众文网1.齿轮传动论文
齿轮传动是利用两齿轮的轮齿相互啮合传递动力和运动的机械传动。
按齿轮轴线的相对位置分平行轴圆柱齿轮传动、相交轴圆锥齿轮传动和交错轴螺旋齿轮传动。具有结构紧凑、效率高、寿命长等特点。
齿轮传动是指用主、从动轮轮齿直接、传递运动和动力的装置。 在所有的机械传动中，齿轮传动应用最广，可用来传递任意两轴之间的运动和动力。
齿轮传动的特点是：齿轮传动平稳，传动比精确，工作可靠、效率高、寿命长，使用的功率、速度和尺寸范围大。例如传递功率可以从很小至几十万千瓦；速度最高可达300m/s；齿轮直径可以从几毫米至二十多米。
但是制造齿轮需要有专门的设备，啮合传动会产生噪声。 [编辑本段]类型 （1）根据两轴的相对位置和轮齿的方向，可分为以下类型： <1>圆柱齿轮传动； <2>锥齿轮传动； <3>交错轴斜齿轮传动。
（2）根据齿轮的工作条件，可分为： <1>开式齿轮传动式齿轮传动，齿轮暴露在外，不能保证良好的润滑。 <2>半开式齿轮传动，齿轮浸入油池，有护罩，但不封闭。
<3>闭式齿轮传动，齿轮、轴和轴承等都装在封闭箱体内，润滑条件良好，灰沙不易进入，安装精确， 齿轮传动有良好的工作条件，是应用最广泛的齿轮传动。 [编辑本段]设计准则 针对齿轮五种失效形式，应分别确立相应的设计准则。
但是对于齿面磨损、塑性变形等，由于尚未建立起广为工程实际使用而且行之有效的计算方法及设计数据，所以目前设计齿轮传动时，通常只按保证齿根弯曲疲劳强度及保证齿面接触疲劳强度两准则进行计算。对于高速大功率的齿轮传动（如航空发动机主传动、汽轮发电机组传动等），还要按保证齿面抗胶合能力的准则进行计算（参阅GB6413-1986）。
至于抵抗其它失效能力，目前虽然一般不进行计算，但应采取的措施，以增强轮齿抵抗这些失效的能力。 1、闭式齿轮传动 由实践得知，在闭式齿轮传动中，通常以保证齿面接触疲劳强度为主。
但对于齿面硬度很高、齿芯强度又低的齿轮（如用20、20Cr钢经渗碳后淬火的齿轮）或材质较脆的齿轮，通常则以保证齿根弯曲疲劳强度为主。如果两齿轮均为硬齿面且齿面硬度一样高时，则视具体情况而定。
功率较大的传动，例如输入功率超过75kW的闭式齿轮传动，发热量大，易于导致润滑不良及轮齿胶合损伤等，为了控制温升，还应作散热能力计算。 2、开式齿轮传动 开式（半开式）齿轮传动，按理应根据保证齿面抗磨损及齿根抗折断能力两准则进行计算，但如前所述，对齿面抗磨损能力的计算方法迄今尚不够完善，故对开式（半开式）齿轮传动，目前仅以保证齿根弯曲疲劳强度作为设计准则。
为了延长开式（半开式）齿轮传动的寿命，可视具体需要而将所求得的模数适当增大。 前已述之，对于齿轮的轮圈、轮辐、轮毂等部位的尺寸，通常仅作结构设计，不进行强度计算。
[编辑本段]齿轮传动类型 1.圆柱齿轮传动 用于平行轴间的传动，一般传动比单级可到8，最大20，两级可到45，最大60，三级可到200，最大300。传递功率可到10万千瓦，转速可到10万转/分，圆周速度可到300米/秒。
单级效率为0.96~0.99。直齿轮传动适用于中、低速传动。
斜齿轮传动运转平稳，适用于中、高速传动。人字齿轮传动适用于传递大功率和大转矩的传动。
圆柱齿轮传动的啮合形式有3种：外啮合齿轮传动，由两个外齿轮相啮合，两轮的转向相反；内啮合齿轮传动，由一个内齿轮和一个小的外齿轮相啮合，两轮的转向相同；齿轮齿条传动，可将齿轮的转动变为齿条的直线移动，或者相反。 2.锥齿轮传动 用于相交轴间的传动。
单级传动比可到6，最大到8，传动效率一般为0.94~0.98。直齿锥齿轮传动传递功率可到370千瓦，圆周速度5米/秒。
斜齿锥齿轮传动运转平稳，齿轮承载能力较高，但制造较难，应用较少。曲线齿锥齿轮传动运转平稳，传递功率可到3700千瓦，圆周速度可到40米/秒以上。
3.双曲面齿轮传动 用于交错轴间的传动。单级传动比可到10，最大到100，传递功率可到750千瓦，传动效率一般为0.9~0.98，圆周速度可到30米/秒。
由于有轴线偏置距，可以避免小齿轮悬臂安装。广泛应用于汽车和拖拉机的传动中。
4.螺旋齿轮传动 用于交错间的传动，传动比可到5，承载能力较低，磨损严重，应用很少。 5.蜗杆传动 交错轴传动的主要形式，轴线交错角一般为90°。
蜗杆传动可获得很大的传动比，通常单级为8~80，用于传递运动时可达1500；传递功率可达4500千瓦；蜗杆的转速可到3万转/分；圆周速度可到70米/秒。蜗杆传动工作平稳，传动比准确，可以自锁，但自锁时传动效率低于0.5。
