平動式大傳動比減速器的設計,平動式大傳動比減速器的設計,平動,傳動比,減速器,設計 無錫太湖學院 　信 機　系 　機械工程及自動化 　專業(yè) 畢 業(yè) 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(jù) 內(nèi)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(xiàn)象。該減速器是一種節(jié)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(chǎn)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(lián)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(nèi)平動齒輪傳動的原理,提出由3根偏心軸作平動發(fā)生器的實用新型齒輪傳動機構一分流型內(nèi)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 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 編號 無錫太湖學院 畢業(yè)設計（論文） 題目： 平動式大傳動比減速器的設計 信機 系 機械工程及自動化 專業(yè) 學 號： 　　　 0923013　　　　 學生姓名： 呂晟煒 指導教師： 　陳偉明 （職稱：教授 ） （職稱： ） 2013年5月25日 I 無錫太湖學院本科畢業(yè)設計 誠 信 承 諾 書 本人鄭重聲明：所呈交的畢業(yè)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(nèi)容除了在畢業(yè)設計中特別加以標注引用，表示致謝的內(nèi)容外，本畢業(yè)設計不包含任何其他個人、集體已發(fā)表或撰寫的成果作品。 班 級： 機械91 學 號： 0923013 作者姓名： 2013 年 5 月 25 日 無錫太湖學院 　信 機　系 　機械工程及自動化 　專業(yè) 畢 業(yè) 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(jù) 內(nèi)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(xiàn)象。該減速器是一種節(jié)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(chǎn)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(lián)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(nèi)平動齒輪傳動的原理,提出由3根偏心軸作平動發(fā)生器的實用新型齒輪傳動機構一分流型內(nèi)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 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(nèi)平動齒輪傳動的原理,提出由3 根偏心軸作平動發(fā)生器的實用新型齒輪傳動機構一分流型內(nèi)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(nèi)平動齒輪傳動的原理，提出由3根偏心軸作平動發(fā)生器的實用新型齒輪傳動機構一分流型內(nèi)平動齒輪傳動，并推導其傳動比的計算公式.分析發(fā)現(xiàn)，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180° (120°)；輸入齒輪的齒數(shù)為3的倍數(shù)時，分流齒輪具有互換性；采用兩片平動齒輪且內(nèi)外齒輪齒數(shù)差為偶數(shù)時，平動齒輪具有互換性；采用3片平動齒輪且內(nèi)齒輪齒數(shù)為3的倍數(shù)時，平動齒輪具有互換性.給出了嚙合參數(shù)的編程計算方法.該新型傳動具有承載能力強、傳動比大(17—300)、體積小、質量輕、輸入輸出同軸線、加工安裝簡單等優(yōu)點，是一種節(jié)能型的機械傳動裝置，也是減速器的換代產(chǎn)品.有廣泛的應用前景。 關鍵詞 ：內(nèi)平動齒輪傳動；少齒差齒輪副；傳動比 Abstract Abstract 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. The main components of the calculation of design components . Device design and assembly of major parts of the 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 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 interchange 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 coaxial 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 I Abstract II 目錄 III 1 緒論 1 1.1 平動減速器的發(fā)展概況 1 1.2 市場需求分析 1 1.3 本課題研究目的及意義以及國內(nèi)外現(xiàn)狀分析及展望 1 1.4 課題的主要內(nèi)容及要求 1 2 傳動方案及擬定 3 2.1 平動嚙合的定義和分類 3 2.2 內(nèi)平動齒輪傳動工作原理 3 2.4 分流式內(nèi)平動齒輪傳動機構 4 2.5 傳動比分析 5 3 各主要部件選擇及選擇電動機 7 3.1 各部件的選擇 7 3.2 電動機的選擇 7 4 減速器的整體設計 8 4.1傳動比的分配 8 4.2傳動的運動及動力參數(shù)計算 8 4.3齒輪的設計計算 8 4.3.1 