渐开线少齿差行星齿轮传动的设计理论及其研究(1)

1、四川大学锦江学院毕业论文（设计）渐开线少齿差行星齿轮传动的设计理论及其研究四川大学锦江学院机械工程系学生：魏金霖 指导教师：牟柳晨【摘要】 齿轮机构是在各种机构中应用最为广泛的一种传动机构。其中行星齿轮传动与普通定轴齿轮传动相比较，具有质量小、体积小、传动比大、承载能力大以及传动平稳和传动效率高等优点。行星齿轮传动不仅适用于高速、大功率而且可用于低速、大转矩的机械传动装置上。它可以用作减速、增速和变速传动，运动的合成和分解，以及其特殊的应用中，这些功用对于现代机械传动发展有着重要意义。在起重运输、石油化工、医疗器械、仪器仪表、汽车、船舶、航空等领域均得到了广泛的应用。 本文将以渐开线少齿差行星

2、齿轮减速器为例，根据目前国内外发展现状，分析渐开线少齿差行星齿轮传动的优缺点，以及对其传动原理进行一定点阐述。在设计过程中对内啮合传动所产生的各种干涉进行详细的分析和验算，以提高传动效率、精度以及提高其使用寿命为出发点，来选择减速器齿轮的模数等参数，进行渐开线少齿差内齿轮副的设计计算，从而最终合理的设计出渐开线少齿差行星齿轮减速器结构。【关键词】 渐开线 少齿差 行星齿轮 目录绪论11.概述1 1.1渐开线少齿差行星齿轮减速器的优缺点2 1.2少齿差行星减速器的结构型式21.2.1N型少齿差行星减速器31.2.2NN型少齿差行星减速器41.3国内外研究状况61.4发展趋势61.5选题意义及设计

3、任务61.5.1选题意义61.5.2设计任务72.减速器结构型式选择72.1减速器的选型73.减速器的内齿轮和外齿轮的参数确定 83.1齿轮齿数确定83.2主要零件材质和齿轮精度9 3.3 啮合角及变位系数确定93.3.1确定啮合角和内齿轮变位系数及外齿轮变位系数93.3.2取的初始值=0，计算几何尺寸及参数103.3.3计算四个偏导数113.4 计算、及相应的 134.几何尺寸计算及主要限制条件检查144.1切削内齿轮插齿刀的选择144.1.1径向切齿干涉144.1.2插齿啮合角154.2切削内齿轮的其他限制条件检查164.2.1展成顶切干涉164.2.2齿顶必须是渐开线164.3切削外齿轮

4、的限制条件检查164.4内啮合其他限制条件检查164.4.1渐开线干涉164.4.2外齿轮齿顶与内齿轮齿根过度曲线干涉164.4.3内齿轮齿顶与外齿轮齿根过渡曲线干涉174.4.4顶隙检查175.强度计算195.1转臂轴承寿命计算195.2销轴受力205.3销轴的弯曲应力215.4几何尺寸的确定215.5销套与浮动盘平面的接触应力216.效率计算226.1啮合效率226.1.1一对内啮合齿轮的效率226.1.2行星机构的啮合效率226.2输出机构的效率226.3转臂轴承效率236.4总效率237.轴的相关设计237.1轴的材料选择247.2轴的机构设计247.2.1输入偏心轴的结构设计257.

5、2.2输出轴的机构设计257.2.3选择轴的材料及热处理方式267.2.4计算轴的最小轴径267.2.5计算轴上的转矩和齿轮作用力278箱体与附件的设计278.1减速器箱体的基本知识简介278.2减速器箱体材料和尺寸的确定298.3减速器附件的设计298.3.1 配重设计298.3.2 减速器附件设计30参考文献32附录33致谢34- 34 -绪论齿轮的发展史几乎与人类的文明同步，早在西元前2000年左右，中外历史上就已经有了使用齿轮的记载。虽说齿轮传动机构是人类传动机构中古老的一员，但是直到十七世纪后半叶才有了齿轮齿形的理论研究，而且加工效率低，多采用成形铣刀铣削轮齿的加工方法。直到十九世纪

6、末，齿轮的加工技术才有所突破。如今齿轮的齿形种类颇多，这是在1900年以前对齿轮工作者很难想象的。世界上一些工业发达国家，如日本、德国、英国、美国和俄罗斯等，对行星齿轮传动的应用，生产和研究都十分重视，在结构优化、传动性能，传动功率、转矩和速度等方面均处于领先地位，并出现一些新型的行星传动技术，如封闭行星齿轮传动、行星齿轮变速传动和微型行星齿轮传动等早已在现代化的机械传动设备中获得了成功的应用。 行星齿轮传动在我国已有了许多年的发展史，早在南北朝时代，祖冲之就发明了有行星齿轮的差动式指南车。然而，自20世纪60年代以来，我国才开始对行星齿轮传动进行了较深入、系统的研究和试制工作。无论是在设计理

