少齿差行星齿轮减速器.doc

《少齿差行星齿轮减速器.doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《少齿差行星齿轮减速器.doc（40页珍藏版）》请在淘文阁 - 分享文档赚钱的网站上搜索。

1、如有侵权，请联系网站删除，仅供学习与交流少齿差行星齿轮减速器【精品文档】第 37 页目 录摘 要ABSTRACT1 绪 论11.1课题背景11.2 发展概况11.3研究手段和可行性22 电动机和减速器的选择及确定32.1传动装置的总体设计任务32.2减速器结构型式及型号的确定32.2.1齿轮传动形式32.2.2减速器型号的选定42.3电动机的选择与运动参数计算42.3.1选择电动机应综合考虑的问题42.3.2电动机类型的选择42.3.3运动参数计算63 齿轮传动设计73.1齿数差的确定73.2 齿轮齿数的确定73.3 齿形角和齿顶高系数83.4外齿轮的变位系数83.4.1重合度应符合83.4.

2、2齿廓重叠干涉验算值应符合83.5啮合角与变位系数差83.6内齿轮的变位系数93.7 主要设计参数的选择93.8齿轮几何尺寸与主要参数的选用93.8.1模数的确定93.8.2几何参数计算103.9强度计算与校核113.10行星齿轮效果图124 轴的设计144.1轴的用途和分类144.2选择轴的材料144.3低速轴（输出轴）的设计154.3.1初步确定轴端直径154.3.2低速轴的结构设计154.3.3求低速轴上的载荷164.3.4按弯矩合成应力校核轴强度184.3.5精确校核轴的疲劳强度184.3.6绘制输出轴的工作图2044高速轴（输入轴、偏心轴）的设计214.4.1初步确定轴端直径214.

3、4.2高速轴的结构设计224.4.3求高速轴上的载荷234.4.4按弯矩合成应力校核轴强度244.4.5精确校核轴的疲劳强度244.4.6输入轴的工作图265 轴承的验算285.1低速轴上轴承验算285.1.1低速轴2-3段轴承验算285.1.2 低速轴4-5段轴承验算295.2高速轴上轴承验算305.2.1高速轴2-3段轴承验算305.2.2高速轴3-4段轴承验算316 键的选择与强度校核326.1低速轴上键326.1.1键的选择326.1.2 键的校核326.2输入轴上键336.2.1键的选择336.2.2 键的校核337 减速器机座设计及其附件设计347.1机座347.2附件设计和尺寸选

4、择347.2.1轴承盖设计347.2.2检查孔及其盖板357.2.3通气器357.2.4 定位销358 减速器润滑与冷却388.1工况分析388.1.1润滑对齿轮传动失效的影响388.1.2从润滑角度防止齿轮失效的对策398.2润滑油的选用和方式的确定398.3润滑油的使用要求408.3.1 环境温度408.3.2 极限温度408.4润滑油的维护408.4.1 初次换油期408.4.2 后续的换油期408.4.3换油与清洗418.4.4 用过润滑油的处理418.4.5 润滑油的存放418.5减速器的冷却419 少齿差行星齿轮传动制造技术429.1制造技术总体分析429.2行星齿轮制造技术429

5、.2.1行星传动硬齿面齿轮制造技术内容429.2.2 硬齿面轮刮齿技术4310 减速器的各项要求4410.1对装配前零件的要求4410.2安装和调整的要求4410.2.1滚动轴承的安装4410.2.2轴承轴向游隙4410.2.3齿轮（蜗轮）啮合的齿侧间隙4410.3密封要求4410.4润滑要求4410.5试验要求4410.6包装和运输要求4510.7技术要求45结 论46参考文献47致 谢481 绪 论1.1课题背景随着科学技术的发展和加入WTO后给中国汽车行业的重大冲击，为了运行车辆有良好的技术状况，维修企业所面临的形势日趋严峻。因此，运用先进的科学技术让保修作业变得机械化、文明化，以提高劳

