二级减速器开题报告

第一篇：二级减速器开题报告

课程设计开题报告

题目：二级圆柱齿轮减速器设计

姓名： 学号： 专业年级：

指导教师：

二○一四年十月七日

一、选题的依据及意义：

随着社会的发展和人民生活水平的提高，人们对产品的需求是多样化的，这就决定了未来的生产方式趋向多品种、小批量。在各行各业中十分广泛地使用着齿轮减速器，它是一种不可缺少的机械传动装置.它是机械设备的重要组成部分和核心部件。目前，国内各类通用减速器的标准系列已达数百个，基本可满足各行业对通用减速器的需求。国内减速器行业重点骨干企业的产品品种、规格及参数覆盖范围近几年都在不断扩展，产品质量已达到国外先进工业国家同类产品水平，承担起为国民经济各行业提供传动装置配套的重任，部分产品还出口至欧美及东南亚地区，推动了中国装配制造业发展。

圆柱齿轮减速器是一种使用非常广泛的机械传动装置。减速器是用于原动机与工作机之间的独立的传动装置，用来降低转速和增大转矩，以满足工作需要。在现代机械中应用极为广泛，具有品种多、批量小、更新换代快的特点。目前生产的各种类型的减速器还存在着体积大、重量重、承载能力低、成本高和使用寿命短等问题，与国外先进产品相比还有较大的差距。对减速器进行优化设计，选择最佳参数是提高承载能力、减轻重量和降低成本等各项指标的一种重要途径。目的： 通过设计熟悉机器的具体操作，增强感性认识和社会适应能力，进一步巩固、深化已学过的理论知识，提高综合运用所学知识发现问题、解决问题的能力。学习机械设计的一般方法，掌握通用机械零件、机械传动装置或简单机械的设计原理和过程。对所学技能的训练，例如：计算、绘图、查阅设计资料和手册，运用标准和规范等。学会利用多种手段(工具)解决问题，如：在本设计中可选择CAD等制图工具。了解减速器内部齿轮间的传动关系。意义： 通过设计，培养学生理论联系实际的工作作风，提高分析问题、解决问题的独立工作能力；通过实习，加深学生对专业的理解和认识，为进一步开拓专业知识创造条件，锻炼动手动脑能力，通过实践运用巩固了所学知识，加深了解其基本原理

二、国内外研究概况及发展趋势（含文献综述）：

1、国外减速器技术发展简况

齿轮减速器在各行各业中十分广泛地使用着，是一种不可缺少的机械传动装置。当前减速器普遍存在着体积大、重量大，或者传动比大而机械效率过低的问题。国外的减速器，以德国、丹麦和日本处于领先地位，特别在材料和制造工艺方面占据优势，减速器工作可靠性好，使用寿命长。但其传动形式仍以定轴齿轮传动为主，体积和重量问题，也未解决好。最近报导，日本住友重工研制的FA型高精度减速器，美国Alan-Newton公司研制的X-Y式减速器，在传动原理和结构上与本项目类似或相近，都为目前先进的齿轮减速器。当今的减速器是向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向发展。因此，除了不断改进材料品质、提高工艺水平外，还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。减速器与电动机的连体结构，也是大力开拓的形式，并已生产多种结构形式和多种功率型号的产品。

目前，超小型的减速器的研究成果尚不明显。在医疗、生物工程、机器人等领域中，微型发动机已基本研制成功，美国和荷兰近期研制的分子发动机的尺寸在纳米级范围，如能辅以纳米级的减速器，则应用前景远大。

2、国内减速器技术发展简况

国内的减速器多以齿轮传动、蜗杆传动为主，但普遍存在着功率与重量比小，或者传动比大而机械效率过低的问题。另外，材料品质和工艺水平上还有许多弱点，特别是大型的减速器问题更突出，使用寿命不长。国内使用的大型减速器(500kw以上)，多从国外(如丹麦、德国等)进口，花去不少的外汇。60年代开始生产的少齿差传动、摆线针轮传动、谐波传动等减速器具有传动比大，体积小、机械效率高等优点?。但受其传动的理论的限制，不能传递过大的功率，功率一般都要小于40kw。由于在传动的理论上、工艺水平和材料品质方面没有突破，因此，没能从根本上解决传递功率大、传动比大、体积小、重量轻、机械效率高等这些基本要求。90年代初期，国内出现的三环(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。北京理工大学研制成功的“内平动齿轮减速器”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，以及输入轴和输出轴在同一轴线上的优点，处于国内领先地位。国内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内啮合齿轮机构，因此又可以分为内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，其内齿轮作平动运动，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。由于内齿轮作平动，两曲柄中心设置在内齿轮的齿圈外部，故其尺寸不紧凑，不能解决体积较大的问题。?内平动齿轮减速，其外齿轮作平动运动，驱动内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内部，大大减少了机构整体尺寸。由于内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“内平动齿轮减速器”与国内外已有的齿轮减速器相比较，有如下特点：(1)传动比范围大，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)传递功率范围大：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及的。(5)本减速器的输入轴和输出轴是在同一轴线上

