二级减速器毕业设计论文

第一篇：二级减速器毕业设计论文

人生最大的幸福，是发现自己爱的人正好也爱着自己。

济源职业技术学院

毕 业 设 计

题目

二级直齿圆柱齿轮减速器 系别

机电系 专业

机电一体化

班级

机电0808 姓名

乔吉培 学号

08010813 指导教师

菅毅 日期

2010年12月

设计任务书 题目：

带式运输机传动系统中的二级直齿圆柱齿轮减速器 设计要求：

1：运输带的有效拉力为F=2500N

2：运输带的工作速度为V=1.7m/s

3：卷筒直径为D=300mm

5：两班制连续单向运转（每班8小时计算）载荷变化不大 室内有粉尘

6：工作年限十年（每年300天计算）小批量生产

设计进度要求：

第一周 拟定分析传动装置的设计方案：

第二周 选择电动机

计算传动装置的运动和动力参数：

第三周 进行传动件的设计计算 校核轴 轴承 联轴器 键等：

第四周 绘制减速器的装配图：

第五周 准备答辩

指导教师（签名）：

摘 要

齿轮传动是现代机械中应用最广的一种传动形式 它由齿轮、轴、轴承及箱体组成的齿轮减速器 用于原动机和工作机或执行机构之间 起匹配转速和传递转矩的作用

齿轮减速器的特点是效率高、寿命长、维护简便 因而应用极为广泛

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评述 选择齿轮减速器作为传动装置

然后进行减速器的设计计算（包括选择电动机、设计齿轮传动、轴的结构设计、选择并验算滚动轴承、选择并验算联轴器、校核平键联接、选择齿轮传动和轴承的润滑方式九部分内容）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平面零件图和装配图的绘制

关键词：齿轮啮合 轴传动 传动比 传动效率 目 录

1、引言 1

2、电动机的选择 2 2.1.电动机类型的选择 2 2.2．电动机功率的选择 2 2.3．确定电动机的转速 2

3、计算总传动比及分配各级的传动比 4 3.1.总传动比 4 3.2．分配各级传动比 4

4、计算传动装置的传动和动力参数 5 4.1.电动机轴的计算 5 4.2.Ⅰ轴的计算(减速器高速轴)5 4.3.Ⅱ轴的计算(减速器中间轴)5 4.4.Ⅲ轴的计算(减速器低速轴)6 4.5.Ⅳ轴的计算(卷筒轴)6

5、传动零件V带的设计计算 7 5.1.确定计算功率 7 5.2.选择V带的型号 7 5.3.确定带轮的基准直径dd1 dd2 7 5.4.验算V带的速度 7 5.5.确定V带的基准长度Ld和实际中心距a 7 5.6.校验小带轮包角ɑ1 8 5.7.确定V带根数Z 8 5.8.求初拉力F0及带轮轴的压力FQ 8 5.9.设计结果 9

6、减速器齿轮传动的设计计算 10 6.1.高速级圆柱齿轮传动的设计计算 10 6.2.低速级圆柱齿轮传动的设计计算 11

7、轴的设计 14 7.1.高速轴的设计 14 7.2.中间轴的设计 15 7.3.低速轴的设计 16

8、滚动轴承的选择 20

9、键的选择 20

10、联轴器的选择 21

11、齿轮的润滑 21

12、滚动轴承的润滑 21

13、润滑油的选择 22

14、密封方法的选取 22 结 论 23 致 谢 24 参考文献 25

1、引言

计算过程及说明国外减速器现状

齿轮减速器在各行各业中十分广泛地使用着 是一种不可缺少的机械传动装置

当前减速器普遍存在着体积大、重量大

或者传动比大而机械效率过低的问国外的减速器 以德国、丹麦和日本处于领先地位 特别在材料和制造工艺方面占据优势 减速器工作可靠性好 使用寿命长

但其传动形式仍以定轴齿轮传动为主 体积和重量问题 也未解决好 最近报导

日本住友重工研制的FA型高精度减速器 美国Jan-Newton公司研制的X-Y式减速器 在传动原理和结构上与本项目类似或相近都为目前先进的齿轮减速器

当今的减速器是向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向发展 因此

除了不断改进材料品质、提高工艺水平外 还在传动原理和传动结构上深入探讨和创新平动齿轮传动原理的出现就是一例 减速器与电动机的连体结构 也是大力开拓的形式

并已生产多种结构形式和多种功率型号的产品 目前

超小型的减速器的研究成果尚不明显 在医疗、生物工程、机器人等领域中 微型发动机已基本研制成功

美国和荷兰近期研制分子发动机的尺寸在纳米级范围如能辅以纳米级的减速器 则应用前景远大

2、电动机的选择

2.1.电动机类型的选择

按已知的工作要求和条件

选用Y型全封闭笼型三相异步电动机

2.2．电动机功率的选择

Pd=Fv/(1000ηηw)

由电动机的至工作机之间的总效率为

ηηw=η1η23η32η4η5η6

η

1、η

2、η

3、η

4、η

5、η6分别为带的传动、齿轮传动的轴承、齿轮传动、齿轮传动联轴器、卷筒轴的轴承、卷筒的效率

则ηηw=0.96³0.993³0.972³0.97³0.98³0.96

=0.82

Pd=Fv/(1000ηηw)=2500³1.7／1000³0.82

=5.2kw 2.3．确定电动机的转速

卷筒轴的工作转速为

nW =60³1000³V／ΠD

=60³1000³1.7／300³π

=108.28r／min

取V带传动比i 1=2 ~4 齿轮传动比i2=8~40 则总传动比为i总=16~160故电动机转速的可选范围

nd=i总³nW

=﹙16~160﹚³108.28r／min

=﹙1732~17325﹚r／min

符合这一范围的同步转速有3000 r／min 再根据计算出的容量

由参考文献【1】 查得Y132s1-2符合条件

型号 额定功率 同步转速 满载转速 Y132s1-2 5.5 kw 3000r／min 2900r／min

3、计算总传动比及分配各级的传动比 3.1.总传动比

i总=n电动/nW=2900/108.28=26.78 3.2．分配各级传动比

i1为V带传动的传动比 i1的范围（2~4）i1=2.5 i2为减速器高速级传动比 i3为低速级传动比

i4为联轴器连接的两轴间的传动比 i4 =1 i总= 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、计算传动装置的传动和动力参数 4.1.电动机轴的计算 n0=nm=2900r／min P0= Pd =5.2kw T0＝9550³P0／n0 ＝9550³5.2／2900 =17.12N.m 4.2.Ⅰ轴的计算(减速器高速轴)n1=n0／i1 =2900／2.5 =1160r／min P1=P0³η1 ＝5.2³0.96 ＝4.99kw T1＝9550³P1／n1带

