基于solidworks的減速器設計與應力分析

1、基于solidworks的圓柱齒輪的應力分析基于solidworks的圓柱齒輪應力分析摘要 齒輪傳動的失效將直接影響機械傳動，從而影響整個生產(chǎn)過程。齒輪折斷則是其中主要的失效方式。因此對輪齒彎曲應力進行準確的、深入的研究就顯得尤為重要。 本文在Solidworks環(huán)境中，利用其機構運動仿真功能基于齒輪加工原理精確建立了齒輪三維模型。具有準確過度曲線的齒輪模型的建立，為齒根動應力的研究奠定了基礎。 solidworks是求解接觸、碰撞問題的顯式動力學軟件。本文利用solidworks對齒輪副的動力接觸進行了仿真，通過主動輪的連續(xù)轉動，帶動從動輪運轉，動態(tài)地仿真了齒輪嚙合過程，得到了一個嚙合周期內(nèi)

2、的齒根動應力的變化規(guī)律。 并且，準確求接觸的齒根應力，以此為齒輪結構設計的應力約束條件，對齒輪的腹板結構進行了優(yōu)化設計，降低了成本，這種將有限元技術應用到優(yōu)化設計中的方法，真正意義上實現(xiàn)了零部件的計算機輔助設計，是實現(xiàn)零部件設計自動化的主要途徑。關鍵詞 齒輪；動應力；solidworks；優(yōu)化設計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目錄1 引言12

7、 傳動裝置的總體設計22.1 擬定傳動方案22.2 選擇原動機電動機32.3 傳動裝置總傳動比的確定及各級傳動比的分配52.4 算傳動裝置的運動和動力參數(shù)63 傳動零件的設計計算83.1減速器內(nèi)傳動零件高速級齒輪設計83.3 減速器內(nèi)傳動零件低速級齒輪設計123.4 軸的設計輸入軸的設計163.5 軸的設計中速軸的設計213.6 軸的設計輸出軸的設計274 減速器的Solidworks 3D模型建立與應力分析354.1 減速器的軸與齒輪Solidworks 3D模型建立354.2軸與齒輪的靜應力分析38結束語42致謝43參考文獻44引言減速器是原動機和工作機之間的獨立的閉式傳動裝置，用來降低轉

8、速和增大轉矩，以滿足工作需要，在某些場合也用來增速，稱為增速器。 選用減速器時應根據(jù)工作機的選用條件，技術參數(shù)，動力機的性能，經(jīng)濟性等因素，比較不同類型、品種減速器的外廓尺寸，傳動效率，承載能力，質(zhì)量，價格等，選擇最適合的減速器。 減速器是一種相對精密的機械，使用它的目的是降低轉速，增加轉矩。 選用減速器時應根據(jù)工作機的選用條件，技術參數(shù)，動力機的性能，經(jīng)濟性等因素，比較不同類型、品種減速器的外廓尺寸，傳動效率，承載能力，質(zhì)量，價格等，選擇最適合的減速器。 齒輪減速器是減速電機和大型減速機的結合。無須聯(lián)軸器和適配器，結構緊湊。負載分布在行星齒輪上，因而承載能力比一般斜齒輪減速機高。滿足小空間高

9、扭矩輸出的需要。 減速器主要由傳動零件(齒輪或蝸桿)、軸、軸承、箱體及其附件所組成。小齒輪與軸制成一體，稱齒輪軸，這種結構用于齒輪直徑與軸的直徑相關不大的情況下，如果軸的直徑為d，齒輪齒根圓的直徑為df，則當df-d67mn時，應采用這種結構。而當df-d67mn時，采用齒輪與軸分開為兩個零件的結構，如低速軸與大齒輪。此時齒輪與軸的周向固定平鍵聯(lián)接，軸上零件利用軸肩、軸套和軸承蓋作軸向固定。兩軸均采用了深溝球軸承。這種組合，用于承受徑向載荷和不大的軸向載荷的情況。當軸向載荷較大時，應采用角接觸球軸承、圓錐滾子軸承或深溝球軸承與推力軸承的組合結構。軸承是利用齒輪旋轉時濺起的稀油，進行潤滑。箱座中