三、研究内容及实验方案：

研究内容：

1.采用复合形法，以体积最小为目标进行减速器优化设计；

2.与常规设计结果进行比较分析；

3.绘制减速器装配图及主要零件图。

实验方案：

1.收集有关资料写开题报告

2.以减速器体积最小为目标函数建立优化设计的数学模型

3．采用复合型法编写优化设计程序、计算

4.计算减速器各项尺寸，并进行结果分析

5.运用OUT-CAD绘制减速器装配图及主要零件图

6.撰写设计总结

四、目标、主要特色及工作进度

目标：本课题以减速器体积最小为目标函数，设计减速器的最优参数，绘制减速器装配图及主要零件图。

主要特色：减速器体积小，重量轻，承载能力提高，降低成本 工作安排：

1.收集资料、开题报告、外文翻译

2.建立优化设计的数学模型

3．编写优化设计程序、计算

4.减速器常规设计计算、结果分析

5.绘制减速器装配图及主要零件图

6.撰写设计总结

7.答辩准备及论文答辩

五、预期结果

1、一份减速器设计任务书；

2、一减速器设计说明说；

3、一张减速器装配图；

六、参考文献

【1】璞良贵，纪名刚主编.机械设计.第八版.北京：高等教育出版社

【2】唐增宝 常建娥主编.机械设计课程设计.第4版武汉：华中科技大学出版社 【3】孙靖民主编.机械优化设计.第三版.北京：机械工业出版社 【4】王昆等主编.机械设计课程设计手册.北京：机械工业出版社 【5】杨黎明主编.机械零件设计手册.北京：国防工业出版社

第二篇：二级减速器课程设计

目 录

一．设计任务书……………………………………………………1 二．传动方案的拟定及说明………………………………………3 三．电动机的选择…………………………………………………3 四．计算传动装置的运动和动力参数……………………………4 五．传动件的设计计算……………………………………………5 六．轴的设计计算…………………………………………………14 七．滚动轴承的选择及计算………………………………………26 八．箱体内键联接的选择及校核计算……………………………27 九．连轴器的选择…………………………………………………27 十．箱体的结构设计………………………………………………29

十一、减速器附件的选择……………………………………………30

十二、润滑与密封……………………………………………………31

十三、设计小结………………………………………………………32

十四、参考资料………………………………………………………33

第三篇：圆柱齿轮减速器设计开题报告

一、选题的依据及意义：

齿轮减速器是原动机和工作机之间的独立的闭式传动装置，用来降低转速和增大转矩，以满足工作需要，在某些场合也用来增速，称为增速器。其特点是减速电机和大型减速机的结合。无须联轴器和适配器，结构紧凑。负载分布在行星齿轮上，因而承载能力比一般斜齿轮减速机高。满足小空间高扭矩输出的需要。广泛应用于大型矿山，钢铁，化工，港口，环保等领域。与K、R系列组合能得到更大速比。按照齿形分为圆柱齿轮减速器、圆锥齿轮减速器和圆柱—圆锥齿轮减速器;二级圆柱齿轮减速器就是按其分类来命名的。圆柱齿轮减速器的设计是按传统方法进行的。设计人员按照各种资料、文献提供的数据，结合自己的设计实验，并对已有减速器做一番对比，初步定出一个设计方案，然后对这个方案进行一些验算，如果验算通过了，方案便被肯定了。显然，这个方案是可采用的。但这往往使设计的减速器有很大的尺寸富余量，造成财力、物力和人力的极大浪费。因此，优化圆柱齿轮减速器势在必行。

圆柱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，这些已被我国越来越多的机械工程技术人员所了解和重视。由于在各种类型的圆柱齿轮传动中均有效的利用了功率分流性和输入、输出的同轴性以及合理地采用了内啮合，才使得其具有了上述的许多独特的优点。圆柱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。因此，圆柱齿轮传动在起重运输、工程机械、冶金矿山、石油化工、建筑机械、轻工纺织、医疗器械、仪器仪表、汽车、船舶、兵器、和航空航天等工业部门均获得了广泛的应用。对这种减速器进行优化设计，必将获得可观的经济效益。

选做这个毕业设计，一方面对于减速器的内部结构和工作原理也有一定的了解和基础，其次通过对圆柱齿轮减速器这一毕业课题设计可以巩固我大学4年来所学的专业知识，对于我也是一种检验。可以全面检验我大学所学的知识是否全面，是否能灵活运用到实际生活工作中。在做的过程中我还可以不断学习和拓宽视野和思路，做到理论与实际相结合的运用。最重要的是对于即将离校走向社会的我是一种挑战，培养我独立思考，树立全局观念，为以后的我奠定坚实的基础。

二、国内外研究概况及发展趋势（含文献综述）：

随着时代进步，科技与时俱进，对于齿轮的传动越来越多的科技因素在起 着主导地位。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，并出现一些新型的圆柱传动技术，如封闭圆柱齿轮传动、圆柱齿轮变速传动和微型圆柱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。圆柱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，我国才开始对圆柱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，使我国的齿轮传动技术有了迅速的发展。国内减速器行业重点骨干企业的产品品种、规格及参数覆盖范围近几年都在不断扩展，产品质量已达到国外先进工业国家同类产品水平。纵观国内减速器行业的现状，为保持行业的健康可持续发展在充分肯定行业不断发展、进步的同时，更应看到存在的问题，并积极研究对策，采取措施，力争在较短时间内能有所进展。目前，同外减速器行业存在的比较突出的问题是，行业整体新产品开发能力弱、工艺创新及管理水平低，企业管理方式较为粗放，相当比例的产品仍为中低档次、缺乏有国际影响力的产品品牌、行业整体散、乱情况依然较为严重。基于此，推进行业优势企业间的购并、整合，尽快形成有着一定的市场影响力的品牌、有较大规模的和实力、有较强产品研发和技术支持能力的这样若干个集团型企业，如此放能在与国外同行的竞争中保持一定的优势并不断得以发展。

国内减速器行业重点骨干企业的产品品种、规格及参数覆盖范围近几年都在不断扩展，产品质量已达到国外先进工业国家同类产品水平，完全可承担起为国民经济各行业提供传动装置配套的重任，部分产品还出口至欧美及东南亚地区。

