1、編號無錫太湖學院畢業設計（論文）題目： 平動式大傳動比減速器的設計 無錫太湖學院本科畢業設計誠 信 承 諾 書本人鄭重聲明：所呈交的畢業設計 平動式大傳動比減速器的設計 是本人在導師的指導下獨立進行研究所取得的成果，其內容除了在畢業設計中特別加以標注引用，表示致謝的內容外，本畢業設計不包含任何其他個人、集體已發表或撰寫的成果作品。 無錫太湖學院信 機系 機械工程及自動化 專業畢 業 設 計論 文 任 務 書一、題目及專題：1、題目 平動式大傳動比減速器的設計 2、專題 二、課題來源及選題依據 內平動齒輪減速器是一種新型的機械傳動裝置，它傳動比大，機械效率高，結構簡單，體積小，重量輕，能方便地與

2、電機配套使用，避免了減速器體積比電機體積大的現象。該減速器是一種節能型的機械傳動裝置，具有國際先進水平。傳動比可達到幾千；機械效率大于90%；運轉平衡性好，承載能力大，使用壽命長，體積小，重量輕，約為相似產品的1/3左右。 用于冶金、礦山、機械、機器人、航海、輕工、航空、軍工、紡織、化工、建筑等部門，亦可與各類電機直接聯接，作成伺服電機。 三、本設計（論文或其他）應達到的要求：1、分析內平動齒輪傳動的原理,提出由3根偏心軸作平動發生器的實用新型齒輪傳動機構一分流型內平動齒輪傳動,并推導其傳動比的計算公式. 2、主要零件部件的計算設計 3、裝置的裝配設計 四、接受任務學生： 機械91 班 姓名

3、呂晟煒 五、開始及完成日期：自2012年11月12日 至2013年5月25日六、設計（論文）指導（或顧問）：指導教師簽名 簽名 簽名教研室主任學科組組長研究所所長簽名 系主任 簽名2012年11月12日摘 要 分析內平動齒輪傳動的原理,提出由3 根偏心軸作平動發生器的實用新型齒輪傳動機構一分流型內平動齒輪傳動,并推導其傳動比的計算公式.主要零件部件的計算設計.裝置的裝配設計和主要零件的設計。 分析內平動齒輪傳動的原理，提出由3根偏心軸作平動發生器的實用新型齒輪傳動機構一分流型內平動齒輪傳動，并推導其傳動比的計算公式.分析發現，為平衡機構的慣性力，采用2(或3)片平動齒輪時，設計嚙合點相位差應取

4、180 (120)；輸入齒輪的齒數為3的倍數時，分流齒輪具有互換性；采用兩片平動齒輪且內外齒輪齒數差為偶數時，平動齒輪具有互換性；采用3片平動齒輪且內齒輪齒數為3的倍數時，平動齒輪具有互換性.給出了嚙合參數的編程計算方法.該新型傳動具有承載能力強、傳動比大(17300)、體積小、質量輕、輸入輸出同軸線、加工安裝簡單等優點，是一種節能型的機械傳動裝置，也是減速器的換代產品.有廣泛的應用前景。 關鍵詞 ：內平動齒輪傳動；少齒差齒輪副；傳動比abstract analysis of parallel move gear transmission principle, put forward by t

5、he 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. the main components of the calculation of design components . device design and assembly of major parts of the

6、design. analysis of parallel 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

7、 force, using 2 (or 3) pieces 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 in

8、terchange ability; with three 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 co

9、axial line, and simple installation 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目錄摘 要iabstractii目錄ii

10、i1 緒論11.1 平動減速器的發展概況11.2 市場需求分析11.3 本課題研究目的及意義以及國內外現狀分析及展望11.4 課題的主要內容及要求12 傳動方案及擬定32.1 平動嚙合的定義和分類32.2 內平動齒輪傳動工作原理32.4 分流式內平動齒輪傳動機構42.5 傳動比分析53 各主要部件選擇及選擇電動機73.1 各部件的選擇73.2 電動機的選擇74 減速器的整體設計84.1傳動比的分配84.2傳動的運動及動力參數計算84.3齒輪的設計計算84.3.1 分流齒輪的設計計算84.3.2 平動齒輪的設計計算124.4軸的設計計算154.4.1 輸入軸的設計計算154.4.2 曲軸的設計計

