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1、.工业职业技术学院毕业论文题目：二级蜗杆锥齿轮减速题目：二级蜗杆锥齿轮减速器设计器设计.摘摘要要机械传动已经伴随人们走过了几千年的历史， 无论是在生活还是生产方面， 它都为人类的发展进程作出了巨大的贡献。如今，随着电子技术、信息技术的广泛应用，使机械传动也进入了一个新的发展阶段。机械传动系统在高速、高效、节能、环保以及小型化等方面有了明显的改进。 现在， 单纯的机械或电气传动似乎更多地加入了流体技术、 智能控制技术部分，机械、电子、传感器技术、软件的合成已成为一种重要的趋势。社会生活的各个角落，无不在享受着新技术发展所带来的便利， 微电子技术的发展，推进了各种机械加工设备的功能与加工水平，推动
2、着技术的进步。同时，高科技越发达，相对的对机械行业的需求就越大。 比如现在我国对减速机的需求增长速度就很快， 刚进入中国的时候年销售量还不到 100 万美元，现在已经达到了600700 万美元。所以说机械行业包括其他基础行业还是相当重要的，而我国减速机制造企业更应该跟上时代， 多元化地发展。目前国际上最先进的各种减速机加工及检测设备，包括各种滚齿机、磨齿机、热处理炉、齿轮检测中心、三坐标测量仪等，均不同程度地使用了微电子技术和信息技术。 国外的机械传动行业随着微电子技术、 信息技术的发展也在进行着与之相应的多元化的改变。 而我国的基础行业包括减速机行业则相对还很落后,基本上处于先进国家上世70
3、、80 年代的水平。机械设备包括减速机的高速、 高效和高精度主要取决于机械加工工艺， 当然也有技术的原因。对于传统的机械加工行业来说， 影响产品质量和性能的因素一个是材料， 另一个则是加工工艺，包括热处理工艺。国外的企业就很注意对这两方面的研究和投入， 因此做出的产品质量高、性能好。同样的一图纸，国外和国的厂家加工出来的产品就有很大的不同；同样的热处理设备， 国的生产出来的产品同国外的相比就会出现很大的差距。 这里还应注重加工设备的更新，现在国很多减速机制造企业所用的最好的设备也是国外80 年代的，它在国似乎还是很先进的，那是因为它还有很大的市场，但它并不是最先进的。优化人与环境的概念在现代的
4、生产生活中越发受到重视，在工业领域，节能、低噪声、环保也是机械制造的发展趋势， 机械传动行业应如何在材质的选择、 结构的设计等诸多方面去突破以满足这些要求。效率低自然容易产生热量，耗费能源。而产品的大型化，则会对传动效率产生很大的影响，同时，材料的费用，包装的费用也会随之上升，增加成本。因此，而要改善这一切，必须在加工精度、机械加工和热处理上有所改进。 机械传动系统正日益基于标准或准标准的元件和系统，如何提高机械传动部件的标转化、提高配套件的互换性的同时，.满足不同客户的具体要求以迫在眉睫。关键词： 圆锥-圆柱、减速比、联轴器参考文献1 周明衡，减速器选用手册 化学工业 2002 年 6 月第
5、一版2 成大先，机械设计手册化学工业 2002.1（第四版）3 唐保宁、高学满，机械设计与制造简明手册 同济大学 1993.74 宝钧，机械设计课程设计 机械工业2004.45 机械工程标准手册编委会编，机械工程标准手册中国标准 2003.56 朝儒，福荫，高治一，机械制图（第四版）高等教育 2001 年 8 月第四版；7 Jon R.mancuso，Couplings and joints Marcel DekkerINC 1986目目录录摘摘要要.II一绪论.1二结构设计.2三 设计计算过程及说明.31 选择电动机.32 确定总传动比及其分配.133 确定传动装置的运动和动力参数.144
6、蜗杆蜗轮的设计计算.155蜗轮的强度校核.226蜗杆和蜗轮轴的设计及强度校核.257 轴承的选择及校核41.8锥齿轮的设计及校核.459 箱体结构尺寸及计算.4710 减速器的润滑和密封.4811 减速器的附件.5112 减速器的安装维护和使用.54四结论.25五 参考文献.26绪绪论论齿轮传动是现代机械中应用最广的一种传动形式。 它的主要优点是： 瞬时传动比恒定、工作平稳、传动准确可靠，可传递空间任意两轴之间的运动和动力；适用的功率和速度围广；传动效率高， =0.92-0.98；工作可靠、使用寿命长；外轮廓尺寸小、结构紧凑。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
7、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。国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。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。减速器与电动机的连体结构，也
