看你这样子问，就知道是学机械的，简单的基础就不说了
涉及高速运转的地方用斜齿齿轮，含铬，锰的低合金结构钢，齿轮齿面高频淬硬
减速比较大，传递方向变化时用涡轮蜗杆，涡轮一般选用较软的尼龙，青铜材质
还有就是齿轮轴的支撑，要预留拉拔轴承的槽，如同螺纹尽头的退刀槽
加工工艺要看类型，但一般齿轮都需要锻制，锻制后再车成合适形状，先粗车，后精车，车后要插齿，滚齿或者仿形铣，做出齿轮的形状后再进行热处理，内部调质啦，齿面淬火啦，回火去应力啦，最后再磨齿，磨到设计的粗糙度，并不是越光滑越好，太光滑的齿面润滑油膜不易形成，会使齿轮早期损坏
传力不大的也可以粉末冶金，精密铸造，挤出成型等等
加工工艺要看类型，但一般齿轮都需要锻制，锻制后再车成合适形状，先粗车，后精车，车后要插齿，滚齿或者仿形铣，做出齿轮的形状后再进行热处理，内部调质啦，齿面淬火啦，回火去应力啦，最后再磨齿，磨到设计的粗糙度，并不是越光滑越好，太光滑的齿面润滑油膜不易形成，会使齿轮早期损坏
仅供参考一、传动方案拟定第二组第三个数据：设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器（1） 工作条件：使用年限10年，每年按300天计算，两班制工作，载荷平稳。（2） 原始数据：滚筒圆周力F=1.7KN；带速V=1.4m/s；滚筒直径D=220mm。运动简图二、电动机的选择1、电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求和 条件，选用 Y系列三相异步电动机。2、确定电动机的功率：（1）传动装置的总效率：η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95=0.86(2)电机所需的工作功率：Pd=FV/1000η总=1700×1.4/1000×0.86=2.76KW3、确定电动机转速：滚筒轴的工作转速：Nw=60×1000V/πD=60×1000×1.4/π×220=121.5r/min根据【2】表2.2中推荐的合理传动比范围，取V带传动比Iv=2~4，单级圆柱齿轮传动比范围Ic=3~5，则合理总传动比i的范围为i=6~20，故电动机转速的可选范围为nd=i×nw=（6~20）×121.5=729~2430r/min符合这一范围的同步转速有960 r/min和1420r/min。由【2】表8.1查出有三种适用的电动机型号、如下表方案 电动机型号 额定功率 电动机转速（r/min） 传动装置的传动比KW 同转 满转 总传动比 带 齿轮1 Y132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.632 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，比较两种方案可知：方案1因电动机转速低，传动装置尺寸较大，价格较高。方案2适中。故选择电动机型号Y100l2-4。4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y100l2-4。其主要性能：额定功率：3KW，满载转速1420r/min，额定转矩2.2。三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=1420/121.5=11.682、分配各级传动比（1） 取i带=3（2） ∵i总=i齿×i 带π∴i齿=i总/i带=11.68/3=3.89四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）nI=nm/i带=1420/3=473.33(r/min)nII=nI/i齿=473.33/3.89=121.67(r/min)滚筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)2、 计算各轴的功率（KW）PI=Pd×η带=2.76×0.96=2.64KWPII=PI×η轴承×η齿轮=2.64×0.99×0.97=2.53KW3、 计算各轴转矩Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N?mTI=9.55p2入/n1 =9550x2.64/473.33=53.26N?mTII =9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N?m五、传动零件的设计计算1、 皮带轮传动的设计计算（1） 选择普通V带截型由课本[1]P189表10-8得：kA=1.2 P=2.76KWPC=KAP=1.2×2.76=3.3KW据PC=3.3KW和n1=473.33r/min由课本[1]P189图10-12得：选用A型V带（2） 确定带轮基准直径，并验算带速由[1]课本P190表10-9，取dd1=95mm>dmin=75dd2=i带dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.30 mm由课本[1]P190表10-9，取dd2=280带速V：V=πdd1n1/60×1000=π×95×1420/60×1000=7.06m/s在5~25m/s范围内，带速合适。（3） 确定带长和中心距初定中心距a0=500mmLd=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0=2×500+3.14(95+280)+(280-95)2/4×450=1605.8mm根据课本[1]表（10-6）选取相近的Ld=1600mm确定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2=497mm(4) 验算小带轮包角α1=1800-57.30 ×(dd2-dd1)/a=1800-57.30×(280-95)/497=158.670>1200（适用）（5） 确定带的根数单根V带传递的额定功率.据dd1和n1，查课本图10-9得 P1=1.4KWi≠1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查[1]表10-2得 △P1=0.17KW查[1]表10-3，得Kα=0.94；查[1]表10-4得 KL=0.99Z= PC/[(P1+△P1)KαKL]=3.3/[(1.4+0.17) ×0.94×0.99]=2.26 (取3根)(6) 计算轴上压力由课本[1]表10-5查得q=0.1kg/m，由课本式（10-20）单根V带的初拉力：F0=500PC/ZV[（2.5/Kα）-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06(2.5/0.94-1)]+0.10x7.062 =134.3kN则作用在轴承的压力FQFQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2)=791.9N2、齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料与热处理：所设计齿轮传动属于闭式传动，通常齿轮采用软齿面。查阅表[1] 表6-8，选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度260HBS；大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为215HBS；精度等级：运输机是一般机器，速度不高，故选8级精度。(2)按齿面接触疲劳强度设计由d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3确定有关参数如下：传动比i齿=3.89取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1= ×20=77.8取z2=78由课本表6-12取φd=1.1(3)转矩T1T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660N?mm(4)载荷系数k : 取k=1.2(5)许用接触应力[σH][σH]= σHlim ZN/SHmin 由课本[1]图6-37查得：σHlim1=610Mpa σHlim2=500Mpa接触疲劳寿命系数Zn：按一年300个工作日，每天16h计算，由公式N=60njtn 计算N1=60×473.33×10×300×18=1.36x109N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4×108查[1]课本图6-38中曲线1，得 ZN1=1 ZN2=1.05按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=1.0[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa故得：d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3=49.04mm模数：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm取课本[1]P79标准模数第一数列上的值，m=2.5(6)校核齿根弯曲疲劳强度σ bb=2KT1YFS/bmd1确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ1=2.5×20mm=50mmd2=mZ2=2.5×78mm=195mm齿宽：b=φdd1=1.1×50mm=55mm取b2=55mm b1=60mm(7)复合齿形因数YFs 由课本[1]图6-40得：YFS1=4.35,YFS2=3.95(8)许用弯曲应力[σbb]根据课本[1]P116：[σbb]= σbblim YN/SFmin由课本[1]图6-41得弯曲疲劳极限σbblim应为： σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa由课本[1]图6-42得弯曲疲劳寿命系数YN：YN1=1 YN2=1弯曲疲劳的最小安全系数SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1计算得弯曲疲劳许用应力为[σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa[σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa校核计算σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa< [σbb1]σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa< [σbb2]故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(9)计算齿轮传动的中心矩aa=(d1+d2)/2= (50+195)/2=122.5mm(10)计算齿轮的圆周速度V计算圆周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s因为V＜6m/s，故取8级精度合适．六、轴的设计计算从动轴设计1、选择轴的材料 确定许用应力选轴的材料为45号钢，调质处理。查[2]表13-1可知：σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=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，输出端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：d≥C查[2]表13-5可得，45钢取C=118则d≥118×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d=35mm3、齿轮上作用力的计算齿轮所受的转矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582 N齿轮作用力：圆周力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N径向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N4、轴的结构设计轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图。（1）、联轴器的选择可采用弹性柱销联轴器，查[2]表9.4可得联轴器的型号为HL3联轴器：35×82 GB5014-85（2）、确定轴上零件的位置与固定方式单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环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 ，轴通过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位（3）、确定各段轴的直径将估算轴d=35mm作为外伸端直径d1与联轴器相配（如图），考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=40mm齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3=4 5mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=50mm。齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=45mm.(4)选择轴承型号.由[1]P270初选深沟球轴承,代号为6209,查手册可得:轴承宽度B=19,安装尺寸D=52,故轴环直径d5=52mm.(5）确定轴各段直径和长度Ⅰ段：d1=35mm 长度取L1=50mmII段:d2=40mm初选用6209深沟球轴承，其内径为45mm,宽度为19mm.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：L2=（2+20+19+55）=96mmIII段直径d3=45mmL3=L1-L=50-2=48mmⅣ段直径d4=50mm长度与右面的套筒相同，即L4=20mmⅤ段直径d5=52mm. 长度L5=19mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=96mm(6)按弯矩复合强度计算①求分度圆直径：已知d1=195mm②求转矩：已知T2=198.58N?m③求圆周力：Ft根据课本P127（6-34）式得Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Fr=Ft?tanα=2.03×tan200=0.741N⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=48mm(1)绘制轴受力简图（如图a）（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）轴承支反力：FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37NFAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为MC1=FAyL/2=0.37×96÷2=17.76N?m截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N?m(4)绘制合弯矩图（如图d）MC=(MC12+MC22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63N?m(5)绘制扭矩图（如图e）转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N?m(6)绘制当量弯矩图（如图f）转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=0.2，截面C处的当量弯矩：Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[51.632+(0.2×198.58)2]1/2=65.13N?m(7)校核危险截面C的强度由式（6-3）σe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453=7.14MPa< [σ-1]b=60MPa∴该轴强度足够。主动轴的设计1、选择轴的材料 确定许用应力选轴的材料为45号钢，调质处理。查[2]表13-1可知：σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=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，输出端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：d≥C查[2]表13-5可得，45钢取C=118则d≥118×(2.64/473.33)1/3mm=20.92mm考虑键槽的影响以系列标准，取d=22mm3、齿轮上作用力的计算齿轮所受的转矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.64/473.33=53265 N齿轮作用力：圆周力：Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N径向力：Fr=Fttan200=2130×tan200=775N确定轴上零件的位置与固定方式单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置在齿轮两边。齿轮靠油环和套筒实现 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 ，轴通过两端轴承盖实现轴向定位，4 确定轴的各段直径和长度初选用6206深沟球轴承，其内径为30mm,宽度为16mm.。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36mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。(2)按弯扭复合强度计算①求分度圆直径：已知d2=50mm②求转矩：已知T=53.26N?m③求圆周力Ft：根据课本P127（6-34）式得Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Fr=Ft?tanα=2.13×0.36379=0.76N⑤∵两轴承对称∴LA=LB=50mm(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38NFAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N(2) 截面C在垂直面弯矩为MC1=FAxL/2=0.38×100/2=19N?m(3)截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=1.065×100/2=52.5N?m(4)计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/2=（192+52.52）1/2=55.83N?m(5)计算当量弯矩：根据课本P235得α=0.4Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[55.832+(0.4×53.26)2]1/2=59.74N?m(6)校核危险截面C的强度由式（10-3）σe=Mec/（0.1d3）=59.74x1000/(0.1×303)=22.12Mpa<[σ-1]b=60Mpa∴此轴强度足够（7） 滚动轴承的选择及校核计算一从动轴上的轴承根据根据条件，轴承预计寿命L'h=10×300×16=48000h(1)由初选的轴承的型号为: 6209,查[1]表14-19可知:d=55mm,外径D=85mm,宽度B=19mm,基本额定动载荷C=31.5KN, 基本静载荷CO=20.5KN,查[2]表10.1可知极限转速9000r/min（1）已知nII=121.67(r/min)两轴承径向反力：FR1=FR2=1083N根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1=682N FA2=FS2=682N(3)求系数x、yFA1/FR1=682N/1038N =0.63FA2/FR2=682N/1038N =0.63根据课本P265表（14-14）得e=0.68FA1/FR1