11、算194.4.3 輸出軸的設計計算245 潤滑與密封285.1潤滑方式的選擇285.2密封方式的選擇285.3潤滑油的選擇286 箱體結構尺寸296.1箱體的結構尺寸297 設計總結30致 謝32參 考 文 獻331 緒論1.1 平動減速器的發展概況 隨著科技技術的進步和發展，現代工業設備特別需要功率大 體積小 傳動比范圍大 效率高 承載能力強和使用壽命長的傳動裝置。因此，除了不斷改進材料品質 提高工藝水平外，還要在傳動原理和傳動結構上深入探討和創新，內平動齒輪傳動原理的出現就是一例。它由北京理工大學張春林教授等人最先提出，并設計出了內平動齒輪減速器試驗樣機。該減速器屬于節能型傳動裝置，除具有

12、三環減速器的優點外還有著大的功率與重量比值 輸入軸和輸出軸在同一軸線上 既可以減速還可以增速以及震動小等優點，處于國內領先地位。 最先提出平動齒輪這一概念的是德國人，他們提出了擺線針輪行星齒輪傳動原理。由于工藝和精度的限制，這種機構并沒有快速發展起來，直到擺線磨床的出現。近些年國外在平動齒輪傳動領域進行了一些新的研究，如日本住友重工研制的fa型高精度減速器和美國alan-newton公司研制的x y減速器，就利用了平動齒輪傳動的運動機理。 對平動齒輪傳動研究，我國處于相對領先的地位。目前，平動齒輪的理論研究 機構設計和實驗研究都取得了一些成果。例如：北京理工大學張春林教授 黃祖德教授等首次根據

13、該傳動的特點將其命名為平動齒輪傳動機構。并通過對平動齒輪傳動機構的運行機理進行分析研究，闡述了該機構的組成及機構變異方法，探討了平動齒輪機構傳動比和機械效率的計算方法，導出了計算公式，得出了平動齒輪機構效率與齒輪齒條傳動機構 效率相當的結論。此后又根據機構的組合原理 演繹原理和同性異性變異原理對內平動齒輪機構的基本型進行演化變異，設計出一種傳動比大，機械效率高 尺寸和重量小 結構緊湊 均載性好的新型平動此輪機構，并對平動齒輪傳動機構連續運動條件及重合度方面進行了深入研究。1.2 市場需求分析 用于冶金、礦山、機械、機器人、航海、輕工、航空、軍工、紡織、化工、建筑等部門，亦可與各類電機直接聯接，

14、作成伺服電機。1.3 本課題研究目的及意義以及國內外現狀分析及展望 內平動齒輪減速器是一種新型的機械傳動裝置，它傳動比大，機械效率高，結構簡單，體積小，重量輕，能方便地與電機配套使用，避免了減速器體積比電機體積大的現象。該減速器是一種節能型的機械傳動裝置，具有國際先進水平。傳動比可達到幾千；機械效率大于90%；運轉平衡性好，承載能力大，使用壽命長，體積小，重量輕，約為相似產品的1/3左右。1.4 課題的主要內容及要求 主要研究內容：提出由3根偏心軸作平動發生器的實用新型齒輪傳動機構一分流型內平動齒輪傳動，并推導其傳動比的計算公式。分析發現，為平衡機構的慣性力，采用2(或3)片平動齒輪時，設計嚙

15、合點相位差應取180。(120。)；輸入齒輪的齒數為3的倍數時，分流齒輪具有互換性；采用兩片平動齒輪且內外齒輪齒數差為偶數時，平動齒輪具有互換性；采用3片平動齒輪且內齒輪齒數為3的倍數時，平動齒輪具有互換性。給出了嚙合參數的編程計算方法。該新型傳動具有承載能力強、傳動比大(17300)、體積小、質量輕、輸入輸出同軸線、加工安裝簡單等優點，有廣泛的應用前景。2 傳動方案及擬定2.1 平動嚙合的定義和分類 在齒輪傳動中,一對相互嚙合的齒輪,其中一個定軸轉動,另一個做平動,稱之為平動嚙合,平動嚙合主要分為兩類:內平動和外平動。2.2 內平動齒輪傳動工作原理 內平動齒輪傳動機構中,外齒輪在平動發生器的

