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㈢ 機械類的畢業論文的題目
機械類的畢業論文題目有很多，學術堂整理了十五個題目供大家進回行參考：
1、某答型汽車發動機曲軸的加工工藝及測試研究
2、舞台升降裝置的設計研究
3、按摩機器人控制器的設計與研究
4、垂直升降式立體停車設備的結構設計
5、CA6140普通車床縱向數控改裝
6、汽車電磁渦流減震器力學性能研究
7、自動下料機的機械結構設計與研究
8、智能清潔機器人的設計
9、低破碎玉米脫粒機的設計與分析
10、馬鈴薯連續式機械化去皮關鍵技術研究
11、排氣隔熱罩的設計與研究
12、汽車電動玻璃升降器結構設計
13、胡蘿卜自動削皮機虛擬樣機設計
14、山葯全自動削皮機裝置與控制系統研究
15、自動化甘蔗削皮裝置的研製
㈣ 機械論文怎麼寫啊
機械齒輪傳動系統的振動特性研究
摘要:隨著科學技術的不斷發展,機械工業面貌日新月異,機械的運轉速度越來越高,因此人們對機械產品的動態性能提出了愈來愈高的要
求。齒輪傳動是機械傳動中應用最為廣泛的一種也是機械傳動的重要組成部分,在國民經濟建設中起著舉足輕重的作用。在航空、船舶、汽車等領域
中,其重要性尤為突出。齒輪變速箱主要由箱體、軸承、傳動軸和齒輪構成,有關研究表明,變速箱是拖拉機的主要雜訊源之一,變速箱的雜訊主要由
箱中的傳動齒輪產生。
關鍵詞:齒輪;傳動系統;振動特性1齒輪傳動振動國內外研究概況
研究表明:機械的振動和雜訊,其中大
部分來自齒輪傳動工作時產生的振動,因此機
械傳動中對齒輪動態性能的要求就更為突出。
要滿足這一要求,人們開始把越來越多的注意
力轉向齒輪傳動的動態性能研究。具體地說,
就是研究齒輪傳動系統的動載荷、振動和雜訊
的機理、計算和控制。就需要從振動角度來分
析齒輪傳動裝置的運轉情況,並按動態性能最
佳的目標進行設計。
為了解決上述問題,以研究齒輪傳動和
雜訊特性為主要內容的齒輪動力學十多年來得
到了較廣泛的重視和研究,日本機械工程學會
1986年對齒輪實際調查與研究表明,評價齒
輪高性能化的前兩項分別為低雜訊和低振動。
1992年在美國機械工程協會主辦的第六屆機
械傳動國際學術會議(6th Intenational Power
Transmission and Geartng Conference)上,齒
輪動力學研究得到了普遍的重視,宣讀論文占
總數的21%,列發表論文數的第一位,突出
表明了齒輪傳動向高速、重載方向發展後,其
動力學研究的緊迫性。中國於1984年成立了
機械工程學機械傳動分會齒輪動力學會組,並
成功地舉行了三次全國齒輪動力學學術會議,
促進了我國學者在這一領域內的發展。
對於齒輪輪齒的誤差激勵,早在1958
年,Harris就認為它是引起齒輪振動的三種主
要內部激勵之一。20世紀70年代許多學者
(W.D.Mark,A.W.Lee,D.B.Welbowrn等)研究
過傳遞誤差的統計性質及其對齒輪振動和雜訊
的影響。其中T.Tobe研究過齒輪動載荷的統
計特性,首先建立了直齒輪系統的非線性
Fokker-Planck方程,並由此推出了矩方程,
然後用統計線性化方法求解,從而得到響應的
前二階矩。在分析中,他們把靜傳遞誤差分解
為確定性分量和隨機分量,並將隨機分量表示
成"經濾波的白雜訊"。1985年,A.S.Kumar
等分析了直齒輪動載系數的統計特性,隨機輸
入是傳遞誤差,處理成經時不變的成形濾波器
濾波的高斯白雜訊。推出了等效離散時間狀態
方程和均值,方差波動方程,以確定嚙合位置
隨機誤差幅值和運轉速度等對動載系數均值和
方差的影響。
2齒輪傳動動態特性研究現狀
齒輪傳動動態特性的研究大體上可分為
兩大部分:齒輪傳動系統振動特性的研究和齒
輪結構振動的研究。
2.1齒輪傳動系統振動特性的研究
齒輪傳動系統振動的主要激勵為隨時間
變化的嚙合剛度、齒輪誤差和不穩定載荷,它
是一個參數自激振動系統,齒輪傳動的振動包