＝9550³4.99／1160 ＝41.1N.m 4.3.Ⅱ轴的计算(减速器中间轴)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轴的计算(减速器低速轴)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轴的计算(卷筒轴)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、传动零件V带的设计计算 5.1.确定计算功率

PC=KA²P额=1.1²5.5=6.05 kw 5.2.选择V带的型号

由PC的值和主动轮转速

由【1】图8.12选A型普通V带

5.3.确定带轮的基准直径dd1 dd2 由【1】表8.6和图8.12 选取dd1＝80mm 且dd1＝80mm＞dmin＝75mm 大带轮基准直径为

dd2＝dd1³n0／n1

=2900³80／1160 ＝200mm 按【1】表8.3选取标准值dd2＝200mm 则实际传动比i

i ＝dd2／dd1

＝200／80

＝2.5 主动轮的转速误差率在±5％内为允许值 5.4.验算V带的速度

V＝Π³dd1³n0／60000 ＝12.14m／s 在5~25 m／s范围内

5.5.确定V带的基准长度Ld和实际中心距a 按结构设计要求初定中心距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选取基准长度Ld＝1400mm 实际中心距a为

a＝a0＋﹙Ld－L0﹚／2 ＝1000+﹙1400－1446.8﹚／2 ＝ 476.6mm 5.6.校验小带轮包角ɑ1 α＝[180°－﹙dd2－dd1﹚／a ] ³57.3°

＝[180°－﹙200－80﹚／476.6] ³57.3°

＝165.6°＞120° 合格

5.7.确定V带根数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 圆整得Z=4 5.8.求初拉力F0及带轮轴的压力FQ 由【1】表8.6查得q＝0.1kg／m F0＝500³Pc2.5／Kα－1﹚／z³V＋qV2 ＝113N 轴上压力Fq为

Fq＝2³F³z³sin165.6／2

＝2³113³4³sin165.6／2 ＝894.93N 5.9.设计结果

选用4根A－1400GB／T11544－1997的V带 中心距476.6mm 轴上压力894.93N 带轮直径80mm和200mm

6、减速器齿轮传动的设计计算

6.1.高速级圆柱齿轮传动的设计计算 6.1.1.选择齿轮材料及精度等级

小齿轮选用45号钢调质 硬度为220~250HBS 大齿轮选用45号钢正火 硬度为170~210HBS 因为是普通减速器 故选用9级精度 要求齿面粗糙度Ra≦3.2~6.3μm 6.1.2.按齿面接触疲劳强度设计 T1=41.1N²m=41100N²mm 由【1】表10.11查得K=1.1 选择齿轮齿数 小齿轮的齿数取25 则大齿轮齿数Z2=i2²Z1=92.5 圆整得Z1=93 齿面为软齿面

由【1】表10.20选取Ψd=1 由【1】图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】图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 标准模数 m=2 6.1.3.计算主要尺寸 d1=m Z1=2³25=50mm d2=m Z2=2³93=186mm b=Ψdd1=1³50=50mm 小齿轮的齿宽取 b2=50mm 大齿轮的齿宽取 b1=55m a=m﹙Z1＋Z2﹚／2=2³﹙25＋93／2=118m 6.1.4.按齿根弯曲疲劳强度校核

查【1】表10.13得 YF1 =2.65 YF2=2.18 应力修正系数YS 查【1】表10.14得 YS1=2.21 YS2=1.79 许用弯曲应力[σF] 由【1】图10.25查得 σFlim1 =210 MPa σFlim2 =190 MPa 由【1】表10.10差得 SF=1.3 由【1】图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 所以齿根弯曲强度校核合格

6.1.5.检验齿轮圆周速度

V＝πd1³n1／60000＝3.14³50³1160／60000＝3.03 m/s 由【1】表10.22可知选9级精度是合适的

6.2.低速级圆柱齿轮传动的设计计算 6.2.1.选择齿轮材料及精度等级

小齿轮选用45号钢调质 硬度为220~250HBS 大齿轮选用45号钢正火 硬度为170~210HBS 因为是普通减速器 故选用9级精度 要求齿面粗糙度Ra≦3.2~6.3μm 6.2.2.按齿面接触疲劳强度设计

T2=144.57N²m=145000N²mm n2=313.51r／min 由【1】表10.11查得K=1.1 选择齿轮齿数 小齿轮的齿数取31 则大齿轮齿数Z2=i3²Z1=89.9 圆整得Z1=90 齿面为软齿面

由【1】表10.20选取Ψd=1 由【1】图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】图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 标准模数 m=2.5 6.2.3.计算主要尺寸 d1=m Z1=2.5³31=77.5mm d2=m Z2=2.5³90=225mm b=Ψdd1=1³77.5=77.5mm 大齿轮的齿宽取 b2=80mm 小齿轮的齿宽取 b1=85mm a=m﹙Z1＋Z2﹚／2=2³﹙31＋90)／2=151.25m 6.2.4.按齿根弯曲疲劳强度校核

查【1】表10.13得 YF1 =2.53 YF2=2.22 应力修正系数YS 查【1】表10.14得 YS1=1.64 YS2=1.79 许用弯曲应力[σF] 由【1】图10.25查得 σFlim1 =210 MPa σFlim2 =190 MPa 由【1】表10.10差得 SF=1.3 由【1】图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 所以齿根弯曲强度校核合格

6.2.5.检验齿轮圆周速度

V＝πd1³n1／60000＝3.14³77.5³313.51／60000＝1.27 m/s 由【1】表10.22可知选9级精度是合适的

7、轴的设计

7.1.高速轴的设计

7.1.1.选择轴的材料及热处理

由已知条件知减速器传递的功率属于小功率 对材料无特殊要求 故

选用45号钢并经调质处理

7.1.2.按钮转强度估算直径 根据表【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 考虑到轴的最小直径要连接V带 会有键槽存在故将估算直径加大3％ ～5％