蜗杆传动齿面间滑动较大，发热量较多，传动效率低，通常为0.45~0.97。 6.圆弧齿轮传动 用凸凹圆弧做齿廓的齿轮传动。
空载时两齿廓是点接触，啮合过程中接触点沿轴线方向移动，靠纵向重合度大于1来获得连续传动。特点是接触强度和承载能力高，易于形成油膜，无根切现象，齿面磨损较均匀，跑合性能好；但对中心距、切齿深和螺旋角的误差敏感性很大，故对制造和安装精度要求高。
7.摆线齿轮传动 用摆线作齿廓的齿轮传动。这种传动齿面间接触应力较小，耐磨性好，无根切现象，但制造。
2.齿轮传动论文
齿轮传动是利用两齿轮的轮齿相互啮合传递动力和运动的机械传动。
按齿轮轴线的相对位置分平行轴圆柱齿轮传动、相交轴圆锥齿轮传动和交错轴螺旋齿轮传动。具有结构紧凑、效率高、寿命长等特点。
齿轮传动是指用主、从动轮轮齿直接、传递运动和动力的装置。 在所有的机械传动中，齿轮传动应用最广，可用来传递任意两轴之间的运动和动力。
齿轮传动的特点是：齿轮传动平稳，传动比精确，工作可靠、效率高、寿命长，使用的功率、速度和尺寸范围大。例如传递功率可以从很小至几十万千瓦；速度最高可达300m/s；齿轮直径可以从几毫米至二十多米。
但是制造齿轮需要有专门的设备，啮合传动会产生噪声。 [编辑本段]类型 （1）根据两轴的相对位置和轮齿的方向，可分为以下类型： <1>圆柱齿轮传动； <2>锥齿轮传动； <3>交错轴斜齿轮传动。
（2）根据齿轮的工作条件，可分为： <1>开式齿轮传动式齿轮传动，齿轮暴露在外，不能保证良好的润滑。 <2>半开式齿轮传动，齿轮浸入油池，有护罩，但不封闭。
<3>闭式齿轮传动，齿轮、轴和轴承等都装在封闭箱体内，润滑条件良好，灰沙不易进入，安装精确， 齿轮传动有良好的工作条件，是应用最广泛的齿轮传动。 [编辑本段]设计准则 针对齿轮五种失效形式，应分别确立相应的设计准则。
但是对于齿面磨损、塑性变形等，由于尚未建立起广为工程实际使用而且行之有效的计算方法及设计数据，所以目前设计齿轮传动时，通常只按保证齿根弯曲疲劳强度及保证齿面接触疲劳强度两准则进行计算。对于高速大功率的齿轮传动（如航空发动机主传动、汽轮发电机组传动等），还要按保证齿面抗胶合能力的准则进行计算（参阅GB6413-1986）。
至于抵抗其它失效能力，目前虽然一般不进行计算，但应采取的措施，以增强轮齿抵抗这些失效的能力。 1、闭式齿轮传动 由实践得知，在闭式齿轮传动中，通常以保证齿面接触疲劳强度为主。
但对于齿面硬度很高、齿芯强度又低的齿轮（如用20、20Cr钢经渗碳后淬火的齿轮）或材质较脆的齿轮，通常则以保证齿根弯曲疲劳强度为主。如果两齿轮均为硬齿面且齿面硬度一样高时，则视具体情况而定。
功率较大的传动，例如输入功率超过75kW的闭式齿轮传动，发热量大，易于导致润滑不良及轮齿胶合损伤等，为了控制温升，还应作散热能力计算。 2、开式齿轮传动 开式（半开式）齿轮传动，按理应根据保证齿面抗磨损及齿根抗折断能力两准则进行计算，但如前所述，对齿面抗磨损能力的计算方法迄今尚不够完善，故对开式（半开式）齿轮传动，目前仅以保证齿根弯曲疲劳强度作为设计准则。
为了延长开式（半开式）齿轮传动的寿命，可视具体需要而将所求得的模数适当增大。 前已述之，对于齿轮的轮圈、轮辐、轮毂等部位的尺寸，通常仅作结构设计，不进行强度计算。
[编辑本段]齿轮传动类型 1.圆柱齿轮传动 用于平行轴间的传动，一般传动比单级可到8，最大20，两级可到45，最大60，三级可到200，最大300。传递功率可到10万千瓦，转速可到10万转/分，圆周速度可到300米/秒。
单级效率为0.96~0.99。直齿轮传动适用于中、低速传动。
斜齿轮传动运转平稳，适用于中、高速传动。人字齿轮传动适用于传递大功率和大转矩的传动。
圆柱齿轮传动的啮合形式有3种：外啮合齿轮传动，由两个外齿轮相啮合，两轮的转向相反；内啮合齿轮传动，由一个内齿轮和一个小的外齿轮相啮合，两轮的转向相同；齿轮齿条传动，可将齿轮的转动变为齿条的直线移动，或者相反。 2.锥齿轮传动 用于相交轴间的传动。
单级传动比可到6，最大到8，传动效率一般为0.94~0.98。直齿锥齿轮传动传递功率可到370千瓦，圆周速度5米/秒。
斜齿锥齿轮传动运转平稳，齿轮承载能力较高，但制造较难，应用较少。曲线齿锥齿轮传动运转平稳，传递功率可到3700千瓦，圆周速度可到40米/秒以上。