毕业设计（论文）开 题 报 告 1 选题的背景和意义普通机床如果使用了很长时间坏了或要更新换代而弃之不用，则会造成资源和资金的浪费和损失。随之社会经济技术的发展，将普通机床改造成为数控化的高效机床是必须的。改造后的机床称为数控机床。其以高精度、高效率、高自动化和高柔性的特点，广泛应用到机械制造业等各个加工行业中[1]。1.1 选题的背景我国机床工业产值已进人世界第3 名，机床消费额在世界排名上升到第2 位，其中有80 % 左右的普通机床。据统计，美国、加拿大、法国、德国、日本、意大利和英国等7个主要工业国家，目前役龄在15 年以上的机床约占百分之四十左右。这些普通机床生产效率低、劳动强度大、加工精度低、不能加工复杂零件，面临淘汰的危险[2]。但数控机床却能很好的解决此类问题，但完全通过购置新的数控机床来替换普通机床，因成本太高而不现实，而且替代下来的普通机床闲置起来又会造成很大的浪费。数控机床高昂价格阻碍了企业的发展和数控的普及。而普通机床改造只需花费购买相同新机床30％以下的费用即可获得相同的使用效果，因此普通机床数控改造更能满足国民需要[3]。1.2 国内外研究现状及发展趋势我国的数控机床无论从产品种类、技术水平、质量和产量上都取得了很大的发展，在一些关键技术方面也取得了重大突破，但仍然存在很多问题。产品水平低，质量不稳定，尤其是可靠性不高；产品开发与消化吸收能力差；生产厂点分散，工艺装备落后，没有形成经济规模；数控系统的发展滞后于主机，成为制约数控机床发展的一个突出问题，其他相关配套产品基础也很薄弱；企业“大而全”、“小而全”的生产模式尚未打破[4]。我国数控机床行业总体的技术开发能力和技术基础薄弱，信息化技术应用程度不高。行业现有的信息化技术来源主要依靠引进国外技术，且外方在许多高新产品的核心技术上具有掌控地位，我们对国外技术的依存度较高，没有上升到形成产品自主开发能力和技术创新能力的高度。具有高精度、高速、高效、复合功能、多轴联动等特点的高性能实用数控机床基本上还得依赖进口[5]。2 研究的基本内容研究普通机床数控化改造设计，主要设计机床的总体改造方案和传动部件，以及控制部分原理图设计，进给传动部件装配图设计，步进电机驱动设计。使改造后机床满足加工零件要求的精度。改造后的机床要比改造前性能优异，加工进度高，生产效率高等优点[6]。2.1 基本框架1）完成数控化改造总体方案设计，包括机械部分和控制部分。2）传动部分的设计计算。3）控制系统部分原理图设计。4）X轴或Y轴装配图设计。5）控制程序中的一个模块设计。 图2.1电动机驱动的进给系统2.2 研究的重点和难点在整个设计中，数控化改造的总体方案设计最为重要，总体方案是改造的前提和关键。总体方案设计包括机械部分和控制部分，机械部分要考虑进给伺服系统的类型、进给传动方式以及执行机构的选择等等。控制部分要考虑数控系统的运动方式、数控系统CPU的选择等。数控部分一般直接选用一种数控系统，比如西门子、法兰克、广州数控等。这些问题要从机床的功能、加工精度及机床的经济型考虑。传动部分设计计算是个难点，传动部分设计计算主要是进给传动部件的计算和选型，进给传动部件又分纵向进给传动部件和横向传动部件。进给传动部件的计算涉及到脉冲当量的计算、切削力的计算、滚珠丝杠螺母副的计算和选型、同步带减速箱的设计以及步进电机的计算和选型。传动部件的计算与选型的正确与否，直接关系到机床的精度。传动部分的计算涉及到机械原理、机械设计、材料力学等，计算量大而且复杂，是设计的一大难点。2.3 拟解决的关键问题在普通车床数控化改造设计中遇到许多问题，齿轮传动和滚珠丝杠传动过程中，会产生间隙，为了保证加工的精度，要对齿轮和滚珠丝杠进行消隙处理。齿轮可以采用刚性消隙，低速级采用两片相同斜齿轮同小齿轮连接。滚珠丝杠可以通过圆螺母预紧进行消除间隙。要控制进给部件相应的运动，就要控制电机转速和转向，需要相应的电路设计和软件设计，才能驱动电机作各种运动。3 研究的方法及措施设计方案，纵向进给机构的改造：拆去原有机床的溜板箱、光杠与丝杠以及安装座，配上滚珠丝杠及相应的安装位置，纵向驱动的步进电机及减速箱安装在车床的床尾，不占据丝杠空间。横向进给机构的改造：拆除横溜板下的滑动丝杆螺母副，将滑动丝杆靠刻度盘一段（长216mm）锯断保留，拆掉刻度盘上的手柄，保留刻度盘附近的两个推力轴承，换上滚珠丝杠副。将横向进给步进电动机和减速器通过法兰安装到横溜板后部的纵溜板上。车床的主轴转速部分保留原机床的功能，即手动变速。车床的纵向和横向进给运动采用步进电机驱动。由MCS—51系列单片机组成微机作为数控装置的核心，由I/O接口、环形分配器与放大器控制功率步进电机转动，经齿轮减速后带动滚珠丝杠转动，从而实现车床的纵向、横向进给运动。（1）阅读大量的相关文献并进行充分的调研，了解目前工业上车床数控化改造中数字控制系统的开发所使用的各种类型和方法，了解各种方法的原理、步骤、优缺点。（2）传动部分设计计算。涉及到脉冲当量的确定、切削力计算等等。可以参考机械设计、材料力学等知识，查阅机械手册，得出各种参数，设计部件并验算。（3）画控制系统原理图和X轴装配图。控制原理图可以参考PLC控制，装配图参考UG和AUTOCAD制图，根据机床要求绘制出符合要求的装配图。（4）控制程序简单模块设计，可以用单片机来编程。如主轴的正转，主轴正转由8255的PAO来控制，有低电平信号来控制主轴正转，用单片机编制起来非常方便。4 预期成果完成上述的任务，改造出符合要求的数控机床，能够加工出符合要求的工件，最后应用于社会，配备于需要行业，解决工人与工业面临的问题。附加，文献综述、开题报告、外文翻译一份。数控机床控制部分原理图设计，X轴或Y轴装配图设计。总体方案的设计和传动部分的设计及说明，以论文形式出现在最后论文中，包括机械部分总体改造方案，进给传动部件各个部分的计算与验证，数控系统选择以及控制程序的一些模块设计等主要部件。毕业设计论文一份（一万字上）。5 研究工作进度计划1）2010.11.05-2010.1.07 完成文献综述，开题报告和外文翻译2）2011.2.15-2011.3.15 完成总体方案设计，机械部分和控制部分3）2011.2.16-2011.4.12 完成部传动部分设计计算4）2011.4.13-2011.5.03 完成控制部分原理图设计和X轴装配图5）2011.5.04-2011.5.15 完成控制程序的一个模块要求6）2011.5.16-2011.5.28 整理说明书及其修改7）2011.5.29-2011.6.07 打印及准备答辩参考文献顾建辉，任开立．谈改造数控车床的质量控制[J]．黑龙江科技信息，2010，（23）：4．沈景南．普通车床系统的数控改造研究[J]．广西轻工业，2010，（06）：69-71．张俊纪，姜力．普通车床的数控改造[J]．新疆石油科技，2010，19（04）：35-36．张流．我国数控机床现状与市场需求[J]．机电新产品导报，1995，（04）：10．屈平．国内数控机床现状简析及建议[J]．装备机械，2005，（03）：10-13．张忠捷．普通机床数控化改造的优点和方法[J]．机械管理开发，2008，23（04）：74-78．
计算过程及计算说明一、传动方案拟定第三组：设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动（1） 工作条件：使用年限8年，工作为二班工作制，载荷平稳，环境清洁。（2） 原始数据：滚筒圆周力F=1000N；带速V=2.0m/s；滚筒直径D=500mm；滚筒长度L=500mm。二、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）传动装置的总功率：η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒=0.96×0.982×0.97×0.99×0.96=0.85(2)电机所需的工作功率：P工作=FV/1000η总=1000×2/1000×0.8412=2.4KW3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=60×1000V/πD=60×1000×2.0/π×50=76.43r/min按手册P7表1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’a=3~6。取V带传动比I’1=2~4，则总传动比理时范围为I’a=6~24。故电动机转速的可选范围为n’d=I’a×n筒=（6~24）×76.43=459~1834r/min符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：因此有三种传支比方案：如指导书P15页第一表。综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=1000r/min 。4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132S-6。其主要性能：额定功率：3KW，满载转速960r/min，额定转矩2.0。质量63kg。三、计算总传动比及分配各级的伟动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=960/76.4=12.572、分配各级伟动比（1） 据指导书P7表1，取齿轮i齿轮=6（单级减速器i=3~6合理）（2） ∵i总=i齿轮×I带∴i带=i总/i齿轮=12.57/6=2.095四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）nI=n电机=960r/minnII=nI/i带=960/2.095=458.2(r/min)nIII=nII/i齿轮=458.2/6=76.4(r/min)2、 计算各轴的功率（KW）PI=P工作=2.4KWPII=PI×η带=2.4×0.96=2.304KWPIII=PII×η轴承×η齿轮=2.304×0.98×0.96=2.168KW3、 计算各轴扭矩（N•mm）TI=9.55×106PI/nI=9.55×106×2.4/960=23875N•mmTII=9.55×106PII/nII=9.55×106×2.304/458.2=48020.9N•mmTIII=9.55×106PIII/nIII=9.55×106×2.168/76.4=271000N•mm五、传动零件的设计计算1、 皮带轮传动的设计计算（1） 选择普通V带截型由课本P83表5-9得：kA=1.2PC=KAP=1.2×3=3.9KW由课本P82图5-10得：选用A型V带（2） 确定带轮基准直径，并验算带速由课本图5-10得，推荐的小带轮基准直径为75~100mm则取dd1=100mm>dmin=75dd2=n1/n2•dd1=960/458.2×100=209.5mm由课本P74表5-4，取dd2=200mm实际从动轮转速n2’=n1dd1/dd2=960×100/200=480r/min转速误差为：n2-n2’/n2=458.2-480/458.2=-0.048<0.05(允许)带速V：V=πdd1n1/60×1000=π×100×960/60×1000=5.03m/s在5~25m/s范围内，带速合适。（3） 确定带长和中心矩根据课本P84式（5-14）得0. 7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)0. 7(100+200)≤a0≤2×(100+200)所以有：210mm≤a0≤600mm由课本P84式（5-15）得：L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)/4a0=2×500+1.57(100+200)+(200-100)2/4×500=1476mm根据课本P71表（5-2）取Ld=1400mm根据课本P84式（5-16）得：a≈a0+Ld-L0/2=500+1400-1476/2=500-38=462mm(4)验算小带轮包角α1=1800-dd2-dd1/a×57.30=1800-200-100/462×57.30=1800-12.40=167.60>1200（适用）（5）确定带的根数根据课本P78表（5-5）P1=0.95KW根据课本P79表（5-6）△P1=0.11KW根据课本P81表（5-7）Kα=0.96根据课本P81表（5-8）KL=0.96由课本P83式（5-12）得Z=PC/P’=PC/(P1+△P1)KαKL=3.9/(0.95+0.11) ×0.96×0.96=3.99(6)计算轴上压力由课本P70表5-1查得q=0.1kg/m，由式（5-18）单根V带的初拉力：F0=500PC/ZV（2.5/Kα-1）+qV2=[500×3.9/4×5.03×(2.5/0.96-1)+0.1×5.032]N=158.01N则作用在轴承的压力FQ，由课本P87式（5-19）FQ=2ZF0sinα1/2=2×4×158.01sin167.6/2=1256.7N2、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在，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；根据课本P139表6-12选7级精度。齿面精糙度Ra≤1.6~3.2μm(2)按齿面接触疲劳强度设计由d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3由式（6-15）确定有关参数如下：传动比i齿=6取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1=6×20=120实际传动比I0=120/2=60传动比误差：i-i0/I=6-6/6=0%<2.5% 可用齿数比：u=i0=6由课本P138表6-10取φd=0.9(3)转矩T1T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×2.4/458.2=50021.8N•mm(4)载荷系数k由课本P128表6-7取k=1(5)许用接触应力[σH][σH]= σHlimZNT/SH由课本P134图6-33查得：σHlimZ1=570Mpa σHlimZ2=350Mpa由课本P133式6-52计算应力循环次数NLNL1=60n1rth=60×458.2×1×(16×365×8)=1.28×109NL2=NL1/i=1.28×109/6=2.14×108由课本P135图6-34查得接触疲劳的寿命系数：ZNT1=0.92 ZNT2=0.98通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0[σH]1=σHlim1ZNT1/SH=570×0.92/1.0Mpa=524.4Mpa[σH]2=σHlim2ZNT2/SH=350×0.98/1.0Mpa=343Mpa故得：d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3=76.43[1×50021.8×(6+1)/0.9×6×3432]1/3mm=48.97mm模数：m=d1/Z1=48.97/20=2.45mm根据课本P107表6-1取标准模数：m=2.5mm(6)校核齿根弯曲疲劳强度根据课本P132（6-48）式σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH]确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ1=2.5×20mm=50mmd2=mZ2=2.5×120mm=300mm齿宽：b=φdd1=0.9×50mm=45mm取b=45mm b1=50mm(7)齿形系数YFa和应力修正系数YSa根据齿数Z1=20,Z2=120由表6-9相得YFa1=2.80 YSa1=1.55YFa2=2.14 YSa2=1.83(8)许用弯曲应力[σF]根据课本P136（6-53）式：[σF]= σFlim YSTYNT/SF由课本图6-35C查得：σFlim1=290Mpa σFlim2 =210Mpa由图6-36查得：YNT1=0.88 YNT2=0.9试验齿轮的应力修正系数YST=2按一般可靠度选取安全系数SF=1.25计算两轮的许用弯曲应力[σF]1=σFlim1 YSTYNT1/SF=290×2×0.88/1.25Mpa=408.32Mpa[σF]2=σFlim2 YSTYNT2/SF =210×2×0.9/1.25Mpa=302.4Mpa将求得的各参数代入式（6-49）σF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1=(2×1×50021.8/45×2.52×20) ×2.80×1.55Mpa=77.2Mpa< [σF]1σF2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1=(2×1×50021.8/45×2.52×120) ×2.14×1.83Mpa=11.6Mpa< [σF]2故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(9)计算齿轮传动的中心矩aa=m/2(Z1+Z2)=2.5/2(20+120)=175mm(10)计算齿轮的圆周速度VV=πd1n1/60×1000=3.14×50×458.2/60×1000=1.2m/s六、轴的设计计算输入轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质，硬度217~255HBS根据课本P235（10-2）式，并查表10-2，取c=115d≥115 (2.304/458.2)1/3mm=19.7mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d=19.7×(1+5%)mm=20.69∴选d=22mm2、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工段：d1=22mm 长度取L1=50mm∵h=2c c=1.5mmII段:d2=d1+2h=22+2×2×1.5=28mm∴d2=28mm初选用7206c型角接触球轴承，其内径为30mm,宽度为16mm.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：L2=（2+20+16+55）=93mmIII段直径d3=35mmL3=L1-L=50-2=48mmⅣ段直径d4=45mm由手册得：c=1.5 h=2c=2×1.5=3mmd4=d3+2h=35+2×3=41mm长度与右面的套筒相同，即L4=20mm但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：（30+3×2）=36mm因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为36mmⅤ段直径d5=30mm. 