括徑向、周向和軸向的振動。關於直齒輪剛度
計算已有比較成熟的Weber-Banaschek公式
由於斜齒輪接觸線沿齒寬是傾斜的,因此在計
算斜齒輪嚙合剛度時,首先需要研究斜齒輪的
載荷分布及輪齒變形。受計算手段的限制,早
期的研究是把斜齒輪輪齒假設成由大量獨立的
法向薄片所組成(即「薄片」理論),各薄片
的變形是獨立的。建立在這種模型下的斜齒輪
載荷分布計算,忽略了各片之間的相互影響
進一步的研究是將斜齒簡化成一剛性或彈性夾
持的懸臂扳。由於懸臂扳幾何形狀與輪齒相差
較大,因此所得結論很少校用來研究載荷分
布,大多以此研究由載荷引起的變形及齒根彎
矩。Monch和Roy用凍結法對環氧樹脂齒輪的
載荷分布做了光彈性實驗。Conry和Seireg用
線性規劃技術計算了斜齒輪接觸線上的載荷分
布,其輪齒變形被分成彎曲變形,接觸變形
支承變形等,用材料力學和赫茲變形公式計算
各變形分量。Mathis和Simon用三維有限元研
究了斜齒輪的載荷分布和變形。Nicmann和
BhthBe及Nicmann和winter是將接觸線的總
長度變化用來估計齒輪的剛度波動。著名齒輪
動力學專家、日本東京工業大學Umezawa用
齒輪的有限差分模型對斜齒輪沿接觸線的裁荷
分布等作了理論分析後,對一對有限齒寬齒輪
的載荷分布和嚙合剛度特性進行了一系列的研
究,並根據齒輪端面重合度εα和軸面重合度
εg的大小判斷齒輪嚙合剛度波動的幅值(即計
算振動幅)大小。由於Umezawa是通過一等效
懸臂梁的有限差分模型總結出的斜齒變形公
式,因而對它的研究尚無法考慮齒輪結構尺寸
的影響。
Umezawa通過實驗和模擬計算研究認為
在相同誤差情況下,端面重合度εα和軸面重
合度εg相同的齒輪副的振動水平是一樣的
在國內,齒輪系統動態方程求解的方法主要有
狀態空間法、復富氏系數法和富氏級數
(Fourier serics)法。這些方法都不同程度地簡
化了齒輪傳動系統振動特性的求解,保留了系
統的參變和整體特性。為了設計出具有良好動
態降性和低雜訊齒輪傳動系統,近年來人們對
影響齒輪傳動系統動態特性的因素做了不少理
論計算和實驗研究。採用柔性輻板齒輪結構是
降低齒輪傳動雜訊,提高齒輪傳動乎穩性的又
一主要措施,Berestnev的實驗研究表明,通
過改變輪體結構尺寸,可使齒輪的彎曲、接觸
疲勞強度增加1.2～1.4倍,壽命增加1.5～2倍
振動雜訊減小6～8dB。國內對鋼輪轂、橡膠輪
輻的柔性幅板齒輪系統的降噪特性進行了實驗研究,結果表明在模數較大的場合,其降噪效
果在7dB左右,減振效果為50%,高頻雜訊
可下降6～18dB。
2.2齒輪結構振動的研究
齒輪結構固有頻率及振型、動態響應和
動應力的研究是建立在一般結構振動計算方法
基礎上的。為了避免共振,防止顫振,或者是
研究其響應問題,一般都要求先計算結構的模
態,目前在計算結構動力學問題中雖為有效的
數值方法是有限單元法。
然而,隨著結構日益復雜化、大型化的
發展,使人們不得不將眼光放在各種節省計算
內存的求解方法上。這些促進了各種降階技術
和動態子結構技術的興起和發展。如果將求解
靜力問題的波前法用於子空間迭代法中,就能
使一般工程結構問題可以在微機上求解。由於
在國內外曾發生多起齒輪輪體的共振導致的破
壞事故,所以齒輪輪體固有振動特性的研究得
到國內外的普通關注。這在對齒輪傳動安全運
行要求很高的航空工業來說尤其重要。美國波
音費托爾公司(Boeing Vetrol)就是用有限元
法來預測齒輪結構的共振頻率。國內外對盤形
圓錐齒輪結構固有振動特性進行了大量的理論
和實驗研究,取得了一批非常有價值的結論。
Oda用Miller公式計算了具有不同福板支承形
式的薄輪緣直齒輪結構的固有頻率,研究了其
傳動系統的振動加速度。國內外的理論和實驗
研究表明,齒輪結構的行波共振會造成齒輪的
成塊斷裂。
參考文獻
[1]陳予恕.非線性振動[M].天津:天津科技出
版社,1983.
