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㈢ 机械类的毕业论文的题目
机械类的毕业论文题目有很多，学术堂整理了十五个题目供大家进回行参考：
1、某答型汽车发动机曲轴的加工工艺及测试研究
2、舞台升降装置的设计研究
3、按摩机器人控制器的设计与研究
4、垂直升降式立体停车设备的结构设计
5、CA6140普通车床纵向数控改装
6、汽车电磁涡流减震器力学性能研究
7、自动下料机的机械结构设计与研究
8、智能清洁机器人的设计
9、低破碎玉米脱粒机的设计与分析
10、马铃薯连续式机械化去皮关键技术研究
11、排气隔热罩的设计与研究
12、汽车电动玻璃升降器结构设计
13、胡萝卜自动削皮机虚拟样机设计
14、山药全自动削皮机装置与控制系统研究
15、自动化甘蔗削皮装置的研制
㈣ 机械论文怎么写啊
机械齿轮传动系统的振动特性研究
摘要:随着科学技术的不断发展,机械工业面貌日新月异,机械的运转速度越来越高,因此人们对机械产品的动态性能提出了愈来愈高的要
求。齿轮传动是机械传动中应用最为广泛的一种也是机械传动的重要组成部分,在国民经济建设中起着举足轻重的作用。在航空、船舶、汽车等领域
中,其重要性尤为突出。齿轮变速箱主要由箱体、轴承、传动轴和齿轮构成,有关研究表明,变速箱是拖拉机的主要噪声源之一,变速箱的噪声主要由
箱中的传动齿轮产生。
关键词:齿轮;传动系统;振动特性1齿轮传动振动国内外研究概况
研究表明:机械的振动和噪声,其中大
部分来自齿轮传动工作时产生的振动,因此机
械传动中对齿轮动态性能的要求就更为突出。
要满足这一要求,人们开始把越来越多的注意
力转向齿轮传动的动态性能研究。具体地说,
就是研究齿轮传动系统的动载荷、振动和噪声
的机理、计算和控制。就需要从振动角度来分
析齿轮传动装置的运转情况,并按动态性能最
佳的目标进行设计。
为了解决上述问题,以研究齿轮传动和
噪声特性为主要内容的齿轮动力学十多年来得
到了较广泛的重视和研究,日本机械工程学会
1986年对齿轮实际调查与研究表明,评价齿
轮高性能化的前两项分别为低噪声和低振动。
1992年在美国机械工程协会主办的第六届机
械传动国际学术会议(6th Intenational Power
Transmission and Geartng Conference)上,齿
轮动力学研究得到了普遍的重视,宣读论文占
总数的21%,列发表论文数的第一位,突出
表明了齿轮传动向高速、重载方向发展后,其
动力学研究的紧迫性。中国于1984年成立了
机械工程学机械传动分会齿轮动力学会组,并
成功地举行了三次全国齿轮动力学学术会议,
促进了我国学者在这一领域内的发展。
对于齿轮轮齿的误差激励,早在1958
年,Harris就认为它是引起齿轮振动的三种主
要内部激励之一。20世纪70年代许多学者
(W.D.Mark,A.W.Lee,D.B.Welbowrn等)研究
过传递误差的统计性质及其对齿轮振动和噪声
的影响。其中T.Tobe研究过齿轮动载荷的统
计特性,首先建立了直齿轮系统的非线性
Fokker-Planck方程,并由此推出了矩方程,
然后用统计线性化方法求解,从而得到响应的
前二阶矩。在分析中,他们把静传递误差分解
为确定性分量和随机分量,并将随机分量表示
成"经滤波的白噪声"。1985年,A.S.Kumar
等分析了直齿轮动载系数的统计特性,随机输
入是传递误差,处理成经时不变的成形滤波器
滤波的高斯白噪声。推出了等效离散时间状态
方程和均值,方差波动方程,以确定啮合位置
随机误差幅值和运转速度等对动载系数均值和
方差的影响。
2齿轮传动动态特性研究现状
齿轮传动动态特性的研究大体上可分为
两大部分:齿轮传动系统振动特性的研究和齿
轮结构振动的研究。
2.1齿轮传动系统振动特性的研究
齿轮传动系统振动的主要激励为随时间
变化的啮合刚度、齿轮误差和不稳定载荷,它
是一个参数自激振动系统,齿轮传动的振动包