8、是大力开拓的形式，并已生产多长的方向发展。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。近十几年来种结构形式和多种功率型号的产品。近十几年来, ,由于近代计算机技术与数控技术由于近代计算机技术与数控技术的发展，的发展，CAD/CAMCAD/CAM 技术被广泛的应用于机械设计与制造领域，使得机械加工精度，技术被广泛的应用于机械设计与制造领域，使得机械加工精度，.加工效率大大提高，从而推动了机械传动产品的多样化，整机配套的模块化，标加工效率大大提高，从而推动了机械传动产品的多样化，整机配套的模块化，标准化，以及造型设计艺术化，使产品更加精致，美观化。准化，
9、以及造型设计艺术化，使产品更加精致，美观化。在 21 世纪成套机械装备中,齿轮仍然是机械传动的基本部件。 CNC 机床和工艺技术的发展,推动了机械传动结构的飞速发展。在传动系统设计中的电子控制、液压传动、齿轮、带链的混合传动,将成为变速箱设计中优化传动组合的方向。在传动设计中的学科交叉,将成为新型传动产品发展的重要趋势.二结构设计、轴：主要功用是直接支承回转零件，以实现回转运动并传递动力。高速轴和中速轴都属于齿轮轴；低速轴为转轴、属阶梯轴。、轴承：用来支承轴或轴上回转零件、 保持轴的旋转精度、 减小磨擦和磨损。 高、中速轴的为 GB/T2761994 沟球轴承 6206； 低速轴为 GB/T2
10、761994 深沟球轴承 6208。、齿轮：用来传递任意轴间的运动和动力，在此起传动及减速作用，其中齿轮1和齿轮 3 属于齿轮轴，为主动轮，齿数分别为z1=11；z3=14。齿轮 2 得齿轮 4 为从动轮，齿数分别为 z2=88；z4=85。都为斜齿圆柱齿轮。、联轴器：主要用于联接两轴，使他们一起转动以传递运动和转矩。（2） 、附件：、窥视孔：窥视孔用于检查传动零件的啮合、润滑及轮齿损坏情况，并兼作注油孔，可向减速器箱体注入润滑油。、通气器：使箱体受热膨胀的气体自由排出，以保持箱体外压力平衡，不致使润滑油沿分箱面或轴伸密封件处向外渗漏。、定位销：对由箱盖和箱座通过联接而组成的剖分式箱体， 为保
11、证其各部分在加工及装配时能够保持精确位置，特别是为保证箱体轴承座孔的加工精度及安装精度。、启箱螺钉：由于装配减速器时在箱体剖分面上涂有密封用的水玻璃或密封胶，因而在拆卸时往往因胶结紧密难于开盖，旋动启箱螺钉可将箱盖顶起。、放油孔及放油螺塞：为排放减速器箱体污油和便于清洗箱体部， 在箱座油池的最低处设置放油孔，箱体底面做成斜面，向放油孔方向倾斜1 2 使油易于流出。三 设计计算过程及说明31 选择电动机：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 PwPw3.4kW2） 电动机的输出
12、功率PdPw/0.904Pd3.76kW3电动机转速的选择nd（i12*i23in ）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 201 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3.2确定总传动比及其分配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：inm/nwnw38.4i25.142合理分配各级传动比由于减速箱是同轴式布置，所以i1i2。因为 i25.14，取 i25，i1=i2=5速度偏
13、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10.990.970.970.973.3确定传动装置的运动和动力参数传动件设计计算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）
14、 试选小齿轮齿数 z120，大齿轮齿数 z2100 的；4） 选取螺旋角。初选螺旋角142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（1021）试算，即dt1） 确定公式的各计算数值（1） 试选 Kt1.6（2） 由图 1030 选取区域系数 ZH2.433（3） 由表 107 选取尺宽系数d1（4） 由图 1026 查得10.75，20.87，则121.62（5） 由表 106 查得材料的弹性影响系数ZE189.8Mpa（6）由图 1021d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限Hlim2550MPa