10、油池的潤滑油，被旋轉的齒輪濺起飛濺到箱蓋的內(nèi)壁上，沿內(nèi)壁流到分箱面坡口后，通過導油槽流入軸承。當浸油齒輪圓周速度2m/s時，應采用潤滑脂潤滑軸承，為避免可能濺起的稀油沖掉潤滑脂，可采用擋油環(huán)將其分開。為防止?jié)櫥土魇Ш屯饨缁覊m進入箱內(nèi)，在軸承端蓋和外伸軸之間裝有密封元件。2 傳動裝置的總體設計傳動裝置的總體設計，主要包括擬定傳動方案、選擇原動機、確定總傳動比和分配各級傳動比以及計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)。2.1 擬定傳動方案機器通常由原動機、傳動裝置和工作機三部分組成。傳動裝置將原動機的動力和運動傳遞給工作機，合理擬定傳動方案是保證傳動裝置設計質(zhì)量的基礎。課 程設計中，根據(jù)設計任務書，擬定傳

11、動方案，分析傳動方案的優(yōu)缺點。題目中給定以下傳動方案如下圖所示：圖2-1 帶式運輸機傳動方案比較工作條件：單向運轉，經(jīng)常滿載，空載起動，兩班制工作、使用期限8年，減速器小批量生產(chǎn)，輸送帶速度容許誤差為5。原始數(shù)據(jù)：輸送帶拉力,滾筒直徑，輸送帶速度。2.2 選擇原動機電動機電動機為標準化、系列化產(chǎn)品，設計中應根據(jù)工作機的工作情況和運動、動力參數(shù)，根據(jù)選擇的傳動方案，合理選擇電動機的類型、結構型式、容量和轉速，提出具體的電動機型號。 2.2.1 選擇電動機類型和結構型式電動機有交、直流之分，一般工廠都采用三相交流電，因而選用交流電動機。交流電動機分異步、同步電動機，異步電動機又分為籠型和繞線型兩種

12、，其中以普通籠型異步電動機應用最多，目前應用較廣的Y300系列自扇冷式籠型三相異步電動機，電壓為380V，其結構簡單、起動性能好，工作可靠、價格低廉、維護方便，適用于不易燃、不易爆、無腐蝕性氣體、無特殊要求的場合，如運輸機、機床、農(nóng)機、風機、輕工機械等。2.2.2 確定電動機的功率電動機功率選擇直接影響到電動機工作性能和經(jīng)濟性能的好壞：若所選電動機的功率小于工作要求，則不能保證工作機正常工作；若功率過大，則電動機不能滿載運行，功率因素和效率較低，從而增加電能消耗，造成浪費。1、 帶式輸送機所需的功率 由1中公式（2-3）得： （2-1）設計題目給定：輸送帶拉力F（N）= N 輸送帶速度V(m/

13、s)=2.4m/s 2、 計算電動機的輸出功率彈性聯(lián)軸器：（兩個）滾動軸承（每對）：（共四對，三對減速器軸承，一對滾筒軸承）圓柱齒輪傳動：（精度7級）傳動滾筒效率：得電動機至工作機間傳動裝置及工作機的總效率:電動機的輸出功率：2.2.3 確定電動機的轉速同一類型、相同額定功率的電動機低速的級數(shù)多，外部尺寸及重量較大，價格較高，但可使傳動裝置的總傳動比及尺寸減少；高速電動機則與其相反，設計時應綜合考慮各方面因素，選取適當?shù)碾妱訖C轉速。三相異步電動機常用的同步轉速有，常選用或的電動機。1、 計算滾筒的轉速工作機的轉速： （2-2）設計題目給定：滾筒直徑D=350mm輸送帶速度V(m/s)=2.4

