谐波齿轮减速器设计及性能仿真【三维SW】【10张cad图纸+说明书完整资料】
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毕业设计（论文）
开题报告
毕业设计（论文）题目：谐波齿轮专用减速器设计谐波齿轮减速器设计及性能仿真
专 业：
指导教师：
学生姓名：
学 号：
毕业时间：
一、课题的背景及意义
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，运转可靠以及寿命长等。减速器的种类虽然很多，但普通的圆柱齿轮减速器的体积大，结构笨重；普通的蜗轮减速器在大的传动比时，效率较低；摆线针轮行星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；而谐波齿轮减速器不但基本上能满足以上提出的要求，并可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，起重运输以及建筑工程等工业部门中取得广泛的应用。
我国在这种新型的传动机构的技术水平与国际上一些工业科技水平发达的国家相比，还有很大的差距，主要由于我国从事该项技术研究设计及应用的单位和个人比较少，同时相关的书籍和资料也相当的欠缺。国外的减速器，以德国、丹麦和日本处于领先地位，特殊在材料和缔造工艺方面占据优势，减速器工作可靠性好，利用寿命长。但其传动格式仍以定轴齿轮传动为主，体积和重量问题，也未解决好。日本研制的FA型高精度减速器和美国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。但是我相信，在不久的将来我们做这种新型的减速器性能和构造等能赶上外国先进水平的。
目前，谐波齿轮减速器在设计和制造过程中，还存在一些问题，如输出机构精度要求较高，对大功率减速器无实践经验，一些计算方法和图表还很不完善等等。有待今后将对以上问题进一步进行实验研究，以求改进和提高。
齿轮传动技术是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，齿轮被工人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，国内外的谐波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、低震动、低噪音、低成本、标准化和多样化的方向发展的总趋势。
谐波齿轮传动具有体积小、重量轻、结构紧凑、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、化工业等许多领域谐波齿轮传动有着广泛的发展前景。
谐波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。但其设计计算较过程复杂，转臂轴承的受力较大、寿命较短。所以对于我们在设计这类减速器时如何进行参数的选择，避免大量繁杂的计算，如何选择好转臂轴承使其使用寿命增加具有一定的设计意义。
（二）研究内容拟解决的问题
谐波传动是五十年代中期出现的一种新型传动，它随着空间技术的发展而迅
速发展起来。由于谐波传动具有传动比大、体积小、传动精度高的特点，一开始就被运用在火箭、导弹、卫星等飞行器中，实现了他的优越性。目前这种传动技术已由航天飞行器，飞机中的应用迅速推广到原子能、雷达、通讯、造船、冶金、汽车、坦克、机床、仪表、防止、建筑、起重运输、医疗器械等各个部门。无论是作为数据传递的高精度传动，还是作为传递大转矩的动力传动，都得到了比较满意的效果。特别是，这种传动通过密封壁来传递机械运动，因而它用于操纵高温，高压的管路以及用来驱动工作在高真空，有原子辐射或其他有害介质空间的机构，是现有的其他一切传动所不能比拟的。
谐波齿轮传动是五十年代后期随着航天技术发展而出现的一种新型传动。它与一般齿轮传动相比，具有传动比大、体积小、重量轻、精度高、噪音小等优点。此外，它还具有通过密封壳体传递运动和动力的功能，这一特点是机械传动所无法比拟的。谐波齿轮传动一问世，就显示出了它的显著优越性。因此，谐波齿轮传动是一种生命力强、发展前途十分宽广的机械传动。
目前要解决如下问题：
谐波齿轮机构的主要特点、传动原理、结构形式，利用三维软件设计来计算谐波齿轮中常用的计算。
现基本以机械设计为主，其它为辅。
（三）研究的总体安排和进度计划
1.第一阶段：开题3月10日—3月20日
（1） 应完成的工作
①理解和熟悉毕业设计题目，了解所要完成的工作任务；
②查阅与毕业设计题目相关的文献资料；
③书写开题报告。
（2） 开题报告检查,修改完善开题报告。
2. 第二阶段：设计阶段2015年3月21日—5月9日
（1） 总体方案设计与设备结构设计方案
（2） 设备结构设计计算和强度计算
（3） 设备总装图
（4） 中期检查
（5） 装配图及零件图设计
3. 第三阶段：撰写毕业设计论文与准备答辩5月底
（1） 撰写毕业设计论文
（2） 结题验收
（3） 准备答辩
（二）参考文献
[1] 机械设计手册编委会.机械设计手册新版第三卷.北京:机械工业出版社,2004.9.
