平动式大传动比减速器的设计毕业设计论文.doc

编号无锡太湖学院毕业设计（论文）题目： 平动式大传动比减速器的设计 无锡太湖学院本科毕业设计诚 信 承 诺 书本人郑重声明：所呈交的毕业设计 平动式大传动比减速器的设计 是本人在导师的指导下独立进行研究所取得的成果，其内容除了在毕业设计中特别加以标注引用，表示致谢的内容外，本毕业设计不包含任何其他个人、集体已发表或撰写的成果作品。 无锡太湖学院信 机系 机械工程及自动化 专业毕 业 设 计论 文 任 务 书一、题目及专题：1、题目 平动式大传动比减速器的设计 2、专题 二、课题来源及选题依据 内平动齿轮减速器是一种新型的机械传动装置，它传动比大，机械效率高，结构简单，体积小，重量轻，能方便地与电机配套使用，避免了减速器体积比电机体积大的现象。该减速器是一种节能型的机械传动装置，具有国际先进水平。传动比可达到几千；机械效率大于90%；运转平衡性好，承载能力大，使用寿命长，体积小，重量轻，约为相似产品的1/3左右。 用于冶金、矿山、机械、机器人、航海、轻工、航空、军工、纺织、化工、建筑等部门，亦可与各类电机直接联接，作成伺服电机。 三、本设计（论文或其他）应达到的要求：1、分析内平动齿轮传动的原理,提出由3根偏心轴作平动发生器的实用新型齿轮传动机构一分流型内平动齿轮传动,并推导其传动比的计算公式. 2、主要零件部件的计算设计 3、装置的装配设计 四、接受任务学生： 机械91 班 姓名 吕晟炜 五、开始及完成日期：自2012年11月12日 至2013年5月25日六、设计（论文）指导（或顾问）：指导教师签名 签名 签名教研室主任学科组组长研究所所长签名 系主任 签名2012年11月12日摘 要 分析内平动齿轮传动的原理,提出由3 根偏心轴作平动发生器的实用新型齿轮传动机构一分流型内平动齿轮传动,并推导其传动比的计算公式.主要零件部件的计算设计.装置的装配设计和主要零件的设计。 分析内平动齿轮传动的原理，提出由3根偏心轴作平动发生器的实用新型齿轮传动机构一分流型内平动齿轮传动，并推导其传动比的计算公式.分析发现，为平衡机构的惯性力，采用2(或3)片平动齿轮时，设计啮合点相位差应取180° (120°)；输入齿轮的齿数为3的倍数时，分流齿轮具有互换性；采用两片平动齿轮且内外齿轮齿数差为偶数时，平动齿轮具有互换性；采用3片平动齿轮且内齿轮齿数为3的倍数时，平动齿轮具有互换性.给出了啮合参数的编程计算方法.该新型传动具有承载能力强、传动比大(17300)、体积小、质量轻、输入输出同轴线、加工安装简单等优点，是一种节能型的机械传动装置，也是减速器的换代产品.有广泛的应用前景。 关键词 ：内平动齿轮传动；少齿差齿轮副；传动比Abstract Analysis of parallel move gear transmission principle, put forward by the three eccentric shafts for utility model translation generator gear mechanism within the translation of a shunt-type gear, and derive the formula for calculating the transmission ratio. The main components of the calculation of design components . Device design and assembly of major parts of the design. Analysis of parallel move gear transmission principle, put forward by the three eccentric shafts for utility model translation generator gear mechanism within the translation of a shunt-type gear, and derive the formula for calculating the transmission ratio. Analysis, to balance the inertia force, using 2 (or 3) pieces of translation gear, the meshing point of the design phase should take 180 ° (120 °); input gear teeth as a multiple of 3, the shunt gear with interchangeability; with two translation gear and the