14、m/s2、 確定電動機的轉速由參考文獻2（機械設計）中表181可知兩級斜齒圓柱齒輪減速器推薦傳動比范圍為，故電動機轉速的可選范圍是： （2-3）符合這一范圍的同步轉速有1500r/min、3000r/min，常選用或的電動機。查出有兩種使用的電動機型號：表2-1 電動機性能方案電動機型號額定功率（KW）電動機轉速n/(r/min)總傳動比同步轉速滿載轉速1Y132S2-27.5300029002Y132M-47.515001440表2-1中，綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量，價格以及總傳動比，即選定1方案，電動機型號為Y132M-4。查參考文獻2附表6-2知：表2-2 電動機相關參數(shù)型號額

15、定功率滿載轉速軸伸尺寸D E中心高鍵槽寬F Y132M-47.5kw1440 r/min38 80mm132mm10mm表2-3帶式輸送機相關參數(shù)皮帶速度皮帶拉力滾筒直徑工作條件每天時間設計壽命轉速功率2.4m/sN350m平穩(wěn)連續(xù)16小時8年131.02r/min5.28kw2.3 傳動裝置總傳動比的確定及各級傳動比的分配由選定電動機的滿載轉速和工作機主動軸的轉速可得傳動裝置的總傳動比對于多級傳動計算出總傳動比后，應合理地分配各級傳動比，限制傳動件的圓周速度以減少動載荷。 2.3.1 計算總傳動比由電動機的滿載轉速和工作機主動軸的轉速 可得總傳動比： （2-4）2.3.2 合理分配各級傳動比

16、由于減速箱是展開布置，查1得高速級傳動比，低速級傳動比， 表2-4 傳動比分配 總傳動比電機滿載轉速高速軸-中間軸中間軸-低速軸滾筒轉速1440r/min=3.8=2.9131.02 r/min2.4 算傳動裝置的運動和動力參數(shù)為進行傳動件的設計計算，應首先推算出各軸的轉速、功率和轉矩，一般按由電動機至工作機之間運動傳遞的路線推算各軸的運動和動力參數(shù)。2.4.1 0軸（電機軸）輸入功率、轉速、轉矩 （2-5）2.4.2 軸（高速軸）輸入功率、轉速、轉矩 （2-6） （2-7） （2-8）2.4.3 軸（中間軸）輸入功率、轉速、轉矩 （2-9） （2-10） （2-11）2.4.4 軸（低速軸）

17、輸入功率、轉速、轉矩 （2-12） （2-13） （2-14）2.4.5 軸（滾筒軸）輸入功率、轉速、轉矩 （2-15） （2-16） （2-17） 各項指標誤差均介于+0.5%-0.5%之間。各軸運動和動力參數(shù)見表表2-5：表2-5 各軸運動和動力參數(shù)軸名功率P (/kw)轉矩T（N/ m）轉速n (r/min)傳動比i效率電機軸6.2041.12144010.99軸6.1640.8314403.8軸5.91148.99318.92.9軸5.68414.92130.71滾筒軸5.36391.58130.73 傳動零件的設計計算3.1減速器內(nèi)傳動零件高速級齒輪設計 3.1.1 選擇齒輪類型、精

18、度等級、材料及齒數(shù)按照已經(jīng)選定的傳動方案，高速級齒輪選擇如下：1、 齒輪類型 選用斜齒圓柱齒輪傳動，軟齒輪面閉式傳動。2、 齒輪精度等級 帶式輸送機為一般機器速度不高，按照2中表10-8，選擇7級精度（GB10095-88）3、 材料 由2中10-1選擇擇小齒輪材料為40Gr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。4、 試選擇小齒輪齒數(shù) 大齒輪齒數(shù) （3-1）取 齒數(shù)比設計準則:先由齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核。3.1.2 按齒面接觸強度設計1、 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值(1) 試選載荷系數(shù)(2) 小齒輪轉矩(3) 由