长度L5=19mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=100mm(3)按弯矩复合强度计算①求分度圆直径：已知d1=50mm②求转矩：已知T2=50021.8N•mm③求圆周力：Ft根据课本P127（6-34）式得Ft=2T2/d2=50021.8/50=1000.436N④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Fr=Ft•tanα=1000.436×tan200=364.1N⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=50mm(1)绘制轴受力简图（如图a）（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）轴承支反力：FAY=FBY=Fr/2=182.05NFAZ=FBZ=Ft/2=500.2N由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为MC1=FAyL/2=182.05×50=9.1N•m(3)绘制水平面弯矩图（如图c） 截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=500.2×50=25N•m(4)绘制合弯矩图（如图d）MC=(MC12+MC22)1/2=(9.12+252)1/2=26.6N•m(5)绘制扭矩图（如图e）转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=48N•m(6)绘制当量弯矩图（如图f）转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=1，截面C处的当量弯矩：Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[26.62+(1×48)2]1/2=54.88N•m(7)校核危险截面C的强度由式（6-3）σe=Mec/0.1d33=99.6/0.1×413=14.5MPa< [σ-1]b=60MPa∴该轴强度足够。输出轴的设计计算1、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=115d≥c(P3/n3)1/3=115(2.168/76.4)1/3=35.08mm取d=35mm2、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7207c型角接球轴承，其内径为35mm，宽度为17mm。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41mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。(3)按弯扭复合强度计算①求分度圆直径：已知d2=300mm②求转矩：已知T3=271N•m③求圆周力Ft：根据课本P127（6-34）式得Ft=2T3/d2=2×271×103/300=1806.7N④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Fr=Ft•tanα=1806.7×0.36379=657.2N⑤∵两轴承对称∴LA=LB=49mm(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=657.2/2=328.6NFAZ=FBZ=Ft/2=1806.7/2=903.35N(2)由两边对称，书籍截C的弯矩也对称截面C在垂直面弯矩为MC1=FAYL/2=328.6×49=16.1N•m(3)截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=903.35×49=44.26N•m(4)计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/2=（16.12+44.262）1/2=47.1N•m(5)计算当量弯矩：根据课本P235得α=1Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[47.12+(1×271)2]1/2=275.06N•m(6)校核危险截面C的强度由式（10-3）σe=Mec/（0.1d）=275.06/(0.1×453)=1.36Mpa<[σ-1]b=60Mpa∴此轴强度足够七、滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命16×365×8=48720小时1、计算输入轴承（1）已知nⅡ=458.2r/min两轴承径向反力：FR1=FR2=500.2N初先两轴承为角接触球轴承7206AC型根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=315.1N(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1=315.1N FA2=FS2=315.1N(3)求系数x、yFA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63根据课本P263表（11-8）得e=0.68FA1/FR1
机械专业毕业论文开题报告范文（精选6篇）
在生活中，报告与我们愈发关系密切，要注意报告在写作时具有一定的格式。那么什么样的报告才是有效的呢？下面是我整理的机械专业毕业论文开题报告范文，欢迎阅读，希望大家能够喜欢。
论文题目：
MC无机械手换刀刀库毕业设计开题报告
本课题的研究内容
本论文是开发设计出一种体积小、结构紧凑、价格较低、生产周期短的小型立式加工中心无机械手换刀刀库。主要完成以下工作：
1、调研一个加工中心，了解其无机械手换刀刀装置和结构。
2、参照调研的加工中心，进行刀库布局总体设计。画出机床总体布置图和刀库总装配图，要有方案分析，不能照抄现有机床。
3、设计该刀库的一个重要部分，如刀库的转位机构(包括定位装置，刀具的夹紧装置等)，画出该部件的装配图和主要零件(如壳体、蜗轮、蜗杆等3张以上工作图。
4、撰写设计说明书。
本课题研究的实施方案、进度安排
本课题采取的研究方法为：
(1)理论分析，参照调研的加工中心，进行刀库布局总体设计。
进度安排：
2009.3.16-3.20 收集相关的毕业课题资料。
2009.3.23-3.27 完成开题报告。
2009.3.30-4.17 完成毕业设计方案的制定、设计及计算。
2009.4.20-5.15 完成刀库的设计
2009.5.18-5.29 完成毕业设计说明书。
2009.6.01-6.08 毕业设计答辩。
主要参考文献
[1] 廉元国,张永洪. 加工中心设计与应用 [M]. 北京:机械工业出版社,1995.3
[2] 惠延波,沙杰.加工中心的数控编程与操作技术 [M]. 北京:机械工业出版社2000.12
[3] 励德瑛.加工中心的发展趋势 [J]. 机车车辆工艺,1994,6
[4] 徐正平.CIMT2001 加工中心评述[J]. 制造技术与机床,2001,6
[5] 刘利. FPC-20VT 型立式加工中心[J]. 机械制造,1994,7
[6] 李洪. 实用机床设计手册 [M]. 沈阳:辽宁科学技术出版社,1999.1
[7] 刘跃南.机械系统设计[M].北京:机械工业出版社,1998.8
[8] Panasonic 交流伺服电机驱动器 MINASA 系列使用说明书
[9] 成大先.机械设计手册第四版第 2 卷[M]. 北京:化学工业出版社,2001.11
[10] 成大先.机械设计手册第四版第 3 卷[M]. 北京:化学工业出版社,2001.11
1 课题提出的背景与研究意义
1.1 课题研究背景
在数控机床移动式加工中移动部件和静止导轨之间存在着摩擦，这种摩擦的存在增加了驱动部件的功率损耗，降低了运动精度和使用寿命，增加了运动噪声和发热，甚至可能使精密部件变形，限制了机床控制精度的提高。由于摩擦与运动速度间存在非线性关系，特别是在低速微进给情况下，这种非线性关系难以把握，可能产生所谓的尺蠖运动方式或混沌不清的极限环现象，严重破坏了对微进给、高精度、高响应能力的进给性能要求。为此，把消除或减少摩擦的不良影响，作为提高机床技术水平的努力方向之一。该课题提出的将磁悬浮技术应用到数控机床加工中，即可以做到消除移动部件与静止导轨之间存在的摩擦及其不良影响。对提高我国机床工业水平及赶上或超过国际先进水平具有重大意义，且社会应用前景广阔。
1.2课题研究的意义
机床正向高速度、高精度及高度自动化方向发展。但在高速切削和高速磨削加工场合，受摩擦磨损的影响，传统的滚动轴承的寿命一般比较短，而磁悬浮轴承可以克服这方面的不足，磁悬浮轴承具有的高速、高精度、长寿命等突出优点，将逐渐带领机电行业走向一个没有摩擦、没有损耗、没有限速的崭新境界。超高速切削是一种用比普通切削速度高得多的速度对零件进行加工的先进制造技术，它以高加工速度、高加工精度为主要特征，有非常高的生产效率，磁悬浮轴承由于具有转速高、无磨损、无润滑、可靠性好和动态特性可调等突出优点，而被应用于超高速主轴系统中。要实现高速切削，必须要解决许多关键技术，其中最主要的就是高速切削主轴系统，而选择合理的轴承型式对实现其高转速至关重要。其中，磁悬浮轴承是高速切削主轴最理想的支承型式之一。磁悬浮轴承可以满足超高速切削技术对超高速主轴提出的性能要求。但它与普通滑动或滚动轴承的本质区别在于，系统开环不稳定，需要实施主动控制，而这恰恰使得磁悬浮轴承具有动特性可控的优点磁悬浮轴承是一个复杂的机电磁一体化产品，对其精确的分析研究是一项相当困难的工作，如果用实验验证则会碰到诸如经费大、周期长等困难，在目前国内情况下不能采取国外以试验为主的研究方法，主要从理论上进行研究，利用计算机软件对磁悬浮控制系统进行仿真是一种获得磁悬浮系统有关特征简便而有效的方法。这就是本课题的研究目的和意义。
2 本课题国内外的研究现状
磁悬浮轴承的应用与发展可以说是传统支承技术的革命。由于具有无机械接触和可实现主动控制两个显著的优点，主动磁悬浮轴承技术从一开始就引起了人们的重视。磁悬浮轴承的研究最早可追溯到1937年，Holmes和Beams利用交流谐振电路实现了对钢球的悬浮。自1988年起，国际上每两年举行一届磁悬浮轴承国际会议，交流和研讨该领域的最新研究成果；1990年瑞士联邦理工学院提出了柔性转子的研究问题，同年G.Schweitzer教授提出了数字控制问题；1998年瑞士联邦理工学院的R.Vuillemin和B.Aeschlimann等人提出了无传感器磁悬浮轴承。近十年，瑞士、美国、日本等国家研制的电磁悬浮轴承性能指标已经很高，并且已成功应用于透平机械、离心机、真空泵、机床主轴等旋转机械中，电磁悬浮轴承技术在航空航天、计算机制造、医疗卫生及电子束平版印刷等领域中也得到了广泛的应用。纵观2006年在洛桑和托里诺召开的第10界国际磁轴承研讨会，磁轴承主要应用研究为磁轴承在高速发动机、核高温反应堆（HTR-10GT）、人造心脏和回转仪等方面。国内在磁悬浮轴承技术方面的研究起步较晚，对磁悬浮轴承的研究起步于80年代初。
1983年上海微电机研究所采用径向被动、轴向主动的混合型磁悬浮研制了我国第一台全悬浮磁力轴承样机；1988年哈尔滨工业大学的陈易新等提出了磁力轴承结构优化设计的理论和方法，建立了主动磁力轴承机床主轴控制系统数学模型，这是首次对主动磁力轴承全悬浮机床主轴从结构到控制进行的系统研究；1998年，上海大学开发了磁力轴承控制器（600W）用于150m制氧透平膨胀机的控制；2000年清华大学与无锡开源机床集团有限公司合作，实现了内圆磨床磁力轴承电主轴的'工厂应用实验。目前，国内清华大学、西安交通大学、国防科技大学、哈尔滨工业大学、南京航空航天大学等等都在开展磁悬浮轴承方面的研究。2002年清华大学朱润生等对主动磁悬浮轴承主轴进行磨削试验，当转速60000r／min、法向磨削力100N左右时，精度达到小于8m的水平，精磨磨削效率基本达到工业应用水平。2003年6月，南京航空航天大学磁悬浮应用技术研究所研制的磁悬浮干燥机的性能指标已通过江苏省技术鉴定，向工业应用迈出了可喜的一步。2005年“济南磁悬浮工程技术研究中心”研制的磁悬浮轴承主轴设备，在济南第四机床厂做磨削试验，成功磨制出一个内圆孔工件，这是我国第一个用磁悬浮轴承主轴加工的工件。此项技术填补了国内空白。近几年来，由于微电子技术、信号处理技术和现代控制理论的发展，磁悬浮轴承的研究也取得了巨大进展。
从总体上看，磁悬浮轴承技术正向以下几个方向发展：
(1)理论分析更注重系统的转子动力学分析，更多地运用非线性理论对主动
磁悬浮转子系统的平衡点和稳定性进行分析；更注重建立系统的非线性耦合模型以求得更好的性能。
(2)注重系统的整体优化设计，不断提高其可靠性和经济性，以期获得磁悬浮轴承更加广泛的应用前景。
(3)控制器的实现越来越多的采用数字控制。为达到更高的性能要求，控制器的数字化、智能化、集成化成为必然的发展趋势。由于数字控制器的灵活性，各种现代控制理论的控制算法均在磁悬浮轴承上得到尝试。
(4)发展了多种新型磁悬浮轴承如：无传感器磁悬浮轴承、无轴承电机超导磁悬浮轴承、高温磁悬浮轴承。此外，磁悬浮机床主轴在各方面也有较大的发展空间如：高洁净钢材Z钢和EP钢的引入；陶瓷滚动体，重量比钢球轻40%；润滑技术的开发，对于高速切削液的主轴，油液和油雾润滑能有效防止切削液进入主轴；保持架的开发，聚合物保持架具有重量，自润滑及低摩擦系数的特点从应用的角度看，磁悬浮轴承的潜力尚未得到的发掘，而它本身也未达到替代其它轴承的水平，设计理论，控制方法等都有待研究和解决。
3 课题的研究目标与研究内容
3.1 研究目标
控制器是主动控制磁悬浮轴承研究的核心，因此正确选择控制方案和控制器参数，是磁悬浮轴承能够正常工作和发挥其优良性能的前提。该课题主要研究单自由度磁悬浮系统，其结构简单，性能评判相对容易、研究周期短，并且可以扩展到多自由度磁悬浮系统的研究。针对磁悬浮主轴系统的非线性以及在控制方面的特点，该课题探索出提高系统总体性能和动态稳定性的有效控制策略。
3.2 主要研究内容
（1）阐述课题的研究背景与意义，对国内外相关领域的研究状况进行综述。
（2）对磁悬浮机床主轴的动力学模型进行分析，并将其数值化、离散、解耦和降阶等，为后续研究
1、 目的及意义(含国内外的研究现状分析)
本人毕业设计的课题是”钢坯喷号机行走部件及总体设计”,并和我的一个同学(他课题是“钢坯喷号机喷号部件设计”)一起努力共同完成钢坯喷号机的设计。我们的目的是设计一种价格相对便宜，工作性能可靠的钢坯喷号机来取代用人工方法在钢坯上写编号。
对钢坯喷号是钢铁制造业必然需要存在的一个环节，这是为了实现质量管理和质量追踪。我们把生产钢坯对应的连铸机号、炉座号、炉号、流序号以及表示钢坯生产时间的时间编号共同组成每块钢坯的唯一编号，适当的写在钢坯的表面。这样就在钢铁厂的后续检验或在客户使用过程中，如果发现钢坯的质量有问题，就可以根据这个编号来追踪到生产这个钢坯的连铸机、炉座、炉号、流序及时间等重要信息，及早的发现并解决生产设备中存在的问题。
目前，在国外像日本、美国等一些发达国家已经实现了对钢坯的自动编号，虽然其辅助设备较多，价格较贵，但大大提高生产的自动化进程和效率。并且钢坯喷号机具有设备利用率高、位置精度高、可控制性能好等优点。而在国内，除了少数的几家大型钢铁企业(宝钢、鞍钢等)引进了自动钢坯喷号机，大部分的钢铁企业仍然处在人工编号的阶段。
实现钢坯喷号的机械化和自动化是提高生产效率和降低生产成本的重要途径之一，钢坯喷号机无论在国内还是国外都会有很大的市场。一方面因为人工的工艺流程不但浪费了大量的能量，而且打断了生产的自动化进程，从而致使生产效率降低，生产成本增加。另一方面由于生产钢坯的车间温度很高，有强烈的热辐射，同时还有大量的水蒸气和粉尘，因此对其中进行人工编号的工人的劳动强度非常大，并且对身体是一种摧残，容易得职业病。所以无论从那个方面看都急需一种价格相对便宜，工作性能可靠的钢坯喷号机来代替人工编号。
作为一个大学生，毕业设计对我来说是展示我大学四年学习成果的一个机会，也是对我的综合能力的一个考验。我本人对“钢坯喷号机行走部件及总体设计”的课题也非常感兴趣，我一定会努力完成这次毕业设计的。总的来说，钢坯喷号机对于钢铁厂和这次毕业设计对于我都是具有现实意义的。
2、基本内容和技术方案
本课题是基于机械设计与电子控制结合的技术来设计钢坯喷号机。经连连轧的钢坯规格为160mmx200mm的方形钢坯，用切割机割成定长，由300mm宽的输出通道送出。
1.基本内容
先拟定钢坯喷号机的总体方案，然后确定钢坯喷号机行走部件的传动方案及结构参数，最后画出钢坯喷号机行走部件的装配图以及零件图。
2.系统技术方案
(1)工作过程：启动机器PLC控制步进电机带动钢坯喷号机到相应的位置，按下启动键发送控制信号传到控制部件(PLC)，控制部件发出控制命令给执行部件(主要是行走部件及喷号部件，行走部件带动喷头靠近钢坯表面，然后喷头进行喷号)，喷号完成后喷头上升并清洗号码牌。再次移动喷号到下一个钢坯处。
(2)要求实现的功能：行走部件功能(喷号机整体左右的移动，喷号部件的上下前后移动，喷头的左右移动)、喷号部件功能(喷头喷号，清洗号码牌，号码牌的更换)。其中号码为(0—9)十个数字，号码可以变化更换。每个号码大小为35mmx15mm，号码间距为5mm。
(3)实现方案：
行走功能的实现：由于在钢坯上喷号并不需要很精确的定位，所以采用人工控制步进电机的方式移动整体喷号机来粗调。采用液压缸提供动力来推动喷号部件，并采用行程开关控制电机来实现喷号部件上下移动，下行程开关可以控制喷号部件与钢坯表面之间的间距和发出信号使喷头开始喷涂料并向右移动。采用液压缸推动，滚轮在导架上滚动的方式实现喷好机构的前后移动，并采用行程开关控制电机来实现喷头的左右移动，右行程开关可以控制喷头停止喷涂料并回到初始位置和喷号部件向上移动。
喷号功能的具体实现方案由和我一组的同学确定。
3、进度安排
3-4周 认真阅读和学习有关资料和知识，并翻译英文文献
5-7周 钢坯喷号机行走部件的传动方案及总体设计
8-9周 确定钢坯喷号机行走部件结果参数
10-13周 完成钢坯喷号机行走部件装配图及零件工作图
14-15周 准备并进行毕业答辩
1. 设计（或研究）的依据与意义
十字轴是汽车万向节上的重要零件，规格品种多，需求量大。目前，国内大多采用开式模锻和胎模锻工艺生产，其工艺过程为：制坯→模锻→切边。生产的锻件飞边大，锻件加工余量和尺寸公差大，因而材料利用率低；而且工艺环节多，锻件质量差，生产效率低。
相比之下，十字轴冷挤压成形的具有以下优点：
1、提高劳动生产率。用冷挤压成形工艺代替切削加工制造机械零件，能使生产率大大提高。
2、制件可获得理想的表面粗糙度和尺寸精度。冷挤压十字轴类零件的精度可达ITg---IT8级，表面粗糙度可达Ra O．2～1．6。因此，用冷挤压成形的十字轴类零件一般很少再切削加工，只需在要求特别高之处进行精磨。
3、提高零件的力学性能。冷挤压后金属的冷加工硬化，以及在零件内部形成合理的纤维流线分布，使零件的强度高于原材料的强度。
4、降低零件成本。冷挤压成形是利用金属的塑性变形制成所需形状的零件，因而能大量减少切削加工，提高材料的利用率，从而使零件成本大大降低。
2. 国内外同类设计（或同类研究）的概况综述
利用切削加工方法加工十字轴类零件，生产工序多，效率低，材料浪费严重，并且切削加工会破坏零件的金属流线结构。目前国内大多采用热模锻方式成形十字轴类零件，加热时产生氧化、脱碳等缺陷，必然会造成能源的浪费，并且后续的机加工不但浪费大量材料，产品的内在和外观质量并不理想。
采用闭式无飞边挤压工艺生产十字轴，锻件无飞边，可显着降低生产成本，提高产品质量和生产效率：
（1）不仅能节省飞边的金属消耗，还能大大减小或消除敷料，可以节约材料30﹪；由于锻件精化减少了切削加工量，电力消耗可降低30﹪；
（2）锻件质量显着提高，十字轴正交性好、组织致密、流线分布合理、纤维不被切断，扭转疲劳寿命指标平均提高2~3倍；
（3）由于一次性挤压成型，生产率提高25%.