16、驅動下作平面運動,通過外齒輪與內齒輪齒廓間的嚙合,驅動內齒輪作定軸減速轉動,起到減速傳動的作用。如圖所示,圖2-1所示為內平動齒輪機構工作原理圖該機構的平動發生器為平行四邊形機構abcd,外齒輪l固接在平行四邊形機構的連桿bc的中心線上,當曲柄ab轉動時,它隨同連桿作平面運動,并驅動內齒輪2作減速轉動輸出。圖2.1 內平動原理示意圖2.3平動發生機構 3點確定唯一的一個平面，為能夠平穩地為平動齒輪提供動力，采用3個曲柄o1a，o2b，o3c驅動平動齒輪作平動，如圖2-2所示.圖2-2中，曲柄長度e與內齒輪副的中心距相等，o1a o2b o3c，o1o2 ab，0203 bc，o3o4 ca，構

17、成3個平行四邊形機構： o1abo2， o2bco3， o3caol.若采用單個平行四邊形機構作為平動發生器，單軸輸入時，另一軸會出現運動不確定現象.而采用這種結構不僅能優化各曲柄的受力，同時也能夠有效地避免出現曲柄的運動不確定。 圖2.2 平動發生機構原理圖 設曲柄02b作為主動件，另兩個曲柄為從動件，可當運動到圖2.2所示位置時，如果去掉曲柄01a，由機構學常識可知，此時曲柄03c處于運動不確定位置，但由于曲柄01a的存在，使得此時曲柄03c的運動十分明確：因平行四邊形機構口o1abo2不共線，曲柄01a作為從動件隨曲柄02b逆時針運動，在平行四邊形機構口o3cao1中，曲柄01a作為主動

18、件帶動曲柄03c作逆時針運動。所以，此結構可避免出現曲柄運動方向的不確定現象。在由原理機構向實用機構轉化時，可以用偏心軸實現曲柄的功能，因此，在實用的內平動齒輪傳動機構中，可以采用3根偏心軸共同驅動平動外齒輪。2.4 分流式內平動齒輪傳動機構 圖2.3中給出了分流型內平動齒輪傳動機構的結構簡圖，運動和轉矩由輸入軸輸入，輸入軸上固結輸入齒輪z.，zl帶動3個分流齒輪z2，z2通過鍵與偏心軸固連，3根偏心軸共同驅動2片或3片外齒輪z3作平面平行運動，平動外齒輪z3驅動與它相嚙合的內齒輪z4，輸出軸與z4固結在一起，輸出運動和轉矩。 圖2.3 分流型內平動齒輪傳動結構 由以上分析可知，在該傳動結構中

19、，功率流的傳遞路徑為：輸入功率經分流齒輪被分到3根偏心軸上，3根偏心軸共同驅動2片(或3片)平動齒輪做平動，平動齒輪共同驅動內齒輪輸出功率.采用2片平動齒輪時功率流路徑如圖4所示。 圖2.4 采用2片平動齒輪時功率流傳遞路徑 為優化各構件的受力狀況，使3根偏心軸的回轉中心位于一個正三角形的頂點(輸入齒輪上3個嚙合點的相位角為120).為有效平衡機構的慣性力和慣性力矩，保證傳動的靜平衡，減小振動，采用2片平動齒輪時，使2片平動齒輪的嚙合相位差為180，采用3片平動齒輪時，使3片平動齒輪的嚙合相位差為120。2.5 傳動比分析 圖2.5 內平動傳動比示意圖輸入齒輪z3與分流齒輪z4間的傳動比為：i

20、12=z2z1 (1)式中z1 z2分別為齒輪z3和z4的齒數。 作平動的構件上各點絕對速度處處相等,所以平動構件上的p點和b點的絕對速度相等p點是兩嚙合齒輪的速度瞬心,也是兩嚙合齒輪的絕對速度相等的重合點在齒輪1上的p點的絕對速度為vp,由于齒輪1隨同連桿bc一起作平動齒輪2繞圓心口轉動,故齒輪2上p點的速度為p點為兩齒輪的速度瞬心,故有： 即得 由上可知，增大z2，能夠提高平動齒輪傳動的傳動比.推薦單級平動齒輪傳動比為 17，100。整個系統的總傳動比為: i=i12i34 3 各主要部件選擇及選擇電動機3.1 各部件的選擇 齒輪： 分流齒輪選擇圓柱斜齒輪 平動部分齒輪選擇內平動直圓柱齒輪

