基于solidworks的减速器设计与应力分析

1、基于solidworks的圆柱齿轮的应力分析基于solidworks的圆柱齿轮应力分析摘要 齿轮传动的失效将直接影响机械传动，从而影响整个生产过程。齿轮折断则是其中主要的失效方式。因此对轮齿弯曲应力进行准确的、深入的研究就显得尤为重要。 本文在Solidworks环境中，利用其机构运动仿真功能基于齿轮加工原理精确建立了齿轮三维模型。具有准确过度曲线的齿轮模型的建立，为齿根动应力的研究奠定了基础。 solidworks是求解接触、碰撞问题的显式动力学软件。本文利用solidworks对齿轮副的动力接触进行了仿真，通过主动轮的连续转动，带动从动轮运转，动态地仿真了齿轮啮合过程，得到了一个啮合周期内

2、的齿根动应力的变化规律。 并且，准确求接触的齿根应力，以此为齿轮结构设计的应力约束条件，对齿轮的腹板结构进行了优化设计，降低了成本，这种将有限元技术应用到优化设计中的方法，真正意义上实现了零部件的计算机辅助设计，是实现零部件设计自动化的主要途径。关键词 齿轮；动应力；solidworks；优化设计Analysis of the cylindrical gear stress on solidworksAbstract The fail of gear transmission will directly affects machine driving motion，and thereby af

3、fects the whole production process。Break-off of the gear tooth is the most one of all fail manners。So it is very important for us to exactly and thoroughly study bending stress of gear tooth.In the paper，we exactly set up gears 3D model based on gear machining principle using mechanism movement emul

4、ation function of Solidworks.It established base of research of dedendum dynamic stress that the gear model with exact transition curve was built.Solidworks is explicit dynamics software resolving for contact，collision problem.So the paper used Solidworks to emulate dynamic contact of gear pair，andu

5、sed drivers continuous running to drive drivens running，consequently emulated gears dynamic meshing process and got variational rule of dynamic stress of root of tooth within a meshing cycle.Besides，the paper used exact stress of root of tooth that was resolved as stress constraint condition，and car

6、ry out optimum design in the web plate structure.The method that applying finite element technology to optimum design achieves computer aided design（CAD）of parts in deed，and it is the main approach of achieving automatic design of parts.Key words：gear；dynamic stress；Solidworks；optimum design目录1 引言12

7、 传动装置的总体设计22.1 拟定传动方案22.2 选择原动机电动机32.3 传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配52.4 算传动装置的运动和动力参数63 传动零件的设计计算83.1减速器内传动零件高速级齿轮设计83.3 减速器内传动零件低速级齿轮设计123.4 轴的设计输入轴的设计163.5 轴的设计中速轴的设计213.6 轴的设计输出轴的设计274 减速器的Solidworks 3D模型建立与应力分析354.1 减速器的轴与齿轮Solidworks 3D模型建立354.2轴与齿轮的静应力分析38结束语42致谢43参考文献44引言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

8、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。 选用减速器时应根据工作机的选用条件，技术参数，动力机的性能，经济性等因素，比较不同类型、品种减速器的外廓尺寸，传动效率，承载能力，质量，价格等，选择最适合的减速器。 减速器是一种相对精密的机械，使用它的目的是降低转速，增加转矩。 选用减速器时应根据工作机的选用条件，技术参数，动力机的性能，经济性等因素，比较不同类型、品种减速器的外廓尺寸，传动效率，承载能力，质量，价格等，选择最适合的减速器。 齿轮减速器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

9、扭矩输出的需要。 减速器主要由传动零件(齿轮或蜗杆)、轴、轴承、箱体及其附件所组成。小齿轮与轴制成一体，称齿轮轴，这种结构用于齿轮直径与轴的直径相关不大的情况下，如果轴的直径为d，齿轮齿根圆的直径为df，则当df-d67mn时，应采用这种结构。而当df-d67mn时，采用齿轮与轴分开为两个零件的结构，如低速轴与大齿轮。此时齿轮与轴的周向固定平键联接，轴上零件利用轴肩、轴套和轴承盖作轴向固定。两轴均采用了深沟球轴承。这种组合，用于承受径向载荷和不大的轴向载荷的情况。当轴向载荷较大时，应采用角接触球轴承、圆锥滚子轴承或深沟球轴承与推力轴承的组合结构。轴承是利用齿轮旋转时溅起的稀油，进行润滑。箱座中