internal and external gear tooth number difference is even, Ping gear has interchange ability; with three flat gear and internal gear teeth as a multiple of 3, the flat gear has interchangeability. Meshing parameters given programming account Calculation method. The new drive has a carrying capacity, transmission ratio (17-300), small size, light weight, input and output coaxial line, and simple installation process is an energy-efficient mechanical transmission device, is also a new generation product reducer . Have broad application prospects. Keywords: Internal translation gear transmission;differential gears with small teeth; transmission ratio目录摘 要IAbstractII目录III1 绪论11.1 平动减速器的发展概况11.2 市场需求分析11.3 本课题研究目的及意义以及国内外现状分析及展望11.4 课题的主要内容及要求12 传动方案及拟定32.1 平动啮合的定义和分类32.2 内平动齿轮传动工作原理32.4 分流式内平动齿轮传动机构42.5 传动比分析53 各主要部件选择及选择电动机73.1 各部件的选择73.2 电动机的选择74 减速器的整体设计84.1传动比的分配84.2传动的运动及动力参数计算84.3齿轮的设计计算84.3.1 分流齿轮的设计计算84.3.2 平动齿轮的设计计算124.4轴的设计计算154.4.1 输入轴的设计计算154.4.2 曲轴的设计计算194.4.3 输出轴的设计计算245 润滑与密封285.1润滑方式的选择285.2密封方式的选择285.3润滑油的选择286 箱体结构尺寸296.1箱体的结构尺寸297 设计总结30致 谢32参 考 文 献331 绪论1.1 平动减速器的发展概况 随着科技技术的进步和发展，现代工业设备特别需要功率大 体积小 传动比范围大 效率高 承载能力强和使用寿命长的传动装置。因此，除了不断改进材料品质 提高工艺水平外，还要在传动原理和传动结构上深入探讨和创新，内平动齿轮传动原理的出现就是一例。它由北京理工大学张春林教授等人最先提出，并设计出了内平动齿轮减速器试验样机。该减速器属于节能型传动装置，除具有三环减速器的优点外还有着大的功率与重量比值 输入轴和输出轴在同一轴线上 既可以减速还可以增速以及震动小等优点，处于国内领先地位。 最先提出平动齿轮这一概念的是德国人，他们提出了摆线针轮行星齿轮传动原理。由于工艺和精度的限制，这种机构并没有快速发展起来，直到摆线磨床的出现。近些年国外在平动齿轮传动领域进行了一些新的研究，如日本住友重工研制的FA型高精度减速器和美国Alan-Newton公司研制的X Y减速器，就利用了平动齿轮传动的运动机理。 对平动齿轮传动研究，我国处于相对领先的地位。目前，平动齿轮的理论研究 机构设计和实验研究都取得了一些成果。例如：北京理工大学张春林教授 黄祖德教授等首次根据该传动的特点将其命名为平动齿轮传动机构。并通过对平动齿轮传动机构的运行机理进行分析研究，阐述了该机构的组成及机构变异方法，探讨了平动齿轮机构传动比和机械效率的计算方法，导出了计算公式，得出了平动齿轮机构效率与齿轮齿条传动机构 效率相当的结论。此后又根据机构的组合原理 演绎原理和同性异性变异原理对内平动齿轮机构的基本型进行演化变异，设计出一种传动比大，机械效率高 尺寸和重量小 结构紧凑 均载性好的新型平动此轮机构，并对平动齿轮传动机构连续运动条件及重合度方面进行了深入研究。1.2 市场需求分析 用于冶金、矿山、机械、机器人、航海、轻工、航空、军工、纺织、化工、建筑等部门，亦可与各类电机直接联接，作成伺服电机。1.3 本课题研究目的及意义以及国内外现状分析及展望 内平动齿轮减速器是一种新型的机械传动装置，它传动比大，机械效率高，结构简单，体积小，重量轻，能方便地与电机配套使用，避免了减速器体积比电机体积大的现象。该减速器是一种节能型的机械传动装置，具有国际先进水平。传动比可达到几千；机械效率大于90%；运转平衡性好，承载能力大，使用寿命长，体积小，重量轻，约为相似产品的1/3左右。