6、动生产率及维修质量，延长车辆寿命，降低劳动强度已成为当务之急，为此，我选择了本次设计题目研究和设计适用于我国汽车维修企业特点的、体积小、重量轻、效率高、操作方便、结构简单、适用范围广的汽车U型螺栓螺母拆装机。同时随着现代工业的发展，机械化和自动化水平的不断提高，各工业部门需要大量减速器，并要求减速器的体积小、重量轻、传动比大、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；行星减速器虽能满足以上提出的要求，但其成本较高，需要专用设备制造；而渐开线少齿差行星减速器不但基本上能满足以上提出的要求，并

7、可用通用刀具在插齿机上加工，因而成本较低。少齿差行星减速器是一种新型减速器，随着我国社会主义建设的飞速发展，国内已有许多单位自行设计和制造了这种减速器，并已日益广泛地应用在国防、矿山、冶金、化工、纺织、起重运输、建筑工程、食品工业和仪表制造等工业部门的机械设备中，今后将会得到更加广泛的应用。目前，少齿差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。1.2 发展概况行星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

8、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。由于在各种类型的行星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。行星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。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，对行星齿轮传动的应用，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，并出现一些新型的行星传动技术，如封闭行星齿轮传动、

9、行星齿轮变速传动和微型行星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。 行星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，我国才开始对行星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，使我国的行星传动技术有了迅速的发展。1.3研究手段和可行性行星齿轮除了

10、能象定轴齿轮那样围绕着自己的转动轴转动之外，它们的转动轴还随着支架（称为行星架）绕其它齿轮的轴线转动。绕自己轴线的转动称为自转。轴线固定的齿轮传动原理很简单，在一对互相啮合的齿轮中，有一个齿轮作为主动轮，动力从它那里传入，另一个齿轮作为从动轮，动力从它往外输出。也有的齿轮仅作为中转站，一边与主动轮啮合，另一边与从动轮啮合，动力从它那里通过。于是针对行星齿轮的特点制定途径：针对给定的零件制定出合理的机械加工工艺规程；完成相应的装配图及主要零件图设计；设计说明书的编写，包括零件图结构分析、总体方案分析及选择，设计计算过程。2 电动机和减速器的选择及确定2.1传动装置的总体设计任务确定传动方案，选择

11、电动机型号，合理的分配传动比及计算传动装置的运动和动力参数，为设计计算各级传动零件准备条件。合理的传动方案，应能满足工作机的性能要求，工作可靠，结构简单，尺寸紧凑，加工方便，成本低廉，效率高和使用维护方便等。要同时满足这些要求比较困难，因此，应统筹兼顾，保证重点要求。渐开线少齿差行星传动的主要特点是传动比大，结构紧凑，体积小，重量轻；传动效率高，承载能力大，齿数少便于制造；输入轴和输出轴的同轴性好，装配和使用方便但该传动的设计计算比较复杂，应多分析和考虑。2.2减速器结构型式及型号的确定2.2.1齿轮传动形式根据传动比的大小确定结构的形式，少齿差减速器的结构型式较多，按传动类型的结构型式分类：

12、Z-X-V(K-H-V2Z-X(2K-H)2Z-V(2K-V)Z-X(K-H)当时采用内齿轮输出的2Z-X(2K-H)I型（K代表中心轮，H代表行星架）。根据题设，传动比大选择2Z-X(2K-H)（I）内齿轮输出型。 图2.1 2Z-X(2K-H) I型结构简图2Z-X双内啮合型传动装置由两对内啮合齿轮副组成。共同完成减速与输出的任务。无需其他型式的输出机构，直接由齿轮轴输出。其基本构件为两个中心轮K和行星架（即偏心轴）H组成。由 式(2.1）因为，得到其传动传动比计算公式为： 式(2.2）于是得到传动比的计算公式 式(2.3）SJ型少齿差行星齿轮传动可以实现大传动比传动，它是一种典型的行星齿