[2]魏任之.齒輪的修形與降噪[D].第二屆全
國齒輪動力學會議論文,l987.
[3]方宗德.正齒輪傳動的動載荷影響因素分析
[J].西安交通大學學報,l988.
㈤ 1）試總結歸納機械傳動系統設計的一般方法和步驟。 （2）說明傳動系統方案是如何確定的，有何特點
第一部分為電動機選擇及傳動系統總的傳動比分配;主要確定電動機類型和結構形式、工作機主動軸功率、電動輸出功率及傳動系統總的傳動比分配。第二部分為傳動裝置的運動和動力參數計算,主要確定各軸轉速、各軸的輸入功率、及各軸轉矩。第三部分為有關錐齒輪的計算,選擇齒輪、材料、精度、等級、確定齒輪齒數、轉矩、載荷系數、輪寬系數及齒根彎曲疲勞強度校核。第四部分為帶輪的設計包括帶輪類型的選擇、帶輪尺寸參數的確定。第五部分為聯軸器類型的選擇及聯軸器尺寸（型號）的確定 。
該變速器主要由齒輪、軸、軸承、箱體等組成。為方便減速器的製造、裝配及使用 ，還在減速器上設置一系列附件，如檢查孔、透氣孔、油標尺或油麵指示器、吊鉤及起蓋螺釘等。在原動機於變速器間採用是機械設備中應用較多的傳動裝置帶傳動，主要有主動輪、從動輪和傳動帶組成。工作時靠帶與帶輪間的摩擦或嚙合實現主、從動輪間運動和動力的傳遞,具有結構簡單、傳動平穩、價格低廉、緩沖吸振及過載打滑以保護其他零件的優點。
設計者以嚴謹務實的認真態度進行了此次設計，但由於知識水平與實際經驗有限。在設計中難免會出現一些錯誤、缺點和疏漏，誠請位評審老師能給於批評和指正。
摘 要
這次畢業設計是由封閉在剛性殼內所有內容的齒輪傳動是一獨立完整的機構。通過這一次設計可以初步掌握一般簡單機械的一套完整的設計及方法，構成減速器的通用零部件。
這次畢業設計主要介紹了減速器的類型作用及構成等，全方位的運用所學過的知識。如：機械制圖，金屬材料工藝學公差等已學過的理論知識。在實際生產中得以分析和解決。減速器的一般類型有：圓柱齒輪減速器、圓錐齒輪減速器、齒輪-蝸桿減速器，軸裝式減速器、組裝式減速器、聯體式減速器。
在這次設計中進一步培養了工程設計的獨立能力，樹立正確的設計思想，掌握常用的機械零件，機械傳動裝置和簡單機械設計的方法
和步驟，要求綜合的考慮使用經濟工藝性等方面的要求。確定合理的設計方案
㈥ 機械設計的課程設計關於帶式運輸機傳動裝置設計論文摘要怎麼寫
給你的式樣，希望能幫你 抱歉不能貼圖了，hi加我給你看看
㈦ 機電方面的畢業論文怎麼寫
我校機電系機械專業的一篇論文： 【論文摘要】 機械傳動式輪胎定型硫化機橫梁運動形式已知有三種，即升降翻轉運動，升降平移運動，直接升降運動。三種運動都是由曲柄滑塊機構實現的。由於在前兩種運動中橫梁必須通過一拐點，因而其滑塊變異為導輪，而直接升降運動，既可使用滑塊，也可使用導輪。曲柄由減速機經減速齒輪獲得轉。曲柄的固定支點為機架，運動支點與主連桿下端活銷連接，主連桿上端與橫梁端軸活銷連接。曲柄轉動時，經由主連桿推動橫梁端軸沿既定的軌跡運動。三種運動形式中，前兩種運動的軌跡基本相同，但輔助運動不同，而第三種只是前兩種運動的一部分。由此，在硫化機開模到終點時，橫梁處於三種不同的狀態。因而適用於不同類型的硫化機。 一、升降翻轉型運動 據文獻介紹，升降翻轉運動形式分為：間接導向的升降翻轉運動；直接導向的升降翻轉運動；單槽杠桿導向的升降翻轉運動。