三环减速机毕业设计论文.doc

XX 大学毕业设计（论文）说明书第 1 页 共 74 页目目 录录目目 录录.1绪绪 论论.3摘摘 要要.5ABSTRACTABSTRACT.6第第 1 1 章章 三环减速器传动设计介绍三环减速器传动设计介绍.71.11.1 国内、外减速器现状国内、外减速器现状.71.1.11.1.1 国外减速器现状国外减速器现状.71.1.21.1.2 国内减速器现状国内减速器现状.81.21.2 三环减速器的介绍三环减速器的介绍.81.2.11.2.1 概述概述.81.2.21.2.2 用途用途.91.31.3 市场效益及经济技术分析市场效益及经济技术分析.91.3.11.3.1 市场需求前景市场需求前景.91.3.21.3.2 社会经济效益社会经济效益.101.3.31.3.3 经济技术分析经济技术分析.10第第 2 2 章章 三环减速器的工作原理三环减速器的工作原理.10第第 3 3 章章 三环减速器的结构原理三环减速器的结构原理.16第第 4 4 章章 三环减速器的特点三环减速器的特点.174.14.1 优点优点.174.1.14.1.1 与普通外啮合齿轮减速器的比较：与普通外啮合齿轮减速器的比较：.174.1.24.1.2 与原少齿差减速器的比较：与原少齿差减速器的比较：.184.24.2 三环减速器不足之处三环减速器不足之处.19结结 论：论：.20第第 5 5 章章 设计约束条件设计约束条件.205.15.1 内齿轮齿顶圆应大于基圆的限制条件内齿轮齿顶圆应大于基圆的限制条件.205.25.2 内、外齿轮齿顶均不得变尖，齿顶厚应大于许用值内、外齿轮齿顶均不得变尖，齿顶厚应大于许用值.215.35.3 内外齿轮不产生过渡曲线干涉条件内外齿轮不产生过渡曲线干涉条件.21XX 大学毕业设计（论文）说明书第 2 页 共 74 页5.45.4 切制内齿圈不产生顶切现象的约束条件切制内齿圈不产生顶切现象的约束条件.225.55.5 内啮合齿轮副的重合度约束条件内啮合齿轮副的重合度约束条件.225.65.6 不发生齿廓重叠干涉的约束条件不发生齿廓重叠干涉的约束条件.225.75.7 应使啮合角不为负值应使啮合角不为负值.245.85.8 强度约束条件强度约束条件.245.95.9 节点对面两齿顶互相抵触干涉节点对面两齿顶互相抵触干涉.265.105.10 小齿轮和插齿刀不产生根切小齿轮和插齿刀不产生根切.265.115.11 内、外齿轮齿底于齿顶之间应该分别留有顶隙内、外齿轮齿底于齿顶之间应该分别留有顶隙.26结论：结论：.26第第 6 6 章章 单轴输入时的受力分析单轴输入时的受力分析.27结结 论：论：.31第第 7 7 章章 三环减速器的具体设计及计算三环减速器的具体设计及计算.327.17.1 齿轮几何参数设计齿轮几何参数设计.327.27.2 齿轮校核计算齿轮校核计算.387.2.17.2.1 选定齿轮传动类型，精度等级，材料，热处理方式，确定许选定齿轮传动类型，精度等级，材料，热处理方式，确定许用应力用应力.387.2.27.2.2 校核齿面接触疲劳强度校核齿面接触疲劳强度.387.2.37.2.3 校核齿根弯曲疲劳强度校核齿根弯曲疲劳强度.407.37.3 输出轴及其上零部件的选用，设计计算输出轴及其上零部件的选用，设计计算.427.3.17.3.1 求输出轴上的功率求输出轴上的功率1P，转速，转速1n和转矩和转矩1T.427.3.27.3.2 求作用在齿轮上的力求作用在齿轮上的力.427.3.37.3.3 初步确定轴的最小直径初步确定轴的最小直径.427.3.57.3.5 求轴上的载荷求轴上的载荷.467.47.4 输入轴及其上零部件的选用，设计计算输入轴及其上零部件的选用，设计计算.517.4.17.4.1 输入轴上的功率输入轴上的功率2P、转速、转速2n和转矩和转矩2T.517.4.27.4.2 求作用在齿轮上的力求作用在齿轮上的力.527.4.37.4.3 初步确定轴的最小直径初步确定轴的最小直径.527.4.47.4.4 轴的结构设计轴的结构设计.537.4.57.4.5 轴的校核及计算轴的校核及计算.547.57.5 偏心套的设计计算偏心套的设计计算.637.67.6 齿轮板的具体设计及计算齿轮板的具体设计及计算.647.77.7 箱体的具体设计箱体的具体设计.65XX 