十字滑块输出机构的减速器设计毕业设计说明书

本科毕业设计（论文）题目 十字滑块输出机构的减速器设计 学 院 机械工程学院 年 级 2009 专 业 机械工程及自动化(机械设计与制造) 班 级 0708092 学 号 070809203 学生姓名 指导教师 职 称 高级实验师 论文提交日期 2013.05. 15 十字滑块输出机构的减速器设计摘 要本文首先对一齿差渐开线行星齿轮减速器的定义、种类、发展现状、特点、研究重点进行了介绍， 并着重介绍了新型的十字滑块式偏心输出机构的机械传动装置。设计时首先在一齿差齿轮传动的基础上进行机构的运动设计，包括几何尺寸的设计计算、强度校核计算等，然后对主要零件进行详细的受力分析和设计计算，从而进行装配结构的设计，并最终在Auto CAD环境下绘出减速器的装配图和零件图。另外，还在NX环境下实现三维建模，并对减速器传动进行相关的分析。关键字：行星齿轮 减速器 十字滑块 偏心 建模 Oldham-output Mechanism reducer design Abstract The first one tooth difference involute line planetary gear reducer definition of type, development status, characteristics, research priorities were introduced, and highlights new Oldham eccentric mechanical transmission of the output mechanism. Design first one tooth difference gear transmission on the basis of the kinematic design, including the geometry of the design, strength check calculation, then the main parts of a detailed stress analysis and design calculations, assembly structure design, and eventually drawn in Auto CAD environment the reducer assembly drawing and parts diagram. In addition, also NX environment 3D modeling, analysis and final drive gear. Keywords: Planetary gear;Reducer ;The Oldham ;Eccentric ;Modeling目录1.前言11.1课题来源11.2 产品的发展现状和优缺点11.3渐开线少齿差行星传动22.传动方案的总体设计32.1拟定传动方案32.2电动机的选择32.3 选择W机构32.4零件材料与热处理的选择43.减速装置的设计53.1齿轮齿数的确定53.2模数的确定63.3齿轮几何尺寸的设计计算93.4偏心轴的设计193.5输出轴的设计223.6行星轮的设计234.主要零件的校核254.1偏心轴的校核254.2十字滑块的强度校核284.3转臂轴承的寿命校核294.4齿轮的弯曲强度校核305.渐开线少齿差行星传动效率计算325.1 渐开线少齿差行星齿轮的啮合效率325.2 滚动轴承的效率335.3 输出机构的效率345.4 搅动润滑油损耗的效率345.5渐开线少齿差行星减速装置的总效率346.减速器的润滑与密封与固定357.三维建模367.1零件三维建模367.2虚拟装配及爆炸图39结束语41参考文献42致谢43IV常熟理工学院毕业设计论文1.前言1.1课题来源本次毕业设计是根据老师给定设计内容进行毕业设计。设计内容为十字滑块式输出机构的减速器设计，设计前我认真研究了本减速器的减速原理，了解它的特点和相关减速器的种类，最后根据老师给定的参数展开设计。