分流齒輪的設計計算 8 4.3.2 平動齒輪的設計計算 12 4.4軸的設計計算 15 4.4.1 輸入軸的設計計算 15 4.4.2 曲軸的設計計算 19 4.4.3 輸出軸的設計計算 24 5 潤滑與密封 28 5.1潤滑方式的選擇 28 5.2密封方式的選擇 28 5.3潤滑油的選擇 28 6 箱體結構尺寸 29 6.1箱體的結構尺寸 29 7 設計總結 30 致 謝 32 參 考 文 獻 33 1 平動式大傳動比減速器 1 緒論 1.1 平動減速器的發(fā)展概況 隨著科技技術的進步和發(fā)展，現(xiàn)代工業(yè)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(chuàng)新，內(nèi)平動齒輪傳動原理的出現(xiàn)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(nèi)平動齒輪減速器試驗樣機。該減速器屬于節(jié)能型傳動裝置，除具有三環(huán)減速器的優(yōu)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(yōu)點，處于國內(nèi)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(fā)展起來，直到擺線磨床的出現(xiàn)。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(jù)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?shù)慕Y論。此后又根據(jù)機構的組合原理 演繹原理和同性異性變異原理對內(nèi)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(xù)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(lián)接，作成伺服電機。 1.3 本課題研究目的及意義以及國內(nèi)外現(xiàn)狀分析及展望 內(nèi)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(xiàn)象。該減速器是一種節(jié)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(chǎn)品的1/3左右。 1.4 課題的主要內(nèi)容及要求 主要研究內(nèi)容：提出由3根偏心軸作平動發(fā)生器的實用新型齒輪傳動機構一分流型內(nèi)平動齒輪傳動，并推導其傳動比的計算公式。分析發(fā)現(xiàn)，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180。(120。)；輸入齒輪的齒數(shù)為3的倍數(shù)時，分流齒輪具有互換性；采用兩片平動齒輪且內(nèi)外齒輪齒數(shù)差為偶數(shù)時，平動齒輪具有互換性；采用3片平動齒輪且內(nèi)齒輪齒數(shù)為3的倍數(shù)時，平動齒輪具有互換性。給出了嚙合參數(shù)的編程計算方法。該新型傳動具有承載能力強、傳動比大(17—300)、體積小、質量輕、輸入輸出同軸線、加工安裝簡單等優(yōu)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(nèi)平動和外平動。 2.2 內(nèi)平動齒輪傳動工作原理 內(nèi)平動齒輪傳動機構中,外齒輪在平動發(fā)生器的驅動下作平面運動,通過外齒輪與內(nèi)齒輪齒廓間的嚙合,驅動內(nèi)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(nèi)平動齒輪機構工作原理圖"該機構的平動發(fā)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(nèi)齒輪2作減速轉動輸出。 圖2.1 內(nèi)平動原理示意圖 2.3平動發(fā)生機構 3點確定唯一的一個平面，為能夠平穩(wěn)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(nèi)齒輪副的中心距相等，O1A ∥ O2B ∥ O3C，O1O2 ∥ AB，0203 ∥ BC，O3O4 ∥ CA，構成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(fā)生器，單軸輸入時，另一軸會出現(xiàn)運動不確定現(xiàn)象.而采用這種結構不僅能優(yōu)化各曲柄的受力，同時也能夠有效地避免出現(xiàn)曲柄的運動不確定。 圖2.2 平動發(fā)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作為主動件帶動曲柄03C作逆時針運動。所以，此結構可避免出現(xiàn)曲柄運動方向的不確定現(xiàn)象。在由原理機構向實用機構轉化時，可以用偏心軸實現(xiàn)曲柄的功能，因此，在實用的內(nèi)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(nèi)平動齒輪傳動機構 圖2.3中給出了分流型內(nèi)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(nèi)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(nèi)平動齒輪傳動結構 由以上分析可知，在該傳動結構中，功率流的傳遞路徑為：輸入功率經(jīng)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(nèi)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(yōu)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(nèi)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： I12=z2／z1 (1) 式中z1 z2分別為齒輪Z3和Z4的齒數(shù)。 