大学毕业设计（论文）说明书第 3 页 共 74 页第第 8 8 章章 三环减速器的效率分析与计算三环减速器的效率分析与计算.678.18.1 三环减速器的效率分析三环减速器的效率分析.678.28.2 具体计算结果具体计算结果.69致谢辞致谢辞.70参参 考考 文文 献献.72XX 大学毕业设计（论文）说明书第 4 页 共 74 页绪绪 论论毕业设计是大学期间历时最长、层次最高、集综合性、实践性、探索性于一体的教学环节；是本科学业综合、深化和升华的重要教学过程，是对知识、能力及素质水平的全面反映与检测，也是毕业及学位资格认证的重要依据。1 本次设计的目的综合运用所学知识和技能，培养在设计中解决实际问题和独立工作的能力。培养严肃认真的科学态度与严谨求实的工作作风；培养优良的思想素质，强化工程意识，树立勇于实践，探索和开拓的创新精神。通过毕业设计，可以弥补平时学习时考虑问题面窄的缺点，还可以弥补设计与讲课不能及时配合的不足之处。提高深入理解并综合应用以前所学知识的能力。通过毕业设计，培养了结构设计的能力和使用计算机的能力。通过毕业设计，进行机械工程技术人员必需的基本技能训练。如设计计算、AUTOCAD/ProE 绘图、数据处理、熟悉和贯彻国家标准等等。培养检索文献资料、熟练运用手册与规范化图表等常规工程资料的能力。强化运算、识图、只图和编制说明书等基本工程技能，强化使用工程语言简明准确的表达设计思想的能力。2 本次设计的意义毕业设计是在我们学完了大学四年的所有课程（其中包括基础课、专业基础课、专业课）之后进行的一次综合性的复习与训练。毕业设计是我们在毕业前对所学课程的全面的回顾与加深，同时为我们以后走向XX 大学毕业设计（论文）说明书第 5 页 共 74 页工作岗位打下坚实的基础。毕业设计着重于自身能力的开发，对所学知识综合运用的能力以及独立思考的能力，这对我们以后的工作有举足轻重的作用。3 本次设计的指导思想现代社会对人才提出了更高的要求，要求对当代大学毕业生不仅要掌握坚实的本专业知识，还应具备高级工程技术人才应有的综合素质。为了适应之一发展趋势，我们的毕业设计应立足于：变传统的，僵化的，单纯的毕业设计为培养主动学习意识，提高创新能力，树立团结协作精神，强化计算机运用得多维兼容性毕业设计；同时通过完成实际的毕业设计题目，锻炼其解决实际工程问题的能力；在整个毕业设计的教学过程中，以学生主动学习为主，教师适时指导为辅；将素质教育与毕业设计教学相融合，从根本上提高毕业设计的教学质量。4 设计要求（1）认真独立的按计划和日程要求完成全部设计任务。（2）必须以负责的态度对待自己所作的技术决定。在设计中要采用国家标准。（3）要树立工程意识，注意理论联系实际，以期使整个设计在技术上是先进的，在生产上是可行的，在经济上是合理的。（4）设计过程中，应勤于钻研与思考，善于互相讨论与启发，充分发挥主动性与创造性。（5）在结构设计中运用 AutoCAD 或 MDT 或 ProE 完成绘图。（6）从进入设计开始,要建立设计工作笔记,将与设计相关的内容记录下来应注意及时记录设计思路及所引用数据、公式及资料的出处。5 具体设计内容 XX 大学毕业设计（论文）说明书第 6 页 共 74 页 本次设计具体是以三环减速器为准，通过对三环减速器具体各零部件的设计及校和和总体的装配，以达到以点到面的效果。通过本次设计，具体了解机械设计过程的有关问题，使学习和具体实践达到良好的结合，为以后工作或继续学习奠定良好基础。摘摘 要要三环减速器是一种新型的齿轮机构，其基本结构是有一根低速轴、二根高速轴和三片转动环板构成。各轴均平行配置，相同的两根高速轴带动三片传动板呈 120相位差作平面运动，通过传动环板与低速轴上的齿轮相啮合，形成大传动比。各轴的轴端可以单独或者同时传输动力。而三环式传动机构自成体系。按基本型的单级传动，增加高速与低速轴的数量，改变高速与低速轴的相互位置，可以形成若干派生型机构系列。此外，该传动装置因采取独特的“平行轴-动轴”三环式传动原理，基本构件的运动和受力均衡，又充分的运用了功率分流和多齿内啮合。