平动式大传动比减速器的设计

编 号无锡太湖学院毕 业 设 计 （ 论 文 ）题目： 平动式大传动比减速器的设计 信 机 系 机 械 工 程 及 自 动 化 专 业学 号： 学生姓名： 指导教师： （职称：教授 ）（职称： ）2013 年 5 月 25 日无锡太湖学院本科毕业设计诚 信 承 诺 书本人郑重声明：所呈交的毕业设计 平动式大传动比减速器的设计 是本人在导师的指导下独立进行研究所取得的成果，其内容除了在毕业设计中特别加以标注引用，表示致谢的内容外，本毕业设计不包含任何其他个人、集体已发表或撰写的成果作品。班 级： 学 号： 作者姓名： 2013 年 5 月 25 日I无 锡 太 湖 学 院信 机 系 机 械 工 程 及 自 动 化 专 业毕 业 设 计 论 文 任 务 书一、题目及专题：1、题目 平动式大传动比减速器的设计 2、专题 二、课题来源及选题依据内平动齿轮减速器是一种新型的机械传动装置，它传动比大，机械效率高，结构简单，体积小，重量 轻，能方便地与电机配套使II用，避免了减速器体积比电机体积大的现象。该减速器是一种节能型的机械传动装置，具有国际先进水平。传动比可达到几千；机械效率大于 90%；运转平衡性好，承载能力大，使用寿命 长，体积小，重量轻， 约为相似产品的 1/3 左右。用于冶金、矿山、机械、机器人、航海、轻工、航空、 军工、纺织、化工、建筑等部门，亦可与各 类电机直接联接，作成伺服电机。三、本设计（论文或其他）应达到的要求：1、分析内平动齿轮传动的原理,提出由 3 根偏心轴作平动发生器的实用新型齿轮传动机构一分流型内平动齿轮传动,并推导其传动比的计算公式. 2、主要零件部件的计算设计 3、装置的装配设计 四、接受任务学生：班 姓名 五、开始及完成日期：自 2012 年 11 月 12 日 至 2013 年 5 月 25 日六、设计（论文）指导（或顾问）：指导教师签名签名III签名教 研 室 主 任学科组组长研究所所长签名系主任 签名2012 年 11 月 12 日I摘 要分析内平动齿轮传动的原理,提出由 3 根偏心轴作平动发生器的实用新型齿轮传动机构一分流型内平动齿轮传动,并推导其传动比的计算公式.主要零件部件的计算设计.装置的装配设计和主要零件的设计。分析内平动齿轮传动的原理，提出由 3 根偏心轴作平动发生器的实用新型齿轮传动机构一分流型内平动齿轮传动，并推导其传动比的计算公式.分析发现，为平衡机构的惯性力，采用 2(或 3)片平动齿轮时，设计啮合点相位差应取 180 (120)；输入齿轮的齿数为 3 的倍数时，分流齿轮具有互换性；采用两片平动齿轮且内外齿轮齿数差为偶数时，平动齿轮具有互换性；采用 3 片平动齿轮且内齿轮齿数为 3 的倍数时，平动齿轮具有互换性.给出了啮合参数的编程计算方法.该新型传动具有承载能力强、传动比大(17300)、体积小、质量轻、输入输出同轴线、加工安装简单等优点，是一种节能型的机械传动装置，也是减速器的换代产品.有广泛的应用前景。关键词 ：内平动齿轮传动；少齿差齿轮副；传动比IIAbstractAnalysis 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 ratioIII目录摘 要 .IAbstract .II目录 .III1 绪论 .11.1 平动减速器的发展概况 .11.2 市场需求分析 .11.3 本课题研究目的及意义以及国内外现状分析及展望 .11.4 课题的主要内容及要求 .12 传动方案及拟定 .32.1 平动啮合的定义和分类 .32.2 内平动齿轮传动工作原理 .32.4 分流式内平动齿轮传动机构 .42.5 传动比分析 .53 各主要部件选择及选择电动机 .73.1 各部件的选择 .73.2 电动机的选择 .74 减速器的整体设计 .84.1 传动比的分配 .84.2 传动的运动及动力参数计算 .84.3 齿轮的设计计算 .84.3.1 分流齿轮的设计计算 .84.3.2 平动齿轮的设计计算 .124.4 轴的设计计算 .154.4.1 输入轴的设计计算 .154.4.2 曲轴的设计计算 .194.4.3 输出轴的设计计算 .245 润滑与密封 .285.1 润滑方式的选择 .285.2 密封方式的选择 .285.3 润滑油的选择 .286 箱体结构尺寸 .296.1 箱体的结构尺寸 .297 设计总结 .30致 谢 .32参 考 文 献 .33平动式大传动比减速器11 绪论1.1 平动减速器的发展概况随着科技技术的进步和发展，现代工业设备特别需要功率大 体积小 传动比范围大 效率高 承载能力强和使用寿命长的传动装置。