10、油池的润滑油，被旋转的齿轮溅起飞溅到箱盖的内壁上，沿内壁流到分箱面坡口后，通过导油槽流入轴承。当浸油齿轮圆周速度2m/s时，应采用润滑脂润滑轴承，为避免可能溅起的稀油冲掉润滑脂，可采用挡油环将其分开。为防止润滑油流失和外界灰尘进入箱内，在轴承端盖和外伸轴之间装有密封元件。2 传动装置的总体设计传动装置的总体设计，主要包括拟定传动方案、选择原动机、确定总传动比和分配各级传动比以及计算传动装置的运动和动力参数。2.1 拟定传动方案机器通常由原动机、传动装置和工作机三部分组成。传动装置将原动机的动力和运动传递给工作机，合理拟定传动方案是保证传动装置设计质量的基础。课 程设计中，根据设计任务书，拟定传

11、动方案，分析传动方案的优缺点。题目中给定以下传动方案如下图所示：图2-1 带式运输机传动方案比较工作条件：单向运转，经常满载，空载起动，两班制工作、使用期限8年，减速器小批量生产，输送带速度容许误差为±5。原始数据：输送带拉力,滚筒直径，输送带速度。2.2 选择原动机电动机电动机为标准化、系列化产品，设计中应根据工作机的工作情况和运动、动力参数，根据选择的传动方案，合理选择电动机的类型、结构型式、容量和转速，提出具体的电动机型号。 2.2.1 选择电动机类型和结构型式电动机有交、直流之分，一般工厂都采用三相交流电，因而选用交流电动机。交流电动机分异步、同步电动机，异步电动机又分为笼型

12、和绕线型两种，其中以普通笼型异步电动机应用最多，目前应用较广的Y300系列自扇冷式笼型三相异步电动机，电压为380V，其结构简单、起动性能好，工作可靠、价格低廉、维护方便，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体、无特殊要求的场合，如运输机、机床、农机、风机、轻工机械等。2.2.2 确定电动机的功率电动机功率选择直接影响到电动机工作性能和经济性能的好坏：若所选电动机的功率小于工作要求，则不能保证工作机正常工作；若功率过大，则电动机不能满载运行，功率因素和效率较低，从而增加电能消耗，造成浪费。1、 带式输送机所需的功率 由1中公式（2-3）得： （2-1）设计题目给定：输送带拉力F（N）= N 输送带

13、速度V(m/s)=2.4m/s 2、 计算电动机的输出功率弹性联轴器：（两个）滚动轴承（每对）：（共四对，三对减速器轴承，一对滚筒轴承）圆柱齿轮传动：（精度7级）传动滚筒效率：得电动机至工作机间传动装置及工作机的总效率:电动机的输出功率：2.2.3 确定电动机的转速同一类型、相同额定功率的电动机低速的级数多，外部尺寸及重量较大，价格较高，但可使传动装置的总传动比及尺寸减少；高速电动机则与其相反，设计时应综合考虑各方面因素，选取适当的电动机转速。三相异步电动机常用的同步转速有，常选用或的电动机。1、 计算滚筒的转速工作机的转速： （2-2）设计题目给定：滚筒直径D=350mm输送带速度V(m/s

14、)=2.4 m/s2、 确定电动机的转速由参考文献2（机械设计）中表181可知两级斜齿圆柱齿轮减速器推荐传动比范围为，故电动机转速的可选范围是： （2-3）符合这一范围的同步转速有1500r/min、3000r/min，常选用或的电动机。查出有两种使用的电动机型号：表2-1 电动机性能方案电动机型号额定功率（KW）电动机转速n/(r/min)总传动比同步转速满载转速1Y132S2-27.5300029002Y132M-47.515001440表2-1中，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量，价格以及总传动比，即选定1方案，电动机型号为Y132M-4。查参考文献2附表6-2知：表2-2 电动机相