其中最常用也最簡單的是直接導向的升降翻轉運動。單槽杠桿導向的升降翻轉運動在大規格B型定型硫化機如1900B，2160B等機型上曾經使用過，但已逐漸被直接導向的升降翻轉運動取代。而間接導向的升降翻轉運動在國內的定型硫化機上尚未見使用。本文介紹的升降翻轉型運動就是直接導向的升降翻轉型運動。梁端軸外的主導輪和副連桿上的副導輪，直接討論橫梁端軸的運動。 橫梁的運動軌道由一豎直開式主導槽和與其相接且夾角小於90°的開式導軌組成。為保持橫梁運動的平穩性並實現橫梁的自轉，還有一個與開式主導槽平行的閉式副導槽。開模時，橫梁端軸在開式主導槽中上升，與橫梁固定連接的副連桿 下 端中心軸在閉式副導槽中同步上升，此時橫梁做平動。當橫梁端軸離開豎直開式主導槽進入開式導軌後，橫梁端軸的運動軌跡便不再與閉式副導槽平行。此時，在主連桿和副連桿的共同作用下，橫梁端軸在開式主導軌上邊移動邊自轉。在橫梁運動極限位置，主連桿兩活銷中心連線與曲柄支點中心連線重合。實際運動中，一般不會到達極限位置。 Φ=α+β 其中α為副連桿與橫梁豎直中心線間的夾角 β=arcSin 上式中，h，l是由橫梁本身結構決定的，它們也決定了α的值。由此式可知，橫梁的翻轉角度首先取決於其自身的結構。在其結構確定之後，與硫化機的開模長度有關。開模到極限時，其翻轉角度達到最大值。 直到二十世紀末，幾乎所有的B型定型硫化機都使用升降翻轉運動。這是由B型硫化機的特點和它的適用范圍決定的。首先，B型中心機構在裝胎和卸胎時，膠囊都是完全拉直的，這使得上環升得很高。其次，早期使用的硫化機的抓胎爪都是長式的，而且當時的輪胎主要是斜交胎，其生胎高度也較大。為了將生胎順利地裝入下模，中心機構上方必須有足夠的空間。使用升降翻轉的運動形式，在完全開模的狀態下，中心機構上方是完全敞開的，使裝胎，卸胎操作十分方便。再次，我們知道，輪胎硫化後，與硫化模型間的粘著力是很大的。其值不僅與輪胎和模型間的接觸面積成正比，而且隨著接觸面積的增大，單位面積的粘著力也隨著增大。這就使得大型輪胎如載重輪胎，工程輪胎等的粘著力非常之大，從而極大地增加了脫模的難度，甚至將輪胎拉傷。為了減小粘著力，目前最常用的方法是往模型上噴灑隔離劑（硅油與水的混合液）。而要進行這種操作，只有在上模翻轉一定的角度之後才便於進行。 一般地說，規格在1525以上的定型硫化機應該有自動噴灑隔離劑裝置。國外企業對此比較重視，國內企業似乎不太在意。 幾乎所有的輪胎定型硫化機的調模機構都使用螺紋副結構。在保持良好潤滑的條件下，這種結構調整方便、可靠，承載能力也較大。但螺紋副較其它配合的間隙偏大。尤其是調模機構受硫化室高溫的影響，其螺紋副的間隙較常溫下使用的又偏大。硫化機開模合模時，螺蚊副由豎直狀態轉入接近水平狀態或反過來由近水平狀態轉入垂直狀態時，其間隙的分布是不斷變化的。隨著硫化機不斷地開模、合模，這種間隙分布的變化周而復始地進行。很顯然，它不但影響運動的平穩性，也損害了螺紋副的配合精度，進而影響上下模間，上模和中心機構間的同軸度。在使用活絡模時，橫梁翻轉後，活絡模操縱缸的活塞桿壓向一側。活塞桿與活絡模的上胎側模連接，又會影響模型的精度和壽命，還會影響活塞桿與缸的配合，甚至引起缸的泄漏。 二、升降平移型運動 採用升降平移運動形式時，橫梁端軸的運動軌跡與採用升降翻轉運動形式基本相同。