7、论方面，还是在试制和应用实践方面，均取得了较大的成就，并获得了许多的研究成果。 近几十年来，尤其是我国改革开放以来，随着我国科学技术水平的进步和发展，我国已从世界上许多工业发达国家引进了大量先进的机械设备和技术，经过我国机械科技人员不断积极的吸收和消化，与时俱进，开拓创新地努力奋进，使我国的行星传动技术有了迅速的发展。1 概述随着现代工业的高速发展，机械化和自动化水平的不断提高各工业部门需要大量减速器，并要求减速器向体积小，重量轻，传动比范围大，效率高，承载能力大，运转可靠以及寿命长等。减速器的种类虽多，但普通的圆柱齿轮减速器的体积大，结构笨重；普通的涡轮减速器在大的传动比时，效率较低；摆线针

8、轮行星齿轮减速器虽能满足以上提出的要求，但成本较高，需要专用设备制造；而渐开线少齿差行星齿轮减速器不但基本上能满足以上提出的要求，并可以用通用刀具在插齿机上加工，因而成本较低。能适应特种条件下的工作，在国防，冶金，矿山，化工，纺织，食品，轻工，仪表制造，起重运输及建筑工程等工业部门中取得广泛的应用。1.1 渐开线少齿差行星齿轮减速器的优缺点渐开线少齿差行星齿轮减速器具有以下优点：1. 结构紧凑、体积小、重量轻。由于采用内啮合行星传动，所以结构紧凑；当传动比相等时，与同功率的普通圆柱齿轮减速器相比，体积和重量均可减少1/32/3。1. 传动比范围大 N型一级减速器的传动比为10100以上，二级串

9、联的减速器，传动比可达10000以上；三级串联的减速器，传动比可达百万以上。NN型一级减速器的传动比为1001000以上。2. 效率高 N型一级减速器的传动比为10100时，效率为80%94%;NN型当传动比为10200时，效率为7093%。效率随着传动比的增加而降低。3. 运转平稳、噪音小、承载能力大 由于内啮合传动，两啮合齿轮一为凹齿，一为凸齿，两齿顶曲率中心在同一方向。曲率半径接近相等，因此接触面积大，使齿轮的接触强度大为提高，又采用短齿制，轮齿的弯曲强度也提高了。此外，少齿差传动时，不是一对轮齿啮合，而是39对轮齿同时接触受力，所以运转平稳，噪音小，并且在相同的模数的情况下，其传递力矩

10、臂比普通圆周齿轮减速器大。4. 结构简单、加工方便、成本低；5. 输入轴和输出轴在同一轴线上，安装和使用较为方便；6. 运转可靠、使用寿命长。尽管渐开线少齿差行星齿轮减速器有很多优点，但是也存在着一些缺点：1. 计算较复杂 当内齿轮与行星轮的齿差小于5时，容易产生各种干涉，为了尽量避免干涉，需采用变为齿轮，所以计算较复杂。2. 转臂轴承受力较大，寿命较短 由于齿轮变位后啮合角较大，所以转臂轴承上径向载荷较大；并且轴承转速可能稍高于输入轴转速，所以转臂轴承受减速器薄弱环节，因而使高速轴传递的功率受限制。3. 有的结构需要加平衡块 某些N型和NN型减速器，需要仔细地分析平衡，否则会引起较大的振动。

11、1.2 少齿差行星减速器的结构型式少齿差行星齿轮减速器常用的结构型式有N型和NN型两种。1.2.1 N型少齿差行星减速器N型少齿差行星传动，通常采用输出机构，把行星轮的回转运动传递给低速轴。其转臂有但偏心和双偏心两种。其常用的输出机构有五种类型，即销孔式、浮动盘式、滑块式、零齿差式和双曲柄式。其中以销孔式应用最多，如图1-1。图1-1 销孔式N型减速器浮动盘N型但偏心如图1-2。图1-2双偏心浮动盘式如图1-3。图1-3浮动盘式输出机构立体图如1-4。 图1-4图1-4是浮动盘输出机构的传动示意李立体图，在行星轮1上装有两个固定销（销上套有销套）、在输出轴5左端椭圆盘4上装有两个固定销（销上也

