谐波齿轮减速器的设计与建模.docx

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1、谐波齿轮减速器的设计与建模作者:ee指导老师：ee摘要：谐波齿轮传动是50年代中期，随着空间技术的开展，在薄壳弹性变形的理论根底上开展起来的一种新型的传动技术。我国从1961年开始谐波齿轮传动方面的研制工作，并且在研究、试制和使用方面取得了较大的成绩。但是在民用产品应用中，谐波减速器存在着传动爬行和丢步的现象严重影响其谐波齿轮类产品的设计制造，也制约着其产品的不断推广，是该产品亟待解决的技术难题。本文主要介绍了谐波齿轮传动的原理，开展历史，应用领域，开展趋势及其优缺点。前半局部介绍了谐波齿轮减速器的设计计算，为了更好地分析谐波齿轮传动，后半局部用PRO/E建立了三维模型。写出了主要零件的绘制过

2、程，并展示了各个零部件，最后给出了装配图。关键词谐波齿轮，传动设计，三维模型，装配ThedesignandmodelingofharmonicgearreducerAuthor:e(e)Tutor:eAbstractHarmonicgeartransmissionisdevelopedwiththeofspacescienceandthchnologyinmid50s,onthebasisofelasticthinshelltheorydevelopedanewtypeofdrivetechnology.Sofar,wehavealreadyhaddozenofunitsengagedinth

3、eresearchofthisaspectinourcountry,anddevelopedintoavarietyoftypesofharmonicgeartransimissiondeviced.Inthisfieldithadresearchatdifferentlevelonallissues,butmanyproblemsstillhasnotyetbeendetermined,andsomeregularityhasnotrevealed.suchascivilianproducts,Thereiscrawling,and,loststep,phenomenonintheharmo

4、nicgearreducertransmission.Soitisimpactonthedesignofharmonicgearproductmanufacturing,alsorestrictthefurtherpromotionofitsproducts.andsolovetheproblemthatexistinthetransmission,itisanurgentneedofajobinthecurrentthiskindofproducts.Thisarticalmainintroductedthetheoryharmonicgearreducer,andthedevelopmen

5、thistoryofharmonicgeardriveapplicationfiled,developmenttrend,advantagesanddisadvantages.Theformerintroducethedesignandcalculateofharmonicgearreducer.Inordertoanalyzetheharmonicgeardrive，ThelaterpartwithPRO/Etoestablishthethree-dimensionalmodel.Writethedrawingprocessofthemainparts.andshowingallthepar

6、ts.Finally,giventheassemblydiagram.Keywords:Harmonicgear,Transmissiondesign,Three-disminsionalmodel,Assemble.目录1 .绪论11.1 选题的目的及研究意义11.2 课题相关领域的研究现状和开展趋势11.3 主要研究内容、途径及技术路线32 .谐波齿轮减速器的传动方案确实定错误!未定义书签。2.1 确定传动方案错误!未定义书签。2.2 、传动方案的拟定错误!未定义书签。3 .谐波齿轮减速器的结构设计和设计计算错误!未定义书签。3.1 传动比的计算及柔轮刚轮齿数确实定错误!未定义书签。3.2

7、 谐波传动主要零件的材料错误!未定义书签。3.2.1 柔轮错误!未定义书签。3.2.2 刚轮错误!未定义书签。抗弯环错误!未定义书签。3.3 柔轮、刚轮、波发生器的结构和尺寸计算错误!未定义书签。柔轮的结构和尺寸错误!未定义书签。3.3.2刚轮的结构和尺寸错误!未定义书签。波发生器的几何尺寸计算错误!未定义书签。3.4 验算与校核错误!未定义书签。3.4.1 柔轮的疲劳强度计算错误!未定义书签。柔轮的稳定性校核错误!未定义书签。柔性轴承的寿命计算错误!未定义书签。3.5 高、低速轴的设计错误!未定义书签。3.5.1 高速轴设计错误!未定义书签。低速轴的设计。错误!未定义书签。3.6 各段轴上需