21、 軸承： 支撐部分選擇深溝球軸承 內平動部分選擇圓柱滾子軸承 聯軸器：彈性聯軸器3.2 電動機的選擇 通用的電動機為jz及jzr型等三相交洗異步電動機，各類電動機的性能、使用說dj、型號及技術數據等見參考資料，選擇電動機類型時，應使共性能與機器的工作狀況大休相適應.由于三相異步電動機和其它型式的電動機比較，有下列優點：構造簡單、價格低廉、維護方便、可直接接于三相交流電，因此，在工業上應用最為廣泛，設計時應考慮優先選用。 工作機所需有效功率為pw8kw 圓柱齒輪傳動(7級精度)效率(兩對)為10.962 球軸承傳動效率(四對)為20.998 彈性聯軸器傳動效率(兩個)取30.9932 帶傳動效率

22、4=0.97 電動機輸出有效功率： 查得型號y160m-4封閉式三相異步電動機參數如下： 額定功率kw=11kw 滿載轉速r/min=1460r/min 滿載時效率%=88% 滿載時輸出功率為 選用型號y160m-4封閉式三相異步電動機。4 減速器的整體設計4.1 傳動比的分配 由傳動方案設計，擬定以下數據：內齒輪齒數z=80， 外齒輪為齒數z=78， 分流齒輪傳動比為i=2， 總傳動比i=80.4.2傳動的運動及動力參數計算 設：從電動機到輸出軸分別為0軸、1軸、2軸、3軸、4軸；對應于各軸的轉速分別為 、 、 、 、 ；對應于0軸的輸出功率和其余各軸的輸入功率分別為 、 、 、 、 ；對應

23、于0軸的輸出轉矩和其余名軸的輸入轉矩分別為 、 、 、 、 ；相鄰兩軸間的傳動比分別為 、 、 、 ；相鄰兩軸間的傳動效率分別為 、 、 、 .表4-1軸號電動機分流式內平動減速器工作機o軸1軸2軸3軸4軸轉速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轉矩t(nm)t0=57.6t1=57.2t2=109.9t3=4745.6t4=4710.2兩軸聯接聯軸器齒輪齒輪聯軸器傳動比 ii01=1i12=2i23=45i34=1傳動效率01=0.99312=0.9623=0.9

24、634=0.9934.3 齒輪的設計計算 4.3.1 分流齒輪的設計計算 （1）選用圓柱斜齒輪傳動。 （2）選用級精度。 （3）材料選擇小齒輪材料為（調質），硬度為，大齒輪材料為鋼（調質），硬度為hbs，二者材料硬度差為hbs。 （4）選小齒輪齒數130，大齒輪齒數2121230=60,取z2=60.選取螺旋角，初選螺旋角按式（10-21）試算，即 （10-21） （5）確定公式內的各計算數值 試選 由圖10-30，選取區域系數 由圖10-26查得 計算小齒輪傳遞的轉矩 由表10-7選取齒寬系數 由表10-6查得材料的彈性影響系數 由圖10-21按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的

25、接觸疲勞強度極限 由式10-13計算應力循環次數 由圖10-19查得接觸疲勞強度壽命系數 計算接觸疲勞強度許用應力取失效概率為，安全系數為s=1，由式10-12得 （6）計算 試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得 計算圓周速度 計算齒寬及模數計算縱向重合度計算載荷系數k 且已知使用系數根據，級精度，由圖10-8查得動載荷系數.由表10-4查得由圖10-13查得假定，由表10-3查得 故載荷系數按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由式10-10得計算模數由式10-177）確定計算參數計算載荷系數根據縱向重合度，從圖10-28查得螺旋角影響系數計算當量齒數查取齒形系數由表10-5查得查取應力校正

26、系數由表10-5查得由圖10-20查得，小齒輪的彎曲疲勞強度極限 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 由圖10-18查得彎曲疲勞強度壽命系數 計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數s1.4，由式10-12得 計算大小齒輪的大齒輪的數據大.（8）設計計算 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，取2.0mm，已可滿足彎曲強度.但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數.于是由取，則計算中心距將中心距圓整為87mm按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數、等不必修正.計算大、小齒輪的分度圓直徑計算大、小齒輪的齒根圓直徑計算齒