括径向、周向和轴向的振动。关于直齿轮刚度
计算已有比较成熟的Weber-Banaschek公式
由于斜齿轮接触线沿齿宽是倾斜的,因此在计
算斜齿轮啮合刚度时,首先需要研究斜齿轮的
载荷分布及轮齿变形。受计算手段的限制,早
期的研究是把斜齿轮轮齿假设成由大量独立的
法向薄片所组成(即“薄片”理论),各薄片
的变形是独立的。建立在这种模型下的斜齿轮
载荷分布计算,忽略了各片之间的相互影响
进一步的研究是将斜齿简化成一刚性或弹性夹
持的悬臂扳。由于悬臂扳几何形状与轮齿相差
较大,因此所得结论很少校用来研究载荷分
布,大多以此研究由载荷引起的变形及齿根弯
矩。Monch和Roy用冻结法对环氧树脂齿轮的
载荷分布做了光弹性实验。Conry和Seireg用
线性规划技术计算了斜齿轮接触线上的载荷分
布,其轮齿变形被分成弯曲变形,接触变形
支承变形等,用材料力学和赫兹变形公式计算
各变形分量。Mathis和Simon用三维有限元研
究了斜齿轮的载荷分布和变形。Nicmann和
BhthBe及Nicmann和winter是将接触线的总
长度变化用来估计齿轮的刚度波动。著名齿轮
动力学专家、日本东京工业大学Umezawa用
齿轮的有限差分模型对斜齿轮沿接触线的裁荷
分布等作了理论分析后,对一对有限齿宽齿轮
的载荷分布和啮合刚度特性进行了一系列的研
究,并根据齿轮端面重合度εα和轴面重合度
εg的大小判断齿轮啮合刚度波动的幅值(即计
算振动幅)大小。由于Umezawa是通过一等效
悬臂梁的有限差分模型总结出的斜齿变形公
式,因而对它的研究尚无法考虑齿轮结构尺寸
的影响。
Umezawa通过实验和仿真计算研究认为
在相同误差情况下,端面重合度εα和轴面重
合度εg相同的齿轮副的振动水平是一样的
在国内,齿轮系统动态方程求解的方法主要有
状态空间法、复富氏系数法和富氏级数
(Fourier serics)法。这些方法都不同程度地简
化了齿轮传动系统振动特性的求解,保留了系
统的参变和整体特性。为了设计出具有良好动
态降性和低噪声齿轮传动系统,近年来人们对
影响齿轮传动系统动态特性的因素做了不少理
论计算和实验研究。采用柔性辐板齿轮结构是
降低齿轮传动噪声,提高齿轮传动乎稳性的又
一主要措施,Berestnev的实验研究表明,通
过改变轮体结构尺寸,可使齿轮的弯曲、接触
疲劳强度增加1.2～1.4倍,寿命增加1.5～2倍
振动噪声减小6～8dB。国内对钢轮毂、橡胶轮
辐的柔性幅板齿轮系统的降噪特性进行了实验研究,结果表明在模数较大的场合,其降噪效
果在7dB左右,减振效果为50%,高频噪声
可下降6～18dB。
2.2齿轮结构振动的研究
齿轮结构固有频率及振型、动态响应和
动应力的研究是建立在一般结构振动计算方法
基础上的。为了避免共振,防止颤振,或者是
研究其响应问题,一般都要求先计算结构的模
态,目前在计算结构动力学问题中虽为有效的
数值方法是有限单元法。
然而,随着结构日益复杂化、大型化的
发展,使人们不得不将眼光放在各种节省计算
内存的求解方法上。这些促进了各种降阶技术
和动态子结构技术的兴起和发展。如果将求解
静力问题的波前法用于子空间迭代法中,就能
使一般工程结构问题可以在微机上求解。由于
在国内外曾发生多起齿轮轮体的共振导致的破
坏事故,所以齿轮轮体固有振动特性的研究得
到国内外的普通关注。这在对齿轮传动安全运
行要求很高的航空工业来说尤其重要。美国波
音费托尔公司(Boeing Vetrol)就是用有限元
法来预测齿轮结构的共振频率。国内外对盘形
圆锥齿轮结构固有振动特性进行了大量的理论
和实验研究,取得了一批非常有价值的结论。
Oda用Miller公式计算了具有不同福板支承形
式的薄轮缘直齿轮结构的固有频率,研究了其
传动系统的振动加速度。国内外的理论和实验
研究表明,齿轮结构的行波共振会造成齿轮的
成块断裂。
参考文献
[1]陈予恕.非线性振动[M].天津:天津科技出
版社,1983.