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(tǒng)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(nèi)平動直圓柱齒輪 軸承： 支撐部分選擇深溝球軸承 內(nèi)平動部分選擇圓柱滾子軸承 聯(lián)軸器：彈性聯(lián)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(shù)據(jù)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(yōu)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(yè)上應用最為廣泛，設計時應考慮優(yōu)先選用。 工作機所需有效功率為Pw＝8kw 圓柱齒輪傳動(7級精度)效率(兩對)為η1＝0.962 球軸承傳動效率(四對)為η2＝0.998 彈性聯(lián)軸器傳動效率(兩個)取η3＝0.9932 帶傳動效率η4=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(shù)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(shù)據(jù)：內(nèi)齒輪齒數(shù)Z=80， 外齒輪為齒數(shù)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(shù)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(nèi)平動減速器 工作機 O軸 1軸 2軸 3軸 4軸 轉速n(r/min) n0=1460 n1=1460 n2=730 n3=16.22 n4=16.22 功率P(kw) P0=8.81 P1=8.75 P2=8.40 P3=8.06 P4=8 轉矩T(N·m) T0=57.6 T1=57.2 T2=109.9 T3=4745.6 T4=4710.2 兩軸聯(lián)接 聯(lián)軸器 齒輪 齒輪 聯(lián)軸器 傳動比 i i01=1 i12=2 i23=45 i34=1 傳動效率η η01=0.993 η12=0.96 η23=0.96 η34=0.993 4.3 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７級精度。 （3）材料選擇小齒輪材料為４０Ｃｒ（調質），硬度為２８０ＨＢＳ，大齒輪材料為４５鋼（調質），硬度為２４０HBS，二者材料硬度差為４０HBS。 （4）選小齒輪齒數(shù)Ｚ1＝30，大齒輪齒數(shù)Ｚ2＝ｉ12·Ｚ1＝2×30=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(nèi)的各計算數(shù)值 試選 由圖10-30①，選取區(qū)域系數(shù) 由圖10-26①查得　　 計算小齒輪傳遞的轉矩 　　　　 由表10-7①選取齒寬系數(shù) 由表10-6①查得材料的彈性影響系數(shù) 由圖10-21ｄ①按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限 由式10-13①計算應力循環(huán)次數(shù) 　　　　 　　　　 由圖10-19①查得接觸疲勞強度壽命系數(shù) 計算接觸疲勞強度許用應力 　　　　取失效概率為１％，安全系數(shù)為S=1，由式10-12①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ｂ及模數(shù) 　　　 　　　 　計算縱向重合度 　　　　 　計算載荷系數(shù)K 且已知使用系數(shù) 　　　根據(jù)，７級精度，由圖10-8①查得動載荷系數(shù). 　　　由表10-4①查得 　　　　 　　　由圖10-13①查得 　　　假定，由表10-3①查得 故載荷系數(shù) 　按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式10-10ａ①得 　計算模數(shù) 　　　 由式10-17①　 7）確定計算參數(shù) 計算載荷系數(shù) 　　　　 根據(jù)縱向重合度，從圖10-28①查得螺旋角影響系數(shù) 　　　 計算當量齒數(shù) 　　　 查取齒形系數(shù) 由表10-5①查得　 　查取應力校正系數(shù) 　　　由表10-5①查得　 　由圖10-20ｃ①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10-18①查得彎曲疲勞強度壽命系數(shù) 　　　　　　 計算彎曲疲勞許用應力 　　　取彎曲疲勞安全系數(shù)S＝1.4，由式10-12①得 　　　 　　　 計算大小齒輪的 　　　　 　　　　大齒輪的數(shù)據(jù)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(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，?。?.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(shù).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(shù)、、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 計算齒輪寬度 圓整后取； 合適. 4.3.2 平動齒輪的設計計算 （1）選用７級精度. （2）由表10-1①選擇齒輪材料為４５鋼（調質），硬度為２４０HBS. 選外齒輪齒數(shù)，內(nèi)齒輪齒數(shù). 