[2] 齿轮手册编委会.齿轮手册(上册)第2版.北京:机械工业出版社,2002.5.
[3] 渐开线齿轮行星传动的设计与制造编委会. 渐开线齿轮行星传动的设计与制造.
北京:机械工业出版社,2002.5.
[4] 陈坐模，葛文杰等. 机械原理第七版.北京:高等教育出版社,2007.12.
[5] 濮良贵，纪名刚. 机械设计第八版.北京:高等教育出版社,2008.4.
[6] 卜炎. 螺纹连接连接设计与计算.北京:高等教育出版社,1993.
[7] 张春林，曲继芳.机械创新设计[M].北京:高等教育出版社,2008.4.
[8] Orlov P.Fundamtls of Machine Design. Moscow: Mir Pub., 1987.
[9] Rajput R K. Elements of Mechanical Engineering. Katson Publ. House,1985.
毕业设计（论文）
题目 谐波齿轮减速器设计及性能仿真
学院 机械设计制造及其自动化专业
学生姓名 学 号
指导教师 系 主 任
二级学院院长
IV
摘 要
谐波齿轮传动具有体积小、重量轻、结构紧凑、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、化工业等许多领域谐波齿轮传动有着广泛的发展前景。
谐波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。但其设计计算较过程复杂，轴承的受力较大、寿命较短。所以对于我们在设计这类减速器时如何进行参数的选择，避免大量繁杂的计算，如何选择好轴承使其使用寿命增加具有一定的设计意义。
对谐波减速器国内外的发展现状、优缺点、结构型式和其传动原理进行了一定的阐述。在设计过程当中，对内啮合传动产生的各种干涉进行了详细验算；从如何提高轴承的寿命为出发点，来计算选择减速器齿轮的模数，最终合理设计减速器的整体结构。
关键词：谐波传动；减速器；内齿轮副
Abstract
Harmonic gear drive with small size, light weight, compact structure, transmission ratio, and high efficiency. Widely used in mining, metallurgy, aircraft, ships, cars, cranes, electrical machinery, instruments, chemical and many other fields of harmonic gear drive has a broad development prospects.
Harmonic gear reducer reducer with ordinary compared with the small size, light weight, smooth transmission, high efficiency, transmission ratio range and so on. However, compared with its design and calculation process is complex, larger force bearing short-lived. Therefore, how we choose the parameters in the design of this type of reducer, to avoid a large number of complex calculations, how to choose to increase the service life of the bearings so that it has a certain design significance.
Harmonic reducer development status at home and abroad, the advantages and disadvantages, structure type and its transmission principle, which must be explained. In the design process, various internal mesh transmission interference generated detailed checking; from how to improve bearing life as a starting point to calculate modulus choose Gear ultimately rational design of the overall structure of the gear unit.