[2]魏任之.齿轮的修形与降噪[D].第二届全
国齿轮动力学会议论文,l987.
[3]方宗德.正齿轮传动的动载荷影响因素分析
[J].西安交通大学学报,l988.
㈤ 1）试总结归纳机械传动系统设计的一般方法和步骤。 （2）说明传动系统方案是如何确定的，有何特点
第一部分为电动机选择及传动系统总的传动比分配;主要确定电动机类型和结构形式、工作机主动轴功率、电动输出功率及传动系统总的传动比分配。第二部分为传动装置的运动和动力参数计算,主要确定各轴转速、各轴的输入功率、及各轴转矩。第三部分为有关锥齿轮的计算,选择齿轮、材料、精度、等级、确定齿轮齿数、转矩、载荷系数、轮宽系数及齿根弯曲疲劳强度校核。第四部分为带轮的设计包括带轮类型的选择、带轮尺寸参数的确定。第五部分为联轴器类型的选择及联轴器尺寸（型号）的确定 。
该变速器主要由齿轮、轴、轴承、箱体等组成。为方便减速器的制造、装配及使用 ，还在减速器上设置一系列附件，如检查孔、透气孔、油标尺或油面指示器、吊钩及起盖螺钉等。在原动机于变速器间采用是机械设备中应用较多的传动装置带传动，主要有主动轮、从动轮和传动带组成。工作时靠带与带轮间的摩擦或啮合实现主、从动轮间运动和动力的传递,具有结构简单、传动平稳、价格低廉、缓冲吸振及过载打滑以保护其他零件的优点。
设计者以严谨务实的认真态度进行了此次设计，但由于知识水平与实际经验有限。在设计中难免会出现一些错误、缺点和疏漏，诚请位评审老师能给于批评和指正。
摘 要
这次毕业设计是由封闭在刚性壳内所有内容的齿轮传动是一独立完整的机构。通过这一次设计可以初步掌握一般简单机械的一套完整的设计及方法，构成减速器的通用零部件。
这次毕业设计主要介绍了减速器的类型作用及构成等，全方位的运用所学过的知识。如：机械制图，金属材料工艺学公差等已学过的理论知识。在实际生产中得以分析和解决。减速器的一般类型有：圆柱齿轮减速器、圆锥齿轮减速器、齿轮-蜗杆减速器，轴装式减速器、组装式减速器、联体式减速器。
在这次设计中进一步培养了工程设计的独立能力，树立正确的设计思想，掌握常用的机械零件，机械传动装置和简单机械设计的方法
和步骤，要求综合的考虑使用经济工艺性等方面的要求。确定合理的设计方案
㈥ 机械设计的课程设计关于带式运输机传动装置设计论文摘要怎么写
给你的式样，希望能帮你 抱歉不能贴图了，hi加我给你看看
㈦ 机电方面的毕业论文怎么写
我校机电系机械专业的一篇论文： 【论文摘要】 机械传动式轮胎定型硫化机横梁运动形式已知有三种，即升降翻转运动，升降平移运动，直接升降运动。三种运动都是由曲柄滑块机构实现的。由于在前两种运动中横梁必须通过一拐点，因而其滑块变异为导轮，而直接升降运动，既可使用滑块，也可使用导轮。曲柄由减速机经减速齿轮获得转。曲柄的固定支点为机架，运动支点与主连杆下端活销连接，主连杆上端与横梁端轴活销连接。曲柄转动时，经由主连杆推动横梁端轴沿既定的轨迹运动。三种运动形式中，前两种运动的轨迹基本相同，但辅助运动不同，而第三种只是前两种运动的一部分。由此，在硫化机开模到终点时，横梁处于三种不同的状态。因而适用于不同类型的硫化机。 一、升降翻转型运动 据文献介绍，升降翻转运动形式分为：间接导向的升降翻转运动；直接导向的升降翻转运动；单槽杠杆导向的升降翻转运动。其中最常用也最简单的是直接导向的升降翻转运动。单槽杠杆导向的升降翻转运动在大规格B型定型硫化机如1900B，2160B等机型上曾经使用过，但已逐渐被直接导向的升降翻转运动取代。而间接导向的升降翻转运动在国内的定型硫化机上尚未见使用。本文介绍的升降翻转型运动就是直接导向的升降翻转型运动。梁端轴外的主导轮和副连杆上的副导轮，直接讨论横梁端轴的运动。 横梁的运动轨道由一竖直开式主导槽和与其相接且夹角小于90°的开式导轨组成。为保持横梁运动的平稳性并实现横梁的自转，还有一个与开式主导槽平行的闭式副导槽。