蜗轮减速器论文答辩
(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。
蜗轮减速器毕业论文
究竟是哪种技术？是可变气门升程？可变进气行程？可变进排气凸轮轴？
机械类毕业设计类资料你可以百度搜索一下九爱图纸或者9icad，网站里面有上万机械图纸和上千套机械毕业设计（图纸+说明书），相信这些资料对你做毕业设计一定会有帮助的。
(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。
现在的论文大多都要钱的，免费的很少啊。我都找了好长时间了，是关于减速器壳的工艺设计。都要钱的，郁闷！
行星轮减速器毕业论文答辩
行星齿轮传动是指一个或一个以上齿轮的轴线绕另一齿轮的固定轴线回转的齿轮传动。行星轮既绕自身的轴线回转，又随行星架绕固定轴线回转。太阳轮、行星架和内齿轮都可绕共同的固定轴线回转，并可与其他构件联结承受外加力矩，它们是这种轮系的三个基本件。三者如果都不固定，确定机构运动时需要给出两个构件的角速度，这种传动称差动轮系；如果固定内齿轮或太阳轮，则称行星轮系。通常这两种轮系都称行星齿轮传动。特点和类型：行星齿轮传动的主要特点是体积小，承载能力大，工作平稳；但大功率高速行星齿轮传动结构较复杂，要求制造精度高。行星齿轮传动中有些类型效率高，但传动比不大。另一些类型则传动比可以很大，但效率较低，用它们作减速器时，其效率随传动比的增大而减小；作增速器时则有可能产生自锁。差动轮系可以把两个给定运动合成起来，也可把一个给定运动按照要求分解成两个基本件的运动。汽车差速器就是分解运动的例子。行星齿轮传动应用广泛，并可与无级变速器、液力耦合器和液力变矩器等联合使用，进一步扩大使用范围。行星齿轮传动的设计选择齿轮齿数时需要考虑的因素是：满足指定的传动比；几个行星轮需装到相应的合理位置；行星轮间各齿顶圆要有一定间隙。此外，还应保证安装以后三个基本件的回转轴线重合，例如[行星齿轮传动]中内啮合齿轮的中心距必须等于外啮合齿轮的中心距。行星齿轮传动的齿轮强度计算主要考虑轮齿的接触强度和弯曲强度，可分解为相啮合的几对齿轮副分别计算。在结构设计中主要考虑的是几个行星轮分担的载荷均匀，故应采用均载机构，例如采用基本件“浮动”的均载机构、弹性件的均载机构和杠杆联动均载机构等。
行星减速机的原理是一种动力传达机构，利用齿轮的速度转换器，将马达的回转数减速到所要的回转数，并得到较大转矩的机构。行星减速机传动轴上的齿数少的齿轮啮合输出轴上的大齿轮以达到减速的目的。普通的减速机也会有几对相同原理的齿轮啮合来达到理想的减速效果，大小齿轮的齿数之比，就是传动比。行星减速机优点：体积小、重量轻，承载能力高，使用寿命长、运转平稳，噪声低、输出扭矩大，速比大、效率高、性能安全的特点。兼具功率分流、多齿啮合独用的特性。行星减速机的缺点: 行星减速机传动比大，力矩就比其它减速机构小，行星减速机自锁角大止退性差不适合启动用。
行星减速器的传动效率是由齿轮级数输出的减速比决定的，行星减速器的级数由太阳轮及其周围的行星轮构成独立的减速轮系，如减速机内只此一个轮系，我们称为“一段(级)”为得到更大的减速比，需多段(级)传动。由于一套行星齿轮无法满足较大的传动比，有时需要二套或三套来满足用户对较大传动比的要求。由于增加了行星齿轮的数量，所以二级或三机减速级的长度会有所增加，效率会有所下降。行星减速机的级数不一样，传动效率也不一样，通常不超过三级，级数越小传动效率越高，反之越小：巴普曼一级（单级）传动效率为98%；二级传动效率98%×98%；三级传动效率为98%×98%×98%；巴普曼行星减速器满载效率：在最大负载情况下（故障停止输出扭矩），巴普曼行星减速器的传输效率。
用行星齿轮作为传动结构的发动机，设计的还是很有特点的！
轮边减速器的毕业论文
论文提纲与开题报告
开题报告是指开题者对科研课题的一种文字说明材料。论文提纲是作者构思谋篇的具体体现。便于作者有条理地安排材料、展开论证。
一、毕业设计(论文)题目的来源，理论或实际应用意义
2、理论或实际应用意义
汽车驱动桥处于汽车传动系的末端，其基本功用是增大由传动轴或直接由变速器传来的转矩，将转矩分配给左右驱动车轮，并使左右驱动车轮具有汽车行驶运动学上要求的差速功能;同时，驱动桥还要承受作用于路面和车架或车厢之间的铅垂力、纵向力和横向力。
随着测试技术的发展与完善，在驱动桥设计过程中引进新的测试技术和各种专用的试验设备，进行科学实验，从各方面对产品的结构、性能和零部件的强度、寿命进行测试，同时广泛采用近代数学物理分析方法，对产品及其总成、零部件进行全面的技术分析、研究，这样就使驱动桥设计理论发展到以科学实验和技术分析为基础的阶段。
