大学本科毕业论文摆线针轮行星传动设计正文.doc

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1、目录摘要3Abstract40 文献综述50.1摆线针轮行星传动机构简介50.2摆线针轮星传动减速器的发展50.3 摆线轮减速器的研究现状61 引言81.1摆线针轮减速器的类别81.2 摆线针轮行星减速器的特点81.3本文设计内容82 摆线针轮减速器的传动原来93传动装置的总体设计103.1电动机的选择103.2 计算传动比113.3传动装置的运动和动力参数计算124传动零件的计算124.1摆线针齿啮合承载能力计算124.2摆线轮滚动轴承的承载能力计算174.3 W机构承载能力计算185轴的设计计算205.1输入轴的设计计算205.1.1轴的材料选择和最小直径估计205.1.2轴的结构设计21

2、5.1.3轴的校核计算215.2 输出轴的设计计算255.2.1轴的材料选择和最小直径估计265.2.2轴的结构设计265.2.3轴的校核计算276 其它传动零部件设计计算及校核296.1输入轴上的两轴承寿命计算296.2.键的选择306.3 联轴器的选择327润滑及密封337.1润滑337.2 密封338总结338.1338.2主要零件的三维模型349 结论35参考文献36致谢37摆线针轮行星传动设计尧超西南大学工程技术学院，重庆 400715摘要:摆线针轮行星传动于1922年由德国学者卢布林卡提出。由于这种传动具有结构紧凑、单级传动比大、工作平稳、噪音甚低、承载能力和效率高等一系列有点。在

3、许多情况下, 它可以代替二级、三级普通齿轮减速器和蜗轮蜗杆减速器。因此广泛用于机械制造、石油化工、起重运输、地质钻探等各个部门。本设计针对便于制造、装配和检修方面，设计了具有合理结构的摆线针轮行星减速器。并对其主要件的强度进行了计算并校核及对转臂轴承、各支承轴承的寿命进行计算，从分析结果可以看到，各轴承性能指标均符合要求。利用Pro/e软件对摆线针轮减速器主要零件建立几何三维模型、利用Auto CAD软件生成摆线针轮减速器的工程图。用本文的方法设计摆线针轮减速器，具有设计快捷、方便等特点。研究结果对于提高设计的速度、质量具都有重要意义。关键词：摆线针轮 摆线 针轮 减速器Design of C

4、ycloidal drivesYao ChaoCollege of Engineering and Technology, Southwest University, Chongqing 400715, ChinaAbstract：Cycloidal drives has been put forward by the German scholar Ruble Linka in 1922. In many cases, it can substitute for secondary and tertiary general gear reducer and worm gear reducer

5、because it has the compact structure, large single-stage transmission ratio, stable working, low noise, and high efficiency and carrying capacity. Thus, it is widely used in machinery manufacturing, petrochemical industry, hoisting and conveying machinery, geological drilling and so on.In this desig

6、n, the author designs a cycloid pin gear planetary reducer with reasonable structure to facilitate the manufacturing, assembly and maintenance. And the strength of the main parts have been calculated and checked, and the life of tumbler bearing and back-up bearing also has been calculated. And from

7、the analysis of the result, it is obviously that all the bearing performance indexes meet the requirements.This design makes use of the Pro/e software to establish a three-dimensional geometric model about the main parts of cycloidal pinwheel reducer, and makes use of the Auto CAD software to assemb

8、le of cycloidal pinwheel reducer in virtual and generate the engineering drawings. Cycloidal pinwheel reducer, which is designed by using the method of this paper, has many characteristics, such as design fast and convenient. The results of the study have great significance to improve the speed and

9、quality of design.Key words:cycloid cam,pin wheel,cycloid0 文献综述0.1摆线针轮行星传动机构简介摆线针轮行星传动,简称摆线针轮传动。它与渐开线少齿差行星传动一样，同属于K-H-V型行星齿轮传动。它包括一齿差、二齿差、负一齿摆线针轮传动。本文设计的是一齿差摆线针轮行星减速器，其主要特征是：行星轮齿廓为变幅外摆线的内侧等距曲线，中心轮齿廓为圆形。而减速器是各种机械设备中最常见的部件,它的作用是将电动机的转速减少或增加到机械设备所需要的转速，所以减速器的性能优劣与功效的高低直接影响整个机器的运行。在科技飞速发展的今天，机械设备中对减速器的要