12、套有销套）分别嵌入浮动盘3上相隔的4个槽中，槽的中线互相垂直，并通过浮动盘的中心。利用销套把华东摩擦改为滚动摩擦，使摩擦损失减小，以便提高输出机构的效率。此外，为了减少浮动盘的质量，吧浮动盘的四角去掉，这样可使离心力减小。浮动盘式输出机构的特点：结构简单，装配方便，摩擦损失少，承载能力较大。1.2.2 NN型少齿差行星减速器NN型少齿差行星传动一般是由齿数差及模数均相同而齿数不同的两对内齿轮副组成。行星轮是双联齿轮，其第二对齿轮中的一个齿轮的轴是低速轴。 图1-5如图1-5所示,四个主要组成部分：1.转臂 输入轴1上做一个偏心轴颈，以构成转臂。为了达到平衡，在偏心轴颈的两侧装有平衡块2.2.行

13、星轮 行星齿轮4和7相联结，安装在偏心轴颈上；为了减少摩擦，在行星齿轮与偏心轴颈间装有两个转臂轴承3.3.固定的内齿轮 内齿轮5与机座6联接在一起，固定不动。4内齿轮输出 内齿轮8与输出轴制成一整体，输出运动。传动原理见图如图1-4所示，原理简述如下： 当电动机带动偏心轴1转动时，由于内齿轮5与机壳6固定不动，迫使行星轮4绕内齿轮5做行星运动（既公转又自传）。但由于行星齿轮与内齿轮的齿数差很小，所以行星齿轮绕偏心轴1中心作反向低速运动。行星轮7与输出轴上的内齿轮8作行星运动，传出运动达到减速目的。1.3 国内外研究状况当内啮合的两渐开线齿轮齿数差很小时，极易产生各种干涉，因此在设计过程中选择齿

14、轮几何参数的计算十分复杂。 世界上一些工业发达国家，如日本、英国、德国、美国、俄罗斯等，对行星齿轮传动的应用、生产以及研究都非常重视，尤其在传动性能、传动效率、结构优化等方面均处于领先地位，并研究出了一些新型的行星传动技术，如封闭行星齿轮传动、微型行星齿轮传动、行星齿轮变速传动等已在现代化机械传动设备中获得了成功应用。行星齿轮传动在我国已有了许多年的发展史，很早就有了应用。然而，自20世纪60年代以来，我国才开始对行星齿轮传动进行了较深入、系统的研究和试制工作。无论是在设计理论方面，还是在试制和应用实践方面，均取得了较大的成就，并获得了许多的研究成果。近20多年来，尤其是我国改革开放以来，随着

15、我国科学技术水平的进步和发展，我国已从世界上许多工业发达国家引进了大量先进的机械设备和技术，经过我国机械科技人员不断积极的吸收和消化，与时俱进，开拓创新地努力奋进，使我国的行星传动技术有了迅速的发展。 1.4 发展趋势齿轮传动技术上机械工程技术的重要组成部分，在一定程度上标志着机械工程技术的水平。因此，齿轮被公认为工业和工业化的象征。为了提高机械的承载能力和传动效率，减少外形尺寸质量及增大减速器传动比等，国内外的少齿差行星齿轮传动正沿着高承载能力、高精度、高速度、高可靠性、高传动效率、小型化、低振动、低噪音、低成本、标准化和多样化的方向发展趋势。少齿差行星齿轮传动具有体积小、重量轻、结构紧凑、

16、传动比大、效率高等优点。广泛应用于矿山、冶金、飞机、轮船、汽车、起重机、电工机械、仪表、化工等许多领域，具有广泛的发展前景。1.5 选题意义及设计任务1.5.1 选题意义少齿差行星齿轮减速器与普通减速器相比具有体积小、重量轻、传动平稳、效率高、传动比范围大等优点。但其设计计算过程复杂，转臂轴承的受力较大、寿命较短。故设计此类减速器应如何选择参数，避免复杂运算；如何选择适合的转臂轴承使其提高其使用寿命具有一定的设计意义，除此之外对培养机械专业学生的机械设计能力、知识扩展以及对专业知识的综合运用能力有非常必要的帮助。1.5.2 设计任务设计一卧式渐开线少齿差行星齿轮减速器，要求内齿轮分度圆不大于2

17、60mm，传动比=85，输入转速=1550r/min,额定输出转矩=800N·m,工作平稳。2 减速器结构型式选择在渐开线少齿差内啮合传动中，由于聂齿轮和外齿轮的齿数差小，在切削和装配时会产生种种干涉，从而导致产品质量问题。故在设计减速器内齿轮副参数的时候，需对某些参数进行必要的合理的限制，以保证内啮合传动的强度及正确的啮合。同时要对某些主要零件进行强度及寿命校核计算。2.1 减速器的选型 选用卧式电机直接驱动，因传动比=85。当传动比=85<100时，少齿差行星齿轮减速器有以下几种类型设计方案： （a）K-H-V型传动机构轮齿强度高，传动效率可高达90%以上，且该种减速器体积