1.4 课题的主要内容及要求 主要研究内容：提出由3根偏心轴作平动发生器的实用新型齿轮传动机构一分流型内平动齿轮传动，并推导其传动比的计算公式。分析发现，为平衡机构的惯性力，采用2(或3)片平动齿轮时，设计啮合点相位差应取180。(120。)；输入齿轮的齿数为3的倍数时，分流齿轮具有互换性；采用两片平动齿轮且内外齿轮齿数差为偶数时，平动齿轮具有互换性；采用3片平动齿轮且内齿轮齿数为3的倍数时，平动齿轮具有互换性。给出了啮合参数的编程计算方法。该新型传动具有承载能力强、传动比大(17300)、体积小、质量轻、输入输出同轴线、加工安装简单等优点，有广泛的应用前景。2 传动方案及拟定2.1 平动啮合的定义和分类 在齿轮传动中,一对相互啮合的齿轮,其中一个定轴转动,另一个做平动,称之为平动啮合,平动啮合主要分为两类:内平动和外平动。2.2 内平动齿轮传动工作原理 内平动齿轮传动机构中,外齿轮在平动发生器的驱动下作平面运动,通过外齿轮与内齿轮齿廓间的啮合,驱动内齿轮作定轴减速转动,起到减速传动的作用。如图所示,图2-1所示为内平动齿轮机构工作原理图"该机构的平动发生器为平行四边形机构ABCD,外齿轮l固接在平行四边形机构的连杆BC的中心线上,当曲柄AB转动时,它随同连杆作平面运动,并驱动内齿轮2作减速转动输出。图2.1 内平动原理示意图2.3平动发生机构 3点确定唯一的一个平面，为能够平稳地为平动齿轮提供动力，采用3个曲柄O1A，O2B，O3C驱动平动齿轮作平动，如图2-2所示.图2-2中，曲柄长度e与内齿轮副的中心距相等，O1A O2B O3C，O1O2 AB，0203 BC，O3O4 CA，构成3个平行四边形机构： O1ABO2， O2BCO3， O3CAOl.若采用单个平行四边形机构作为平动发生器，单轴输入时，另一轴会出现运动不确定现象.而采用这种结构不仅能优化各曲柄的受力，同时也能够有效地避免出现曲柄的运动不确定。 图2.2 平动发生机构原理图 设曲柄02B作为主动件，另两个曲柄为从动件，可当运动到图2.2所示位置时，如果去掉曲柄01A，由机构学常识可知，此时曲柄03C处于运动不确定位置，但由于曲柄01A的存在，使得此时曲柄03C的运动十分明确：因平行四边形机构口O1ABO2不共线，曲柄01A作为从动件随曲柄02B逆时针运动，在平行四边形机构口O3CAO1中，曲柄01A作为主动件带动曲柄03C作逆时针运动。所以，此结构可避免出现曲柄运动方向的不确定现象。在由原理机构向实用机构转化时，可以用偏心轴实现曲柄的功能，因此，在实用的内平动齿轮传动机构中，可以采用3根偏心轴共同驱动平动外齿轮。2.4 分流式内平动齿轮传动机构 图2.3中给出了分流型内平动齿轮传动机构的结构简图，运动和转矩由输入轴输入，输入轴上固结输入齿轮Z.，Zl带动3个分流齿轮Z2，Z2通过键与偏心轴固连，3根偏心轴共同驱动2片或3片外齿轮Z3作平面平行运动，平动外齿轮Z3驱动与它相啮合的内齿轮Z4，输出轴与z4固结在一起，输出运动和转矩。 图2.3 分流型内平动齿轮传动结构 由以上分析可知，在该传动结构中，功率流的传递路径为：输入功率经分流齿轮被分到3根偏心轴上，3根偏心轴共同驱动2片(或3片)平动齿轮做平动，平动齿轮共同驱动内齿轮输出功率.采用2片平动齿轮时功率流路径如图4所示。 图2.4 采用2片平动齿轮时功率流传递路径 为优化各构件的受力状况，使3根偏心轴的回转中心位于一个正三角形的顶点(输入齿轮上3个啮合点的相位角为120°).为有效平衡机构的惯性力和惯性力矩，保证传动的静平衡，减小振动，采用2片平动齿轮时，使2片平动齿轮的啮合相位差为180°，采用3片平动齿轮时，使3片平动齿轮的啮合相位差为120°。2.5 传动比分析 图2.5 内平动传动比示意图输入齿轮Z3与分流齿轮Z4间的传动比为：I12=z2z1 (1)式中z1 z2分别为齿轮Z3和Z4的齿数。 作平动的构件上各点绝对速度处处相等,所以平动构件上的P点和B点的绝对速度相等"P点是两啮合齿轮的速度瞬心,也是两啮合齿轮的绝对速度相等的重合点"在齿轮1上的P点的绝对速度为Vp,",由于齿轮1随同连杆BC一起作平动齿轮2绕圆心口转动,故齿轮2上P点的速度为P点为两齿轮的速度瞬心,故有： 即得 由上可知，增大Z2，能够提高平动齿轮传动的传动比.推荐单级平动齿轮传动比为 17，100。整个系统的总传动比为: i=i12i34 3 各主要部件选择及选择电动机3.1 各部件的选择 齿轮： 分流齿轮选择圆柱斜齿轮 平动部分齿轮选择内平动直圆柱齿轮 轴承： 支撑部分选择深沟球轴承 内平动部分选择圆柱滚子轴承 联轴器：弹性联轴器3.2 电动机的选择 通用的电动机为JZ及JZR型等三相交洗异步电动机，各类电动机的性能、使用说Dj、型号及技术数据等见参考资料，选择电动机类型时，应使共性能与机器的工作状况大休相适应.