10、求也越来越高。摆线针轮行星减速器由于具有单级减速比大、结果紧凑、外形尺寸小、质量轻、工作平稳、噪音低、承载能力强和效率高等一系列优点，在许多情况下可代替作平二级、三级的普通齿轮减速器和涡轮减速器。所以这种结果的减速器受到世界各国工程技术人员的重视和关注。目前，其广泛用于机械制造、石油化工、起重运输、地质钻探等领域中，甚至已扩展到微机械、机器人传动装置、精密机械传动、航空航天等领域。0.2摆线针轮星传动减速器的发展1926年德国人LBraren发明了摆线针轮减速器，他是在少齿差行星传动结构上，首先将变幅外摆线的内侧等距曲线用作行星轮齿廓曲线而把圆形作为中心轮齿廓曲线，和渐开线少齿差行星传动模式一

11、样，保留zXF类N型行星齿轮传动。摆线针轮传动较之普通渐开线齿轮或蜗轮传动的优点是：高传动比和高效率；同轴输出，结构体积小和重量轻；传动平稳和噪声低。由于摆线针轮传动同时啮合的齿数要比渐开线外齿轮传动同时啮合的齿数多，因而承载能力较大，啮合效率要高；还由于摆线轮和针轮的轮齿均可淬硬、精磨，较渐开线少齿差传动中内齿轮的被加工性能要好，齿面硬度更高，因而使用寿命要长；加上摆线轮的加工技术已经过关，专业加工设备齐全，摆线轮已纳入专业通用件，在国内已做到通用化批量生产，生产成本下降，因此摆线针轮传动的减速器当前广为应用。摆线针轮减速技术至今，虽在品种、规格等方面做了不少改进，但再没有作本质、原理上的创

12、新。现今摆线针轮减速器，其原理和结构还是1926年德国的原型。目前，摆线针轮的研究在国内外都在积极发展。我国对摆线针轮减速器的研究开始于上世纪七十年代，从那时开始仿制国外产品，经过艰苦奋斗，连续的技术攻关，相继在大连橡塑机械厂、辽阳制药机械厂等单位成功研发了我国第一代摆线减速器，并形成了59系列。90年代，国内主要生产厂家完成了产品改型换代工作，相继采用了新的B系列和X系列。而现如今我国在技术和生产上都已取得很大的成就。国外在对摆线针轮减速器的研究和加工生产上，做得最好的是日本。其针对摆线针轮行星传动减速器所存在的问题，探索出一整套的制造工艺和热加工工艺，特别是极为核心的一套摆线轮齿面修行技术

13、，进而推出一种全新的摆线轮减速器，该减速器以其传动比大，结构紧凑、可靠性高和寿命长等优点，因此广泛的用于石化、冶金、军工等领域。现今国际上主要由日本往友重机械株式会社占据市场。日本住友重机械株式会社从1969年开始至现今相继推出了：“50系列的”、“80系列”、“90系列”、“2000系列”、“4000系列”、“5000系列”、及最新推出的“6000系列”。并且从1990年开始，住友机械株式会社在“80系列”的基础上推出最新“90样本”的摆线针轮减速器，它的机型由15种扩大为21种，传动比由8种扩大为16种。我国对日本提高摆线针轮减速器性能的主要技术措施已进行较深入的分析，而且在赶超世界水平方

14、面也有自己的创新成果，如符合工程实际的对摆线轮与输出机构受力进行分析及摆线轮齿形的优化设计等。0.3 摆线轮减速器的研究现状目前国内外的主要研究方向是：（1）采用新材料、新工艺及计算机优化设计以提高产品性能；（2）变形与混合机构的研究；（3）将摆线减速机应用于大功率传动，目前摆线减速机的最大功率国外已达250KW，国内最大功率可达173KW。 内摆线针轮行星传动专利对摆线减速机的传动原理作了重大改变和创新，在保留现有摆线减速机的优点的基础上，克服了现有摆线减速机转臂轴承承载能力差、寿命短等一系列弱点，使内摆线减速机的综合性能与现有摆线减速机相比得到成倍的提高。同时，在大功率传动方面解决了现有摆