15、；（7） 由式 1013 计算应力循环次数N160n1jLh601921（283005）3.3210e8N2N1/56.64107.（8） 由图 1019 查得接触疲劳寿命系数KHN10.95；KHN20.98（9） 计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1，安全系数 S1，由式（1012）得H10.95600MPa570MPaH20.98550MPa539MPaHH1H2/2554.5MPa2） 计算（1） 试算小齿轮分度圆直径 d1td1t=67.85（2） 计算圆周速度v= = =0.68m/s（3） 计算齿宽 b 及模数 mntb=dd1t=167.85mm=67.85mmmnt=3.39
16、h=2.25mnt=2.253.39mm=7.63mmb/h=67.85/7.63=8.89（4） 计算纵向重合度= =0.3181tan14 =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 108 查得动载系数 KV=1.11；由表 104 查的 KH的计算公式和直齿轮的相同，故KH=1.12+0.18(1+0.61 )11 +0.2310 67.85=1.42由表 1013 查得 KF=1.36由表 103 查得 KH=KH=1.4。故载荷系数K=KAKVKHKH=11.031.41.42=2.05（6） 按实际的载荷系数校正所得的
17、分度圆直径，由式（1010a）得d1= = mm=73.6mm.（7） 计算模数 mnmn = mm=3.743按齿根弯曲强度设计由式(1017 )mn1） 确定计算参数（1） 计算载荷系数K=KAKVKFKF=11.031.41.36=1.96（2） 根据纵向重合度=0.318dz1tan=1.59，从图 1028 查得螺旋角影响系数Y0.88（3） 计算当量齿数z1=z1/cos =20/cos 14 =21.89z2=z2/cos =100/cos 14 =109.47（4） 查取齿型系数由表 105 查得 YFa1=2.724；Yfa2=2.172（5） 查取应力校正系数由表 105
18、查得 Ysa1=1.569；Ysa2=1.798（6） 计算FF1=500MpaF2=380MPaKFN1=0.95KFN2=0.98F1=339.29MpaF2=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 =2.4mn=2.54几何尺寸计算1） 计算中心距z1 =32.9，取 z1=33z2=165a =255.07mma 圆整后取 255mm2） 按圆整后的中心距修正螺旋角=arcos =13 5550”3） 计算大、小齿轮的分度圆直径d1 =85.00mmd2 =425mm4） 计算齿轮宽度b=dd1b=85
19、mmB1=90mm，B2=85mm5） 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=34.2mm2求作用在齿轮上的受力Ft1=899NFr1=Ft =337NFa1=Ft*tan=223N；.Ft2=4494NFr2=1685NFa2=1115N6)传动比的分配1.按齿面强度相等的原则分配时，可按下列公式计算，或按图 1 选取。i总传动比；i1高速级传动比；图 1 两级圆柱齿轮减速器传动比的分配d1、d2高速级、低速级齿宽系数；hlim1、hli
20、m2高速级、低速级齿轮的接触疲劳极限；d2i、d2ii高速级、低速级大齿轮分度圆直径。一般取 c1.01.3。c1 时，减速器外形尺寸最小，两个大齿轮浸入油池深度相同。当c1 时，高速级大齿轮不接触油面，可减少润滑油的搅动损失。如果减速器符合表的标准中心距系列时，按齿面接触强度相等，可用下式分配减速器的传动比：d1、d2高速级、低速级齿宽系数a1、a2高、低速级中心距(mm).当 a1/a2=1.4，k=1 时，传动比的分配可由图 2 查得。图 2 两级减速器的传动比分配2.按两级等强度且各齿轮宽、径尺寸和 bd2 最小分配传动比时，可按下式或图 3 分配。图 3两级齿轮等强度，且各齿轮宽、径
21、尺寸和最小分配传动比3.4 蜗杆蜗轮的设计计算对于双级蜗杆减速器，取传动比i1=i2 ,中心距 a1（一级传动） 、a2(二级传动)（可根据标准系列选用， ）由于 t、M 的变化比较敏感，如果取为设计变量，可能会造成优化的困难和结果的不准确。因而必须排除t、M 作为设计变量。取比较容易优化的参数蜗杆头数、蜗轮齿数、模数、蜗杆直径系数作为设计变量：（l）选择材料及确定许用应力蜗杆用 45 钢，蜗杆螺旋部分表面淬火，齿面硬度4555HRC。蜗轮齿圈用铸锡青铜ZCuSn10Pb1，砂模铸造，轮芯用铸铁 HT150，采用齿圈静配式结构。由表 6-7 取蜗轮材料的许用接触应力 H134 MPa，许用弯曲