3.双曲面齿轮传动 用于交错轴间的传动。单级传动比可到10，最大到100，传递功率可到750千瓦，传动效率一般为0.9~0.98，圆周速度可到30米/秒。
由于有轴线偏置距，可以避免小齿轮悬臂安装。广泛应用于汽车和拖拉机的传动中。
4.螺旋齿轮传动 用于交错间的传动，传动比可到5，承载能力较低，磨损严重，应用很少。 5.蜗杆传动 交错轴传动的主要形式，轴线交错角一般为90°。
蜗杆传动可获得很大的传动比，通常单级为8~80，用于传递运动时可达1500；传递功率可达4500千瓦；蜗杆的转速可到3万转/分；圆周速度可到70米/秒。蜗杆传动工作平稳，传动比准确，可以自锁，但自锁时传动效率低于0.5。
蜗杆传动齿面间滑动较大，发热量较多，传动效率低，通常为0.45~0.97。 6.圆弧齿轮传动 用凸凹圆弧做齿廓的齿轮传动。
空载时两齿廓是点接触，啮合过程中接触点沿轴线方向移动，靠纵向重合度大于1来获得连续传动。特点是接触强度和承载能力高，易于形成油膜，无根切现象，齿面磨损较均匀，跑合性能好；但对中心距、切齿深和螺旋角的误差敏感性很大，故对制造和安装精度要求高。
7.摆线齿轮传动 用摆线作齿廓的齿轮传动。这种传动齿面间接触应力较小，耐。
3.齿轮传动设计毕业论文
单级斜齿圆柱齿轮传动设计+绞车传动
论文编号：JX146 所有图纸，论文字数：6739.页数：36
机械设计课程设计任务书
设计题目：单级斜齿圆柱齿轮传动设计+绞车传动
原始数据：
F=12000 F：卷筒圆周力
n=35(r/min) n：卷筒转速；
D=400mm D：滚筒直径。
设计工作量：
设计说明书一份
一张主要零件图（手工）
零号装配图一张 （CAD）
工作要求：
卷筒间歇工作，载荷平稳，传动可逆转，起动载荷为名义载荷的1.25倍。传送比误差为±5%。每隔二分工作一次，停机5分钟，允许误差为±5%。，使用年限10年，两班制
目 录
第一章、设计任务书…………….…………………………2
第二章、前言 ……………………………….…….………3
第三章、运动学与动力学计算………………………….……3
一、电动机的选择与计算 …………………….………….… 5
二、各级传动比的分配….……………………….…………5
三、计算各轴的转速，功率及转矩，列成表格……………….6
第四章、齿轮的设计及计算…………………….……………7
第五章、轴与轴承的计算与校核 …..………………………12
第六章、键等相关标准键的选择……………………………20
第七章、减速器的润滑与密封……………………………21
第八章、箱体的设计………………………………………22
第九章、设计小结…………………………………………24
第十章、参考资料………………………………………25
以上回答来自：
4.螺旋锥齿轮论文写一篇关于螺旋锥齿轮加工的论文
计算机技术已经触及了我们生活的所有领域，从获取机票、购买商品到接受医疗咨询等。
这一变化同样对制造业产生了巨大影响，加工技术的改进导致产品质量不断提高，价格持续下降。然而在齿轮制造业，螺旋锥齿轮的轮齿接触区检测这一关键工序相对而言却变化很小。
开发一个新产品的螺旋锥齿轮副，其试切开发过程需耗时几个月，花费数千美元。 为了以更低价格的产品来增加全球竞争力，锥齿轮成为实现下一代计算机化制造的一个主要目标。
为了应对这一挑战，Arrow齿轮公司已经实现了螺旋锥齿轮开发方式的更新换代，从而开辟了一个新纪元。 本文将提供锥齿轮开发的一些基本信息以及Arrow公司为了获得最好的质量，同时降低开发费用所采用的具体程序和工艺技术。
接触区和齿轮位移的基本概念 接触区形态是螺旋锥齿轮设计的一个关键特性。简单地说，接触区就是当齿轮旋转进入啮合直至脱离啮合期间，轮齿相互接触的区域。
接触区采用以下步骤进行检测：在轮齿上涂覆一层专用的标记化合物，然后在一台检验机上啮合运行。 目视观察到化合物被破坏的区域就是接触区，需要由经验丰富的检验人员来解释观察到的结果。
为了将接触检测结果归档，可以用胶带纸贴在齿面上，再将接触印痕转印在纸上。 当一个齿轮被安装在齿轮箱里，并提供动力使其按指定用途运转时，齿轮轮齿上承受着各种不同的压力或载荷，包括箱体变形、轴承运动和温度变化等。
当轮齿承受这些变化时，接触区形态也将随之发生变化。 同一齿轮在非常轻的载荷下和非常重的载荷下接触区的形态不同。