13、轮传动形式，由两个内齿轮副组成。具有两对中心距相同的内啮合齿轮副和双联行星齿轮，采用双平衡块以消除不平衡力偶矩，内齿轮输出。2.2.2减速器型号的选定 选择减速器型号应考虑再和性质、工作条件何原动机，以确定工况系数KA，乘以所需转矩T，得出选择机型号的输出转矩TC2 =KAT；根据要求的传动比及电机的功率、转速选择减速器的型号。考虑到传动比以及工作环境的要求，选SJ型双内啮合行星减速器(传动比取i=150)其传动比大，结构紧凑，可用于起重运输、矿山机械、石化工业等。2.3电动机的选择与运动参数计算2.3.1选择电动机应综合考虑的问题1）根据机械的负载性质和生产工艺对电动机的启动、制动、反转、调

14、速等要求，选择电动机的类型。2）根据负载转矩、速度变化范围和启动频率程度等要求，考虑电动机的温升限制、过载能力和启动转矩，选择电动机的功率，并确定冷却通风方式。所选的电动机功率应留有余量，负荷率一般取0.8-0.9。过大的备用功率回事电动机功率降低，对于感应电动机，其功率表数将变坏，并使电动机最大转矩校验强度的生产机械造价提高。3）根据使用场所的条件，如温度、湿度、灰尘、雨水等考虑必要的保护方式，选择电动机的结构类型。4）根据生产机械的最高转速的要求，以及机械减速机构的复杂程度，选择电动机的额定转速。5）还需要考虑：运行的可靠性，安装检修，以及生产过程前后期电动机功率变化关系等各种因素。2.3

15、.2电动机类型的选择由于一般生产单位均用三相电源，故无特殊要求时都采用三相异步电动机。电动机功率选择是关键，选择是否恰当，对电动机的工作和经济性能都有影响，功率过小不能保证工作机的正常工作，或电动机因超载而过早损坏，若功率过大，电动机的价格高，作用不能完全发挥，经常不在满载下工作，效率和功率因素较低，造成浪费。若输入轴的转速是变化的，则传递的功率也随之变化。因此在利用变速原动机驱动时，应注意输出转矩及电动机功率的选择。首先根据工作条件判断是恒功率或者恒转矩。前者则按最低转速选择输出转矩；后者则按最高转速选择电动机功率。表2.1电动机类型的选择负载类别选用电动机类型恒转矩和通风机负载特性的机械选

16、用机械特性为硬特性的电动机恒功率负载特性的机械选用调励磁的变速直流电动机或带有机械变速的交流异步电动机无调速要求的机械负载平稳、对启动、制动无特殊要求的长期运行的机械选用普通笼型电机或者同步电动机或者绕线型电动机带周期性变动的负载的机械火启动条件沉重时需调速的机械只要求几种转速的小功率机械采用变换定子极数的多速笼型电动机调速范围在1：3以上采用直流电动机要求调范围很大，且具有恒功率负载特性的机械采用机械电气联合调速型根据参考文献4表13-6-24SJ型双内啮合行星减速器初步确定输入，输出转矩 传动比 少齿差传动效率主要由三部分组成即：（参见文献413-6-1）式中：行星机构的啮合效率 ：传输机

17、构的效率 ：转臂轴承的效率查手册得到各计算式：其中 查表13-6-11得到0.94 0.93 所以传动比，输出功率：。 式(2.4）输出转速：根据 式(2.5）求输出转速根据传动比，求出输入转速：根据求出输出转矩13.2N.mY系列（IP44）封闭式三相异步电动机效率高，耗电少，性能好，噪声低，振动小，运行可靠，B级绝缘。结构为全封闭、自扇冷式，能防止灰尘、铁屑、杂物侵入电动机内部。冷却方式为IC411,适用与灰尘多的场合。如矿山机械，农业机械等。工作条件：海拔不超过1000m；环境温度不超过40度；额定电压为380V，额定频率为50HZ；工作方式为连续使用(S1)。根据以上选择Y系列(IP4