22、应力 F40 MPa。（2）选择蜗杆头数z1和蜗轮齿数z2根椐传动比i16，由表 6-3，取z12，z2iz1= 21632。（3）按蜗轮齿面接触疲劳强度设计66蜗杆转矩T19.5510Pl/ n1 = 9.5510 7.5/960 = 74609 N.mm.估取传动效率0.82蜗杆转矩T2i T1 = 160.8274609 = 978870 N.mm载荷平稳，取KA =1.0，Kv=1.1，K =1.0。那么，载荷系数K =KAKvK = 1.01.11.0 = 1.1由表 6-7 查得 H150 MPa，F 40 MPa。应力循环系数N= 60j n2 Lh60160103008 = 2
23、.310MPa7MPa青铜与钢配对，材料的弹性系数ZE=160按式（6-14）计算mm3由表 6-2，取m10 mm，d1=160 mm，(m d1=16000 mm )23蜗杆导程角蜗轮圆周速度蜗杆分度圆直径d1=160 mm蜗轮分度圆直径d2=m z1=1032=320 mm传动中心距（3.5 蜗轮的强度校核1）验算蜗轮齿根弯曲疲劳强度按z232，由表 6-28，得蜗轮齿形系数YFa2= 2.437按式（6-15）进行校核计算m/sMPaF =28.2 MPa，安全2）主要几何尺寸计算分度圆直径d1= 160 mmd2= 320 mm中心距模数m=10 mm蜗杆导程角齿顶圆直径mmmm.m
24、m齿根圆直径齿距分度圆上齿厚蜗轮最大外圆直径蜗轮齿顶圆弧半径蜗轮齿宽mm，取mmmmmmmmmmmm，取mmmm蜗轮齿宽角蜗杆螺旋部分长度L（12 + 0.1z2）m35（磨削加长量）187 mm3）热平衡计算滑动速度由式（6-19）计算传动效率m/s按vs8.1 m/s，由表 6-10，得当量摩擦角v101 39取油的允许温度 t80，环境空气温度t020。按自然通风条件取散热糸数Kd216W/(m )，按式（12-17）计算所需的散热面积m24）精度及齿面粗糙度选择由表 6-1 按v21.00 m/s 选精度为 8 级，标记为 8CGB1008988。蜗杆齿面粗糙度Ral3.2 m蜗轮齿面
25、粗糙度Ra23.2 m5）润滑油选择力-速度因子由图 6-16 查得 40运动黏度 260 mm /s，再由表 6-12 选 G-N320w 蜗轮蜗杆油3.6 蜗杆与蜗轮轴的设计及强度校核1 选择轴的材料，确定许用应力选用轴的材料为 45 钢，调质处理2N. min/m2.b=65Mpa, s=360 Mpa, +1bb=215 Mpa, 0bb=102Mpa, -1bb=60Mpa2 按扭转强度估算轴的最小直径单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相连，从结构要求考虑，输出端轴径应最小。最小直径为d=383 齿轮上作用力的计算齿轮所受转距为T=9.55*10P/n=294000N齿轮作
26、用力圆周力Ft=2T/d=1960径向力Ft=729轴向力Ft=4174 轴的结构设计1)联轴器的选取HL3 联轴器38*82GB5014852)确定轴上零件的位置及固定方式齿轮靠轴环和和套筒实现轴向定位和固定,靠平键和过盈配合实现周向固定;两端轴承靠套筒实现轴向定位,靠过盈配合实现周向固定;轴通过两端轴盖实现轴向定位,连轴器靠轴肩，平键和过盈配合实现轴向定位周向固定。3）选取轴承型号初选轴承型号为渗沟球轴承，代号6310。轴承宽度为 B=27cm安装尺寸 D1=60mm，故轴环直径 d5=60mm4) 校核轴的强度L1L2RBVa.轴的计算AT简图RDVDRBHCFtFaFrL3RBVBRD
27、HFtb.水平面、垂直面的受力图RBHRBVRDHRDV.各力方向判断如下图FaFtFr.支座反力分析：支座反力分析：（1） 、定跨距测得：L168；L2 79；L3 42（2） 、水平反力：RBHFtL32795.342 970.269NL2 L379 42RDH Ft RBH 2795.3970.269 1825.031N（3） 、垂直反力：FrL2Fad42L2 L3RDV1027.683 79 398.328 214.64279 42 1024.26NRBV Fr RDV 1027.683 1024.26 3.423N当量弯矩：当量弯矩：（1） 、水平弯矩：MH RBH L2 970.