Keywords: harmonic drive; reducer; internal gear pair
目 录
摘 要 II
Abstract III
第1章 绪论 1
1.1 概述 1
1.2谐波齿轮减速器研究内容拟解决的问题 1
1.3 本文研究主要内容 2
第2章 谐波齿轮减速器设计 3
2.1.传动结构形式的选择 3
2.2.几何参数的计算 3
2.3 凸轮波发生器及其薄壁轴承的计算 4
2.3.1柔轮齿面的接触强度的计算 5
2.3.2柔轮疲劳强度的计算 6
2.4 轴结构尺寸设计 7
2.5 轴的受力分析及计算 7
2.6 轴承的寿命校核 8
2.7 销轴的强度校核计算 10
2.8 输入轴的强度校核 10
2.9 键的校核计算 13
2.9.1 联轴器处键的校核 13
2.9.2 偏心套处键的校核 13
2.9.3 支座处键的校核 13
2.10 轴承的校核计算 13
第3章 谐波齿轮减速器三维设计图 20
总结 22
致 谢 23
参考文献 24
第1章 绪论
1.1 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，运转可靠以及寿命长等。减速器的种类虽然很多，但普通的圆柱齿轮减速器的体积大，结构笨重；普通的蜗轮减速器在大的传动比时，效率较低；摆线针轮行星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；而谐波减速器不但基本上能满足以上提出的要求，并可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，起重运输以及建筑工程等工业部门中取得广泛的应用。
1.2谐波齿轮减速器研究内容拟解决的问题
谐波传动是五十年代中期出现的一种新型传动，它随着空间技术的发展而迅速发展起来。由于谐波传动具有传动比大、体积小、传动精度高的特点，一开始就被运用在火箭、导弹、卫星等飞行器中，实现了他的优越性。目前这种传动技术已由航天飞行器，飞机中的应用迅速推广到原子能、雷达、通讯、造船、冶金、汽车、坦克、机床、仪表、防止、建筑、起重运输、医疗器械等各个部门。无论是作为数据传递的高精度传动，还是作为传递大转矩的动力传动，都得到了比较满意的效果。特别是，这种传动通过密封壁来传递机械运动，因而它用于操纵高温，高压的管路以及用来驱动工作在高真空，有原子辐射或其他有害介质空间的机构，是现有的其他一切传动所不能比拟的。
谐波齿轮传动是五十年代后期随着航天技术发展而出现的一种新型传动。它与一般齿轮传动相比，具有传动比大、体积小、重量轻、精度高、噪音小等优点。此外，它还具有通过密封壳体传递运动和动力的功能，这一特点是机械传动所无法比拟的。谐波齿轮传动一问世，就显示出了它的显著优越性。因此，谐波齿轮传动是一种生命力强、发展前途十分宽广的机械传动。
1.3 本文研究主要内容
通过利用网络工具、图书馆的书籍和各类期刊、杂志查阅了解谐波减速器的相关知识，确定本设计符合要求，满足需要。具体设计方法如下：
1、查阅资料、结合所学专业课程，产生谐波减速器结构设计的基本思路；
2、查阅各类机械机构手册，确定合理的谐波减速器结构；
3、根据给定技术参数来选择合适的零部件部位；
4、重点对驱动机构进行设计研究；
5、通过研究国内外情况，确定本设计课题的重点设计；
6、完成2D装配图的设计和绘制，并由此绘制零件图；
7、编写设计说明书；
8、检查并完善本设计课题。
本设计采用的方法是理论设计与经验设计相结合的方案，所运用的资料来源广泛，内容充足。
第2章 谐波齿轮减速器设计
谐波减速器：
⑴型号：XB3-50-100
额定输出转矩：20N.m
减速比：i1=100
设谐波减速器的的传递效率为：，步进电机应输出力矩为：
(3.6)
选择BF反应式步进电机
型号：55BF003
静转矩：0.686N.m
步距角：1.5°
2.1.传动结构形式的选择
该减速器是电传动减速的谐波齿轮装置。要求其传动比较大﹑结构简单紧凑﹑效率较高﹑承载力较高﹑通用性良好。因此本设计方案所选的结构形式为刚轮固定﹑波发生器主动和柔轮从动比较合适。为了便于采用标准刀具来加工柔轮和刚轮，特选取压力角的渐开线齿廓。