1.2 产品的发展现状和优缺点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的减速器，并要求减速器体积小，重量轻，传动比范围大，效率高，承载能力大，运转可靠和寿命长。减速器的种类虽然很多，但是普通的圆柱齿轮减速器的体积大，结构笨重；普通的蜗轮蜗杆减速器在大的传动比上，效率低；摆线针轮行星减速器虽然能满足以上提出的要求，但是成本高，需要专用设备制造；而渐开线少齿差行星减速器不但基本上能满足以上要求，并且可用通用工具在插齿机上加工，因而成本低。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、起重运输以及建筑工业等部门中取得了广泛的应用15。由于制造条件和用途的不同，这种渐开线少齿差传动的结构形式也各不相同。就其输出机构而言，大致可以分为如下几种：销轴式、浮动盘式、滑块式、少齿差式（也称双内啮合式）、零齿差式、波纹管式、双曲柄式以及单销单槽滑移式14。在渐开线少齿差行星传动中，以十字滑块形式传动的少齿差行星齿轮应运而生，该传动形式的优越性有如下几点：1、传动传动比大，范围广少齿差传动可以用很少数目的构件获得很大的传动比，而且结构紧凑，装配也比较容易。少齿差减速器，传动比范围大，单极传动比为8180，传动效率也比较高，单级传动效率为0.80.94.由于少齿差传动的一些优点，它可以用来代替一般的蜗轮蜗杆减速器或多级圆柱齿轮减速器。但是，为了防止因两轮齿差数过少而引起的齿廓重迭干涉，需要采用较大的啮合角，因而增大了齿轮的径向力。此外，还需要一个偏心输出机构，致使它的传递功率和传动功率都受到了一些限制。所以，一般来说，少齿差传动适用于具有传动比大而间断工作的中小型动力传动。2、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三分之一至三分之二16。3、机械效率高影响少齿差行星齿轮减速器总效率的因素主要有齿轮啮合摩擦损耗、轴承损耗和输出机构损耗等。其中渐开线少齿差齿轮啮合效率是随传动比的增大而降低的，传动比由10到100时效率约降低10 。考虑到输出机构对效率的影响，其效率略低于同步渐开线齿轮的效率，这样，减小十字滑块式少齿差行星齿轮减速器少齿差部分的速比是提高效率的有效措施。4、运转平稳、噪音小由于是内啮合传动，两啮合齿轮一位凹齿，一位凸齿，两齿的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，又使用短齿制，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3-9对轮齿同时接触受力，所以运转平稳，噪音小17。5、工艺简便，成本降低，加工方便渐开线少齿差行星传动减速器加工方便、装拆简单，不需要专用机床和特殊的刀具加工，而且十字滑块制造非常方便，成本低，更换方便而且类型较多，可供多种选择。6、输出轴和电动机为同一轴线，安装和使用较为方便。但是这种减速器还存在下列缺点：1、计算复杂，盲目性大 当内齿轮与行星轮的齿数差为1-4时，装配时会产生各种重迭干涉，为了避免这些干涉，需要对内外齿轮进行变位，所以计算复杂，特别是变位系数的选取。2、转臂轴承承受力较大，寿命较短由于齿轮采取变位后啮合角较大，故转臂轴承上所受的径向分力增大，精度难以保证，也是齿轮传动的制约因素和薄弱环节，因而使高速轴传递的功率受到限制。3、有的结构需要加装平衡块NN型及有些N型减速器，需要仔细地进行动平衡，否则会引起较大的振动。1.3渐开线少齿差行星传动渐开线少齿差行星传动是一种特殊的轮系，其由固定的渐开线内齿轮2、行星轮1、系杆H及输出机构V组成。因齿轮1和2采用渐开线齿廓，且两者齿数相差很少，一般为14，故称为渐开线少齿差行星传动，也称为K-H-V型轮系。2.传动方案的总体设计2.1拟定传动方案设计一齿差渐开线十字滑块输出机构的行星齿轮减速器，该减速器由电机直接驱动，内齿轮固定，十字滑块式输出。已知设计参数有：1、电动机功率：；2、电动机转速：； 3、传动比：；4、减速器的使用寿命初步定为为年，两班制，每年工作天。