27、輪寬度圓整后取；合適. 4.3.2 平動齒輪的設計計算 （1）選用級精度. （2）由表10-1選擇齒輪材料為鋼（調質），硬度為hbs. 選外齒輪齒數，內齒輪齒數. 由設計計算公式10-9進行試算，即 （3）確定公式各計算數值 試選載荷系數 計算內齒輪傳遞的轉矩 由表10-7選取齒寬系數 由表10-6查得材料的彈性影響系數 由圖10-21按齒面硬度查得 內齒輪的接觸疲勞強度極限 外齒輪的接觸疲勞強度極限 由式10-13計算應力循環次數 由圖10-19查得接觸疲勞強度壽命系數 計算接觸疲勞強度許用應力取失效概率為，安全系數為s=1，由式10-12得 （4）計算 試算內齒輪分度圓直徑，代入中的較小值

28、計算圓周速度v 計算齒寬 計算齒寬與齒高之比 模數齒高 計算載荷系數k根據，級精度，由圖10-8查得動載荷系數假設，由表10-3查得由表10-2查得使用系數 由表10-4查得由圖10-28查得 故載荷系數 按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由式10-10a得 計算模數m 由式10-5得彎曲強度的設計公式為: （5）確定公式內的計算數值 由圖10-18c查得 內齒輪的彎曲疲勞強度極限 外齒輪的彎曲疲勞強度極限 由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數 計算彎曲疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數為s=1，由式10-12得 計算載荷系數 查取齒形系數 由表10-5查得 查取應力校正系數由表10-

29、5查得 計算內外齒輪的，并比較 得大齒輪的數據大.（6）設計計算 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m小于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，可取有彎曲強度算得的模數3.03，并就近圓整為標準值m3.0mm。 按接觸強度算得的分度圓直徑 算出內齒輪齒數取 外齒輪齒數 計算分度圓直徑 計算齒根圓直徑 計算中心距 因為齒輪平動中心距為e=3mm 計算齒寬 取合適.注： 機械設計第八版 濮良貴，紀名剛主編.4.4 軸的設計計算 4.4.1 輸入軸的設計計算圖4.1 輸入軸（1）輸入軸上的功率（2）求作用在車輪上的力（3）初定軸的最小直徑 選軸的材料為鋼，調質處理.根據表15-3，取于是由式15-2

30、初步估算軸的最小直徑。 這是安裝聯軸器處軸的最小直徑，由于此處開鍵槽，校正值，聯軸器的計算轉矩 查表14-1取，則。 查機械設計手冊（軟件版），選用gb5014-1985中的hl1型彈性柱銷聯軸器，其公稱轉矩為16000n.半聯軸器的孔徑，軸孔長度l32,j型軸孔,c型鍵,聯軸器主動端的代號為hl1 24*32 gb5014-1985,相應地,軸段1的直徑,軸段1的長度應比聯軸器主動端軸孔長度略短,故取。（4）軸的結構設計 擬定軸上零件的裝配方案（見前圖）. 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度. 為滿足半聯軸器的軸向定位要求，軸段右端需制處一軸肩，軸肩高度,故取圓柱套筒的直徑。初選型號6

31、006的深溝球軸承參數如下： 基本額定動載荷 基本額定靜載荷故 軸段4的長度與軸承寬度相同,故取。 軸段3上固結齒輪,且應略大與,可取.齒輪左端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪左端面上,已知齒寬,故取取齒輪齒寬中間為力作用點,則可得,。 鍵連接.聯軸器：選單圓頭平鍵 鍵c 8*28 gb1095-1979 t=4mm h=7mm （5）軸的受力分析 畫軸的受力簡圖圖4.2 軸的受力圖 計算支承反力 在水平面上在垂直面上 故 總支承反力 畫彎矩圖 故 畫轉矩圖（6） 校核軸的強度 c剖面左側，因彎矩大，有轉矩，還有鍵槽引起的應力集中，故c剖面左側為危險剖面 軸的材料為45剛 , 調質處理. 由

