平动式大传动比减速器的毕业设计

1、 编号太湖学院毕业设计（论文）题目：平动式大传动比减速器的设计太湖学院本科毕业设计诚 信 承 诺 书本人重声明：所呈交的毕业设计 平动式大传动比减速器的设计 是本人在导师的指导下独立进行研究所取得的成果，其容除了在毕业设计中特别加以标注引用，表示致的容外，本毕业设计不包含任何其他个人、集体已发表或撰写的成果作品。33 / 42太湖学院信 机系 机械工程与自动化 专业毕 业 设 计论 文 任 务 书一、题目与专题：1、题目 平动式大传动比减速器的设计 2、专题二、课题来源与选题依据平动齿轮减速器是一种新型的机械传动装置，它传动比大，机械效率高，结构简单，体积小，重量轻，能方便地与电机配套使用，避

2、免了减速器体积比电机体积大的现象。该减速器是一种节能型的机械传动装置，具有国际先进水平。传动比可达到几千；机械效率大于90%；运转平衡性好，承载能力大，使用寿命长，体积小，重量轻，约为相似产品的1/3左右。 用于冶金、矿山、机械、机器人、航海、轻工、航空、军工、纺织、化工、建筑等部门，亦可与各类电机直接联接，作成伺服电机。 三、本设计（论文或其他）应达到的要求：1、分析平动齿轮传动的原理,提出由3根偏心轴作平动发生器的实用新型齿轮传动机构一分流型平动齿轮传动,并推导其传动比的计算公式. 2、主要零件部件的计算设计 3、装置的装配设计 四、接受任务学生： 机械91 班 吕晟炜 五、开始与完成日期

3、：自2012年11月12日 至2013年5月25日六、设计（论文）指导（或顾问）：指导教师签名签名签名教研室主任学科组组长研究所所长签名系主任 签名2012年11月12日摘 要 分析平动齿轮传动的原理,提出由3 根偏心轴作平动发生器的实用新型齿轮传动机构一分流型平动齿轮传动,并推导其传动比的计算公式.主要零件部件的计算设计.装置的装配设计和主要零件的设计。 分析平动齿轮传动的原理，提出由3根偏心轴作平动发生器的实用新型齿轮传动机构一分流型平动齿轮传动，并推导其传动比的计算公式.分析发现，为平衡机构的惯性力，采用2(或3)片平动齿轮时，设计啮合点相位差应取180 (120)；输入齿轮的齿数为3的

4、倍数时，分流齿轮具有互换性；采用两片平动齿轮且外齿轮齿数差为偶数时，平动齿轮具有互换性；采用3片平动齿轮且齿轮齿数为3的倍数时，平动齿轮具有互换性.给出了啮合参数的编程计算方法.该新型传动具有承载能力强、传动比大(17300)、体积小、质量轻、输入输出同轴线、加工安装简单等优点，是一种节能型的机械传动装置，也是减速器的换代产品.有广泛的应用前景。关键词 ：平动齿轮传动；少齿差齿轮副；传动比AbstractAnalysis of parallel move gear transmission principle, put forward by the three eccentric shafts

5、 for utility model translation generator gear mechanism within the translation of a shunt-type gear, and derive the formula for calculating the transmission ratio. The main components of the calculation of design components . Device design and assembly of major parts of the design. Analysis of paral

6、lel move gear transmission principle, put forward by the three eccentric shafts for utility model translation generator gear mechanism within the translation of a shunt-type gear, and derive the formula for calculating the transmission ratio. Analysis, to balance the inertia force, using 2 (or 3) pi

7、eces of translation gear, the meshing point of the design phase should take 180 (120 ); input gear teeth as a multiple of 3, the shunt gear with interchangeability; with two translation gear and the internal and external gear tooth number difference is even, Ping gear has interchange ability; with t

8、hree flat gear and internal gear teeth as a multiple of 3, the flat gear has interchangeability. Meshing parameters given programming account Calculation method. The new drive has a carrying capacity, transmission ratio (17-300), small size, light weight, input and output coaxial line, and simple in

9、stallation process is an energy-efficient mechanical transmission device, is also a new generation product reducer . Have broad application prospects. Keywords: Internal translation gear transmission;differential gears with small teeth; transmission ratio目录摘 要IAbstractII目录III1 绪论11.1 平动减速器的发展概况11.2