2.2电动机的选择因为本减速器的使用环境空气温度是随季节变化，但不会超过,海拔不超过，所用额定电压为,额定频率为,且考虑到工作功率在及以下的电动机采用接法，及以上采用接法，工作方式为连续使用（）且考虑到滑块式输出机构的输出转速以不超过为宜，机构用于低转速、传递转矩不大的场合，所以选择电动机的系列名称为封闭式三相笼型异步电动机，型号为，额定功率为，转速，工作方式(连续),外壳防护等级,冷却方式为。该电动机的应用范围是除用途外，还适用于灰尘多、土扬水溅的场合，如农业机械、矿山机械、搅拌机、碾米机、磨粉机等；结构特点为一般用途封闭自扇冷式，能防止灰尘、铁屑和其他杂物侵入电动机内部；主要特性是效率高、噪声低、振动小、体积小、重量轻、运行可靠、安装维护方便、温升低，所以特别符合本减速器的要求。2.3 输出机构的介绍较常用的将行星轮与输出轴连接起来的输出机构有销轴式、十字滑块式、浮动盘式和零齿差式四种，以十字滑块介绍如下：该机构是由两个端面具有矩形块的连接盘和两个端面具有凹槽的行星齿轮，和一个带有对应凹槽的输出轴组成。它的优点是结构简单紧凑、制造方便，成本较低，且连接盘可以游动以补偿转动时造成的误差。但其承载能力和传动效率相比销轴式低，故适于传递小功率，低转速和不连续运转的条件下工作。2.4零件材料与热处理的选择表2-1 少齿差行星传动零件的常用材料零件名称材料热处理硬度备注说明行星轮、内齿轮调质处理内齿轮也可以用球墨铸铁，如滑块淬火输入轴、输出轴调质处理箱体、机座铸后消除内应力3.减速装置的设计 3.1齿轮齿数的确定构件字母代号：行星轮齿数；内齿轮齿数；系杆为。（a) 当内齿轮固定时的传动比计算 图3-1 ()型少齿差行星传动原理内齿轮固定时，则，高速轴（转臂)输入，行星轮的低速自转速度输出，计算传动比，则有则 由以上可知，为了获得较大的传动比，越大越好，内外齿轮的齿数差越小越好。当一定时，则，传动比最大。少齿差行星传动可按实际需要做成1、2或者3、4齿差形式。公式中的负号表示输入轴的转向与输出轴的转向相反。（b）当内齿轮输出时的传动比计算图3-2 ()型少齿差行星传动原理输出轴固定，高速轴（转臂）输入，内齿轮输出，这时行星外齿轮仅仅作平动，不作转动，即，这种传动最适合用于卷扬机构，其内齿轮与卷筒相连。因输出机构（简称机构）只起到连接作用，并不会改变转速，故有公式。内齿轮输出传动比的计算如下：由上式知，越大，越小，则获得的传动比越大。此时，输入与输出的转向相同。本减速器属于第一种情况内齿轮固定时的传动比计算且为为一齿差，即，传动比，其中的负号表示输入轴的转向与输出轴的转向相反。由方程可得，。3.2模数的确定目前设计一般使用的齿轮传动，通常只保证齿根弯曲疲劳强度及保证齿面接触疲劳强度两大准则计算，因为本减速器采用了内啮合和较大的正变位齿轮副，齿面接触强度和齿根弯曲强度得到提高，且齿面接触强度远高于齿根弯曲强度。所以该齿轮传动的模数通常是先按齿根弯曲强度选取，最后再校核齿面接触疲劳强度是否满足。先根据齿根弯曲强度设计 根据公式 依次查询文献确定公式中的数值1）计算载荷系数查参考文献6第193页有：原动机为均匀平稳工作，取使用系数 对传动精度系数的高精度齿轮，在良好的安装和对中精度以及合适的 润滑条件下，动载系数为，所以取齿间载荷分配系数 .齿向载荷分布系数 所以载荷系数 2）查取齿形系数 因为齿形系数与齿的大小（模数）无关，只与轮齿的齿廓形状有关。因此可根据齿数来选取齿形系数。根据参考文献14及齿轮齿顶高系数查该文献中图8-5，因为齿数齿数,可得，。3）查取齿轮的弯曲疲劳强度极限 据参考文献6中图10-20 知4）查取弯曲疲劳寿命系数应力循环次数根据参考文献6中图10-18，查得5）计算弯曲疲劳许用应力对弯曲疲劳强度来说，如果一旦发生断齿，就会引起严重的事故，因此在进行齿根弯曲疲劳强度计算时取，所以取齿轮的弯曲应力按下式计算5）计算行星轮齿轮的 将行星轮的数值代入公式中计算。6）计算行星轮传递的转矩因为电动机是通过轴和轴承将功率传递给行星轮，且行星轮的数目为2个，共同分担功率，所以乘以分布系数0.6。7）选取圆柱齿轮的齿宽系数少齿差行星传动减速器，要求整体结构小而紧凑，轴向尺寸小，传递的功率为，数值较低。因此要求齿轮的厚度很小，通常取，所以选取。