目前，国内各类通用减速器的标准系列已达数百个，基本可满足各行业对通用减速器的需求。在第一代通用硬齿面齿轮减速器及圆弧圆柱蜗杆减速器系列产 2 品的基础上，由西安重型机械研究落开发并完成标准化的新一代圆柱及圆锥——圆柱齿轮减速器及圆弧圆柱蜗杆减速器业已投方市场。新一代减速器的突出特点为不仅在产品性能参数上进一步进行于优化，而且在系列设计上完全遵从模块化的设计原则，产品造型更加美观，更宜于组织批量生产，更适应现代工业不断发展而对基础件产品提出的愈来愈高的配套要求。此外，南京高精齿轮股份有限公司也推动了PR系列的模块式齿轮减速器系列产品。但总体而言，国内同外减速器系列产品的开发及更新工作近几年进展缓慢，与国外同行在此方面的差距有拉大的趋势。而且与市场的需求也很不适应，西安重型机械研究所及国内其他单位今年已着手开始这方面的开发级标准化工作。

在通用减速器的制造方面，国内目前生产厂家数目众多，如对各种类型的圆柱齿轮机圆锥——圆柱齿轮或者齿轮——蜗杆减速器系列产品，国内主要厂家有南京高精齿轮股份有限公司、宁波东力传动设备有限公司、江阴齿轮箱制造有限公司、江苏泰星减速器有限公司、江苏金象减速机有限公司、山西平遥减速机厂等。对象蜗杆减速器，目前国内主要生产圆弧圆柱蜗杆减速器、锥面包络圆柱蜗杆减速器、平面二次包络环面蜗杆减速器等多种类型，主要生产厂家有江苏金象减速机有限公司、首钢机械制造公司、杭州减机厂、杭州万杰减速剂有限公司、天津万新减速机厂、上海浦江减速机有限公司等，对各种通用圆柱齿轮减速器、包括标准的NGW系列圆柱齿轮减速器，也包括各类回转圆柱减速器及封闭式圆柱齿轮检录其等，主要生产厂家有荆州巨鲸动机械有限公司、洛阳中重齿轮箱有限公司、西安重型机械研究所、石家庄科一重工有限公司、内蒙兴华机械厂等。

在各类专用传动装置的开发机制造方面，国内近几年取得的明显的进展，如重庆齿轮箱有限责任公司生产的MDH28型磨机边缘驱动传动装置，其最大功率已达7000KW，传动转矩达5000KN.m，总重46吨，生产的1700热连轧主传动齿轮箱子的最大模数为30，重量达180吨。由杭州前进齿轮箱有限公司生产的gwc70/76型1.2万吨及装箱船用齿轮箱，传动功率已达6250KW。(转载中国锻压网)由南京高精齿轮股份有限公司及重庆齿轮箱有限公司生产的里磨系列齿轮箱最大功率已达3800KW，由西安重型机械研究所、洛阳重重齿轮箱有限公司、荆州巨鲸传动机械有限公司等开发制造的重载圆柱齿轮箱系列产品在矿山、冶金、建材、煤炭及水电等行业也都得到了广泛应用，其中西安重型机械研究所开发的水泥行业辊压机悬挂系列圆柱齿轮箱的输入功率已达1250KW，用于铝造轧 机的圆柱齿轮箱有司责任公司、杭州前进出论箱有限公司、西安重型机械研究所开发的风力发电增速箱系列产品也逐步取代进口产品，广泛应用于国内风电行业。在大型齿圈的制造方面，国内目前最大直径为9.936米，净重达80吨的齿圈已由中信重机制造完成，并用于武钢集团年产500万吨氧化球生产线，至此用于大型烧结机、磨机、回转窑的大型驱动装置以及用于转炉及烧结设备的大型柔性传动装置国内均可圈套供货，而无需再行进口。

在其他类型新产品的开发方面，行业企业也取得了不少成果，如西安重型机械研究所开发的工程车辆变速箱和风机及泵用差动节能调速装置、洛阳中重齿轮箱有限公司的大型矿井提升机圆柱齿轮箱、江苏金象减速机公司的磨机驱动齿轮箱、北京太富力传动有限公司的大型三环传动齿轮箱及传动装置等，也都受到了市场的欢迎并得以广泛应用。

在行业企业的产能扩展及技术改造方面，近几年呈现出跨越式的发展，这一方面得益于近几年市场强劲需求的拉动，另一方面也是受企业扩大生产规模、提升加工制造水平、进而提升企业竞争力的主观愿望的驱动，国内主要产品厂家近二年购进的关键加工设备，如大型磨齿机、镗铣床、技工中心及热处理设备等，累计超过200余台（套），预计行业产能扩大一倍以上，技改工作的开展固然有提审行业企业规模和生产集中度及竞争力的客观效果，但由于仍存在行业企业数量多、规格小及水平参差不齐等实际问题，因之随着市场需求的回落和国外同行厂商大规模进入国内市场，行业竞争必将进一步加剧，这也必将促进行业企业间的购并、整合甚至转型。

据有关资料介绍，人们认为目前齿轮传动技术的发展方向如下：

（1）标准化、多品种 目前世界上已经有50多个渐开线圆柱齿轮传动系列设计；而且还演化出多种形式的圆柱减速器、差速器和圆柱变速器等多种产品。

（2）硬齿面、高精度 圆柱传动机构中的齿轮广泛采用渗碳和氮化等化学热处理。齿轮制造精度一般均在6级以上。显然，采用硬齿面、高精度有利于进一步提高承载能力，使齿轮尺寸变得更小。

（3）高转速、大功率 圆柱齿轮传动机构在高速传动中，如在高速汽轮中已获得日益广泛的应用，其传动功率也越来越大。

大规格、大转矩 在中低速、重载传动中，传递大转矩的大规格的圆柱齿轮传 动已有了较大的发展。

三、研究内容及实验方案：

在圆柱齿轮传动的设计时，应该根据设计任务书所要求该圆柱传动的要求（原始数据及设计技术要求），进一步分析该传动所需的使用要求、工作状况和所需齿轮的机械特性，首先应了解和掌握该圆柱齿轮传动的已知条件；通常，已知的其原始数据为输入功率、输入转速、传动比、工作特性和载荷工况等。