15、关参数型号额定功率满载转速轴伸尺寸D E中心高键槽宽F Y132M-47.5kw1440 r/min38 80mm132mm10mm表2-3带式输送机相关参数皮带速度皮带拉力滚筒直径工作条件每天时间设计寿命转速功率2.4m/sN350m平稳连续16小时8年131.02r/min5.28kw2.3 传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配由选定电动机的满载转速和工作机主动轴的转速可得传动装置的总传动比对于多级传动计算出总传动比后，应合理地分配各级传动比，限制传动件的圆周速度以减少动载荷。 2.3.1 计算总传动比由电动机的满载转速和工作机主动轴的转速 可得总传动比： （2-4）2.3.2 合理分

16、配各级传动比由于减速箱是展开布置，查1得高速级传动比，低速级传动比， 表2-4 传动比分配 总传动比电机满载转速高速轴-中间轴中间轴-低速轴滚筒转速1440r/min=3.8=2.9131.02 r/min2.4 算传动装置的运动和动力参数为进行传动件的设计计算，应首先推算出各轴的转速、功率和转矩，一般按由电动机至工作机之间运动传递的路线推算各轴的运动和动力参数。2.4.1 0轴（电机轴）输入功率、转速、转矩 （2-5）2.4.2 轴（高速轴）输入功率、转速、转矩 （2-6） （2-7） （2-8）2.4.3 轴（中间轴）输入功率、转速、转矩 （2-9） （2-10） （2-11）2.4.4

17、轴（低速轴）输入功率、转速、转矩 （2-12） （2-13） （2-14）2.4.5 轴（滚筒轴）输入功率、转速、转矩 （2-15） （2-16） （2-17） 各项指标误差均介于+0.5%-0.5%之间。各轴运动和动力参数见表表2-5：表2-5 各轴运动和动力参数轴名功率P (/kw)转矩T（N/ m）转速n (r/min)传动比i效率电机轴6.2041.12144010.99轴6.1640.8314403.8轴5.91148.99318.92.9轴5.68414.92130.71滚筒轴5.36391.58130.73 传动零件的设计计算3.1减速器内传动零件高速级齿轮设计 3.1.1 选择

18、齿轮类型、精度等级、材料及齿数按照已经选定的传动方案，高速级齿轮选择如下：1、 齿轮类型 选用斜齿圆柱齿轮传动，软齿轮面闭式传动。2、 齿轮精度等级 带式输送机为一般机器速度不高，按照2中表10-8，选择7级精度（GB10095-88）3、 材料 由2中10-1选择择小齿轮材料为40Gr（调质），硬度为280HBS，大齿轮为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。4、 试选择小齿轮齿数 大齿轮齿数 （3-1）取 齿数比设计准则:先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。3.1.2 按齿面接触强度设计1、 确定公式内各计算数值(1) 试选载荷系数(2) 小齿轮转

19、矩(3) 由文献2中表10-6查得材料弹性影响系数(4) 齿宽系数：由文献2中表107知齿宽系数(5) 由文献2中图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限；大齿轮接触疲劳强度极限。(6) 计算应力循环次数 （3-2） (3-3)(7) 由文献2中图10-19取接触疲劳寿命系数 (8) 计算接触疲劳许应力取失效概率为1% 安全系数S=1由文献2中式10-12 (3-4) (3-5)=(+)/2= (3-6)（9） 由图1026查得10.8，20.85，则121.65 (10) 由图1030选取区域系数ZH2.4332、 计算 (1) 试算小齿轮分度圆直径 (3-7)(2) 计算圆周速

20、度 (3-8)(3) 计算齿宽b (3-9)(4) 计算齿宽与齿高比 (3-10) (3-11) (3-12)(5) 计算载荷系数据，7级精度。由图10-8查动载荷系数，齿轮，由文献2中表10-2查得使用系数，由文献2中表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对非对称布置时：，由，在文献2中查图10-13，得 ，故载荷系数 (3-13)(6) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由文献2中式10-10a得 ： (3-14)3.2.3 按齿根弯曲强度校核3按齿根弯曲强度设计由式(1017) mn (3-15)1）确定计算参数（1）计算载荷系数 =2.62 (3-16)（2）根据纵向重合度 =

21、1.824，从图1028查得螺旋角影响系数 0.88（3）计算当量齿数z1=z1/cos=20/cos14 =25.18 (3-17)z2=z2/cos=67/cos14 =96.33 (3-18)（4）查取齿型系数由表105查得YFa1=2.615；Yfa2=2.187（5）查取应力校正系数由表105查得Ysa1=1.592；Ysa2=1.786（6）计算F由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ；大齿轮弯曲强度极限 ；由图10-18取弯曲疲劳寿命系数 ， 。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由（10-12）得 (3-19) (3-20)（7）计算大、小齿轮的 并加以比较=0.01371