有一个常用的经验法则：载荷越大，接触区也越大。 在下列情况下，接触区形态显得十分重要：对于在载荷下正常工作的齿轮，接触区必须具有一定形状并处于一定位置。
一般来说，承载下的理想轮齿接触区应位于齿面中间部位，避免在齿面边缘接触。 在齿轮箱工作状态下评估齿轮接触区形态时，需要考虑的另一个关键问题是齿轮的位移。
许多齿轮箱在运行时，齿轮及齿轮轴并不保持在一个固定的原始方位上。承载引起的力和热应力可导致齿轮箱部件产生明显的运动，偏离其原来的位置。
可能会出现4种不同的典型运动方式：偏置，小齿轮进入和脱离啮合，大齿轮进入和脱离啮合以及轴间夹角。这些运动引起了齿轮的位移，此外还可能出现这4种运动方式的任意组合。
对于航空航天用齿轮箱，将重量减至最小是非常重要的。由于所用齿轮的质量通常较小，因此齿轮的位移量较大。
另一方面，对于部件刚性很好的商用齿轮箱而言，其位移量不在一个数量级上。 开发接触区的传统方法 接触区的尺寸和位置一直是锥齿轮设计中需要考虑的主要因素。
多年来为获得好的接触区形态所采用的方法，现在仍然为绝大多数齿轮生产厂商所沿用。 获得理想接触区的传统方法按如以下步骤操作：首先，由一位工程师根据经验确定齿轮的几何参数，使之能满足提供正确接触区的要求。
然后加工出齿轮轮齿的初切齿廓。完成大轮和小轮的加工后，将它们装在检验机上啮合运转。
一般情况下，第一次试切所获得的接触区形态不正确，这就需要返回第一步，改变磨齿机的相关参数设置，然后再加工一个新的小齿轮，重新进行检测。这一试切过程可能需要反复多次，直至获得具有所需接触区位置的最佳试切齿轮。
但是，该齿轮装入齿轮箱后在承载情况下的工作性能如何？接触区将是怎样的形态？要回答这一问题，在试切过程中还需采取其它一些步骤。 首先，将齿轮装入齿轮箱，在轻载荷下运转以检测接触区的运动。
然后通过目视观察，检测在啮合齿面上出现轻微磨损的接触区。 如果接触区形态不正确（通常如此），就必须重新设置磨齿机的加工参数，然后重新磨制另一个小轮。
如此循环进行，直至在全载荷运行状态下获得所需要的合适接触区。 对于一个新的锥齿轮设计而言，这一试切过程可能需要花费几个月的时间。
虽然既费时又费钱，但它却是不得不去做的工作。 基于计算机的新的锥齿轮开发技术的出现，从根本上改变了这种状况。
开发接触区的新方法 为了克服传统方法的局限性，美国Arrow齿轮公司完成了一套用于开发锥齿轮接触区的先进系统。与传统方法相比，该系统大大节省了开发所需的时间和资金。
该系统将当代先进的软件与加工机床结合在一起，其主要组成单元包括格里森公司的AGE、CAGE、MINIGAGE、加载TCA和T-900有限元分析软件包等。 至于加工机床，该系统使用了格里森公司的凤凰数控切齿机和凤凰数控磨齿机，以及一台蔡司-赫夫勒的齿轮测量中心。
关于该系统的具体使用情况后面将会介绍，这里先列举它的一些亮点。 采用了开发软件，工程师们可以建立虚拟模型来预测齿轮在实际工况下的传动性能，由此可得到加工机床所需的参数设置。
此外，这些机床调整的设置量自动下载到机床上，大大减少了机床参数设置所需的时间。采用该系统最具意义的是，只需在齿轮加工车间进行一两次试切，就可获得满足理想齿轮接触区要求的机床最佳参数设置。
从本质上说，该系统淘汰了以前必须进行的试切过程。由于缩短了开发时间，齿轮制造商能为用户节约大量经费。
通过计算机。
5.齿轮设计论文关于减速机的
下面是一个例子，你可以根据它代数据（别忘了加分！）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） 选取螺旋角。初选螺旋角β=14° 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*10 67.85=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—17 mn≥ 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/cos β=20/cos 14 =21.89 z2=z2/cos β=100/cos 14 =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=16 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 =13 55'50” 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。