15、线减速机输入轴动平衡的难题，是摆线减速机的最理想的更新换代产品。 内摆线减速机的产业化只须解决内摆线轮的专用加工设备即可在现有的摆线减速机生产厂或通用机械厂生产，对大功率的内摆线减速机可在矿山、冶金、化工等大型机械厂实现，也可新建专业的内摆线减速机厂。1 引言1.1摆线针轮减速器的类别因各摆线减速机的型号由厂家自己推出，所以在型号上并不一致，但只是标识方式不同而已，其实质是一样的。一般都有以下几种型号：B系列摆线针轮减速机、X系列摆线针轮减速机、8000系列行星摆线针轮减速机、F8000系列行星摆线针轮减速机、Z系列行星摆线针轮减速机JB/T2982-1994、9000系列行星摆线针轮减速机、

16、台湾传仕600系列摆线针轮减速机。1.2 摆线针轮行星减速器的特点摆线针轮减速机是一种比较新型的传动机构，其独特的平稳结构在许多情况下可替代普通圆柱齿轮减速机及蜗轮蜗杆减速机，因为行星摆线减速机具有高速比和高效率、结构紧凑、体积小、运转平稳噪声低、使用可靠、寿命长、设计合理，维修方便，容易分解安装等特点。1、传动比大。一级减速时传动比为1/6-1/87；两级减速时传动比为1/99-1/7569；三级传动时传动比为1/5841-1/658503。另外根据需要还可以采用多级组合，速比达到指定大。2、传动效率高。由于啮合部位采用了滚动啮合，一般一级传动效率为90%-95%。3、结构紧凑、体积小、重量

17、轻。体积和普通圆柱齿轮减速机相比可减小1/2-2/3。4、故障少、寿命长。主要传动啮合件使用轴承钢磨削制造，因此机械性能与耐磨性能均佳，又因其为滚动摩擦，因而故障少、寿命长。5、运转平稳可靠。因传动过程中为多齿啮合，所以使之运转平稳可靠，噪声低。6、拆装方便，容易维修。7、过载能力、强耐冲击、惯性力矩小，适用于起动频繁和正反转运转的特点。1.3本文设计内容本文设计热处理车间清洗零件运输设备中的摆线针轮传动装置。其传动方案如图1-1所示：已知原始数据如下：鼓轮直接、传送带运行速度、传送带主动轴扭矩、每天工作时数8h、工作年限10年。2 摆线针轮减速器的传动原来本文设计的是孔销式摆线针轮减速器，如

18、图2-1所示，摆线针轮行星传动的结构简图。在图中a为摆线轮，b为针轮，H为输入轴，V为输出轴。摆线轮a固装在具有偏心距为oo的输入轴H上（输入轴上装有偏心距为oo的偏心盘），由图可见，两片摆线轮的偏心呈对称配置，位差为180。摆线轮a与针轮b啮合，在针轮b与机架固定的情况下，当输入轴H 回转时，摆线轮a即随输入轴H一起绕固定轴线回转，同时又自身轴线（即自身的偏心轴线o）转动。由此可见，摆线轮a在运动是既作公转又作自传的行星轮，而针轮b则是中心轮或太阳轮。由于摆线轮a的轴线o是以偏心局为半径作圆周运动，为将摆线轮a的运动传递给输出轴V，它们之间必须设置一个速比为1的等速比传动机构（即图中的W机构