22、(3-21)= =0.01635 (3-22) 大齿轮的数值大。2）设计计算 (3-23) 取 =1.5mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得分度圆直径 =50.83mm来计算应有的齿数。于是由，取，则4几何尺寸计算1）计算中心距 (3-24)a圆整后取124mm2）按圆整后的中心距修正螺旋角 (3-25)因值改变不多，故参数、等不必修正。3）计算大、小齿轮的分度圆直径 (3-26) (3-27)4）计算齿轮宽度 (3-28) 圆整后取B2=55mm，B1=60mm。5）结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为

23、宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。表3-1 高速级齿轮设计几何尺寸及参数齿轮压力角螺旋角模数中心距齿数比齿数分度圆直径齿宽小齿轮20°2.5123.673.83351.0260大齿轮127196.33553.3 减速器内传动零件低速级齿轮设计3.3.1 选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1、 选用直齿圆柱齿轮传动2、 传动速度不高，选择7级精度（GB10095-88）3、 材料选择小齿轮 40Cr 调质 硬度280HBS大齿轮 45 调质 硬度240HBS4、 选择小齿轮齿数 3.3.2 按齿面接触强度设计1、 确定公式内各计算数值(1) 试选载荷系数(2) 小齿轮转矩(3) 由文

24、献2中表10-6查得材料弹性影响系数(4) 齿宽系数：由文献2中表107知齿宽系数(5) 由文献2中图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限；大齿轮接触疲劳强度极限。(6) 计算应力循环次数 (3-29) (3-30)(7) 由文献2中图10-19取接触疲劳寿命系数 (8) 计算接触疲劳许应力取失效概率为1% 安全系数S=1由文献2中式10-12 (3-31) (3-32)2、 计算 (1) 试算小齿轮分度圆直径 (3-33)(2) 计算圆周速度 (3-34)(3) 计算齿宽b (3-35)(4) 计算齿宽与齿高比 (3-36) (3-37) (3-38)(5) 计算载荷系数据，7

25、级精度。由图10-8查动载荷系数，直齿轮，由文献2中表10-2查得使用系数，由文献2中表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对非对称布置时：，由，在文献2中查图10-13，得 ，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，由文献2中式10-10a得 ： (7) 计算模数m (3-39)3.2.3 按齿根弯曲强度校核按齿根弯曲强度设计由式(1017) mn (3-40)1）确定计算参数（1）计算载荷系数 =1.803 (3-41)（2）查取齿型系数由表105查得YFa1=2.615；Yfa2=2.187（3）查取应力校正系数由表105查得Ysa1=1.592；Ysa2=1.78

26、6（4）计算F由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ；大齿轮弯曲强度极限 ；由图10-18取弯曲疲劳寿命系数 ， 。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由（10-12）得 （3-42） （3-43）（7）计算大、小齿轮的 并加以比较 =0.01996 （3-44） =0.01150 （3-45） 小齿轮的数值大。2）设计计算 （3-46） 取 =2.5mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得分度圆直径 =81.303mm来计算应有的齿数。于是由，取，则4几何尺寸计算1）计算中心距 （3-47）2）计算大、小齿轮的分度圆直径=82.5=242.54）计算齿轮宽度

27、 （3-48）圆整后取B2=85mm，B1=90mm。5）结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。表3-2 低速级齿轮设计几何尺寸及参数齿轮压力角模数中心距齿数比齿数分度圆直径齿宽小齿轮20°3162.52.83382.590大齿轮97242.5853.4 轴的设计输入轴的设计3.4.1 确定轴的材料及初步确定轴的最小直径1、 求作用在齿轮上的力根据输入轴运动和动力参数,计算作用在输入轴的齿轮上的力：输入轴的功率 输入轴的转速 输入轴的转矩 圆周力：径向力：轴向力：2、 初步确定轴的最小径，选取轴的材