数值模拟技术是CAE的关键技术。通过建立相应的数学模型，可以在昂贵费时的模具或附具制造之前，在计算机中对工艺的全过程进行分析，不仅可以通过图形、数据等方法直观地得到诸如温度、应力、载荷等各种信息，而且可预测存在的缺陷；通过工艺参数对不同方案的对比中总结出规律，进而实现工艺的优化。数值模拟技术在保证工件质量、减少材料消耗、提高生产效率、缩短试制周期等方面显示出无可比拟的优越性。
目前，用于体积成形工艺模拟的商业软件已有“Deform”、“Autoforge”等软件打入中国市场。其中，DEFORM软件是一套基于有限元的工艺仿真系统，用于分析金属成形及其相关工业的各种成形工艺和热处理工艺。DEFORM无需试模就能预测工业实际生产中的金属流动情况，是降低制造成本，缩短研发周期高效而实用的工具。二十多年来的工业实践清楚地证明了基于有限元法DEFORM有着卓越的准确性和稳定性，模拟引擎在大金属流动，行程载荷和产品缺陷预测等方面同实际生产相符保持着令人叹为观止的精度。
3. 课题设计（或研究）的内容
1）完成十字轴径向挤压工艺分析，完成模具总装图及零件图设计。
2）建立十字轴径向挤压成形模具的三维模型。
3）十字轴径向挤压成形过程数值模拟。
4）相关英文资料翻译。
4. 设计（或研究）方法
1）完成十字轴径向挤压成形工艺分析，绘制模具总装图及零件图。
2）写毕业论文建立十字轴径向挤压成形模具的三维模型。
3）完成十字轴径向挤压成形过程数值模拟。
4）查阅20篇以上与课题相关的文献。
5）完成12000字的论文。
6）翻译10000个以上英文印刷符号。
5. 实施计划
04-06周：文献检索，开题报告。
07-10周：进行工艺分析、绘制模具二维图及模具三维模型设计。
11-13周：进行数值模拟。
14-16周：撰写毕业论文。
17周：进行答辩。
一、毕业设计题目的背景
三级圆锥—圆柱齿轮减速器，第一级为锥齿轮减速，第二、三级为圆柱齿轮减速。这种减速器具有结构紧凑、多输出、传动效率高、运行平稳、传动比大、体积小、加工方便、寿命长等优点。因此，随着我国社会主义建设的飞速发展，国内已有许多单位自行设计和制造了这种减速器，并且已日益广泛地应用在国防、矿山、冶金、化工、纺织、起重运输、建筑工程、食品工业和仪表制造等工业部门的机械设备中，今后将会得到更加广泛的应用。
二、主要研究内容及意义
本文首先介绍了带式输送机传动装置的研究背景，通过对参考文献进行详细的分析，阐述了齿轮、减速器等的相关内容；在技术路线中，论述齿轮和轴的选择及其基本参数的选择和几何尺寸的计算，两个主要强度的验算等在这次设计中所需要考虑的一些技术问题做了介绍；为毕业设计写作建立了进度表，为以后的设计工作提供了一个指导。最后，给出了一些参考文献，可以用来查阅相关的资料，给自己的设计带来方便。
本次课题研究设计是大学生涯最后的学习机会，也是最专业的一次锻炼，它将使我们更加了解实际工作中的问题困难，也使我对专业知识又一次的全面总结，而且对实际的机械工程设计流程有一个大概的了解，我相信这将对我以后的工作有实质性的帮助。
三、实施计划
收集相关资料：20XX年4月10日——4月16日
开题准备： 4月17日——4月20日
确定设计方案：4月21日——4月28日
进行相关设计计算：4月28日——5月8日
绘制图纸：5月9日——5月15日
整理材料：5月15日——5月16日
编写设计说明书：5月17日——5月20日
准备答辩：
四、参考文献
[1] 王昆等 机械设计课程设计 高等教育出版社,1995.
[2] 邱宣怀 机械设计第四版 高等教育出版社,1997.
[3] 濮良贵 机械设计第七版 高等教育出版社,2000.
[4] 任金泉 机械设计课程设计 西安交通大学出版社,2002.
[5] 许镇宁 机械零件 人民教育出版社,1959.
[6] 机械工业出版社编委会 机械设计实用手册 机械工业出版社,2008
1. 设计（或研究）的依据与意义
十字轴是汽车万向节上的重要零件，规格品种多，需求量大。目前，国内大多采用开式模锻和胎模锻工艺生产，其工艺过程为：制坯→模锻→切边。生产的锻件飞边大，锻件加工余量和尺寸公差大，因而材料利用率低；而且工艺环节多，锻件质量差，生产效率低。
相比之下，十字轴冷挤压成形的具有以下优点：
1、增强劳动生产率。用冷挤压成形工艺代替切削加工制造机械零件，能使生产率大大增强。
2、制件可获得理想的表面粗糙度和尺寸精度。冷挤压十字轴类零件的精度可达ITg---IT8级，表面粗糙度可达Ra O．2～1．6。因此，用冷挤压成形的十字轴类零件一般很少再切削加工，只需在要求特别高之处进行精磨。
3、增强零件的力学性能。冷挤压后金属的冷加工硬化，以及在零件内部形成合理的纤维流线分布，使零件的强度高于原材料的强度。
4、降低零件成本。冷挤压成形是利用金属的塑性变形制成所需形状的零件，因而能大量减少切削加工，增强材料的利用率，从而使零件成本大大降低。
2. 国内外同类设计（或同类研究）的概况综述
利用切削加工方法加工十字轴类零件，生产工序多，效率低，材料浪费严重，并且切削加工会破坏零件的金属流线结构。目前国内大多采用热模锻方式成形十字轴类零件，加热时产生氧化、脱碳等缺陷，必然会造成能源的浪费，并且后续的机加工不但浪费大量材料，产品的内在和外观质量并不理想。
采用闭式无飞边挤压工艺生产十字轴，锻件无飞边，可显着降低生产成本，增强产品质量和生产效率：
（1）不仅能节省飞边的金属消耗，还能大大减小或消除敷料，可以节约材料30％；由于锻件精化减少了切削加工量，电力消耗可降低30％；
（2）锻件质量显着增强，十字轴正交性好、组织致密、流线分布合理、纤维不被切断，扭转疲劳寿命指标平均增强2~3倍；
（3）由于一次性挤压成型，生产率增强25%.
数值模拟技术是CAE的关键技术。通过建立相应的数学模型，可以在昂贵费时的模具或附具制造之前，在计算机中对工艺的全过程进行分析，不仅可以通过图形、数据等方法直观地得到诸如温度、应力、载荷等各种信息，而且可预测存在的缺陷；通过工艺参数对不同方案的对比中总结出规律，进而实现工艺的优化。数值模拟技术在保证工件质量、减少材料消耗、增强生产效率、缩短试制周期等方面显示出无可比拟的优越性。
目前，用于体积成形工艺模拟的商业软件已有“Deform”、“Autoforge”等软件打入中国市场。其中，DEFORM软件是一套基于有限元的工艺仿真系统，用于分析金属成形及其相关工业的各种成形工艺和热处理工艺。DEFORM无需试模就能预测工业实际生产中的金属流动情况，是降低制造成本，缩短研发周期高效而实用的工具。二十多年来的工业实践清楚地证明了基于有限元法DEFORM有着卓越的准确性和稳定性，模拟引擎在大金属流动，行程载荷和产品缺陷预测等方面同实际生产相符保持着令人叹为观止的精度。
3. 课题设计（或研究）的内容
1）完成十字轴径向挤压工艺分析，完成模具总装图及零件图设计。
2）建立十字轴径向挤压成形模具的三维模型。
3）十字轴径向挤压成形过程数值模拟。
4）相关英文资料翻译。
4. 设计（或研究）方法
1）完成十字轴径向挤压成形工艺分析，绘制模具总装图及零件图。
2）毕业论文建立十字轴径向挤压成形模具的三维模型。
3）完成十字轴径向挤压成形过程数值模拟。
4）查阅20篇以上与课题相关的文献。
5）完成12000字的论文。
6）翻译10000个以上英文印刷符号。
5. 实施计划
04-06周：文献检索，开题报告。
07-10周：进行工艺分析、绘制模具二维图及模具三维模型设计。
11-13周：进行数值模拟。
14-16周：撰写毕业论文。
17周：进行答辩。
浅谈齿轮强度设计几个问题的探讨论文
0 引言
齿轮传动是机械传动中最重要的传动之一。公元前300 多年，古希腊哲学家亚里士多德在《机械问题》中，就阐述了用青铜或铸铁齿轮传递旋转运动的问题。17 世纪末到18 世纪初，人们开始对齿轮的强度问题进行研究。欧洲工业革命以后，齿轮技术得到高速发展，齿轮传动在机械传动及整个机械领域中的应用极其广泛。齿轮设计成为机械设计中重要的设计内容之一。目前国际上比较常见的有关齿轮强度设计公式，除了我国的国家标准( GB) 有关齿轮强度的计算方法以外主要有: 国际标准化组织( ISO) 计算方法; 美国齿轮制造商协会( AGMA) 标准计算方法;德国工业标准( DIN) 计算方法; 日本齿轮工业会( JGMA)计算方法; 英国BS 计算方法等。作者在从事机械设计特别对齿轮设计的教学中，发现不少地方的知识点描述比较简单，不容易理解，为此，在文中对齿轮设计的几个问题如齿轮的失效方式、齿轮强度设计的历史、现状进行了深入分析，探讨我国齿轮强度设计的历史来源以及在齿轮设计中的一些困惑。通过深入的分析，有助于大家更好地理解齿轮设计公式的意义和来龙去脉。
1 齿轮失效方式的探讨
齿轮在传动过程中会出现各种形式的失效，甚至丧失传动能力。齿轮传动的失效方式与齿轮的材料、热处理方式、润滑条件、载荷大小、载荷变化规律以及转动速度等有关。人们对齿轮失效的认识是一个发展的过程。18 世纪中叶人们就开始对齿轮的失效进行研究。对齿轮摩擦磨损、点蚀形成和齿面胶合有了初步的认识。1928 年，白金汉发表了有关齿轮磨损的论文，并将齿面失效分为点蚀、磨粒磨损、胶合、剥落、擦伤和咬死等6 种失效形式。1939 年，Rideout 将齿轮损伤分为正常磨损、点蚀、剥落、胶合、擦伤、切伤、滚轧和锤击等8 种形式。1953 年Borsoff 和Sorem 将齿轮损伤分为6 类。1967 年尼曼根据大量试验，对渐开线齿轮的4 种失效形式画出了承载能力的限制关系图，并指出当齿轮转速较低时，影响软齿面齿轮承载能力的主要因素是点蚀，影响硬齿面齿轮承载能力的是断齿; 而对于高速重载传动齿轮，影响因素往往是胶合。自上世纪50 年代以来，一些国家以标准的形式对齿轮损伤形式进行分类，对名词术语、表现特征、引发原因等都有规定。如1951 年美国将齿轮损伤分为两大类，一类是齿面损坏，包括磨损、塑性变形、胶合、表面疲劳等，另一类是轮齿的折断。前一大类齿面损坏是齿轮作为高副由于摩擦学原因而引起的表面损伤; 后一大类轮齿的折断是轮齿作为受力构件由于体积强度不够而发生的破坏。1968 年奥地利国家标准规定了齿轮损伤的名词术语。
1983 年，我国颁布了齿轮轮齿损伤的术语、特征和原因国家标准( GB /T3481 - 83) ，将齿轮损伤形式分为5 大类，即磨损、齿面疲劳( 包括点蚀和剥落) 、塑性变形、轮齿折断和其他损伤，共26 种失效形式。1997 年，我国颁布了对GB/T3481 - 1983 修订的GB/T3481 -1997 国家标准。目前我国在大多数的机械设计教材和机械设计手册中齿轮失效方式都进行了简化，一般分为5 大类，即轮齿折断、齿面疲劳点蚀、齿面胶合、齿面磨损和塑性变形。
2 齿轮强度设计的探讨
2. 1 轮齿弯曲强度计算
1785 年，英国瓦特提出了齿根弯曲强度的计算方法，把轮齿看成为矩形截面的板状悬臂梁，随后出现多种弯曲强度计算公式。1893年，路易斯发表了轮齿弯曲强度计算式，而且用内切抛物线法找齿轮的危险截面，这一方法称为“抛物线法”[12]，如图1 所示。路易斯以载荷作用于齿顶推导出齿根弯曲应力公式，但是对于重合度大于1 小于2 的齿轮传动，理论上只有当单对齿啮合时，载荷才全部由一个齿承受。对于重合度大于2 小于3 的足够精密的齿轮，因为同时有2 对以上的齿轮在啮合，其最大弯曲应力的作用点要低。
在此之后，又出现30°切线法、尼曼法、白金汉法等。1980 年， ISO 提出“渐开线圆柱齿轮承载能力的基本原理”( ISO 6336 - 1980) ，公布了轮齿弯曲强度、齿面接触强度的计算方法。
过去，我国的齿轮强度计算方法一直比较混乱，没有统一的标准，对生产、科研以及教学带来诸多问题。于是， 1981 年我国成立了“渐开线圆柱齿轮承载能力计算方法”国家标准课题组，以ISO6336—1980为根据，开展全面的研究工作。1983 年颁布了渐开线圆柱齿轮承载能力计算方法的国家标准( GB /T3480—1983) 。
目前，我国有关齿轮弯曲强度的设计公式基本上采用30° 切线法，即作与轮齿对称中心线成30°夹角并与齿根圆角相切的斜线，两切点的连线是齿根危险截面位置。而且以单对齿啮合区的最高点作为最不利载荷作用点，这时产生的弯曲应力最大，如图2 所示。另外，弯曲疲劳强度计算公式中，齿形系数在许多机械设计中只是说明与齿数有关，与模数无关，并未做详细说明，不容易理解。下面对相关问题进行详细分析。如图2 所示，齿根弯曲应力为σF =MW= FnhFcosαFbS2F /6 = 6KFthFcosαFbS2Fcosα= KFtbm6( hFm) cosαF( SFm)2cosα( 1)式中，αF为齿顶圆压力角。令式( 1) 中的YF =6( hFm) cos αF( SFm)2cos α式中，YF称为齿形系数，由路易斯在其轮齿弯曲强度计算式中首次引用。可以看出，YF是与齿轮形状的几何参数有关的一个系数。因为，根据齿轮形成原理，齿数的变化将引起轮齿上hF、SF、aF等参数的变化，由于hF、SF、aF均与齿轮模数成正比，致使齿形系数中的模数可以约去。因此，齿形系数不受模数的影响，而只与齿数有关，齿数越多YF越小，反之YF越大。这就是在机械设计的教材中经常会看到“标准齿轮的齿形系数只与齿数有关而与模数无关”的原因。