32、表 15-1 查得 ,. 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數及按附表3-2查取.因 , ,經插值后可查得 又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數為: 故有應力集中系數按式(附3-4) 為: 由附圖3-2得尺寸系數由附圖3-3得扭轉尺寸系數 由附圖3-4得 軸未經表面強化處理,即,則按式3-12及3-12a得綜合系數值為: 由3-1及3-2得碳鋼的特性系數 , 取 , 取 于是,計算安全系數值,按式(15-6)(15-8) 則得: 故安全.（7 ）按彎矩合成應力校核軸的強度 對于單向轉動的轉軸,通常轉矩按脈動循環處理,故取折合系數,則 查表15-1得=60mpa,因此,故安全。（8 ）校核鍵連

33、接強度聯軸器: 查表得.故強度足夠.（9） 校核軸承壽命 軸承載荷 軸承1 徑向: 軸向: 軸承2 徑向: 軸向: 因此,軸承1為受載較大的軸承,按軸承1計算 按表13-6,取按表13-5注1,對深溝球軸承取,則相對軸向載荷為 在表13-5中介于1.031.38之間,對應的e值為0.280.3,y值為1.551.45線性插值法求y值 故 查表13-3得預期計算壽命. 4.4.2 曲軸的設計計算圖4.3 曲軸圖（1）中間軸上的功率轉矩（2）求作用在車輪上的力 高速大齒輪: 外齒輪: （3）初定軸的最小直徑選軸的材料為鋼，調質處理。根據表15-3，取于是由式15-2初步估算軸的最小直徑這是軸的最小

34、直徑,取軸段1的直徑 考慮到軸承的標準件取。（4）軸的結構設計 擬定軸上零件的裝配方案（見前圖） 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度. 初選型號7306的角接觸球軸承，參數如下：基本額定動載荷基本額定靜載荷 故 軸段6的長度與軸承寬度相同,故取。 初選型號n207e的圓柱滾子軸承，參數如下：基本額定動載荷基本額定靜載荷。 軸段2和軸段4上安裝齒輪,軸段2和軸段4是通過圓柱滾子軸承與外齒輪配合，由原理可知偏心軸處 e= （其中d1和d2分別是內外齒輪的分度圓直徑）。 根據原理圖分析得出：軸段2和軸段4直徑相等，且它們傳遞的扭矩和軸段1相等，設軸段2和4直徑分別為d2 =d4 d1 由（2）

35、求出e=3 所以d2 =d4= d1+2e=36 d3=d1+4e=42。 由軸段2和軸段4的直徑，經查表簡明機械設計手冊選用n206e 安裝尺寸 基本額定動載荷 基本額定靜載荷 故 軸段3直徑 取 。 取套筒的長度為l=12 直徑d=d1 =30,取軸承上靠近機體內壁的端面與機體內壁見的距離s=4mm,取分離齒輪的軸端長度為26mm ，分流齒輪右端面離曲軸右端面距離為6mm故 取齒輪齒寬中間為力作用點,則可得, 鍵連接. 分流齒輪：選普通平鍵 鍵 12*50 gb1095-1979 t=5mm h=8mm （5）軸的受力分析 畫軸的受力簡圖圖4.4 軸的受力簡圖計算支承反力 在水平面上 在垂

36、直面上 故 總支承反力 畫彎矩圖 故 （6）校核軸的強度 低速小齒輪剖面，因彎矩大，有轉矩，還有鍵槽引起的應力集中，故低速小齒輪剖面為危險剖面 軸的材料為45剛 , 調質處理. 由 表 15-1 查得,. 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數及按附表3-2查取.因 , ,經插值后可查得 又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數為 故有應力集中系數按式(附3-4) 為: 由附圖3-2得尺寸系數由附圖3-3得扭轉尺寸系數 由附圖3-4得 軸未經表面強化處理,即,則按式3-12及3-12a得綜合系數值為: 由3-1及3-2得碳鋼的特性系數 , 取 , 取 于是,計算安全系數值,按式(15-6)(15-

37、8) 則得 故安全（7）按彎矩合成應力校核軸的強度 對于單向轉動的轉軸,通常轉矩按脈動循環處理,故取折合系數,則 查表15-1得=60mpa,因此,故安全.（8）校核鍵連接強度 高速齒輪: 查表得.故強度足夠. 低速齒輪: 查表得.故強度足夠.（9） 校核軸承壽命 軸承載荷 軸承1 徑向: 軸向: 軸承2 徑向: 軸向: 因此,軸承1為受載較大的軸承,按軸承1計算,查表13-5得x=1,y=0,按表13-6,取,故,查表13-3得預期計算壽命。注： 機械設計第八版 濮良貴，紀名剛主編.4.4.3 輸出軸的設計計算圖4.5 輸出軸圖（1）輸出軸上的功率轉矩（2）求作用在車輪上的力（3）初定軸的最