18、小、重量轻、运转可靠、寿命长，但齿面干涉强，转臂轴承在工作室受力较大。 （b）2K-H正号机构 此传动机构传动比范围大，但外型尺寸与重量较大，效率较低，制造困难，一般不用于动力传动。当行星架从动时，传动比的绝对值从某一数值器会发生自锁。 （c）3K 型传动机构紧凑、体积小、传动比范围大，但工艺性较差。 综合上述因素，采用第（a）方案作为本次毕业论文的设计方案。 K-H-V型少齿差行星齿轮减速器常用的输出机构有销孔式、浮动盘式、滑块式、零齿差式等。其各自特点如下： 销孔式：应用广泛，效率较高，但其销孔加工精度要求较高。 浮动盘式：机构型式新颖，加工方便，使用效果好。 滑块式：机构简单，加工方便，

19、但接触面是滑动摩擦，功率损失比较大，适用于非连续性运转或功率较小的场合。 零齿差式：零齿差式其内齿轮的齿间间隙较大，其结构形式较简单，但制造困难，常使用于中心距较小的传动。综上因素，确定采用浮动盘式输出机构的K-H-V类正号机构N型，一齿差此次设计方案图如图2-1图2-1为典型一级K-H-V型少齿差行星齿轮减速器的传动原理图，传动原理如下： 当电机带动偏心轴H转动时，由于聂齿轮b与机壳一体固定，迫使行星齿轮绕内齿轮做行星运动；有因为行星轮与内齿轮齿数为1，当输入轴每转一周，行星轮将沿相反方向转动一个齿，从而达到减速的目的，并通过传动比为1的W型输出机构V输出。3 减速器的内齿轮和外齿轮的参数确

20、定3.1 齿轮齿数确定 因为=1，根据化学工业出版社出版的齿轮传动设计手册中表7-2（表3-1）常用行星齿轮传动的传动比和啮合效率计算公式可得：。由=85可得：=85 ,=86。3.2 主要零件材质和齿轮精度（1）行星轮：40Cr淬火后磨齿，4752HRC，精度7-JL（GB/T 100952001）。（2）内齿轮：45钢调质，235250HBS，精度7-JL（GB/T 100952001）。（3）注销：GCr15淬火，5864HRC。（4）浮动盘：GCr15淬火，5560HRC。（5）高速轴：45钢调质，260300HBS。（6）低速轴：45钢调质，250280HBS。3.3 啮合角及变位系

21、数确定要求达到重合度=1.050，齿廓重迭干涉=0.050。表3-1 常用行星齿轮传动的传动比和啮合效率计算公式序号传动 形式简图传动比计算公式啮合效率计算公式按基本构件分类按啮合方式分类5K-H-VN3.3.1 确定啮合角和内齿轮变位系数及外齿轮变位系数根据化学工业出版社出版的齿轮传动设计手册中表7-38初步选取啮合角=，齿顶高系数=0.6，齿形角=。表7-38 啮合角选用值齿数差齿顶高系数重合度齿廓重叠干涉验算值0.60.70.8啮合角11.05021.10031.12541.15051.175注：本表只适用于3.3.2取的初始值=0，计算几何尺寸及参数按结构要求取模数=2.75mm故：

22、外齿轮分度圆直径为： =2.75×85mm=233.75mm 内齿轮分度圆直径为： =2.75×86mm=236.5mm 外齿轮节圆直径为： =233.75×=219.653mm 内齿轮节圆直径为： =236.5mm×=222.237mm 外齿轮齿顶圆直径为： =2.75×（85+2×0.6+2×0）mm=237.05mm内齿轮变位系数为：=（-）（-）/2+ =（86-85）×（-）/2×+0 =0.3850内齿轮齿顶圆直径为：=（-2+2）=2.75×（86-2×0.6+2

23、5;0.3850）=235.3175mm外齿轮齿顶圆啮合角为：=内齿轮齿顶圆啮合角：=齿轮啮合中心距：=1.375mm=1.969mm齿轮副的重合度为： = =0.9085由于： =2.034rad = =2.0188rad 所以齿廓重迭干涉系数为： =0.1663.3.3 计算四个偏导数 =0.69742 =0.82698 =× × 3.79067 3.862033.4 计算、及相应的因此 代入式（7-44）、式（7-49）分别计算出、重复上述计算，每迭代一次便得到相应的参数，最终可得： 上述为计算方法步骤，在实际设计工作中，只要按齿轮传动设计手册中表7-40到表7-43