驱动桥设计与分析理论达到当前的高水平，是百余年来特别是近三十年来基础科学、应用技术、材料与制造工艺不断发展进步的结果，也是设计、生产与使用经验长期积累的结果.它立足于规模宏大的生产实践，以基础理论为指导，以体现当代科技成就的驱动桥设计软件及硬件为手段，以满足社会需求为目的，借助于材料、工艺、设备、工具、测试仪器、试验技术及经营管理等领域的成就，不断地发展进步。以便改善其市场竞争地位并获得更大的经济效益。
二、题目主要内容及预期达到的目标
(一)题目主要内容
1)选择驱动桥结构形式，主减速器结构型式;
2)选择主减速器齿轮的支撑型式，计算选择主减速器齿轮的主要参数;
3)主减速齿轮的强度校核，计算选择主减速器的轴承;
4)选择计算差速器齿轮主要参数，差速器锥齿轮的强度校核;
5)完成驱动桥主要零件的结构设计;
6)用Matlab完成相关计算编程。
(注)开题报告要点：1、毕业设计(论文)题目的来源，理论或实际应用意义。2、题目主要内容及预期达到的目标。3、拟采用哪些方法及手段。4、完成题目所需要的实验或实习条件。5、完成题目的工作计划等。
(开题报告不够用时可另附同格式A4纸)
(二)预期达到的目标
1)所选择的主减速比应保证汽车在给定使用条件下有最佳的动力经济性，具体必要的离地间隙以满足通过性的要求;
2)驱动桥的各零件在满足足够的强度和刚度的条件下，应力求做到质量轻，以改善汽车的行驶平顺性;
3)能承受和传递作用于驱动车轮上的各种力和转矩，噪声小，结构简单，拆装调整方便;
4)设计中应尽量满足“三化”的要求;
三、拟采用的方法和手段
(一)方案论证
1)驱动桥结构方案
驱动桥有断开式和非断开式，本次设计采用断开式。参考奥拓微型轿车驱动系统的布置形式，采用的是发动机前横置如图1所示：
汽车悬挂总成的类型及其弹性元件与减振装置的工作特性是决定汽车行驶平顺性的主要因素，而汽车簧下部分质量的.大小，对其平顺性也有显著的影响。断开式驱动桥的簧下质量较小，又与独立悬挂相配合，致使驱动车轮与地面的接触情况及对各种地形的适应性比较好，由此可大大地减小汽车在不平路面上行驶时的振动和车厢倾斜，提高汽车的行驶平顺性和平均行驶速度，减小车轮和车桥上的动载荷及零件的损坏，提高其可靠性及使用寿命。但是，由于断开式驱动桥及与其相配的独立悬挂的结构复杂，故这种结构主要见于对行驶平顺性要求较高的轿车。
2)主减速器及差速器设计结构方案分析
主减速器类型较多，有单级、双级、双速、轮边减速器等。参考奥拓微型轿车驱动系统的布置形式，因此采用圆柱齿轮单级减速如图2，具有结构简单、体积小、重量轻和传动效率高等优点。差速器采用对称式锥齿轮差速器，具有结构简单、工作平稳、制造方便及可靠等优点。在汽车转弯或在不平坦的路面上行驶时，使前后驱动车轮之间产生差速作用。
3)半轴结构方案分析
由于驱动桥是转向驱动桥，并且采用断开式，所以采用如图3所示的两段式半轴，外半轴与车轮相连，并通过球笼式万向节与内半轴即传动轴相连，传动轴与差速器输出端采用滑动球笼式万向节连接。
(二)采用的方法和手段
根据汽车动力性要求，在保证零件强度和刚度可靠使用的条件下基于 MATLAB 完成断开式驱动桥的设计计算。用CAXA软件完成装配图、零件图绘制。论文提纲见附件。
四、完成题目所需要的实验或实习条件
1.汽车学院实验中心;
2.长春第一汽车集团公司实习;
3.通过网络及图书馆获取相关资料;
五、完成题目的工作计划
收集查阅相关资料
提出研究方案，准备开题，开题答辩
确定设计参数及相应计算方法，绘制驱动桥草图，中期检查
程序设计，绘制装配图
资料整理，撰写说明书
调整、完善并最终打印说明书及装配图
答辩准备
查阅资料、文献目录
[1] 陈家瑞，汽车构造 第4版. 北京：人民交通出版社，2003
[2] 王望予，汽车设计 第4版 北京：机械工业出版社，2004
[3] 过学迅，北京：人民交通出版社，2005
[4] 中国汽车车型手册 中国汽车技术研究中心 2003
[5] 刘惟信 汽车设计 北京：清华大学出版社，2001
[6] 汽车设计标准资料手册 长春：吉林科技出版社，1992
[7] 刘惟信.汽车设计.北京：清华大学出版社，2001
[8] 刘惟信.机械可靠性设计. 北京:清华大学出版社，1996
[9] 毛谦得.袖珍机械设计手册.北京：机械工业出版社，2005
[10] 刘惟信.汽车车桥设计.北京：清华大学出版社，2003
[11] 刘惟信.论现代汽车设计及其发展趋势.汽车与社会，1996
[12] 张洪欣.汽车设计.北京:机械工业出版社，2002
[13] 余志生.汽车理论.北京:机械工业出版社，2001
[14] 丁骏.机械制造工艺学.吉林：吉林教育出版社，1986
[15] John Fenton. Handbook of Automotive Powertain and Engineering Publishing, 1998