19、）来驱动从动轴（输出轴）传出运动和动力。当摆线轮a转动时，藉断面销孔推动销轴而使输出轴V转动。且摆线轮a具有两片，切位差180，使得W机构所受到的径向、轴向力均不会太大。为减小销孔与销轴之间的摩擦损失，销轴上装有松套的销轴销。同理，为减小啮合摩擦损失，针齿上也装有可转动的针齿套。在运动过程中，摆线轮a理论上有一般的轮齿和针轮b处于啮合状态，这对啮合的承载能力和平稳连续传动工作极为有利。图2-1 结构简图3传动装置的总体设计根据题目所给的已知条件，即清洗装置所需的扭矩和转速，确定电机的功率和转速，以及摆线轮减速器的传动比和输入输出轴的扭矩、转速。具体计算如下：电动机的选择计算传动比传动装置的运动

20、和动力参赛计算3.1电动机的选择1 确定输出轴的转速 已知输出装置中鼓轮的直径为D=365mm，传送带的运行速度V=0.8m/s,则根据公式： 可得输出轴的转速：取2 确定电机的功率 已知输出功率为：通过查参考文献【2】表1-7确定各级传动的机械效率：，又查得摆线针轮的传动效率：。则总传动效率为：则电机的输出功率为：3 确定电机的转速 在工程实践中，摆线针轮的单级传动比的范为:,则电机的转速范围为: 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为的Y系列电动机Y160L-6,其满载转速为,电机的安装结构形式以及其中心高,外形尺寸,轴的尺寸等由表12-

21、5中查得：电动机外伸轴直径D=42mm，外伸周长度E=110mm。3.2 计算传动比1.传动比计算已知最大传动比为：则取：2，校核输出轴的转速为：则传送带的实际速度为：则，可取3.3传动装置的运动和动力参数计算1. 各轴的转速 输入轴 输出轴 2. 各轴的输入功率 输入轴 输出轴 3. 各轴的输入转矩 输入轴 输出轴 4传动零件的计算根据前面所得的输入、输出关系，可得出摆线针轮减速器各主要零件的承载受力情况，从而设计计算出各零件的参数。即计算出摆线轮、摆线轮滚动轴承、针齿、针齿套、销轴、W机构的尺寸及针齿和销轴的数量，并对针齿的弯曲疲劳强度和销轴的接触疲劳强度进行校验。具体计算如下：摆线针齿啮

22、合承载能4.1摆线针齿啮合承载能力计算1. 齿面接触疲劳强度设计计算 摆线针轮行星传动的外廓尺寸主要取决于针轮分度圆力计算半径，而传动比则和针轮齿数（或摆线轮齿数）有关。因此，可将和作为基本尺寸和参数。而其他参数和尺寸则写成为和的函数关系式。参考文献【1】中表8-1列出了摆线针轮行星传动的主要参数及几何尺寸。1) 确定针轮分度圆半径根据参考文献【1】中式（8-42） 确定公式内的各计算数值： 确定转换系数的值已知转换系数的值是按参考文献【1】中表8-2取定，由表8-2可得，需先选定短副系数K。设计时K值预先确定值一般范围为0.40.75，从利于针齿弯曲强度和摆线轮滚动轴承而言，K值宜取得大些；

23、从有利于W机构（输出机构）销轴强度而言，K值宜取得小些；从有利于齿面接触强度而言，最佳值为K=.060.65.且许多已获得成效的摆线针轮行星传动K值大多在0.50.6的范围内。所以预取K=0.6，则查表8-2可得=4.25。 确定系数由参考文献【1】中式（8-2）已知设计的传动比=23，则可得： ，于是系数为：摆线轮滚动轴承的承载能力计算W机构承载能力计算 确定转臂（输入轴）的功率和转已知输入轴的功率， 确定许用接触应力由参考文献【1】中表8-3可得，摆线轮材料选用GCr15 号轴承钢，齿面硬度为HRC62，根据表中可得：；针齿套同样采用GCr15号轴承钢，齿面硬度为HRC60，则 取两者中的

24、较小值，故将上列各值带入式（8-42）中，可得：由参考文献【1】中式8-41可知计算的针轮分度圆半径为其最小值，即需，则取： 2) 确定偏心距A 由参考文献【1】中表8-1，可得：根据偏心距推荐系列值，取3) 精确确定短副系数K(至小数点后4位数值） 由表8-1，可得：4) 精确确定系数 5) 精确确定转换系数 根据参考文献【1】中表8-2，用内插法可得，6) 复算针轮分度圆半径故取是合适的7) 确定针齿套（或针齿）半径系数 根据参考文献【1】中式（8-43）：又考虑到: 故应按照参考文献【1】中式（8-17）来确定：则 又 则取为： 满足邻置条件2. 针齿弯曲疲劳强度校验计算根据参考文献【4