2.2.几何参数的计算
齿数的确定
柔轮齿数：
刚轮齿数：
已知模数：，则
柔轮分度圆直径：
钢轮分度圆直径：
柔轮齿圈处的厚度：
重载时，为了增大柔轮的刚性， 允许将δ1计算值增加20%，即
柔轮筒体壁厚：
为了提高柔轮的刚度，取
轮齿宽度：
轮毂凸缘长度：取
柔轮筒体长度：
轮齿过渡圆角半径：
为了减少应力集中，以提高柔轮抗疲劳能力，取
由于采用压力角的渐开线齿廓，传动的啮合参数可按考虑到构件柔度的计算公式，即按如下公式进行计算。
2.3 凸轮波发生器及其薄壁轴承的计算
滚珠直径：
柔轮齿圈处的内径：
则：
轴承外环厚度：由于工艺上的要求，可将外环做成无滚道的
轴承内环厚度：
内环滚道深度：
式中的是考虑到外环无滚道而内环滚道加深量。
轴承内外环宽度：所用为滚珠轴承，近似等于齿宽
轴承外环外径：
轴承内环内径：
为了便于制造，采用双偏心凸轮波发生器。
则凸轮圆弧半径：
其中ｅ是偏心距：
（—刚轮分度圆直径，—柔轮分度圆直径）
则凸轮圆弧半径：
凸轮长半轴：
凸轮短半轴：
2.3.1柔轮齿面的接触强度的计算
根据谐波传动传动比大的特点，其柔轮和刚轮的齿数较多，齿形很接近于直线。故实际谐波齿轮传动的载荷能力主要应由柔轮齿侧工作表面的最大接触应力所限制。因此，谐波齿轮传动的柔轮齿侧面应满足如下接触强度条件：
接触强度计算公式：
—输出转矩
—柔轮节圆半径
—柔轮轮齿宽
—刚轮压力角
—接触系数（0.4~0.9）
对于一般双波传动，轮齿宽许用接触应力
则：
所以满足齿面的接触强度要求。
2.3.2柔轮疲劳强度的计算
谐波齿轮传动中轮齿的工作特点是：齿面的摩擦滑移接触和柔轮承受着反复的交变载荷。为了使柔轮在循环的弹性变形下能正常工作，除满足耐磨条件外，还必须进行柔轮的疲劳强度计算。
柔轮材料采用 调制硬度229~269。
计算柔轮在反复弹性变形状态下工作时所产生的交变应力幅和平均应力为
截面处正应力：
切应力：
由扭矩产生的剪切应力：
其中：
则：
验算安全系数：
疲劳极限应力：
应力安全系数：
其中，抗拉屈服极限：
剪切应力集中系数：
则满足疲劳强度条件。
2.4 轴结构尺寸设计
考虑到轴的载荷较大，材料选用45,热处理调质处理,取材料系数
所以,有该轴的最小轴径为:
考虑到键槽的影响，所以dmin取值为17MM,具体结构如下：
2.5 轴的受力分析及计算
轴的受力模型简化(见图7)及受力计算
图 轴的受力分析知：
2.6 轴承的寿命校核
鉴于调整间隙的方便,轴承均采用正装.预设轴承寿命为3年即12480h.
校核步骤及计算结果见下表:
表1 轴承寿命校核步骤及计算结果
计算步骤及内容
计算结果
6014
A端
B端
由手册查出Cr、C0r及e、Y值
Cr=98.5kN
C0r=86.0kN
e=0.68
计算比值Fa/Fr
FaA /FrA e
确定X、Y值
XA=1 YA =0
查载荷系数fP
1.2
计算当量载荷
P=Fp(XFr+YFa)
PA=5796.24 PB=6759.14
计算轴承寿命
763399h
大于
12480h
由计算结果可见轴承6014AC、6007均合格，最终选用轴承6014。
四、轴的强度校核
经分析知C、D两处为可能的危险截面，
现来校核这两处的强度：
（1）、合成弯矩
（2）、扭矩T图
（3）、当量弯矩
（4）、校核
由手册查材料45的强度参数
C截面当量弯曲应力：
由计算结果可见C截面安全。
各轴键、键槽的选择及其校核
因减速器中的键联结均为静联结,
因此只需进行挤压应力的校核.
一、 电机键的选择及校核:
带轮处键:按照带轮处的轴径及轴长选 键B8X7,键长50,GB/T1096
联结处的材料分别为: 45钢(键) 、40Cr(轴)
(1) 刚轮处键: 按照轮毂处的轴径及轴长选 键B14X9GB/T1096
联结处的材料分别为: 20Cr (轮毂) 、45钢(键) 、20Cr(轴)
此时, 键联结合格.
(2)输出轴处键: 按照联轴器处的轴径及轴长选 键16X10,键长100,GB/T1096
联结处的材料分别为: 45钢 (联轴器) 、45钢(键) 、45(轴)
其中键的强度最低,因此按其许用应力进行校核,查手册其
该键联结合格.
