机电工程系高职学生毕业设计论文任务书.docx

机电工程系高职学生毕业设计论文任务书.docx

《机电工程系高职学生毕业设计论文任务书.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《机电工程系高职学生毕业设计论文任务书.docx（21页珍藏版）》请在冰豆网上搜索。

机电工程系高职学生毕业设计论文任务书

机电工程系高职学生毕业设计（论文）任务书

1、毕业设计（论文）主要内容及技术指标

（1）内容

1.电动机的选择与运动参数计算；2.斜齿轮传动设计计算3.轴的设计4.滚动轴承的选择

5.键和连轴器的选择与校核；6.装配图、零件图的绘制7.设计计算说明书的编写

（2）技术指标

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

工作制度（班/日）：

2

2、毕业设计（论文）基本要求

①编写设计（论文），格式按烟台工程职业技术学院毕业设计（论文）要求完成。

②完成一张装配图，一张零件图。

3、所需数据资料及参考文献

（1）推荐:

①陈梓城主编,电子技术实训.北京:

机械工业出版社,2006

②王廷才主编,电子线路CADProtel99使用指南.北京机械工业出版社,2002

（2）可自行根据需要从网上或图书馆查阅相关文献资料。

4、进度计划

序号

阶段性工作及成果

时间安排

1

2

3

4

5

6

申报毕业设计（论文）课题

开题会，各指导教师下达任务书。

全体指导教师及学生大会：

考试时间调整；各指导教师检查工作进展情况。

课题设计、撰写论文、实物制作

上交有关材料给指导老师

答辩会

2008年6月—2008年9月

2008年10月

2008年11月中旬

2008年10月—12月

2008年12月6日前

2008年12月11日

注：

上述各项均可增加附页

减速器设计

王振伟

摘要

齿轮传动是应用极为广泛和特别重要的一种机械传动形式，它可以用来在空间的任意轴之间传递运动和动力，目前齿轮传动装置正逐步向小型化，高速化，低噪声，高可靠性和硬齿面技术方向发展，齿轮传动具有传动平稳可靠，传动效率高（一般可以达到94%以上，精度较高的圆柱齿轮副可以达到99%），传递功率范围广（可以从仪表中齿轮微小功率的传动到大型动力机械几万千瓦功率的传动）速度范围广（齿轮的圆周速度可以从0.1m/s到200m/s或更高，转速可以从1r/min到20000r/min或更高），结构紧凑，维护方便等优点。

因此，它在各种机械设备和仪器仪表中被广泛使用，本课题就是齿轮传动的一个典型应用。

因为齿轮传动能够满足减震器实验台对传动的高度要求，因此，本设计采用齿轮传动。

关键词：

减速器 零部件 齿轮传动 机械传动

前言

由于减速器是当今世界上最常用的传动装置，所以世界各国都不断的在改进它，寻求新的突破，降低其成本，提高其效率，扩大其应用范围。

为了更好的适应现代市场的需求，就必须运用计算机辅助设计技术解决过去计算繁琐，绘图工作量大及工作效率低，速度慢的问题。

基于这些方面，我运用了功能强大的三维造型软件Pro-E对减速器的各个组成零件进行三维实体造型并进行装配，实现所设计的减速器在投产前的装配检验。

通过实体造型和装配，检验并修正设计计算中可能出现的一些问题，使其布局更合理，使产品的设计更贴近生产实际，并能直接生成二维图纸，因此节约了大量的时间。

一、电动机的选择

1．电动机类型和结构的选择

因为本传动的工作状况是：

载荷平稳、单向旋转。

所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。

2．电动机容量的选择

1）工作机所需功率Pw

Pw＝3.4kW

2）电动机的输出功率

Pd＝Pw/η

η＝＝0.904

Pd＝3.76kW

3．电动机转速的选择

nd＝（i1’?

i2’…in’）nw

初选为同步转速为1000r/min的电动机

4．电动机型号的确定

由表20－1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。

基本符合题目所需的要求

计算传动装置的运动和动力参数

传动装置的总传动比及其分配

1．计算总传动比

由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为：

i＝nm/nw

nw＝38.4

i＝25.14

2．合理分配各级传动比

由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。

tL_5M9q_?

设计一台单级斜齿圆柱齿轮减速器，该减速器用于带式运输机的传动系统中。

J_<|_}h_m 

方案简图（题号14）：

&7=i（w2FR .dlrb__

4z_:

EV原始数据：

传送带卷筒转速  150  rpm；减速器输出轴功率  4.3  KW。

&3__E?