8、要安装键处键的尺寸错误!未定义书签。4 .谐波齿轮减速器的PRO/E三维建模错误!未定义书签。4.1 Pro/E简介错误!未定义书签。4.2 谐波齿轮减速器的Pro/E建模错误!未定义书签。4.2.1 柔轮的建模错误!未定义书签。其他零件的Pro/E模型错误!未定义书签。4.3 谐波齿轮减速器的装配错误!未定义书签。致谢错误!未定义书签。参考文献错误!未定义书签。外文翻译错误!未定义书签。1.绪论Ll选题的目的及研究意义选题的目的：波传动是50年代中期随着空间科学技术的开展，在薄壳弹性变形的理论根底上开展起来的一种新型传动技术。我国从1961年开始谐波齿轮传动方面的研制工作，并且在研究、试制和

9、使用方面取得了较大的成绩。到目前为止，我国已有几十家单位从事这方面的研究工作，先后研制成多种类型的谐波齿轮传动装置。这些成果也很快应用于民用领域，为企业创造了很大利润的同时，也暴露出产品的一些问题，如“爬行”、“丢步”现象。严重影响到谐波齿轮类产品的设计制造，也制约着产品的推广。因此，应用科学的方法和手段对谐波齿轮进行深入的分析研究，解决存在的问题，也就更加紧迫，也非常必要，这也是我选题的目的。研究意义：谐波齿轮减速器是一种由固定的内齿刚轮、柔轮、和使柔轮发生径向变形的波发生器组成，具有高精度、高承载力等优点，和普通减速器相比，由于使用的材料要少50%,其体积及重量至少减少l3o有以下优点1

10、.结构简单，体积小，重量轻；2 .传动比范围大3 .同时啮合的齿数多。4 .承载能力大。5 .运动精度高。6 .运动平稳7 .齿侧间隙可以调整。8 .传动效率高。9 .同轴性好。10 .可实现向密闭空间传递运动及动力。1.2课题相关领域的研究现状和开展趋势谐波传动的国内开展现状与趋势：我国从1961年开始谐波传动方面的研制工作，并且在研究、试制和使用方面取得了较大的成绩。到目前为止，我国有几十家单位从事这方面的研究工作，并先后研制成了多种类型的谐波齿轮传动装置。如传动误差小于9、回差小于4的高精度谐波齿轮传动装置，噪声小于45dB的高灵敏度小型谐波齿轮传动装置，用于水下极光探测仪的谐波传动装置

11、，以及用于导弹发射架和雷达传动系统中的动力谐波传动装置等，为我国谐波传动的研制和开发工作打下了坚实的根底。北京市是中国重要的谐波传动产品生产基地，拥有以北京中技克美谐波传动、北京谐波传动技术研究所和北京天阶科技工业公司等为代表的谐波传动产品的主要生产单位。国内谐波传动公司的产品已经长期应用于国防工业和多种民用机械产品领域，局部产品已出口国外，并开发成功固体润滑谐波传动和短杯谐波传动产品。2006年，北京工商大学基于椭圆凸轮波发生器，开发成功了具有自主知识产权的谐波齿轮传动双圆弧根本齿廓、谐波齿轮加工刀具以及双圆弧谐波齿轮传动装置。经FEM分析显示，双圆弧齿形有效减小了柔轮齿根应力。比照试验那么

12、说明，双圆弧谐波齿轮传动的运动精度和传动刚度明显优于渐开线谐波齿轮传动，特别是在低载荷段，传动刚度增加了40%以上。谐波传动的国外开展现状与趋势：日本的谐波传动技术和产业开展较快。1964年，日本Hasegawa齿轮公司生产了实用化谐波传动减速器；1970年，Hasegawa公司与USM公司在日本东京合资创立了谐波传动系统（HarmonicDriveSystemInc.o根据合作协议，谐波传动系统公司从HaSegaWa公司获得谐波传动机构商业权益。1976年9月，公司资本金降至1亿日元，谐波传动系统公司成为USM公司的全资子公司。1977年，谐波传动系统开始生产销售驱动器和控制器等工厂自动化设

13、备。1984年12月，为了拓展市场，谐波传动系统在台湾和韩国设置了销售代理。1987年，其为拓展美国市场，创立了子公司HDSyStenI公司，与MitSUi&Co.Ltd签署了在韩国的产品分销协议。1988年，开始生产具有新开发的IH齿形的谐波传动减速器。1989年，其创立全资子公司，即“新的”谐波传动系统，并转移商业权益。以前的谐波传动系统被KOderI电子公司接手。1990年，公司将生产基地从日本Matsumoto转移至位于Nagano的Hotaka工厂，1996年与德国HarmonicDriveAntriebstechnik公司现在的HarmOniCDrive公司签署排他性分销协议，后者