2. 2 齿轮压应力对弯曲应力的影响
根据30°切线法及齿轮受力分析。将法向力Fn移至轮齿中线并分解成相互垂直的两个分力，即圆周力Ft和径向力Fr。根据力学理论，Ft使齿根产生弯曲应力为σF，Fr则产生压应力σy。因此齿根危险截面上受到的应力为弯曲和压缩组成的组合应力，并导致齿根两边的应力大小不相等。然而，在相关的机械设计资料中都没有将由于径向力产生的压应力计算在齿轮的弯曲强度计算公式中，而且在大多数的相关教材中都认为: 压应力相对于齿根最大弯曲应力比较小，可以忽略不计。但是压应力到底多少，为什么可以忽略不计，很少有人进行计算，下面对压应力与弯曲应力进行探讨。如图2 中，Ft产生其弯曲应力σF如式( 1) 所示。由Fr产生压应力σy为σy = Fnsin αFbSF( 2)由式( 1) 及式( 2) 可得σyσF= SF6hFtan αF设OD = h'，则SF = 2h' tan30°，因此σyσF= tan 30tan αF3h'hF假设标准齿轮模数为m，齿数z。则齿顶圆压力角为cos αF = rbra= zz + 2cos α，由于h'hF< 1，因此，当不考虑h'hF的影响时，σyσF的大小取决于齿轮的齿数。为了便于讨论，取ξ = σyσF称为压应力对弯曲应力的影响系数。则根据计算可以得到ξ 与齿数的对应关系，如图3 所示。可见，压应力对弯曲应力的影响与齿数有关，而模数无关，而且随着齿数的变化而变化，齿数越少其影响越大，反之影响就越小，最终趋于一水平线。最小约为最大弯曲应力的8%，特别当h'hF< 1 时，压应力更小，可以忽略不计。这就是为了简化计算，在计算轮齿弯曲强度时一般只考虑弯曲应力的原因。从图2 可知，弯曲应力分为拉伸侧的拉应力和压缩侧的压应力。实际证明，拉伸侧是危险侧，因拉伸侧的`裂纹扩展速度较大。压缩侧有时虽裂纹出现较早，但发展速度较慢。所以大多数的公式以拉伸侧的应力作为设计时的计算应力。而且根据齿轮弯曲疲劳实验分析证明，考虑弯曲应力、压应力与只考虑弯曲应力的结果，实际上没有多大差别。因此，在齿轮弯曲疲劳强度计算中只考虑弯曲应力。
2. 3 齿面接触疲劳强度计算
图4 赫兹接触应力模型齿面接触疲劳强度计算是针对齿轮齿面疲劳点蚀失效进行计算的强度计算。1881 年，赫兹提出两个圆柱体接触时接触面上载荷分布公式，该式作为齿面强度计算的理论基础，如图4 所示。根据赫兹接触应力理论，在载荷作用下接触区产生的最大接触应力为σH = Fnπb·1ρ1± 1ρ21 - μ21E1+ 1 - μ22槡 E2( 3)式中，Fn为作用在圆柱体上的载荷; b 为接触长度;μ1、μ2分别为两圆柱体材料的泊松比; E1、E2为两圆柱体材料的弹性模量。ρ1、ρ2为两圆柱体接触处的半径，式中“+”号用于外接触，“-”号用于内接触。1898 年，拉塞根据法向力应用“压强”原理研究齿面的接触疲劳强度问题。1908 年，奥地利的维德基将赫兹的两个圆柱体的接触应力理论应用于计算轮齿齿面应力，并绘出了沿啮合线最大接触应力变化图。1932 年，英国BS 根据实验数据提出基础表面应力作为齿面强度计算方法。1940 年，美国AGMA 采用齿面强度最重负荷点的接触应力最大值计算方法。
1949 年，白金汉提出节圆上齿面接触应力不超过许用值的计算方法，后来该方法被许多计算方法所采用。1954 年，尼曼采用最大负荷点上滚动压力。至今，我国皆以赫兹公式作为计算齿面接触疲劳强度的理论基础，即以赫兹应力作为点蚀的判断指标。通常令1ρΣ= 1ρ1± 1ρ2，ρΣ称为综合曲率，对于标准齿轮，1ρΣ= 2d1 sin αi ± 1i 。并令式( 3 ) 中的ZE =1π 1 - μ21E1+ 1 - μ22E 槡为弹性影响系数。从而，获得渐开线直齿圆柱齿轮接触疲劳强度的基本公式为σH = ZEZH2KT1bd21i ± 1槡 i #[ σ ] H( 4) 式中，ZH = 2槡sin αcos α，称为区域系数，对于压力角α= 20°的标准齿轮，ZH≈2. 5。在机械设计手册或机械设计教材中，有关齿轮接触疲劳强度公式有很多版本，其中最常见的是将一对钢制标准齿轮齿面接触强度校核公式进行简化，取钢制齿轮的E1 = E2 =2. 06 ×105MPa，μ1 =μ2 =0. 3，便获得机械设计中常用的校核公式。σH = 671 KT1bd21i ± 1槡 i ≤[ σ ] H( 5)
2. 4 齿面胶合强度计算
齿轮另外一个常见的失效是齿面胶合。有关齿轮胶合比较统一的说法是: 相互啮合的两金属齿面，在一定的压力下直接接触发生黏着，同时又随着齿面运动而使金属从齿面上撕落而引起的黏着磨损现象。胶合分为冷胶合和热胶合。对于高速重载的齿轮传动，齿面瞬时温度较高，相对滑动速度较大，则容易发生热胶合。对于低速重载的重型齿轮传动，由于齿面间压力过大，导致齿面油膜被破坏，尽管齿面温度不高，但也容易产生胶合，称为冷胶合。
对于齿轮齿面胶合强度计算的研究，目前主要基于两种理论，一是基于Pv 值( 压力与速度的乘积) 或PTv ( T 为啮合点到节点的距离) 值作为计算胶合的指标。另一种是以齿面温度作为判定胶合的准则的布洛克算法。1975 年，温特提出积分温度法。现在ISO 的标准中主要以这两种方法为主。2003年，我国颁布“圆柱齿轮、锥齿轮和准双曲面齿轮胶合承载能力计算方法”国家标准( GB - Z 6413. 1 - 2003和GB - Z 6413. 2 - 2003)。该标准等同采用了ISO/TR 13989 - 2000“圆柱齿轮、锥齿轮和准双曲面齿轮胶合承载能力计算方法”。曾经有人试图以按弹性流体动力润滑理论计算齿面间的油膜厚度作为胶合的评判依据。
我国多数的机械设计教材中齿轮强度设计一般只提供齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度两种计算方法，并未提供有关齿面胶合的强度计算公式。
3 结束语
文中分别对机械设计教学中有关齿轮的强度设计问题进行了分析和探讨，详细解读我国齿轮强度设计的历史沿革及现状，以及齿轮强度设计计算过程中让人困惑的问题及解决方法。研究指出，在齿轮弯曲疲劳强度的计算中，压应力对弯曲应力的影响是有限的，一般可忽略不计，只有当需要精确计算时，应当考虑其影响。论文的研究可以帮助齿轮设计人员和学生更好地理解齿轮设计中的相关内容，为将来从事机械设计工作打下良好的基础。
齿轮是机械链传动中的重要组成。锥齿轮传动常用于传递两相交轴间的运动和动力。根据轮齿方向和分度圆母线方向的相互关系，可分为直齿、斜齿和曲线齿锥齿轮传动。直齿锥型伞齿轮，广泛为汽车、摩托车、拖拉机、矿山机械、印刷机械、工程机械等行业使用。近两年汽车工业迅猛发展,汽车制造业和零部件生产企业在汽车工业迅猛发展的带动下，进入了前所未有的发展时期，直齿锥形伞齿轮市场潜力巨大。由于锥齿轮加工较为困难，不易获得高的精度，因此在传动中会产生较大的振动和噪声。“齿轮一小步，中国一大步。”我国重大装备的动力装置制造技术一直受制于人的根本原因之一就在于齿轮制造工艺落后。大规格、高精度锥齿轮主要应用于大型船舶、机车、矿山冶金、能源开采和国防军工装备，是先进动力装置核心部件，长期以来，其加工技术和加工装备一直为西方发达国家垄断。此前我国每年高精度大规格齿轮进口需花费2-3亿美元，单价超过30万元，价格昂贵，且供货周期长，制约了我国装备制造业的发展。目前加工直齿锥齿轮主要有以下几种方式：直齿锥齿轮刨齿机；双刀盘直齿锥齿轮铣齿机；直齿锥齿轮拉铣机；一般要求的直齿锥齿轮也可以用普通铣床配合分度头按展成法加工。直齿锥齿轮刨齿机是以成对刨齿刀按展成法粗、精加工直齿锥齿轮的机床。双刀盘直齿锥齿轮铣齿机使用两把刀齿交错的铣刀盘，按展成法铣削同一齿槽中的左右两齿面。由于铣刀盘与工件无齿长方向的相对运动，铣出的齿槽底部呈圆弧形，切加工模数和齿宽均受到限制。直齿锥齿轮拉铣机是在一把大直径的拉铣刀盘的一转中，从实体轮坯上用成形法切出一个齿槽的机床。由于刀具复杂，价格昂贵，而且每种工件都需要专用刀盘，只适用于大批大量生产。准渐开线齿锥齿轮铣齿机用锥度滚刀，按展成法连续分度切齿的机床。切齿时，锥度滚刀首先以大端切削，然后以它较小直径的一端切削，为保证整个切削过程中切削速度一致，机床靠无级变速装置控制滚刀转速，在切齿时，摇台、滚刀和工件均作连续旋转运动，加工一个工件，摇台往复一次。摇台和工件的旋转通过差动机构产生展成运动，使工件获得沿齿长为等高的齿形曲线。以上为用机械刀具逐层去处材料达到精度要求的加工方法。因用刀具切削，加工时材料硬度不宜过大即不能加工淬硬材料；难切削材料（如不锈钢、钛合金等）也是目前生产中的难题。并且由于存在机械震动，一次加工直齿锥齿轮精度较难提高。精密直齿齿轮锥齿轮还需要粗加工后淬火再经磨齿。大型刨齿机较难制造，目前还需依赖进口。直齿锥齿轮刨齿机精度参数主要参数内容 国际先进 国内先进 国内一般 国内落后 评定方法及说明（一）加工精度 参照JB4176-861、精度 6级 6级 7级 8级2、表面粗糙度Ra（μm） 1.6 1.6 3.2 ＞3.2（二）数控系统 有 无 无 无（三）噪声dB（A） ≤80 80~83 83~85 ＞85介绍一种用电火花线切割加工直齿锥齿轮的专利技术和机床（发明专利号：200810123589.9）数控电火花线切割加工直齿锥齿轮方法：电火花线切割加工（Wire cut Electrical Discharge Machining，简称WEDM），有时又称线切割。其基本工作原理是利用连续移动的细金属丝（称为电极丝）作电极，对工件进行脉冲火花放电产生瞬间高温使工件材料局部熔化或汽化蚀除金属、切割成型。它是一种非接触、宏观加工力很小的加工方式。线切割加工它主要用于加工各种形状复杂和精密细小的工件，例如冲裁模的凸模、凹模、凸凹模、固定板、卸料板等，成形刀具、样板、电火花成型加工用的金属电极，各种微细孔槽、窄缝、任意曲线等，具有加工余量小、加工精度高、生产周期短、制造成本低等突出优点，已在生产中获得广泛的应用，目前国内外的电火花线切割机床已占电加工机床总数的60％以上根据电极丝的运行速度不同，电火花线切割机床通常分为两类：一类是高速走丝电火花线切割机床（HS-WEDM），其电极丝作高速往复运动，一般走丝速度为8～12m/s，电极丝可重复使用，加工速度较高，但快速走丝容易造成电极丝抖动和换向时产生条纹，使加工质量下降，是我国生产和使用的主要机种，也是我国独创的电火花线切割加工模式。目前在快走丝机床基础上，采用多次切割技术和配合变频器在相应电加工参数时改变走丝速度，有效提高高速走丝电火花线切割机床的加工表面质量和加工精度成为一种新型的中走丝机床，其加工精度可达0.006mm，表面质量可达Ra1.0μm。另一类是低速走丝电火花线切割机床（LS-WEDM），其电极丝作低速单向运动，一般走丝速度低于0.2m/s，电极丝放电后不再使用，工作平稳、均匀、抖动小，加工表面质量可达Ra0.2μm，加工精度可达0.002mm。电极丝运动轨迹的控制由数字程序控制，采用先进的数字化自动控制技术，驱动机床按照加工前根据工件几何形状参数预先编制好的数控加工程序自动完成加工，目前电火花线切割机床普遍采用数控化。下面介绍用电火花线切割加工直齿锥齿轮机床的基本结构和机床参数首先将机械加工齿轮毛坯安装在数控转台回转中心。倾斜调整回转中心轴（大型机床调整丝线），使丝线与数控转台轴线夹角为直齿锥齿轮锥度角。调整丝线位置，使丝线（钼丝或铜丝）一端以直齿锥齿轮的顶尖为定点（即锥齿轮回转球心），另一端以直齿锥齿轮齿面大端上基圆为进给基点，这时丝线在两水咀间跨度为直齿锥齿轮回转球心半径，启动伺服电机将回转台和丝线进给丝杠锁定。启动数控系统，使数控转台转动角度与直齿锥齿轮齿面大端丝线进退，按直齿锥齿轮设计当量模数编制程序执行旋转与进退联动。当电极丝处在齿顶时，数控转台转动，电极丝线不动，这是加工出的轨迹是直齿锥齿轮的齿顶；转过齿顶圆心角后，大端处电极丝线随工件转动进行相应进给即加工齿型部分，当到达齿根时电极丝线停止进给，工件继续转动，此时加工的是齿根部分；当转过齿根圆心角时电极丝线回退加工同齿的另半个齿型，到达齿顶时完成一个齿的加工。下面依次加工出全部齿。在数控系统的控制下电极丝线按大端当量齿轮的标准渐开线生成齿型。丝线经高频放电产生电火花蚀除工件生成缝隙，加工出标准直齿锥齿轮。当丝线与数控转台中心线平行即夹角为零度时，电极丝线沿齿轮中心方向平行进退，数控合成加工出的齿轮为标准直齿轮。本机床均可精密加工回转类零件的齿部，如：精密分度齿盘、高速钢圆锯片的齿部等盘类零件的齿部加工。该机床控制部分由电脑编程软件完成绘图并生成程序代码指令，由驱动模块、高频功放和丝线控制系统组成一体化。机床由数控可倾斜精密回转台、收放丝机构、丝架进给和升降工作台、切割液供给回收过滤系统几部分组成。工作台上安装精密光栅尺，丝线定位和行程数据直观显示。上、下丝架安装在直线导轨上由电机带动升降并由光栅尺显示两丝架间距离，便于调整两水咀间跨度。