24、查取即可。4 几何尺寸计算及主要限制条件检查齿顶圆 2.75×（85+2×0.6-2×0.7955）232.675mm 4.1切削内齿轮插齿刀的选择按齿轮传动设计手册表7-36（表4-1）选用（GB/T 6081-2001）,插齿刀的参数为，变位系数，齿顶高系数为，齿顶圆直径为。 内齿圈齿数与插齿刀齿数的关系参考齿轮传动设计手册表7-37。表4-1内齿圈齿数与插齿刀齿数内齿圈齿数3240506380100125160插齿刀齿数1222142519342440255034504080501004.1.1 径向切齿干涉因为本设计中为负值，故用计算式验算。被加工的内齿轮

25、的参数为，变位系数，齿顶系数，内齿轮齿顶圆直径。 按下式校核径向切齿干涉 故不会发生径向切齿干涉。4.1.2 插齿啮合角插齿刀加工内齿轮不应出现插齿啮合角负值得情况。本设计中，在选择插齿刀时已考虑此因素，选择，因，满足要求。4.2 切削内齿轮的其他限制条件检查4.2.1 展成顶切干涉 当太小或太小时可能出现展成顶切干涉，所以应满足下式：现 故不会发生展成顶切干涉4.2.2 齿顶必须是渐开线 因，内齿轮全齿廓为渐开线。4.3 切削外齿轮的限制条件检查 外齿用滚切法加工，只需检查有无根切。故不会产生根切。4.4 内啮合其他限制条件检查4.4.1 渐开线干涉 按表7-35中的公式检查。 现4.4.2

26、 外齿轮齿顶与内齿轮齿根过度曲线干涉 根据齿轮传动设计手册表7-35中的公式检查。 式中外齿轮的齿顶压力角为 所以 故无此种干涉。4.4.3 内齿轮齿顶与外齿轮齿根过渡曲线干涉 用表7-35中的公式检查。 现 故无此种干涉。4.4.4 顶隙检查 外齿轮齿根与内齿轮齿顶之间间隙 式中 故 内齿轮齿根与外齿轮齿顶之间 因 故 又 故 综上所述，外齿轮的相应参数见表4-2。表4-2 外齿轮的相应参数1齿数852模数2.753齿形角3齿顶高系数0.65变为系数0.79556精度等级（GB 10095-88）8-GK7齿距累积误差0.0908齿圈径向跳动公差0.0459公法线长度变动公差0.04010齿

27、距极限偏差0.02011基节极限偏差0.01812齿向误差0.01813跨测齿数714配啮齿轮齿数8615中心距离1.9690.0010内齿轮的相应参数见表4-3。表4-3 内齿轮的相应参数1齿数862模数2.753齿形角4齿顶高系数0.65变位系数0.41866精度等级（GB 1009588）8GK7齿距累积误差0.0908齿圈径向跳动公差0.0459公法线长度变动公差0.04010齿距极限偏差0.02011基节极限偏差0.01812齿向误差0.01813跨测齿数714配啮齿轮齿数8515中心距离1.9690.00105 强度计算5.1 转臂轴承寿命计算 轴承额定寿命式中 寿命系数，； 动负

28、荷，； 额定动负荷，选用单列向心球轴承33113，； 工作情况系数，； 负荷性质系数，选取； 齿轮系数，当齿轮周节极限偏差小于0.02取；当齿轮周节极限偏差为取；此处取； 安装部位系数，非调心轴承装于行星轮体内，故取； 速度系数，； 轴承转速，； 寿命指数，对球轴承。则寿命为 5.2 销轴受力 参看图5-1 5.3 销轴的弯曲应力 销轴材料为，硬度 5.4 几何尺寸的确定 该设计为双偏心传动，故两行星轮中间的浮动盘尺寸为： 式中：销轴中心分布圆直径； 滚子外径； 偏心距（即齿轮副的中心距）。5.5 销套与浮动盘平面的接触应力 6 效率计算6.1 啮合效率6.1.1 一对内啮合齿轮的效率 由式（

