众文网1.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：
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。
4.谁能提供一篇关于齿轮设计及加工工艺方面的毕业论文,谢谢啦```
克林根贝格螺旋锥齿轮设计及其CAD系统的开发 简单信息 论文专业：机械制造及其自动化 论文主题：克林根贝格螺旋锥齿轮 ObjectARX 设计计算 CAD系统 论文分类：TH322 TH112.5 论文形态：共 60 页 约 48,420 个字符 约 4.26 M内容 其他说明：论文作者及其毕业院校、导师姓名、撰写年份等隐私信息已被隐藏 论文阅读：下载全文 内容摘要 该文结合克林根贝格螺旋锥齿轮的研究现状，综述了克林根贝格螺旋锥齿轮设计制造的基本知识.全面整理了克林根贝格公司的KN3028标准，对原有的设计计算与检验过程通过计算机语言进行实现，开发该齿轮的设计CAD系统.该系统利用AutoCAD 2000作为开发平台，ObjectARX作为开发工具.系统在编程实现时，利用了面向对象的特性，保证以后可以对系统进行升级.系统运行在AutoCAD 2000环境下，设计参数的输入和输出通过对话框来实现.通过对齿轮参数的计算，用户可以查看数据并对其进行检验，如果不符合生产要求，可以返回对参数进行修改.在齿轮设计计算的基础上，通过使用参数化绘图技术，操纵AutoCAD所提供的对象，完成齿轮的二维图形的绘制，实现尺寸的自动标注，将设计与绘图两部分连接起来，形成一套可靠的、实用的锥齿轮计算机辅助设计系统. 全文目录 文摘 英文文摘 第一章 绪论 1.1课题的背景及意义 1.2克林根贝格锥齿轮研究的必要性和研究现状 1.2.1克林根贝格锥齿轮研究的必要性 1.2.2克林根贝格锥齿轮的理论研究现状 1.3 CAD技术的发展历史和趋势 1.3.1 CAD技术的发展历史 1.3.2 CAD技术的发展趋势 1.4面向对象技术 1.4.1面向对象技术的发展趋势 1.4.2面向对象的概念 1.5论文研究工作 1.5.1论文的研究方法 1.5.2论文的研究内容 第二章 AutoCAD 2000环境下ObjectARX开发工具简介 2.1 AutoCAD 2000开发系统简介 2.1.1为什么要使用AutoCAD开发系统 2.1.2开发系统介绍 2.1.3 AutoCAD 2000各种开发系统的比较及选用 2.2 AutoCAD 2000中的ObjectARX开发工具 2.2.1 ObjectARX应用程序的特点 2.2.2 ObjectARX的组成 2.2.3 ObjectARX应用程序的功能 2.2.4运行ObjectARX的软硬件环境 第三章 克林根贝格锥齿轮设计与加工的基本理论概要 3.1克林根贝格锥齿轮的齿形特点 3.1.1 Cyclo-Palloid齿制的发展 3.1.2“HPG”加工法简介 3.2克林根贝格螺旋锥齿轮的基本加工原理和特点 3.2.1成型原理 3.2.2切齿机床及刀盘 3.2.3克林根贝格锥齿轮的加工精度 3.2.4克林根贝格锥齿轮的承载能力 3.2.5应用范围 3.3克林根贝格螺旋锥齿轮的轮坯设计 3.3.1概述 3.3.2基本参数及其选择 3.3.3齿轮变位系数及其确定 3.3.4平面产形轮参数和机床间距Md 3.3.5平面产形轮的检查 3.3.6“刀盘干涉”的检查 3.4机床调整参数 3.4.1刀位装定角τ 3.4.2摇台角λ 3.4.3刀盘的装定角△M 3.5鼓形量与刀盘偏心值的关系 3.6克林根贝格螺旋锥齿轮的切齿及切齿计算 3.6.1锥齿轮的切齿 3.6.2切齿计算 第四章 设计CAD系统的过程分析 4.1引言 4.2系统要求分析 4.2.1需求分析 4.2.2分析的方法 4.2.3齿轮设计CAD系统的要求分析 4.3系统的参数计算与检验部分 4.4设计CAD系统的编程实现 4.4.1 AutoCAD环境下的对话框 4.4.2创建ARX应用程序的过程 4.5运行实例 第五章 参数化绘图 5.1参数化绘图概述 5.1.1参数化绘图的意义 5.1.2参数化绘图的表现形式 5.1.3参数化绘图的基本方法 5.2程序驱动法参数化绘图方法 5.3绘图环境的设置 5.4绘图实例 第六章 结论与展望 6.1结论 6.2展望 参考文献 致 谢。
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.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。
7.齿轮设计论文关于减速机的要求是：同过对减速剂齿轮的设计了解齿轮
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*10e8N2=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。
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=φdd1t=1*67。85mm=67。
85mmmnt===3。39h=2。
25mnt=2。 25*3。
39mm=7。63mmb/h=67。
85/7。63=8。
89(4)计算纵向重合度εβεβ==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mnmn=mm=3。743.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。 89z2=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=500MpaσF2=380MPaKFN1=0。95KFN2=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。4mn=2。
54.几何尺寸计算1）计算中心距z1=32。9，取z1=33z2=16a=255。
