【正文】 圖和零件工作圖的設計以便進行機器裝配、調(diào)試及維護。 Thisisondesignmechanicalcoursepracticetwostagegearonbasisfurtherusingsoftwareestablishthreedimensionalreducertheassembly,onponentstheofmodelingFinally,simulationthesomeinputspeed,bysimulationintermediateandshaft,simulationwillparedthecalculation,verifyeffectivenessfeasibilitythe Gear reducer； Casing； A mechanical transmission device； Principle and Parameter； Design； Kinematics其一般用于低轉速大扭矩的傳動設備，把電動機，內(nèi)燃機或其它高速運轉的動力通過減速器的輸入軸上的齒數(shù)少的齒輪嚙合輸出軸上的大齒輪來達到減速的目的。然而，傳輸機生產(chǎn)線的傳送速度就是依靠減速器來實現(xiàn)快慢控制的。減速器是一種由封閉在箱內(nèi)的齒輪、渦輪、蝸桿等組成的傳動裝置，是將電動機的回轉數(shù)減速到我們所需要的回轉數(shù)。目前在大多數(shù)工業(yè)生產(chǎn)中應用非常廣泛，幾乎在各式機械的傳動系統(tǒng)中都可以見到它的蹤跡。然而，二級齒輪減速器又是各式各樣減速器中的典型代表，在這種背景下我們選擇了二級齒輪減速器的設計具有重要性。畢業(yè)設計課題的主要意義(1)通過此次畢業(yè)設計使我們運用機械制圖、機械設計基礎、機械CAD等有關課程知識，起到鞏固、深化、融會貫通及擴展有關機械設計方面知識的作用。(3)夠提高我們查找和翻閱設計資料的能力以及計算、繪圖數(shù)據(jù)處理、計算機輔助設計方面的能力。產(chǎn)品發(fā)展的總趨勢是小型化、高速化、低噪音和高可靠性；技術發(fā)展中最引人注目的就是硬齒面技術、功率分支技術和模塊化設計技術。它旨在追求高性能的同時，盡可能減少零件及毛坯的品種規(guī)格和數(shù)量，以便于組織生產(chǎn)、形成批量、降低成本、獲得規(guī)模效益。促使減速器水平提高的主要因素還有：(1)理論知識更完善、更接近實際（如齒輪強度計算方法、變形計算、修形技術、優(yōu)化設計方法、齒根圓滑過渡、新齒型、新結構等）。(3)結構設計更合理。(5)箱體的剛度和加工精度提高。(7)采用含添加劑的工業(yè)齒輪油，潤滑油質(zhì)量提高。材料和熱處理質(zhì)量及齒輪加工精度都有較大的提高，通用圓柱齒輪的制造精度可以從JB1791960的89級提高到GB/T 。20世紀80年代末到90年代初，我國相繼制定了近100個齒輪和蝸桿減速器的標準，研制了許多新型減速器，大體上實現(xiàn)了通用減速器的更新?lián)Q代。部分減速器采用硬齒面后，體積和質(zhì)量明顯減小，承載能力、使用壽命、傳動效率和可靠性有了大幅度的提高，對節(jié)能和提高主機的總體水平起到了明顯的作用，為發(fā)展我國的機械產(chǎn)品做出了貢獻。而這方面差距，我們的對策應該是：(1)有條件的企業(yè)應該瞄準國際最先進的水平，盡快研究開發(fā)面向21世紀的新產(chǎn)品?，F(xiàn)在國內(nèi)有的企業(yè)已經(jīng)發(fā)開了這類產(chǎn)品。國內(nèi)多年來使用行之有效的雙圓弧齒輪、三環(huán)減速器和已成功應用的點線嚙合齒輪等技術，應不斷完善，大力推廣。(4)產(chǎn)品的發(fā)展應著重提高內(nèi)在質(zhì)量，嚴格控制材料熱處理、幾何加工精度和裝配試驗的質(zhì)量和穩(wěn)定性，以提高產(chǎn)品的可靠性和無重大故障的工作壽命。(5)改進外觀設計和涂漆質(zhì)量，杜絕滲油漏油現(xiàn)象。隨著社會的發(fā)展，應不斷開發(fā)出新結構、新類型的產(chǎn)品，以適應市場的需求。圓柱齒輪減速器：單級、二級、二級及以上二級。圓錐齒輪減速器：用于輸入軸和輸出軸位置成相交的場合。其缺點是效率低。