10、市场需求分析11.3 本课题研究目的与意义以与国外现状分析与展望11.4 课题的主要容与要求12 传动方案与拟定32.1 平动啮合的定义和分类32.2 平动齿轮传动工作原理32.4 分流式平动齿轮传动机构42.5 传动比分析53 各主要部件选择与选择电动机73.1 各部件的选择73.2 电动机的选择74 减速器的整体设计84.1传动比的分配84.2传动的运动与动力参数计算84.3齿轮的设计计算84.3.1 分流齿轮的设计计算84.3.2 平动齿轮的设计计算124.4轴的设计计算154.4.1 输入轴的设计计算154.4.2 曲轴的设计计算194.4.3 输出轴的设计计算245 润滑与密封285

11、.1润滑方式的选择285.2密封方式的选择285.3润滑油的选择286 箱体结构尺寸296.1箱体的结构尺寸297 设计总结30致 32参 考 文 献331 绪论1.1 平动减速器的发展概况随着科技技术的进步和发展，现代工业设备特别需要功率大 体积小 传动比围大 效率高 承载能力强和使用寿命长的传动装置。因此，除了不断改进材料品质 提高工艺水平外，还要在传动原理和传动结构上深入探讨和创新，平动齿轮传动原理的出现就是一例。它由理工大学春林教授等人最先提出，并设计出了平动齿轮减速器试验样机。该减速器属于节能型传动装置，除具有三环减速器的优点外还有着大的功率与重量比值 输入轴和输出轴在同一轴线上 既

12、可以减速还可以增速以与震动小等优点，处于国领先地位。最先提出平动齿轮这一概念的是德国人，他们提出了摆线针轮行星齿轮传动原理。由于工艺和精度的限制，这种机构并没有快速发展起来，直到摆线磨床的出现。近些年国外在平动齿轮传动领域进行了一些新的研究，如日本住友重工研制的FA型高精度减速器和美国Alan-Newton公司研制的X Y减速器，就利用了平动齿轮传动的运动机理。对平动齿轮传动研究，我国处于相对领先的地位。目前，平动齿轮的理论研究 机构设计和实验研究都取得了一些成果。例如：理工大学春林教授 黄祖德教授等首次根据该传动的特点将其命名为平动齿轮传动机构。并通过对平动齿轮传动机构的运行机理进行分析研究

13、，阐述了该机构的组成与机构变异方法，探讨了平动齿轮机构传动比和机械效率的计算方法，导出了计算公式，得出了平动齿轮机构效率与齿轮齿条传动机构 效率相当的结论。此后又根据机构的组合原理 演绎原理和同性异性变异原理对平动齿轮机构的基本型进行演化变异，设计出一种传动比大，机械效率高 尺寸和重量小 结构紧凑 均载性好的新型平动此轮机构，并对平动齿轮传动机构连续运动条件与重合度方面进行了深入研究。1.2 市场需求分析用于冶金、矿山、机械、机器人、航海、轻工、航空、军工、纺织、化工、建筑等部门，亦可与各类电机直接联接，作成伺服电机。1.3 本课题研究目的与意义以与国外现状分析与展望平动齿轮减速器是一种新型的

14、机械传动装置，它传动比大，机械效率高，结构简单，体积小，重量轻，能方便地与电机配套使用，避免了减速器体积比电机体积大的现象。该减速器是一种节能型的机械传动装置，具有国际先进水平。传动比可达到几千；机械效率大于90%；运转平衡性好，承载能力大，使用寿命长，体积小，重量轻，约为相似产品的1/3左右。1.4 课题的主要容与要求主要研究容：提出由3根偏心轴作平动发生器的实用新型齿轮传动机构一分流型平动齿轮传动，并推导其传动比的计算公式。分析发现，为平衡机构的惯性力，采用2(或3)片平动齿轮时，设计啮合点相位差应取180。(120。)；输入齿轮的齿数为3的倍数时，分流齿轮具有互换性；采用两片平动齿轮且外

15、齿轮齿数差为偶数时，平动齿轮具有互换性；采用3片平动齿轮且齿轮齿数为3的倍数时，平动齿轮具有互换性。给出了啮合参数的编程计算方法。该新型传动具有承载能力强、传动比大(17300)、体积小、质量轻、输入输出同轴线、加工安装简单等优点，有广泛的应用前景。2 传动方案与拟定2.1 平动啮合的定义和分类在齿轮传动中,一对相互啮合的齿轮,其中一个定轴转动,另一个做平动,称之为平动啮合,平动啮合主要分为两类:平动和外平动。2.2 平动齿轮传动工作原理平动齿轮传动机构中,外齿轮在平动发生器的驱动下作平面运动,通过外齿轮与齿轮齿廓间的啮合,驱动齿轮作定轴减速转动,起到减速传动的作用。如图所示,图2-1所示为平