18、4)三相异步电动机（JB/T9616-1999）型号为Y112M-2电动机。技术参数如下表2.2所示。表2.2Y112M-2电动机技术参数型号额定功率/kw满载时参数振动速度/转动惯量/重量/额定电 流转速/效率功率因数Y112M-248.2289085.50.871.80.126452.3.3运动参数计算由已知和电动机选择数据，计算出各轴上具体数据如下：1）高速轴（输入轴）2）低速轴（输出轴）3 齿轮传动设计行星齿轮传动与普通齿轮传动相比，当它们的零件材料和机械性能、制造精度、工作条件等均相等时，行星齿轮具有自身的特点：1）体积小，重量轻，结构紧凑，传递功率大、承载能力高。2）只要适当选择齿

19、轮转动类型就可以有很大的传动比，三个基本构件都可以传动。3）由于行星齿轮传动采用了对称分流的传动结构，有利于提高传动效率。4）行星齿轮传动运动平稳，抗冲击和振动能力较强，工作较可靠。在渐开线步齿差行星齿轮传动的设计过程中，为了避免步齿差内齿轮副轮齿间的各种干涉现象，在确定少齿差内齿轮副轮齿几何参数时，一般从渐开线少齿差内齿轮副几何参数表中选取或根据手册中给定的一系列公式计算确定 但这组几何参数选的合适与否即轮齿间是否存在干涉现象，要等到这对齿轮加工出来并进行实际啮合传动后才能确定。3.1齿数差的确定内啮合齿轮副内齿轮数与外齿轮齿数之差称为齿数差。一般称为少齿差，=0称为零齿差。传动比i的绝对值

20、等于行星轮齿数除以中心轮与行星轮的齿数差，齿数差愈小，则传动比i的绝对值愈大。因此为了得到较大的传动比，希望齿数差小，一般取齿数差为，动力传动。由于需要的传动比大，于是选择齿数差。3.2 齿轮齿数的确定根据内齿轮2Z-X(2K-H)（I）型传动特点，齿数差，传动比的计算公式和齿轮差计算公式得出齿轮的计算式（错齿数）计算出，并取整得出各齿轮齿数如表3.1所示。表3.1 齿轮传动的传动比与齿数组合各齿轮齿数传动比错齿数齿数差41423233150.333913.3 齿形角和齿顶高系数一般采用标准齿形角，当齿数差时，取齿形角，结合标准采用。 当齿形角时，齿顶高系数。当减小时，啮合角也减小，有利于提高

21、效率。但太小时，变位系数太小会发生外齿轮切齿干涉（根切）或插齿加工时的负啮合。3.4外齿轮的变位系数变位系数需满足方程式： 式(3.1）变位系数还需要满足条件：3.4.1重合度应符合 式(3.2）3.4.2齿廓重叠干涉验算值应符合 式(3.3）式中：，按照表2.2选取外齿轮的变位系数可保证啮合齿轮副的重合度且其顶隙。表中列出对应于和时的上限值。表中不带的数值表示取值受到的限制，其值与插齿刀无关。带的数值表示上限受到顶隙的限制，其值与插齿刀有关。若实际选用的插齿刀与表2.2的注解不通，表示数值可供估算。估算方法：插齿刀齿数或齿顶高或变位系数时，上限值会略大于表3.2的数值，反之则小于表中之值。选

22、用时，距离其上限值留有余量。表3.2 外齿轮变位系数的上限值10.80.61400.15-0.5600.30-0.7（插齿刀参数，可插值求的上限值）3.5啮合角与变位系数差在齿数差与齿顶高系数确定的情况下，要满足主要限制条件，关键在于决定变位系数差和啮合角。两者的选取参照表3.3，啮合角变位系数差。表3.3 啮合角与变位系数差的选用推荐值10.8058.18770.5854.09200.3949.15633.6内齿轮的变位系数根据关系式：内齿轮的变位系数3.7 主要设计参数的选择由于现今的各种机械设计手册大都编写了利用计算机编制的少齿差内啮合齿轮副的参数表，所以根据机械设计手册机械传动选择参数