快(中)走丝机床主要型号和参数型 号 最大加工直径 加工工件模数范围 最大加工模数 最大工件锥距 工件齿数范围 最佳加工精度 最佳表面粗糙度 最大加工效率 主机外型尺寸 净重YDK7760 600mm 不限 不限 305mm 不限 4级 1.0μm 180mm2/min 1.4×1.8×1.8m 4TYDK77120 1200mm 不限 不限 605mm 不限 4级 1.0μm 180mm2/min 2.4×2.6×2.4m 5．5TYDK77200 2000mm 不限 不限 800mm 不限 4级 1.0μm 180mm2/min 3.6×2.6×2.6m 8TYDK77300 3000mm 不限 不限 800mm 不限 4级 1.0μm 180mm2/min 5×3.6×2.6m 9TYDK77500 5000mm 不限 不限 800mm 不限 4级 2.5μm 180mm2/min 6..5×6×4m 12T慢走丝机床主要型号和参数型 号 最大加工直径 加工工件模数范围 最大加工模数 最大工件锥距 工件齿数范围 最佳加工精度 最佳表面粗糙度 最大加工效率 主机外型尺寸 净重YDK7660 600mm 不限 不限 200mm 不限 4级 0.2μm 300mm2/min 1.4×1.8×1.8m 4TYDK76120 1200mm 不限 不限 200mm 不限 4级 0.2μm 300mm2/min 2.4×2.6×2.4m 5．5T采用电火花线切割加工直齿锥齿轮的方法由于没有宏观切削力，与现有机械刀具切削相比，具有以下优势：1、加工时工件无受力变形，在数控指令控制下，加工精度高，齿部为标准渐开线或函数曲线，表面粗糙度好，可微观进给（1μm）并可多次切割。加工精度可达2μm，表面粗糙度最佳可达0.5μm。精密机床可采用慢走丝结构；较高加工要求零件采用中走丝或快走丝结构。2、针对高强度、高韧性、高硬度等机械方式难加工材料，电火花线切割加工（WEDM）尤显其强大优势。传统机械加工金属齿轮为了达到高精度，高寿命的要求，需先初加工出齿廓留有一定余量，经淬火再磨削方能满足要求。电火花线切割加工（WEDM）可直接加工淬火材料。遇到“不锈钢”、“钛合金”、硬质合金钢等锥齿轮，传统加工方式难度非常大。被授予21世纪金属的“钛合金”它以密度小、比强度高、耐高温、抗氧化能力强，分子结构稳定等优势在航空、航天领域应用越来越多。各种内燃机车镍钒钛合金传动系齿轮、军队各种火炮系统定位传动齿轮、航天飞行器控制传动系统齿轮都需要钛合金制造，而加工钛合金采用电火花线切割加工（WEDM）是比较理想的手段。3、便于制造高精度和超大行程机床，满足特殊零件高精度等级加工要求。目前国内大型直齿锥齿轮加工设备尚依赖进口。采用电火花线切割加工（WEDM）技术由于没有机械震动，高精度数控系统，数控回转台与丝架进给数控合成，使加工轨迹与理论曲线一致，能加工出高精度零件。目前国内机加工直径＞800mm的直齿锥齿轮刨齿机，其较先进的最高达6级精度，表面粗糙度Ra（3.2μm）,一般大多在8级精度、表面粗糙度Ra（6.3μm）。采用电火花线切割数控加工（WEDM）理论上精度可超过4级（该项指标目前国家最高标准为4级）。4、机械加工不同模数齿轮需用相应模数刀具，刀具复杂，价格昂贵，刀具使用中磨损严重影响加工效果。电火花线切割加工（WEDM）工具电极简单（铜丝或钼丝），加工不同模数齿轮同一规格丝线即可完成。5、低能耗、无污染。一台小型刨齿机或铣床功率一般在3～7.5个千瓦,大型机床为几十个千瓦。而电火花线切割加工（WEDM）机床使用功率一般不超过2kw；工作液为去离子水或水基工作液，无污染，经沉淀可自然排放。振兴中国装备制造业，将国家需求作为创新导向，把研制国家急需的精密齿轮和大型锥齿轮加工机床作为今后的主攻方向，通过科技进步、自主创新，建设世界一流的大型锥齿轮机床研制基地。总之该项技术的推广使用将会使精密直齿锥齿轮制造简化工序，易于生产，大幅度提高直齿锥齿轮的制造精度，特别是在大型高精密机床的国产化上改变国外垄断，为中国真正成为制造业强国打下坚实基础，具有广阔的市场前景，必将带来强大的社会效益和经济效益。
这个都不愿意完成.真不知道你上学做什么的
引言机械零部件的磨损是机械设备发生的故障中最常见、最主要的故障形式，是影响机械设备正常运行的主要障碍之一。据统计，磨损故障占机械设备故障的80%〔1〕，而且磨损还可诱发其它形式的故障。随着现代工业的发展，对生产的连续性和运转机械设备的可靠性要求不断提高，因而对机械设备进行磨损工况监测和故障诊断具有重要意义。 机械零部件发生磨损时，磨损颗粒便进入润滑系统并悬浮在润滑油中。这些微小的磨损颗粒携带有机械设备发生磨损故障的重要信息。为了从润滑油里的磨损颗粒中获取有关机械设备磨损故障的特征信息，常采用“油液监测技术”，其中包括磁塞法、光谱法、铁谱法、放射性示踪法、过滤法、颗粒计数法[2,3]。实践证明，在上述这些方法中，铁谱分析技术是监测磨损工况和诊断磨损故障最为有效的方法，在设备日常管理、预测性维修、可靠性分析和寿命预测方面起到了重要作用。然而，在铁谱诊断技术应用的近20年中，诊断过程中的磨粒识别和故障诊断这两个关键步骤主要凭借人的经验。由于磨损现象的复杂性、研究的对象不同以及铁谱分析者间缺乏充分交流，导致使用磨粒术语和描述磨损故障的混乱，尽管在磨粒分类与磨粒术语标准化方面还有一些基础工作要做，但经过一些研究者的努力，已有比较一致的观点。相比之下，对磨损故障分类与磨损故障描述规范化的研究则较少。在人工诊断时，重点在磨粒识别，磨损故障描述方面的混乱对故障诊断的影响并不突出。随着现场监测对智能化诊断的迫切要求以及计算机图像处理技术和智能(人工智能和神经网络)技术在铁谱诊断中的应用，对磨损故障的分类与铁谱诊断方法提出了新的要求。本文系统分板到几械设备磨损故障和铁谱诊断过程，舞在综合分析铁谱诊断方法的基础上，提出了一个智能化铁请诊断模型。1机械设备磨损故障分析1.1机械设备磨损故障的原因机械设备磨损故障(以下简称磨损故障)是指由于相对运动的两个表面之间的摩擦磨损致使设备的功能低于规定水平的状态。概括地讲，引起磨损故障有两种情况：①由设备设计时预计之中的常规磨损引起的故障。在一般机械零件摩擦副中，正常的零件磨损过程大致分为磨合磨损、稳定磨损和剧烈磨损三个阶段川。在稳定磨损达到一定时期时，设备的磨损率随时间而迅速增大，超出设备设计时规定的磨损量水平，使工作条件急剧恶化，进而使设备出现故障甚至完全失效；②设备安装与使用过程中的异常磨损导致的故障。机械零件在安装过程中由于安装不良或(和)清洗不干净会导致设备在运转过程中的异常磨损，或者在使用过程中由于偶然的外来因素(磨料进入、载荷条件变化、a划伤：由于犁沟作用，在滑动方向上产生宽而深的划痕。b点蚀：在接触应力反复作用下使金属咬死等)和内部因素(润滑不良、摩擦发热等)影响而出现异常磨损。异常磨损弓!发的故障具有偶然性和突发性，对此类故障的诊断具有重要意义。1.2磨损故障的分类分类的目的是为了将人们常用而又实际存在的各式各样的磨损故障按一定的标准归纳为几个基本类型。合理的分类能够使诊断工作简化，有利于故障诊断的状态识别过程的进行，提高故障诊断的有效性。由于铁谱技术在诊断磨损类故障方面具有独特的优越性，因而本文的分类主要是针对铁谱诊断方法的。根据不同的应用目的，磨损故障从以下几个方面进行分类比较合适。 1.2.1按磨损机理划分不同的磨损机理产生的磨粒各异，因而可通过磨粒分析来识别引起磨损故障的磨损机理，以便为设备的设计、制造服务。与润滑油分析有关的磨损机理可分为以下几类：a粘着磨损：接触表面作相对运动时，由于固相焊涪作用使材料从一个表面转移到另一个表面而造成的一种磨损。 b 磨料磨损：由于硬颗粒或硬突起物使材料产生迁移而造成的一种磨损。 c疲劳磨损：由于循环交变应力引起疲劳而使材料脱落的一种磨损。微动磨损应归入此类。d腐蚀磨损：由于与周围介质发生化学反应而产生的一种磨损。其中包括氧化磨损、氢致磨拐、介质腐蚀磨损。 1.1.2按磨损形式划分磨粒的产生与磨损表面有着密切的联系，因而可从磨损表面的破坏形式来分类。按磨损形式来分，磨损故障可分为：疲劳破坏而形成的表面凹坑。c剥落：金属表面由于变形强化而变脆，在载荷作用下产生微裂纹随后剥落。 d胶合：由粘着效应形成的表面结点具有较高的连接强度，使剪切破坏发生在表面层内一定深度，因而导致严重磨损。 e腐蚀：由于润滑油中含水和润滑油膜破裂而使金属与周围介质发生化学反应而产生的表面损伤。上述的划伤、点蚀、剥落和胶合有宏观与微观之分，对于铁谱诊断而言，主要是针对微观形式的。 1.2.3按磨损类型划分对于磨损故障的描述，铁谱分析者针对铁谱分析的特点采用一套适用的分类方法，归纳起来可以说是按磨损类型来分： a正常磨损和磨合期磨损：滑动表面经常发生的正常磨损。b切削磨损：由于滑动表面的相互穿入引起的非正常磨料磨损。c滚动疲劳磨损：滚动接触表面的疲劳磨损。了滚滑复合磨损：与齿轮系相关的疲劳磨损和粘着磨损。e严重滑动磨损：滑动表面的过载和高速造成的磨损。 1.2.4按磨损原因划分按磨损原因来分，磨损故障可分为由磨料进入、润滑不良、油中含水、安装不良或有裂纹、过载、高速、过热和疲劳等引起的故障。这可为设备设计、保养和维修提供有用信息。1.2.5按磨损程度划分按磨损程度来分，磨损故障可分为正常磨损和严重磨损。正常磨损与严重磨损间并无明确的定量界限。根据设备的重要性和诊断的灵敏性，磨损程度可分为3级：正常、b从谱片上的磨损颗粒中提取设备磨损状态的有用信息(征兆)：磨粒识别与统计，注意、极高(报警)；也可分成4级：正常、较正常、异常、严重异常磨损。 1.2.6‘按磨损材料划分按磨损材料来分，磨损故障可分为黑色金属磨损故障、有色金属磨损故障和非金属磨损故障。1.2.7按诊断对象划分有的磨损故障在实际应用中采用俗称，比如在柴油机中有“拉缸”、“拉瓦”、“烧瓦”和“抱轴”等叫法。因而磨损故障也可按诊断的特定设备来分类，并制定出相应的诊断标准。在故障诊断时，根据不同的诊断目的和任务要求，尽量采用某一分类方法并逐层推进，不要出现交叉使用的现象。2铁谱诊断过程铁谱诊断技术是一种以磨损颗粒分析为基础的诊断技术。采用该技术监测机械零部件的磨损状态，无需将正在运转的机械设备打开或关闭，就可确定其磨损状态。.由机械零部件产生的磨损颗粒作为分离相存在于润滑油中，通过铁谱仪磁场的作用将它们从润滑油中分离出来，特定的工况条件和冤同的金属零件产生的磨粒具有不同的特性。通过观察磨粒的颜色、形态、数量、尺寸及尺寸分布，可以推断机械设备的磨损程度、磨损原因和磨损部位。根据机械设备诊断学的观点[4]，故障诊断过程有3个主要步骤：信号测取(检测设备状态的特征信号)，征兆提取(从所检测的特征信号中提取征兆)和状态识别(根据这些征兆和其它诊断信息来识别设备状态)。 具体来讲，铁谱诊断过程可分为以下几个步骤：a取油样，制谱片，得到设备磨损状态的特征信纂一磨损颗粒；磨损参数测量；c根据上述征兆，识别设备的磨损状态(状态诊断)，包括识别设备的磨损状态将有无异常(故障早期诊断)与是否已有异常(故障诊断)；d根据设备的征兆与状态，进一步分析设备的磨损状态及其发展趋势(状态分析)，包括当设备有故障时，分析故障位置、类型、性质、原因与趋势等；e根据设备的状态与趋势，作出决策，干预设备及其运行过程。3磨损故障铁谱诊断方法与智能化铁谱诊断模型3.1铁谱诊断方法自铁谱技术问世以来，其发展重点主要是在诊断过程的前两步，对磨损故障识别理论与方法的研究较少，这可从众多有关铁谱技术用于磨损工况监测与故障诊断的资料中看出。目前铁谱技术用于故障诊断所采用的方法归纳起来有3种：定性铁谱诊断法、定量铁谱诊断法(严格地说是准定量铁谱诊断法)、定性与定量相结合的铁谱诊断法。定性铁谱诊断能够在铁谱片上获取大量有关磨损状态的信息，但在很大程度上受操作者的经验和其它主观因素的影响，状态识别过程由领域专家或分析者来完成。诊断是依据谱片上磨粒的形态、数量、颜色、尺寸及尺寸分布等信息来推断机器的磨损状态。目前普遍得到应用的铁谱分析报告单就是定性铁谱诊断的总结。将模糊数学方法应用到定性铁谱诊断，可让计算机模拟专家的识别方法进行磨损状态诊断，这种方法具有一定的智能性，但这并不是铁谱诊断技术发展的关键所在。目前的定量铁谱诊断是根据铁谱片上磨粒的浓度和磨粒的尺寸分布来对设备的磨损状态作出诊断。诊断主要采用函数分析法、趋势分析法和灰色理论等方法，有些方法已能在一定程度上反映出智能性。定量铁谱诊断具有较大的客观性，但所提供的数据只反映出少量的磨损状态信息，而且不能应用在脂样分析中。定量与定性相结合铁谱诊断是目前实际应用的最多的一种方法，一般是先用定量参数进行故障可能性和趋势判断，再辅之以铁谱片上磨粒特征分析来确诊。为了提高铁谱诊断技术的准确性和智能性，必须进一步发展定量铁谱诊断方法。该方法应能综合定量分析磨粒的形态、尺寸、数量、颜色和尺寸分布等特征并应角人工智能和神经网络的方法加以诊断。随着计算机图像分析技术以波人工智能特别是神经网络技术不断发展，为实现综合定量铁谱诊断及其智能化创造了有力的条件。将智能化技术应用到铁谱诊断，其诊断过程的第三步不仅变得同前二步一样重要，而且将会成为智能诊断技术的关键，因而对磨损故障识别理论与方法的研究很有必要。由于磨损现象的复杂性和磨粒分析的困难性，铁谱诊断智能化的发展一直较缓慢。