由設計計算公式10-9ａ①進行試算，即 　　 （3）確定公式各計算數(shù)值 試選載荷系數(shù) 計算內(nèi)齒輪傳遞的轉矩 由表10-7①選取齒寬系數(shù) 由表10-6①查得材料的彈性影響系數(shù) 由圖10-21ｄ①按齒面硬度查得 內(nèi)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10-13①計算應力循環(huán)次數(shù) 　 　 由圖10-19①查得接觸疲勞強度壽命系數(shù) 計算接觸疲勞強度許用應力 　　取失效概率為１％，安全系數(shù)為S=1，由式10-12①得 　 　　 （4）計算 試算內(nèi)齒輪分度圓直徑，代入中的較小值 　　計算圓周速度v 計算齒寬ｂ 　 計算齒寬與齒高之比ｂ／ｈ 模數(shù) 　　　　齒高 計算載荷系數(shù)K 　　　　根據(jù)，７級精度，由圖10-8①查得動載荷系數(shù) 　　假設，由表10-3①查得 　　由表10-2①查得使用系數(shù) 由表10-4①查得 　　 　　　　由圖10-28①查得 故載荷系數(shù) 　 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式10-10a①得 計算模數(shù)m 由式10-5①得彎曲強度的設計公式為: （5）確定公式內(nèi)的計算數(shù)值 由圖10-18c①查得 內(nèi)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10-18①查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 　　　　 計算彎曲疲勞許用應力 　　取失效概率為1%，安全系數(shù)為S=1，由式10-12①得 　　　 計算載荷系數(shù) 查取齒形系數(shù) 由表10-5①查得　 　 查取應力校正系數(shù) 　　　由表10-5①查得　 　 計算內(nèi)外齒輪的，并比較 　　　　 得大齒輪的數(shù)據(jù)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(shù)m小于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，可取有彎曲強度算得的模數(shù)3.03，并就近圓整為標準值 m＝3.0mm。　　　　　 按接觸強度算得的分度圓直徑 算出內(nèi)齒輪齒數(shù)　取　 外齒輪齒數(shù)　 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：① 《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４５鋼，調質處理.根據(jù)表15-3①，取于是由式15-2①初步估算軸的最小直徑。 這是安裝聯(lián)軸器處軸的最小直徑，由于此處開鍵槽，校正值，聯(lián)軸器的計算轉矩 查表14-1①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(lián)軸器，其公稱轉矩為16000N·ｍｍ.半聯(lián)軸器的孔徑，軸孔長度L＝32ｍｍ,J型軸孔,C型鍵,聯(lián)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(lián)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(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度. 　 為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，１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6006的深溝球軸承　參數(shù)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(lián)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 表 15-1① 查得 ,. 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按附表3-2①查取.因 , ,經(jīng)插值后可查得 又由附圖3-1①可得軸的材料的敏性系數(shù)為: 故有應力集中系數(shù)按式(附3-4) ①為: 由附圖3-2①得尺寸系數(shù)由附圖3-3①得扭轉尺寸系數(shù) 由附圖3-4①得 軸未經(jīng)表面強化處理,即,則按式3-12①及3-12a①得綜合系數(shù)值為: 由3-1①及3-2①得碳鋼的特性系數(shù) , 取 , 取 于是,計算安全系數(shù)值,按式(15-6)~(15-8) ①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(huán)處理,故取折合系數(shù),則 查表15-1①得[]=60mpa,因此,故安全。 （8 ）校核鍵連接強度 聯(lián)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13-6①,,取按表13-5①注1,對深溝球軸承取,則相對軸向載荷為 在表13-5①中介于1.03~1.38之間,對應的e值為0.28~0.3,Y值為1.55~1.45線性插值法求Y值 故 查表13-3①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４５鋼，調質處理。根據(jù)表15-3①，取于是由式15-2①初步估算軸的最小直徑 這是軸的最小直徑,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(jù)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(shù)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(shù)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(nèi)外齒輪的分度圓直徑）。 