29、7-87）得 所以 又由式（7-88）得 所以 按内齿轮插齿，外齿轮磨齿时齿廓摩擦因数，取。由式（7-86）得 6.1.2 行星机构的啮合效率 本设计中，由式（7-84）得 6.2 输出机构的效率 因采用浮动盘输出机构，由式（7-92）得 取摩擦因数，中心距，销轴中心圆半径，则 故输出机构效率，由式（7-89）得 6.3 转臂轴承效率 由式（7-94）得 滚动轴承摩擦因数，为轴承内径，313轴承，模数，。则 6.4 总效率 由式（7-83）得 7 轴的相关设计轴主要用于支承回转零件以及传递运动和动力，是组成机器主要零件之一。其结构设计主要是根据轴上零件的安装、定位及轴的制造工艺等方面的要求，合

30、理地确定轴的结构形式和尺寸。轴的结构设计是否合理将直接影响轴的工作能力及轴上零件的工作可靠性，还会增加制造成本及装配困难等。轴的工作能力计算一般是指轴的强度、刚度和振动稳定性等方面的计算。但轴的工作性能主要取决于其强度。本设计只需对轴进行强度计算，以防止塑性变形等。7.1 轴的材料选择 在本设计中，选择轴的材料主要考虑以下因素：（1） 轴的强度、刚度和耐磨性要求；（2） 轴的加工工艺及热处理方法；（3） 轴的材料经济性。轴常用材料是碳钢和合金钢。碳钢价格低廉，对应力集中敏感性低，加工工艺性好，并可通过热处理改善其综合性能，故应用广泛。一般轴承多采用含碳量为0.25%0.5%的中碳钢，其中45#

31、钢应用最广。值得注意的是：在一般工作温度下，各种碳钢与合金钢的弹性模量均相差不大，故在选择钢的种类和决定钢的热处理方法时，其根据主要是强度和耐磨性，而非轴的弯曲或扭转刚度。热处理的方法有多种，如氮化、氰化、高频淬火以及表明强化（滚压、喷丸等），对提高轴的抗疲劳强度有着显著的效果，但要根据实际情况选择其方法。低碳钢和低碳合金钢经渗碳淬火，可提高其耐磨性，常用于韧性要求较高或转速较高的轴。虽然球墨铸铁和高强度铸铁因具有良好的工艺性，不需要锻压设备，吸振性好，对应力集中的敏感性低，近年来被广泛应用于制造结构形状复杂的曲轴等，但铸件精度、质量难于控制。轴的毛坯多用轧制的锻钢或圆钢。锻钢其内部组织均匀，

32、强度较好，故重要的大尺寸轴常用锻造毛坯。本设计中，减速器的偏心轴材料选45#钢调质，齿轮输出轴跟输出内齿轮的材料同为40Cr调质。7.2 轴的机构设计 影响轴的结构和形状的主要因素如下：（1） 轴的毛坯材料;（2） 轴上零件位置、配合公差及其联接固定的方法；（3） 轴上作用力的大小及其分布；（4） 轴承的类型、尺寸和位置；（5） 轴的加工方法、装配方法等其它因素。因此，在设计轴时必须根据不同的情况进行具体分析。但不离轴的设计必要要求：轴上零件应便于安装和拆卸调整；轴和轴上安装的零件必须在准确的工作位置；轴应具有良好的制造工艺性等。轴的设计其主要是确定其轴的结构形状和尺寸。一般在已知机器的装配简

33、图、轴的转速、传递功率、轴上零件的主要参数等前提下对轴进行结构设计。7.2.1 输入偏心轴的结构设计 根据轴向定位的要求确定各段直径和长度：（1） 12段利用联轴器联接电机，根据（GB/T 3852-1997）选择联轴器轴孔和键槽形式及尺寸，其轴长度为62mm。（2） 23段其长为15mm,选择深沟球轴承6007，其内径d=35mm,其34段长度为33mm。（3） 45段其长为8mm,56段长为33mm,同时在此段开有1个2mm的退刀槽，方便定位和加工。（4） 67段主要由于支撑滚子，取其长为10mm,89段取30mm,并有2mm的退刀槽。（5） 911段为考虑安装设计有台阶，每个台阶3mm。

34、（6） 参考机械设计，该轴倒角均为2×，所有倒圆角为r1.5。（7） 输入偏心轴上联轴器与该轴的轴向定位采用平键连接，由林光春主编.成都：四川大学出版社，2008.10出版的第二版机械设计课程设计中表8-1及表13-1查得该平键尺寸为8×7×44。7.2.2 输出轴的机构设计根据轴向定位的要求确定各段直径和长度：（1） 13段用于连接输入轴，取其长度为35mm,其中12段长15mm,23段为20mm。（2） 34段长为10mm,45段选择单列向心球轴承33113，其内径d=65mm,轴承宽度30，取其长度为47，其中有2mm退刀槽。（3） 56便于安装取其长为40