2.7 销轴的强度校核计算
由于行星轮与内齿轮齿廓曲率半径很接近，齿轮接触面积较大，接触应力小，因此常不计算齿面接触应力。而且在设计齿轮计算齿轮模数时就是应用弯曲应力计算的，固齿轮的齿面弯曲应力是满足的，在此不必在对齿轮进行校核。现对销轴进行校核。
悬臂式销轴的弯曲应力校核公式：
式中：——制造和安装误差对销轴载荷影响系数 。＝1.35～1.5，精度低时取大值，反之取小值，在次取＝1.35
——行星轮对销轴的作用力（上节算得＝3195.67N）
——销轴直径（＝28㎜）
——许用弯曲应力（销轴的材料为20CrMnMo，根据销轴材料查取＝150～200）
L的值从下图11中取得，约为50㎜，则：
《
2.8 输入轴的强度校核
轴在载荷作用下，将产生弯曲或扭转变形。在进行州的强度校核时，应根据轴的具体受载及应力情况采用相应的计算方法，并恰当的选取许用应力。在此，输入轴受到弯矩和扭矩，按弯扭合成强度条件进行计算，其核算公式为：
式中： ——轴的计算应力，MPa；
——轴所受的弯矩，N·㎜；
——轴所受的扭矩，N·㎜；
——轴的抗弯截面系数，；
——对称循环变应力时轴的许用弯曲应力。
1)做出轴的计算简图（即力学模型）
在计算轴所受载荷时，常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。各支承处所受的反力和应力集中点的反力、转矩都已在图中表示出来了。个支承处与应力集中点之间的距离算得结果在图中也已表明。如图12。
2）做出弯矩图
轴所受的载荷是从轴上的偏心套传来的，而偏心套所受的力又是行星轮传递的。行星轮所受的力在4.1.1已算出，圆周力为（节圆上）为=5897.78N，径向力为=4931.31N，即为轴所受的力。为了求出各支承处的水平反力和垂直反力列出以下四个个方程：
+=5897.78N
×50＝×100
+=4931.31N
×50＝×100
联立以上四个方程可得出：＝3931.85N，=1965.93N，=3287.54，=1643.77N。
弯矩，。
总弯矩为
3）做出扭矩图
传递扭矩T=。
扭矩图如图
4）校核轴的强度
在轴上，偏心套联接处为危险截面（即截面B）如图所示。对轴的抗弯截面系数的计算公式查课本《机械设计》中表15-4得出＝。由附图可知d=45㎜，b＝14㎜，t=5.5㎜，代入数据得出＝7611.3。
在此处的扭转应力为静应力，故取，轴的计算应力：
前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查课本《机械设计》中表15-1得出。因此<，故安全。
图12 输入轴受力分析简图
2.9 键的校核计算
所用到的三个键都是平键。设计中所涉及的键均为静联结，但有冲击，故用以下公式校核：
式中：T为传递转矩（N·㎜），k——键与轮毂的接触高度（），h——为键高（㎜）；，b——为键宽（㎜）；d——为轴径（㎜）。
查得 ，则校核过程如下：
2.9.1 联轴器处键的校核
此处键（C型）传递的转矩为联轴器的转矩，即T=，b×h×L=10×8×53，l=L-b=43㎜ ，d=35㎜,故有：
故安全
2.9.2 偏心套处键的校核
此处键（A型）传递的转矩为输入转矩，即T＝，b×h×L=14×9×70，l=L-b=56㎜ ，d=45㎜,故有：
故安全
2.9.3 支座处键的校核
此处键（A型）传递的转矩为输出转矩，即T＝F·/2＝1200000N·㎜，b×h×L=16×10×60，l=L-b=44㎜ ，d=53㎜，且采用双键联接，故有：
故安全
2.10 轴承的校核计算
根据传动的结构要求选用的轴承如下表7所示：
滚动轴承的寿命校核计算公式：
式中n ——轴承转速，r/min；
——轴承寿命指数，对球轴承＝3，对滚子轴承＝10/3；
——寿命因数，按表7-2-8选取；
——速度因数，按表7-2-9选取；
——力矩载荷因数，力矩载荷较小时，，较大时，；
——冲击载荷因数，按表7-2-10选取；
——温度系数，由于卷扬机长期在室外工作，工作温度小于120°，故取。（查表7-2-11）（据《机械设计手册》第四版第二卷）
。