19、文獻2中表10-6查得材料彈性影響系數(shù)(4) 齒寬系數(shù)：由文獻2中表107知齒寬系數(shù)(5) 由文獻2中圖10-21d 按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞強度極限；大齒輪接觸疲勞強度極限。(6) 計算應力循環(huán)次數(shù) （3-2） (3-3)(7) 由文獻2中圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) (8) 計算接觸疲勞許應力取失效概率為1% 安全系數(shù)S=1由文獻2中式10-12 (3-4) (3-5)=(+)/2= (3-6)（9） 由圖1026查得10.8，20.85，則121.65 (10) 由圖1030選取區(qū)域系數(shù)ZH2.4332、 計算 (1) 試算小齒輪分度圓直徑 (3-7)(2) 計算圓周速度 (3-8

20、)(3) 計算齒寬b (3-9)(4) 計算齒寬與齒高比 (3-10) (3-11) (3-12)(5) 計算載荷系數(shù)據(jù)，7級精度。由圖10-8查動載荷系數(shù)，齒輪，由文獻2中表10-2查得使用系數(shù)，由文獻2中表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對非對稱布置時：，由，在文獻2中查圖10-13，得 ，故載荷系數(shù) (3-13)(6) 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由文獻2中式10-10a得 ： (3-14)3.2.3 按齒根彎曲強度校核3按齒根彎曲強度設計由式(1017) mn (3-15)1）確定計算參數(shù)（1）計算載荷系數(shù) =2.62 (3-16)（2）根據(jù)縱向重合度 =1.824，

21、從圖1028查得螺旋角影響系數(shù) 0.88（3）計算當量齒數(shù)z1=z1/cos=20/cos14 =25.18 (3-17)z2=z2/cos=67/cos14 =96.33 (3-18)（4）查取齒型系數(shù)由表105查得YFa1=2.615；Yfa2=2.187（5）查取應力校正系數(shù)由表105查得Ysa1=1.592；Ysa2=1.786（6）計算F由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 ；大齒輪彎曲強度極限 ；由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) ， 。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由（10-12）得 (3-19) (3-20)（7）計算大、小齒輪的 并加以比較=0.01371 (3-21)

22、= =0.01635 (3-22) 大齒輪的數(shù)值大。2）設計計算 (3-23) 取 =1.5mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得分度圓直徑 =50.83mm來計算應有的齒數(shù)。于是由，取，則4幾何尺寸計算1）計算中心距 (3-24)a圓整后取124mm2）按圓整后的中心距修正螺旋角 (3-25)因值改變不多，故參數(shù)、等不必修正。3）計算大、小齒輪的分度圓直徑 (3-26) (3-27)4）計算齒輪寬度 (3-28) 圓整后取B2=55mm，B1=60mm。5）結構設計以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式為宜。其他有關

23、尺寸參看大齒輪零件圖。表3-1 高速級齒輪設計幾何尺寸及參數(shù)齒輪壓力角螺旋角模數(shù)中心距齒數(shù)比齒數(shù)分度圓直徑齒寬小齒輪202.5123.673.83351.0260大齒輪127196.33553.3 減速器內(nèi)傳動零件低速級齒輪設計3.3.1 選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 1、 選用直齒圓柱齒輪傳動2、 傳動速度不高，選擇7級精度（GB10095-88）3、 材料選擇小齒輪 40Cr 調(diào)質(zhì) 硬度280HBS大齒輪 45 調(diào)質(zhì) 硬度240HBS4、 選擇小齒輪齒數(shù) 3.3.2 按齒面接觸強度設計1、 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值(1) 試選載荷系數(shù)(2) 小齒輪轉矩(3) 由文獻2中表10-6查得材料

24、彈性影響系數(shù)(4) 齒寬系數(shù)：由文獻2中表107知齒寬系數(shù)(5) 由文獻2中圖10-21d 按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞強度極限；大齒輪接觸疲勞強度極限。(6) 計算應力循環(huán)次數(shù) (3-29) (3-30)(7) 由文獻2中圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) (8) 計算接觸疲勞許應力取失效概率為1% 安全系數(shù)S=1由文獻2中式10-12 (3-31) (3-32)2、 計算 (1) 試算小齒輪分度圓直徑 (3-33)(2) 計算圓周速度 (3-34)(3) 計算齒寬b (3-35)(4) 計算齒寬與齒高比 (3-36) (3-37) (3-38)(5) 計算載荷系數(shù)據(jù)，7級精度。由圖10-8查動