6.机械类毕业设计论文
汽车机械式变速器变速传动机构可靠性优化设计 i摘要变速器是汽车传动系统的重要组成部分，它对汽车的动力性与经济性、操纵的可靠性与轻便性、传动的平稳性与效率都有直接的影响。
随着汽车工业的高速发展和汽车现代设计方法的开发和应用，人们对汽车变速器设计的要求越来越高。本文将可靠性优化设计理论应用到汽车机械式变速器的设计中，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，以变速器体积最小化和传动齿轮重合度最大化为目标函数，建立了汽车机械式变速器多目标可靠性优化设计的数学模型。
并通过MATLAB编程实现了对该模型的求解计算，最终得到可靠性优化设计结果。通过可靠性优化设计方法与传统设计方法的对比，得出可靠性优化设计在汽车机械式变速器设计领域是可行的，效果明显优越于传统设计方法。
然后，利用三维建模软件UG建立了斜齿轮的三维模型。本文第四章中还提出了利用VB与MATLAB联合编写用于汽车机械式变速器可靠性优化设计的应用程序，并通过基于ActiveX技术的VB与MATLAB数据交换的方法将其实现。
本文编写的应用程序使用方便，但局限于本文的研究对象，还需要进一步研究改进才能推广运用。最后，对全文工作进行了总结。
关键词：汽车机械式变速器，多目标优化，可靠性优化设计，MATLAB,VBSTRACTTransmission is an important part of automobile powertrain.It has a directeffect on automobile's quality of momentum and ecomomy,controlling quality ofreliability and portability as well as driving quality of placidity and efficiency.Withhigh development of automobile industry and the appearance of modern designmethod,the design of transmission is required more and more strictly.In this paper,reliability-based optimal design method is applied in the field ofautomobile transmission design.According to requirements for tractive performanceof vehicle and the constraits of the strength and stiffness of the parts,amulti-objective reliability-based optimal mathematical model of auto-transmission isestablished on the basis of the smallest volume and the biggest transmission gearoverlap of the auto-transmission.The mathematical model is solved by theprogramme of MATLAB.By comparing the result of reliability-based optimaldesign method with tradition's,I get the conclusion that this method is feasible forthe field of auto-transmission design and it's better than traditional design methodalso.Then,the 3D modeling software Unigraghics is used to establish the helicalgear model.In the fourth chapter of this