2cy 

技术条件：

该传动设备两班制连续工作，单向回转，有轻微振动，卷筒转速允许误差为±5%，使用期限10

因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5

速度偏差为0.5%<5%，所以可行。

各轴转速、输入功率、输入转矩

项目电动机轴高速轴I中间轴II低速轴III鼓轮

转速（r/min）96096019238.438.4

功率（kW）43.963.843.723.57

转矩（N?

m）39.839.4191925.2888.4

传动比11551

效率10.990.970.970.97

传动件设计计算

1．选精度等级、材料及齿数

1）材料及热处理；

选择小齿轮材料为40Cr（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。

2）精度等级选用7级精度；

3）试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的；

4）选取螺旋

2．按齿面接触强度设计

因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算

按式（10—21）试算，即

dt≥

1）确定公式内的各计算数值

（1）试选Kt＝1.6

（2）由图10－30选取区域系数ZH＝2.433

（3）由表10－7选取尺宽系数φd＝1

（4）由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62

（5）由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa

（6）由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa；

（7）由式10－13计算应力循环次数

N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8

N2＝N1/5＝6.64×107

（8）由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98

（9）计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得

[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa

[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa

[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa

2）计算

（1）试算小齿轮分度圆直径d1t

d1t≥==67.85

（2）计算圆周速度

v===0.68m/s

（3）计算齿宽b及模数mnt

b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm

mnt===3.39

h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm

b/h=67.85/7.63=8.89

（4）计算纵向重合度εβ

εβ==0.318×1×tan14=1.59

（5）计算载荷系数K

已知载荷平稳，所以取KA=1

根据v=0.68m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.11；由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同，

故KHβ=1.12+0.18（1+0.6×1）1×1+0.23×1067.85=1.42

由表10—13查得KFβ=1.36

由表10—3查得KHα=KHα=1.4。

故载荷系数

K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05

（6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得

d1==mm=73.6mm

（7）计算模数mn

mn=mm=3.74

3．按齿根弯曲强度设计

由式（10—17mn≥

1）确定计算参数

（1）计算载荷系数

K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96

（2）根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，从图10－28查得螺旋角影响系数Yβ＝0。

88

（3）计算当量齿数

z1=z1/cosβ=20/cos14=21.89

z2=z2/cosβ=100/cos14=109.47

（4）查取齿型系数

由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172

（5）查取应力校正系数

由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798

（6）计算[σF]

σF1=500Mpa

σF2=380MPa

KFN1=0.95

KFN2=0.98

[σF1]=339.29Mpa

[σF2]=266MPa

（7）计算大、小齿轮的并加以比较

==0.0126

==0.01468

大齿轮的数值大。

2）设计计算

mn≥=2.4

mn=2.5

4．几何尺寸计算

1）计算中心距

z1=32.9，取z1=33

z2=165

a=255.07mm

a圆整后取255mm

2）按圆整后的中心距修正螺旋角

β=arcos=1355’50”

3）计算大、小齿轮的分度圆直径

d1=85.00mm

d2=425mm

4）计算齿轮宽度

b=φdd1

b=85mm

B1=90mm，B2=85mm

5）结构设计

以大齿轮为例。

因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。

其他有关尺寸参看大齿轮零件图。

轴的设计计算

拟定输入轴齿轮为右旋

II轴：

1．初步确定轴的最小直径

d≥＝=34.2mm

2．求作用在齿轮上的受力

Ft1==899N

Fr1=Ft=337N

Fa1=Fttanβ=223N；

Ft2=4494N

Fr2=1685N

Fa2=1115N

3．轴的结构设计

1）拟定轴上零件的装配方案

i.I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。

ii.II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。

iii.III-IV段为小齿轮，外径90mm。

iv.IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。

v.V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。

vi.VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。

2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

1.I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。

2.II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm，轴承和箱体的间隙4mm，所以长度为16mm。

3.III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。

4.IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。

5.V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。

6.VI-VIII长度为44mm。

4．求轴上的载荷1

66207.563.5

Fr1=1418.5N

Fr2=603.5N

查得轴承30307的Y值为1.6

Fd1=443N

Fd2=189N

因为两个齿轮旋向都是左旋。

故：

Fa1=638N

Fa2=189N

5．精确校核轴的疲劳强度

1）判断危险截面

由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面

2）截面IV右侧的

截面上的转切应力为

由于轴选用40cr，调质处理，所以

（[2]P355表15-1）

a）综合系数的计算

由，经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为，

I轴：

1．作用在齿轮上的力

FH1=FH2=337/2=168.5

Fv1=Fv2=889/2=444.5

2．初步确定轴的最小直径

3．轴的结构设计

1）确定轴上零件的装配方案

2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

d）由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mm。

e）考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30。

f）该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30207型，即该段直径定为35mm。

g）该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。

h）为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为46mm。

i）轴肩固定轴承，直径为42mm。

j）该段轴要安装轴承，直径定为35mm。

2）各段长度的确定

各段长度的确定从左到右分述如下：

a）该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。

b）该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。

c）该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。

d）该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm（采用油润滑），轴承宽18.25mm，定为41.25mm。