25、載荷系數(shù)，直齒輪，由文獻2中表10-2查得使用系數(shù)，由文獻2中表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對非對稱布置時：，由，在文獻2中查圖10-13，得 ，故載荷系數(shù)。(6) 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由文獻2中式10-10a得 ： (7) 計算模數(shù)m (3-39)3.2.3 按齒根彎曲強度校核按齒根彎曲強度設計由式(1017) mn (3-40)1）確定計算參數(shù)（1）計算載荷系數(shù) =1.803 (3-41)（2）查取齒型系數(shù)由表105查得YFa1=2.615；Yfa2=2.187（3）查取應力校正系數(shù)由表105查得Ysa1=1.592；Ysa2=1.786（4）計算F由圖10-

26、20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 ；大齒輪彎曲強度極限 ；由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) ， 。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由（10-12）得 （3-42） （3-43）（7）計算大、小齒輪的 并加以比較 =0.01996 （3-44） =0.01150 （3-45） 小齒輪的數(shù)值大。2）設計計算 （3-46） 取 =2.5mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得分度圓直徑 =81.303mm來計算應有的齒數(shù)。于是由，取，則4幾何尺寸計算1）計算中心距 （3-47）2）計算大、小齒輪的分度圓直徑=82.5=242.54）計算齒輪寬度 （3-48）圓整后取B

27、2=85mm，B1=90mm。5）結構設計以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式為宜。其他有關尺寸參看大齒輪零件圖。表3-2 低速級齒輪設計幾何尺寸及參數(shù)齒輪壓力角模數(shù)中心距齒數(shù)比齒數(shù)分度圓直徑齒寬小齒輪203162.52.83382.590大齒輪97242.5853.4 軸的設計輸入軸的設計3.4.1 確定軸的材料及初步確定軸的最小直徑1、 求作用在齒輪上的力根據(jù)輸入軸運動和動力參數(shù),計算作用在輸入軸的齒輪上的力：輸入軸的功率 輸入軸的轉速 輸入軸的轉矩 圓周力：徑向力：軸向力：2、 初步確定軸的最小徑，選取軸的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)2中表1

28、53，取 （3-49）由于該軸有一個鍵槽，故軸的直徑應加大，故3.4.2 輸入軸的結構設計、鍵、聯(lián)軸器及軸承的選用1、 軸的結構設計擬定結構方案如下圖圖3-12、 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。(1) 由于在L1段上所連接的是聯(lián)軸器，計算聯(lián)軸器的公稱轉矩，查文獻2中表14-1得工作系數(shù) （3-50）選定電動機Y132M-4的軸伸尺寸，查文獻1中附表4-2選用LT5 J型彈性柱銷聯(lián)軸器，公稱轉矩為，許用轉速為?？扇÷?lián)軸器的孔徑，故。聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L=44mm，的長度比L略短一些，取=42mm，軸上要制出一軸肩，定位軸肩的高度一般取為，故取31。 (2) 初選滾動軸承。選用角

29、接觸球軸承，由31mm 可選擇角接觸球軸承7007C，故 ，左端軸承采用軸肩進行軸向定位，故可取44。(3) 由該說明書后面的箱體設計可以得到壁與齒輪的距離，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離S，取，軸承寬度B17mm， 。(4) 如果再按照這種方法選擇下去，那么， (5) 軸承端蓋的總寬度為18mm，取端蓋的外端面聯(lián)軸器的右端面的距離為30mm，則L2=64mm，軸承寬度B17mm，故 , 圓柱齒輪之間的距離c=20mm，由中軸的小齒輪齒寬B1=85, 則 ， 至此，已初步了軸的各段直徑和長度。3、 軸上零件的周向定位周向定位采用圓頭平鍵鏈接。按該截面直徑查文獻1附