16、动齿轮机构工作原理图该机构的平动发生器为平行四边形机构ABCD,外齿轮l固接在平行四边形机构的连杆BC的中心线上,当曲柄AB转动时,它随同连杆作平面运动,并驱动齿轮2作减速转动输出。图2.1 平动原理示意图2.3平动发生机构3点确定唯一的一个平面，为能够平稳地为平动齿轮提供动力，采用3个曲柄O1A，O2B，O3C驱动平动齿轮作平动，如图2-2所示.图2-2中，曲柄长度e与齿轮副的中心距相等，O1A O2B O3C，O1O2 AB，0203 BC，O3O4 CA，构成3个平行四边形机构： O1ABO2， O2BCO3， O3CAOl.若采用单个平行四边形机构作为平动发生器，单轴输入时，另一轴会出

17、现运动不确定现象.而采用这种结构不仅能优化各曲柄的受力，同时也能够有效地避免出现曲柄的运动不确定。图2.2 平动发生机构原理图设曲柄02B作为主动件，另两个曲柄为从动件，可当运动到图2.2所示位置时，如果去掉曲柄01A，由机构学常识可知，此时曲柄03C处于运动不确定位置，但由于曲柄01A的存在，使得此时曲柄03C的运动十分明确：因平行四边形机构口O1ABO2不共线，曲柄01A作为从动件随曲柄02B逆时针运动，在平行四边形机构口O3CAO1中，曲柄01A作为主动件带动曲柄03C作逆时针运动。所以，此结构可避免出现曲柄运动方向的不确定现象。在由原理机构向实用机构转化时，可以用偏心轴实现曲柄的功能，

18、因此，在实用的平动齿轮传动机构中，可以采用3根偏心轴共同驱动平动外齿轮。2.4 分流式平动齿轮传动机构图2.3中给出了分流型平动齿轮传动机构的结构简图，运动和转矩由输入轴输入，输入轴上固结输入齿轮Z.，Zl带动3个分流齿轮Z2，Z2通过键与偏心轴固连，3根偏心轴共同驱动2片或3片外齿轮Z3作平面平行运动，平动外齿轮Z3驱动与它相啮合的齿轮Z4，输出轴与z4固结在一起，输出运动和转矩。图2.3分流型平动齿轮传动结构 由以上分析可知，在该传动结构中，功率流的传递路径为：输入功率经分流齿轮被分到3根偏心轴上，3根偏心轴共同驱动2片(或3片)平动齿轮做平动，平动齿轮共同驱动齿轮输出功率.采用2片平动齿

19、轮时功率流路径如图4所示。 图2.4采用2片平动齿轮时功率流传递路径为优化各构件的受力状况，使3根偏心轴的回转中心位于一个正三角形的顶点(输入齿轮上3个啮合点的相位角为120).为有效平衡机构的惯性力和惯性力矩，保证传动的静平衡，减小振动，采用2片平动齿轮时，使2片平动齿轮的啮合相位差为180，采用3片平动齿轮时，使3片平动齿轮的啮合相位差为120。2.5 传动比分析图2.5 平动传动比示意图输入齿轮Z3与分流齿轮Z4间的传动比为：I12=z2z1 (1)式中z1 z2分别为齿轮Z3和Z4的齿数。作平动的构件上各点绝对速度处处相等,所以平动构件上的P点和B点的绝对速度相等P点是两啮合齿轮的速度

20、瞬心,也是两啮合齿轮的绝对速度相等的重合点在齿轮1上的P点的绝对速度为Vp,由于齿轮1随同连杆BC一起作平动齿轮2绕圆心口转动,故齿轮2上P点的速度为P点为两齿轮的速度瞬心,故有： 即得 由上可知，增大Z2，能够提高平动齿轮传动的传动比.推荐单级平动齿轮传动比为17，100。整个系统的总传动比为: i=i12i343 各主要部件选择与选择电动机3.1 各部件的选择 齿轮： 分流齿轮选择圆柱斜齿轮 平动部分齿轮选择平动直圆柱齿轮 轴承： 支撑部分选择深沟球轴承 平动部分选择圆柱滚子轴承 联轴器：弹性联轴器3.2 电动机的选择通用的电动机为JZ与JZR型等三相交洗异步电动机，各类电动机的性能、使用

21、说Dj、型号与技术数据等见参考资料，选择电动机类型时，应使共性能与机器的工作状况大休相适应.由于三相异步电动机和其它型式的电动机比较，有下列优点：构造简单、价格低廉、维护方便、可直接接于三相交流电，因此，在工业上应用最为广泛，设计时应考虑优先选用。工作机所需有效功率为Pw8kw圆柱齿轮传动(7级精度)效率(两对)为10.962球轴承传动效率(四对)为20.998弹性联轴器传动效率(两个)取30.9932带传动效率4=0.97电动机输出有效功率：查得型号Y160M-4封闭式三相异步电动机参数如下：额定功率kW=11kw满载转速r/min=1460r/min满载时效率%=88%满载时输出功率为 选