28、269 79 76651.251N mm（2） 、垂直面弯距：MV1 RBV L2 3.423 79 270.417N mmMV 2 RDV L3 1024.26 42 43018.92N mm（3） 、合成弯矩：M1 MH MV122. 76651.251 270.41722 76651.728M2 MH MV 222 76651.251 43018.9222 87897.905当转矩 T=300000Nmm；取 0.6得：当量弯矩：Me2 M2 ( TIII)22 87897.905 (0.6X300000)22 200314.856N mmMe1 M1 76651.728N mm按扭合成
29、应力校核轴的强度。 由轴的结构简图及当量弯矩图可知截面 C 处当量弯矩最大，是轴的危险截面。进行校核时， 只校核轴上承受最大当量弯矩的截面的强度，则由1P339 得轴的强度校核公式 12-3e MeW 1其中： 因为轴的直径为 d=45mm 的实心圆轴，故取W 0.1 d3因为轴的材料为 45 钢、调质处理查1P330 取轴的许用弯曲应力为：1=60Mpa#.e Me2W Me20.1 d3 200314.8560.1 453 21.982MPa 1 60MPa3.7 轴承的选择及校核、根据轴承型号 6310 查4P383 表 8-23 取轴承基本额定动载荷为：C=29500N；基本额定静载荷
30、为：Cor18000N因为：Fa1 Fa2 Fr1 22Fa2 398.3282 199.164NRBH RBV 970.269 3.42322 970.275NFr2 RDH RDV22 1825.031 1024.2622 2092.808NFa1Cor199.16418000Fa1Cor 0.011根据的值查1P298 表 10-10,利用差值法求得e=0.184;X=0.56;Y=2.362、FalFrl 199.164970.275 0.2053 e 0.184由1P298 表 10-10 查得 X=0.56 ;Y=2.362根据轴承受中等冲击查1P298 表 10-9 取轴承载荷系
31、数为:P fp(X Fr1 Y Fa1)1fp1.2. 1.2 (0.56 970.275 2.362 199.164) 1216.535、Fa2Fr2 199.1642092.808 0.0952 e 0.184由1P298 表 10-10 查得 X=1 ; Y=0根据轴承受中等冲击查1P298 表 10-9 取轴承载荷系数为: 1.2(1 2092.808 0 199.164)P2 fp(X Fr2 Y Fa2)fp1.2 2511.37、因为是球轴承，取轴承寿命指数为： 3n n 28.826r / minP P2由1P297 轴承寿命公式 10-2a 得：106CLh()hP=106
32、(295002511.37) 937126.695h360 28.826Lh 360168 46080hLh Lh故轴承使用寿命足够、合格。3.8锥齿轮的设计及校核大锥齿轮的齿数是 40,小锥齿轮的齿数是 25 齿。分度圆锥角 tg1=Z1/Z2=20/20=1即1=45o。量得大端齿顶圆直径为：100mm.d 顶=m(Z1+2cos1)=100.24.确定模数:m=d 顶 1/z1+2cos1=64.4/21.4142=3.计算分度圆直径 d 分:d 分=m*z1=3*20=60mm计算锥距 LL1=d1/2Sin 1=60/1.4142=42.43mm.齿顶角 tg=h 顶/L=3/42.
33、43=0.0707.(h 顶=m).顶=4o2.齿顶圆锥角顶 1=1+顶=45+42=492齿顶高:h 顶=m=3齿根高 h 根=1.2m=3.6齿高=h 顶+h 根=6.6齿宽 B=15.5(测量)3.9 箱体结构尺寸及计算材料为：HT200。加工方式如下：加工工艺路线：铸造毛坯时效油漆划线粗精加工基准面粗、精加工各平面粗、半精加工各主要加工孔精加工主要孔粗、精加工各次要孔加工各紧固孔、油孔等去毛刺清洗检验3.10 减速器的润滑和密封、润滑：齿轮采用浸油润滑。参考1P245。当齿轮圆周速度v12m/s时，圆柱齿轮浸入油的深度约一个齿高，三分之一齿轮半径，大齿轮的齿顶到油底面的距离3060mm
34、。参考1P310。轴承润滑采用润滑脂，润滑脂的加入量为轴承空隙体积的1132，采用稠度较小润滑脂。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。、密封：防止外界的灰尘、水分等侵入轴承，并阻止润滑剂的漏失。查4P383 表10-37，高低速轴密封圈为：唇形密封圈（FB 型）GB/T9877.1-1998。3.11 减速器的附件包括窥视孔及窥视孔盖、通气器、轴承盖、定位销、启箱螺钉、油标、放油孔及放油螺。减速器标准件明细表序号01轴承 6310454dDB30601602螺母 M16HT20001大径为 16 螺矩为 1.503键 C1055452bhl1