因此，除了不断改进材料品质 提高工艺水平外，还要在传动原理和传动结构上深入探讨和创新，内平动齿轮传动原理的出现就是一例。它由北京理工大学张春林教授等人最先提出，并设计出了内平动齿轮减速器试验样机。该减速器属于节能型传动装置，除具有三环减速器的优点外还有着大的功率与重量比值 输入轴和输出轴在同一轴线上 既可以减速还可以增速以及震动小等优点，处于国内领先地位。最先提出平动齿轮这一概念的是德国人，他们提出了摆线针轮行星齿轮传动原理。由于工艺和精度的限制，这种机构并没有快速发展起来，直到摆线磨床的出现。近些年国外在平动齿轮传动领域进行了一些新的研究，如日本住友重工研制的 FA 型高精度减速器和美国 Alan-Newton 公司研制的 X Y 减速器，就利用了平动齿轮传动的运动机理。对平动齿轮传动研究，我国处于相对领先的地位。目前，平动齿轮的理论研究 机构设计和实验研究都取得了一些成果。例如：北京理工大学张春林教授 黄祖德教授等首次根据该传动的特点将其命名为平动齿轮传动机构。并通过对平动齿轮传动机构的运行机理进行分析研究，阐述了该机构的组成及机构变异方法，探讨了平动齿轮机构传动比和机械效率的计算方法，导出了计算公式，得出了平动齿轮机构效率与齿轮齿条传动机构 效率相当的结论。此后又根据机构的组合原理 演绎原理和同性异性变异原理对内平动齿轮机构的基本型进行演化变异，设计出一种传动比大，机械效率高 尺寸和重量小 结构紧凑 均载性好的新型平动此轮机构，并对平动齿轮传动机构连续运动条件及重合度方面进行了深入研究。1.2 市场需求分析用于冶金、矿山、机械、机器人、航海、轻工、航空、军工、纺织、化工、建筑等部门，亦可与各类电机直接联接，作成伺服电机。1.3 本课题研究目的及意义以及国内外现状分析及展望内平动齿轮减速器是一种新型的机械传动装置，它传动比大，机械效率高，结构简单，体积小，重量轻，能方便地与电机配套使用，避免了减速器体积比电机体积大的现象。该减速器是一种节能型的机械传动装置，具有国际先进水平。传动比可达到几千；机械效率大于 90%；运转平衡性好，承载能力大，使用寿命长，体积小，重量轻，约为相似产品的 1/3 左右。1.4 课题的主要内容及要求主要研究内容：提出由 3 根偏心轴作平动发生器的实用新型齿轮传动机构一分流型内平动齿轮传动，并推导其传动比的计算公式。分析发现，为平衡机构的惯性力，采用2(或 3)片平动齿轮时，设计啮合点相位差应取 180。(120。)；输入齿轮的齿数为 3 的倍数时，分流齿轮具有互换性；采用两片平动齿轮且内外齿轮齿数差为偶数时，平动齿轮具有互换性；采用 3 片平动齿轮且内齿轮齿数为 3 的倍数时，平动齿轮具有互换性。给出了啮合参数的编程计算方法。该新型传动具有承载能力强、传动比大(17300)、体积小、无锡太湖学院学士学位论文2质量轻、输入输出同轴线、加工安装简单等优点，有广泛的应用前景。平动式大传动比减速器32 传动方案及拟定2.1 平动啮合的定义和分类在齿轮传动中,一对相互啮合的齿轮,其中一个定轴转动,另一个做平动,称之为平动啮合,平动啮合主要分为两类:内平动和外平动。2.2 内平动齿轮传动工作原理内平动齿轮传动机构中,外齿轮在平动发生器的驱动下作平面运动,通过外齿轮与内齿轮齿廓间的啮合,驱动内齿轮作定轴减速转动,起到减速传动的作用。如图所示,图 2-1 所示为内平动齿轮机构工作原理图该机构的平动发生器为平行四边形机构 ABCD,外齿轮 l 固接在平行四边形机构的连杆 BC 的中心线上,当曲柄 AB 转动时,它随同连杆作平面运动,并驱动内齿轮 2 作减速转动输出。