22、用型号Y160M-4封闭式三相异步电动机。4减速器的整体设计4.1传动比的分配由传动方案设计，拟定以下数据：齿轮齿数Z=80， 外齿轮为齿数Z=78， 分流齿轮传动比为i=2， 总传动比i=80.4.2传动的运动与动力参数计算设：从电动机到输出轴分别为0轴、1轴、2轴、3轴、4轴；对应于各轴的转速分别为 、 、 、 、 ；对应于0轴的输出功率和其余各轴的输入功率分别为 、 、 、 、 ；对应于0轴的输出转矩和其余名轴的输入转矩分别为 、 、 、 、 ；相邻两轴间的传动比分别为 、 、 、 ；相邻两轴间的传动效率分别为 、 、 、 .表4-1轴号电动机分流式平动减速器工作机O轴1轴2轴3轴4轴转

23、速n(r/min)n0=1460n1=1460n2=730n3=16.22n4=16.22功率P(kw)P0=8.81P1=8.75P2=8.40P3=8.06P4=8转矩T(Nm)T0=57.6T1=57.2T2=109.9T3=4745.6T4=4710.2两轴联接联轴器齿轮齿轮联轴器传动比 ii01=1i12=2i23=45i34=1传动效率01=0.99312=0.9623=0.9634=0.9934.3齿轮的设计计算4.3.1分流齿轮的设计计算 （1）选用圆柱斜齿轮传动。 （2）选用级精度。 （3）材料选择小齿轮材料为（调质），硬度为，大齿轮材料为钢（调质），硬度为HBS，二者材料硬

24、度差为HBS。 （4）选小齿轮齿数130，大齿轮齿数2121230=60,取Z2=60.选取螺旋角，初选螺旋角按式（10-21）试算，即 （10-21） （5）确定公式的各计算数值试选由图10-30，选取区域系数由图10-26查得计算小齿轮传递的转矩由表10-7选取齿宽系数由表10-6查得材料的弹性影响系数由图10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限由式10-13计算应力循环次数由图10-19查得接触疲劳强度寿命系数计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为S=1，由式10-12得 （6）计算试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得计算圆周速度计算齿宽与模数计

25、算纵向重合度计算载荷系数K 且已知使用系数根据，级精度，由图10-8查得动载荷系数.由表10-4查得由图10-13查得假定，由表10-3查得故载荷系数按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10得计算模数由式10-177）确定计算参数计算载荷系数根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数计算当量齿数查取齿形系数由表10-5查得查取应力校正系数由表10-5查得由图10-20查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限 大齿轮的弯曲疲劳强度极限由图10-18查得弯曲疲劳强度寿命系数计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S1.4，由式10-12得计算大小齿轮的大齿轮的数据大.（8）设计计算对比计算

26、结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取2.0mm，已可满足弯曲强度.但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数.于是由取，则计算中心距将中心距圆整为87mm按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数、等不必修正.计算大、小齿轮的分度圆直径计算大、小齿轮的齿根圆直径计算齿轮宽度圆整后取；合适.4.3.2 平动齿轮的设计计算 （1）选用级精度. （2）由表10-1选择齿轮材料为钢（调质），硬度为HBS.选外齿轮齿数，齿轮齿数.由设计计算公式10-9进行试算，即（3）确定公式各计算数值试选载荷系数计算齿轮传递的转矩由表10

27、-7选取齿宽系数由表10-6查得材料的弹性影响系数由图10-21按齿面硬度查得齿轮的接触疲劳强度极限外齿轮的接触疲劳强度极限由式10-13计算应力循环次数由图10-19查得接触疲劳强度寿命系数计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为S=1，由式10-12得（4）计算试算齿轮分度圆直径，代入中的较小值计算圆周速度v计算齿宽计算齿宽与齿高之比模数齿高计算载荷系数K根据，级精度，由图10-8查得动载荷系数假设，由表10-3查得由表10-2查得使用系数由表10-4查得由图10-28查得故载荷系数按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a得计算模数m由式10-5得弯曲强度的设计公式