行星齒輪減速器：傳動效率高，傳動比廣泛，傳動效率12W~50000KW，體積小和重量小。 設計的主要工作我們在得知畢業(yè)設計之時，我們通過查閱資料才明白本次畢業(yè)設計是圓柱齒輪減速器，它是一個機械傳動裝置，設計的主要內(nèi)容一般包括五個方面。第二部分：傳動零件的設計計算及齒輪、軸、滾動軸承、聯(lián)軸器的設計選擇與校正，這些工作是為進行裝配草圖的設計做準備。第四部分：繪制減速器裝配圖及繪制零件工作圖。 設計的總結及展望未來在畢業(yè)設計過程中，我們通過查閱大量有關資料，與同學交流經(jīng)驗和自學，并向老師請教等方式，使自己學到了不少知識，也經(jīng)歷了不少艱辛，但收獲同樣是巨大的，可謂受益匪淺。而且大大提高了動手能力，使我們充分體會到了在創(chuàng)造過程中探索的艱難和成功時的喜悅。通過這次畢業(yè)設計使我們對之前所學知識起到了鞏固、深化、融匯貫通的作用，使我們樹立了正確的設計思想。已知玉樹帶有效拉力F=7500N，帶速v=，滾筒直徑370mm，載荷平穩(wěn)，連續(xù)單向運轉，電源為三項交流電（220V/380V）。 傳動裝置總體設計方案(1)組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。(3)確定傳動方案：考慮到電機轉速高，傳動效率大，將V帶設置在高速級。 電機的選擇電動機分為直流電動機和交流電動機兩種，在工廠里面一般采用三相交流電。 選擇電機的類型按工作要求及條件選用三項籠型異步電動機，封閉式結構，電壓380V。假如所選擇的電動機功率比工作時電動機功率要小，就不能保證工作機正常工作，如果選擇功率過大，這就導致電動機的制造復雜，價格不再低廉，傳動能力又不能得到很充分的利用。電機所需要工作功率為：Pw=Fv\1000= KW (21)系統(tǒng)的傳動效率η=η1η2η3η4 (22)機構V帶傳動齒輪傳動滾動軸承(一對)聯(lián)軸器卷筒傳動效率符號η1η2η3η4η5所以η=η1η3η2η3η2η2η4η5 = =其中齒輪為8級精度等級油潤滑 所以Pd=Pw\η= 確定電機轉速卷筒工作轉速nw=601000V\πD=601000\370= r\min (23)~50~2390通過比較，選擇型號為Y132S4 其主要參數(shù)如下：電動機額定功率P電動機滿載轉速nm電動機伸出端直徑電動機伸出端安裝長度1440（r\min）38mm80mm 傳動比的分配及轉動校核由選定的電動機滿載轉速nm和工作機主動軸轉速nw，可得傳動裝置總傳動比為 i=nm\nw=1440\= (24)選擇帶輪傳動比i1=3,一級齒輪傳動比i2=,二級齒輪傳動比i3= 傳動裝置的運動和動力參數(shù)的計算(1)各軸輸入功率0軸（電動機）輸入功率：p0=p額=1軸（高速軸）輸入功率：p1=p0η1==2軸（中間軸）的輸入功率：p2=p0η1η2η3==3軸（低速軸）的輸入功率：p3=p0η1η2η2η3η3==4軸（卷筒軸）的輸入功率：p4=p0η1η2η2η2η3η3η4η5==(2)各軸輸入轉矩的計算:0軸（電動機）的輸入轉矩：T0=105p0\n0=105103 1軸（高速軸）的輸入轉距：T1=105P1\n1=1051032軸（中間軸）的輸入轉矩：T2=105P2\n2=1051033軸（低速軸）的輸入轉距：T3=105P3\n3=1051034軸（卷筒軸）的輸入轉矩：T4=105P4\n4=105\=103軸編號名稱轉速（r\min）轉矩/(N查得工作情況系數(shù)KA=，故Pca=KAPE== (25)(2)選取窄V帶類型根據(jù)Pca 確定選用SPZ型。(3)確定帶輪基準直徑dd1=80根據(jù)[2]式（815），dd2。 dd2=idd1=380=240 (26)根據(jù)[2]表87取dd2=250按[2]式（813）驗算帶的速度帶的速度合適 初步確定中心距mm(27)根據(jù)[2] L`d=2a0+π/2（dd1+dd2）+(dd2dd1)2/4a0=2500+π/2（250+80）+(25080)2/(4500)=mm a=a0+ (LdL`d)/2=400+()/2 =+（dd2dd1）/a176。+（25080）/176。120176。/2) =(9)帶的張緊、安裝與維護V帶工作一段時間后，會因為產(chǎn)生變形而松弛，使張緊力減小，傳動能力下降。