开模时，横梁端轴在开式主导槽中上升，与横梁固定连接的副连杆 下 端中心轴在闭式副导槽中同步上升，此时横梁做平动。当横梁端轴离开竖直开式主导槽进入开式导轨后，横梁端轴的运动轨迹便不再与闭式副导槽平行。此时，在主连杆和副连杆的共同作用下，横梁端轴在开式主导轨上边移动边自转。在横梁运动极限位置，主连杆两活销中心连线与曲柄支点中心连线重合。实际运动中，一般不会到达极限位置。 Φ=α+β 其中α为副连杆与横梁竖直中心线间的夹角 β=arcSin 上式中，h，l是由横梁本身结构决定的，它们也决定了α的值。由此式可知，横梁的翻转角度首先取决于其自身的结构。在其结构确定之后，与硫化机的开模长度有关。开模到极限时，其翻转角度达到最大值。 直到二十世纪末，几乎所有的B型定型硫化机都使用升降翻转运动。这是由B型硫化机的特点和它的适用范围决定的。首先，B型中心机构在装胎和卸胎时，胶囊都是完全拉直的，这使得上环升得很高。其次，早期使用的硫化机的抓胎爪都是长式的，而且当时的轮胎主要是斜交胎，其生胎高度也较大。为了将生胎顺利地装入下模，中心机构上方必须有足够的空间。使用升降翻转的运动形式，在完全开模的状态下，中心机构上方是完全敞开的，使装胎，卸胎操作十分方便。再次，我们知道，轮胎硫化后，与硫化模型间的粘着力是很大的。其值不仅与轮胎和模型间的接触面积成正比，而且随着接触面积的增大，单位面积的粘着力也随着增大。这就使得大型轮胎如载重轮胎，工程轮胎等的粘着力非常之大，从而极大地增加了脱模的难度，甚至将轮胎拉伤。为了减小粘着力，目前最常用的方法是往模型上喷洒隔离剂（硅油与水的混合液）。而要进行这种操作，只有在上模翻转一定的角度之后才便于进行。 一般地说，规格在1525以上的定型硫化机应该有自动喷洒隔离剂装置。国外企业对此比较重视，国内企业似乎不太在意。 几乎所有的轮胎定型硫化机的调模机构都使用螺纹副结构。在保持良好润滑的条件下，这种结构调整方便、可靠，承载能力也较大。但螺纹副较其它配合的间隙偏大。尤其是调模机构受硫化室高温的影响，其螺纹副的间隙较常温下使用的又偏大。硫化机开模合模时，螺蚊副由竖直状态转入接近水平状态或反过来由近水平状态转入垂直状态时，其间隙的分布是不断变化的。随着硫化机不断地开模、合模，这种间隙分布的变化周而复始地进行。很显然，它不但影响运动的平穩性，也损害了螺纹副的配合精度，进而影响上下模间，上模和中心机构间的同轴度。在使用活络模时，横梁翻转后，活络模操纵缸的活塞杆压向一侧。活塞杆与活络模的上胎侧模连接，又会影响模型的精度和寿命，还会影响活塞杆与缸的配合，甚至引起缸的泄漏。 二、升降平移型运动 采用升降平移运动形式时，横梁端轴的运动轨迹与采用升降翻转运动形式基本相同。根本区别在于，它的副导槽是一个中心线与横梁端轴中心运动轨迹完全相同的封闭式导槽。因而在横梁的整个运动过程中，其端轴中心轨迹与副连杆轴中心的轨迹完全相同。横梁保持平动。图2为其机构运动简图。 不考虑装胎机构固定在横梁前面的结构，与升降翻转型运动一样，完全开模时，中心机构上方也是完全敞开的。由于横梁没有翻转，调模机构的螺纹副始终处于竖直状态。与升降翻转型运动相比，它不但提高了运动的平稳性，而且极大地提高了开合模的重复精度，更容易保证上下模型及其与中心机构间的同轴度，也改善了模型尤其是活络模型及其操纵缸的使用条件。 到二十世纪末，如同所有的机械传动式B型定型硫化机都使用升降翻转运动一样，B型以外的所有机型，如A型、AB型、C型等，则全都采用升降平移运动。这是因为A型、AB型、C型等机型一般都只用于硫化中小型轮胎，通常不需要喷洒隔离剂。尤其对于硫化中小型子午线轮胎，使用升降平移运动在一定程度上能提高轮胎的硫化质量。 根据前面的论述，大型B型硫化机由于需要喷洒隔离剂而采用升降翻转运动是合理的。而所有的B型硫化机包括硫化小胎的1030B型硫化机也使用升降翻转运动则有些让人费解。