23、并计算齿轮几何尺寸，校核各项限制系数只有特殊情况才会应用。一般情况下可直接从现成的参数表中选取所需的参数。参见表3.4一齿差内齿轮副几何尺寸及参数。表3.4一齿差内齿轮副几何尺寸及参数（其中，） /mm外齿轮内齿轮齿数变位系数顶圆直径跨齿数公法线长度齿数变位系数顶圆直径跨齿槽数公法线长度量柱直径量柱测量距量柱中心圆压力角32-0.130461.9410.691330.330589.24513.9731.731.26920.03041-0.128178.16513.771420.3328109.86617.0531.740.31120.0413.8齿轮几何尺寸与主要参数的选用设计时按照表3.4选

24、择齿轮几何尺寸的主要参数，其中，各个尺寸需要乘以齿轮的模数。3.8.1模数的确定根据2Z-X(2K-H)（I）型传动结构特点在偏心轴上安装两个行星轮，则一个行星轮上的转矩输入滚动轴承效率，外齿轮选用45号钢调质，硬度。齿轮的由文献3查得弯曲极限应力内齿轮选用45号调质后表面淬火，硬度,查得齿轮的弯曲极限应力。 使用系数KA，因原动机是电动机，工作机有振动，查表得使用系数KA=2.0，动载荷KV=1.4（取齿轮的传动平稳精度为8级）因YF1/FP1YF2/FP2 按外齿轮校核，根据文献11表18-12取齿宽系数。根据文献1校核公式，取标准模数m=23.8.2几何参数计算由表2.4确定：压力角 啮

25、合角 模数 计算第一内齿轮副=41，=42 中心距：=1.499mm取中心距分度圆直径： 齿顶高：齿轮宽度： 取 第二内齿轮副几何参数计算=32，=33中心距：=1.499mm取中心距分度圆直径： 齿顶高：取 由于现今的各种机械设计手册大都编写了利用计算机编制的少齿差内啮合齿轮副的参数表，所以根据参考文献4选择参数并计算齿轮几何尺寸，校核各项限制系数只有特殊情况才会应用。一般情况下可直接从现成的参数表中选取所需的参数。由上面的选取和计算得出双联齿轮各项数据见表3.5所示。表3.5行星齿轮几何参数见 (长度单位：mm)名称符号第一内齿轮副第二内齿轮副外齿轮内齿轮外齿轮内齿轮齿数41423233模

26、数2齿形角齿顶高系数0.7啮合角变位系数-0.12810.3328-0.13040.3305啮合中心距1.50分度圆直径82846466齿顶圆直径78.16109.8689.2461.9齿轮宽度20251520验算重合度齿廓重干涉验算值跨齿数4556公法线长度13.77117.05310.69113.973测量柱直径1.7量柱测量距40.31131.269量柱中心圆压力角20.04120.0303.9强度计算与校核渐开线少齿差行星传动为内啮合传动，又采用正角度变位，其齿面接触强度与齿根弯曲强度均提高，且齿面接触强度远远大于齿根弯曲强度，同时又是多齿对啮合，所以内外齿轮的接触强度可不进行验算及满

27、足要求(参见文献2第九章少齿差行星齿轮传动第6节齿轮强度计算)。只计算齿根弯曲强度，其弯曲强度条件为： , 式(3.4）根据型传动计算方式得到式中： -齿轮分度圆上的圆周力（N）-齿形系数：参见文献1表10-5齿形系数表得到 齿轮宽度： 式(3.5）-使用系数：参见文献2第5章行星传动承载能力计算表5-6得到-动载系数：参见参见文献2第5章行星传动承载能力计算图5-1得到-弯曲强度计算的齿间载荷分配系数：参见参见文献2表5-9得-弯曲强度计算的齿向载荷分配系数：查文献1图10-13 -试验齿轮的齿根弯曲极限应力。查参见文献1图10-21 -齿根弯曲强度的最小安全系数:表5-5得=1.60 -应