建立优化设计模型，优化问题的数学是实际优化设计问题的数学抽象。在明确设计变量、约束条件、目标函数之后，优化设计问题就可以转化成一般数学问题。采用惩罚函数法对设计参数进行约束优化，以中心距最小为目标进行优化设计，并与常规设计进行比较。进而绘制出减速器装配图及主要零件图。

二级圆柱齿轮减速器的优化设计的一般原则是：

（1）各级传动的承载能力大致相等（可以最大性能的发挥减速器的承载能力）；

（2）在一定承载能力下，减速器具有最小的外形尺寸和重量；（3）各级传动中大齿轮的浸油深度大致相等。

四、目标、主要特色及工作进度

1、设计目标：

设计出的圆柱齿轮减速器：其输入功率P=6.2kW，输入转速n1=1450r/min，总传动比i=16.5，齿轮的宽度系数φa=0.4，工作寿命10年，每年工作300天。结构紧凑、传动功率较高，采用惩罚函数法，以中心距最小为目标进行减速器优化设计

2、圆柱齿轮减速器主要特色：

1、重量轻、体积小，结构紧凑、承载能力大

2、传动效率高

3、传动功率范围大，可以实现运动的合成与分解

4、运动平稳、抗冲击和振动的能力较强

5、采用硬齿面技术，使用寿命长，使用性广。

3、工作进度：

1.收集资料、开题报告、外文翻译

3.05－3.25

第1周—第3周 2.建立优化设计的数学模型

3.26－4.8

第4周—第6周 3．编写优化设计程序、计算

4.11－4.24

第 7周—第9周 4.减速器常规设计计算、结果分析

4.25－5.6

第10周—第12周 5.绘制减速器装配图及主要零件图

5.9－5.20

第13周—第14周 6.撰写毕业设计论文

5.21－5.31

第15周—第16周 7．答辩准备及论文答辩

6.1－6.2

第17周

五、参考文献

[1]、璞良贵，纪名刚主编.机械设计.第八版.北京：高等教育出版社，2007 [2]、孙靖民主编.机械优化设计.第三版.北京：机械工业出版社，2005 [3]、方世杰，綦耀光主编.机械优化设计.北京：机械工业出版社，1997.2 [4]、王昆等主编.机械设计课程设计手册.北京：机械工业出版社，2004 [5]、Carrol, R., and Johnson, G.,“Optimal design of compact spur gear sets”, ASME Journal of mechanisms, transmissions and automation in design.Vol.106, No.1, March 1984, pp.95-101

第四篇：轮边减速器开题报告

燕山 大学

本科毕业设计开题报告

课题名称：课题性质：

课题来源：

学院（系）

专业： 机械设计制造及其自动化

月日

一、综述本课题国内外研究动态，说明选题的依据和意义

轮边减速器一般为双极减速驱动桥中安装在轮毂中间或附近的第二级减速器。在一些矿山水利及其他大型工程等所用的重型汽车，工程和军事上用的重型牵引汽车及大型公共汽车等，要求有较高的动力性，而汽车车速相对较低，因而其传动系的低档总传动比很大，为了使变速器分动器传动轴等总成不致因承受过大尺寸及质量过大，应将传动系的传动比以尽可能大的比率分配给驱动桥。这就导致一些重型汽车大型汽车的主减速比必须很大，还有一些越野

汽车要求在坏路上和无路地区具有良好的通过性，即要求汽车在满载情况下能以平均车速通过各种坏路及无路地带时有足够离地间隙(如松软的土壤、沙漠、山地、雪地沼泽等)，因此在设计上述重型汽车、大型公共汽车、越野汽车时，需要在车轮旁附加轮边减速器。

我国研制汽车轮边减速器始于20世纪70年代中期，由于各种原因，至今发展不快，只有几个厂家从事生产，技术水平只相当国外20世纪80年代末的水平，数量和质量也远远满足不了国内运输业发展的需要。进入21世纪以来，我国经济形势发生了很大的变化。公路运输得到了很快的发展，为了降低运输成本，缓解铁路压力，促使了汽车的运输能力和载货量逐渐加大。因此，重型汽车轮边减速器在我国的应用前景十分广阔。自从我国加入WTO之后，减速器行业面临极大的压力与挑战，为了应对这一严峻形势，一方面要引进更多更好的国外产品与相关技术，另一方面必须迅速发展民族工业。国外的汽车减速器应用得比较好，技术也比较先进，但价格比较高。一般情况是：国外的整机的价格是国内价格的2～3倍，而易损件、备件的价格却是5～8倍，因此，发展我国的轮边减速器产品是非常必要的。轮边减速器属于汽车减速零部件的关键总成，是为了提高汽车的驱动力，以满足或修正整个传动系统力的匹配。本论文就是对轮边减速器进行研究，找出合适的方法，为自主研发出具有结构简单，高精度和高可靠性的减速器提供理论支持。