表7 轴承代号及基本参数
型号
数目
基本参数
d
D
B
基本额定动载荷/kN
GB/T276-1994
6211
2
55
100
21
43.2
GB/T276-1994
6208
2
40
80
18
29.5
GB/T276-1994
6220
1
100
180
34
122
GB286-81
3516
2
80
140
33
104
1）轴承6211（球轴承），与卷筒转速相同，n＝26.53r/min；查得＝4.58，=1.073，=1.5，=1.2，则：
2）轴承6208（球轴承），与端盖联接的轴承的转速n为输入轴与卷筒的相对速度，故；且查得＝4.58，=0.324，=1.5，=1.2，则：
而与销轴盘联接的轴承的转速与输入轴的转速相同，n＝960，则：
3）轴承6220（球轴承），n＝26.53r/min；查得＝4.58，=1.073，=1.5，=1.2，
4）轴承3516（滚子轴承），转速n为输入轴与行星轮的相对速度，故；且查得＝3.93，=0.363，=1.5，=1.2，则：
以上对轴承的校核说明了所选的所有轴承都满足要求。
（6）润滑与密封
① 齿轮的润滑
采用浸油润滑，浸油深度为一个齿高，但不小于10mm。
② 滚动轴承的润滑
由于轴承周向速度为1m/s <2m/s，所以选用轴承内充填油脂来润滑。
③ 润滑油的选择
齿轮选用普通工业齿轮润滑油，轴承选用钙基润滑脂。
④ 密封方法的选取
箱内密封采用挡油盘。箱外密封选用凸缘式轴承盖，在非轴伸端采用闷盖，在轴伸端采用透盖，两者均采用垫片加以密封；此外，对于透盖还需要在轴伸处设置毡圈加以密封。
十、箱体尺寸及附件的设计
采用HT250铸造而成，其主要结构和尺寸如下：
中心距a=154.5mm，取整160mm
总长度L：
总宽度B：
总高度H：
箱座壁厚：，未满足要求，直接取8 mm
箱盖壁厚：，未满足要求，直接取8mm
箱座凸缘厚度b： =1.5*8=12 mm
箱盖凸缘厚度b1： =1.5*8=12mm
箱座底凸缘厚度b2：=2.5*8=20 mm
箱座肋厚m：=0.85*8=6.8 mm
箱盖肋厚m1：=0.85*8=6.8mm
扳手空间： C1＝18mm，C2＝16mm
轴承座端面外径D2：高速轴上的轴承：
低速轴上的轴承：
轴承旁螺栓间距s：高速轴上的轴承：
低速轴上的轴承：
轴承旁凸台半径R1：
箱体外壁至轴承座端面距离：
地脚螺钉直径：
地脚螺钉数量n：因为a=160mm<250mm，所以n=4
轴承旁螺栓直径：
凸缘联接螺栓直径： ,取＝10mm
凸缘联接螺栓间距L：， 取L＝100mm
轴承盖螺钉直径与数量n：高速轴上的轴承：d3=6, n＝4
低速轴上的轴承： d3=8，n＝4
检查孔盖螺钉直径：,取d4＝6mm
检查孔盖螺钉数量n：因为a=160mm<250mm,所以n=4
启盖螺钉直径d5（数量）：（2个）
定位销直径d6（数量）： （2个）
齿轮圆至箱体内壁距离： ，取 ＝10mm
小齿轮端面至箱体内壁距离： ，取 ＝10mm
轴承端面至箱体内壁距离：当轴承脂润滑时，＝10～15 ，取 ＝10
大齿轮齿顶圆至箱底内壁距离：>30～50 ，取 ＝40mm
箱体内壁至箱底距离： ＝20mm
减速器中心高H： ，取H＝185mm。
箱盖外壁圆弧直径R：
箱体内壁至轴承座孔外端面距离L1：
箱体内壁轴向距离L2：
两侧轴承座孔外端面间距离L3：
2、附件的设计
（1）检查孔和盖板
查《机械基础》P440表20－4，取检查孔及其盖板的尺寸为：
A＝115，160，210，260，360,460，取A＝115mm
A1＝95mm，A2＝75mm，B1＝70mm，B＝90mm
d4为M6，数目n＝4
R＝10
h＝3
A
B
A1
B1
A2
B2
h
R
n
d
L
115
90
95
70
75
50
3
10
4
M6
15
（2）通气器
选用结构简单的通气螺塞，由《机械基础》P441表20－5，取检查孔及其盖板的尺寸为（单位：mm）：
d
D
D1
S
L
l
a
D1
M22 1.5
32
25.4
22
29
15
4
7
（3）油面指示器