30、表3-28采用，鍵槽用鍵槽銑刀加工，保證聯(lián)軸器與軸配合有良好的對中性。故與軸的配合為，滾動軸承與軸周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為k6。4、 確定軸上圓角和倒角尺寸按照文獻1附表2-20確定軸兩端的倒角均為145，各處圓角半徑都為。5、 軸的受力分析(1) 根據(jù)結構圖畫出軸的受力簡圖圖3-2(2) 受力計算1) 由前面的計算可得圓周力： 徑向力： 2) 計算支反力在垂直面內(nèi)進行計算 在水平面內(nèi)進行計算 3) 畫出彎矩圖和扭矩圖彎矩圖：單位 圖3-3扭矩圖：單位 圖3-44) 由彎扭圖上看，齒輪1的中心平面是危險面。現(xiàn)將計算出的的值列于下表。表3-3載荷水平面垂直面支反力F

31、彎矩M總彎矩扭矩5) 按彎扭合成應力校核軸的強度只對軸上承受最大彎矩和扭矩的截面進行校核，由于軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力 （3-51）根據(jù)前面選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由文獻2表15-1查得。因此，故安全。6、 軸承的壽命計算(1) 軸承的型號為6207，動載荷。(2) 計算當量動載荷 (3-52) (3-53)（3）派生力=0.68*=888.92N， =0.68*=276.71N軸向力由于 所以軸向力為 ， 當量載荷，查設計手冊e=0.68由于 ， ，由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為 ，故當量載荷為 (3-54) (3-55)軸承壽命的校核，查設計手冊得C

32、r=18500N (3-56)故軸承的壽命足夠7、 鍵的強度校核 鍵 850 GB/T 1096-2003 查文獻2表62得鍵的許用應力是100120 則強度條件為 (3-57)所以鍵的強度足夠3.5 軸的設計中速軸的設計3.5.1 確定中速軸的材料及初步確定軸的最小直徑1、 求作用在齒輪上的力根據(jù)中速軸運動和動力參數(shù),計算作用在輸入軸的齒輪上的力：中速軸的功率 中速軸的轉速 中速軸的轉矩 圓周力： 徑向力： 軸向力：2、 初步確定軸的最小徑由于減速器傳遞的功率不大，可以和高速級軸的材料一致。并做調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)2中表153，取 (3-58)3.5.2 中速軸的結構設計、鍵及軸承的選用1、 軸的

33、結構設計擬定結構方案如下圖：圖3-52、 根據(jù)軸各定位的要求確定軸的各段直徑和長度(1) 初選滾動軸承。選用角接觸球軸承，取35mm， 則可選擇深溝球軸承7207C，其尺寸是。故 ，左端軸承采用軸肩進行軸向定位，故可取，可取 。(2) 齒輪2的齒寬為55mm，則，齒輪3的齒寬為90mm，則可取，齒輪之間的距離c=20mm，的長度則為 (3) 軸承的寬度為B=17mm，取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離，取軸承與箱體內(nèi)壁距離，則，。至此，已初步確定了軸的各段直徑及長度。3、 軸上零件的周向定位(1) 齒輪2的周向定位采用圓頭平鍵連接。按直徑，由文獻1附表3-28查得平鍵選為。(2) 齒輪3的周向定位采用圓頭

34、平鍵連接。按直徑，由文獻1附表3-28查得平鍵選為，齒輪孔與軸的配合為，滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。4、 確定軸上圓角和倒角尺寸參考文獻1附表2-20，取軸端倒角為1.645，各處圓角半徑都為。5、 軸的受力分析(1) 畫出軸的受力簡圖圖3-6(2) 進行受力計算1) 由前面的計算得，2) 支反力計算垂直面內(nèi) 水平面內(nèi)：3) 畫出彎矩、扭矩圖彎矩圖：(單位：) 圖3-7扭矩圖：(單位：) 圖3-84) 由彎扭圖上看，齒輪3的中心平面是危險面?，F(xiàn)將計算出的的值列于下表表3-4載荷水平面垂直面支反力F彎矩M總彎矩扭矩5) 按彎扭合成應力校核軸的強度只對軸上