28、料为40Cr，调质处理，根据2中表153，取 （3-49）由于该轴有一个键槽，故轴的直径应加大，故3.4.2 输入轴的结构设计、键、联轴器及轴承的选用1、 轴的结构设计拟定结构方案如下图图3-12、 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。(1) 由于在L1段上所连接的是联轴器，计算联轴器的公称转矩，查文献2中表14-1得工作系数 （3-50）选定电动机Y132M-4的轴伸尺寸，查文献1中附表4-2选用LT5 J型弹性柱销联轴器，公称转矩为，许用转速为。可取联轴器的孔径，故。联轴器与轴配合的毂孔长度L=44mm，的长度比L略短一些，取=42mm，轴上要制出一轴肩，定位轴肩的高度一般取为，故取

29、31。 (2) 初选滚动轴承。选用角接触球轴承，由31mm 可选择角接触球轴承7007C，故 ，左端轴承采用轴肩进行轴向定位，故可取44。(3) 由该说明书后面的箱体设计可以得到壁与齿轮的距离，考虑到箱体的铸造误差，在确定轴承位置时，应距箱体内壁一段距离S，取，轴承宽度B17mm， 。(4) 如果再按照这种方法选择下去，那么， (5) 轴承端盖的总宽度为18mm，取端盖的外端面联轴器的右端面的距离为30mm，则L2=64mm，轴承宽度B17mm，故 , 圆柱齿轮之间的距离c=20mm，由中轴的小齿轮齿宽B1=85, 则 ， 至此，已初步了轴的各段直径和长度。3、 轴上零件的周向定位周向定位采用

30、圆头平键链接。按该截面直径查文献1附表3-28采用，键槽用键槽铣刀加工，保证联轴器与轴配合有良好的对中性。故与轴的配合为，滚动轴承与轴周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。4、 确定轴上圆角和倒角尺寸按照文献1附表2-20确定轴两端的倒角均为1×45°，各处圆角半径都为。5、 轴的受力分析(1) 根据结构图画出轴的受力简图图3-2(2) 受力计算1) 由前面的计算可得圆周力： 径向力： 2) 计算支反力在垂直面内进行计算 在水平面内进行计算 3) 画出弯矩图和扭矩图弯矩图：单位 图3-3扭矩图：单位 图3-44) 由弯扭图上看，齿轮1的中心平面是危险面

31、。现将计算出的的值列于下表。表3-3载荷水平面垂直面支反力F弯矩M总弯矩扭矩5) 按弯扭合成应力校核轴的强度只对轴上承受最大弯矩和扭矩的截面进行校核，由于轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力 （3-51）根据前面选定轴的材料为45钢，调质处理，由文献2表15-1查得。因此，故安全。6、 轴承的寿命计算(1) 轴承的型号为6207，动载荷。(2) 计算当量动载荷 (3-52) (3-53)（3）派生力=0.68*=888.92N， =0.68*=276.71N轴向力由于 所以轴向力为 ， 当量载荷，查设计手册e=0.68由于 ， ，由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷

32、为 (3-54) (3-55)轴承寿命的校核，查设计手册得Cr=18500N (3-56)故轴承的寿命足够7、 键的强度校核 键 8×50 GB/T 1096-2003 查文献2表62得键的许用应力是100120 则强度条件为 (3-57)所以键的强度足够3.5 轴的设计中速轴的设计3.5.1 确定中速轴的材料及初步确定轴的最小直径1、 求作用在齿轮上的力根据中速轴运动和动力参数,计算作用在输入轴的齿轮上的力：中速轴的功率 中速轴的转速 中速轴的转矩 圆周力： 径向力： 轴向力：2、 初步确定轴的最小径由于减速器传递的功率不大，可以和高速级轴的材料一致。并做调质处理。根据2中表153

33、，取 (3-58)3.5.2 中速轴的结构设计、键及轴承的选用1、 轴的结构设计拟定结构方案如下图：图3-52、 根据轴各定位的要求确定轴的各段直径和长度(1) 初选滚动轴承。选用角接触球轴承，取35mm， 则可选择深沟球轴承7207C，其尺寸是。故 ，左端轴承采用轴肩进行轴向定位，故可取，可取 。(2) 齿轮2的齿宽为55mm，则，齿轮3的齿宽为90mm，则可取，齿轮之间的距离c=20mm，的长度则为 (3) 轴承的宽度为B=17mm，取齿轮距箱体内壁的距离，取轴承与箱体内壁距离，则，。至此，已初步确定了轴的各段直径及长度。3、 轴上零件的周向定位(1) 齿轮2的周向定位采用圆头平键连接。按