(1)重型汽车轮边减速器多以行星齿轮为主，世界上的一些发达国家，如日本、瑞典、俄罗斯和美国等，对行星齿轮传动的研究、生产和应用都十分重视，在传动性能、传递功率、结构优化、转矩等方面均处于领先地位。发展比较快且取得一定科研成果的是在行星齿轮传动动力学方面。近几年来，随着我国对制造业的扶持和资金的投入以及科学技术不断进步，机械科技人员经过不懈的努力以及技术引进和消化吸收，在行星齿轮理论研究和优化设计等方面取得了～定的研究成果，在行星齿轮传动非线性动力学模型和方程方面的研究是国内两个关于行星齿轮传动动力学的代表，他们的研究成果取得了一定的成就并把许多技术应用于实际当中。与此同时，现代优化设计理论也应用到行星齿轮传动技术中，根据不同的优化目标，通过建立轮边减速器行星齿轮数学模型，产生了多种优化设计方法。在已经取得的成果中，有针对行星轮均载机构和功率分流方面的优化设计，有针对行星齿轮传动啮合效率、结构性能、体积的多目标优化设计研究，有专门针对如重型汽车轮边减速器行星传动机构齿轮模态优化设计，有针对行星机构噪声、振动、固有频率特性研究，这些成果的研究有利于提高了工程技术人员对行星传动技术的认识。在新理论和新数学计算方法出现的同时，行星齿轮减速器的优化设计方法也随着更新，比较新的研究成果：有可靠性工程理论在优化设计中的应用，有遗传算法在行星齿轮优化设计中的应用，有模糊数学在行星齿轮优化设计中的应用，有可靠性工程理论在优化设计中的应用，基于可靠性工程的理论通过引入强度可靠性系数方程来进行优化设计。这些新的设计理论和新的设计方法将许多设计理论概念和研究成果应用到优化设计中，对行星齿轮传动优化设计理论研究的发展有很大的贡献。

(2)对于行星齿轮减速器结构设计方面，目前国外已经广泛采用了CAD／CAE／CAM一体化的设计方法，这是一种面向零件的参数化的3D实体模型

设计技术，与以往传统的二维设计方法相比，这是一条革命性的设计理念。通过三维结构设计与优化设计的完美结合，可以使设计一体化，对工作效率的提高是非常有好处的。当前，国外的一些公司针对产品的不同特点，开发出了很多专用的优化设计模块，这些优化设计模块之间有良好的数据接口，产品的几何模型可以通过它们实体造型模块的优化结果直接输出，这样的设计大大提高了工作效率，对于产品开发周期缩短，企业研发能力的提高都有好处，由于开发的产品周期短、速度快，可以使企业在市场竞争中处于领先地位。目前，我国机械设计发展比较快，设计水平也在不断的提高。

(3)随着计算机广泛应用于设计领域，在产品的研发初期，可以应用计算机辅助工程(CAE)，通过计算机模拟实际工作情况，对产品的各项性能进行检测，比如对其静态的，动态的性能进行测试，这样可以在设计时发现产品的缺陷，避免样机制造的风险，用CAE技术不仅可以降低研发成本，缩短研发周期，而且可以对设计的结果进行验证，这样可以整体了解产品的性能，省去一些不需要的环节，节省研发费用，现在对于一些特别复杂的机械零件，由于在CAE中不易建模而采用在三维CAD中进行建模，把所建好的实体模型数据，用另一种可以让CAE软件识别的格式保存，然后导入到CAE软件中。目前，采用ADAMS、ANSYS等有限元分析软件对所设计的机械产品进行有限元分析在设计中得到了广泛的应用。随着计算机性能的提高和设计人员经验的积累，对产品设计的仿真模型与实际模型相差很小，这样可以保证仿真性能的可靠性。近些年由于国家对制造业的重视，许多国内高校及科研部门对计算机辅助方面有了一定的投入，特别在有限元方面，并取得了一定得成果。随着有限元方法的应用，普及以及设计人员的经验积累，实体建模将越来越接近真实结构，这样的研究成果才能真正指导生产实践。

二、研究的基本内容，拟解决的主要问题：

本论文就是对轮边减速器进行研究，找出合适的方法，为自主研发出具有结构简单，高精度和高可靠性的减速器提供理论支持。

1查找相关参数及结构特点，进行车轮减速器和桥壳总成的设计；

2确定轮边减速器和桥壳的结构形式；

3确定轮边减速器和桥壳的主要性能参数；

4轮边减速器和桥壳的总成的设计、计算、分析、制图；

5其他相关零部件的设计；

6结合本课题查阅并翻译不少于3000字的英文资料；

7编写设计说明书；

三、研究步骤、方法及措施：

方法主要有文献研究法：通过对中国学术期刊网，万方数据资源系统等中英文数据库的检索，收集有关资料，并对收集的资料进行归纳分析，为论文作铺垫。

(1)重要零部件选型设计：选择轮边减速器和桥壳的结构形式及零部件的结构设计，选择和计算基本参数。

(2主要零部件的强度校核：利用有限元发对轮边减速器行星架的结构强度进行分析校核。

(3总装图与零件图的计算机绘制：本项目的所有图纸运用CATIA软件进行绘制，均采用电子文本，部分重要零部件采用三维图，并在计算机上进行模拟装配，以求减少设计失误。

四、研究工作进度：

第1-4周：调查研究，收集资料，翻译外文资料，确定轮边减速器的结构形式。

第5-8周：确定轮边减速器的总体尺寸和结构参数，计算性能参数并进行结构设计。

第9-12周 ：绘制轮边减速器和桥壳总成图。

第13-16周：绘制零部件二维工程图，整理资料，撰写毕业论文。第17-18周：毕业答辩

五、主要参考文献：

【1】刘淮信主编.汽车设计.北京； 清华大学出版社，2001

【2】陈家瑞主编.汽车构造，机械工业出版社，1997

【3】机械设计手册编委会.机械设计手册.北京；机械工业出版社，2004

【5】邓勋、张文明、郭耀斌.BZQ3390矿用自卸车轮边减速器的设计.煤矿机械，2008，vol.29（No.6）;16-18

【6】张华增、曹人乐.改进轮边减速器垫片结构.科技创新报，2008,No.22;78

【7】焦万铭、冯雅丽、杨钰.狂勇气车轮边二级行星减速器设计.矿山机械，2008，vol.36;38-39

【8】刘玉春、罗维东等.矿用汽车轮边减速器可靠性优化设计.机械设计制造，2006，No.9;18-20.【9】杨锁望、韩玉琪、杨钰.矿用自卸车驱动桥壳结构分析与改进设计.专用汽车，2005，No.1;21-23