1989年美国的Carborundum公司开发出一套被称之为FAST的铁谱分析专家系统[5]，并在最近将其发展成FASTPLUS系统。据报道，利用这一专家系统可以对铁谱片进行分析并以人机对话的方式进行决策。但从原理上看，该系统主要是将谱片上的特征磨粒与存储在系统的光盘中的磨粒图谱的照片进行比较而得出结论，因而具有较大的局限性。在国内，文献[6]困将计算机图像分析技术和人工智能理论与方法引人到铁谱分析技术中，建立了基于黑板的铁谱图像解释系统的模型，并进行了部分研究，取得一些很有意义的研究成果。由于追求铁谱诊断的完全智能化使得该技术离实用还有较远的距离。3.2磨损故障铁谱诊断水平根据铁谱诊断的目的和实际应用的需要，将磨损故障铁谱诊断水平划分成3个级别：第一级诊断水平三对设备状态进行监测、确定磨损状态是否正常；第二级诊断水平：在第一级诊断的基础上，判别引起磨损状态异常的磨损原因、类型、形式乃至趋势分析，以便采取维修措施或改进设计。不同原因导致的故障具有不同的表现形式，从而反映出不同的故障状态。通过磨粒的形态、尺寸、数量、分布等特征可对磨损原因进行识别；第三级诊断水平：用以判断发生故障的部位或部件，同时也为第二级诊断提供补充信息。不同的材料产生的磨粒经谱片加热或湿化学处理在铁谱显微镜下可以区分出来，从而将故障隔离到不同零件上。由于设备结构的复杂性、同台设备使用摩擦副材料相同性以及鉴别材料手段的局限性，使得故障隔离与定位并不能总是有效。但为了提高磨损故障诊断的有效性和全面性，此级诊断无疑是必要的。在人工诊断时，上述3级诊断常常是同步完成的，但随着现场监测对智能化诊断的需要，在人工智能或神经网络技术引入到铁谱诊断后，就需要对磨损故障诊断水平进行分级。3.3智能化铁谱诊断模型本文从实际应用的需要出发，提出一种智能化铁谱诊断系统模型，如图1所示。其中的些主要工作已经完成。该系统包括3大模块：磨粒分析模块、磨粒识别与统计模块和机械磨损故障铁谱诊断模块：在磨粒分析模块中可以采用计算机图像分析和模拟人工分析两种方式。铁谱图像分析子系统 [7]能够提取定量的磨粒特征参数。这包括形态数字特征和光密度特征，提取的信息中的一部分输入磨粒识别与统计模块，并采用神经网络技术识别磨粒[8]，经统计后，将结果送入磨粒信息库；一部分直接送入磨粒信息库。模拟人工分析子系统，采用人一机协作的方法，人工提取定性的磨粒特征参数，应用神经网络专家系统进行磨粒识别[9]，识别结果经统计后送入磨粒信息库；定量钳普参数采用光密度计测量，测量结果直接送入磨粒信息库。根据不同的需要，磨粒信息库中的数据可按不同的方式组织，形成不同的数据文件，以备故障诊断与监测取用。机械磨损故障铁谱诊断模块根据用户需要可实现磨损状态诊断、磨损故障类型诊断和磨损原因诊断，三者的实现均采用神经网络模型[l0转自深圳培训吧www.szpxb.com]。在铁谱诊断时，除了利用磨粒信息库的数据文件作为输入向量外，还应充分利用被监测设备知识库的知识。该系统还可以直接从磨粒信息库中提取数据，采用神经网络技术进行磨损趋势预测
1.FFT-FS频谱细化技术及其在机械故障诊断中的应用，武汉科技大学学报（自然科学版）2000年01期（EI01035575059）2.小波分析及其在振动诊断中的应用，武汉科技大学学报（自然科学版）2000年04期（EI01035574405）3.小波分析—AR谱及其工程应用，振动与冲击，2001年01期（EI01246544631）4.基于三维有限元法的卷取机助卷辊支臂焊缝强度分析，湖北工学院学报，2002年02期5.振动信号分析法用于回转支承故障诊断，工程机械，2002.66.斗轮式堆取料机回转支承故障诊断研究，振动与冲击，2002.37.结晶器非正弦振动研究，机械传动，2002.48.轧机主传动系统减速机故障诊断研究，重型机械，2002.49.椭圆齿轮传动在结晶器非正弦振动装置中的应用，冶金设备，2002.610.高炉过程多智能体控制系统的开发，炼铁，2003.311.一种用于低速重载轴承故障诊断的共振解调法，煤矿机械，2002.812.非接触式扭矩在线监测系统的研究，武汉科技大学学报（自然科学版）2001年03期（EI01556802095）13.2800轧机万向接轴联轴器十字轴断裂事故分析，重型机械，2002年01期14.轧机主传动万向联轴器辊端接头结构探讨，重型机械，2002年02期15.中板轧机主传动万向接轴辊端接头断裂事故分析，冶金设备，2002年01期16. 虚拟仪器技术及其在机械故障诊断中的应用，武汉科技大学学报（自然科学版）2002年02期（EI04238195408）17.中板轧机主传动万向接轴十字轴断裂事故分析，武汉科技大学学报（自然科学版）2002年02期（EI04238195407）18.CALCULATION OF THERMOMECHANICAL STRESS OF LADLE LINING DURING PRE-HEATING AND OPTIMIZATION OF REFRACTORY PROPERTIES, Proceedings of the fourth international symposium on refractories, Dalian, China, March 24~28, 2003, ISBN 7-5062-5863-319.WAVELET ANALYSIS WITH ITS APPLICATION IN DEVICE FAULT DIAGNOSIS, Proceedings of IE & EM’2003, Global Industrial Engineering in E-century, ISBN 7-89492-025-820.高线精轧机组远程监测与诊断应用研究, 冶金设备，2003，521.地下卷取机卷筒主传动系统强度分析, 武汉科技大学学报，2003，4（EI04238195541）22.Calculation Of Temperature And Stress Distribution For Ladle Lining, Refractories Applications and News, 2004,vol.9,323.长水口热机械应力研究 耐火材料，2004.2(EI 04298271946)24.降低长水口颈部应力的研究 炼钢，2004.425.钢包底工作衬的热应力分布及结构优化 《耐火材料》2004.4（EI 04448438852）26.钢包底温度场和应力场模拟，冶金能源，2004.427.炉衬热应力分析中几类特殊结构的建模方法，工业炉，2004.328.基于谐波小波变换的低速轴承故障诊断，轴承，2004.1029.高线精轧机组轴承振动监测与故障分析，轴承，2004.530.基于FFT-FS频谱细化及共振解调技术的电机轴承故障诊断，矿山机械，2004.331.可逆式轧机十字轴式万向联轴器辊端叉头的有限元分析，冶金设备，2004.432.一种改进的广义自洽模型及其在耐火材料性能预测中的应用，中国科协第二届优秀博士生学术年会论文集，2004.12，苏州33.Research On Thermomechanical Stress Of Long Nozzle And Improvement Measures，Refractories Applications and News, 2005,vol.10,134.基于人工神经网络的轧机轧制力矩在线监测方法研究，机械研究与应用，2005.235.基于internet的风机远程监测与诊断系统研究，风机技术，2005.236.基于谐波小波分析的故障诊断方法研究，振动与冲击（已录用）37.基于谐波小波变换的共振解调法及其在轴承故障诊断中的应用，振动与冲击（已录用）38.基于Morlet小波变换与最大似然估计方法的降噪技术，振动、测试与诊断，2005.2（EI05189081905）39.Prediction of properties of Al2O3-C refractory based on microstructure by an improved generalized self-consistent scheme, Metallurgical and Materials Transactions B 2005.10（SCI、EI收录）
故障诊断技术在设备维修的应用论文
摘要 ：根据矿山机电设备的特点及使用情况，对现代故障诊断技术在矿山机电设备维修中的应用做了进一步的探讨，尤其是对其中的智能故障诊断技术进行了重点研究，希望借此可以为矿山机电设备的维修提供参考。
关键词 ：故障诊断；机电维修；智能诊断
在现代矿山生产过程中，高技术含量的机电设备在煤矿生产一线获得了广泛的应用，但是因为受到工作环境等方面因素的影响，机电设备在运行过程中会出现故障，给煤矿安全、稳定生产带来了隐患。利用故障诊断技术能够深入地了解机电设备运行过程的典型状态，还能够检测出设备运行过程中存在的潜在隐患，及时发现设备存在的主要问题，为故障预测和处理提供可靠依据。因此，找到矿山机电设备故障产生的主要原因，并利用故障诊断技术对原因进行及时准确的诊断分析，对保证机电设备的正常稳定运行以及矿山的生产安全都是非常重要的。
一、矿山机电设备产生故障的原因
（一）机械零部件配合关系变化。导致矿山机电设备出现故障的原因主要是设备的机械零部件关系变化或者零部件自身损伤而造成的。其中，零部件损伤有设备运行过程中相关零件之间的相互影响的因素，这种影响使零部件自身在形态、尺寸、功能等方面发生了变化，不能够充分发挥其应有的性能。
（二）设备长期超负荷运行。在实际的使用过程中，若一台设备的实际运行情况超出了其极限应用范围，则该设备会在很大程度上因为超负荷而出现故障。
（三）设备自身性能损耗。机电设备在运行过程中会因为内部和外部因素的影响而使其运行能力持续消耗，包括设备机械零部件的磨损、电子设备的老化等，这些因素使得设备的综合能力开始下降，最终出现各种类型的生产故障。
二、矿山机电设备的故障诊断
（一）设备故障诊断的方法。在通常情况下，设备故障诊断属于一种防护措施，是在不影响基本生产流程的情况下判断该设备各个部分的参数是否处于最佳的应用状态中。在诊断中，通过使用精密设备获得被检测机电设备的运行数据，确定其是否适合运行，是否发挥其正常的功能，是否存在出现损坏的因素等。若发现异常，则分析导致该异常的主要原因、损坏程度有多大、是否能够继续使用，并根据其实际受损程度判断其继续使用的时间。
（二）设备故障诊断的原理。所谓设备故障主要是指设备因为零部件受损或者在使用过程中因为不同因素的影响。这时，一旦出现故障，这些参数的变化将直接作用于设备的零部件，使得其发生物理变化，导致零部件的性能也随之出现变化，这种变化就是所谓的特征因子。这些特征因子可以精确的反映机械系统的实际故障状态，因此也被称作为故障敏感因子，只有这些故障敏感因子处于正常的阈值范围内时，设备才不会出现故障。故障诊断技术就是监测这些敏感因子，一旦矿山设备的故障敏感因子超出了阈值范围，就要发出告警。
三、故障诊断技术在矿山机电设备维修中的具体应用
（一）故障历史记录诊断方法的应用。当机电设备出现故障时，应该及时的分析导致该设备出现故障的相关原因，分析哪些是造成故障的主要因素。这是基于矿山机电设备组成原理而采取的一种典型故障诊断方法。当设备出现故障时，必须分析造成故障的因素，检查设备运行过程，获得最终的分析结果，并将这些结果进行归纳总结，形成一个该类型设备的故障诊断手册。在设备的后续运行过程中，当设备再次出现故障使，就可以根据典型的故障类型判断导致故障的原因，对故障进行针对性的处理、维修。
（二）温度、压力监测诊断方法的`应用。矿山机电设备中大量使用摩擦副、轴承和齿轮传动箱等机械设备，在这些部位设置温度、压力传感器可以实现对这些关键零部件运行状态的在线监测。通过连续对这些部位进行监测、记录相关数据的历史变化情况，可以快速、直观、准确的反应出机电设备的实际运行状态，还能够预测其运行状态变化趋势，从而为设备的维修提供可靠依据。温度、压力是矿山机电设备需要检测的典型参数，能够正确、精确的反映设备的真实工作状态。
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（三）智能诊断方法的应用。智能诊断方法就是通过系统控制的方式，模拟人脑特征，能够快速的获得机电设备的故障信息，并及时的进行传递、处理、再生及应用，通过与系统配合还能够实现设备运行状态的实时监测和预测，为机电设备及系统的运行、维修提供可靠的数据参考。智能诊断方法包括模糊诊断法、灰色系统诊断法、专家系统、神经网络诊断方法等。当前，智能故障诊断领域中最为活跃的方法是专家系统和神经网络方法，这两种方法在矿山机电设备故障诊断中具有较大的应用潜力。这主要是因为矿山机电设备的故障一般具有较强的复杂性和隐蔽性，使用传统的故障诊断方法难以精确、快速的对故障进行定位和分析，而通过应用专家系统或者神经网络，能够模拟人脑思维方式，根据反馈的故障信息快速的进行分析和求解，获得可靠的分析结果。
参考文献：
[1]张瑞景.运用故障诊断技术进行矿山机电设备维修[J].房地产导刊,2014(18).