8）将以上数值代入公式计算取9)行星轮的分度圆直径 齿宽 ，圆整后取再校核齿面接触疲劳强度 10)计算齿面接触应力将、代入上式得其中 齿数比 为弹性影响系数，；数值列于表10-6,查得 为区域系数：对于标准直齿轮时，将数值代入公式中计算11)计算许用接触应力取失效概率为1%，为疲劳强度安全系数。对于接触疲劳强度计算，由于点蚀破坏发生后只会引起噪声、振动增大，并不会立即导致不能继续工作的后果，故可以取。但对弯曲疲劳强度来说，如果一旦发生断齿，就会引起严重的事故，因此在进行齿根弯曲疲劳强度计算时取6。查图10-21（d)得根据应力循环齿数查图10-19得代入公式 因为 所以满足齿面接触疲劳强度，模数，符合设计要求。3.3齿轮几何尺寸的设计计算1）确定齿轮的加工方法。，用滚刀加工。，用的插齿刀加工，其中初选齿顶高系数选取。取顶隙系数，内齿轮插齿刀变位系数，齿顶高系数2)选择变位系数及啮合角渐开线少齿差行星齿轮传动，因为内外齿轮的齿数相差少，一般为1-4个，所以需要对齿轮的渐开线齿廓进行变位以防止各种干涉的发生，因为采用了变位齿轮，对变位系数的选取通常有三种，一是采用试算法，但非常复杂，计算量非常大，盲目性也大；二是采用封闭图法，虽然过程直观、醒目，但范围较大，计算较多；但是查几何参数表，借助计算机辅助程序，利用电脑程序MATLAB，求出齿轮的变位系数。在齿数模数已知的条件下，应先选择合适的啮合角，通过优化变位系数来满足设计要求。表3-1 齿数差与啮合角的关系齿数差啮合角1234运行MATLAB程序，在MATLAB中输入参数：齿轮的模数3、外齿轮的齿数57、内齿轮的齿数58、插齿刀齿数34、需要组数据30组，可得到如下数据组：N 1 0.914766 1.66427 57.3686 0.0567279 1.16524 2.61397 2 1.22691 2.00281 57.8123 0.51529 1.0396 2.64605 3 1.19144 2.09842 59.8129 0.816496 1.05113 2.80324 4 1.27837 2.00886 57.0393 0.443424 1.02052 2.59076 5 1.02644 1.9665 60.2713 0.750442 1.11629 2.84242 6 1.02647 1.8911 59.2005 0.550632 1.11754 2.75281 7 1.23067 2.08808 59.0931 0.728581 1.03663 2.74419 8 1.15063 1.93016 57.8721 0.447204 1.06948 2.65045 9 1.14404 2.03485 59.5827 0.735094 1.07009 2.78403 10 1.12437 1.81931 56.4006 0.165288 1.08162 2.54713 11 1.11789 1.98255 59.201 0.643627 1.08091 2.75286 12 1.17781 1.96495 57.9966 0.496494 1.05862 2.65966 13 1.241 1.87016 55.1308 0.102679 1.03731 2.4655 14 1.10558 1.97408 59.2577 0.641691 1.08574 2.75743 15 0.948949 1.72107 57.7496 0.181755 1.15076 2.64147 16 1.31472 2.02949 56.7607 0.436618 1.00682 2.57151 17 1.10356 1.93263 58.6621 0.534406 1.08724 2.71021 18 1.03239 1.90842 59.3682 0.587942 1.11495 2.76641 19 1.30135 1.90609 54.6269 0.0993461 1.01456 2.43486 20 1.13569 1.93266 58.1558 0.47987 1.07506 2.67155 21 