28、为:（5）确定公式的计算数值由图10-18c查得齿轮的弯曲疲劳强度极限外齿轮的弯曲疲劳强度极限由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数计算弯曲疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数为S=1，由式10-12得计算载荷系数查取齿形系数由表10-5查得查取应力校正系数由表10-5查得计算外齿轮的，并比较 得大齿轮的数据大.（6）设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m小于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，可取有弯曲强度算得的模数3.03，并就近圆整为标准值m3.0mm。按接触强度算得的分度圆直径算出齿轮齿数取外齿轮齿数计算分度圆直径计算齿根圆直径计算中心距 因为齿轮平动中心距为e=3mm计算齿宽取

29、合适.注： 机械设计第八版 濮良贵，纪名刚主编.4.4轴的设计计算4.4.1 输入轴的设计计算图4.1 输入轴（1）输入轴上的功率（2）求作用在车轮上的力（3）初定轴的最小直径选轴的材料为钢，调质处理.根据表15-3，取于是由式15-2初步估算轴的最小直径。这是安装联轴器处轴的最小直径，由于此处开键槽，校正值，联轴器的计算转矩 查表14-1取，则。查机械设计手册（软件版），选用GB5014-1985中的HL1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为16000N.半联轴器的孔径，轴孔长度L32,J型轴孔,C型键,联轴器主动端的代号为HL1 24*32 GB5014-1985,相应地,轴段1的直径,轴段1的

30、长度应比联轴器主动端轴孔长度略短,故取。（4）轴的结构设计 拟定轴上零件的装配方案（见前图）. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度. 为满足半联轴器的轴向定位要求，轴段右端需制处一轴肩，轴肩高度,故取圆柱套筒的直径。初选型号6006的深沟球轴承参数如下：基本额定动载荷基本额定静载荷故 轴段4的长度与轴承宽度一样,故取。 轴段3上固结齿轮,且应略大与,可取.齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,已知齿宽,故取取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得,。 键连接.联轴器：选单圆头平键 键C 8*28 GB1095-1979 t=4mm h=7mm （5）轴的受力分析 画轴的受力简图图4.

31、2 轴的受力图 计算支承反力在水平面上在垂直面上 故 总支承反力 画弯矩图故 画转矩图（6） 校核轴的强度C剖面左侧，因弯矩大，有转矩，还有键槽引起的应力集中，故C剖面左侧为危险剖面 轴的材料为45刚 , 调质处理. 由 表 15-1 查得 ,. 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数与按附表3-2查取.因 , ,经插值后可查得 又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为:故有应力集中系数按式(附3-4) 为:由附图3-2得尺寸系数由附图3-3得扭转尺寸系数由附图3-4得 轴未经表面强化处理,即,则按式3-12与3-12a得综合系数值为:由3-1与3-2得碳钢的特性系数, 取, 取于是,计算安全系

32、数值,按式(15-6)(15-8) 则得: 故安全.（7 ）按弯矩合成应力校核轴的强度对于单向转动的转轴,通常转矩按脉动循环处理,故取折合系数,则查表15-1得=60mpa,因此,故安全。（8 ）校核键连接强度联轴器: 查表得.故强度足够.（9） 校核轴承寿命轴承载荷 轴承1 径向: 轴向: 轴承2 径向: 轴向:因此,轴承1为受载较大的轴承,按轴承1计算按表13-6,取按表13-5注1,对深沟球轴承取,则相对轴向载荷为 在表13-5中介于1.031.38之间,对应的e值为0.280.3,Y值为1.551.45线性插值法求Y值 故 查表13-3得预期计算寿命.4.4.2 曲轴的设计计算图4.3

33、 曲轴图（1）中间轴上的功率转矩（2）求作用在车轮上的力高速大齿轮:外齿轮: （3）初定轴的最小直径选轴的材料为钢，调质处理。根据表15-3，取于是由式15-2初步估算轴的最小直径这是轴的最小直径,取轴段1的直径 考虑到轴承的标准件取。（4）轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案（见前图）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度.初选型号7306的角接触球轴承，参数如下：基本额定动载荷基本额定静载荷 故 轴段6的长度与轴承宽度一样,故取。 初选型号N207E的圆柱滚子轴承，参数如下：基本额定动载荷基本额定静载荷。 轴段2和轴段4上安装齿轮,轴段2和轴段4是通过圆柱滚子轴承与外齿轮配合，由原理可知偏

34、心轴处 e= （其中d1和d2分别是外齿轮的分度圆直径）。根据原理图分析得出：轴段2和轴段4直径相等，且它们传递的扭矩和轴段1相等，设轴段2和4直径分别为d2 =d4 d1 由（2）求出e=3 所以d2 =d4= d1+2e=36 d3=d1+4e=42。由轴段2和轴段4的直径，经查表简明机械设计手册选用N206E 安装尺寸 基本额定动载荷 基本额定静载荷 故 轴段3直径 取 。取套筒的长度为L=12 直径D=d1 =30,取轴承上靠近机体壁的端面与机体壁见的距离S=4mm,取分离齿轮的轴端长度为26mm ，分流齿轮右端面离曲轴右端面距离为6mm故取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得, 键连接.分