【10】杨钟胜.矿用自卸车驱动桥轮边减速器的研究与制造.汽车工艺与材料，2011，No.10；37-47

【11】项生田、李剑敏等.轮边减速器行星架结构强度和疲劳寿命分析.汽车工程，2011，vol.33(no.5);417-421

【12】张宝成.轮边减速器内齿圈的结构改进设计.北京矿冶研究总院.【13】李必文、张春良.轮边减速器优化设计存在的问题及对策.中国工程机械学报，2008，vol.6(no.1);53-57

【14】汪振晓、李增辉.轮边减速器总成的设计.汽车科技增刊，2008,【15】陈海、洪恒恒等.驱动桥桥壳有限元分析及结构优化.开发研究，2011，no.7；48-49

【16】尹道骏.重型汽车轮边减速器的研究.合肥工业大学.2010

【17】C.Yuksel、A.kahraman.Dynamic tooth loads ofplanetary gear sets having tooth profile wear.The university of Toledo,2004.【18】C.H.Mcmurray、W.J.Blanchflower.Multi-Channel,Probe Colorimeter for Use with the Micro-elisa Test,Which Makes Use of Disposable Flat-bottom Microhemagglutination plates，Clinical Chemistry，1979，vol.25(no.4)；570-576

【19】Yichao Guo、Robert G.Parker，Purely rotational model and vibration modes of compound planetary gears.Mechanism and Machine Theory，2010

六、导师意见：

七、审核意见：

审查结果：

1、通过；指导教师（签字）年月日、完善后通过；

3、未通过负责人（签字）：年月日2

第五篇：二级减速器的课程设计

二级减速器的课程设计 减速器, 课程, 设计

第一章 二级斜齿轮减速器结构及其计算

3.1 设计任务

设计带式运输机的减速传动装置；

（1）已知条件：运输带工作拉力F=5100N，运输带工作速度V=1.1m/s，卷筒直径D=350mm.（2）传动装置简图，如下：

图 3-3.1

(3)相关情况说明

工作条件：一班制连续单向运转，载荷平稳，室内工作有粉尘；

使用寿命：十年（大修期三年）；

生产条件：中等规模机械厂，可加工7-8级精度齿轮。

动力来源：电力，三相交流（220/380V）；

运输带速度允许误差 5%。3.2传统方法设计设计过程

1.总体传动方案

初步确定传动系统总体方案如图3-3.1所示。二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。传动装置的总效率ηa

＝0.972×0.983×0.99×0.98＝0.86；

η =0.97为齿轮的效率（齿轮为8级精度），η =0.98为轴承的效率（磙子轴承），η =0.99为弹性联轴器的效率，=0.98为刚性联轴器

2.电动机的选择

电动机所需工作功率为： P0＝Pw/ηa＝5.61/0.86=6.5kw 卷筒轴工作转速为n＝60.02r/min，经查表按推荐的传动比合理范围，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i ＝8～40，则总传动比合理范围为i ＝8～40，电动机转速的可选范围为n ＝i ×n＝（8～40）×60.02＝480～2400r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y160M—6的电动机，额定功率为7.5kW，额定电流17.0A，满载转速n ＝970 r/min，同步转速1000r/min。

3.传动装置的总传动比和传动比分配

（1）总传动比

由选定的电动机满载转速n 和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为i ＝n /n＝

970/60.02＝16.16（2）传动装置传动比分配 i＝i =16.16为减速器的传动比。（3）分配减速器各级传动比

考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，查的i1=4.85,i2=i/i1=3.33

4.传动装置运动和动力参数的计算

（1）各轴转速

Ⅰ轴 nI＝n =970r/min Ⅱ轴 nII＝nI/ i1＝200 r/min Ⅲ轴 nIII＝nII/ i2＝60.06 r/min

卷筒轴 nIV=nIII=60.06

（2）各轴输入功率

Ⅰ轴 PI＝P0×η3＝6.5×0.99＝6.44 kW Ⅱ轴 PII＝PI×η1×η2＝6.44×0.97×0.98＝6.12 kW Ⅲ轴 PIII＝PII×η1×η2＝6.12×0.97×0.98＝5.82 kW 卷筒轴 PIV= PIII×η2× =5.82×0.98×0.98=5.59 kW

（3）各轴输入转矩

电动机轴输出转矩 T0=9550×P0/ n =63.99 N.m

Ⅰ轴 TI＝T0×η3=63.35 N.m Ⅱ轴 TII＝TI×i1×η1×η2=292.07 N.m Ⅲ轴 TIII＝TII×i2×η1×η2=924.55 N.m

卷筒轴 TIV= TIII×η2× =887.94 N.m

5.齿轮的设计计算

（一）高速级齿轮传动的设计计算 １．齿轮材料，热处理及精度

考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮

（1）齿轮材料及热处理

小齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS，大齿轮材料为45钢（常化），齿面硬

度为200HBS，２．初步设计齿轮传动的主要尺寸

因为硬齿面齿轮传动，具有较强的齿面抗点蚀能力，故先按齿根弯曲疲劳强度设计，再校

核持面接触疲劳强度。

（1）计算小齿轮传递的转矩T1＝63.35N•m

（2）确定齿数z 因为是硬齿面，故取z1＝25，z2＝i1 z1＝4.85×25＝121 传动比误差 i＝u＝z2/ z1＝121/25＝4.84 Δi＝（4.85-4.84）/4.85＝0.21％ 5％，允许