图 2.1 内平动原理示意图2.3 平动发生机构3 点确定唯一的一个平面，为能够平稳地为平动齿轮提供动力，采用 3 个曲柄O1A，O2B，O3C 驱动平动齿轮作平动，如图 2-2 所示.图 2-2 中，曲柄长度 e 与内齿轮副的中心距相等，O1A O2B O3C，O1O2 AB，0203 BC，O3O4 CA，构成 3 个平行四边形机构： O1ABO2， O2BCO3， O3CAOl.若采用单个平行四边形机构作为平动发生器，单轴输入时，另一轴会出现运动不确定现象.而采用这种结构不仅能优化各曲柄的受力，同时也能够有效地避免出现曲柄的运动不确定。无锡太湖学院学士学位论文4图2.2 平动发生机构原理图设曲柄 02B 作为主动件，另两个曲柄为从动件，可当运动到图 2.2 所示位置时，如果去掉曲柄 01A，由机构学常识可知，此时曲柄 03C 处于运动不确定位置，但由于曲柄01A 的存在，使得此时曲柄 03C 的运动十分明确：因平行四边形机构口 O1ABO2 不共线，曲柄 01A 作为从动件随曲柄 02B 逆时针运动，在平行四边形机构口 O3CAO1 中，曲柄01A 作为主动件带动曲柄 03C 作逆时针运动。所以，此结构可避免出现曲柄运动方向的不确定现象。在由原理机构向实用机构转化时，可以用偏心轴实现曲柄的功能，因此，在实用的内平动齿轮传动机构中，可以采用 3 根偏心轴共同驱动平动外齿轮。2.4 分流式内平动齿轮传动机构图 2.3 中给出了分流型内平动齿轮传动机构的结构简图，运动和转矩由输入轴输入，输入轴上固结输入齿轮 Z.，Zl 带动 3 个分流齿轮 Z2，Z2 通过键与偏心轴固连，3 根偏心轴共同驱动 2 片或 3 片外齿轮 Z3 作平面平行运动，平动外齿轮 Z3 驱动与它相啮合的内齿轮 Z4，输出轴与 z4 固结在一起，输出运动和转矩。图2.3 分流型内平动齿轮传动结构由以上分析可知，在该传动结构中，功率流的传递路径为：输入功率经分流齿轮被分到 3 根偏心轴上，3 根偏心轴共同驱动 2 片(或 3 片)平动齿轮做平动，平动齿轮共同驱动内齿轮输出功率.采用 2 片平动齿轮时功率流路径如图 4 所示。平动式大传动比减速器5图2.4 采用2片平动齿轮时功率流传递路径为优化各构件的受力状况，使 3 根偏心轴的回转中心位于一个正三角形的顶点(输入齿轮上 3 个啮合点的相位角为 120).为有效平衡机构的惯性力和惯性力矩，保证传动的静平衡，减小振动，采用 2 片平动齿轮时，使 2 片平动齿轮的啮合相位差为 180，采用 3片平动齿轮时，使 3 片平动齿轮的啮合相位差为 120。2.5 传动比分析 图 2.5 内平动传动比示意图输入齿轮Z3与分流齿轮Z4间的传动比为：I12=z2z 1 (1)式中 z1 z2 分别为齿轮 Z3 和 Z4 的齿数。作平动的构件上各点绝对速度处处相等,所以平动构件上的 P 点和 B 点的绝对速度相等P 点是两啮合齿轮的速度瞬心,也是两啮合齿轮的绝对速度相等的重合点 在齿轮 1 上的P 点的绝对速度为 Vp,由于齿轮 1 随同连杆 BC 一起作平动 )(*3433b RWLVABP齿轮 2 绕圆心口转动,故齿轮 2 上 P 点的速度为 42P 点为两齿轮的速度瞬心,故有：无锡太湖学院学士学位论文6即12PV4343*)(*RW得 )/(/ 3434 ZRWI 由上可知，增大 Z2，能够提高平动齿轮传动的传动比 .推荐单级平动齿轮传动比为 17，100。整个系统的总传动比为: i=i 12i34平动式大传动比减速器73 各主要部件选择及选择电动机3.1 各部件的选择 齿轮： 分流齿轮选择圆柱斜齿轮平动部分齿轮选择内平动直圆柱齿轮轴承： 支撑部分选择深沟球轴承内平动部分选择圆柱滚子轴承联轴器：弹性联轴器3.2 电动机的选择通用的电动机为 JZ 及 JZR 型等三相交洗异步电动机，各类电动机的性能、使用说Dj、型号及技术数据等见参考资料，选择电动机类型时，应使共性能与机器的工作状况大休相适应.由于三相异步电动机和其它型式的电动机比较，有下列优点：构造简单、价格低廉、维护方便、可直接接于三相交流电，因此，在工业上应用最为广泛，设计时应考虑优先选用。