35、流齿轮：选普通平键 键 12*50 GB1095-1979 t=5mm h=8mm （5）轴的受力分析画轴的受力简图图4.4 轴的受力简图计算支承反力在水平面上 在垂直面上 故总支承反力画弯矩图故 （6）校核轴的强度低速小齿轮剖面，因弯矩大，有转矩，还有键槽引起的应力集中，故低速小齿轮剖面为危险剖面轴的材料为45刚 , 调质处理. 由 表 15-1 查得,. 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数与按附表3-2查取.因 , ,经插值后可查得 又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为 故有应力集中系数按式(附3-4) 为:由附图3-2得尺寸系数由附图3-3得扭转尺寸系数由附图3-4得 轴未经表面强

36、化处理,即,则按式3-12与3-12a得综合系数值为:由3-1与3-2得碳钢的特性系数, 取, 取于是,计算安全系数值,按式(15-6)(15-8) 则得 故安全（7）按弯矩合成应力校核轴的强度对于单向转动的转轴,通常转矩按脉动循环处理,故取折合系数,则查表15-1得=60mpa,因此,故安全.（8）校核键连接强度高速齿轮: 查表得.故强度足够.低速齿轮: 查表得.故强度足够.（9） 校核轴承寿命轴承载荷 轴承1 径向: 轴向: 轴承2 径向: 轴向:因此,轴承1为受载较大的轴承,按轴承1计算,查表13-5得X=1,Y=0,按表13-6,取,故,查表13-3得预期计算寿命。注： 机械设计第八版

37、 濮良贵，纪名刚主编.4.4.3 输出轴的设计计算图4.5 输出轴图（1）输出轴上的功率转矩（2）求作用在车轮上的力（3）初定轴的最小直径选轴的材料为钢，调质处理.根据表15-3，取于是由式15-2初步估算轴的最小直径这是安装联轴器处轴的最小直径，齿轮与轴固结在一起，取联轴器的计算转矩 查表14-1取，则。查机械设计手册（软件版），选用GB5014-1985中的HL11型弹性柱销联轴器，其公称转矩为4000N.半联轴器的孔径，轴孔长度L132,J型轴孔,C型键,联轴器主动端的代号为HL4 55*84 GB5014-1985,相应地,轴段1的直径,轴段1的长度应比联轴器主动端轴孔长度略短,故取。

38、（4）轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案（见前图）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为满足半联轴器的轴向定位要求，1-2轴段右端需制处一轴肩，轴肩高度,故取段的直径。轴段3直径略小于轴段2，轴段4与啮合齿轮相固结，深沟球轴承安装于轴段4上。 初选型号6320的深沟球轴承，参数如下：故 轴段4的长度与轴承宽度一样,故取 轴承右端用肩固定,由此可确定轴段5的直径, 轴肩高度,取,故取。 为减小应力集中,并考虑轴承的拆卸,轴段3的直径应根据6313深沟球轴承的定位轴肩直径确定, 即。 轴段2处与法兰盘与密封圈配合,要满足装配的长度即可. 取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得, 键连接.联轴器：选单

39、圆头平键 键C 10*80 GB1095-1979 t=6mm h=10mm 轴固结齿轮，由设计取壳体的厚度D1=40mm D2=30mm 取。（5）轴的受力分析画轴的受力简图计算支承反力在水平面上 在垂直面上 图4.6 轴的受力图总支承反力 画弯矩图 故 （6）校核轴的强度 C剖面左侧，因弯矩大，有转矩，还有键槽引起的应力集中，故C剖面左侧为危险剖面 轴的材料为45刚 , 调质处理. 由 表 15-1 查得 ,.截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数与按附表3-2查取.因 , ,经插值后可查得,又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为,故有应力集中系数按式(附3-4) 为：由附图3-2得尺寸系

40、数由附图3-3得扭转尺寸系数由附图3-4得 轴未经表面强化处理,即,则按式3-12与3-12a得综合系数值为由3-1与3-2得碳钢的特性系数, 取, 取于是,计算安全系数值,按式(15-6)(15-8) 则得 故安全 （7）按弯矩合成应力校核轴的强度对于单向转动的转轴,通常转矩按脉动循环处理,故取折合系数,则查表15-1得=60mpa,因此,故安全.（8）校核键连接强度联轴器: 查表得.故强度足够.齿轮: 查表得.故强度足够。（9）校核轴承寿命,查表13-5得X=1,Y=0按表13-6,取,故,查表13-3得预期计算寿命。注： 机械设计第八版 濮良贵，纪名刚主编.5 润滑与密封5.1润滑方式的