取为18.03～20.32mm 由设计手册知标准直径为20mm 7.1.3.设计轴的直径及绘制草图 确定轴上零件的位置及固定方式 此轴为齿轮轴 无须对齿轮定位

轴承安装于齿轮两侧的轴段采用轴肩定位 周向采用过盈配合

确定各轴段的直径

由整体系统初定各轴直径

轴颈最小处连接V带d1=20mm d2=27mm 轴段3处安装轴承d3=30mm 齿轮轴段d4=38mm d5=d3=30mm

确定各轴段的宽度

由带轮的宽度确定轴段1的宽度

B=(Z-1)e+2f（由【1】表8.5得）B=63mm 所以b1=75mm；轴段2安装轴承端盖 b2取45mm 轴段

3、轴段5安装轴承 由【2】附表10.2查的 选6206标准轴承 宽度为16mm b3=b5= 16mm；齿轮轴段由整体系统决定 初定此段的宽度为b4=175mm

按设计结果画出草图 如图1-1

图1-1 7.2.中间轴的设计

7.2.1.选择轴的材料及热处理

由已知条件知减速器传递的功率属于小功率 对材料无特殊要求 故

选用45号钢并经调质处理

7.2.2.按钮转强度估算直径

根据表【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 由设计手册知标准直径为30mm 7.2.3.设计轴的直径及绘制草图 确定轴上零件的位置及固定方式 此轴安装2个齿轮 如图2-1所示 从两边安装齿轮

两边用套筒进行轴向定位 周向定位采用平键连接 轴承安装于齿轮两侧 轴向采用套筒定位 周向采用过盈配合固定

确定各轴段的直径

由整体系统初定各轴直径

轴段1、5安装轴承 d1=30mm 轴段2、4安装齿轮 d2=35mm 轴段3对两齿轮轴向定位 d3=42mm d4=35mm d5=d1=30mm

确定各轴段的宽度 如图2-1所示

由轴承确定轴段1的宽度 由【2】附表10.2查的 选6206标准轴承 宽度为16mm 所以b1= b5=33mm；轴段2安装的齿轮轮毂的宽为85mm b2取83mm 轴段4安装的齿轮轮毂的宽为50mm b4=48mm

按设计结果画出草图 如图2-1

图2-1

7.3.低速轴的设计

7.3.1.选择轴的材料及热处理

由已知条件知减速器传递的功率属于小功率 对材料无特殊要求 故

选用45号钢并经调质处理

由【1】表14.7查的强度极限σb＝650MP 再由表14.2得需用弯曲用力[σ﹣1b]＝60MPa

7.3.2.按钮转强度估算直径

根据【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 考虑到轴的最小直径要安装联轴器 会有键槽存在故将估算直径加大3％ ～5％

取为38.57～43.37mm 由设计手册知标准直径为40mm 7.3.3.设计轴的直径及绘制草图 确定轴上零件的位置及固定方式 如图3-1所示

齿轮的左右两边分别用轴肩和套筒对其轴向固定 齿轮的周向固定采用平键连接 轴承安装于轴段2和轴段6 处 分别用轴肩和套筒对其轴向固定 周向采用过盈配合固定

确定各轴段的直径

由整体系统初定各轴直径

轴颈最小处连接轴承d1=40mm 轴段2轴段6处安装轴承d2=d6=45mm d3=53mm 轴段4对齿轮进行轴向定位 d4=63mm 轴段5安装大齿轮 d5= 56mm

确定各轴段的宽度

由联轴器的宽度确定轴段1的宽度 选用HL型弹性柱销联轴器

由【2】附表9.4查得选HL3型号

所以b1取94mm；轴段2安装轴承端盖和轴承 由【2】附表10.2查的 选6209标准轴承 宽度为b2取65mm 由整体系统确定轴段3取65mm b4=12.5mm 轴段5安装的齿轮轮毂的宽为80mm b5=78mm 轴段6安装轴承和套筒 b6=38.5mm

按设计结果画出草图 如图3-1

7.3.4.按弯扭合成强度校核轴径 画出轴的受力图（如图3-2）

做水平面内的弯矩图（如图3-3）

圆周力 FT＝ 2T3／d＝390530³2／225＝3471.38N 径向力 Fr＝Fttanα＝3471.38³0.364＝1263.58N 支点反力为 FHA＝L2FT／﹙L1＋L2﹚＝3471.38³126／﹙68＋126﹚

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

＝1216.77N B-B截面的弯矩 MHB左＝FHA³L1＝2254.61³68＝153313.48 N.mm MHB右＝FHC³L2＝1216.77³126＝153313.02 N.mm 做垂直面内的弯矩图（如图3-4）

支点反力为FVA＝L2Fr／﹙L1＋L2）＝1263.58³126／﹙68＋126﹚

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

＝442.90 N B-B截面的弯矩 MVB左＝FVA³L1＝820.58³68＝55806.24N.mm MVB右＝FVC³L2＝442.90³126＝55805.40N.mm 做合成弯矩图（如图3-5）

合弯矩 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 求转矩图

（如图3-6）

T3＝9550³P3／n3 ＝9550³4.42／108.11 ＝390.53 N.m 求当量弯矩

修正系数α＝0.6 Me＝[﹙M﹚2＋﹙αT﹚2]1／2＝285534.21 N.mm 确定危险截面及校核强度

σ eB＝Me／W＝285534.21／0.1²（50）3＝16.26MPa 查【1】表14.2得知 满足σ≦[σ﹣1b] ＝60MPa的条件 故设计的轴有足够的强度 并有一定的余量

图3-1

8、滚动轴承的选择

轴 型号 d（mm）D（mm）B（mm）高速轴 6206 30 62 16 中间轴 6206 30 62 16 低速轴 6209 45 85 19

9、键的选择

由【1】表14.8查得 选用A型普通平键 轴

轴径（mm）键宽（mm）键高（mm）键长（mm）高速轴 20 6 6 60 中间轴 35 10 8 70 35 10 8 40 低速轴 40 12 8 84 56 16 10 68