25、】可得，因，则采用双支撑带针套的结构，根据参考文献【1】中式（8-44）确定公式内的各计算数值：1) 确定针齿销半径 根据参考文献【1】中表8-1，可得：再参照参考文献【1】中表8-6，取：2) 确定针齿（针齿销）的许用弯曲应力 根据参考文献【1】中式（8-52）确定（8-52）中的各计算数值： 确定针齿（针齿销）材料的对称持久限已知当缺乏实验数据时，取 ，其中为材料的强度限。由参考文献【1】中表8-3得，针齿材料为GCr15号钢，其芯部强度限取，表面硬度HRC62，磨削。则为：则取： 确定因配合影响针齿销弯曲疲劳强度的系数根据参考文献【1】中表8-4，采取的配合，故得 确定安全系数S安全系数

26、的取值范围为：取： 确定针齿销的表面强化系数根据参考文献【1】中表8-5，取： 于是可得：将各值带入式(8-44),满足弯曲疲劳强度要求。4.2摆线轮滚动轴承的承载能力计算1.选择滚动轴承类型摆线轮滚动轴承装在输入轴上，工作转速较高；其承受啮合作用力和W机构（输出机构）孔销作用力的合力，工作载荷甚大；其尺寸因要求传动结构紧凑而不能过大（通常不用外圈而直接以摆线轮内孔作为外滚到）。因此选用不带外圈的RN型圆柱滚子轴承（GB/T283-2007)。2. 确定摆线轮滚动轴承的计算额定动载荷 根据参考文献【1】中式（8-58）:确定式中的各计算数值：1) 确定轴承工作载荷P 已知: 其中动载荷系数和温

27、度系数由参考文献【1】中表8-9和表8-10可查的：、；作用于摆线轮滚动轴承的力R按参考文献【1】中式（8-38）确定：则 2) 确定轴承转速n因针轮固定，则3) 确定轴承寿命预定轴承寿命 将各值带入公式得：查参考文献【5】中（GB/T283-2007），选用RN216E型轴承，其特性值为：额定动载荷 轴承内径 轴承外径 轴承宽度 则根据参考文献【3】中式（13-5）得该轴承的实际寿命为：已知设计要求使用折旧期为：10年，其中检修间隔期为：5年一大修，2.5年一中修，1.25年一小修；所以轴承满足要求。4.3 W机构承载能力计算1. 弯曲强度设计计算 由上可知采用的是销轴套的结构型式，故根据参

28、考文献【1】中式（8-56），确定式中的各计算数值:1) 确定销轴（即销孔）数 根据参考文献【1】中表8-7查得：取： 2) 确定销轴的许用弯曲应力 根据参考文献【1】中表8-3可知销轴材料也用GCr15号钢，故同针齿弯曲强度计算中取值，即：将各值带入式中，于是销轴直径为：取：则查参考文献【1】中表8-8可得：2. 接触强度校验计算根据参考文献【1】中式（8-53），确定式中的各计算数值: 确定式中根据摆线针轮传动的结构可得，的计算为：将各值带入式（8-53），则，接触强度足够。 5轴的设计计算5.1输入轴的设计计算输入轴的结构装配图如图2-1所示，根据轴上各零件来确定轴的各个参数，并对其进行

29、受力分析，从而进行校核。具体设计计算如下：图5-1 输入轴结构装配图轴的材料选择和最小直径估计轴的结构设计轴的校核计算5.1.1轴的材料选择和最小直径估计 根据工作条件，选定轴的材料为45号钢，调质处理。由参考文献【3】中表15-3，取,则由参考文献【3】中式（15-2），可得：根据轴的装配结构可得，输出轴最小直径显然是安装轴承的部分，为了使所选直径与轴承孔径相适应，须选取轴承，由文献参考文献【2】表6-2（GB/T283-1994） ，选取深沟球轴承6406,d=30mm,D=90mm,B=23mm,。5.1.2轴的结构设计1. 轴上各段直径的确定 由装配图2-1可得，：因安装挡圈，：安装深