41、选择 减速器中齿轮、蜗轮、蜗杆等传动件以与轴承在工作时都需要良好的润滑。因为润滑脂承受的负荷能力较大、粘附性较好、不易流失，齿轮靠机体油的飞溅润滑I，II，III轴的速度因子，查机械设计手册可选用钠基润滑剂2号。5.2密封方式的选择减速器需要密封的部位一般有轴伸出处、轴承室侧、箱体接合面和轴承盖、检查孔和排油孔接合面等处。(1)轴伸出处的密封由于I，II，III轴与轴承接触处的线速度，所以采用毡圈密封。毡圈式密封利用矩形截面的毛毡圈嵌入梯形槽中所产生的对轴的压紧作用，获得防止润滑油漏出和外界杂质、灰尘等侵入轴承室的密封效果.用压板压在毛毡圈上，便于调整径向密封力和更换毡圈.毡圈式密封简单、价廉

42、，但对轴颈接触面的摩擦较严重，主要用于脂润滑以与密封处轴颈圆周速度较低(一般不超过45ms)的油润滑。(2)箱盖与箱座接合面的密封在箱盖与箱座接合面上涂密封胶密封最为普遍，也有在箱座接合面上同时开回油沟，让渗入接合面间的油通过回油沟与回油道流回箱油池以增加密封效果。(3)其他部位的密封检查孔盖板、排油螺塞、油标与箱体的接合面间均需加纸封油垫或皮封油圈。螺钉式轴承端盖与箱体之间需加密封垫片，嵌入式轴承端盖与箱体间常用O形橡胶密封圈密封防漏。5.3润滑油的选择 因为该减速器属于一般减速器，查机械手册可选用中负载工业齿轮油N200号润滑，轴承选用ZGN-2润滑。 机器的润滑不仅关系着机器的正常工作，

43、而且直接影响着机器的寿命，与时充分的润滑对设备安全和延长使用寿命具有寿命具有重大意义.因此必须与时地更换和补充润滑油。润滑油的材质必须符合要求，且不得混入灰尘、污物、铁屑与水等杂质。6 箱体结构尺寸6.1箱体的结构尺寸目的分析过程结论机底座壁厚=0.025a+530mm机盖壁厚11=0.025a+520mm机座凸缘壁厚b=1.512mm机盖凸缘壁厚b1=1.5112mm机座底凸缘壁厚b2=2.54mm地脚螺钉直径df =0.036a+1216.3mm地脚螺钉数目a1.224mm齿轮端面与箱体壁距离2 .0220mm支撑盘的直径D=98mm98mm支撑盘的轴孔直径d152 mm表6-1 箱体的结

44、构尺寸表7 设计总结 读了四年的大学，然而大多数人对本专业的认识还是不够,在大二期末学院曾为我们组织了两个星期的见习，但由于当时所学知识涉与本专业知识不多，所看到的东西与本专业很难联系起来,所以对本专业掌握并不是很理想。 去年暑假,学院为了使我们更多了解机电产品、设备，提高对机电工程制造技术的认识，加深机电在工业各领域应用的感性认识，开阔视野，了解相关设备与技术资料，熟悉典型零件的加工工艺，特意安排了我们到几个拥有较多类型的机电一体化设备，生产技术较先进的工厂进行生产操作实习。这几次的实习对我的毕业设计很有帮助，让我对机械方面的实体有了初步的了解，使得我在以后的设计中少走很多弯路。 通过翻阅资

45、料、上网搜集等手段，我了解到毕业设计平动大传动比减速器的一些资料，90年代初期，国出现的三环（齿轮）减速器，是一种外平动齿轮传动的减速器，它可实现较大的传动比，传递载荷的能力也大。它的体积和重量都比定轴齿轮减速器轻，结构简单，效率亦高。由于该减速器的三轴平行结构，故使功率/体积（或重量）比值仍小.且其输入轴与输出轴不在同一轴线上，这在使用上有许多不便。理工大学研制成功的，平动齿轮减速器，不仅具有三环减速器的优点外，还有着大的功率/重量（或体积）比值，以与输入轴和输出轴在同一轴线上的优点，处于国领先地位.国有少数高等学校和厂矿企业对平动齿轮传动中的某些原理做些研究工作，发表过一些研究论文，在利用