38、小直徑 選軸的材料為鋼，調質處理.根據表15-3，取于是由式15-2初步估算軸的最小直徑這是安裝聯軸器處軸的最小直徑，內齒輪與軸固結在一起，取聯軸器的計算轉矩 查表14-1取，則。 查機械設計手冊（軟件版），選用gb5014-1985中的hl11型彈性柱銷聯軸器，其公稱轉矩為4000n.半聯軸器的孔徑，軸孔長度l132,j型軸孔,c型鍵,聯軸器主動端的代號為hl4 55*84 gb5014-1985,相應地,軸段1的直徑,軸段1的長度應比聯軸器主動端軸孔長度略短,故取。（4）軸的結構設計 擬定軸上零件的裝配方案（見前圖） 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度為滿足半聯軸器的軸向定位要求，1

39、-2軸段右端需制處一軸肩，軸肩高度,故取段的直徑。 軸段3直徑略小于軸段2，軸段4與內嚙合齒輪相固結，深溝球軸承安裝于軸段4上。 初選型號6320的深溝球軸承，參數如下： 故 軸段4的長度與軸承寬度相同,故取 軸承右端用肩固定,由此可確定軸段5的直徑, 軸肩高度,取,故取。 為減小應力集中,并考慮軸承的拆卸,軸段3的直徑應根據6313深溝球軸承的定位軸肩直徑確定, 即 。 軸段2處與法蘭盤及密封圈配合,要滿足裝配的長度即可. 取齒輪齒寬中間為力作用點,則可得, 鍵連接.聯軸器：選單圓頭平鍵 鍵c 10*80 gb1095-1979 t=6mm h=10mm 軸固結內齒輪，由設計取殼體的厚度d1

40、=40mm d2=30mm 取。（5）軸的受力分析 畫軸的受力簡圖 計算支承反力 在水平面上 在垂直面上 圖4.6 軸的受力圖 總支承反力 畫彎矩圖 故 （6）校核軸的強度 c剖面左側，因彎矩大，有轉矩，還有鍵槽引起的應力集中，故c剖面左側為危險剖面 軸的材料為45剛 , 調質處理. 由 表 15-1 查得 ,.截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數及按附表3-2查取.因 , ,經插值后可查得,又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數為,故有應力集中系數按式(附3-4) 為： 由附圖3-2得尺寸系數由附圖3-3得扭轉尺寸系數 由附圖3-4得 軸未經表面強化處理,即,則按式3-12及3-12a得綜合

41、系數值為 由3-1及3-2得碳鋼的特性系數 , 取 , 取 于是,計算安全系數值,按式(15-6)(15-8) 則得 故安全 （7）按彎矩合成應力校核軸的強度對于單向轉動的轉軸,通常轉矩按脈動循環處理,故取折合系數,則 查表15-1得=60mpa,因此,故安全. （8）校核鍵連接強度 聯軸器: 查表得.故強度足夠. 齒輪: 查表得.故強度足夠。（9）校核軸承壽命 ,查表13-5得x=1,y=0按表13-6,取,故,查表13-3得預期計算壽命。注： 機械設計第八版 濮良貴，紀名剛主編. 5 潤滑與密封5.1潤滑方式的選擇 減速器中齒輪、蝸輪、蝸桿等傳動件以及軸承在工作時都需要良好的潤滑。因為潤滑

42、脂承受的負荷能力較大、粘附性較好、不易流失，齒輪靠機體油的飛濺潤滑i，ii，iii軸的速度因子，查機械設計手冊可選用鈉基潤滑劑2號。5.2密封方式的選擇 減速器需要密封的部位一般有軸伸出處、軸承室內側、箱體接合面和軸承蓋、檢查孔和排油孔接合面等處。(1)軸伸出處的密封 由于i，ii，iii軸與軸承接觸處的線速度，所以采用氈圈密封。氈圈式密封 利用矩形截面的毛氈圈嵌入梯形槽中所產生的對軸的壓緊作用，獲得防止潤滑油漏出和外界雜質、灰塵等侵入軸承室的密封效果.用壓板壓在毛氈圈上，便于調整徑向密封力和更換氈圈.氈圈式密封簡單、價廉，但對軸頸接觸面的摩擦較嚴重，主要用于脂潤滑以及密封處軸頸圓周速度較低(