paper,a special program which can designauto-transmission easily in the way of reliability-based optimal design method waswritten out by software Visual Basic and MATLAB based on technology of ActiveX.But,this program isn't perfect,because it's only for one kind of automobilemechanical transmission which is discussed in this paper.After further research,Ithink it can design more kind of automobile mechanical transmission.In the end,I summarize the whole paper and bring forward the lack of thepaper and the way and content of research in the future.Keywords:automobile mechanical transmision,multi-objective optimization,reliability-based optimal design,MATLAB,VBiii目录第一章绪论。
11.1汽车变速器概述及发展趋势。
.11.2汽车机械式变速器变速传动机理。
..31.3机械可靠性设计方法。
.51.3.1机械可靠性设计方法概述。
.51.3.2应力—强度分布干涉理论[8][10][11]。
51.4机械优化设计理论。
..71.4.1机械优化设计方法发展状况。
71.4.2机械优化设计数学模型。
..81.4.3优化设计基本算法。
.91.5可靠性优化设计研究现状。
101.6论文选题的意义与目的。
.111.6.1论文选题的意义。
.111.6.2论文选题的目的。
121.7本文的主要研究内容。
12第二章汽车机械式变速器变速传动机构多目标可靠性优化设计数学模型..142.1汽车机械式变速器变速传动机构可靠度的分配。
152.2变速器齿轮系的多目标可靠性优化设计数学模型。
..172.2.1建立目标函数。
.172.2.2选取设计变量。
.192.2.3约束条件的确定。
7.二级齿轮减速器毕业设计
2 传动装置总体设计2.0设计任务书1设计任务设计带式输送机的传动系统，采用两级圆柱直齿齿轮减速器传动。
2 设计要求 （1）外形美观，结构合理，性能可靠，工艺性好； （2）多有图纸符合国家标准要求； （3）按毕业设计（论文）要求完成相关资料整理装订工作。3 原始数据 （1）运输带工作拉力 F=4KN (2)运输带工作速度V=2.0m/s(3)输送带滚筒直径 D=450mm(4)传动效率 4工作条件两班制工作，空载起动，载荷平稳，常温下连续（单向）运转，工作环境多尘，中小批量生产，使用期限10年，年工作300天。
2.1 确定传动方案 方案（a）为展开式两级圆柱齿轮减速器，其推荐传动比ī=8~40。展开式圆柱齿轮减速器的特点是其结构简单，但齿轮的位置不对称。
高速级齿轮布置在远离转矩输入端，可使轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯矩变形部分地互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。方案（b）为同轴式两级圆柱齿轮减速器，其推荐传动比ī=8~40。
同轴式圆柱齿轮减速器的特点是减速器横向尺寸较小，两对齿轮浸入油中深度大致相同。但轴向尺寸和重量较大，且中间轴较长、刚度差，使载荷沿齿宽分布不均匀，高速级齿轮的承载能力难于充分利用。
综合比较展开式与同轴式圆柱齿轮减速器的优缺点，在本设计中，我将采用展开式圆柱齿轮减速器为设计模版。2.2 电动机的选择2.2.1 电动机的容量选择根据已知条件可以计算出工作机所需有效功率.0 设 —— 输送机滚筒轴至输送带间的传动效率； —— 联轴器效率， =0.99 —— 闭式圆柱齿轮传动效率， =0.97 —— 一对滚动轴承效率， =0.99 —— 带式输送机滚筒效率。