由于三相异步电动机和其它型式的电动机比较，有下列优点：构造简单、价格低廉、维护方便、可直接接于三相交流电，因此，在工业上应用最为广泛，设计时应考虑优先选用。 工作机所需有效功率为Pw8kw 圆柱齿轮传动(7级精度)效率(两对)为10.962 球轴承传动效率(四对)为20.998 弹性联轴器传动效率(两个)取30.9932 带传动效率4=0.97 电动机输出有效功率： 查得型号Y160M-4封闭式三相异步电动机参数如下： 额定功率kW=11kw 满载转速r/min=1460r/min 满载时效率%=88% 满载时输出功率为 选用型号Y160M-4封闭式三相异步电动机。4 减速器的整体设计4.1 传动比的分配 由传动方案设计，拟定以下数据：内齿轮齿数Z=80， 外齿轮为齿数Z=78， 分流齿轮传动比为i=2， 总传动比i=80.4.2传动的运动及动力参数计算 设：从电动机到输出轴分别为0轴、1轴、2轴、3轴、4轴；对应于各轴的转速分别为 、 、 、 、 ；对应于0轴的输出功率和其余各轴的输入功率分别为 、 、 、 、 ；对应于0轴的输出转矩和其余名轴的输入转矩分别为 、 、 、 、 ；相邻两轴间的传动比分别为 、 、 、 ；相邻两轴间的传动效率分别为 、 、 、 .表4-1轴号电动机分流式内平动减速器工作机O轴1轴2轴3轴4轴转速n(r/min)n0=1460n1=1460n2=730n3=16.22n4=16.22功率P(kw)P0=8.81P1=8.75P2=8.40P3=8.06P4=8转矩T(N·m)T0=57.6T1=57.2T2=109.9T3=4745.6T4=4710.2两轴联接联轴器齿轮齿轮联轴器传动比 ii01=1i12=2i23=45i34=1传动效率01=0.99312=0.9623=0.9634=0.9934.3 齿轮的设计计算 4.3.1 分流齿轮的设计计算 （1）选用圆柱斜齿轮传动。 （2）选用级精度。 （3）材料选择小齿轮材料为（调质），硬度为，大齿轮材料为钢（调质），硬度为HBS，二者材料硬度差为HBS。 （4）选小齿轮齿数130，大齿轮齿数212·12×30=60,取Z2=60.选取螺旋角，初选螺旋角按式（10-21）试算，即 （10-21） （5）确定公式内的各计算数值 试选 由图10-30，选取区域系数 由图10-26查得 计算小齿轮传递的转矩 由表10-7选取齿宽系数 由表10-6查得材料的弹性影响系数 由图10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限 由式10-13计算应力循环次数 由图10-19查得接触疲劳强度寿命系数 计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为S=1，由式10-12得 （6）计算 试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得 计算圆周速度 计算齿宽及模数计算纵向重合度计算载荷系数K 且已知使用系数根据，级精度，由图10-8查得动载荷系数.由表10-4查得由图10-13查得假定，由表10-3查得 故载荷系数按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10得计算模数由式10-177）确定计算参数计算载荷系数根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数计算当量齿数查取齿形系数由表10-5查得查取应力校正系数由表10-5查得由图10-20查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 由图10-18查得弯曲疲劳强度寿命系数 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S1.4，由式10-12得 计算大小齿轮的大齿轮的数据大.（8）设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取2.0mm，已可满足弯曲强度.但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数.于是由取，则计算中心距将中心距圆整为87mm按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数、等不必修正.计算大、小齿轮的分度圆直径计算大、小齿轮的齿根圆直径计算齿轮宽度圆整后取；合适. 4.3.2 平动齿轮的设计计算 （1）选用级精度. （2）由表10-1选择齿轮材料为钢（调质），硬度为HBS. 选外齿轮齿数，内齿轮齿数. 