28、力修正系数：一般试验齿轮修正系数取 -尺寸系数：查文献2图6-37得=0.9-齿根表面状况系数；查文献2图6-36得=1.28-弯曲强度的寿命系数: 查文献2图6-34得=2.4于是计算出满足，所以齿根弯曲强度满足。齿轮尺寸设计满足实际要求。3.10行星齿轮效果图SJ型双内啮合行星减速器齿轮传动的特点和构造，齿轮1和3形成双联行星齿轮，双联行星齿轮大致如图3.1结构所示。 图3.1 双联行星齿轮4 轴的设计4.1轴的用途和分类轴是组成机器的主要零件之一，一切作回转运动的传动零件如齿轮、蜗轮等,都必须安装在轴上才能惊醒运动和动力的传递。因此轴的主要功用是支承回转零件及传动运动和动力。轴的设计包括

29、结构设计和工作能力的计算两方面。轴的结构设计是根据轴上零件的安装、定位以及轴的制造工艺等方面的要求，合理的确定轴的结构形式和尺寸。轴的结构设计不合理，会影响轴的工作能力和轴上零件的工作可靠性，还会增加轴的制造成本和轴上零件的装配的困难等。轴工作能力的计算主要是指轴的强度、刚度和振动稳定性方面的计算。多数情况下，轴的工作能力主要取决于轴的强度。这时只需要对轴的强度进行计算，以防止断裂和塑性变形。而对刚度要求高的轴和受力大的细长轴，还应进行刚度计算，以防止工作时产生过大的弹性变形。4.2选择轴的材料轴的材料主要是碳钢和合金钢。由于碳钢比合金钢价廉，对应力集中敏感性较低，同时也可以用热处理或化学处理

30、的办法提高其耐磨性和抗疲劳强度，故采用碳钢制造轴尤为广泛，最常用的是45钢。必须指出在一般工作温度下（低于200摄氏度）各种碳钢的弹性模量均相差不多，因此在选择钢的种类和决定钢的热处理方法时，所根据的是强度和耐磨性，而不是轴的弯曲或者扭转刚度，在既定的条件下，有时也可选择较低的钢材，而用适当增大轴的截面积的方法来提高轴的刚度。各种热处理如高频淬火、渗碳、氧化、氰化以及表面强化处理如喷丸、滚压等对提高轴的抗疲劳都有着显著的效果。应用于轴的材料种类很多，主要根据轴的使用条件。对轴的强度、刚度和其他机械性能等的要求，采用热处理方式，同时考虑制造加工工艺，并力求经济合理，通过设计计算来选择轴的材料。根

31、据参考文献5表5-1-1轴的材料及其主要力学性能选择轴的材料为45钢，调质热处理。具体参数见表4.1表4.1轴的常用材料及其主要力学性能材料热处理毛坯直径mm硬度HB抗拉强度屈服点弯曲疲极限扭转疲劳极限许用静应力许用疲劳应力45钢调质6503602701552604.3低速轴（输出轴）的设计轴的结构设计是确定轴的合理外形和全部结构尺寸，为轴设计的重要步骤。它与轴上安装的零件类型、尺寸及其位置、零件的固定方式，载荷的性质、方向、大小及分布情况，轴承的类型与尺寸，轴的毛坯、制造和装配工艺、安装及运输，对轴的变形等因素有关。4.3.1初步确定轴端直径由前得输出轴上,Z求作用在齿轮上的力（2Z-X型）