14、负责在欧洲、中东、非洲、印度和拉丁美洲的产品销售，同年12月签署授权与技术支持协议。1998年,谐波传动系统进入日本证券交易协会场外交易市场；1999年,创立了HD物流和HarmonicPreCiSiOn等子公司。2002年，其获得了HarmonicDrive公司25%流通股权；2004年12月，进入了JaSdaq证券交易市场；2005年，在美国创立HarmoniCDriVeL.L.C公司，该公司是HDSyStemSHarmonicDriveTechnologiesNabteSCo的合资公司。HarmonicDriveAG成立了子公司Micromotion公司，专门负责用直接LlG工艺开发与制

15、造微型谐波齿轮传动图3及其传动方案，在微型谐波传动领域，于2005年向市场推出了“P”齿形，目前开发出了MHD8和MHDlo两个系列的产品，外径最小为8mm,采用行星齿轮传动式波发生器,传动比为160、500和1000,质量最小为2.2g,重复精度可达10弧秒。由于传统工艺能加工齿轮的最小模数为60100m,因此微型谐波齿齿轮传动元件采用了LIGA工艺制造。LlGA工艺可以获得高深宽比微结构，它于1980年代起源于德国KarlSrUhe原子核研究中心，是目前微型机系统MEMS加工的重要工艺。子公司HanIIoniCDriVePolynIer公司专门负责用热塑性塑料制造大减速比精密谐波齿轮传动的

16、开发与制造，子公司OVaI。公司那么负责大批量的生产与应用，开发或将用户定制的谐波传动产品工业化。HarmonicDrive公司还分别在英国、法国、意大利、澳大利亚和西班牙创立了另外5个子公司，以加强国际销售和外乡化效劳。在谐波齿齿轮传动中采用双圆弧齿廓，可以有效改善柔轮齿根的应力状况和传动啮合质量，提高承载能力、扭转刚度和柔轮疲劳寿命，并可降低最小传动比。日本的IH齿形是基于余弦凸轮波发生器开发的双圆弧齿形，由于采用近似方法设计，应用初期出现了齿廓干预等问题，但是到1990年代初期已经根本完善。目前，日本谐波传动系统的谐波产品有十几个类型，二十多个系列，最小传动比为30,型号中带有字母“S”

17、的，其齿形为双圆弧齿形，产品垄断了主要国际市场。其中超短杯型号CSD图4和SHD,其柔轮长度仅有常规谐波传动柔轮的1/3,既增加传动刚度，又大幅度减轻了谐波减速器重量。止匕外，在谐波传动轻量化技术方面，采用铝等轻合金材料制造波发生器与减速器壳体等方式，减薄刚轮外缘以及改良连接结构等形式，使整机重量大幅度减轻，在航空航天和机器人领域，其轻量化谐波传动产品系列的应用日益广泛。自2000年开始，日本谐谐波传动系统还在中国大陆注册了11项与谐波传动相关的商标，其中，仅2006年就申请注册了10项。在研究投入方面，根据公司(HarmonicDriveSystemInc.)2007年财报，减速器销售额为1

18、50亿日元，占公司产品的75.7%；公司有研究开发人员55人，占员工比例14.9%；研究开发费用11.85亿日元，占净销售额的6.2%。日本谐波传动系统通过持续深入的研究开发、规模化经营与资本运作，促进了新产品的开发和升级换代。目前，其谐波传动产品不仅垄断了主要国际市场，并且进入了中国市场。与国外，主要是日本相比，国内谐波传动产业规模偏小且产品种类少，研究开发人员和投入缺乏，在加强知识产权保护、加快新产品开发、产品升级换代以及经营管理等方面，日本谐波传动系统的开展可以作为有益的借鉴。应用领域：航天、航空、航海、舰船、军工、数控机床、加工中心、机器人、机械臂、假肢、纺织机械、化纤机械、化工机械、

19、石油机械、冶金机械、矿山机械、轻工机械、食品机械、印刷喷绘机械、纸箱包装机械、橡塑机械、能源机械、节能设备、农林牧渔机械、医疗设备、通讯设备、电子产品制造设备、雷达设备、卫星地面接收设备、气象设备、真空制造设备、半导体制造设备、玻璃制造设备、晶体制造设备、自动控制设备、建材机械、电开工具、自动焊接设备、电缆制造设备、电动阀门、高级仪器仪表、计量仪器、分析仪器、电工工具、光学制造设备、核设施、高能物理实验研究设备、空气动力实验研究设备1.3主要研究内容、途径及技术路线本设计先确定总体思路、设计总体布局，然后以Pro/E软件作为设计工具，使用该软件的参数化绘图功能，做出减速器传动系统的参数化模型，