关键词：关键词：少齿差行星齿轮传动机构；三环式传动机构；直齿圆柱齿轮传动；效率；运用 AbstractAbstractThree circle reducer is a sort of new gear wheel machine. The XX 大学毕业设计（论文）说明书第 7 页 共 74 页basic structure is made up of a low speed axis, a high speed axis,and three piece of running board. Each axis is collocated parallelly.The two same high speed axis move complanately which bring along the three piece of the driving board with 120 degree . It joggle across the gear wheel of the moving annulus board and the low speed axis, and then come into being big transmission rate. The end of the axis of each axis can transmit the power solely, also can transmit at the same time.The three circle of driving machine can be formed from its own systerm. It move follow the basic model by single step. If increase the quantity of the high speed axis and the low speed axis, and change the position between the high speed axis and the low speed axis, so that can come into being another machine catena. Furthermore, the driving equipment is taken the particular elements with three circle driving of parallel axis-moved axis, the movement and the force of the basic component is balanced. And also it is filled with power distributary and much tooth of inner joggle.Key words: little tooth with planet of driving machine, three circle of driving machine, straight tooth gear of wheel driving with column, efficiency, bring to bearXX 大学毕业设计（论文）说明书第 8 页 共 74 页第第 1 1 章章 三环减速器传动设计介绍三环减速器传动设计介绍 1.11.1 国内、外减速器国内、外减速器现状现状 我们通过对国内外的对比来分别看当今的减速器的有关现状及前景。1.1.11.1.1 国外减速器现状国外减速器现状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内平动齿轮减速器类似或相近，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XX 大学毕业设计（论文）说明书第 9 页 共 74 页的减速器，则应用前景远大。1.1.21.1.2 国内减速器现状国内减速器现状 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。1.21.2 三环减速器的介绍三环减速器的介绍 1.2.11.2.1 概述概述90 年代初期，国内出现的三环（动齿轮）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XX 大学毕业设计（论文）说明书第 10 页 共 74 页点，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。