根本區別在於，它的副導槽是一個中心線與橫梁端軸中心運動軌跡完全相同的封閉式導槽。因而在橫梁的整個運動過程中，其端軸中心軌跡與副連桿軸中心的軌跡完全相同。橫梁保持平動。圖2為其機構運動簡圖。 不考慮裝胎機構固定在橫梁前面的結構，與升降翻轉型運動一樣，完全開模時，中心機構上方也是完全敞開的。由於橫梁沒有翻轉，調模機構的螺紋副始終處於豎直狀態。與升降翻轉型運動相比，它不但提高了運動的平穩性，而且極大地提高了開合模的重復精度，更容易保證上下模型及其與中心機構間的同軸度，也改善了模型尤其是活絡模型及其操縱缸的使用條件。 到二十世紀末，如同所有的機械傳動式B型定型硫化機都使用升降翻轉運動一樣，B型以外的所有機型，如A型、AB型、C型等，則全都採用升降平移運動。這是因為A型、AB型、C型等機型一般都只用於硫化中小型輪胎，通常不需要噴灑隔離劑。尤其對於硫化中小型子午線輪胎，使用升降平移運動在一定程度上能提高輪胎的硫化質量。 根據前面的論述，大型B型硫化機由於需要噴灑隔離劑而採用升降翻轉運動是合理的。而所有的B型硫化機包括硫化小胎的1030B型硫化機也使用升降翻轉運動則有些讓人費解。能讓人接受的解釋只能是為了設備的標准化、系列化，便於管理。 三、直接升降型運動 直接升降型運動實際上只是升降翻轉和升降平移運動的一部分。它借鑒液壓傳動式輪胎定型硫化機的運動方式，橫梁只在中心機構的正上方升降。很顯然，直接升降型運動較前兩種運動形式更簡捷，也更容易實現。同時由於橫梁只在一個方向做上下運動，其運動精度也得以大大提高。 在升降翻轉和升降平移運動中，曲柄繞固定支點在一定的角度范圍內擺動，整個傳動裝置做正反轉運動。而直接升降型運動，曲柄旋轉一周，橫梁便完成一個升降周期，傳動裝置無須反轉。 採用直接升降型運動，橫梁的最大升降高度等於兩倍的曲柄長度。由於設備體度的限制，曲柄不可能做的很長，因而開模的高度就非常有限。它不適用於B型硫化機，只能用於A型、AB型、C型等硫化機中硫化乘用子午胎、轎車子午胎。 直接升降的運動形式，使機械傳動式輪胎定型硫化機的精度達到一個新的高度。當前，在液壓傳動式輪胎定型硫化機還不普及的條件下，它可以部分地代替液壓硫化機用以硫化高等級小型子午胎。 綜上所述，機械傳動式輪胎定型硫化機三種運動形式的應用應該這樣劃分：硫化大型輪胎的B型硫化機（一般為1525B以上規格），使用升降翻轉運動；一般的B型硫化機，使用升降平移運動；B型以外的其它類型硫化機，尤其是用於硫化子午線輪胎的，優先採用直接升降運動，不能使用的，用升降平移運動。 隨著科學技術的進步，輪胎硫化技術也將不斷發展。如果能取消往上模噴灑隔離劑的工序，則可以予言，升降翻轉運動將從輪胎定型硫化機的運動中消失。那時，機械傳動式輪胎定型硫化機將只有升降平移和直接升降兩種運動形式。所有的B型硫化機都使用升降平移運動，其它類型的硫化機則兩種運動形式兼而用之。若是這樣，則機械傳動式輪胎定型硫化機的運動精度將會得到極大的改善
㈧ 機械設計課程設計帶式運輸機傳動裝置的設計
給你做個參考
一、前言
(一)
設計目的：
通過本課程設計將學過的基礎理論知識進行綜合應用，培養結構設計，計算能力，熟悉一般的機械裝置設計過程。
(二)
傳動方案的分析