[16] Lechner G, Naunheimer H. Automotive Transmissions: Fundamentals, Selection, Design and Application. Berlin: Springer, 1999
附 件：论文提纲
指导教师意见：
(对本课题的深度、广度及工作量的意见和对设计结果的预测)
指导教师签字：
年 月 日
教研室意见：
教研室主任签字：
年 月 日
开 题 须 知
一、学生要认真填写开题报告。在毕业设计(论文)答辩时学生须向答辩委员会(或答辩小组)提交开题报告，作为答辩评分的参考材料，没有开题报告不能参加答辩。如果丢失要及时办理补交手续。学生毕业后，开题报告与学生毕业设计(论文)一并存档备案。
二、毕业设计(论文)题目一经确定，指导教师要给学生下达毕业设计(论文)任务书，学生根据任务书的要求进行开题，一般安排在毕业设计(论文)正式开始的第二周至第三周进行。
三、开题报告的审查由各专业教研室主持，每个学生的报告时间为10—15分钟。开题通过后学生才能正式获得毕业设计(论文)的资格。
四、学生要充分理解毕业设计(论文)题目的内容和要求，在指导教师的指导下制定切实可行的工作计划，并且要具备进行毕业设计(论文)所要求的实验或实习(调研)条件。
五、学生要按照指导教师所下达的毕业设计(论文)任务书的要求，认真进行文献资料的检索、搜集和查阅，并做好记录。
六、开题审查不合格的学生，必须在一周内重新进行开题。
第2章主减速器的结构设计过程 设计方案的确定 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 =()=() 2400/(80 1 1 )=式中：r ——车轮的滚动半径 i ——变速器最高档传动比（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 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的各种中小汽车上。 主减速器的基本参数选择与设计计算 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 =式中： ——上述传动部分的效率，取 = k ——超载系数，取k = 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，分别是和由式（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 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， f ——汽车正常使用时的平均爬坡能力系数。货车通常取，可以取f = f ——汽车性能系数当 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 =*M计算得，d =,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= =,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 =.。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 =。 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 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=； 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 =××××× = (2)电机所需的工作功率： P工作=FV/1000η总 =1250×× =、确定电动机转速： 计算滚筒工作转速： n筒=60×960V/πD =60×960×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。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= 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= 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/(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= PII=PI×η带=× PIII=PII×η轴承×η齿轮=×× =、 计算各轴扭矩（N•mm） TI=×106PI/nI=×106× =25729N•mm TII=×106PII/nII =×106× =•mm