能让人接受的解释只能是为了設备的标准化、系列化，便于管理。 三、直接升降型运动 直接升降型运动实际上只是升降翻转和升降平移运动的一部分。它借鉴液压传动式轮胎定型硫化机的运动方式，横梁只在中心机构的正上方升降。很显然，直接升降型运动较前两种运动形式更简捷，也更容易实现。同时由于横梁只在一个方向做上下运动，其运动精度也得以大大提高。 在升降翻转和升降平移运动中，曲柄绕固定支点在一定的角度范围内摆动，整个传动装置做正反转运动。而直接升降型运动，曲柄旋转一周，横梁便完成一个升降周期，传动装置无须反转。 采用直接升降型运动，横梁的最大升降高度等于两倍的曲柄长度。由于设备体度的限制，曲柄不可能做的很长，因而开模的高度就非常有限。它不适用于B型硫化机，只能用于A型、AB型、C型等硫化机中硫化乘用子午胎、轿车子午胎。 直接升降的运动形式，使机械传动式轮胎定型硫化机的精度达到一个新的高度。当前，在液压传动式轮胎定型硫化机还不普及的条件下，它可以部分地代替液压硫化机用以硫化高等级小型子午胎。 综上所述，机械传动式轮胎定型硫化机三种运动形式的应用应该这样划分：硫化大型轮胎的B型硫化机（一般为1525B以上规格），使用升降翻转运动；一般的B型硫化机，使用升降平移运动；B型以外的其它类型硫化机，尤其是用于硫化子午线轮胎的，优先采用直接升降运动，不能使用的，用升降平移运动。 随着科学技术的进步，轮胎硫化技术也将不断发展。如果能取消往上模喷洒隔离剂的工序，则可以予言，升降翻转运动将从轮胎定型硫化机的运动中消失。那时，机械传动式轮胎定型硫化机将只有升降平移和直接升降两种运动形式。所有的B型硫化机都使用升降平移运动，其它类型的硫化机则两种运动形式兼而用之。若是这样，则机械传动式轮胎定型硫化机的运动精度将会得到极大的改善
㈧ 机械设计课程设计带式运输机传动装置的设计
给你做个参考
一、前言
(一)
设计目的：
通过本课程设计将学过的基础理论知识进行综合应用，培养结构设计，计算能力，熟悉一般的机械装置设计过程。
(二)
传动方案的分析
机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。
本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为单级直齿圆柱齿轮减速器。
带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。
齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。本设计采用的是单级直齿轮传动。
减速器的箱体采用水平剖分式结构，用HT200灰铸铁铸造而成。
二、传动系统的参数设计
原始数据：运输带的工作拉力F=0.2 KN；带速V=2.0m/s；滚筒直径D=400mm（滚筒效率为0.96）。
工作条件：预定使用寿命8年，工作为二班工作制，载荷轻。
工作环境：室内灰尘较大，环境最高温度35°。
动力来源：电力，三相交流380/220伏。
1
、电动机选择
（1）、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机
（2）、电动机功率选择：
①传动装置的总效率：
=0.98×0.99 ×0.96×0.99×0.96
②工作机所需的输入功率：
因为 F=0.2 KN=0.2 KN= 1908N
=FV/1000η
=1908×2/1000×0.96
=3.975KW
③电动机的输出功率：
=3.975/0.87=4.488KW
使电动机的额定功率P ＝（1～1.3）P ，由查表得电动机的额定功率P ＝ 5.5KW 。
⑶、确定电动机转速：
计算滚筒工作转速：
=（60×v）/（2π×D/2）
=（60×2）/（2π×0.2）
=96r/min