工作机所需有效功率为 Pw8kw圆柱齿轮传动(7 级精度)效率(两对) 为 10.962球轴承传动效率(四对)为 20.998弹性联轴器传动效率(两个)取 30.9932带传动效率 4=0.97电动机输出有效功率： KWPwr 84.97.093.096.8224321 查得型号 Y160M-4 封闭式三相异步电动机参数如下：额定功率kW=11kw满载转速r/min=1460r/min满载时效率%=88%满载时输出功率为 WPer 9680.10选用型号 Y160M-4 封闭式三相异步电动机。无锡太湖学院学士学位论文84 减速器的整体设计4.1 传动比的分配由传动方案设计，拟定以下数据：内齿轮齿数 Z=80， 外齿轮为齿数 Z=78， 分流齿轮传动比为 i=2， 总传动比 i=80.4.2传动的运动及动力参数计算设：从电动机到输出轴分别为 0 轴、1 轴、2 轴、3 轴、4 轴；对应于各轴的转速分别为 、 、 、 、 ；对应于 0 轴的输出功率和其余各轴的输入功率分别为 、 、 、 、 ；对应于 0 轴的输出转矩和其余名轴的输入转矩分别为 、 、 、 、 ；相邻两轴间的传动比分别为 、 、 、 ；相邻两轴间的传动效率分别为 、 、 、 .表 4-1电动机 分流式内平动减速器 工作机轴号O 轴 1 轴 2 轴 3 轴 4 轴转速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转矩T(Nm) T0=57.6 T1=57.2 T2=109.9T3=4745.6T4=4710.2两轴联接 联轴器 齿轮 齿轮 联轴器传动比 i i01=1 i12=2 i23=45 i34=1传动效率 01=0.993 12=0.96 23=0.96 34=0.9934.3 齿轮的设计计算4.3.1 分流齿轮的设计计算（1）选用圆柱斜齿轮传动。（2）选用级精度。（3）材料选择小齿轮材料为（调质） ，硬度为，大齿轮材料为钢（调质） ，硬度为HBS，二者材料硬度差为HBS。（4）选小齿轮齿数130，大齿轮齿数2121230=60,取 Z2=60.选取螺旋角，初选螺旋角 4按式（10-21 ）试算，即 （10-21）321 )(12HEdtt ZuTk（5）确定公式内的各计算数值试选 6.1tK平动式大传动比减速器9由图 10-30，选取区域系数 43.2HZ由图 10-26查得 78.01806.121计算小齿轮传递的转矩mNNT4107.5.由表 10-7选取齿宽系数 d由表 10-6查得材料的弹性影响系数 2/18.9MPaZE由图 10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ，大齿轮MPaH601lim的接触疲劳强度极限 PaH502lim由式 10-13计算应力循环次数91 .2)308(1466 hnjLN9925.2/.由图 10-19查得接触疲劳强度寿命系数 1HNK.2HN计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为 S=1，由式 10-12得MPaSHNH 58608.1lim1 aK4959.2li2HH .12/)(/)(1（6）计算试算小齿轮分度圆直径 ，由计算公式得tdmt 27.51.51894326.10725341 计算圆周速度sndvt /.010645.273.1计算齿宽及模数 ntmmdbt 27.51.1Ztnt 6.304coscos17.15./27/.hbnt无锡太湖学院学士学位论文10计算纵向重合度 379.214tan3018.tan318.0 Zd计算载荷系数 K 且已知使用系数 AK根据 ，级精度，由图 10-8查得动载荷系数 .smv/92.3 5VK由表 10-4查得31.6.41023.)16.0(8.1.223bdH由图 10-13查得 3FK假定 ，由表 10-3查得mNdtA/01 .FHK故载荷系数 1.23.415.HVA按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式 