30、沟球轴承6406和挡圈，：安装双偏心盘和两个挡圈，以及套筒和深沟球轴承 6408，则：由轴承安装定位得，：与联轴器1相配合，已知电动机外伸轴直径D=42mm， 外伸周长度E=110mm，则根据参考文献【2】表8-6 (GB/T4323-2002),选取LT6型弹性套柱销联轴器， 则取2.轴上各段长度的确定 由装配图2-1可得，：查得挡圈宽度为4mm，则取：查得深沟球轴承宽度为23mm和挡圈宽度为4mm，则 2-3段长度为：查得双偏心盘上两轴承宽度为26mm和两个挡圈宽度 为4mm，查得深沟球轴承宽度为27mm，因结果需要， 需加一个套筒，则：其宽度与端盖厚度相同，取：已知联轴器的轴孔长度为11

31、2mm，则取5.1.3轴的校核计算1.轴的受力分析输入轴的受力如下图2-3-1图5-1-1 输入轴的受力2. 计算F1和F2的值 由图可得：,已知,则可算得：,3.轴的载荷分布图:如图2-3-2图5-1-2 输入轴的载荷分布图4.计算轴承受的最大弯矩 5. 按弯扭合成强度校核轴的强度 根据参考文献【3】中式（15-5），确定式中的各计算数值:1) 确定轴的抗弯截面系数W 根据参考文献【3】中表15-4，可得， 则：2) 确定 因轴转动中所受扭转切应力为脉动循环变应力，所以取：将各值代入式中得：前面已选定轴的材料为45号钢材料，查参考文献【3】中表15-1，得45号钢材料经调质处理后，其许用弯曲

32、应力，因此，故安全。6. 危险截面校核根据输入轴的结构装配图和载荷分布图可得，因4、5截面只受扭矩作用，虽然有键槽，但由轴肩的过渡配合而引起的应力集中均会削弱轴的疲劳强度，但因轴的最小直径是按扭转强度条件计算且取值较为宽裕，所以4 、5截面均无需校核。而从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看， 2、3、4 截面处因过渡配合而引起的应力集中较为严重；从承受载的情况来看，2、3截面上的应力最大。所以只需要校核2截面，又左侧显然比右侧直径小，所以该轴只需校核截面2的左侧即可。又截面2所承受的两个变应力均为不对称循环的变应力，所以由参考文献【3】式（3-35）、（3-17）：,确定公式内的各计算数值：1)

33、 计算截面上的弯曲应力和扭转切应力抗弯截面系数：抗扭截面系数：则截面上的弯曲应力:截面上的扭转切应力:MPa2) 计算弯曲疲劳极限的综合影响系数由参考文献【3】式（3-12):确定式中各值： 截面上由轴肩形成的理论应力集中系数和，按参考文献【3】表3-2查取，已知，=1.33，用内插法可查得1.9，1.6；又由参考文献【3】附图3-1，可得材料敏性系数为=0.82，0.85。故有效应力集中系数为1.51由参考文献【3】附图3-2得尺寸系数=0.88 ；由参考文献【3】附图3-3得扭转尺寸系数= 0.87 。因加工精度较高，所以轴按磨削加工，由参考文献【3】附图3-4，查得表面质量系数为0.92

34、轴并不经表面强化处理，则，则综合系数值为：2.061.823) 其他各值的查取 由参考文献【3】得碳钢的特性系数，则取：0.1，0.1 轴的材料为45钢，调质处理，由参考文献【3】表15-1，得：640MPa，275MPa，155MPa。于是，将各值带入计算安全系数值，则得：=2.37=5.242.26S=1.3故可知其安全。5.2 输出轴的设计计算 输出轴结构装配图如图4-2，根据轴上所安装的各个零件来确定轴的各参数，并对其进行受力分析，从而进行校核。因减速器有两片摆线轮，切位差180，使得经过销轴传递给输出轴的径向力不大，因此输出轴所受的弯矩相对扭矩来说可忽略不计，所以后文中对轴进行校核时