=0.96估算运动系统总传递效率：式中： 得传动系统总效率工作机所需电动机功率 由表2-1所列Y系列三相异步电动机技术数据中可以确定，满足 条件的电动机额定功率 应取为11 。表2-1电动机型号额定功率/ 满载转速/（ ）Y100L-4314202.22.2Y112M-4414402.22.2Y132S-45.514402.22.2Y132M-47.514402.22.2Y160M-41114602.22.2Y160L-41514602.22.2Y160L-6119702.02.02.2.2 电动机转速的选择根据已知条件由计算得知输送机滚筒的工作转速 由表2-1初选同步转速为1500 和1000 的电动机，对应用于额定功率 的电动机型号应分别为Y160M-4型和Y160L-6型。
把Y160M-4型和Y160L-6型电动机有关技术数据及相应算得的总传动比列于表2-2：表2-2 方案的比较方案号电动机型号额定功率（ ）同步转速（ ）满载转速（ ）总传动比ⅠY160M-411.01500146017.19ⅡY160L-611.0100097011.42通过对这两种方案比较可以看出：方案Ⅰ选用的电动机转速高、质量轻、价值低，总传动比为17.19，比较合适，故选用方案Ⅰ。2.2.3 电动机型号的确定 根据工作条件：两班制工作，空载起动，载荷平稳，常温下连续（单向）运转，工作环境多尘，中小批量生产，使用期限为10年，年工作300天，工作机所需电动机功率 及电动机的同步转速 等，选用Y系列三项异步电动机，卧式封闭结构，型号为Y160M-4，其主要性能数据如下：2.2.4 传动比的分配带式输送机传动系统的总传动比 由传动系统方案知所以圆柱齿轮总传动比 为便于两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑，当两对齿轮材料相同、齿面硬度 、齿宽系数相等时，考虑齿面接触强度接近相等的条件，取高速级传动比 低速级传动比传动系统各传动比分别为：。
8.齿轮设计论文关于减速机的
下面是一个例子，你可以根据它代数据（别忘了加分！）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） 选取螺旋角。初选螺旋角β=14° 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*10 67.85=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—17 mn≥ 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/cos β=20/cos 14 =21.89 z2=z2/cos β=100/cos 14 =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=16 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 =13 55'50” 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。
9.一级圆柱齿轮减速器毕业设计 范文
OO:348414338 模具类毕业设计1毕业论文 箱体锁扣注射模具设计（内含两份） 2毕业论文 利用Pro/e进行电话机机壳模具设计3毕业设计 冲压工艺及模具设计 4毕业设计 冲裁垫片模具的设计5毕业论文 旋转体的冲压工艺与模具设计 6毕业设计论文（说明书） 封闭板成形模及冲压工艺 7毕业论文 塑料盒模具 8毕业设计 圆球模具设计与制造9毕业设计 罩壳设计说明书 10毕业设计 压铸模设计 11毕业设计 带式输送机的传动装置 12毕业设计 手柄冲孔、落料级进模设计与制造 13毕业设计 硅胶（RB）手机按键模具分析与制作 14毕业设计 注射器盖毕业课程设计说明书 15毕业设计 离合器冲模设计 16毕业设计 托板零件冲模设计 17冲压摸具毕业设计 设计该零件的冲裁模 18 基于PROE的模具设计（附PROE零件图，操作录像） 19毕业论文 盖冒垫片模具设计说明书 20毕业设计 发动机支承限位件的模具设计与制造 21毕业设计论文 塑料模具设计（注射器盖） 22毕业设计 喷墨打印机部件模具设计 23毕业论文 