由推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I’ =3~6。取V带传动比I’ =2~4，则总传动比理时范围为I’ =6~24。故电动机转速的可选范围为n’ =（6~24）×96=576~2304r/min
⑷、确定电动机型号
根据以上计算在这个范围内电动机的同步转速有1000r/min和1500r/min，综合考虑电动机和传动装置的情况，同时也要降低电动机的重量和成本，最终可确定同步转速为1500r/min ，根据所需的额定功率及同步转速确定电动机的型号为Y132S-4 ，满载转速 1440r/min 。
其主要性能：额定功率：5.5KW，满载转速1440r/min，额定转矩2.2，质量68kg。
2 、计算总传动比及分配各级的传动比
（1）、总传动比：i =1440/96=15
（2）、分配各级传动比：
根据指导书，取齿轮i =5（单级减速器i=3~6合理）
=15/5=3
3 、运动参数及动力参数计算
⑴、计算各轴转速（r/min）
=960r/min
=1440/3=480(r/min)
=480/5=96(r/min)
⑵计算各轴的功率（KW）
电动机的额定功率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计算各轴扭矩（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、传动零件的设计计算
（一）齿轮传动的设计计算
（1）选择齿轮材料及精度等级
考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240~260HBS。大齿轮选用45#钢，调质，齿面硬度220HBS；根据指导书选7级精度。齿面精糙度R ≤1.6~3.2μm
（2）确定有关参数和系数如下：
传动比i
取小齿轮齿数Z =20。则大齿轮齿数：
=5×20=100 ，所以取Z
实际传动比
i =101/20=5.05
传动比误差：（i -i）/I=（5.05-5）/5=1%<2.5% 可用
齿数比： u=i
取模数：m=3 ；齿顶高系数h =1；径向间隙系数c =0.25；压力角 =20°；
则 h *m=3，h ）m=3.75
h=（2 h ）m=6.75，c= c
分度圆直径：d =×20mm=60mm
d =3×101mm=303mm
由指导书取 φ
齿宽： b=φ =0.9×60mm=54mm
=60mm ，
b
齿顶圆直径：d ）=66，
d
齿根圆直径：d ）=52.5，
d ）=295.5
基圆直径：
d cos =56.38，
d cos =284.73
(3)计算齿轮传动的中心矩a：
a=m/2(Z )=3/2(20+101)=181.5mm 液压绞车≈182mm
（二）轴的设计计算
1 、输入轴的设计计算
⑴、按扭矩初算轴径
选用45#调质，硬度217~255HBS
根据指导书并查表，取c=110
所以 d≥110 (4.354/480) 1/3mm=22.941mm
d=22.941×(1+5%)mm=24.08mm
∴选d=25mm
⑵、轴的结构设计
①轴上零件的定位，固定和装配
单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定
②确定轴各段直径和长度
Ⅰ段：d =25mm
， L =（1.5～3）d ，所以长度取L
∵h=2c
c=1.5mm
+2h=25+2×2×1.5=31mm
考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：
L =（2+20+55）=77mm
III段直径：
初选用30207型角接触球轴承，其内径d为35mm,外径D为72mm，宽度T为18.25mm.