機器一般是由原動機、傳動裝置和工作裝置組成。傳動裝置是用來傳遞原動機的運動和動力、變換其運動形式以滿足工作裝置的需要，是機器的重要組成部分。傳動裝置是否合理將直接影響機器的工作性能、重量和成本。合理的傳動方案除滿足工作裝置的功能外，還要求結構簡單、製造方便、成本低廉、傳動效率高和使用維護方便。
本設計中原動機為電動機，工作機為皮帶輸送機。傳動方案採用了兩級傳動，第一級傳動為帶傳動，第二級傳動為單級直齒圓柱齒輪減速器。
帶傳動承載能力較低，在傳遞相同轉矩時，結構尺寸較其他形式大，但有過載保護的優點，還可緩和沖擊和振動，故布置在傳動的高速級，以降低傳遞的轉矩，減小帶傳動的結構尺寸。
齒輪傳動的傳動效率高，適用的功率和速度范圍廣，使用壽命較長，是現代機器中應用最為廣泛的機構之一。本設計採用的是單級直齒輪傳動。
減速器的箱體採用水平剖分式結構，用HT200灰鑄鐵鑄造而成。
二、傳動系統的參數設計
原始數據：運輸帶的工作拉力F=0.2 KN；帶速V=2.0m/s；滾筒直徑D=400mm（滾筒效率為0.96）。
工作條件：預定使用壽命8年，工作為二班工作制，載荷輕。
工作環境：室內灰塵較大，環境最高溫度35°。
動力來源：電力，三相交流380/220伏。
1
、電動機選擇
（1）、電動機類型的選擇： Y系列三相非同步電動機
（2）、電動機功率選擇：
①傳動裝置的總效率：
=0.98×0.99 ×0.96×0.99×0.96
②工作機所需的輸入功率：
因為 F=0.2 KN=0.2 KN= 1908N
=FV/1000η
=1908×2/1000×0.96
=3.975KW
③電動機的輸出功率：
=3.975/0.87=4.488KW
使電動機的額定功率P ＝（1～1.3）P ，由查表得電動機的額定功率P ＝ 5.5KW 。
⑶、確定電動機轉速：
計算滾筒工作轉速：
=（60×v）/（2π×D/2）
=（60×2）/（2π×0.2）
=96r/min
由推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍I』 =3~6。取V帶傳動比I』 =2~4，則總傳動比理時范圍為I』 =6~24。故電動機轉速的可選范圍為n』 =（6~24）×96=576~2304r/min
⑷、確定電動機型號
根據以上計算在這個范圍內電動機的同步轉速有1000r/min和1500r/min，綜合考慮電動機和傳動裝置的情況，同時也要降低電動機的重量和成本，最終可確定同步轉速為1500r/min ，根據所需的額定功率及同步轉速確定電動機的型號為Y132S-4 ，滿載轉速 1440r/min 。
其主要性能：額定功率：5.5KW，滿載轉速1440r/min，額定轉矩2.2，質量68kg。
2 、計算總傳動比及分配各級的傳動比
（1）、總傳動比：i =1440/96=15
（2）、分配各級傳動比：
根據指導書，取齒輪i =5（單級減速器i=3~6合理）
=15/5=3
3 、運動參數及動力參數計算
⑴、計算各軸轉速（r/min）
=960r/min
=1440/3=480(r/min)
=480/5=96(r/min)
⑵計算各軸的功率（KW）
電動機的額定功率Pm=5.5KW
所以
P =5.5×0.98×0.99=4.354KW