TIII=×106PIII/nIII=×106× =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= Pd=KAP=×3= 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 = 转速误差为：n2-n2’/n2=686－ =<(允许) 带速V：V=πdd1n1/60×1000 =π×100×960/60×1000 = 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+(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a0 =2×400+(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 = =>1200（适用） （5）确定带的根数 根据课本(7-5) P0= 根据课本(7-6) △P0= 根据课本（7-7）Kα= 根据课本（7-23）KL= 由课本式（7-23）得 Z= Pd/(P0+△P0)KαKL =() ×× =5 (6)计算轴上压力 由课本查得q=，由式（5-18）单根V带的初拉力： F0=500Pd/ZV（α-1）+qV2 =[500×××()+×]N =160N 则作用在轴承的压力FQ， FQ=2ZF0sinα1/2=2×5× =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≤μm (2)按齿面接触疲劳强度设计 由d1≥(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%< 可用 齿数比：u=i0=6 由课本取φd= (3)转矩T1 T1=9550×P/n1=9550× =•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= ZNT2= 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= [σH]1=σHlim1ZNT1/SH=625× =575 [σH]2=σHlim2ZNT2/SH=470× =460 故得： d1≥766(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3 =766[1××(6+1)/×6×4602]1/3mm = 模数：m=d1/Z1= 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=× 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= YSa1= YFa2= YSa2= (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= YNT2= 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= 计算两轮的许用弯曲应力 [σF]1=σFlim1 YSTYNT1/SF=288×2× =410Mpa [σF]2=σFlim2 YSTYNT2/SF =191×2× =204Mpa 将求得的各参数代入式（6-49） σF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1 =(2×1××22×20) ×× =8Mpa< [σF]1 σF2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1 =(2×1××22×120) ×× =< [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=×40×960/60×1000 = 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 ()1/3mm= 考虑有键槽，将直径增大5%，则 d=×(1+5%)mm= ∴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= II段:d2=d1+2h=22+2×2× ∴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= h=2c=2× 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=•mm ③求圆周力：Ft 根据课本式得 Ft=2T2/d2=69495/40= ④求径向力Fr 根据课本式得 