34、直径，由文献1附表3-28查得平键选为。(2) 齿轮3的周向定位采用圆头平键连接。按直径，由文献1附表3-28查得平键选为，齿轮孔与轴的配合为，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。4、 确定轴上圆角和倒角尺寸参考文献1附表2-20，取轴端倒角为1.6×45°，各处圆角半径都为。5、 轴的受力分析(1) 画出轴的受力简图图3-6(2) 进行受力计算1) 由前面的计算得，2) 支反力计算垂直面内 水平面内：3) 画出弯矩、扭矩图弯矩图：(单位：) 图3-7扭矩图：(单位：) 图3-84) 由弯扭图上看，齿轮3的中心平面是危险面。现将计算出的的值

35、列于下表表3-4载荷水平面垂直面支反力F弯矩M总弯矩扭矩5) 按弯扭合成应力校核轴的强度只对轴上承受最大弯矩和扭矩的截面进行校核，由于轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力 (3-59)根据前面选定轴的材料为45钢，调质处理，由文献2表15-1查。因此，故安全。6、 轴承的寿命计算(1) 轴承的型号为7207AC，动载荷。(2) 计算当量动载荷 (3-60) (3-61)派生力,=0.68*=1621.32N， =0.68*=1961.12N轴向力由于 所以轴向力为， 当量载荷,查设计手册得e=0.68由于 ， ，由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 (3-62)

36、(3-63)轴承寿命的校核,查设计手册得Cr=29000N合格 (3-64)故轴承的寿命足够7、 键的强度校核(1) 键 12×80 GB/T 1096-2003 查文献2表62得键的许用应力是100120 则强度条件为 (3-65) 所以键的强度足够。(2) 键 12×45 GB/T 1096-2003 查文献2表62得键的许用应力是100120 则强度条件为 (3-66) 所以键的强度足够。3.6 轴的设计输出轴的设计3.6.1 确定轴的材料及初步确定轴的最小直径1、 求作用在齿轮上的力根据输出轴运动和动力参数、低速级齿轮设计几何尺寸及参数，计算作用在输出轴的齿轮上的力

37、：输出轴的功率 输出轴的转速 输出轴的转矩 圆周力：径向力：2、 初步确定轴的最小径，选取轴的材料为45号钢，调质处理，根据文献2中表153，取 (3-67)3.6.2输出轴的结构设计、键、联轴器及轴承的选用1、 轴的结构设计(1) 拟定零件的装配图3-92、 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。(1) 由于在L1段上所连接的是联轴器，计算联轴器的公称转矩，计算联轴器的公称转矩，查文献2中表14-1得工作系数 (3-68)查文献1中附表4-2选用LT7 J型弹性柱销联轴器，公称转矩为，许用转速为。可取联轴器的孔径，故。联轴器与轴配合的毂孔长度，的长度比L略短一些，取，(2) 齿轮的左端采

38、用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径，轴环宽度，取，齿轮4轮毂的宽度为，可取。(3) 轴承端盖的总宽度为18mm，取端盖的外端面与联轴器的右端面的距离为30mm，则L2=58mm，轴承宽度B20mm，取轴承与箱体内壁距离，故， ， 。至此，已初步了轴的各段直径和长度。3、 轴上零件的周向定位1) 齿轮4的周向定位采用圆头平键连接。按直径，由文献1附表3-28查得平键选为。2) L1段与联轴器配合，采用圆头平键连接。按直径，由文献1附表3-28查得平键选为，齿轮孔与轴的配合为，轴与联轴器的配合为，滚动轴承与轴 的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。4、 确定轴上圆角和倒角尺寸参考文献1附表2-20，取轴端倒角为1.6×45°，轴段的圆角半径为。其余各处圆角半径都为。5、 轴的受力分析(1) 根据结构图画出轴的受力简图图3-10(2) 受力计算1) 由前面的计算可得，2) 计算支反力在垂直面内进行计算 在水平面内进行计算 3) 画出弯矩图和扭矩图弯矩图：单位 图3-11扭矩图：单位 图3-124) 由弯扭图上看，齿轮4的中心平面是危险面。现将计算出的的值列于下表3表3-5载荷水平面垂直面支反力F弯矩M总弯矩扭矩5) 按弯扭合成应力校核