1.19698 2.07808 59.4421 0.757893 1.04939 2.77245 22 1.28897 2.02696 57.1702 0.474227 1.01626 2.59993 23 1.23611 1.87942 55.4142 0.141625 1.03887 2.48316 24 1.1315 2.05924 60.1026 0.815686 1.07444 2.82785 25 1.18225 1.89014 56.6368 0.275508 1.05848 2.56306 26 1.19662 1.96998 57.7702 0.478078 1.0515 2.64297 27 1.15545 1.97884 58.574 0.571643 1.06676 2.70339 28 1.26046 1.90643 55.467 0.179306 1.02934 2.48648 29 1.19988 1.92743 56.9876 0.353023 1.05114 2.58716 30 1.20241 2.00776 58.2899 0.569709 1.04862 2.68166 其中N为序号，初取30组；为行星齿轮的变位系数；为内齿轮的变位系数；为传动啮合角；为重合度；为齿廓重叠干涉系数。选取第19组数据进行优化，取变位系数，变位系数，传动中心距为，传动啮合角，齿轮传动的重迭干涉系数,齿轮传动的重合度为。3）验算中心距。选取传动啮合角，则选取分度圆压力角标准中心距 偏心距 则 4)选取行星轮变位系数，求内齿轮变位系数。将分度圆齿厚增量系数值代入公式有： 5)制造啮合角的计算，指时的制造啮合角。 6)内齿轮数的变位系数7)插制内齿轮的中心距变动系数 8)中心距变动系数 9)齿轮高变动系数 （取绝对值）10)齿顶高 外齿轮 内齿轮11)分度圆半径 外齿轮 内齿轮 12)基圆半径 外齿轮 内齿轮 13)齿顶圆半径 外齿轮 内齿轮 14)安装的必要条件校验 安装许可，不会干涉。15)齿廓重叠干涉验算 没有干涉，因此满足要求。16)重合度计算 满足要求。端面重合度为优化所得，即；轴向重合度，总的重合度。17)总变位系数18)插内齿轮时的啮合角当时，将数值代入公式计算故 19)插内齿轮时的中心距当时，计算公式为 20)齿根高 外齿轮 内齿轮 21）齿根圆半径 外齿轮 内齿轮 22）插齿刀的齿根圆直径 因为行星轮用滚刀加工，查新直齿插齿刀的基本参数，见表4-4得当齿轮模数为时，插齿刀的分度圆直径为，插齿刀的变位系数，计算时取，插齿刀齿高系数。23）行星轮、内齿轮及插齿刀的顶圆压力角、 ，24)校核内齿轮加工时，是否产生展成顶切要保证条件 ,故不会产生展成顶切25) 校核插内齿轮时，是否产生径向切入顶切查参考文献14中表4-4，新直齿插齿刀的基本参数和被加工内齿轮不产生径向切入顶切的最少齿数的当，的插齿刀加工的内齿轮的最少齿数，故不会产生径向切入顶切。26) 校验过渡曲线干涉 避免内齿轮齿根干涉的条件因为，故内齿轮齿根不会干涉校验行星齿轮齿根干涉，因此满足条件27)避免行星轮齿根干涉的条件 因为，故小齿轮齿根不会干涉。28)校验行星轮齿顶厚度因为行星轮齿顶厚度的计算条件是当分度圆压力角时， 对于正火调质钢，对于淬火钢，因此均满足条件。29)外齿轮跨测齿数 所以取30)外齿轮公法线长度 31)内齿轮跨齿槽数 取32)内齿轮公法线长度 33)量柱直径 取34)量柱距 内齿轮齿数为偶数时， 3.4偏心轴的设计轴的设计包括结构设计和工作能力计算两方面的内容。轴的结构设计是根据轴上零件的安装、定位以及轴的制造工艺等方面的要求，合理地确定轴的结构形式和尺寸。多数情况下轴的工作能力主要取决于轴的强度。这时只需要对轴的进行强度计算，以防止断裂或者塑性变形。轴的主要材料是碳钢和合金钢，其中最常用的是45钢6。1）初算轴的最小轴径 在做轴的结构设计时，通常按扭转强度方法初步估算轴径。轴的扭转强度条件为 式中扭转切应力，； 轴所受的扭矩，； 轴的抗扭截面系数，； 许用扭转切应力，由上式可得到轴的直径式中,具体数值和材料的见下表表3-2 轴的材料与的关系轴的材料从表中知轴的材料为时，考虑到轴端承受转矩，取，代入公式得。 