32、（参见文献413-453受力分析与强度计算）齿轮分度圆直径 分度圆切向力 径向力31387.1法向力=40274.4N表4.2 轴常用几种材料的及值轴的材料45按表4.2选取，轴的输入端直径及轴的最小直径： 式(4.1）又因为此段开有键槽，对于直径的轴，有一个键槽时，轴径增大取初选mm。4.3.2低速轴的结构设计1）初步选择滚动轴承，因轴承不受轴向力，故选择深沟球轴承。最小直径 右端用轴端挡圈定位，安装轴承盖。所以mm根据轴肩的高度2-3处安装轴承，3处为安装轴肩 预选轴承型号为6215 尺寸为，选 3-4段4处为定位轴肩 4-5处安装轴承，5处为安装轴肩预选轴承型号为6220尺寸为，选,为内

33、齿轮，具体尺寸见齿轮设计。2）根据SJ型双内啮合行星减速器具体结构要求，设计的输出轴与内齿圈装成一体。具体轴的外形设计如图4.1所示。图4.1 与内齿圈装成一体的输出轴（低速轴）3）参考文献1表15-2取轴端的倒角为轴肩上的圆角半径2处取 3、4处取4.3.3求低速轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图见图4.2图4.2轴受力简图由前得输出轴上 求作用在齿轮上的力（2Z-X型）（参见文献413-453受力分析与强度计算）分度圆切向力 径向力31387.1法向力=40274.4N确定轴承的支撑点位置时，参看文献1图15-23，对于所选轴承，查得，。所以得到图4.2的,从应力集中对轴的疲劳强

34、度看，截面2和3处的过盈配合引起的应力集中最严重，从受载的情况来看，截面2-3中间受载荷最大，截面2、3相近，但截面3受扭矩，所以2截面不必校核，截面2-3中间受力，但应力集中不大，不必校核。根据轴的结构图和弯矩图计算出轴受力分析的各个力，见表4.3。表4.3轴受力分析载荷垂直面水平面支反力弯矩总弯矩扭矩4.3.4按弯矩合成应力校核轴强度在进行校核时，通常只校核轴上承受对大弯矩和扭矩的截面即危险截面的强度。根据机械设计式15-5取a=0.6轴的计算应力 式（4.2）前已经选定轴的材料为45钢，调质处理，参考文献1表15-1查得=60Pa，所以，故安全。4.3.5精确校核轴的疲劳强度1)判断轴的

35、危险截面由轴分析可知，1-2截面只受扭矩作用，虽然有键槽、轴肩及过渡配合引起的应力集中将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径强度按扭转强度较宽余考虑的，所以1-2段6、7截面无须校核。从应力集中对轴的疲劳强度看，截面2和3处的过盈配合引起的应力集中最严重，从受载的情况来看，截面2-3中间受载荷最大，截面2、3相近，但截面3受扭矩，所以2截面不必校核，截面2-3中间受力，但应力集中不大，不必校核。2)校核截面3左侧抗弯截面系数 式（4.3）抗扭截面系数 式（4.4）截面6右弯矩M为 式（4.5）截面W上扭矩截面上的弯矩应力 式（4.6）截面扭矩切应力 式(4.7）轴的材料为45钢，调质处理，由表

36、3.1查得，。截面上由于轴肩形成的理论集中系数及：按参考文献1附表3-2查取，因,可查得 ，。又参考文献1附表3-1查得轴的材料的敏性系数为 。故有效应力集中系数按参考文献1表附3-4为: 式（4.8） 式（4.9）由参考文献1附图3-2得尺寸系数。由参考文献1附图3-3得扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由参考文献1附图3-4得表面质量系数为。轴未经表面强化处理即。按参考文献1式（3-12）及（3-12a）得综合系数值为： 式 （4.10）有由3-1及3-2得碳钢的特性系数：，取 取。于是计算安全系数值，按参考文献1式（15-6）（15-8）则得： 式（4.11）（由轴向力引起的压缩应力在此处作为