10、联轴器的选择

低速轴和滚筒轴用联轴器连接 由题意选LT型弹性柱销联轴器 由【2】附表9.4查得HL3联轴器 型号

公称扭矩（N²m）许用转速（r／min）轴径（mm）轴孔长度（mm）D（mm）HL3 630 5000 40 60 160

11、齿轮的润滑

采用浸油润滑 由于低速级周向速度低

所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径 取为35mm

12、滚动轴承的润滑

如果减速器用的是滚动轴承

则轴承的润滑方法可以根据齿轮或蜗杆的圆周速度来选择：

圆周速度在2m／s～3m／s以上时 可以采用飞溅润滑 把飞溅到箱盖上的油

汇集到箱体剖分面上的油沟中 然后流进轴承进行润滑 飞溅润滑最简单 在减速器中应用最广 这时

箱内的润滑油粘度完全由齿轮传动决定

圆周速度在2m/s～3m/s以下时 由于飞溅的油量不能满足轴承的需要 所以最好采用刮油润滑

或根据轴承转动座圈速度的大小选用脂润滑或滴油润滑 利用刮板刮下齿轮或蜗轮端面的油

并导入油沟和流入轴承进行润滑的方法称为刮油润滑

13、润滑油的选择

采用脂润滑时

应在轴承内侧设置挡油环或其他内部密封装置 以免油池中的油进入轴承稀释润滑脂

滴油润滑有间歇滴油润滑和连续滴油润滑两种方式 为保证机器起动时轴承能得到一定量的润滑油 最好在轴承内侧设置一圆缺形挡板 以便轴承能积存少量的油

挡板高度不超过最低滚珠(柱)的中心 经常运转的减速器可以不设这种挡板

转速很高的轴承需要采用压力喷油润滑

如果减速器用的是滑动轴承

由于传动用油的粘度太高不能在轴承中使用 所以轴承润滑就需要采用独自的润滑系统

这时应根据轴承的受载情况和滑动速度等工作条件选择合适的润滑方法和油的粘度

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

14、密封方法的选取

选用凸缘式端盖易于调整

采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封

密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM（F）B70-90-10-ACM 轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定

结 论

我们的设计是自己独立完成的一项设计任务 我们工科生作为祖国的应用型人才

将来所从事的工作都是实际的操作及高新技术的应用

所以我们应该培养自己市场调查、收集资料、综合应用能力 提高计算、绘图、实验这些环节来锻炼自己的技术应用能力

本次毕业设计针对“二级圆柱齿轮减速器设计”的要求 在满足各种参数要求的前提下 拿出一个具体实际可行的方案 因此我们从实际出发 认真的思考与筛选

经过一个多月的努力终于有了现在的收获 回想起来

在创作过程中真的是酸甜苦辣咸味味俱全 有时为了实现一个参数翻上好几本资料 然而也不见得如人心愿 在制作的过程中 遇到了很多的困难 通过去图书馆查阅资料 上网搜索

还有和老师与同学之间的讨论、交流 最终实现了这些问题较好的解决

由齿轮、轴、轴承及箱体组成的齿轮减速器 用于原动机和工作机或执行机构之间 起匹配转速和传递转矩的作用 在现代机械中应用极为广泛

本次设计的是带式运输机用的二级圆柱齿轮减速器 首先熟悉题目 收集资料 理解题目

借取一些工具书

进行了传动方案的评述

选择齿轮减速器作为传动装置

然后进行减速器的设计计算（包括选择电动机、设计齿轮传动、轴的结构设计、选择并验算滚动轴承、选择并验算联轴器、校核平键联接、选择齿轮传动和轴承的润滑方式九部分内容）然后用AutoCAD进行传统的二维平面设计

完成圆柱齿轮减速器的平面零件图和装配图的绘制 通过毕业设计

树立正确的设计思想

培养综合运用机械设计课程和其他先修课程的理论与生产实际知识来分析和解决机械设计问题的能力及学习机械设计的一般方法和步骤 掌握机械设计的一般规律

进行机械设计基本技能的训练：例如计算、绘图、查阅资料和手册、运用标准和规范 进行计算机辅助设计和绘图的训练

通过这次毕业设计的学习和研究 我们开拓了视野

掌握了设计的一般步骤和方法

同时这三年来所学的各种专业知识又得到了巩固 同时

这次毕业设计又涉及到计算、绘图等 让我们又学到很多新的知识 但毕竟我们所学的知识有限

本设计的好多地方还等待更改和完善

致 谢

短暂的毕业设计是紧张而有效的 在掌握了三年所业学的专知识后

自己能够综合的运用并能完成自己和同学拟订的毕业设计 这也是对自己所学专业知识的考察和温习

虽然这是第一次全面的从完成由构思到设计完成 我从中也学到了很多

综合运用了课本知识

再加上实际生产所用到的一些设计工艺 认真的对自己设计的数据进行计算和核对

严格按照设计的步骤和自己已经标出的设计过程来进行计算 这些都是自己在设计中所能获得的好处

虽然在计算的过程中也遇到了很多在课本中没有遇到过的问题 这些都是在实际生产中所要考虑到的细节问题 而自己往往都会遗漏这样的设计

但在毕业设计指导老师高清冉老师指导下

她给出我们在设计中必须及在实际中所要考虑到的细节的讲解 使我体会到了理论联系实践的重要性 另外在设计的过程中需要用大量的数据 而这些数据都是计算得来的

因此需要翻阅大量的相关设计的文献

所以我在学校图书馆里认真的查阅并记录了数据 再进行数次的核对最终有了正确的设计数据

毕业设计能够顺利的完成与高老师的指导是分不开的 遇到的问题和自己不能设计的步骤 都是在高老师的讲解下得到满意的答案

从而加快了自己设计的进度和设计的正确性、严谨性 对学校要求的设计格式

高老师也反复的检查每一个格式和布局的美观 这样我们才能设计出符合标准的设计

时间就这样在自己认真设计的过程中慢慢的过去了 几周的时间过的是有效和充实的

到最后看到自己设计的题目完成后心情是非常喜悦的 因为这凝结了自己辛苦的劳动和指导老师的指导 所以说这次和同学完成设计收获甚多

最后在对高老师感激的同时

也要对在百忙中认真评阅我们设计的学院领导表示感谢 你们丰富的专业知识能给我们提出很多可行的方案 所以我由衷的表示谢意！

参考文献 【1】 陈立德

机械设计基础.第3版.高等教育出版社出版 2007 【2】 陈立德

机械设计课程设计.第3版.高等教育出版社 2007 【3】 杜白石

机械设计课程设计.西北农林科技大学机电学院 2003 【4】 龚桂义

机械设计课程设计指导书.北京：高等教育出版社 1996 【5】 吴宗泽

机械设计课程设计手册.第2版.北京：高等教育出版社 1999 【6】 朱文坚

机械设计课程设计.第2版.华南理工大学出版社 2004 【7】 汪朴澄

机械设计基础.第1版.人民教育出版社出版 1977 ?? ?? ?? ?? 1

济源职业技术学院毕业设计

II

济源职业技术学院毕业设计

第二篇：二级减速器课程设计

目 录

一．设计任务书……………………………………………………1 二．传动方案的拟定及说明………………………………………3 三．电动机的选择…………………………………………………3 四．计算传动装置的运动和动力参数……………………………4 五．传动件的设计计算……………………………………………5 六．轴的设计计算…………………………………………………14 七．滚动轴承的选择及计算………………………………………26 八．箱体内键联接的选择及校核计算……………………………27 九．连轴器的选择…………………………………………………27 十．箱体的结构设计………………………………………………29