三环减速器 90 年获得国家专利授权，91 年 10 月获国家科技发明二等奖、92 北京国际博览会金奖等一系列殊荣，96 年列入冶金部标准（YB/T079-1995） 。国家已将三环减速器列入“九五”国家重点推广项目，95 年 11 月 1 日获得中国专利局和联合国知识产权组织联合颁发的“中国专利发明创造金奖” ，一些制造厂经十几年的研制开发和生产，使用证明，产品性能优良，成本较低，有巨大的经济效益。1.2.21.2.2 用途用途三环减速器是一种先进的传动机械，可以广泛地应用于矿山、冶金、石油、化工、起重运输、纺织印染、制药、造船、机械、环保及食品轻工等领域。一般可代替齿轮行星减速器、摆线针轮减速器、多级圆柱齿轮减速器和蜗轮蜗杆减速器等使用。1.31.3 市场效益及经济技术分析市场效益及经济技术分析1.3.11.3.1 市场需求前景市场需求前景 三环减速器由于体积小，重量轻，传动效率高，将会节省可观的原料和能源。因此，本减速器是一种节能型的机械传动装置，也是减速器的换代产品。 本减速器可广泛应用于机械，冶金、矿山、建筑、航空、XX 大学毕业设计（论文）说明书第 11 页 共 74 页军事等领域。特别在需要较大减速比和较大功率的各种传动中有巨大的市场和应用价值。1.3.21.3.2 社会经济效益社会经济效益 现有的各类减速器多存在着消耗材料和能源较多，对于大传动比的减速器，该问题更为突出。而本新型减速器具有独特的优点。由于减速装置在各部门中使用广泛，因此，人们都十分重视研究这个基础部件。不论在减小体积、减轻重量、提高效率、改善工艺、延长使用寿命和提高承载能力以及降低成本等等方面，有所改进的话，都将会促进资源（包括人力、材料和动力）的节省。1.3.31.3.3 经济技术分析经济技术分析可以预见，本新型减速器在国内外市场中的潜力是很大的，特别是我国超大型减速器（如水泥生产行业，冶金，矿山行业都需要超大型减速器）大多依靠进口，而本减速器的一个巨大优势就是可以做超大型的减速器，完全可以填补国内市场的空白，并将具有较大的经济效益和社会效益。第第 2 2 章章 三环减速器的工作原理三环减速器的工作原理无论是想了解还是设计三环减速器，都必须从其工作原理入手研究，如图 2-1，中间是节圆直径为1d的外齿轮，轴线是固定的，外齿轮只能XX 大学毕业设计（论文）说明书第 12 页 共 74 页绕1O轴回转，与外齿轮啮合的是节圆直径为2d的内齿环，内齿环用滚动轴图 2-1承装在两根偏心轴上，两根偏心轴的轴线在2O和3O两点，两轴的偏心距相同为2/33dr ，偏心的方向也相同，内齿环的两根偏心轴组成平行四连杆机构如图 2 所示，当偏心轴回转时内齿环作平动，齿环上任何一点都有相同的轨迹和速度，内外齿轮直径与偏心距之间有下列关系：123ddd （式 2-1） 图 2-2XX 大学毕业设计（论文）说明书第 13 页 共 74 页在偏心轴回转时，齿环与外齿轮始终是啮合的，如图 1 所示位置，设偏心轴顺时针回转角速度为1，偏心轴的铰心2A及3A点的线速度为V，则在啮合点1A处齿环的线速度也是 V，将推动外齿轮反时针回转，不管偏心轴转到什么位置齿环始终在啮合点(啮合点是顺时针转动的)处以线速度 V 推动外齿轮反时针回转，设外齿轮角速度为2，则有:)22(2/2/1231式ddV 将（2-1）式及11mzd ，22mzd 代入（2-2）式：)32(/12112121式zzzdddi式中 m-齿轮模数； 21zz 、-外齿轮、内齿轮齿数； i-减速比。为了使受力匀衡，中心外齿轮较厚，内齿环有三块，重叠放置，都与中心外齿轮啮合，偏心轴上的偏心铰链相错120角如图 2-3 所示，因此命名为三环减速器，有的人看到实物模型是三个齿环推动外齿轮回转，误认为是接力式的，各推一段，输出轴的回转是脉动或波动的，通过以上分析，可知三个环是将动力分流，都在连续推动，没有间断。 一般三环减速器有三根平行轴，中间的是低速输出轴，两边两根是高速输入轴，既可以在两根输入轴的任何一根上装一台电动机输入全部动力，另一根输入轴不装电动机仅作为支撑用，跟随转动，也可以将动力一分为二，在两根输入轴上各装一台同型号的功率为 1/2 的小电动机传动，这一点是三环减速器的持色，在某些情况下可以降低成本，XX 大学毕业设计（论文）说明书第 14 页 共 74 页也增加配置的灵活性。