07mma圆整后取255mm2）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。00mmd2=425mm4）计算齿轮宽度b=φdd1b=85mmB1=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。
8.二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：。
9.求二级斜齿轮减速器设计毕业论文的相关资料
基于CATIA和ADAMS的二级斜齿轮减速器的虚拟样机建模和动力学仿真摘要：使用CATIA三维建模软件创建二级斜齿轮减速器的三维模型，通过SimDesigner转换该模型，实现与ADAMS机械动力学仿真软件的无缝连接，在ADAMS中建立虚拟样机模型并对其进行动力学仿真，得出各齿轮轴的转速以及齿轮间的啮合力并进行分析，获得比较可靠的结果。
关键词：虚拟样机；二级斜齿轮减速器；CATIA;SimDesigner;ADAMS 减速器是工作于原动机和工作机间用于降低速度、增大扭矩的一类传动装置，被广泛应用于各类机械中，在机械制造业中有着举足轻重的地位。为提高设计效率和确保减速器工作平稳，有必要对其进行虚拟样机建模以及动力学分析。
CATIA是美国IBM公司和法国达索公司（Dassault System）开发的一款优秀的三维设计软件，其强大的曲面设计功能使其成为车辆、船舶以及航空航天等领域的主流CAD软件，良好的参数化设计思路也使得设计工作更为轻松。ADAMS是美国MSC公司开发的动力学仿真分析软件，能对虚拟样机进行静力学、运动学、动力学仿真分析。
而SimDesigner则是MSC公司开发的CATIA与ADAMS间的数据接口，能实现两者之间的无缝联结。现结合CATIA和ADAMS两者的优点，使用CATIA进行减速器的三维建模，通过SimDesigner将其导入到ADAMS中进行虚拟仿真分析，得到比较可靠的数据，为减速器的优化设计提供依据。
1虚拟样机建模1.1斜齿轮的参数化建模要建立斜齿轮的模型关键在于确定齿轮的渐开线以及螺旋线，并尽量用参数和公式加以描述以实现参数化设计。先用（fx）中设置如下参数：`法面模数`，`法面齿顶高系数`，`变形系数`，类型为rea(l实数)；`齿数z`，类型为integer（整数）；`压力角`，`螺旋角`，类型为angle（角度）；`齿高`，`螺距`，类型为length（长度），并根据齿轮的性质输入具体数值。
然后设置参数如下：`分度圆半径`，`基圆半径`，`齿顶圆半径`，`齿根圆半径`，类型为length（长度），并输入如下公式：`分度圆半径`=`模数`*`齿数z`/2/cosβ*1mm`基圆半径`=`分度圆半径`*co(s`压力角`)`齿顶圆半径`=`分度圆半径`+`模数`*`法面齿顶高系数`*cosβ*1mm+`模数`*`变形系数`*1mm`齿根圆半径`=`齿顶圆半径`-`齿高``螺距`=2*PI*`分度圆半径r`/tan（`螺旋角β`）要绘制渐开线，需要确定渐开线的直角坐标方程。如图1所示，渐开线方程为：x=r*sinθ-r*θ*cosθz=r*cosθ+r*θ*sinθ 根据这一方程，在GSD(Generative Shape Design)模块中，利用fog设置两个参数：x,t，，分别为length（长度），real（实数）类型。
并输入如下方程：x=`基圆半径`*sin(t*PI*1rad)-基圆半径`*t*PI*co(st*PI*1rad)同理，再设置z和t，类型分别为length（长度），rea(l实数)类型。输入如下方程：z=`基圆半径`*cos(t*PI*1rad)+`基圆半径`*t*PI*sin(t*PI*1rad)利用上面两个方程可以产生一系列渐开线上的点，再利用spline（样条线）命令即可得到一条渐开线。
然后利用Symmetry（镜像）、Split（分割）、Circle Pattern（圆周阵列）等操作完成整个齿轮的轮廓（如图2）。在绘制的过程中，相关的圆的半径、角度等都应使用上面的参数或用它们表示，以实现参数化设计. 完成齿轮的轮廓后使用Helix（空间螺旋线）命令产生螺旋线，所需的数据同样应采用上述参数表示。
最后，从Generative Shape Design模块切换到Part Design（零件设计）模块，用Rib（实体扫掠）功能，以刚生成的齿轮轮廓为轮廓，螺旋线为中心线，扫掠后得到一个斜齿轮的实体模型，再对其进行其他必要的操作便可得到想要的斜齿轮。1.2二级斜齿轮减速器的建模过程根据设计要求，按表1输入斜齿轮模型中相应参数的值，分别得到相应的斜齿轮模型。
使用STEP函数step(time,0,0d,0.2,9000d)定义其大小，类型选取Velocity；在输出轴上添加负载Torque，大小为1386000；啮合的齿轮间添加Solid to Solid Contact，大齿轮材料取40Cr钢，小齿轮材料取45钢，根据Herz碰撞理论，由公式K=43R12E(0其中，1R=1R1+1R2,1E0=1-V12E1+1-V22E2,V1、V2为两接触物体材料的泊松比，E1、E2两接触物体材料的弹性模量，K为接触强度系数，R1、R2分别为两齿轮的接触半径)计算得，低速级各参数分别为，Stiffness为1.15E+005,ForceExponent为7.36,Damping为50.0,Penetration Depth为0.1，高速级各参数为，Stiffness为1.15E+005,Force Exponent为8.84,Damping为50.0,Penetration Depth为0.1。2.2虚拟样机仿真设定仿真时间为t=0.5s，步长Step Size=0.0001s，仿真结果如图4至图8所示。
3结束语由理论计算得，输入轴、中间轴和输出轴的转速分别为：9000degree/second,2330degree/second,822degree/second。从上图可知：虚拟样机的输出结果与理论值符合得很好，但是由于齿轮传动的振动和冲击会产生轻微的周期性波动。
因此，总体而言，该虚拟样机满足传动比要求。从上图可知：两组啮合齿轮的啮合力都在一个值上下动，而且高速级啮合齿轮的啮合力比低速级小且波动更大，与实际的齿轮啮合相吻合。
由理论计算得：高速级和低速级的啮合力分别为5316N,11568N。与上图相比，可知仿真值。