35、0855040506螺母 M10螺栓 M10100带副唇唇形密封圈(大)07带副唇唇形密封圈(小)橡胶1HT2000HT2000橡胶661大径为 10D=10X100dDb40608dDb30477GB/T9877.1-1988GB/T6170-2000GB/T5785GB/T9877.1-1988GB/T1096-2003GB/T6171-2000GB/T276-1994名称及型号材料数量基本尺寸标准代号.08键 1022451dhl10822GB/T1096-200309螺钉 M616454D=6, l=16GB/T819.2结结论论齿轮传动是现代机械中应用最广的一种传动形式。它的主要优点
36、是：瞬时传动比恒定、 工作平稳、 传动准确可靠， 可传递空间任意两轴之间的运动和动力；适用的功率和速度围广；传动效率高，=0.92-0.98；工作可靠、使用寿命长；外轮廓尺寸小、 结构紧凑。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。在 21 世纪成套机械装备中,齿轮仍然是机械传动的基本部件。CNC 机床和工艺技术的发展,推动了机械传动结构的飞速发展。在传动系统设计中的电子控制、液压传动、齿轮、带链的混合传动,将成为变速箱设计中优化传动组合的方向。在传动设计中的学科交叉,将成为新型传动产品发展的重要趋势.目前国
37、通用的 JZQ 系列二级减速器，两级承载能力之差为 15%40%。通过优化设计，两级承载能力之差可控制在 5%以下，在材质不变的情况下，承载能力可提高 10%20%，有的可提高 30%以上，同时保证中心距最小。以 JZQ500减速器(u=10.35)为例，原设计高速级 u1=2.3,mn1=4,1=8634,Z1=30,Z2=69;低速级 u11=4.5,mn11=6,11=8634,Z3=18, Z4=81。两级承载能力相差 40%，承载能力只有 23.5kN。经优化设计后，参数变更如下：高速级 u1=3.06,mn1=6,.1=12.74 , Z1=16, Z2=49,变位系数 x1=0.
38、39,x2=-0.37;低速级 u11=3.38,mn11=10,11=14.74, Z3=13,Z4=44, 变位系数 x1=0.10,x2=0.44。两级承载能力相差 4%,实际承载能力为 30.8kN,比原来提高 31%,同时保持了最小中心距。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。减速器与电动机的连体结构， 也是大力开拓的形式。由于近代计算机技术与数控技术的发展，CAD/CAM 技术被广泛的应用于机械设计与制造领域， 使得机械加工精度， 加工效率大大提高， 从而推动了机械传动产品的多样化，整机配套的模块化，标准化，以及造型设计艺术化，使产品更加精
39、致，美观化。致致本文是在尊敬的导师空召和二宝的精心指导下完成的， 导师高尚的品德， 渊博的学识， 严谨的学风和高度的责任心深深地影响着学生。 导师三年的教诲是学生宝贵的精神财富，并将使学生受益终生。在此，谨向两位尊敬的导师表示真诚的感和崇高的敬意！老师朱成俊在我学 Solidworks 时认真负责，时时为学生着想，每次上课时都会问同学们是否听懂了， 在不懂时他每次都停下来仔细为我们讲解， 他始终以教书育人为己任， 给予了我很大的帮助。 同时感学校为我们提供了很好的学习机会和良好的学习环境为我们的成长起到了积极的作用； 另外在此向实习工厂的师傅们表示感， 他们一直以来默默无闻的辛勤劳作着， 为我
40、们的成长洒下辛勤的汗水。最后，作者还要深深地感默默支持本人完成学业的父母及亲友，感他们为我所做出的无私奉献和巨大支持！谨向所有在本文的完成中给予作者关怀和帮助而在此无法一一提及的老师、.同学和朋友致以诚挚的意！参参 考考 文文 献献1 黄劲枝 主编.机械设计基础.:机械工业,2001.72机械设计课程设计 ，高等教育，王昆，何小柏，汪信远主编， 1995 年 12 月第一版；3机械设计实用手册 ，高等教育, 吴宗泽 主编，2003.114减速器选用手册 ，化学工业，周明衡主编，2002 年 6 月第一版；5工程机械构造图册 ，机械工业，希平主编6机械制图（第四版） ，高等教育，朝儒，福荫，高治一编，2001 年 8 月第四版；7互换性与技术测量（第四版） ，中国计量，廖念钊，古莹庵，莫雨松，硕根，兴骏编，2001 年 1 月第四版.