图 2-3经过较为深入的分析，可以得出三环式也是一种少齿差传动的结论如图 4（行星轮 1 与内齿轮 2 的齿数差4112zzz） ，这里内齿轮不动，外齿轮平动兼转动(平面运动)，而三环式是内齿轮平动，外齿轮转动，它们的外齿轮对于内齿轮的相对运动则完全是一样的，如果我们站在三环式的一个齿环上，并且和它一起乎动，我们就会看到它的外齿轮和原少齿差传动的外齿轮的运动是一样的，三环式比原少齿差多一根偏心轴，少一个输出机构，三环式是三点啮合推动，原少齿差一般只有两个外齿轮，为两点啮合推动。XX 大学毕业设计（论文）说明书第 15 页 共 74 页 图 2-4 少齿差行星轮传动其传动比计算如下12121/11zziiHH故 4/1211zzziH三环减速器基本型的原理如图 5 所示，由一根具有外齿轮套接的低速轴 1、二根由三个互呈 120 度偏心的高速轴 2 和三片具有内齿轮的环板 3 组成。减速时，高速轴 2 作为输入轴，带动环板 3 上的内齿轮做平面运动，靠内齿轮与低速轴 1 上的齿轮啮合实现大速比。齿型一般为渐开线齿型，各输入轴的轴端可单独或同时输入动力。如要求增速，则轴1（外齿轮轴）作输入轴，轴 2 作输出轴。XX 大学毕业设计（论文）说明书第 16 页 共 74 页XX 大学毕业设计（论文）说明书第 17 页 共 74 页第第 3 3 章章 三环减速器的结构原理三环减速器的结构原理 图 3-1 在图 3-1 中，为输入轴，轴为支轴承，02 轴为输出轴。外力偶oo矩施于输入轴上，此轴有 3 个曲柄，二者均布，曲柄长度相等，支承o轴的构造和输入轴一样，只是无动力源。3 个曲柄同时与主轴固连，具体结构做成偏心套的形式。曲柄 OA 和 O B 带动一个与平行的连杆，oo连杆中央固连一个内齿圈。内齿圈和连杆 AB 一起总称为内齿板，它构成三环中的一环，图 1 中标为 1,其他两环标为 II 和 III。内齿圈 1 的中心在 AB 连线上，且为 AB 中点，其他亦然。在输出轴上装有一个外1o齿轮。在的连线上，且为中点。2ooooo 从上述结构可以看出，不论曲柄 O B 和 OA 转到什么位置，和2o的连线总与曲柄同相位。且=O B = OA =r。内齿圈与外齿轮的啮1o12oo合点 C(指 1 环)总在的反向延长线上。12ooXX 大学毕业设计（论文）说明书第 18 页 共 74 页第第 4 4 章章 三环减速器的特点三环减速器的特点4.14.1 优点优点4.1.14.1.1 与普通外啮合齿轮减速器的比较与普通外啮合齿轮减速器的比较：1 速比大单级传动 i 99，两级传动 i0注意：如果验算0，则应该在 c 点右上方另选一点，再重新进 8gc行计算；如果验算0, 1。 8ga综上，齿轮的设计尺寸如表：名称符号公式数值变位系数1200.359齿根圆直径fd)(2*1*11cxhmddaf)(2*2*22cxhmddaf394.8437.5啮合角a/cosaarccos40.37齿顶圆直径ady1a1a1xh2mddyxh2mdd2a2a2416.1416.22齿根圆直径fdy1a1f1xh2mddyxh2mdd2a2f2394.8437.5中心距aacoscosa7.4XX 大学毕业设计（论文）说明书第 39 页 共 74 页中心距变动系数ymaay0.2333齿顶高变动系数yyxxy120.126 表 7-27.27.2 齿轮校核计算齿轮校核计算7.2.17.2.1 选定齿轮传动类型，精度等级，材料，热处理方式，确定许用应选定齿轮传动类型，精度等级，材料，热处理方式，确定许用应力力7.2.1.1 此传动选用直齿圆柱齿轮传动7.2.1.2 选定齿轮的材料由常用齿轮材料及其力学性能表可知，在此，因为内齿轮转速高，故内齿轮材料选用 40（调质） ，硬度为 280HBS；外齿轮材料选 45rC钢（调质） ，硬度为 250HBS，二者材料硬度差为 30HBS。=650Mpa,=360Mpa;1B1S=700Mpa,=500Mpa;2B2S7.2.1.3 按 7 级精度制造，查齿轮的接触，弯曲疲劳极限图知：=650Mpa,=500Mpa;lim1H1FE=700Mpa,=550Mpa;lim2H2FEXX 大学毕业设计（论文）说明书第 40 页 共 74 页7.2.27.2.2 校核齿面接触疲劳强度校核齿面接触疲劳强度由设计公式进行试算，即2.311td2131tEdHK TZuu7.2.2.1 确定公式内的各个参数1).