Fr=Ft•tanα=×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=×50=•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=×50=•m (4)绘制合弯矩图（如图d） MC=(MC12+MC22)1/2=()1/2=•m (5)绘制扭矩图（如图e） 转矩：T=×（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 =[(1×35)2]1/2=•m (7)校核危险截面C的强度 由式（6-3） σe=Mec/×353 =< [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()1/3= 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= ④求径向力式得 Fr=Ft•tanα=× ⑤∵两轴承对称 ∴LA=LB=49mm (1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ FAX=FBY=Fr/2= FAZ=FBZ=Ft/2= (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=×49=•m (3)截面C在水平面弯矩为 MC2=FAZL/2=×49=•m (4)计算合成弯矩 MC=（MC12+MC22）1/2 =（）1/2 =•m (5)计算当量弯矩：根据课本得α=1 Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[(1×271)2]1/2 =•m (6)校核危险截面C的强度 由式（10-3） σe=Mec/（）=(×453) =<[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= 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= 则FS1=FS2= (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= FA2=FS2= (3)求系数x、y FA1/FR1= FA2/FR2= 根据课本得e= FA1/FR1 设计思路是：按照开式与闭式传动的设计规则进行结构设计，包括电机选择、传动比计算、强度计算、结构尺寸的确定、画出装配图零件图。答辩题目一般从以下几个方面出题：传动比的分配；轴的强度计算的方法；轴上零件的定位方法；齿轮几何尺寸的计算；齿轮结构的选择依据；零件材料的选择依据与热处理；润滑方法；密封方法。还有其它一些细节问题。如果是经过自己设计、思考的应该没有问题。； EQ3090自卸车的总体设计注塑模具闹钟后盖设计轿车的制动系统设计拉式膜片弹簧离合器设计液压伺服系统设计双梁起重机毕业设计论文轿车机械式变速器设计垫片级进模设计外罩塑料模设计推动架的钻床夹具设计透明塑料盒热流道注射模设计数控机械设计论文汽车起重机主臂的毕业论文汽车覆盖件及塑料模具设计拉式膜片弹簧离合器矿石铲运机液压系统设计机械手夹持器毕业设计论文及装配图机械加工工艺规程毕业论文立体车库设计滑座装配设计自动导引小车（AGV）系统的设计重庆长安CM8后地板工位焊装夹具设计变速拨叉零件的机械加工工艺及工艺装备设计拨叉（CA6140车床）夹具设计油壶盖塑料成型模具设计400型水溶膜流研成型机设计推动架夹具设计基于逆向工程和快速成型的手机外型快速设计某高层行政中心建筑电气设计螺旋输送机设计卷扬机传动装置设计带式输送机毕业设计冲压模具设计catia逆向车模处理与Proe实体重建超精密数控车床关键部件的设计注塑模-圆珠笔笔盖的模具设计电机炭刷架冷冲压模具设计 数控多工位钻床设计柴油机喷油泵的专用夹具设计齿辊破碎机详细设计齿辊破碎机详细设计带式二级圆锥圆柱齿轮减速器设计带式输送机的PLC控制典型零件的加工艺分析及工装夹具设计电子钟后盖注射模具设计风力发电机设计论文攻丝组合机床设计鼓式制动器毕业设计花生去壳机毕业设计活塞结构设计与工艺设计静扭试验台的设计矿井水仓清理工作的机械化冷冲模设计普通卧式车床数控改造传动剪板机设计汽车差速器及半轴设计切管机毕业设计清车机毕业设计清新剂盒盖注射模设计双螺杆压缩机的设计提升机制动系统填料箱盖夹具设计洗衣机机盖的注塑模具设计铣床的数控x-y工作台设计液压控制阀的理论研究与设计钥匙模具设计轴向柱塞泵设计组合件数控车工艺与编程五金-冲大小垫圈复合模圆锥－圆柱齿轮减速器的设计斗式提升机设计提升机制动系统设计双螺杆压缩机的设计液压起重机液压系统设计FX2N在立式车床控制系统中的应用万能铣床PLC控制设计 一级齿轮减速器设计亲 你这个问题好解决。 我可能可以帮忙二级减速器论文答辩