十一、减速器附件的选择……………………………………………30

十二、润滑与密封……………………………………………………31

十三、设计小结………………………………………………………32

十四、参考资料………………………………………………………33

第三篇：二级减速器的课程设计

二级减速器的课程设计 减速器, 课程, 设计

第一章 二级斜齿轮减速器结构及其计算

3.1 设计任务

设计带式运输机的减速传动装置；

（1）已知条件：运输带工作拉力F=5100N，运输带工作速度V=1.1m/s，卷筒直径D=350mm.（2）传动装置简图，如下：

图 3-3.1

(3)相关情况说明

工作条件：一班制连续单向运转，载荷平稳，室内工作有粉尘；

使用寿命：十年（大修期三年）；

生产条件：中等规模机械厂，可加工7-8级精度齿轮。

动力来源：电力，三相交流（220/380V）；

运输带速度允许误差 5%。3.2传统方法设计设计过程

1.总体传动方案

初步确定传动系统总体方案如图3-3.1所示。二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。传动装置的总效率ηa

＝0.972×0.983×0.99×0.98＝0.86；

η =0.97为齿轮的效率（齿轮为8级精度），η =0.98为轴承的效率（磙子轴承），η =0.99为弹性联轴器的效率，=0.98为刚性联轴器

2.电动机的选择

电动机所需工作功率为： P0＝Pw/ηa＝5.61/0.86=6.5kw 卷筒轴工作转速为n＝60.02r/min，经查表按推荐的传动比合理范围，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i ＝8～40，则总传动比合理范围为i ＝8～40，电动机转速的可选范围为n ＝i ×n＝（8～40）×60.02＝480～2400r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y160M—6的电动机，额定功率为7.5kW，额定电流17.0A，满载转速n ＝970 r/min，同步转速1000r/min。

3.传动装置的总传动比和传动比分配

（1）总传动比

由选定的电动机满载转速n 和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为i ＝n /n＝

970/60.02＝16.16（2）传动装置传动比分配 i＝i =16.16为减速器的传动比。（3）分配减速器各级传动比

考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，查的i1=4.85,i2=i/i1=3.33

4.传动装置运动和动力参数的计算

（1）各轴转速

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

卷筒轴 nIV=nIII=60.06

（2）各轴输入功率

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

（3）各轴输入转矩

电动机轴输出转矩 T0=9550×P0/ n =63.99 N.m

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

卷筒轴 TIV= TIII×η2× =887.94 N.m

5.齿轮的设计计算

（一）高速级齿轮传动的设计计算 １．齿轮材料，热处理及精度

考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮

（1）齿轮材料及热处理

小齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS，大齿轮材料为45钢（常化），齿面硬

度为200HBS，２．初步设计齿轮传动的主要尺寸

因为硬齿面齿轮传动，具有较强的齿面抗点蚀能力，故先按齿根弯曲疲劳强度设计，再校

核持面接触疲劳强度。

（1）计算小齿轮传递的转矩T1＝63.35N•m

（2）确定齿数z 因为是硬齿面，故取z1＝25，z2＝i1 z1＝4.85×25＝121 传动比误差 i＝u＝z2/ z1＝121/25＝4.84 Δi＝（4.85-4.84）/4.85＝0.21％ 5％，允许

（3）初选齿宽系数

按非对称布置，由表查得 ＝1

（4）初选螺旋角

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

（6）齿形系数Y 和应力修正系数Y 查得Y ＝2.58 Y ＝2.16 Y ＝1.599 Y ＝1.81

（7）重合度系数Y 端面重合度近似为 ＝1.69，重合度系数为Y ＝0.684

（8）螺旋角系数Y

纵向重合度系数 =1.690，Y ＝0.89

（9许用弯曲应力

安全系数由表查得S ＝1.25 工作寿命两班制，7年，每年工作300天

小齿轮应力循环次数N1＝60nkt ＝60×271.47×1×7×300×2×8＝5.473×10 大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝5.473×10 /6.316＝0.866×10 查图得寿命系数 ,;实验齿轮的应力修正系数 ,查图取尺寸系数

许用弯曲应力

比较 , 取

(10)计算模数

按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取

(11)初算主要尺寸 初算中心距 ,取a=355mm

修正螺旋角 分度圆直径 齿宽 ,取 , ，齿宽系数(12)验算载荷系数

圆周速度 查得 按，查得，又因，查图得，则K＝1.6，又Y =0.930，Y =0.688。从而得

满足齿根弯曲疲劳强度。3．校核齿面接触疲劳强度（1）载荷系数，，（2）确定各系数 材料弹性系数 查表得 节点区域系数 查图得 重合度系数 查图得 螺旋角系数（3）许用接触应力 试验齿轮的齿面接触疲劳极限 , 寿命系数 查图得，；工作硬化系数 ；

安全系数 查表得 ；尺寸系数 查表得，则许用接触应力为：

取

（4）校核齿面接触强度，满足齿面接触疲劳强度的要求。

（二）低速级齿轮传动的设计计算 １．齿轮材料，热处理及精度

考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮

（1）齿轮材料及热处理

大小齿轮材料为45钢。调质后表面淬火，齿面硬度为40～50HRC。经查图，取 ＝ ＝

1200MPa，＝ ＝370Mpa。

（2）齿轮精度

按GB/T10095－1998，选择６级，齿根喷丸强化。

２．初步设计齿轮传动的主要尺寸

因为硬齿面齿轮传动，具有较强的齿面抗点蚀能力，故先按齿根弯曲疲劳强度设计，再校

核持面接触疲劳强度。

（10）计算小齿轮传递的转矩 ＝ kN•m

（11）确定齿数z 因为是硬齿面，故取z ＝33，z ＝i z ＝3.92×33＝129 传动比误差 i＝u＝z / z ＝129/33＝3,909

Δi＝ ＝0.28％ 5％，允许（12）初选齿宽系数

按非对称布置，由表查得 ＝0.6

（13）初选螺旋角

初定螺旋角 ＝12（14）载荷系数K 使用系数K 工作机轻微冲击，原动机均匀平稳，所以查表得K ＝1.25 动载荷系数K 估计齿轮圆周速度v＝0.443m/s 查图得K ＝1.01;齿向载荷分布系数K 预估齿宽b＝80mm 查图得K ＝1.171，初取b/h＝6，再查图得K ＝