根據(jù)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）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(jīng)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(nèi)壁的端面與機體內(nèi)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 15-1① 查得 ,. 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按附表3-2查取.因 , ,經(jīng)插值后可查得 又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為 故有應力集中系數(shù)按式(附3-4) ①為: 由附圖3-2①得尺寸系數(shù)由附圖3-3①得扭轉尺寸系數(shù) 由附圖3-4①得 軸未經(jīng)表面強化處理,即,則按式3-12①及3-12a①得綜合系數(shù)值為: 由3-1①及3-2①得碳鋼的特性系數(shù) , 取 , 取 于是,計算安全系數(shù)值,按式(15-6)~(15-8) ①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(huán)處理,故取折合系數(shù),則 查表15-1①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13-5①得X=1,Y=0,按表13-6①,,取,故, 查表13-3①得預期計算壽命。 注：① 《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）初定軸的最小直徑 選軸的材料為４５鋼，調質處理.根據(jù)表15-3①，取于是由式15-2①初步估算軸的最小直徑這是安裝聯(lián)軸器處軸的最小直徑，內(nèi)齒輪與軸固結在一起，取聯(lián)軸器的計算轉矩 查表14-1①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(lián)軸器，其公稱轉矩為4000N·ｍ.半聯(lián)軸器的孔徑，軸孔長度L＝132ｍｍ,J型軸孔,C型鍵,聯(lián)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(lián)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(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，1-2軸段右端需制處一軸肩，軸肩高度,故取２段的直徑。 軸段3直徑略小于軸段2，軸段4與內(nèi)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(shù)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(jù)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(lián)軸器：選單圓頭平鍵 鍵C 10*80 GB1095-1979 t=6mm h=10mm 軸固結內(nèi)齒輪，由設計取殼體的厚度D1=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 15-1① 查得 ,,.截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按附表3-2①查取.因 , ,經(jīng)插值后可查得,又由附圖3-1①可得軸的材料的敏性系數(shù)為,,故有應力集中系數(shù)按式(附3-4) ①為： 由附圖3-2①得尺寸系數(shù)由附圖3-3①得扭轉尺寸系數(shù) 由附圖3-4①得 軸未經(jīng)表面強化處理,即,則按式3-12①及3-12a①得綜合系數(shù)值為 由3-1①及3-2①得碳鋼的特性系數(shù) , 取 , 取 于是,計算安全系數(shù)值,按式(15-6)~(15-8) ①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(huán)處理,故取折合系數(shù),則 查表15-1①得[]=60mpa,因此,故安全. （8）校核鍵連接強度 聯(lián)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13-5①得X=1,Y=0按表13-6①,,取,,故, 查表13-3得預期計算壽命。 注：① 《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(nèi)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(chǎn)生的對軸的壓緊作用，獲得防止?jié)櫥吐┏龊屯饨珉s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(一般不超過4～5m／s)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(nèi)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(yè)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δ δ=0.025a+5 30mm 機蓋壁厚δ1 δ1=0.025a+5 20mm 機座凸緣壁厚 b=1.5δ 12mm 機蓋凸緣壁厚 b1=1.5δ1 12mm 機座底凸緣壁厚 b2=2.5δ 4mm 地腳螺釘直徑 df =0.036a+12 16.3mm 地腳螺釘數(shù)目 a<250,n=6 6 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 d1=0.75 df 