10-10得 mKdtt .56./27./331 计算模数 nmZn 82.1304cos.56cos1由式 10-17 321FSdnYYKT7）确定计算参数计算载荷系数09.2314.51FVAK根据纵向重合度 ，从图 10-28查得螺旋角影响系数379.28.0Y计算当量齿数68.514cos0.323321ZV查取齿形系数由表 10-5查得 592.1FaY9.FaY查取应力校正系数由表 10-5查得 6.S783.12S平动式大传动比减速器11由图 10-20查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限 大齿轮的弯曲MPaFE501疲劳强度极限 MPaFE3802由图 10-18查得弯曲疲劳强度寿命系数5.1NK8.2FN计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S1.4，由式 10-12得MPaKFEF57.304.18501SN86.2.22计算大小齿轮的 FSaY01638.8.237194.5.021FSaY大齿轮的数据大.（8）设计计算 mmn 28.1063.6.1304cos72.593 24 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 大于由齿根弯曲疲劳强度计n算的法面模数，取 2.0mm，已可满足弯曲强度.但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径 来计算应有的齿数.于是由md2.5613.2714cos.cos1 nZ取 ，则281Z5628212 zi取计算中心距 mman6.814cos)(cos)(1将中心距圆整为 87mm按圆整后的中心距修正螺旋角 09.15872)6(arcos2)(arcos1 Zn因 值改变不多，故参数 、 、 等不必修正.KH计算大、小齿轮的分度圆直径无锡太湖学院学士学位论文12mmZdn1609.5cos28.221计算大、小齿轮的齿根圆直径 dnf 12.16. 3821计算齿轮宽度 mdb581圆整后取 ；B261 NdTFt 4.197258021mbKtA /34.97合适.4.3.2 平动齿轮的设计计算（1）选用级精度.（2）由表 10-1选择齿轮材料为钢（调质） ，硬度为HBS.选外齿轮齿数 ，内齿轮齿数 .781Z802Z由设计计算公式 10-9进行试算，即3211 )(. HEdtt uTkd（3）确定公式各计算数值试选载荷系数 .tK计算内齿轮传递的转矩mNnPT6.475/105.931由表 10-7选取齿宽系数 .d由表 10-6查得材料的弹性影响系数 2/18.9MPaZE由图 10-21按齿面硬度查得内齿轮的接触疲劳强度极限 H601lim外齿轮的接触疲劳强度极限 52li由式 10-13计算应力循环次数71 1034.2)38(.60 hjLnN572 104/3.由图 10-19查得接触疲劳强度寿命系数 9.1HNK.2HN平动式大传动比减速器13计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为 S=1，由式 10-12得MPaSKHNH 54069.01lim1 74.2li2（4）计算试算内齿轮分度圆直径 ，代入 中的较小值td1H计算圆周速度 vmdt 9.248)50.(47.06453.1231 snvt /.16.9281计算齿宽Xdbt 3,74.01计算齿宽与齿高之比模数 mZmtnt 389.241齿高 ,675./ .hbnt计算载荷系数 K根据 ，级精度，由图 10-8查得动载荷系数sv/2.0 03.1VK假设 ，由表 10-3查得mNFtA1/ 2.FHK由表 10-2查得使用系数 1A由表 10-4查得127.561023.)6.0(8.2.123bKdH由图 10-28查得 35F故载荷系数 9.7.1HVA按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式 