1.14

齿间载荷分配系数 查表得K ＝K ＝1.1 载荷系数K＝K K K K =1.25×1.01×1.1×1.14＝1.58

（15）齿形系数Y 和应力修正系数Y 当量齿数 z ＝z /cos ＝19/ cos ＝35.26

z ＝z /cos ＝120/ cos ＝137.84 查图得Y ＝2.45 Y ＝2.15 Y ＝1.65 Y ＝1.83

（16）重合度系数Y 端面重合度近似为 ＝【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 因为 ＝ /cos，则重合度系数为Y ＝0.25+0.75 cos / ＝0.669

（17）螺旋角系数Y 轴向重合度 ＝ ＝1.34,取为1

Y ＝1－ ＝0.669（18）许用弯曲应力

安全系数由表查得S ＝1.25 工作寿命两班制，7年，每年工作300天

小齿轮应力循环次数N1＝60nkt ＝60×43.09×1×7×300×2×8＝8.687×10

大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝8.687×10 /3.909＝2.22×10 查图得寿命系数 ,;实验齿轮的应力修正系数 ,查图取尺寸系数

许用弯曲应力

比较 , 取

(10)计算模数

按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取

(11)初算主要尺寸

初算中心距 ,取a=500mm

修正螺旋角 分度圆直径 齿宽 ,取 , ，齿宽系数(12)验算载荷系数

圆周速度 查得 按，查得，又因，查图得，则K＝1.611，又Y =0.887，Y =0.667。从而得

满足齿根弯曲疲劳强度。3．校核齿面接触疲劳强度（5）载荷系数，，（6）确定各系数 材料弹性系数 查表得 节点区域系数 查图得 重合度系数 查图得 螺旋角系数（7）许用接触应力 试验齿轮的齿面接触疲劳极限 寿命系数 查图得，；工作硬化系数 ；

安全系数 查表得 ；尺寸系数 查表得，则许用接触应力为：

取

（8）校核齿面接触强度，满足齿面接触疲劳强度的要求。二.具体二级齿轮减速器轴的方案设计

（1）高速轴I材料为20CrMnTi,经调质处理，硬度为241~286HBS，查得对称循环弯曲许用应力。按扭转强度计算，初步计算轴径，取

由于轴端开键槽，会削弱轴的强度，故需增大轴径5%~7%，取最小轴径

（2）轴II材料为45钢，经调质处理，硬度为217~255HBS，查得对称循环弯曲许用应力。

按扭转强度计算，初步计算轴径，取，取安装小齿轮处轴径

（3）轴III材料为40Cr，经调质处理，硬度为241~286HBS，查得对称循环弯曲许用应力。

按扭转强度计算，初步计算轴径，取

由于轴端开键槽，会削弱轴的强度，故需增大轴径5%~7%，取最小轴径

轴I，轴II，轴III的布置方案与具体尺寸分别如图2—8，图2—9，图2—10所示。

图2—8

图2—9

图2—10

第三节 轴承的选择及寿命计算

（一）第一对轴承 齿轮减速器高速级传递的转矩

具体受力情况见图3—1（1）轴I受力分析 齿轮的圆周力 齿轮的径向力 齿轮的轴向力（2）计算轴上的支反力 经计算得垂直面内

图3—1

水平面内（3）轴承的校核 初选轴承型号为32014 轻微冲击，查表得冲击载荷系数 ① 计算轴承A受的径向力

轴承B受的径向力 ②计算附加轴向力 查表得3000型轴承附加轴向力

则 轴承A，轴承B ③计算轴承所受轴向载荷

由于，即B轴承放松，A轴承压紧

由此得 ④计算当量载荷 轴承A e=0.43，则 , 轴承B e=0.43，则 ⑤轴承寿命 计算 因，按轴承B计算

（二）第二对轴承 齿轮减速器低速级传递的转矩

具体受力情况见图3—2（1）轴II受力分析 齿轮的圆周力 齿轮的径向力 齿轮的轴向力（2）计算轴上的支反力 经计算得垂直面内

水平面内（3）轴承的校核 初选轴承型号为32928 轻微冲击，查表得冲击载荷系数 ①计算轴承A受的径向力 轴承B受的径向力 ②计算附加轴向力 查表得3000型轴承附加轴向力

则 轴承A，轴承B ③计算轴承所受轴向载荷 由于，即B轴承放松，A轴承压紧

由此得 ④计算当量载荷 轴承A e=0.36，则 , 轴承B e=0.36，则

⑤轴承寿命 计算 因，按轴承A计算

图3—2

（三）第三对轴承 具体受力情况见图3—3（1）轴III受力分析 齿轮的圆周力 齿轮的径向力 齿轮的轴向力

（2）计算轴上的支反力 经计算得垂直面内

水平面内（3）轴承的校核 初选轴承型号为32938 轻微冲击，查表得冲击载荷系数 ①计算轴承A受的径向力 轴承B受的径向力 ②计算附加轴向力 查表得3000型轴承附加轴向力

则 轴承A，轴承B ③计算轴承所受轴向载荷，即B轴承放松，A轴承压紧由此得 ④计算当量载荷 轴承A e=0.48，则 , 轴承B e=0.48，则 ⑤轴承寿命 计算 因，按轴承B计算

图3—3

由于

试设计一带式输送机减速器的斜齿圆柱齿轮传动。已知输入功率P1＝40kW，小齿轮转速n1＝960r/min，齿数比u＝3.2，由电动机驱动，工作寿命15年（设每年工作300天），两班制，带式输送机工作平稳，转向不变，试设计此传动。

[解]

1．选精度等级、材料及齿数

1)材料及热处理仍按直齿轮传动例题：大、小齿轮都选用硬齿面。由表1选得大、小齿轮的材料均为40Cr，并经调质及表面淬火，齿面硬度为48～55HRC；

2)精度等级仍选7级精度；

3)仍选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=77；

4)初选螺旋角β＝14°

2．按齿面接触强度设计

齿面接触强度计算公式为：

1)确定公式内的各计算数值

(1)试选Kt=1.6。

(2)由图10查取区域系数ZH=2.433。

(3)由图8查得端面重合度

εα1=0.78，εα2=0.87，则 εα=εα1+εα2=1.65。

(4)许用接触应力 =1041.5 MPa。

2)计算

(1)试算小齿轮分度圆直径d1t

mm =60.49 mm

(2)计算圆周速度

(3)计算齿宽b及模数mnt

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

(4)计算纵向重合度εβ

(5)计算载荷系数K

已知使用系数 =l。

根据v=3.04m/s,7级精度，由图5查得动载系数 =l.11；

由表4查得接触强度计算用的齿向载荷分布系数 =1.41； 由图6查得弯曲强度计算的齿向载荷分布系数 =1.37。

由表3查得齿间载荷分配系数 = =1.2。

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

(7)计算模数mn

3．按齿根弯曲强度设计

由式

1)确定计算参数

(1)计算载荷系数

(2)根据纵向重合度 =1.713，从图9查得螺旋角影响系数Yβ=0.8。

(3)计算当量齿数

(4)查取齿形系数

由表5查得YFa1=2.592；YFa2=2.2l1

(5)查取应力校正系数

由表5查得Ysa1=1.596；Ysa2=1.774

(6)计算大、小齿轮的 并加以比较

小齿轮的数值大。

2）设计计算

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法向模数mn略大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法向模数，按表12，取标准模数mn=2.5mm，可满足弯曲强度。为满足接触疲劳强度，按接触强度算得的分度圆直径d1=63.83mm，由