又 T=48KNm 取齿宽系数为=1.1，d2)=1，=1.25，=1.1，=1.37AkVkkk可得，K=1.88AkVk kk3)由设计公式 N=60nj,计算应力循环次数hL=60 j=60 1000 1 (2 8 350 10)=3.362N2nhL 910=/34=1.4611N2N8104) u=101/(103-101)=50.55)查接触疲劳系数图：=0.98，=0.951HNk2HNk6)计算接触疲劳许用应力取失效率为 1%，安全系数=1，由公式，=得HSHlimHNHHKS=0.98 650=637Mpa1H1lim1HNHHKS=0.95 700=665Mpa2H2lim2HNHHKS7.2.2.2 校核XX 大学毕业设计（论文）说明书第 41 页 共 74 页1)试算小齿轮的分度圆直径，代入中较小值1tdH2.321td2131tEdHK TZuu=2.322731.88 4.8 10 /334 1189.81.134637=3092)由于：=4083091d所以接触疲劳强度足够7.2.37.2.3 校核齿根弯曲疲劳强度校核齿根弯曲疲劳强度由公式 m13212FaSadFY YKTz7.2.3.1 确定公式内的各计算数值；1) =68，=701z2z2)=1;d3)查得弯曲疲劳寿命系数=0.925，=0.8691FNK2FNK4)计算弯曲疲劳许用应力去弯曲疲劳安全系数=1.4FS故，=330.41F11FEFEFKS0.925 5001.4XX 大学毕业设计（论文）说明书第 42 页 共 74 页=341.42F22FNFEFKS0.869 5501.45)计算载荷系数 KA)查表可得使用系数=1AKB)v=n/60 1000=1000420/60 1000=21.982dms查表得动载系数=1.25VkC)由图可查， =1.45,FK查表得， =1.1FK故可得: K=1 1.25 1.1 1.45=1.99AKVkFKFK6)查取齿形系数,FaYSaY=2.248,=1.7461FaY1SaY=1.971,=2.5442FaY2SaY计算大小齿轮的并进行比较FFaSaY Y=2.248 1.746/330.4=0.01188111FaSaFYY=1.971 2.544/341.4=0.01469222FaSaFYY大齿轮的数值大,故用大齿轮的数值7)校核计算XX 大学毕业设计（论文）说明书第 43 页 共 74 页m=5.6913212FaSadFY YKTz7322 1.99 4.8 10 /3 0.01469681.1因为 m=65.69 成立，所以齿根弯曲疲劳强度也满足7.37.3 输出轴及其上零部件的选用，设计计算输出轴及其上零部件的选用，设计计算7.3.17.3.1 求输出轴上的功率求输出轴上的功率，转速，转速和转矩和转矩1P1n1T=159KW1PNP=/34=1000/34=29.41r/min1n2n=4.8N1T7107.3.27.3.2 求作用在齿轮上的力求作用在齿轮上的力因为已知输出轴上的齿轮的节圆直径为=503.2，1d而， =2/=2/503.2=190779N1 tF1T1d74.8 10则任意点处，=/3=63593NtF1 tF=/=63593=54064.5NrFtFtgcostg40.377.3.37.3.3 初步确定轴的最小直径初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢，调质处理，查取=108，于是得，XX 大学毕业设计（论文）说明书第 44 页 共 74 页=106=189.551mind0A131Pn315929.41轴的最小直径显然是装联轴器的直径，即为-处直径，为了保证所选的轴的直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。 联轴器的计算转矩=,考虑到转矩变化很小，查表取，caT1AK T=1.3 则，AK=1.3=6.24caT1AK T74.8 10710按照计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准（GB/T5014-1985） ，选用（LH12 钢）型弹性柱销联轴器，其公称转矩为（T=63000N.mm ） ，半联轴器的孔径=190，故取-段直径为1d=190；半联轴器的长度 L=352mm，半联轴器与轴配合的毂孔长1 2d度=282mm。