35、mm,67选择单列向心球轴承33111，其内径d=55mm。取其长为48mm。（4） 78段为输出轴与联轴器连接部分，取其长为112mm。（5） 参考机械设计，取该轴的倒角为2×，所有倒圆角为r1.5。（6） 输出轴上联轴器与该轴的轴向定位采用平键连接，由林光春主编.成都：四川大学出版社，2008.10出版的第二版机械设计课程设计中表8-1及表13-1查得该平键尺寸为14×9×84。7.2.3 选择轴的材料及热处理方式选择轴的材料为45#钢，经调质处理，其力学性能由表查得:=650MPa,=360MPa,=270MPa，=155MPa。7.2.4 计算轴的最小轴径

36、 由表选=110，减速器的传动功率为P=10KW,则轴的最小直径为轴的最小直径是安装联轴器处轴的直径，需要开键槽，故将最小轴径增加5%，变为21.502,取25。7.2.5 计算轴上的转矩和齿轮作用力 轴传递的转矩为： 齿轮的圆周力为： 齿轮的径向力为： 齿轮的轴向力为： 8箱体与附件的设计8.1减速器箱体的基本知识简介 减速器箱体是用来支持和固定轴系零件并保证其传动件的啮合精度和良好的润滑以及轴系可靠的密封的重要零件，可以铸造或焊接而成，其重量约占减速器总重量的30%50%。故在箱体结构设计时必须综合考虑其传动质量、加工工艺及成本等。 由于铸铁具有较好的吸振性、加之容易切削和承压性能好，故箱

37、体一般采用铸铁（HT150或HT200）制成。在某些时候，为了提高箱体的强度和刚度，也可以采用铸钢（ZG15或ZG25）铸造（如重型减速器）。 焊接箱体主要是用钢板A3焊接而成。减速器箱体可采用整体式结构或剖分式结构，但后者采用较广泛，其剖分面一般与传动件轴线重合。 在减速器结构设计时应注意以下几方面：（1） 减速器箱体要具有足够的刚度。 由于箱体在加工和使用过程中，受到复杂的变载荷会引起箱体的相应变形，若箱体的刚度不够，会导致轴承孔中心线过度偏斜，从而影响传动件的运动精度，甚至由于载荷集中会加速运动副的损坏。故在设计减速器时应注意以下几点： 1）确定箱体的尺寸和形状 箱体的尺寸将直接影响其刚

38、度。所以首先要确定合理的箱体壁厚。壁厚与载荷大小有关，可用以下公式确定：式中，为箱体表面形状系数，当无散热筋时取值为1，有散热筋时取值为0.80.9； 与内齿圈直径有关的系数，当内齿圈分度圆直径时，取=1.82.2，当时，取=2.22.6； 作用于机体上的转矩，。 在相同壁厚情况下，增加箱体底面积和箱体的轮廓尺寸，可以增加抗弯扭动惯性矩，有利于提高箱体的刚性。 箱体轴承孔附近和箱体底座与地结合处作用着较大的集中载荷，所以此处应加大壁厚，以保证局部刚度。为了保证结合面链接处的局部刚度与接触刚度，箱盖和箱座联接部分都应具有较厚的连接凸缘，箱座底面凸缘更要适当加厚（为了利于支承受力，其与地面接触处宽

39、度应超过箱座内壁）。所有受载是接合面（箱体剖面和轴承座孔表面）都要限制其微观不平度以保证实际接触面积，从而达到一定的接触刚度。对于连接螺栓的数量、间距、大小等都有一定的要求。 2）合理设计肋板 在箱体的受载集中处设置肋板可以明显提高局部刚度。（2）箱体应具有良好的结构工艺性。 箱体的制造工艺对箱体的质量和成本，以及对加工、装配、使用和维修都有直接的影响。 1）铸造工艺性 设计铸造箱体时，要考虑到制模、造型、浇注和清理等工艺的方便。外形应力求简单（如各轴承孔的凸台高度应一致），尽量减少沿拔模方向的凸起部分，并应具有一定的拔模斜度。 箱体壁厚应力求均匀，过渡平稳，金属不要局部积聚。凡外形转折都应有

40、铸造圆角，以减小逐渐的热应力和避免缩孔。考虑到液态金属的流动性，一般铸件都有最小壁厚限制。 2）机械加工工艺性 箱体结构形状应有利于减少加工面积。设计时应考虑减少工件与刀具的调整次数，以提高加工精度和生产率。如，被加工面（如轴承座端面）应力求在同一平面上。箱体上的加工面与非加工面应严格分开，并且不应在同一平面内。所以箱体与轴承端盖接合面、检查孔盖、通气器、油标和油塞接合处与螺栓头部或螺母接触处都应做出凸台。 3）箱体形状应力求均匀、美观 箱体设计应考虑造型问题。如尽量减少外凸形体，箱体剖分面的凸缘、轴承座凸台伸到箱体内壁，并设置内肋代替外肋（或去掉剖分面），这种构型不仅提高了刚性，而且还使形象