10-10a得mKdtt 5.243.1/9.248/331 计算模数 m.0/5./1Zm由式 10-5得弯曲强度的设计公式为 :321FSdnYT（5）确定公式内的计算数值无锡太湖学院学士学位论文14由图 10-18c查得内齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE501外齿轮的弯曲疲劳强度极限 382由图 10-18查得弯曲疲劳寿命系数.1NK8.02FN计算弯曲疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数为 S=1，由式 10-12得MPaSFENF 45158.011aK.3.22 计算载荷系数 61.2.10FVA查取齿形系数由表 10-5查得 65.21FaY.2a查取应力校正系数由表 10-5查得 8.S75.12SaY计算内外齿轮的 ，并比较Fa得大齿轮的数据大.017.4.3521926.621FSaY（6）设计计算 mm03.8016.7.324对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 小于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，可取有弯曲强度算得的模数 3.03，并就近圆整为标准值m3.0mm。按接触强度算得的分度圆直径 d5.241算出内齿轮齿数 取 83/,/1mZ71Z外齿轮齿数 852计算分度圆直径 mZd25386721计算齿根圆直径平动式大传动比减速器15mZmdf 5.247).85(3).2( 321计算中心距 因为齿轮平动中心距为 e=3mm计算齿宽 bd167.01，取 B1762801NTFt 75342451 ，mXbKtA /10/667.3，合适.注： 机械设计 第八版 濮良贵，纪名刚主编 .4.4 轴的设计计算4.4.1 输入轴的设计计算图 4.1 输入轴（1）输入轴上的功率 min/1460n,75.81 rkwP转 速 mNT41072.5（2）求作用在车轮上的力NFadTtantrt 83.5109.tan41.97274costcos.982.1 （3）初定轴的最小直径选轴的材料为钢，调质处理.根据表 15-3，取 于是由式 15-2初步估2A算轴的最小直径 。mnPAd .6/5.8/331min这是安装联轴器处轴的最小直径 ，由于此处开键槽，校正值2d无锡太湖学院学士学位论文16，联轴器的计算转矩 查表 14-1取 ，md36.21%)5(34.201 1TKAca3.1AK则 。NTKAca 740.1查机械设计手册 （软件版） ，选用 GB5014-1985 中的 HL1 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 16000N.半联轴器的孔径 ，轴孔长度 L32,J 型轴孔,C 型键,联2轴器主动端的代号为 HL1 24*32 GB5014-1985,相应地 ,轴段 1 的直径 ,轴段 1 的md241长度应比联轴器主动端轴孔长度略短,故取 。ml301（4）轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案（见前图）.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度.为满足半联轴器的轴向定位要求，轴段右端需制处一轴肩，轴肩高度,故取圆柱套筒的直径 dh1.07. mdt24Dt7mlt32。ml6231初选型号 6006 的深沟球轴承参数如下：基本额定动载荷35BDa6a9基本额定静载荷KNCr.9KNCr3.8故 轴段 4 的长度与轴承宽度相同,故取 。 d3042 ml134轴段 3 上固结齿轮,且 应略大与 ,可取 .齿轮左端用套筒固定,为使套筒端3d2d63面顶在齿轮左端面上,已知齿宽 ,故取mb58l取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得 , 。