37、计算，因其甚小，故予忽略） 式（4.12） 式（4.13）3)截面3右侧按参考文献1表15-4中公式计算，抗弯截面系数 W=抗扭截面系数 由前知弯矩M及弯曲切应力为 扭矩及扭矩切应力 过盈配合处值，由参考文献1附表3-8查出，取 。轴按磨削加工，由参考文献1附表3-4得表面质量系数0.90。故综合系数为=3.71 =2.99。所以轴在截面3右侧安全系数为：36.1616.3414.89 因轴无大大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可忽略静强度的校核。至此，根据以上计算及校核结果，低速轴（输出轴）设计安全可靠。4.3.6绘制输出轴的工作图根据以上设计、计算和校核的结构，得出轴的工作图，如图4

38、.3图4.3 输出轴的工作图44高速轴（输入轴、偏心轴）的设计4.4.1初步确定轴端直径由前得输入轴上 求作用在齿轮上的力，参见文献413-453受力分析与强度计算。齿轮分度圆直径 分度圆切向力 径向力法向力按表4.4选取，轴的输入端直径及轴的最小直径：表4.4 轴常用几种材料的及值轴的材料45又因为此段开有键槽，对于直径的轴，有一个键槽时，轴径增大取所以 4.4.2高速轴的结构设计轴的结构设计是确定轴的合理外形和全部结构尺寸，为轴设计的重要步骤。它与轴上安装的零件类型、尺寸及其位置、零件的固定方式，载荷的性质、方向、大小及分布情况，轴承的类型与尺寸，轴的毛坯、制造和装配工艺、安装及运输，对轴

39、的变形等因素有关。1）轴肩的高度得到 又因为此段开有键槽，对于直径的轴，有一个键槽时，轴径增大 =36mm 预选轴承型号为6208 尺寸为 初选 3-4段为偏心轴段，和齿轮装配。查齿轮数据得到双联齿轮厚度轴肩的高度 此处安装成对轴承，因为滚针轴承（NA）径向尺寸小，有较高的径向载荷能力.一般内外圈可分离。特采用单双列滚针轴承与双联齿轮配合。选用NA6911 得到初步确定 考虑偏心轴力矩要求 ,由输出轴联接的内齿圈选取轴端5-6上轴承为6207尺寸为: 初步确定 18mm2）根据SJ型双内啮合行星减速器具体结构要求，设计的输入轴为偏心轴。具体轴的外形设计如图4.4所示 图4.4 偏心轴（输入轴）

40、3）轴上零件的周向定位，齿轮和半连轴器的周向定位都采用平键联结，按2-3直径查手册得平键截面尺寸为用键槽铣刀加工，同时为了保证齿轮与轮毂配合有良好的对中性，选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6。同样，半连轴器与轴的联结选用平键尺寸为。4）参考机械设计表15-2取轴端的倒角为。轴肩上的圆角半径2处取 3、4处取4.4.3求高速轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图见图4.5图4.5轴受力简图由前得输入轴上 求作用在齿轮上的力（2Z-X型）（参考文献413-453受力分析与强度计算）齿轮分度圆直径 分度圆切向力 径向力260.7N法向力=334.5N确定轴承的支撑点位置时，参见文献1图15-23，对于所选轴承，查得，。所以得到图4.5的,根据轴的结构图和弯矩图计算出轴受力分析的各个力，见表4.5。表4.5轴受力分析载荷垂直面水平面支反力弯矩总弯矩扭矩4.4.4按弯矩合成应力校核轴强度在进行校核时，通常只校核轴上承受对大弯矩和扭矩的截面即危险截面的强度。根据机械设计15-5取a=0.6轴的计算应力前已经选定轴的材料为45钢，调质处理，由参考文献1表15-1查得=60Pa，因为，故安全。4.4.5精确校核轴的疲劳强度 1）判断轴的危险截面由轴分析可知，1-2截面只受扭矩