41、更加整齐、协调和美观。8.2减速器箱体材料和尺寸的确定 因铸铁抗振性能好，并具有一定的吸振性，且容易切削加工，所以在本设计中减速器箱体采用灰铸铁HT200制造。 减速器箱体的主要尺寸参数如表8-1表8-1 加速器箱体主要尺寸参数名称符号减速器型式及尺寸关系/mm机体壁厚10前箱盖壁厚=0.8=8加强筋厚度=10加强筋斜度机体内壁直径196机体机盖紧固螺钉直径轴承端盖螺钉直径地脚螺钉直径机体底座凸缘厚度地脚螺栓孔的位置地脚螺栓孔的位置视孔盖螺钉直径68.3减速器附件的设计8.3.1 配重设计 由于偏心轴质量不能近似认为是位于同一回转面内，为使轴达到运转平稳而不振动。配重块材料选HT200。因配重

42、块对称放置于偏心轴偏心部分的两侧，离偏心轴质心距离为43mm,设配重块质量为，偏心轴质量为矢量为r。由公式可得： 又 1.77Kg 解得 1.74Kg 设矢量r=5mm ，得 0.348Kg8.3.2 减速器附件设计 （1） 联轴器的选择 根据电动机转轴直径、轴的最小直径、传动转矩选取联轴器。 联轴器为弹性柱销联轴器：型号如下 LX2 联轴器 （GB/T 5014-2003） 公称转矩 额定转速 质量 外径 联轴器为弹性柱销联轴器：型号如下 LX2 联轴器 （GB/T 5014-2003） 公称转矩 额定转速 质量 外径 （2） 通气器减速器工作时，箱体内温度升高，空气膨胀导致压力增大，为使箱

43、内的空气自由排出，从而保持内外压力平衡，不至于使润滑油沿分箱面或端盖处密封件等其它缝隙溢出，通常在上箱体顶部设置通气罩。考虑到减速器工作环境以及减速器的尺寸，本设计选用提手式通气器。 （3） 油标为检查减速器内油池油面的高度，保持池内有适量的润滑油，一般在箱体便于观察、油面较稳定的部位设置油标。本设计中采用长形油标。（4） 放油孔螺塞 减速器工作一定时间后需要更换润滑油和清洗，为排放污油和清洗剂，在箱体底部油池最低的位置开设排油孔，平时用螺塞将排油孔堵住。 （5） 吊环螺钉按减速器的起重重量选择，吊环螺钉设置在箱盖凸台处，以使吊环螺钉有足够的深度。（6） 轴承端盖为固定轴承在轴上的轴向位置并承

44、受轴向载荷，轴承座孔两端需用轴承盖密封。（7） 油杯为了给传动机体内部注入润滑油，箱体上壁应设计一注油油杯。（8） 密封与润滑1）本设计中采用浸油润滑方式。2）润滑油型号选择工业闭式齿轮油（GB5903-1995）中的一种。3）密封类型主要采用毡圈和密封胶。参考文献1 朱孝录主编.齿轮传动设计手册(HANDBOOK OF GEAR DESIGN) 北京：化学工业出版社，2004.72 朱孝录主编. 中国机械设计大典. 第4卷. 机械传动设计. 南昌：江西科学技术出版社，20023 朱孝录主编. 机械传动装置选用手册. 北京：机械工业出版社，19994 邱宣怀等编著.机械设计.第4版. 北京：高

45、等教育出版社，1997（2009重印）5 机械设计手册编委会.机械设计手册.减速器和变速器 第4版. 北京：机械工业出版社，2007.2（2007.6重印）6 王之栎，王大康主编.机械设计综合课程设计.第2版.北京：机械工业出版社，2007.87 张春宜等编著减速器设计实例精解. 北京：机械工业出版社，2009.78 于惠力，李广惠，尹凝霞编著.轴系零部件设计实例精解. 北京：机械工业出版社，2009.69 渐开线齿轮行星传动的设计与制造编委会著. 渐开线齿轮行星传动的设计与制造. 北京:机械工业出版社.2002.410 孙桓,陈作模,葛文杰主编;西北工业大学机械原理及机械零件教研室编.机械原理.第7版.北京:高等