43、一般不超過45ms)的油潤滑。(2)箱蓋與箱座接合面的密封 在箱蓋與箱座接合面上涂密封膠密封最為普遍，也有在箱座接合面上同時開回油溝，讓滲入接合面間的油通過回油溝及回油道流回箱內油池以增加密封效果。(3)其他部位的密封 檢查孔蓋板、排油螺塞、油標與箱體的接合面間均需加紙封油墊或皮封油圈。螺釘式軸承端蓋與箱體之間需加密封墊片，嵌入式軸承端蓋與箱體間常用o形橡膠密封圈密封防漏。5.3潤滑油的選擇 因為該減速器屬于一般減速器，查機械手冊可選用中負載工業齒輪油n200號潤滑，軸承選用zgn-2潤滑。 機器的潤滑不僅關系著機器的正常工作，而且直接影響著機器的壽命，及時充分的潤滑對設備安全和延長使用壽命具

44、有壽命具有重大意義.因此必須及時地更換和補充潤滑油。潤滑油的材質必須符合要求，且不得混入灰塵、污物、鐵屑及水等雜質。6 箱體結構尺寸6.1箱體的結構尺寸目的分析過程結論機底座壁厚=0.025a+530mm機蓋壁厚11=0.025a+520mm機座凸緣壁厚b=1.512mm機蓋凸緣壁厚b1=1.5112mm機座底凸緣壁厚b2=2.54mm地腳螺釘直徑df =0.036a+1216.3mm地腳螺釘數目a1.224mm齒輪端面與箱體內壁距離2 .0220mm支撐盤的直徑d=98mm98mm支撐盤的軸孔直徑d152 mm表6-1 箱體的結構尺寸表7 設計總結 讀了四年的大學，然而大多數人對本專業的認識

45、還是不夠,在大二期末學院曾為我們組織了兩個星期的見習，但由于當時所學知識涉及本專業知識不多，所看到的東西與本專業很難聯系起來,所以對本專業掌握并不是很理想。 去年暑假,學院為了使我們更多了解機電產品、設備，提高對機電工程制造技術的認識，加深機電在工業各領域應用的感性認識，開闊視野，了解相關設備及技術資料，熟悉典型零件的加工工藝，特意安排了我們到幾個擁有較多類型的機電一體化設備，生產技術較先進的工廠進行生產操作實習。這幾次的實習對我的畢業設計很有幫助，讓我對機械方面的實體有了初步的了解，使得我在以后的設計中少走很多彎路。 通過翻閱資料、上網搜集等手段，我了解到畢業設計內平動大傳動比減速器的一些資

46、料，90年代初期，國內出現的三環（齒輪）減速器，是一種外平動齒輪傳動的減速器，它可實現較大的傳動比，傳遞載荷的能力也大。它的體積和重量都比定軸齒輪減速器輕，結構簡單，效率亦高。由于該減速器的三軸平行結構，故使功率/體積（或重量）比值仍小.且其輸入軸與輸出軸不在同一軸線上，這在使用上有許多不便。北京理工大學研制成功的，內平動齒輪減速器，不僅具有三環減速器的優點外，還有著大的功率/重量（或體積）比值，以及輸入軸和輸出軸在同一軸線上的優點，處于國內領先地位.國內有少數高等學校和廠礦企業對平動齒輪傳動中的某些原理做些研究工作，發表過一些研究論文，在利用擺線齒輪作平動減速器開展了一些工作。二、平動齒輪減速器工作原理簡介,平動齒輪減速器是指一對齒輪傳動中，一個齒輪在平動發生器的驅動下作平面平行運動，通過齒廓間的嚙合，驅動另一個齒輪作定軸減速轉動，實現減速傳動的作用.平動發生器可采用平行四邊形機構，或正弦機構或十字滑塊機構。本成果采用平行四邊形機構作為平動發生器.平動發生器可以是虛擬的采用平行四邊形機構，也可以是實體的采用平行四邊形機構.有