应当指出，当轴截面上开有键槽时，应增大轴径以考虑键槽对轴的强度削弱。对于直径的轴，有一个键槽时，轴径增大；对于直径的轴，有一个键槽时，轴径增大，然后将轴径圆整为标准直径。本偏心轴的直径，故拟将直径增大。 偏心轴轴通过联轴器与电动机连接，电动机外伸轴径与最小轴径相差太大，应根据式估算，则最后确定减速器输入轴最小直径。2）轴的结构设计 轴的结构设计包括定出轴的合理外形和全部结构尺寸。 轴的结构主要取决于以下因素：轴在机器中的安装位置及形式；轴上安装的零件的类型、尺寸、数量以及和轴连接的方法；载荷的性质、大小、方向及分布情况；轴的加工工艺等。由于影响轴的结构的因素很多，且其结构形式又要随着具体情况的不同而异，所以轴没有标准的结构形式。设计时，必须针对不同情况进行具体的分析18。本偏心轴初步拟分为段，结构简图如下：图3-3 输入轴简图轴段为联轴器与轴的连接，需开有键槽，由以上知直径，暂取，根据轴径初选A型键，键的尺寸为。轴段为偏心轴穿过轴承端盖，选择轴承为深沟球轴承，型号为型，内径，外径，轴承宽度，圆角半径。轴承采用轴用弹性挡圈固定，根据轴径查得挡圈厚度，沟槽基本尺寸，宽度。轴承端盖暂选为凸缘式，其与箱座孔配合处较长时，为了减小接触面，应在端部车出一段较小的直径，使配合长度为，但配合长度也不能太短，以免拧紧螺钉时端盖歪斜，一般取,为轴承外径，取，由结构确定，一般取，综合以上，暂取。轴段3和轴段5安装轴承以支承两个行星齿轮，因为固定轴承的方式采圆螺母和止动垫圈，故直径略大于轴段3，即，考虑到行星轮工作过程中承受的动载荷较大，故取轴承为圆柱滚子轴承，型号为型，内径，外径，轴承宽度，圆角半径，又由于需要在轴上加工螺纹，根据直径查圆螺母，初取螺纹规格,圆螺母外圆直径，厚度；查圆螺母用止动垫圈，内径，厚度，因此轴段3的长度定为：，取。轴段4为两个偏心轴的连接部分，取，。轴段7用于支承输出机构，将转矩传入输出轴，选轴承为内圈有单挡边的圆柱滚子轴承，型号为，内径 ，,，圆角半径。轴段6用于轴段7上的轴承定位，取，长度。各轴段直径和长度见下表表3-3 输入轴各轴段直径和长度轴段1234567直径24304048403025长度403532103210153.5输出轴的设计本输出轴的结构需与十字滑块凹凸啮合，由十字滑块带动输出轴旋转。输出轴需加工凹槽。输出轴分为9个轴段，结构简图如下：图3-4 输出轴简图轴段1用于与十字滑块相啮合，初取长度，直径。轴段1内需加工孔，且安装轴承，尺寸与输入轴轴承外径相等。轴段2为凸肩，起过渡作用，直径，长度取。轴段4安装轴承以支承端盖，选用圆锥滚子轴承，型号为，内径，轴承外径，取。轴段3为轴段4的轴承提供轴向定位，考虑到轴肩高度要低于轴承内圈的高度，取，则轴段3的直径，长度取。轴段5为光滑输出轴段，起到过渡作用，取，。轴段6安装支承轴承，同样选圆锥滚子轴承，型号为，内径，轴承外径，取。轴段7安装圆螺母和止动垫圈用以固定轴承轴向定位，初取螺纹规格,圆螺母外圆直径，厚度；查圆螺母用止动垫圈，内径，厚度，考虑到紧固，因此轴段7的长度初选为。轴段8穿过轴承盖，取，。轴段9为最终输出端，需要加工键槽，输出轴直径，其中为输出轴转速，代入公式计算，有，取，。查取手册根据轴径初选键槽宽度，长度，据标准系列选。具体数值见下表：表3-4 输出轴各轴段直径和长度轴段123456789直径13010090807570605654长度34422250181722603.6行星轮的设计因为装配行星轮的输入轴有两段偏心，且需与十字滑块相配合连接以传递扭矩，故两个行星轮并不相同。行星轮的标准参数值、变位系数和加工方法见3.3节，下面着重叙述行星轮的面加工。行星轮1的设计行星轮1只需一面开槽与十字滑块相连接，因行星轮装在轴承上，考虑到轴承外圈的固定，故行星轮根据轴承外径钻孔的同时且在半径方向预留的长度，宽度为的长度。接下来是在行星轮直径方向加工槽，因为行星轮要与十字滑块相连接，考虑到滑块的游动和加工的方便，故以行星轮的分度圆中心加工直径为，宽度为，槽深的槽，且沿着半径至圆心方向打通。