由设计计算公式10-9进行试算，即 （3）确定公式各计算数值 试选载荷系数 计算内齿轮传递的转矩 由表10-7选取齿宽系数 由表10-6查得材料的弹性影响系数 由图10-21按齿面硬度查得 内齿轮的接触疲劳强度极限 外齿轮的接触疲劳强度极限 由式10-13计算应力循环次数 由图10-19查得接触疲劳强度寿命系数 计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为S=1，由式10-12得 （4）计算 试算内齿轮分度圆直径，代入中的较小值计算圆周速度v 计算齿宽 计算齿宽与齿高之比 模数齿高 计算载荷系数K根据，级精度，由图10-8查得动载荷系数假设，由表10-3查得由表10-2查得使用系数 由表10-4查得由图10-28查得 故载荷系数 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a得 计算模数m 由式10-5得弯曲强度的设计公式为: （5）确定公式内的计算数值 由图10-18c查得 内齿轮的弯曲疲劳强度极限 外齿轮的弯曲疲劳强度极限 由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 计算弯曲疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数为S=1，由式10-12得 计算载荷系数 查取齿形系数 由表10-5查得 查取应力校正系数由表10-5查得 计算内外齿轮的，并比较 得大齿轮的数据大.（6）设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m小于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，可取有弯曲强度算得的模数3.03，并就近圆整为标准值m3.0mm。 按接触强度算得的分度圆直径 算出内齿轮齿数取 外齿轮齿数 计算分度圆直径 计算齿根圆直径 计算中心距 因为齿轮平动中心距为e=3mm 计算齿宽 取合适.注： 机械设计第八版 濮良贵，纪名刚主编.4.4 轴的设计计算 4.4.1 输入轴的设计计算图4.1 输入轴（1）输入轴上的功率（2）求作用在车轮上的力（3）初定轴的最小直径 选轴的材料为钢，调质处理.根据表15-3，取于是由式15-2初步估算轴的最小直径。 这是安装联轴器处轴的最小直径，由于此处开键槽，校正值，联轴器的计算转矩 查表14-1取，则。 查机械设计手册（软件版），选用GB5014-1985中的HL1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为16000N·.半联轴器的孔径，轴孔长度L32,J型轴孔,C型键,联轴器主动端的代号为HL1 24*32 GB5014-1985,相应地,轴段1的直径,轴段1的长度应比联轴器主动端轴孔长度略短,故取。（4）轴的结构设计 拟定轴上零件的装配方案（见前图）. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度. 为满足半联轴器的轴向定位要求，轴段右端需制处一轴肩，轴肩高度,故取圆柱套筒的直径。初选型号6006的深沟球轴承参数如下： 基本额定动载荷 基本额定静载荷故 轴段4的长度与轴承宽度相同,故取。 轴段3上固结齿轮,且应略大与,可取.齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,已知齿宽,故取取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得,。 键连接.联轴器：选单圆头平键 键C 8*28 GB1095-1979 t=4mm h=7mm （5）轴的受力分析 画轴的受力简图图4.2 轴的受力图 计算支承反力 在水平面上在垂直面上 故 总支承反力 画弯矩图 故 画转矩图（6） 校核轴的强度 C剖面左侧，因弯矩大，有转矩，还有键槽引起的应力集中，故C剖面左侧为危险剖面 轴的材料为45刚 , 调质处理. 由 表 15-1 查得 ,. 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表3-2查取.因 , ,经插值后可查得 又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为: 故有应力集中系数按式(附3-4) 为: 由附图3-2得尺寸系数由附图3-3得扭转尺寸系数 由附图3-4得 轴未经表面强化处理,即,则按式3-12及3-12a得综合系数值为: 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,按式(15-6)(15-8) 则得: 故安全.