46、摆线齿轮作平动减速器开展了一些工作。二、平动齿轮减速器工作原理简介,平动齿轮减速器是指一对齿轮传动中，一个齿轮在平动发生器的驱动下作平面平行运动，通过齿廓间的啮合，驱动另一个齿轮作定轴减速转动，实现减速传动的作用.平动发生器可采用平行四边形机构，或正弦机构或十字滑块机构。本成果采用平行四边形机构作为平动发生器.平动发生器可以是虚拟的采用平行四边形机构，也可以是实体的采用平行四边形机构.有实用价值的平动齿轮机构为啮合齿轮机构，因此又可以分为齿轮作平动运动和外齿轮作平动运动两种情况.外平动齿轮减速机构，其齿轮作平动运动，驱动外齿轮并作减速转动输出.该机构亦称三环（齿轮）减速器.由于齿轮作平动，两曲

47、柄中心设置在齿轮的齿圈外部，故其尺寸不紧凑，不能解决体积较大的问题。平动齿轮减速，其外齿轮作平动运动，驱动齿轮作减速转动输出。由于外齿轮作平动，两曲柄中心能设置在外齿轮的齿圈部，大大减少了机构整体尺寸。由于平动齿轮机构传动效率高、体积小、输入输出同轴线，故由广泛的应用前景.。三、本项目的技术特点与关键技术： 1.本项目的技术特点,本新型的平动齿轮减速器与国外已有的齿轮减速器相比较，有如下特点：（1）传动比围大，自I=10起，最大可达几千.若制作成大传动比的减速器，则更显示出本减速器的优点。（2）传递功率围大：并可与电动机联成一体制造。（3）结构简单、体积小、重量轻.比现有的齿轮减速器减少1/3

48、左右。（4）机械效率高.啮合效率大于95%，整机效率在85%以上，且减速器的效率将不随传动比的增大而降低，这是别的许多减速器所不与的。（5）本减速器的输入轴和输出轴是在同一轴线上。2.本项目的关键技术：平动齿轮减速器是由齿轮Z2、外齿轮Z1和平行四边形机构组合而成的。它的传动原理是：电机输入旋转运动，外齿轮作平行移动，其圆心的运动轨迹是一个圆，与之啮合的齿轮则作定轴转动。因为外齿轮作平行移动，所以称谓平动齿轮机构.齿轮的平行移动需要有辅助机构帮助实现的，可采用（612副）销轴、滚子作为虚拟辅助平动机构，也可以采用偏心轴作为实体辅助平动机构。平动齿轮减速器的关键技术和关键工艺是组成平行四边形构件

49、的尺寸计算与其要求的加工精度、轮齿主要参数的选择.这些因数都将影响传动的能力和传动的质量.总的说，组成本减速器的各零部件都要求有较高的精度，它们将决定着减速器的整体传动质量.3.本项目的概况本项目已获得中国实用新型专利，本项目自1995年试制出第一台样机后，陆续与一些厂矿合作，设计了下面几种不同功率、不同传动比的减速器.我的设计是传动比在50-100之间，输出功率为8Kw的平动减速器，同时参考了理工大学的相关资料。 毕业设计答辩的日子即将到来，几个月的的艰辛和努力都融化在这些文字和图纸中。设计任务基本完成了，接下来就是验证我的成果,所以一颗悬着的心还是不能平静下来。设计中的不足不得不让自己汗颜

50、。不过，很庆幸有一个很好的机会让老师指正我的设计问题，彼此交流经验成果.三个月的时间，一路走来，坎坷起伏，由刚开始的无从落手到洋洋撒撒，总是只有经历才会理解，然后逐渐领悟，最终熟练掌握.现在自己还是能感受到开学初，任务书下来的时候自己在图书馆里面借出的几本超大部头的参考书的心情，那是夹杂着担心和兴奋的情绪.这样还不够，我还借助网络的强大搜索功能寻找相关的设计资料。在浩瀚的书库里面找相关的资料，填写开题报告，明确设计方向和任务，在老师的悉心知道下有条不紊的展开自己的设计，完善自己的专业知识。 为期一个学期的毕业设计已接近尾声了，我的四年大学生涯也即将圈上一个句号.此刻我的心中却有些怅然若失，因为那些熟悉的机械工程学院的恩师们和各位可爱的同学们，我们也即将挥手告别了.值此论文完成之际，心中充满了一片感激之情，在整个论文完成的过程中得到了我的导师伟明老师的精心指导，在此要向他致以最崇敬的感.老师总是在百忙之中抽出时间来为我们解答论文设计过程中的疑惑，我之所以选择老师作为我的导师完全是由于他平易近人的生活作风和高深的学术造诣，他们严谨细致、一丝不苟的作风一直是我工作、学习中的榜样；他们循循善诱的教导和不拘一格的