行星轮2的设计在行星轮2上的根据轴承外径钻孔及预留量与行星轮1相同，因为滑块1需与行星轮2相连接，且滑块要在行星轮上游动，故在行星轮2上以行星轮的分度圆中心为圆心加工大于滑块的直径的凹槽，取直径，槽深，同时以该圆心径向加工宽度为，槽深的槽至上述凹槽直径处，且沿着半径至圆心方向打通。行星轮的另一面需与输出轴相连接，以行星轮的分度圆中心为圆心径向加工宽度为，直径为，深度为的槽，且沿着半径至圆心方向打通。具体视图可见二维零件和三维视图。4.主要零件的校核4.1偏心轴的校核通过轴的结构设计，轴的主要结构尺寸，轴上零件的位置，以及外载荷和支反力的作用位置均已确定，轴上的载荷（弯矩和扭矩）已可以求得，因而可以按弯扭合成强度条件对轴进行强度校核计算。（1）做出轴的计算简图（即力学模型）图4-1 轴的计算简图（2）做出弯矩图、扭矩图先求出作用在行星齿轮上的圆周力和径向力圆周力 径向力 因为两个行星轮相同，所以圆周力和径向力都相等。对力学模型坐受力分析：（A）在垂直面上有： 受力平衡关系有 根据力矩平衡原理有： 其中， 代入公式计算：,（B）在水平面上有： 受力平衡关系有 根据力矩平衡原理有计算结果得 ,计算弯矩： 垂直面上处 处 水平面上处 处 合成弯矩：扭矩为输入轴扭矩根据以上各数据，作出弯矩扭矩图 图4-2 轴所受的弯矩、扭矩图（3）校核轴的强度已知轴的弯矩和扭矩后，可针对图中的危险截面做弯扭合成强度校核计算。弯矩所产生的弯曲应力是对称循环变应力，而扭矩所产生的扭转切应力则常不是对称循环变应力。为考虑两者循环特性不同的影响，引入折合系数6。则计算应力为 弯曲应力 扭转切应力, 其中为抗弯截面系数 故抗弯截面系数 抗扭截面系数 弯曲应力 扭转切应力 查手册表材料为的许用弯曲应力计算应力 故偏心轴满足设计要求。4.2十字滑块的强度校核采用十字滑块联轴器作为输出机构，只要验算承压面的比压就可以了。十字滑块承压面的压强计算公式为式中 输出轴转矩（） 十字滑块的高度（） 十字滑块的圆盘直径（） 许用压强，可由参考文献14中表7-3可知，对于钢和铸铁，在工作条件良好的工作状况下，材料的许用压强为。输出轴扭矩十字滑块（1）各项参数值如下，高度；直径；输出轴转矩，代入公式计算 故符合强度要求。 十字滑块（2）各项参数值如下，高度，直径。代入公式计算 故符合强度要求。 4.3转臂轴承的寿命校核转臂轴承是渐开线少齿差行星传动装置的薄弱环节之一，因轴承在高速重载条件下工作，故传动装置所能传递的能力，往往受轴承的承载能力的限制，设计时尽量选用高效能的轴承14。 式中 轴承基本额定动载荷； 轴承寿命； 轴承转速，当内齿轮固定时，其中为输入轴转速，为输出轴转速； 寿命系数，对于深沟球轴承，。当轴承工作温度高于时，应将值乘以温度系数，使得降低，值列于下表。 圆柱滚子轴承的型号，查表知；因圆柱滚子轴承工作时只受径向力，故动载荷：因为在工作过程中存在附加载荷和轻微冲击，取载荷系数， 故动载荷 输入轴转速，输出轴转速，故轴承转速； 代入公式计算有：转臂轴承的寿命要求在，所以满足寿命要求。4.4齿轮的弯曲强度校核对于渐开线少齿差行星齿轮传动，可只校核齿根的抗弯强度，因实际上是多对齿啮合接触受力14。弯曲应力的计算公式为 式中 齿根许用弯曲应力 端面内分度圆上的名义切向力 齿形系数 重合度系数，对于型少齿差传动，可取如下数值：当时，;当时，；当时， 实验齿轮的弯曲疲劳强度 弯曲强度的寿命系数，对N型少齿差传动，可取 应力修正系数。若齿根圆角半径不小于，取 尺寸系数。当时，取；当时，取。 弯曲应力的计算安全系数 弯曲应力的最小安全系数，对N型少齿差传动，取 校核行星轮：齿形系数已有，因为当时，实验齿轮的许用弯曲应力为，齿轮的弯曲疲劳极限，寿命系数，应力修正系数，因为模数，所以尺寸系数。 弯曲应力 弯曲应力的计算系数 故弯曲强度符合要求。 校核内齿轮：当时，齿形系数 可由公式法计算，公式如下代入数值计算弯曲应力 弯曲应力的计算系数计算：故内齿轮满足强度要求。5.渐开线少齿差行星传动效率计算渐开线少齿差行星传动，一般用于减速器和卷扬机中，主要功率损失有啮合摩擦损失、输出机构的摩擦损失、滚动轴承的摩擦损失和搅动润滑油的损失等。因此，渐开线少齿差行星传动的总效率主要由这四部分组成14。