e）该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为57mm。

f）该段由联轴器孔长决定为42mm

4．按弯扭合成应力校核轴的强度

W=62748N.mm

T=39400N.mm

45钢的强度极限为，又由于轴受的载荷为脉动的，所以。

III轴

1．作用在齿轮上的力

FH1=FH2=4494/2=2247N

Fv1=Fv2=1685/2=842.5N

2．初步确定轴的最小直径

3．轴的结构设计

1）轴上零件的装配方案

2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

I-IIII-IVIV-VV-VIVI-VIIVII-VIII

直径607075877970

长度105113.758399.533.25

5．求轴上的载荷

Mm=316767N.mm

T=925200N.mm

6.弯扭校合

滚动轴承的选择及计算

I轴：

1．求两轴承受到的径向载荷

5）轴承寿命的校核

轴承寿命可由式

进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以

，查课本259页表16-9，10取

取

按最不利考虑，则有：

则

因此所该轴承符合要求。

高速轴8×7×60（单头）25353.539.826.0

12×8×80（单头）4068439.87.32

中间轴12×8×70（单头）4058419141.2

低速轴20×12×80（单头）75606925.268.5

18×11×110（单头）601075.5925.252.4

由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为，所以上述键皆安全。

连轴器的选择

由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。

二、高速轴用联轴器的设计计算

由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为，

计算转矩为

所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4（GB4323-84），但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL5（GB4323-84）

其主要参数如下：

材料HT200

公称转矩

轴孔直径

轴孔长，

装配尺寸

半联轴器厚

（[1]P163表17-3）（GB4323-84

三、第二个联轴器的设计计算

由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为，

计算转矩为

所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84）

其主要参数如下：

材料HT200

公称转矩

轴孔直径

轴孔长，

装配尺寸

半联轴器厚

（[1]P163表17-3）（GB4323-84

减速器附件的选择

通气器

由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5

油面指示器

选用游标尺M16

起吊装置

采用箱盖吊耳、箱座吊耳

放油螺塞

选用外六角油塞及垫片M16×1.5

润滑与密封

一、齿轮的润滑

采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。

二、滚动轴承的润滑

由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。

三、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。

四、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。

设计小结

由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。

齿轮的计算不够精确等等缺陷，我精确的相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定

 图1单级圆柱齿轮减速器

1.箱体；　　2.轴承；　　3.放油螺塞；　　4.齿轮；　　5.油标；　　6.轴；　　7.垫片；　　8.端盖；　9.螺钉；10.定位销；11、12.螺栓；13.观察孔盖；　14.螺钉；　15.箱盖；16.齿轮轴　　17.轴承；18.垫片；19.端盖；20.螺钉　21.端盖；22.螺钉；23.垫片；

减速器的轴测图

齿轮各部分的名称和符号

图示为直齿外齿轮的一部分。

齿轮上每个凸起的部分称为齿，相邻两齿之间的空间称为齿槽。

齿轮各部分的名称及符号规定如下：

（1）齿顶圆过齿轮各齿顶所作的圆，其直径和半径分别用da和ra表示。

（2）齿根圆过齿轮各齿槽底部的圆，其直径和半径分别用df和rf表示。

（3）分度圆齿顶圆和齿根圆之间的圆，是计算齿轮几何尺寸的基准圆其直径和半径分别用d和r表示。

（4）基圆形成渐开线的圆，其直径和半径分别用db和rb表示。

（5）齿顶高、齿根高及齿全高齿顶高为分度圆与齿顶圆之间的径向距离，用ha表示；齿根高为分度圆与齿根圆之间的径向距离，用hf表示；齿全高为齿顶圆与齿根圆之间的径向距离，用h表示，显然h=ha+hf。

（6）齿厚、齿槽宽及齿距在半径为rk的圆周上，一个轮齿两侧齿廓之间的弧长称为该圆上的齿厚，用sk表示；在此圆周上，一个齿槽两侧齿廓之间的弧长称为该圆上的齿槽宽，用ek表示；此圆周上相邻两齿同侧齿廓之间的弧长称为该圆上的齿距，用pk表示，显然pk=sk+ek。