重新安裝的方法通常有調(diào)節(jié)中心距和采用張緊力。一般需要注意一下幾點：①V帶安裝時首先要縮小中心距，將V帶套入輪槽中，之后按初拉力進行張緊。②安裝時兩輪軸線必須要是平行的，并且兩帶輪相應的V型槽的對稱平面應該要重合的。④帶傳動裝置長時間不用的話，我們要將傳送帶放松，維護其壽命。平面齒輪傳動又分為直齒圓柱齒輪傳動、斜齒輪圓柱齒輪傳動、人字齒輪傳動、內(nèi)嚙合齒輪傳動、曲線齒錐齒傳動、準雙曲面齒輪傳動、蝸輪蝸桿傳動。初選小齒輪齒數(shù)為22。(1)由于減速器采用閉式傳動，所以按齒面接觸疲勞強度進行設計 設計公式：d1t≥179?！?KT／（φdεa）(U+1/U)(ZHZE/σH)2 d1t≥179。/22= (214) 齒高：h=== mm B/h=計算縱向重合度：εβ=　 =122tan14176?！蘫/KT=179。/22=(3)按齒根彎曲強度設計 設計公式：mn≥ 179。= ZV2=Z2/cos3β=81/cos314176。√2KTYβcos2β/φdZ12εα(YFαYSα/[δF]) mn≥179。（1222） mn≥對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于由齒面接觸強度計算的法面模數(shù)，取標準模數(shù)m=2mm，既滿足彎曲強度，但為了滿足接觸疲勞強度需要按接觸疲勞強度計算得分度圓直徑d1=： Z1=d1cosβ/m=cos14176。）= 將中心距圓整為：127mm按圓整后中心距修正螺旋角： β=arccos（Z1+Z2）m/2a=arccos(26+97)2/（2127）=176。計算大小齒輪的分度圓直徑： d1=Z1M/cosβ=262/176。=計算齒輪寬度： b=φdd1=1= 取B2=54mm ，B1=60mm(5)高速級齒輪傳動的幾何尺寸 名稱計算公式結果/mm法面模數(shù)mn2面壓力角 αn20176。分度圓直徑d1d2齒頂圓直徑da1=d1+2hamn=+22齒根圓直徑df1=d12hfmn=2中心距a=mn(Z1+Z2)/(2cosβ)=2（22+81）/(176。大齒輪采用腹板式結構。減速器采用圓柱斜齒輪傳動，螺旋角初選為β=14176。 初選小齒輪齒數(shù)為28。 設計公式：d3t≥179?！?KT／（φdεa）(U+1/U)(ZHZE/σH)2 d3t≥179。/28=齒高：h=== mm B/h=計算縱向重合度：εβ=　 =128tan14176?！蘇/Kt=179。/28=(5)按齒根彎曲強度設計 設計公式：mn≥ 179。= ZV4=Z2/cos3β=81/cos314176?！?KTYβcos2β/（φdZ12εα）(YFαYSα/[δF]) mn≥179。（1282） mn≥對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于由齒面接觸強度計算的法面模數(shù)，取標準模數(shù)m=2mm，既滿足彎曲強度，但為了滿足接觸疲勞強度需要按接觸疲勞強度計算得分度圓直徑d3=： Z1=d3cosβ/m=cos14176。）=將中心距圓整為：177mm按圓整后中心距修正螺旋角： β=arccos（Z1+Z2）m/2a=arccos(44+127)2/（2177）=176。計算大小齒輪的分度圓直徑： d3=Z1m/cosβ=442/176。=計算齒輪寬度： b=φdd1=1= 取B2=90mm ，B1=95mm(7)低速級齒輪傳動的幾何尺寸名稱計算公式結果/mm法面模數(shù)mn2面壓力角 αn20176。分度圓直徑d3d4齒頂圓直徑da1=d1+2hamn=+22齒根圓直徑df1=d12hfmn=2中心距a=mn(Z1+Z2)/(2cosβ)=2（22+81）/(176。 由表15—3查得，取A0=106 d1≥A0(p1/n1)1/3=106()1/3 =(3)軸的結構設計 軸伸段d1；過密封圓處軸段d2；軸頸d3,d7；軸承安裝定位軸段d4,d6。 由于軸伸直徑比強度計算的值要大許多，考慮軸的緊湊性，其它階梯軸段直徑應盡可能從較小值增加，因此，取df=軸長L＝+L伸出選取d2軸向長度為20 Ld2＝（20~30） AC=58mm CD=170mm