手柄限位杆盒冲压件设计 24毕业设计 冰箱调温按钮塑模设计说明书 25毕业论文 瓶盖拉深模的设计 26毕业论文 箱体锁扣注射模具设计（内含两份） 27毕业论文 密封垫片冲裁模设计 28毕业论文 塑料闸瓦钢背弯曲模设计 29毕业论文 22型车门垫板冲裁模设计与制造 30毕业设计 HFJ6351D型汽车工具箱盖单型腔注塑模设计 31毕业设计论文封闭板成形模及冲压工艺 32毕业设计 “远舰”轿车双摆臂悬架的设计及产品建模 33毕业设计说明书 电池板铝边框冲孔模的设计 34毕业设计 油封骨架冲压模具设计 35水管联接压盖模具设计毕业设计 36毕业设计 外缘翻边圆孔板的塑料模设计 37宁波工程学院机械工程系毕业设计 塑料模 38塑模具设计 39XX轻工职业技术学院毕业设计 管座及其加工模具的设计 40机械工程系模具专业2006届毕业设计说明书：横排地漏封水筒注塑模 机械，机电类毕业设计1毕业设计 可伸缩带式输送机结构设计 2毕业设计 AWC机架现场扩孔机设计3毕业论文复合化肥混合比例装置及PLC控制系统设计 4机械设计课程设计 带式输送机说明书和总装图4毕业设计 冲压废料自动输送装置 5专用机床PLC控制系统的设计 6课程设计 带式输送机传动装置 7毕业论文 桥式起重机副起升机构设计 8毕业论文 两齿辊破碎机设计 9 63CY14-1B轴向柱塞泵改进设计（共32页，19000字） 10毕业设计 连杆孔研磨装置设计 11毕业设计 旁承上平面与下心盘上平面垂直距离检测装置的设计 12.. 机械设计课程设计 带式运输机传动装置设计 13皮带式输送机传动装置的一级圆柱齿轮减速器 14毕业设计（论文） 立轴式破碎机设计 15毕业设计（论文） C6136型经济型数控改造（横向） 16高空作业车工作臂结构设计及有限元分析 17 2007届毕业生毕业设计 机用虎钳设计 18毕业设计无轴承电机的结构设计 19毕业设计 平面关节型机械手设计 20毕业设计 三自由度圆柱坐标型工业机器人 21毕业设计XKA5032A/C数控立式升降台铣床自动换刀设计 22毕业设计 四通管接头的设计 23课程设计：带式运输机上的传动及减速装置 24毕业设计（论文） 行星减速器设计三维造型虚拟设计分析 25毕业设计论文 关节型机器人腕部结构设计 26本科生毕业设计全套资料 Z32K型摇臂钻床变速箱的改进设计/ 27毕业设计 EQY-112-90 汽车变速箱后面孔系钻削组合机床设计 28毕业设计 D180柴油机12孔攻丝机床及夹具设计 29毕业设计 C616型普通车床改造为经济型数控车床 30毕业设计（论文）说明书 中单链型刮板输送机设计 液压类毕业设计1毕业设计 ZFS1600/12/26型液压支架掩护梁设计2毕业设计 液压拉力器 3毕业设计 液压台虎钳设计 4毕业设计论文 双活塞液压浆体泵液力缸设计 5毕业设计 GKZ高空作业车液压和电气控制系统设计 数控加工类毕业设计1课程设计 设计低速级斜齿轮零件的机械加工工艺规程 2毕业设计 普通车床经济型数控改造 3毕业论文 钩尾框夹具设计（镗φ92孔的两道工序的专用夹具） 。
4 机械制造工艺学课程设计 设计“拨叉”零件的机械加工工艺规程及工艺装备（年产量5000件）5课程设计 四工位专用机床传动机构设计 6课程设计说明书 设计“推动架”零件的机械加工工艺及工艺设备 7机械制造技术基础课程设计 制定CA6140车床法兰盘的加工工艺，设计钻4*φ9mm孔的钻床夹具 8械制造技术基础课程设计 设计“CA6140车床拨叉”零件的机械加工工艺及工艺设备 9毕业设计 轴类零件设计 10毕业设计 壳体零件机械加工工艺规程制订及第工序工艺装备设计 11毕业设计 单拐曲轴零件机械加工规程设计说明书 12机械制造课程设计 机床传动齿轮的工艺规程设计（大批量） 13课程设计 轴零件的机械加工工艺规程制定 14毕业论文 开放式CNC(Computer Numerical Control)系统设计15毕业设计 单拐曲轴工艺流程 16毕业设计 壳体机械加工工艺规程 17毕业设计 连杆机械加工工艺规程 18毕业设计（论文） 子程序在冲孔模生产中的运用——编制数控加工（1#-6#）标模点孔的程序 19毕业设计 XKA5032A/C数控立式升降台铣床自动换刀装置的设计 20机械制造技术基础课程设计 设计“减速器传动轴”零件的机械加工。
转载请注明出处众文网 » 齿轮传动毕业论文总结(齿轮传动论文)