（3）初选齿宽系数

按非对称布置，由表查得 ＝1

（4）初选螺旋角

初定螺旋角 ＝12（5）载荷系数K 载荷系数K＝KA K V K K =1×1.17×1.4×1.37＝2.24

（6）齿形系数Y 和应力修正系数Y 查得Y ＝2.58 Y ＝2.16 Y ＝1.599 Y ＝1.81

（7）重合度系数Y 端面重合度近似为 ＝1.69，重合度系数为Y ＝0.684

（8）螺旋角系数Y

纵向重合度系数 =1.690，Y ＝0.89

（9许用弯曲应力

安全系数由表查得S ＝1.25 工作寿命两班制，7年，每年工作300天

小齿轮应力循环次数N1＝60nkt ＝60×271.47×1×7×300×2×8＝5.473×10 大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝5.473×10 /6.316＝0.866×10 查图得寿命系数 ,;实验齿轮的应力修正系数 ,查图取尺寸系数

许用弯曲应力

比较 , 取

(10)计算模数

按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取

(11)初算主要尺寸 初算中心距 ,取a=355mm

修正螺旋角 分度圆直径 齿宽 ,取 , ，齿宽系数(12)验算载荷系数

圆周速度 查得 按，查得，又因，查图得，则K＝1.6，又Y =0.930，Y =0.688。从而得

满足齿根弯曲疲劳强度。3．校核齿面接触疲劳强度（1）载荷系数，，（2）确定各系数 材料弹性系数 查表得 节点区域系数 查图得 重合度系数 查图得 螺旋角系数（3）许用接触应力 试验齿轮的齿面接触疲劳极限 , 寿命系数 查图得，；工作硬化系数 ；

安全系数 查表得 ；尺寸系数 查表得，则许用接触应力为：

取

（4）校核齿面接触强度，满足齿面接触疲劳强度的要求。

（二）低速级齿轮传动的设计计算 １．齿轮材料，热处理及精度

考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮

（1）齿轮材料及热处理

大小齿轮材料为45钢。调质后表面淬火，齿面硬度为40～50HRC。经查图，取 ＝ ＝

1200MPa，＝ ＝370Mpa。

（2）齿轮精度

按GB/T10095－1998，选择６级，齿根喷丸强化。

２．初步设计齿轮传动的主要尺寸

因为硬齿面齿轮传动，具有较强的齿面抗点蚀能力，故先按齿根弯曲疲劳强度设计，再校

核持面接触疲劳强度。

（10）计算小齿轮传递的转矩 ＝ kN•m

（11）确定齿数z 因为是硬齿面，故取z ＝33，z ＝i z ＝3.92×33＝129 传动比误差 i＝u＝z / z ＝129/33＝3,909

Δi＝ ＝0.28％ 5％，允许（12）初选齿宽系数

按非对称布置，由表查得 ＝0.6

（13）初选螺旋角

初定螺旋角 ＝12（14）载荷系数K 使用系数K 工作机轻微冲击，原动机均匀平稳，所以查表得K ＝1.25 动载荷系数K 估计齿轮圆周速度v＝0.443m/s 查图得K ＝1.01;齿向载荷分布系数K 预估齿宽b＝80mm 查图得K ＝1.171，初取b/h＝6，再查图得K ＝

1.14

齿间载荷分配系数 查表得K ＝K ＝1.1 载荷系数K＝K K K K =1.25×1.01×1.1×1.14＝1.58

（15）齿形系数Y 和应力修正系数Y 当量齿数 z ＝z /cos ＝19/ cos ＝35.26

z ＝z /cos ＝120/ cos ＝137.84 查图得Y ＝2.45 Y ＝2.15 Y ＝1.65 Y ＝1.83

（16）重合度系数Y 端面重合度近似为 ＝【1.88-3.2×（）】cos ＝【1.88－3.2×（1/33＋1/129）】×cos12

＝1.72 ＝arctg（tg /cos）＝arctg（tg20 /cos12）＝20.41031

＝11.26652 因为 ＝ /cos，则重合度系数为Y ＝0.25+0.75 cos / ＝0.669

（17）螺旋角系数Y 轴向重合度 ＝ ＝1.34,取为1

Y ＝1－ ＝0.669（18）许用弯曲应力

安全系数由表查得S ＝1.25 工作寿命两班制，7年，每年工作300天

小齿轮应力循环次数N1＝60nkt ＝60×43.09×1×7×300×2×8＝8.687×10

大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝8.687×10 /3.909＝2.22×10 查图得寿命系数 ,;实验齿轮的应力修正系数 ,查图取尺寸系数

许用弯曲应力

比较 , 取

(10)计算模数

按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取

(11)初算主要尺寸

初算中心距 ,取a=500mm

修正螺旋角 分度圆直径 齿宽 ,取 , ，齿宽系数(12)验算载荷系数

圆周速度 查得 按，查得，又因，查图得，则K＝1.611，又Y =0.887，Y =0.667。从而得

满足齿根弯曲疲劳强度。3．校核齿面接触疲劳强度（5）载荷系数，，（6）确定各系数 材料弹性系数 查表得 节点区域系数 查图得 重合度系数 查图得 螺旋角系数（7）许用接触应力 试验齿轮的齿面接触疲劳极限 寿命系数 查图得，；工作硬化系数 ；