1L7.3.4.1 拟定轴上的装配方案，如图所示的装配方案。7.3.4.2 根据轴向的定位要求确定轴的各段直径和长度1) 为了满足半联轴器的轴向定位要求,-轴段右段应制出一轴肩，一般地，轴肩高度 h0.07d，考虑选取的轴承的尺寸,故取-的直径为220mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度=282mm，为了保证轴端挡1L圈只压在联轴器上而不压在轴的端面上，故-段的长度应比略1L短一些，故取 I-长度为=2801 2l2) 初步选滚动轴承。XX 大学毕业设计（论文）说明书第 45 页 共 74 页因轴承主要受径向力作用，故选取深沟球轴承。由手册查得,选取6040 型轴承,其尺寸为 d D B=220 340 56,右端滚动轴承采用套筒定位,由手册上查得 6040 型轴承的定位轴肩高度 h，因此取=220mm，2 3d=234mm，=220mm5 6d6 7d3) 取安装齿轮处的轴段(3-4 )高度的直径=236mm，齿轮左端面与左3 4d侧轴承采用套筒定位，(具体尺寸如图)。已知齿轮轮毂的宽度=1bd=1.1 408=428.4mm。考虑到配合转臂轴承型号取 449mm 为了使套1d筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段长度应略短于轮毂宽度，故取445mm。齿轮的右端采用轴肩进行定位，一般的轴肩的高度h0.07d，取 h=18mm，则轴环处直径=236+36=272。一般地，轴4 5d环宽度 b1.4h,在此取=26mm4 5l4) 轴承端盖的总宽度为 68,根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面的距离为 L=20.则=20+68+56+12+18+4=178mm2 3l5)取齿轮距箱体内壁的距离为 18mm7.4.3.3 轴上零件的周向定位齿轮，半联轴器，偏心套与轴的周向定位均采用平键连接。按齿轮处轴的直径 236mm 由手册查得平键截面尺寸 b h l=56mm 32mm 400mm(区少国标)，键槽用键槽铣刀加工，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 H7/n6,半联轴器与轴的连接，选用平键 b h l=45mm 25mm 250mm，半联轴器与轴的配合 XX 大学毕业设计（论文）说明书第 46 页 共 74 页为 H7/k6。滚动轴承与轴的配合是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6。7.3.4.4 确定轴上的倒角和圆角尺寸参考材料，选取轴的倒角，各轴肩处的圆角半径，端盖具体尺寸如图 7-2XX 大学毕业设计（论文）说明书第 47 页 共 74 页 图 7-2XX 大学毕业设计（论文）说明书第 48 页 共 74 页至此，轴上尺寸已经基本确定7.3.57.3.5 求轴上的载荷求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。确定轴承的支点位置时，应从手册中查取 a 值。对于 6040 型深沟球轴承，由手册查得 a=.28因此，根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图，如图 7-3 所示，水平水平竖直竖直总 图 7-3从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出齿轮处截面 C 处是轴的危险截面。现将计算出的结果列于表 7-3 中。2、按弯扭矩合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度。根据公式及上表中的数值，并取 =0.6，轴的计算应力XX 大学毕业设计（论文）说明书第 49 页 共 74 页223caMTW表 7-3 前已选定的轴的材料为 45 钢，调质处理，由表查得=180MPa。