L71L142键连接.联轴器：选单圆头平键 键 C 8*28 GB1095-1979 t=4mm h=7mm （5）轴的受力分析 画轴的受力简图平动式大传动比减速器17图 4.2 轴的受力图计算支承反力在水平面上 NFtH21.9864.1721 在垂直面上 LdFMarv 24.508.56.3.3,03212故 NFrv 6.54.85.72 总支承反力 NvH 47.1092.81.9211 F836562 画弯矩图mLMHH .720.21.982121 Nv450dFa.93212故 vH 2.6845871.221m3.5022画转矩图（6） 校核轴的强度C 剖面左侧，因弯矩大，有转矩，还有键槽引起的应力集中，故 C 剖面左侧为危险剖面32323 986)5(106.)(1.0 mdtbW .02.tdTmpaMba 5.183974 0mWT2. paTma6.32轴的材料为 45 刚 , 调质处理. 由 表 15-1 查得 B40, . 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 及 按附表mpa2751pa15 3-2查取.因 , ,经插值后可查得 03dr2.16dD9.26又由附图 3-1可得轴的材料的敏性系数为 :无锡太湖学院学士学位论文1874.0q7.0q故有应力集中系数按式(附 3-4) 为:81.)09.2(41)(1k56由附图 3-2得尺寸系数 由附图 3-3得扭转尺寸系数;7.0 .0由附图 3-4得 92轴未经表面强化处理,即 ,则按式 3-12及 3-12a得综合系数值为:1q4.219.07.81kK8.5由 3-1及 3-2得碳钢的特性系数, 取2.011.0, 取5 5于是,计算安全系数 值,按式(15-6)(15-8) 则得:caS09.61.84.271 maK5.23.506.31aS故安全.189.52Sca（7 ）按弯矩合成应力校核轴的强度对于单向转动的转轴,通常转矩按脉动循环处理,故取折合系数 ,则6.0mpaWTMca 45.2)(2查表 15-1得 =60mpa,因此 ,故安全。11（8 ）校核键连接强度联轴器: pahldTp 5.62)8(724301 查表得 . 故强度足够.map1502p（9） 校核轴承寿命轴承载荷 轴承 1 径向: NFr28.131轴向: a654轴承 2 径向: r7.092平动式大传动比减速器19轴向: 02aF因此,轴承 1 为受载较大的轴承,按轴承 1 计算era4.8.3651按表 13-6, ,取 按表 13-5注 1,对深沟球轴承取 ,则相2.0pf 0pf 7.140f对轴向载荷为 8.16.574CFa在表 13-5中介于 1.031.38 之间,对应的 e 值为 0.280.3,Y 值为 1.551.45 线性插值法求Y 值 54.103.18.)8.()45.(45.1故 NFXfParp 67260)( hPCnLrh 29)6749( 336查表 13-3得预期计算寿命 .h124.4.2 曲轴的设计计算图4.3 曲轴图（1）中间轴上的功率 min/730n,82.2rkwP转 速转矩 mNT421083.（2）求作用在车轮上的力高速大齿轮:无锡太湖学院学士学位论文20NFadTtantrt 45.29.1tan.20467cos0tcos9.2145.78310211 外齿轮: NaFdTntrt 8.34520ta468793.241 （3）初定轴的最小直径选轴的材料为钢，调质处理。根据表 15-3，取 于12A是由式 15-2初步估算轴的最小直径 mnPAd 2.5730/28.1/332min 这是轴的最小直径 ,取轴段 1 的直径 考虑到轴承的标准件取 。21d6301d（4）轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案（见前图）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度