35、承受最大彎矩和扭矩的截面進行校核，由于軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力 (3-59)根據(jù)前面選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由文獻2表15-1查。因此，故安全。6、 軸承的壽命計算(1) 軸承的型號為7207AC，動載荷。(2) 計算當量動載荷 (3-60) (3-61)派生力,=0.68*=1621.32N， =0.68*=1961.12N軸向力由于 所以軸向力為， 當量載荷,查設計手冊得e=0.68由于 ， ，由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為 ，故當量載荷為 (3-62) (3-63)軸承壽命的校核,查設計手冊得Cr=29000N合格 (3-64)故軸承的壽命足夠7、

36、 鍵的強度校核(1) 鍵 1280 GB/T 1096-2003 查文獻2表62得鍵的許用應力是100120 則強度條件為 (3-65) 所以鍵的強度足夠。(2) 鍵 1245 GB/T 1096-2003 查文獻2表62得鍵的許用應力是100120 則強度條件為 (3-66) 所以鍵的強度足夠。3.6 軸的設計輸出軸的設計3.6.1 確定軸的材料及初步確定軸的最小直徑1、 求作用在齒輪上的力根據(jù)輸出軸運動和動力參數(shù)、低速級齒輪設計幾何尺寸及參數(shù)，計算作用在輸出軸的齒輪上的力：輸出軸的功率 輸出軸的轉速 輸出軸的轉矩 圓周力：徑向力：2、 初步確定軸的最小徑，選取軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，

37、根據(jù)文獻2中表153，取 (3-67)3.6.2輸出軸的結構設計、鍵、聯(lián)軸器及軸承的選用1、 軸的結構設計(1) 擬定零件的裝配圖3-92、 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。(1) 由于在L1段上所連接的是聯(lián)軸器，計算聯(lián)軸器的公稱轉矩，計算聯(lián)軸器的公稱轉矩，查文獻2中表14-1得工作系數(shù) (3-68)查文獻1中附表4-2選用LT7 J型彈性柱銷聯(lián)軸器，公稱轉矩為，許用轉速為。可取聯(lián)軸器的孔徑，故。聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，的長度比L略短一些，取，(2) 齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸環(huán)處的直徑，軸環(huán)寬度，取，齒輪4輪轂的寬度為，可取。(3) 軸承端蓋的總寬度為18mm，

38、取端蓋的外端面與聯(lián)軸器的右端面的距離為30mm，則L2=58mm，軸承寬度B20mm，取軸承與箱體內(nèi)壁距離，故， ， 。至此，已初步了軸的各段直徑和長度。3、 軸上零件的周向定位1) 齒輪4的周向定位采用圓頭平鍵連接。按直徑，由文獻1附表3-28查得平鍵選為。2) L1段與聯(lián)軸器配合，采用圓頭平鍵連接。按直徑，由文獻1附表3-28查得平鍵選為，齒輪孔與軸的配合為，軸與聯(lián)軸器的配合為，滾動軸承與軸 的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。4、 確定軸上圓角和倒角尺寸參考文獻1附表2-20，取軸端倒角為1.645，軸段的圓角半徑為。其余各處圓角半徑都為。5、 軸的受力分析(1) 根據(jù)結構圖畫出軸的受力簡圖圖3-10(2) 受力計算1) 由前面的計算可得，2) 計算支反力在垂直面內(nèi)進行計算 在水平面內(nèi)進行計算 3) 畫出彎矩圖和扭矩圖彎矩圖：單位 圖3-11扭矩圖：單位 圖3-124) 由彎扭圖上看，齒輪4的中心平面是危險面?，F(xiàn)將計算出的的值列于下表3表3-5載荷水平面垂直面支反力F彎矩M總彎矩扭矩5) 按彎扭合成應