由《机械基础》P482附录31，取油标的尺寸为：
视孔
A形密封圈规格
（4）放油螺塞
螺塞的材料使用Q235，用带有细牙螺纹的螺塞拧紧，并在端面接触处增设用耐油橡胶制成的油封圈来保持密封。由《机械基础》P442表20－6，取放油螺塞的尺寸如下（单位：mm）：
d
D0
L
l
a
D
S
d1
M24 2
34
31
16
4
25.4
22
26
（5）定位销
定位销直径 ，两个，分别装在箱体的长对角线上。
＝12+12＝24，取L＝25mm。
（6）起盖螺钉
起盖螺钉10mm，两个，长度L>箱盖凸缘厚度b1=12mm，取L＝15mm ，端部制成小圆柱端，不带螺纹，用35钢制造，热处理。
（7）起吊装置
箱盖上方安装两个吊环螺钉，查《机械基础》P468附录13，
取吊环螺钉尺寸如下（单位：mm）：
d（D）
d1(max)
D1（公称）
d2(max)
h1(max)
h
d4
M8
9.1
20
21.1
7
18
36
r1
r(min)
l(公称)
a(max)
b（max）
D2（公称min）
h2(公称min)
4
1
16
2.5
10
13
2.5
箱座凸缘的下方铸出吊钩，查《机械基础》P444表20－7得，
B=C1+C2=18+16=34mm
H=0.8B=34*0.8=27.2mm
h=0.5H=13.6mm
r2 =0.25B=6.8mm
b=2 =2*8=16mm
24
第3章 谐波齿轮减速器三维设计图
利用SOLIDWORK制作三维图，如下所示：
图3-1 外观整体图
图3-2 内部解剖图
图3-3透视图
总结
[1].谐波减速器与普通相比具有结构紧凑、体积小、重量轻、传动比范围大、效率高、 运转平稳、噪音小、承载能力大结构简单、加工方便、成本低、安装和使用较为方便、运转可靠、使用寿命长等优点。因此，对于研究和开发设计此类减速器有一定的价值。
[2].在设计减速器过程当中，因内齿轮和外齿轮的齿数差很少，内外齿轮应制成变位齿轮。在选择变位系数时候要充分考虑啮合传动当中的各种干涉问题。我们可以通过试凑法来选取变位系数，但此方法比较繁琐。也可以通过查表法来选择，这种方法简单，在具体的计算验证过程中发现通过查表所得数据，虽满足各种限制条件，却并非最优。所以如何设计出高效的减速器，还有待进一步研究。
[3].轴承是谐波减速器中的一个薄弱环节，增大齿轮的模数，可以使行星轮的直径增大，可选择较大尺寸的轴承；另外增加两轴承之间的安装距离，使轴承上的载荷减小，因此能使轴承的寿命提高。
致 谢
我要感谢我的指导教师XX老师。老师虽身负教学、科研重任，仍抽出时间，不时召集我和同门以督责课业，从初稿到定稿，不厌其烦，一审再审，大到篇章布局的偏颇，小到语句格式的瑕疵，都一一予以指出。是他传授给我方方面面的知识，拓宽了我的知识面，培养了我的功底，对论文的完成不无裨益。我还要感谢学院所有教过我的老师，是你们让我成熟成长；感谢学院的各位工作人员，他细致的工作使我和同学们的学习和生活井然有序。
谨向我的父母和家人表示诚挚的谢意。他们是我生命中永远的依靠和支持，他们无微不至的关怀，是我前进的动力；他们的殷殷希望，激发我不断前行。没有他们就没有我，我的点滴成就都来自他们。
让我依依不舍的还有各位学友、同门和室友。在我需要帮助的时候他们伸出温暖的双手，鼎立襄助。能和他们相遇、相交、相知是人生的一大幸事。
参考文献
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[9] 王昆等.机械设计课程设计[M]. 北京:高等教育出版社,
[10] 王杰等.机械制造工程学[M].北京:北京邮电大学出版社，
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[12] 阮忠唐主编. 连轴器，离合器的设计与选用指南[M].
[13] 《机械设计手册》联合编写组.机械设计手册（上）
[14] 中国农业机械化科学研究院.实用机械设计手册[M].
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