安全系数 查表得 ；尺寸系数 查表得，则许用接触应力为：

取

（8）校核齿面接触强度，满足齿面接触疲劳强度的要求。二.具体二级齿轮减速器轴的方案设计

（1）高速轴I材料为20CrMnTi,经调质处理，硬度为241~286HBS，查得对称循环弯曲许用应力。按扭转强度计算，初步计算轴径，取

由于轴端开键槽，会削弱轴的强度，故需增大轴径5%~7%，取最小轴径

（2）轴II材料为45钢，经调质处理，硬度为217~255HBS，查得对称循环弯曲许用应力。

按扭转强度计算，初步计算轴径，取，取安装小齿轮处轴径

（3）轴III材料为40Cr，经调质处理，硬度为241~286HBS，查得对称循环弯曲许用应力。

按扭转强度计算，初步计算轴径，取

由于轴端开键槽，会削弱轴的强度，故需增大轴径5%~7%，取最小轴径

轴I，轴II，轴III的布置方案与具体尺寸分别如图2—8，图2—9，图2—10所示。

图2—8

图2—9

图2—10

第三节 轴承的选择及寿命计算

（一）第一对轴承 齿轮减速器高速级传递的转矩

具体受力情况见图3—1（1）轴I受力分析 齿轮的圆周力 齿轮的径向力 齿轮的轴向力（2）计算轴上的支反力 经计算得垂直面内

图3—1

水平面内（3）轴承的校核 初选轴承型号为32014 轻微冲击，查表得冲击载荷系数 ① 计算轴承A受的径向力

轴承B受的径向力 ②计算附加轴向力 查表得3000型轴承附加轴向力

则 轴承A，轴承B ③计算轴承所受轴向载荷

由于，即B轴承放松，A轴承压紧

由此得 ④计算当量载荷 轴承A e=0.43，则 , 轴承B e=0.43，则 ⑤轴承寿命 计算 因，按轴承B计算

（二）第二对轴承 齿轮减速器低速级传递的转矩

具体受力情况见图3—2（1）轴II受力分析 齿轮的圆周力 齿轮的径向力 齿轮的轴向力（2）计算轴上的支反力 经计算得垂直面内

水平面内（3）轴承的校核 初选轴承型号为32928 轻微冲击，查表得冲击载荷系数 ①计算轴承A受的径向力 轴承B受的径向力 ②计算附加轴向力 查表得3000型轴承附加轴向力

则 轴承A，轴承B ③计算轴承所受轴向载荷 由于，即B轴承放松，A轴承压紧

由此得 ④计算当量载荷 轴承A e=0.36，则 , 轴承B e=0.36，则

⑤轴承寿命 计算 因，按轴承A计算

图3—2

（三）第三对轴承 具体受力情况见图3—3（1）轴III受力分析 齿轮的圆周力 齿轮的径向力 齿轮的轴向力

（2）计算轴上的支反力 经计算得垂直面内

水平面内（3）轴承的校核 初选轴承型号为32938 轻微冲击，查表得冲击载荷系数 ①计算轴承A受的径向力 轴承B受的径向力 ②计算附加轴向力 查表得3000型轴承附加轴向力

则 轴承A，轴承B ③计算轴承所受轴向载荷，即B轴承放松，A轴承压紧由此得 ④计算当量载荷 轴承A e=0.48，则 , 轴承B e=0.48，则 ⑤轴承寿命 计算 因，按轴承B计算

图3—3

由于

试设计一带式输送机减速器的斜齿圆柱齿轮传动。已知输入功率P1＝40kW，小齿轮转速n1＝960r/min，齿数比u＝3.2，由电动机驱动，工作寿命15年（设每年工作300天），两班制，带式输送机工作平稳，转向不变，试设计此传动。

[解]

1．选精度等级、材料及齿数

1)材料及热处理仍按直齿轮传动例题：大、小齿轮都选用硬齿面。由表1选得大、小齿轮的材料均为40Cr，并经调质及表面淬火，齿面硬度为48～55HRC；

2)精度等级仍选7级精度；

3)仍选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=77；

4)初选螺旋角β＝14°

2．按齿面接触强度设计

齿面接触强度计算公式为：

1)确定公式内的各计算数值

(1)试选Kt=1.6。

(2)由图10查取区域系数ZH=2.433。

(3)由图8查得端面重合度

εα1=0.78，εα2=0.87，则 εα=εα1+εα2=1.65。

(4)许用接触应力 =1041.5 MPa。

2)计算

(1)试算小齿轮分度圆直径d1t

mm =60.49 mm

(2)计算圆周速度

(3)计算齿宽b及模数mnt

h=2.25 mnt=5.51mm b/h=9.88

(4)计算纵向重合度εβ

(5)计算载荷系数K

已知使用系数 =l。

根据v=3.04m/s,7级精度，由图5查得动载系数 =l.11；

由表4查得接触强度计算用的齿向载荷分布系数 =1.41； 由图6查得弯曲强度计算的齿向载荷分布系数 =1.37。

由表3查得齿间载荷分配系数 = =1.2。

故载荷系数

(6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径

(7)计算模数mn

3．按齿根弯曲强度设计

由式

1)确定计算参数

(1)计算载荷系数

(2)根据纵向重合度 =1.713，从图9查得螺旋角影响系数Yβ=0.8。

(3)计算当量齿数

(4)查取齿形系数

由表5查得YFa1=2.592；YFa2=2.2l1

(5)查取应力校正系数

由表5查得Ysa1=1.596；Ysa2=1.774

(6)计算大、小齿轮的 并加以比较

小齿轮的数值大。

2）设计计算

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法向模数mn略大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法向模数，按表12，取标准模数mn=2.5mm，可满足弯曲强度。为满足接触疲劳强度，按接触强度算得的分度圆直径d1=63.83mm，由

，取z1=25，则z2=uz1=80。

4.几何尺寸计算

1)计算中心距

将中心距圆整为135mm。

2)按圆整后的中心距修正螺旋角

因β改变不多，故参数εα,Kβ,ZH等不必修正。

3)计算大、小齿轮的分度圆直径

4)计算齿轮宽度

圆整后取B2=58mm；B1=63mm。

5.结构设计

以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径>16Omm，而又小于5OOmm，故以选用腹板式结构为宜。其它有关尺寸按图11荐用的结构尺寸设计(尺寸计算从略)，并绘制大齿轮零件图(从略)。