（7 ）按弯矩合成应力校核轴的强度 对于单向转动的转轴,通常转矩按脉动循环处理,故取折合系数,则 查表15-1得=60mpa,因此,故安全。（8 ）校核键连接强度联轴器: 查表得.故强度足够.（9） 校核轴承寿命 轴承载荷 轴承1 径向: 轴向: 轴承2 径向: 轴向: 因此,轴承1为受载较大的轴承,按轴承1计算 按表13-6,取按表13-5注1,对深沟球轴承取,则相对轴向载荷为 在表13-5中介于1.031.38之间,对应的e值为0.280.3,Y值为1.551.45线性插值法求Y值 故 查表13-3得预期计算寿命. 4.4.2 曲轴的设计计算图4.3 曲轴图（1）中间轴上的功率转矩（2）求作用在车轮上的力 高速大齿轮: 外齿轮: （3）初定轴的最小直径选轴的材料为钢，调质处理。根据表15-3，取于是由式15-2初步估算轴的最小直径这是轴的最小直径,取轴段1的直径 考虑到轴承的标准件取。（4）轴的结构设计 拟定轴上零件的装配方案（见前图） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度. 初选型号7306的角接触球轴承，参数如下：基本额定动载荷基本额定静载荷 故 轴段6的长度与轴承宽度相同,故取。 初选型号N207E的圆柱滚子轴承，参数如下：基本额定动载荷基本额定静载荷。 轴段2和轴段4上安装齿轮,轴段2和轴段4是通过圆柱滚子轴承与外齿轮配合，由原理可知偏心轴处 e= （其中d1和d2分别是内外齿轮的分度圆直径）。 根据原理图分析得出：轴段2和轴段4直径相等，且它们传递的扭矩和轴段1相等，设轴段2和4直径分别为d2 =d4 >d1 由（2）求出e=3 所以d2 =d4= d1+2e=36 d3=d1+4e=42。 由轴段2和轴段4的直径，经查表简明机械设计手册选用N206E 安装尺寸 基本额定动载荷 基本额定静载荷 故 轴段3直径 取 。 取套筒的长度为L=12 直径D=d1 =30,取轴承上靠近机体内壁的端面与机体内壁见的距离S=4mm,取分离齿轮的轴端长度为26mm ，分流齿轮右端面离曲轴右端面距离为6mm故 取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得, 键连接. 分流齿轮：选普通平键 键 12*50 GB1095-1979 t=5mm h=8mm （5）轴的受力分析 画轴的受力简图图4.4 轴的受力简图计算支承反力 在水平面上 在垂直面上 故 总支承反力 画弯矩图 故 （6）校核轴的强度 低速小齿轮剖面，因弯矩大，有转矩，还有键槽引起的应力集中，故低速小齿轮剖面为危险剖面 轴的材料为45刚 , 调质处理. 由 表 15-1 查得,. 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表3-2查取.因 , ,经插值后可查得 又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为 故有应力集中系数按式(附3-4) 为: 由附图3-2得尺寸系数由附图3-3得扭转尺寸系数 由附图3-4得 轴未经表面强化处理,即,则按式3-12及3-12a得综合系数值为: 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,按式(15-6)(15-8) 则得 故安全（7）按弯矩合成应力校核轴的强度 对于单向转动的转轴,通常转矩按脉动循环处理,故取折合系数,则 查表15-1得=60mpa,因此,故安全.（8）校核键连接强度 高速齿轮: 查表得.故强度足够. 低速齿轮: 查表得.故强度足够.（9） 校核轴承寿命 轴承载荷 轴承1 径向: 轴向: 轴承2 径向: 轴向: 因此,轴承1为受载较大的轴承,按轴承1计算,查表13-5得X=1,Y=0,按表13-6,取,故,查表13-3得预期计算寿命。注： 机械设计第八版 濮良贵，纪名刚主编.4.4.3 输出轴的设计计算图4.5 输出轴图（1）输出轴上的功率转矩（2）求作用在车轮上的力（3）初定轴的最小直径 选轴的材料为钢，调质处理.根据表15-3，取于是由式15-2初步估算轴的最小直径这是安装联轴器处轴的最小直径，内齿轮与轴固结在一起，取联轴器的计算转矩 查表14-1取，则。 查机械设计手册（软件版），选用GB5014-1985中的HL11型弹性柱销联轴器，其公称转矩为4000N·.半联轴器的孔径，轴孔长度L132,J型轴孔,C型键,联轴器主动端的代号为HL4 55*84 GB5014-1985,相应地,轴段1的直径,轴段1的长度应比联轴器主动端轴孔长度略短,故取。（4）轴的结构设计 拟定轴上零件的装配方案（见前图） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为满足半联轴器的轴向定位要求，1-2轴段右端