因此，故安全。3、校核轴的疲劳强度 1）判断危险截面截面 A 至 B 只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭矩强度较为宽裕地确定的，所以截面 A 至 B 均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面 C 和 E 处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看 C 处截面的应力最大。截面E 的应力集中的影响和截面 E 的相近，但截面 E 不受扭矩作用，同时轴径也比较大，故不必作强度校核。由机械设计 （注：由西北工业大学机械原理及机械零件教研室 编著 高等教育出版社出版 第七版 以下载荷水平面垂直面支持力 F，163936.9NHFN263936.9NHFN，153649.4NVFN253649.4NVFN弯矩 M1784151.6HMN mm4901925.6VMN mm总弯矩221784151.64901925.65216519.1MN mm扭矩 T734.8 10.TN mmXX 大学毕业设计（论文）说明书第 50 页 共 74 页同）第三章附录知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面 3 左右两侧即可。2）界面 3 左侧抗弯截面系数 3330.10.1 2201064800Wdmm抗扭截面系数 3330.20.2 2202129600TWdmm截面 3 左侧的弯矩 M 为 （式 4-33）5216519.1MN mm截面上的扭矩 T 为 734.8 10TN mm截面上的弯曲应力 5216519.14.91064800bMMPaMPaW截面上的扭转切应力734.8 1022.542129600TTTMPaMPaW轴的材料为 45 钢，调质处理，由机械设计表 15-1 查得MPaMPaMPab155,275,64011截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按机械设计附表 3-2 查取。因，经插值后可查得5.00.023.2142rDddr，1.723,1.497kk轴按磨削加工，由机械设计附图 3-4 的表面质量系数为92. 0XX 大学毕业设计（论文）说明书第 51 页 共 74 页由机械设计附图 3-2 的尺寸系数；由机械设计附0.54图 3-3 的扭转尺寸系数。0.71 轴经表面强化处理，即，则按机械设计式 3-12 及 3-1q12a 的综合系数值为11.7231113.280.540.92kK 11.4971112.20.710.92kK 又由机械设计3-1 及3-2 的碳钢的特性系数0.1 0.2,0.10.05 .10.05取，取于是，计算安全系数值，按机械设计式则caS)815()615(得127517.113.28 4.90.1 0amSK 11556.1122.5422.542.20.0522amSK 222217.11 6.115.751.517.116.11caS SSSSS故可知其安全。3）截面 3 右侧抗弯截面系数 W 按机械设计表 15-4 中的公式计算XX 大学毕业设计（论文）说明书第 52 页 共 74 页33330.10.1 2361314425.6Wdmmmm抗扭截面系数为TW33330.20.2 2362628851.2TWdmmmm弯矩及弯曲应力为M5216519.1MN mm5216519.13.971314425.6bMMPaMPaW扭矩及扭转切应力为3T733.2 10TN mm733.2 1012.172628851.2TTTMPaMPaW过盈配合处的值，由机械设计附图 3-8 用插入法求出，并/k取，于是得/8 . 0/kk=3.736 k0.8 3.7362.959k轴按磨削加工，由机械设计附图 3-4 得表面质量系数92. 0故得综合系数为1113.73613.820.92kK 1112.98913.080.92kK XX 大学毕业设计（论文）说明书第 53 页 共 74 页所以轴在截面 3 右侧的安全系数为127518.133.82 3.970.1 0mSK 11558.1412.1712.17