35、并没考虑弯矩。具体设计计算如下：图5-2 输出轴的结果装配图轴的材料选择和最小直径估计轴的结构设计轴的校核计算5.2.1轴的材料选择和最小直径估计 根据工作条件，选定轴的材料为45号钢，调质处理。由参考文献【3】中表15-3，取,则由参考文献【3】中式（15-2），可得：输出轴的最小直径处显然安装联轴器与其配合的部分为了使所选直径与联轴器的孔径相适应，须选取联轴器，根据参考文献【3】中式（14-1），联轴器的计算转矩：，由表参考文献【3】中表14-1，查得1.3，则：由参考文献【2】中表8-5(GB/T4323-2002)，选LT11型弹性套柱销联轴器，轴孔径为d=80mm,半联轴器L172m

36、m，则取：，5.2.2轴的结构设计1. 轴上各段直径的确定 ：已知则过渡定位轴肩，取 ：其上安装深沟球轴承，因，则可取为： ，即由参考文献【2】表6-1（GB/T276-1994） 可得其滚动轴承代号为6218。 ：根据结构图可得，其上安装轴承段可取其直径为： 95mm，即由参考文献【2】表6-1（GB/T276-1994) 可得其滚动轴承代号为6219。2. 轴上各段长度的确定 ：此段与挡油环和密封圈相配合，其长度将为左端盖 的厚度及轴承安装间隙之和，则： ：此段安装轴承6218和一定位套筒，因结构需要，取： ：此段安装轴承6219及销轴，取：5.2.3轴的校核计算已知输出轴所受的径向力很小

37、，所以对轴产生的弯矩相对扭矩来说可以忽略不计；所以对轴的校核时就只计算所受扭矩，计算如下：轴的载荷分布图:如图2-4-2图4-2-2 输出轴的载荷分布1. 按弯扭合成强度校核轴的强度：根据参考文献【3】中式（15-5），确定式中的各计算数值:1) 确定轴的抗弯截面系数W 根据参考文献【3】中表15-4，可得， 则：2) 确定 因轴转动中所受扭转切应力为脉动循环变应力，所以取：将各值代入式中得：前面已选定轴的材料为45号钢材料，查参考文献【3】中表15-1，得40Cr号钢材料经调质处理后，其许用弯曲应力，因此，故安全。2. 计算危险截面根据输出轴的结构装配图和载荷分布图可得，所以截面只受扭矩作用

38、，所以危险截面只需校核截面2、3间有键槽部分即可。所以由参考文献【3】式（3-17）：确定公式内的各计算数值：1) 计算截面上的扭转切应力抗扭截面系数：截面上的扭转切应力:MPa2) 计算弯曲疲劳极限的综合影响系数由参考文献【3】式（3-12):确定式中各值： 截面上由轴肩形成的理论应力集中系数和，按参考文献【3】表3-2查取，已知，=1.13，用内插法可查得1.37；又由参考文献【3】附图3-1，可得材料敏性系数为=0.8。故有效应力集中系数为:由参考文献【3】附图3-2得尺寸系数=0.88 。因加工精度较高，所以轴按磨削加工，由参考文献【3】附图3-4，查得表面质量系数为0.92轴并不经表面强化处理，则，则综合系数值为：1.563) 其他各值的查取 由参考文献【3】得碳钢的特性系数，则取：0.1轴的材料为45钢，调质处理，由参考文献【3】表15-1，得：640MPa，275MPa，155MPa。于是，将各值带入计算安全系数值，则得：=8.77S=1.3故可知其安全。6 其它传动零部件设计计算及校核 本章节是对传递零件中各轴承的寿命进行计算校核、轴上链接件键的选择以及联轴器的确定；其中因输出轴所受的径向力很小，对轴承寿命影响很小，所以其上轴承的寿命将不进行计算校核。具体设计计算如下：输入轴上的两轴承寿命计算