12.2mm 機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑d2 d2=(0.5～0.6) df 10mm 聯(lián)接螺栓d2間距 L=150～200 160mm 軸承蓋螺釘直徑 d3=(0.4～0.5) df 8mm 窺視孔螺釘直徑 d4=(0.3～0.4) df 8mm 定位銷直徑 d=(0.7～0.8) d2 7mm 軸承旁凸臺半徑 R 10 mm 分流齒頂與箱體內(nèi)壁距離Δ1 Δ1>1.2 24mm 齒輪端面與箱體內(nèi)壁距離Δ2 .0 Δ2>δ 20mm 支撐盤的直徑 D=98mm 98mm 支撐盤的軸孔直徑 d1 52 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(shù)人對本專業(yè)的認識還是不夠,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(yè)知識不多，所看到的東西與本專業(yè)很難聯(lián)系起來,所以對本專業(yè)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(chǎn)品、設備，提高對機電工程制造技術的認識，加深機電在工業(yè)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(chǎn)技術較先進的工廠進行生產(chǎn)操作實習。這幾次的實習對我的畢業(yè)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(wǎng)搜集等手段，我了解到畢業(yè)設計內(nèi)平動大傳動比減速器的一些資料，90年代初期，國內(nèi)出現(xiàn)的三環(huán)（齒輪）減速器，是一種外平動齒輪傳動的減速器，它可實現(xiàn)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(nèi)平動齒輪減速器，不僅具有三環(huán)減速器的優(yōu)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(yōu)點，處于國內(nèi)領先地位.國內(nèi)有少數(shù)高等學校和廠礦企業(yè)對平動齒輪傳動中的某些原理做些研究工作，發(fā)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(fā)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(xiàn)減速傳動的作用.平動發(fā)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(fā)生器.平動發(fā)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.有實用價值的平動齒輪機構為內(nèi)嚙合齒輪機構，因此又可以分為內(nèi)齒輪作平動運動和外齒輪作平動運動兩種情況.外平動齒輪減速機構，其內(nèi)齒輪作平動運動，驅動外齒輪并作減速轉動輸出.該機構亦稱三環(huán)（齒輪）減速器.由于內(nèi)齒輪作平動，兩曲柄中心設置在內(nèi)齒輪的齒圈外部，故其尺寸不緊湊，不能解決體積較大的問題。內(nèi)平動齒輪減速，其外齒輪作平動運動，驅動內(nèi)齒輪作減速轉動輸出。由于外齒輪作平動，兩曲柄中心能設置在外齒輪的齒圈內(nèi)部，大大減少了機構整體尺寸。由于內(nèi)平動齒輪機構傳動效率高、體積小、輸入輸出同軸線，故由廣泛的應用前景.。三、本項目的技術特點與關鍵技術： 1.本項目的技術特點,本新型的"內(nèi)平動齒輪減速器與國內(nèi)外已有的齒輪減速器相比較，有如下特點：（1）傳動比范圍大，自I=10起，最大可達幾千.若制作成大傳動比的減速器，則更顯示出本減速器的優(yōu)點。（2）傳遞功率范圍大：并可與電動機聯(lián)成一體制造。（3）結構簡單、體積小、重量輕.比現(xiàn)有的齒輪減速器減少1/3左右。（4）機械效率高.嚙合效率大于95%，整機效率在85%以上，且減速器的效率將不隨傳動比的增大而降低，這是別的許多減速器所不及的。（5）本減速器的輸入軸和輸出軸是在同一軸線上。2.本項目的關鍵技術：內(nèi)平動齒輪減速器"是由內(nèi)齒輪Z2、外齒輪Z1和平行四邊形機構組合而成的。它的傳動原理是：電機輸入旋轉運動，外齒輪作平行移動，其圓心的運動軌跡是一個圓，與之嚙合的內(nèi)齒輪則作定軸轉動。因為外齒輪作平行移動，所以稱謂平動齒輪機構.齒輪的平行移動需要有輔助機構幫助實現(xiàn)的，可采用（6~12副）銷軸、滾子作為虛擬輔助平動機構，也可以采用偏心軸作為實體輔助平動機構。內(nèi)平動齒輪減速器的關鍵技術和關鍵工藝是組成平行四邊形構件的尺寸計算及其要求的加工精度、輪齒主要參數(shù)的選擇.這些因數(shù)都將影響傳動的能力和傳動的質量.總的說，組成本減速器的各零部件都要求有較高的精度，它們將決定著減速器的整體傳動質量.3.本項目的概況本項目已獲得中國實用新型專利，本項目自1995年試制出第一臺樣機后，陸續(xù)與一些廠礦合作，設計了下面幾種不同功率、不同傳動比的減速器.我的設計是傳動比在50-100之間，輸出功率為8Kw的內(nèi)平動減速器，同時參考了北京理工大學的相關資料。 畢業(yè)設計答辯的日子即將到來，幾個月的的艱辛和努力都融化在這些文字和圖紙中。設計任務基本完成了，接下來就是驗證我的成果,所以一顆懸著的心還是不能平靜下來。設計中的不足不得不讓自己汗顏。不過，很慶幸有一個很好的機會讓老師指正我的設計問題，彼此交流經(jīng)驗成果.三個月的時間，一路走來，坎坷起伏，由剛開始的無從落手到洋洋撒撒，總是只有經(jīng)歷才會理解，然后逐漸領悟，最終熟練掌握.現(xiàn)在自己還是能感受到開學初，任務書下來的時候自己在圖書館里面借出的幾本超大部頭的參考書的心情，那是夾雜著擔心和興奮的情緒.這樣還不夠，我還借助網(wǎng)絡的強大搜索功能尋找相關的設計資料。在浩瀚的書庫里面找相關的資料，填寫開題報告，明確設計方向和任務，在老師的悉心知