=4.354×0.99×0.96 =4.138KW
=4.138×0.99×0.99=4.056KW
⑶計算各軸扭矩（N•mm）
TI=9550×PI/nI=9550×4.354/480=86.63N•m
=9550×4.138/96 =411.645N•m
=9550×4.056/96 =403.486N•m
三、傳動零件的設計計算
（一）齒輪傳動的設計計算
（1）選擇齒輪材料及精度等級
考慮減速器傳遞功率不大，所以齒輪採用軟齒面。小齒輪選用40Cr調質，齒面硬度為240~260HBS。大齒輪選用45#鋼，調質，齒面硬度220HBS；根據指導書選7級精度。齒面精糙度R ≤1.6~3.2μm
（2）確定有關參數和系數如下：
傳動比i
取小齒輪齒數Z =20。則大齒輪齒數：
=5×20=100 ，所以取Z
實際傳動比
i =101/20=5.05
傳動比誤差：（i -i）/I=（5.05-5）/5=1%<2.5% 可用
齒數比： u=i
取模數：m=3 ；齒頂高系數h =1；徑向間隙系數c =0.25；壓力角 =20°；
則 h *m=3，h ）m=3.75
h=（2 h ）m=6.75，c= c
分度圓直徑：d =×20mm=60mm
d =3×101mm=303mm
由指導書取 φ
齒寬： b=φ =0.9×60mm=54mm
=60mm ，
b
齒頂圓直徑：d ）=66，
d
齒根圓直徑：d ）=52.5，
d ）=295.5
基圓直徑：
d cos =56.38，
d cos =284.73
(3)計算齒輪傳動的中心矩a：
a=m/2(Z )=3/2(20+101)=181.5mm 液壓絞車≈182mm
（二）軸的設計計算
1 、輸入軸的設計計算
⑴、按扭矩初算軸徑
選用45#調質，硬度217~255HBS
根據指導書並查表，取c=110
所以 d≥110 (4.354/480) 1/3mm=22.941mm
d=22.941×(1+5%)mm=24.08mm
∴選d=25mm
⑵、軸的結構設計
①軸上零件的定位，固定和裝配
單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，聯接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和大筒定位，則採用過渡配合固定
②確定軸各段直徑和長度
Ⅰ段：d =25mm
， L =（1.5～3）d ，所以長度取L
∵h=2c
c=1.5mm
+2h=25+2×2×1.5=31mm
考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有一定距離。取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應根據密封蓋的寬度，並考慮聯軸器和箱體外壁應有一定矩離而定，為此，取該段長為55mm，安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm,故II段長：
L =（2+20+55）=77mm
III段直徑：
初選用30207型角接觸球軸承，其內徑d為35mm,外徑D為72mm，寬度T為18.25mm.