，取z1=25，则z2=uz1=80。

4.几何尺寸计算

1)计算中心距

将中心距圆整为135mm。

2)按圆整后的中心距修正螺旋角

因β改变不多，故参数εα,Kβ,ZH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B2=58mm；B1=63mm。

5.结构设计

以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径>16Omm，而又小于5OOmm，故以选用腹板式结构为宜。其它有关尺寸按图11荐用的结构尺寸设计(尺寸计算从略)，并绘制大齿轮零件图(从略)。

第四篇：二级减速器开题报告

课程设计开题报告

题目：二级圆柱齿轮减速器设计

姓名： 学号： 专业年级：

指导教师：

二○一四年十月七日

一、选题的依据及意义：

随着社会的发展和人民生活水平的提高，人们对产品的需求是多样化的，这就决定了未来的生产方式趋向多品种、小批量。在各行各业中十分广泛地使用着齿轮减速器，它是一种不可缺少的机械传动装置.它是机械设备的重要组成部分和核心部件。目前，国内各类通用减速器的标准系列已达数百个，基本可满足各行业对通用减速器的需求。国内减速器行业重点骨干企业的产品品种、规格及参数覆盖范围近几年都在不断扩展，产品质量已达到国外先进工业国家同类产品水平，承担起为国民经济各行业提供传动装置配套的重任，部分产品还出口至欧美及东南亚地区，推动了中国装配制造业发展。

圆柱齿轮减速器是一种使用非常广泛的机械传动装置。减速器是用于原动机与工作机之间的独立的传动装置，用来降低转速和增大转矩，以满足工作需要。在现代机械中应用极为广泛，具有品种多、批量小、更新换代快的特点。目前生产的各种类型的减速器还存在着体积大、重量重、承载能力低、成本高和使用寿命短等问题，与国外先进产品相比还有较大的差距。对减速器进行优化设计，选择最佳参数是提高承载能力、减轻重量和降低成本等各项指标的一种重要途径。目的： 通过设计熟悉机器的具体操作，增强感性认识和社会适应能力，进一步巩固、深化已学过的理论知识，提高综合运用所学知识发现问题、解决问题的能力。学习机械设计的一般方法，掌握通用机械零件、机械传动装置或简单机械的设计原理和过程。对所学技能的训练，例如：计算、绘图、查阅设计资料和手册，运用标准和规范等。学会利用多种手段(工具)解决问题，如：在本设计中可选择CAD等制图工具。了解减速器内部齿轮间的传动关系。意义： 通过设计，培养学生理论联系实际的工作作风，提高分析问题、解决问题的独立工作能力；通过实习，加深学生对专业的理解和认识，为进一步开拓专业知识创造条件，锻炼动手动脑能力，通过实践运用巩固了所学知识，加深了解其基本原理

二、国内外研究概况及发展趋势（含文献综述）：

1、国外减速器技术发展简况

齿轮减速器在各行各业中十分广泛地使用着，是一种不可缺少的机械传动装置。当前减速器普遍存在着体积大、重量大，或者传动比大而机械效率过低的问题。国外的减速器，以德国、丹麦和日本处于领先地位，特别在材料和制造工艺方面占据优势，减速器工作可靠性好，使用寿命长。但其传动形式仍以定轴齿轮传动为主，体积和重量问题，也未解决好。最近报导，日本住友重工研制的FA型高精度减速器，美国Alan-Newton公司研制的X-Y式减速器，在传动原理和结构上与本项目类似或相近，都为目前先进的齿轮减速器。当今的减速器是向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向发展。因此，除了不断改进材料品质、提高工艺水平外，还在传动原理和传动结构上深入探讨和创新，平动齿轮传动原理的出现就是一例。减速器与电动机的连体结构，也是大力开拓的形式，并已生产多种结构形式和多种功率型号的产品。

目前，超小型的减速器的研究成果尚不明显。在医疗、生物工程、机器人等领域中，微型发动机已基本研制成功，美国和荷兰近期研制的分子发动机的尺寸在纳米级范围，如能辅以纳米级的减速器，则应用前景远大。

2、国内减速器技术发展简况

国内的减速器多以齿轮传动、蜗杆传动为主，但普遍存在着功率与重量比小，或者传动比大而机械效率过低的问题。另外，材料品质和工艺水平上还有许多弱点，特别是大型的减速器问题更突出，使用寿命不长。国内使用的大型减速器(500kw以上)，多从国外(如丹麦、德国等)进口，花去不少的外汇。60年代开始生产的少齿差传动、摆线针轮传动、谐波传动等减速器具有传动比大，体积小、机械效率高等优点?。但受其传动的理论的限制，不能传递过大的功率，功率一般都要小于40kw。由于在传动的理论上、工艺水平和材料品质方面没有突破，因此，没能从根本上解决传递功率大、传动比大、体积小、重量轻、机械效率高等这些基本要求。90年代初期，国内出现的三环(齿轮)减速器，是一种外平动齿轮传动的减速器，它可实现较大的传动比，传递载荷的能力也大。它的体积和重量都比定轴齿轮减速器轻，结构简单，效率亦高。由于该减速器的三轴平行结构，故使功率/体积(或重量)比值仍小。且其输入轴与输出轴不在同一轴线上，这在使用上有许多不便。北京理工大学研制成功的“内平动齿轮减速器”不仅具有三环减速器的优点外，还有着大的功率/重量(或体积)比值，以及输入轴和输出轴在同一轴线上的优点，处于国内领先地位。国内有少数高等学校和厂矿企业对平动齿轮传动中的某些原理做些研究工作，发表过一些研究论文，在利用摆线齿轮作平动减速器开展了一些工作。