渐开线少齿差行星传动效率用公式表示如下：式中：-齿轮啮合效率； -滚动轴承效率； -输出机构效率； -搅动润滑油的损耗效率。但是目前很难用一个完整的、符合实际情况的效率公式来表达，弥补的办法是借助于试验，测定出实际的效率，这是可信的。5.1 渐开线少齿差行星齿轮的啮合效率行星齿轮的啮合效率的计算方法有多种，比较简便的方法是啮合功率法。假定行星轮系与转化轮系中的摩擦损失近似相等。因此可以利用简化机构来确定行星轮系在啮合中的损失功率。应当指出，虽然转化机构中各齿轮之间的圆周力与原行星轮系各齿轮之间的圆周力相等，但由于两者构件之间绝对速度不同，因此两者所传递的功率并不相同，啮合效率是不一样的14。内齿轮固定时的啮合效率的计算公式： 式中为转化机构的啮合效率，近似等于定轴轮系的啮合效率，一般取。将各参数值代入公式计算，则啮合效率为5.2 滚动轴承的效率 对于渐开线少齿差行星齿轮减速装置，除了啮合功率损失外，还有滚动轴承的摩擦损失也不能忽略。轴承的效率包括轮臂轴承、输入轴、输出轴上的轴承效率14： 式中：转臂轴承的效率， 输入轴上轴承的效率 输出轴上轴承的效率其中，输入轴、输出轴上的滚动轴承的功率损失的概略计算方法和一般的定轴轮系一样，在计算时可近似地取或14。内齿轮固定时转臂轴承的效率的计算过程如下：当内齿轮固定时，行星外齿轮作平动，又做低速转动，a其角速度为。这时外齿轮与转臂之间的相对角速度为，转臂轴承中消耗的摩擦功率为转臂轴承传递的功率仍为转臂轴承的效率为 从上式可知，当转向相同时，则效率比内齿轮作输出时稍高；当转向相反时，则其效率比内齿轮做输出时稍低14。由于渐开线少齿差减速装置，所以上式可近似地写成： 概略计算时仍可近似取，现取。故滚动轴承的效率为5.3 输出机构的效率输出机构的形式很多，十字滑块式的输出机构，根据联轴器的效率，在计算时采用概略值，,现取14。5.4 搅动润滑油损耗的效率搅动润滑油损耗的效率与齿轮速度、油粘度、齿轮浸入油池的深度等因素有关。其可以用下式近似计算： 式中：圆周速度； 在工作温度下油的运动粘度； 齿轮啮合副的齿数差，即； 所传递的功率； -浸入润滑油的齿顶宽度。 按上式计算得到的搅油损耗功率很小，故在计算时可忽略不计。5.5渐开线少齿差行星减速装置的总效率综合上述分析，整个渐开线少齿差行星齿轮减速装置的效率可近似表述为 6.减速器的润滑与密封与固定齿轮的圆周速度将参数值代入公式计算故采用喷油润滑方式。左右端盖与轴之间采用内部装有金属骨架的橡胶密封圈，其靠外圈与孔实现轴向固定，其是用耐油橡胶制成，利用弹簧使橡胶与轴保持一定的压力，密封可靠。减速器的固定采用6个M16的地脚螺栓与地基相连。7.三维建模本毕业设计在后期对所设计的减速器的传动部分进行了三维建模，并在UG NX6环境下进行装配。7.1零件三维建模 图7-1 行星轮1 图7-2 行星轮2图7-3 内齿轮图7-4 输入轴图7-5 输出轴 图7-6 十字滑块7.2虚拟装配及爆炸图图7-7 虚拟装配图图7-8 爆炸图图7-9 运动仿真图 结束语 我的毕业设计课题是十字滑块式输出机构的减速器设计，指导老师是杨金花老师。经过近四个月的努力，我对这种行星传动已经有了比较深入的了解，这种传动的特点是：传动比大、结构紧凑、加工方便、运行可靠、输出轴与电动机为同一轴线，安装和使用比较方便等特点。起初拿到课题时本以为很简单，寒假细细研究后发现实则不然，对本减速器减速的原理并不了解，开学后在老师和同学的交流下才弄清原理，因为在校期间曾做过减速器的课程设计，所以对整个减速器设计的过程比较熟悉，不同以前课程设计之处就在于自己选参数，自己设计，自己思考，时间跨度大。本次毕业设计学到的东西之多是不容置疑的，再次熟悉了二维CAD的软件使用，同时也学会了UG NX 软件，这是收获最大的地方。参考文献1张春宜,郝广平,刘敏编著.减速器设计实例精解.北京：机械工业出版社,2010.2运输机械设计选用手册编辑委会编.北京：化学工业出版社,1999.3于岩,李维坚编著.运输机械设计. 中国矿业大学出版社,1998.4刘延俊主编.液压与气压传动.(第2版).北京：机械工业出版社,2007.