣泛的使用。數字鐘從原理上講是一種典型的數字電路，其中包括了組合邏輯電路和時序電路。

因此，我們此次設計數字鐘就是為了了解數字中的原理，從而學會制作數字鐘。而且通過數字鐘的制作進一步的了解各種在制作中用到的中小規模集成電路的作用及使用方法。且由于數字鐘包括組合邏輯電路和時序電路。通過它可以進一步學習和掌握各種組合邏輯電路和時序電路的原理與

二、設計原理

數字電子鐘由信號發生器、“時、分、秒”計數器、譯碼器及顯示器、校時電路、整點報時電路等組成。秒信號產生器是整個系統的時基信號，它直接決定計時系統的精度，一般用555構成的振蕩器加分頻器來實現。將標準秒脈沖信號送入“秒計數器”，該計數器采用60進制計數器，每累計60秒發出一個“分脈沖”信號，該信號將作為“分計數器”的時鐘脈沖。“分計數器”也采用60進制計數器，每累計60分，發出一個“時脈沖”信號，該信號將被送到“時計數器”。“時計數器”采用24進制計數器，可以實現一天24h的累計。譯碼顯示電路將“時、分、秒”計數器的輸出狀態經七段顯示譯碼器譯碼，通過六位led顯示器顯示出來。整點報時電路是根據計時系統的輸出狀態產生一個脈沖信號，然后去觸發音頻發生器實現報時。校時電路是來對“時、分、秒”顯示數字進行校對調整。