二、平动齿轮减速器工作原理简介,平动齿轮减速器是指一对齿轮传动中，一个齿轮在平动发生器的驱动下作平面平行运动，通过齿廓间的啮合，驱动另一个齿轮作定轴减速转动，实现减速传动的作用。平动发生器可采用平行四边形机构，或正弦机构或十字滑块机构。本成果采用平行四边形机构作为平动发生器。平动发生器可以是虚拟的采用平行四边形机构，也可以是实体的采用平行四边形机构。有实用价值的平动齿轮机构为内啮合齿轮机构，因此又可以分为内齿轮作平动运动和外齿轮作平动运动两种情况。外平动齿轮减速机构，其内齿轮作平动运动，驱动外齿轮并作减速转动输出。该机构亦称三环(齿轮)减速器。由于内齿轮作平动，两曲柄中心设置在内齿轮的齿圈外部，故其尺寸不紧凑，不能解决体积较大的问题。?内平动齿轮减速，其外齿轮作平动运动，驱动内齿轮作减速转动输出。由于外齿轮作平动，两曲柄中心能设置在外齿轮的齿圈内部，大大减少了机构整体尺寸。由于内平动齿轮机构传动效率高、体积小、输入输出同轴线，故由广泛的应用前景。?

三、本项目的技术特点与关键技术? 1.本项目的技术特点,本新型的“内平动齿轮减速器”与国内外已有的齿轮减速器相比较，有如下特点：(1)传动比范围大，自I=10起，最大可达几千。若制作成大传动比的减速器，则更显示出本减速器的优点。(2)传递功率范围大：并可与电动机联成一体制造。(3)结构简单、体积小、重量轻。比现有的齿轮减速器减少1/3左右。(4)机械效率高。啮合效率大于95%，整机效率在85%以上，且减速器的效率将不随传动比的增大而降低，这是别的许多减速器所不及的。(5)本减速器的输入轴和输出轴是在同一轴线上

三、研究内容及实验方案：

研究内容：

1.采用复合形法，以体积最小为目标进行减速器优化设计；

2.与常规设计结果进行比较分析；

3.绘制减速器装配图及主要零件图。

实验方案：

1.收集有关资料写开题报告

2.以减速器体积最小为目标函数建立优化设计的数学模型

3．采用复合型法编写优化设计程序、计算

4.计算减速器各项尺寸，并进行结果分析

5.运用OUT-CAD绘制减速器装配图及主要零件图

6.撰写设计总结

四、目标、主要特色及工作进度

目标：本课题以减速器体积最小为目标函数，设计减速器的最优参数，绘制减速器装配图及主要零件图。

主要特色：减速器体积小，重量轻，承载能力提高，降低成本 工作安排：

1.收集资料、开题报告、外文翻译

2.建立优化设计的数学模型

3．编写优化设计程序、计算

4.减速器常规设计计算、结果分析

5.绘制减速器装配图及主要零件图

6.撰写设计总结

7.答辩准备及论文答辩

五、预期结果

1、一份减速器设计任务书；

2、一减速器设计说明说；

3、一张减速器装配图；

六、参考文献

【1】璞良贵，纪名刚主编.机械设计.第八版.北京：高等教育出版社

【2】唐增宝 常建娥主编.机械设计课程设计.第4版武汉：华中科技大学出版社 【3】孙靖民主编.机械优化设计.第三版.北京：机械工业出版社 【4】王昆等主编.机械设计课程设计手册.北京：机械工业出版社 【5】杨黎明主编.机械零件设计手册.北京：国防工业出版社

第五篇：二级减速器课程设计心得体会

导语：这是我第一次用汇编语言来设计一个小程序，历时一周终于完成，其间有不少感触。以下是小编整理二级减速器课程设计心得体会的资料，欢迎阅读参考。

首先就是借鉴.鲁迅先生曾说过要“拿来”，对，在这次课程设计中，就要“拿来”不少子程序，比如将ascii码转换成bcd码，将bcd码转换成压缩bcd码，将压缩bcd码转换成ascii码等，这些子程序的设计是固定的，因此可以直接从指导资料中调用，至于设置光标的子程序，只需要修改几个参数就可以，这大大方便了我的设计，为我节省了很多的时间。还有就是指导老师提供的资料很重要.这次课程设计的大部分程序，都可以在李老师提供的资料中找到，这对我的程序设计很有帮助，从这些资料中，我可以看出这个时钟程序的基本流程，修改一些程序就可以实现这个时钟的基本功能，添加一些程序就可以实现这个时钟的附加功能，可以说，如果没有李老师提供的源程序，我将面临很大的困难。

一、设计的目的和意义

ⅱ设计的目的：

1、熟悉巩固所学的理论知识与实践技能。

2、学习掌握工程初步设计的基本技能。

3、培养学生查阅技术资料的能力，培养学生综合运用所学理论知识和实践知识独立完成课题的工作能力。

ⅱ、设计的意义：

数字钟是一种用数字电路技术实现时、分、秒计时的装置，与机械式时钟相比具有更高的准确性和直观性，且无机械装置，具有更长的使用寿命，因此得到了广泛的使用。数字钟从原理上讲是一种典型的数字电路，其中包括了组合逻辑电路和时序电路。

因此，我们此次设计数字钟就是为了了解数字中的原理，从而学会制作数字钟。而且通过数字钟的制作进一步的了解各种在制作中用到的中小规模集成电路的作用及使用方法。且由于数字钟包括组合逻辑电路和时序电路。通过它可以进一步学习和掌握各种组合逻辑电路和时序电路的原理与

二、设计原理

数字电子钟由信号发生器、“时、分、秒”计数器、译码器及显示器、校时电路、整点报时电路等组成。秒信号产生器是整个系统的时基信号，它直接决定计时系统的精度，一般用555构成的振荡器加分频器来实现。将标准秒脉冲信号送入“秒计数器”，该计数器采用60进制计数器，每累计60秒发出一个“分脉冲”信号，该信号将作为“分计数器”的时钟脉冲。“分计数器”也采用60进制计数器，每累计60分，发出一个“时脉冲”信号，该信号将被送到“时计数器”。“时计数器”采用24进制计数器，可以实现一天24h的累计。译码显示电路将“时、分、秒”计数器的输出状态经七段显示译码器译码，通过六位led显示器显示出来。整点报时电路是根据计时系统的输出状态产生一个脉冲信号，然后去触发音频发生器实现报时。校时电路是来对“时、分、秒”显示数字进行校对调整。