仅供参考一、传动方案拟定第二组第三个数据：设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器（1） 工作条件：使用年限10年，每年按300天计算，两班制工作，载荷平稳。（2） 原始数据：滚筒圆周力F=1.7KN；带速V=1.4m/s；滚筒直径D=220mm。运动简图二、电动机的选择1、电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求和 条件，选用 Y系列三相异步电动机。2、确定电动机的功率：（1）传动装置的总效率：η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95=0.86(2)电机所需的工作功率：Pd=FV/1000η总=1700×1.4/1000×0.86=2.76KW3、确定电动机转速：滚筒轴的工作转速：Nw=60×1000V/πD=60×1000×1.4/π×220=121.5r/min根据【2】表2.2中推荐的合理传动比范围，取V带传动比Iv=2~4，单级圆柱齿轮传动比范围Ic=3~5，则合理总传动比i的范围为i=6~20，故电动机转速的可选范围为nd=i×nw=（6~20）×121.5=729~2430r/min符合这一范围的同步转速有960 r/min和1420r/min。由【2】表8.1查出有三种适用的电动机型号、如下表方案 电动机型号 额定功率 电动机转速（r/min） 传动装置的传动比KW 同转 满转 总传动比 带 齿轮1 Y132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.632 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，比较两种方案可知：方案1因电动机转速低，传动装置尺寸较大，价格较高。方案2适中。故选择电动机型号Y100l2-4。4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y100l2-4。其主要性能：额定功率：3KW，满载转速1420r/min，额定转矩2.2。三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=1420/121.5=11.682、分配各级传动比（1） 取i带=3（2） ∵i总=i齿×i 带π∴i齿=i总/i带=11.68/3=3.89四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）nI=nm/i带=1420/3=473.33(r/min)nII=nI/i齿=473.33/3.89=121.67(r/min)滚筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)2、 计算各轴的功率（KW）PI=Pd×η带=2.76×0.96=2.64KWPII=PI×η轴承×η齿轮=2.64×0.99×0.97=2.53KW3、 计算各轴转矩Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N?mTI=9.55p2入/n1 =9550x2.64/473.33=53.26N?mTII =9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N?m五、传动零件的设计计算1、 皮带轮传动的设计计算（1） 选择普通V带截型由课本[1]P189表10-8得：kA=1.2 P=2.76KWPC=KAP=1.2×2.76=3.3KW据PC=3.3KW和n1=473.33r/min由课本[1]P189图10-12得：选用A型V带（2） 确定带轮基准直径，并验算带速由[1]课本P190表10-9，取dd1=95mm>dmin=75dd2=i带dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.30 mm由课本[1]P190表10-9，取dd2=280带速V：V=πdd1n1/60×1000=π×95×1420/60×1000=7.06m/s在5~25m/s范围内，带速合适。（3） 确定带长和中心距初定中心距a0=500mmLd=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0=2×500+3.14(95+280)+(280-95)2/4×450=1605.8mm根据课本[1]表（10-6）选取相近的Ld=1600mm确定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2=497mm(4) 验算小带轮包角α1=1800-57.30 ×(dd2-dd1)/a=1800-57.30×(280-95)/497=158.670>1200（适用）（5） 确定带的根数单根V带传递的额定功率.据dd1和n1，查课本图10-9得 P1=1.4KWi≠1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查[1]表10-2得 △P1=0.17KW查[1]表10-3，得Kα=0.94；查[1]表10-4得 KL=0.99Z= PC/[(P1+△P1)KαKL]=3.3/[(1.4+0.17) ×0.94×0.99]=2.26 (取3根)(6) 计算轴上压力由课本[1]表10-5查得q=0.1kg/m，由课本式（10-20）单根V带的初拉力：F0=500PC/ZV[（2.5/Kα）-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06(2.5/0.94-1)]+0.10x7.062 =134.3kN则作用在轴承的压力FQFQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2)=791.9N2、齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料与热处理：所设计齿轮传动属于闭式传动，通常齿轮采用软齿面。查阅表[1] 表6-8，选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度260HBS；大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为215HBS；精度等级：运输机是一般机器，速度不高，故选8级精度。(2)按齿面接触疲劳强度设计由d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3确定有关参数如下：传动比i齿=3.89取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1= ×20=77.8取z2=78由课本表6-12取φd=1.1(3)转矩T1T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660N?mm(4)载荷系数k : 取k=1.2(5)许用接触应力[σH][σH]= σHlim ZN/SHmin 由课本[1]图6-37查得：σHlim1=610Mpa σHlim2=500Mpa接触疲劳寿命系数Zn：按一年300个工作日，每天16h计算，由公式N=60njtn 计算N1=60×473.33×10×300×18=1.36x109N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4×108查[1]课本图6-38中曲线1，得 ZN1=1 ZN2=1.05按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=1.0[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa故得：d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3=49.04mm模数：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm取课本[1]P79标准模数第一数列上的值，m=2.5(6)校核齿根弯曲疲劳强度σ bb=2KT1YFS/bmd1确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ1=2.5×20mm=50mmd2=mZ2=2.5×78mm=195mm齿宽：b=φdd1=1.1×50mm=55mm取b2=55mm b1=60mm(7)复合齿形因数YFs 由课本[1]图6-40得：YFS1=4.35,YFS2=3.95(8)许用弯曲应力[σbb]根据课本[1]P116：[σbb]= σbblim YN/SFmin由课本[1]图6-41得弯曲疲劳极限σbblim应为： σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa由课本[1]图6-42得弯曲疲劳寿命系数YN：YN1=1 YN2=1弯曲疲劳的最小安全系数SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1计算得弯曲疲劳许用应力为[σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa[σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa校核计算σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa< [σbb1]σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa< [σbb2]故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(9)计算齿轮传动的中心矩aa=(d1+d2)/2= (50+195)/2=122.5mm(10)计算齿轮的圆周速度V计算圆周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s因为V＜6m/s，故取8级精度合适．六、轴的设计计算从动轴设计1、选择轴的材料 确定许用应力选轴的材料为45号钢，调质处理。查[2]表13-1可知：σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=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，输出端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：d≥C查[2]表13-5可得，45钢取C=118则d≥118×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d=35mm3、齿轮上作用力的计算齿轮所受的转矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582 N齿轮作用力：圆周力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N径向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N4、轴的结构设计轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图。（1）、联轴器的选择可采用弹性柱销联轴器，查[2]表9.4可得联轴器的型号为HL3联轴器：35×82 GB5014-85（2）、确定轴上零件的位置与固定方式单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环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 ，轴通过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位（3）、确定各段轴的直径将估算轴d=35mm作为外伸端直径d1与联轴器相配（如图），考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=40mm齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3=4 5mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=50mm。齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=45mm.(4)选择轴承型号.由[1]P270初选深沟球轴承,代号为6209,查手册可得:轴承宽度B=19,安装尺寸D=52,故轴环直径d5=52mm.(5）确定轴各段直径和长度Ⅰ段：d1=35mm 长度取L1=50mmII段:d2=40mm初选用6209深沟球轴承，其内径为45mm,宽度为19mm.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：L2=（2+20+19+55）=96mmIII段直径d3=45mmL3=L1-L=50-2=48mmⅣ段直径d4=50mm长度与右面的套筒相同，即L4=20mmⅤ段直径d5=52mm. 长度L5=19mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=96mm(6)按弯矩复合强度计算①求分度圆直径：已知d1=195mm②求转矩：已知T2=198.58N?m③求圆周力：Ft根据课本P127（6-34）式得Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Fr=Ft?tanα=2.03×tan200=0.741N⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=48mm(1)绘制轴受力简图（如图a）（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）轴承支反力：FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37NFAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为MC1=FAyL/2=0.37×96÷2=17.76N?m截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N?m(4)绘制合弯矩图（如图d）MC=(MC12+MC22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63N?m(5)绘制扭矩图（如图e）转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N?m(6)绘制当量弯矩图（如图f）转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=0.2，截面C处的当量弯矩：Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[51.632+(0.2×198.58)2]1/2=65.13N?m(7)校核危险截面C的强度由式（6-3）σe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453=7.14MPa< [σ-1]b=60MPa∴该轴强度足够。主动轴的设计1、选择轴的材料 确定许用应力选轴的材料为45号钢，调质处理。查[2]表13-1可知：σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=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，输出端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：d≥C查[2]表13-5可得，45钢取C=118则d≥118×(2.64/473.33)1/3mm=20.92mm考虑键槽的影响以系列标准，取d=22mm3、齿轮上作用力的计算齿轮所受的转矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.64/473.33=53265 N齿轮作用力：圆周力：Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N径向力：Fr=Fttan200=2130×tan200=775N确定轴上零件的位置与固定方式单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置在齿轮两边。齿轮靠油环和套筒实现 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 ，轴通过两端轴承盖实现轴向定位，4 确定轴的各段直径和长度初选用6206深沟球轴承，其内径为30mm,宽度为16mm.。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36mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。(2)按弯扭复合强度计算①求分度圆直径：已知d2=50mm②求转矩：已知T=53.26N?m③求圆周力Ft：根据课本P127（6-34）式得Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Fr=Ft?tanα=2.13×0.36379=0.76N⑤∵两轴承对称∴LA=LB=50mm(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38NFAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N(2) 截面C在垂直面弯矩为MC1=FAxL/2=0.38×100/2=19N?m(3)截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=1.065×100/2=52.5N?m(4)计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/2=（192+52.52）1/2=55.83N?m(5)计算当量弯矩：根据课本P235得α=0.4Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[55.832+(0.4×53.26)2]1/2=59.74N?m(6)校核危险截面C的强度由式（10-3）σe=Mec/（0.1d3）=59.74x1000/(0.1×303)=22.12Mpa<[σ-1]b=60Mpa∴此轴强度足够（7） 滚动轴承的选择及校核计算一从动轴上的轴承根据根据条件，轴承预计寿命L'h=10×300×16=48000h(1)由初选的轴承的型号为: 6209,查[1]表14-19可知:d=55mm,外径D=85mm,宽度B=19mm,基本额定动载荷C=31.5KN, 基本静载荷CO=20.5KN,查[2]表10.1可知极限转速9000r/min（1）已知nII=121.67(r/min)两轴承径向反力：FR1=FR2=1083N根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1=682N FA2=FS2=682N(3)求系数x、yFA1/FR1=682N/1038N =0.63FA2/FR2=682N/1038N =0.63根据课本P265表（14-14）得e=0.68FA1/FR1
谐波齿轮传动是一种依靠弹性变形运动来实现传动的新型机构，它突破了机械传动采用刚性构件机构的模式，使用了一个柔性构件来实现机械传动，从而获得了一系列其他传动所难以达到的特殊功能，已广泛应用于等方面。但也带来了设计中必须解决的特殊问题。
原理：谐波齿轮传动系统有三个基本构件组成，如图所示：刚轮1(Circular Spline)，柔轮2(Flexspline)和波发生器3(Wave Generator)。谐波齿轮传动的原理就是在柔性齿轮构件中，通过波发生器的作用，产生一个移动变形波，并与刚轮齿相啮合，从而达到传动目的。
特点：
优点：
(1) 3, 50%,
(2)传动比范围大 50~300, 3000~60000
(3)同时啮合的齿数多 30%,正是由于同时啮合齿数多这一独特的优点，使谐波传动的精度高，齿的承载能力大，进而实现大速比、小体积。
(4)承载能力大
(5)运动精度高
(6)运动平稳，无冲击，噪声小
(7)齿侧间隙可以调整
(8)齿面磨损小而均匀，传动效率高
(9)同轴性好
(10)可实现向密闭空间传递运动及动力
缺点：
(1)，易于疲劳损坏
(2)柔轮和波发生器的制造难度较大
(3)传动比的下限值高，齿数不能太少
(4)起动力矩大，且速比越小越严重；
(5)谐波齿轮传动没有中间轴，因而不能获得中间速度
(6)如果结构参数选择不当或结构时机不良，发热过大，降低传动承载能力
目前，各国学者公认柔轮筒体的疲劳破坏是谐波传动最为主要的失效形式。