分度圆上的齿厚、齿槽宽及齿距依次用s、e及p表示，p=s+e。

基圆上的齿距又称为基节，用pb表示。

标准齿轮：

基本参数取标准值，具有标准的齿顶高和齿根高，分度圆齿厚等于齿槽宽的直齿圆柱齿轮称为标准齿轮，不能同时具备上述特征的直齿轮都是非标准齿轮。

标准齿轮及其几何尺寸计算公式

由齿轮各部分名称的定义可以得到标准齿轮的几何尺寸计算公式，如（外齿轮）：

分度圆直径　　d=mz

基圆直径　　db=dcosα

齿顶圆直径　　

齿根圆直径　　

标准齿轮的几何尺寸计算公式详见付表

2.基本参数

（1）齿数z　在齿轮整个圆周上轮齿的总数。

（2）模数m　分度圆的周长=πd=zp，则有：

由于π是无理数，给齿轮的设计、制造及检测带来不便。

为此，人为地将比值p/π取为一些简单的有理数，并称该比值为模数，用m表示，单位是mm。

我国已制定了模数的国家标准，因此，分度圆直径d=mz，分度圆齿距p=πm。

模数m是决定齿轮尺寸的一个基本参数。

齿数相同的齿轮，模数愈大，其尺寸也愈大如上图所示。

（3）分度圆压力角α

齿轮轮齿齿廓在齿轮各圆上具有不同的压力角，我国规定分度圆压力角α的标准值一般为20°。

此外，在某些场合也采用α=14.5°、15°、22.5°及25°等的齿轮。

至此，我们可以给分度圆下一个完整的定义：

分度圆就是齿轮上具有标准摸数和标准压力角的圆。

（4）顶高系数h*a和顶隙系数c*

齿轮齿顶高和齿根高的计算式分别是：

其中h*a和c*分别称为齿顶高系数和顶隙系数。

GB1356-88规定了h*a和c*的标准值：

1）正常齿制当m≥1mm时，h*a=1，c*=0.25；当m＜1mm时，h*a=1，c*=0.35

2）短齿制h*a=0.8，c*=0.3

总结

通过这次设计，我学到了很多知识，巩固了一些原来遗忘、疏忽的知识点；原来不理解、没掌握好的问题，也通过翻阅资料、请教老师，把它们都解决了。

由于Pro/E是我的一个薄弱环节，因此在造型中遇到了许多难题。

通过查阅资料，请教老师、同学，我都一一解决了。

通过本次毕业设计，我体会到了团队的精神的重要性。

同时，我也发现自己在专科阶段几年的学习过程中存在着很多不足，尤其是专业知识的应用方面，不能在实践中很好的运用。

通过这次毕业设计，使自己有了一种新的感受和认识，相信自己在今后的工作和学习中将发挥的更好。

致谢

经过一个月的忙碌和学习，本次毕业论文设计已经接近尾声，作为一个专科生的毕业设计，由于经验的匮乏，难免有许多考虑不周全的地方。

如果没有指导教师的督促指导，想要完成这个设计是难以想象的，在这里首先要感谢我的论文指导老师孙建香。

孙老师平日里工作繁多，但在我做设计的每个阶段，从选题到查阅资料，论文提纲的确定，中期论文的修改，后期论文格式调整等各个环节中都给予了我细心的指导。

除了敬佩孙老师的专业水平外，他的治学严谨和科学研究的精神也是我永远学习的榜样，并将积极影响我今后的学习和工作。

最后还要感谢这三年来所有教过我的老师，是在他们的教诲下，我喜欢上了机电一体化这门专业，掌握了坚实的专业知识基础，为我以后的扬帆远航注入了动力。

参考文献

1徐锦康．机械设计．北京：

机械工业出版社，2001

2葛常清．机械制图（第二版）．北京：

中国建材工业出版社，2000

3吕广庶，张远明．工程材料及成型技术．北京：

高等教育出版社，2001

4张彦华．工程材料与成型技术．北京：

北京航空航天大学出版社，2005

5周昌治，杨忠鉴，赵之渊，陈广凌．机械制造工艺学．重庆：

重庆大学出版社，1999

6曲宝章，黄广烨．机械加工工艺基础．哈尔滨：

哈尔滨工业大学出版社，2002

7甘永力．几何量公差与检测．上海：

上海科学技术出版社，2004

烟台工程职业技术学院

毕业（设计）成绩评定评分表

评价基元

评价内涵

满分

实评分

平时成绩

30％

能按