=d=35mm，L =T=18.25mm，取L
Ⅳ段直径：
由手册得：c=1.5
h=2c=2×1.5=3mm
此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：d =（35+3×2）=41mm
因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为41mm
+2h=35+2×3=41mm
长度与右面的套筒相同，即L
Ⅴ段直径：d =50mm. ，长度L =60mm
取L
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=80mm
Ⅵ段直径：d =41mm， L
Ⅶ段直径：d =35mm， L ＜L3，取L
2 、输出轴的设计计算
⑴、按扭矩初算轴径
选用45#调质钢，硬度（217~255HBS）
根据课本P235页式（10-2），表（10-2）取c=110
=110× (2.168/76.4) =38.57mm
考虑有键槽，将直径增大5%，则
d=38.57×(1+5%)mm=40.4985mm
∴取d=42mm
⑵、轴的结构设计
①轴的零件定位，固定和装配
单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。
②确定轴的各段直径和长度
初选30211型角接球轴承，其内径d为55mm，外径D=100mm，宽度T为22.755mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长42.755mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。
则 d =42mm L = 50mm
L = 55mm
L = 60mm
L = 68mm
L =55mm
L
四、滚动轴承的选择
1 、计算输入轴承
选用30207型角接触球轴承，其内径d为35mm,外径D为72mm，宽度T为18.25mm.
2 、计算输出轴承
选30211型角接球轴承，其内径d为55mm，外径D=100mm，宽度T为22.755mm
五、键联接的选择
1 、输出轴与带轮联接采用平键联接
键的类型及其尺寸选择：
带轮传动要求带轮与轴的对中性好，故选择C型平键联接。
根据轴径d =42mm ，L =65mm
查手册得，选用C型平键，得： 卷扬机
装配图中22号零件选用GB1096-79系列的键12×56
则查得：键宽b=12，键高h=8，因轴长L ＝65，故取键长L=56
2 、输出轴与齿轮联接用平键联接
=60mm,L
查手册得，选用C型平键，得：
装配图中 赫格隆36号零件选用GB1096-79系列的键18×45
则查得：键宽b=18，键高h=11，因轴长L ＝53，故取键长L=45
3 、输入轴与带轮联接采用平键联接 =25mm L
查手册
选A型平键，得：
装配图中29号零件选用GB1096-79系列的键8×50
则查得：键宽b=8，键高h=7，因轴长L ＝62，故取键长L=50
4 、输出轴与齿轮联接用平键联接
=50mm
L
查手册
选A型平键，得：
装配图中26号零件选用GB1096-79系列的键14×49
则查得：键宽b=14，键高h=9，因轴长L ＝60，故取键长L=49
六、箱体、箱盖主要尺寸计算
箱体采用水平剖分式结构，采用HT200灰铸铁铸造而成。箱体主要尺寸计算如下：
七、轴承端盖
主要尺寸计算
轴承端盖：HT150 d3=8
n=6 b=10
八、减速器的
减速器的附件的设计
1
、挡圈 ：GB886-86
查得：内径d=55，外径D=65，挡圈厚H=5，右肩轴直径D1≥58
2
、油标 ：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、
设计参考资料目录
1、吴宗泽、罗圣国主编.机械设计课程设计手册.北京：高等教育出版社，1999.6
2、解兰昌等编著.紧密仪器仪表机构设计.杭州：浙江大学出版社，1997.11
㈨ 机械传动结构设计及其控制技术的毕业论文，要写摘要，目录，正文，还有结论。正文要在八千字到一万字
走入细纱雨绵里，我看到前面一片平行的海浪，也许太过与可素型，我版无法承受内心的冲破权力，在一股前浪傲嚷前行中，那些梢许的背影拍打着我，那节奏如同孩时的摇床，我仿佛感受到阳光般的次热，阿门，大海，神会保佑我，感谢真主，赐予我平静。对不起。着两个神都是我的部下