=d=35mm，L =T=18.25mm，取L
Ⅳ段直徑：
由手冊得：c=1.5
h=2c=2×1.5=3mm
此段左面的滾動軸承的定位軸肩考慮，應便於軸承的拆卸，應按標准查取由手冊得安裝尺寸h=3.該段直徑應取：d =（35+3×2）=41mm
因此將Ⅳ段設計成階梯形，左段直徑為41mm
+2h=35+2×3=41mm
長度與右面的套筒相同，即L
Ⅴ段直徑：d =50mm. ，長度L =60mm
取L
由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=80mm
Ⅵ段直徑：d =41mm， L
Ⅶ段直徑：d =35mm， L ＜L3，取L
2 、輸出軸的設計計算
⑴、按扭矩初算軸徑
選用45#調質鋼，硬度（217~255HBS）
根據課本P235頁式（10-2），表（10-2）取c=110
=110× (2.168/76.4) =38.57mm
考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則
d=38.57×(1+5%)mm=40.4985mm
∴取d=42mm
⑵、軸的結構設計
①軸的零件定位，固定和裝配
單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面用軸肩定位，右面用套筒軸向定位，周向定位採用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階狀，左軸承從左面裝入，齒輪套筒，右軸承和皮帶輪依次從右面裝入。
②確定軸的各段直徑和長度
初選30211型角接球軸承，其內徑d為55mm，外徑D=100mm，寬度T為22.755mm。考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面與箱體內壁應有一定矩離，則取套筒長為20mm，則該段長42.755mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。
則 d =42mm L = 50mm
L = 55mm
L = 60mm
L = 68mm
L =55mm
L
四、滾動軸承的選擇
1 、計算輸入軸承
選用30207型角接觸球軸承，其內徑d為35mm,外徑D為72mm，寬度T為18.25mm.
2 、計算輸出軸承
選30211型角接球軸承，其內徑d為55mm，外徑D=100mm，寬度T為22.755mm
五、鍵聯接的選擇
1 、輸出軸與帶輪聯接採用平鍵聯接
鍵的類型及其尺寸選擇：
帶輪傳動要求帶輪與軸的對中性好，故選擇C型平鍵聯接。
根據軸徑d =42mm ，L =65mm
查手冊得，選用C型平鍵，得： 卷揚機
裝配圖中22號零件選用GB1096-79系列的鍵12×56
則查得：鍵寬b=12，鍵高h=8，因軸長L ＝65，故取鍵長L=56
2 、輸出軸與齒輪聯接用平鍵聯接
=60mm,L
查手冊得，選用C型平鍵，得：
裝配圖中 赫格隆36號零件選用GB1096-79系列的鍵18×45
則查得：鍵寬b=18，鍵高h=11，因軸長L ＝53，故取鍵長L=45
3 、輸入軸與帶輪聯接採用平鍵聯接 =25mm L
查手冊
選A型平鍵，得：
裝配圖中29號零件選用GB1096-79系列的鍵8×50
則查得：鍵寬b=8，鍵高h=7，因軸長L ＝62，故取鍵長L=50
4 、輸出軸與齒輪聯接用平鍵聯接
=50mm
L
查手冊
選A型平鍵，得：
裝配圖中26號零件選用GB1096-79系列的鍵14×49
則查得：鍵寬b=14，鍵高h=9，因軸長L ＝60，故取鍵長L=49
六、箱體、箱蓋主要尺寸計算
箱體採用水平剖分式結構，採用HT200灰鑄鐵鑄造而成。箱體主要尺寸計算如下：
七、軸承端蓋
主要尺寸計算
軸承端蓋：HT150 d3=8
n=6 b=10
八、減速器的
減速器的附件的設計
1
、擋圈 ：GB886-86
查得：內徑d=55，外徑D=65，擋圈厚H=5，右肩軸直徑D1≥58
2
、油標 ：M12：d =6，h=28，a=10,b=6，c=4，D=20，D
3
、角螺塞
M18
×
1.5 ：JB/ZQ4450-86
九、
設計參考資料目錄
1、吳宗澤、羅聖國主編.機械設計課程設計手冊.北京：高等教育出版社，1999.6
2、解蘭昌等編著.緊密儀器儀表機構設計.杭州：浙江大學出版社，1997.11
㈨ 機械傳動結構設計及其控制技術的畢業論文，要寫摘要，目錄，正文，還有結論。正文要在八千字到一萬字
走入細紗雨綿里，我看到前面一片平行的海浪，也許太過與可素型，我版無法承受內心的沖破權力，在一股前浪傲嚷前行中，那些梢許的背影拍打著我，那節奏如同孩時的搖床，我彷彿感受到陽光般的次熱，阿門，大海，神會保佑我，感謝真主，賜予我平靜。對不起。著兩個神都是我的部下