20、在Pro/E环境下，按照减速器结构方案对减速器中的零部件进行装配，建立运动模型。具体研究内容：1 .设计计算局部：分析谐波齿轮机构传动方案，通过计算分析，确定传动零件的各项参数并进行校核；在整机设计开发背景下，结合运动参数完成建模。2 .三维建模局部：本文利用三维建模软件Pro/E对谐波齿轮减速器进行三维建模，并完成整机的装配。主要研究途径和技术路线1、对国内外现有减速器成型设备的技术水平、生产过程、控制等进行调研，归纳，调查国内减速器情况和国内需求情况，采用本行业专家建议结合本课题的设计，采用PEO/E建模成型及其仿真原理设计减速器。2、查阅有关减速器、机械原理、PRO/E软件功能等与设计相

21、关方面的资料，研究国内外相关的设计手册或书籍，在保证设计方案可行性的根底上，用PRO/E设计出减速器的结构。3、利用计算机三维造型软件对机构进行三维造型，及时发现问题，及时修改2.电机选择2.1 电动机选择选择电动机类型选择电动机容量电动机所需工作功率为：PPd=7；工作机所需功率几为：传动装置的总效率为:7=7%；传动滚筒7=0.96滚动轴承效率2=0.96闭式齿轮传动效率%=97联轴器效率4=0.99代入数值得：=rr2rl3r4=0.96X0.994X0.972X0.992=0.8所需电动机功率为:Pd=Fv100O7100oO义400.8100060kW=10.52kW略大于尸.即可。

22、选用同步转速1460rmin；4级；型号Y160M-4.功率为HkW确定电动机转速取滚筒直径D=500mm60100Ov500=125.6rmin1.分配传动比1)总传动比nm1460125.6=11.62(2)分配动装置各级传动比取两级圆柱齿轮减速器高速级传动比01=L4=4.03那么低速级的传动比2.1.4电机端盖组装CAD截图图电机端盖2.2运动和动力参数计算电动机轴po=Pd=lQ.52kWo=%=146rminPTO=9550口=68.8IMm,ln0高速轴2=P=14WW为=%=146rminT1=9550=9550=68.O92Vm11n,1460中间轴P2=p=PJ1T3=10

23、.520.990.97=10.10Wn2=-=/min=362.2rmin112Z014.03T=9552=9550i=263.6Nm2112362.2低速轴P3=202=Pi23=11x0.99x097=9.69Wn=-=史N?=125.76rmin加2.88Q69T.=955Og=X9550=735.8Nm3113125.76滚筒轴P4=p33=P27Z274=969099=9A9kWa4=孕=125.76minZ23PA949J；=9550幺=955OX=720NmZl4125.763.齿轮计算3.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1按传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。2绞车为一般工作

24、机器，速度不高，应选用7级精度GB10095-88L3材料选择。由表IOT选择小齿轮材料为40Cr调质），硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢调质）硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBSo4选小齿轮齿数4=24,大齿轮齿数Z2=24x4.03=96.76。取？2=975初选螺旋角。初选螺旋角A二1半3.2 按齿面接触强度设计由机械设计设计计算公式10-21）进行试算，即确定公式内的各计算数值试选载荷系数K=1.61。12）由机械设计第八幅员10-30选取区域系数为=2.433o13）由机械设计第八幅员10-26查得益二78,M=Q87,那么广厦+Eo2=L6514）计算小齿轮传递的转

25、矩。T95.5105PO95.510510.41fN7=N.mm-6.810N.mm1n1146015）由机械设计第八版表10-7选取齿宽系数内=116）由机械设计第八版表10-6查得材料的弹性影响系数Ze=189.8M17）由机械设计第八幅员10-2Id按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限-IimI=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限%11im2=500MPa。13计算应力循环次数。N1=GOnJLh=60146012830015=6.3109N14.03=1.561099）由机械设计第八幅员（10-19）取接触疲劳寿命系数Khn1=0.90;Khn2=0.95o10）计算接触疲劳许用

26、应力。取失效概率为1%,平安系数S=I,由机械设计第八版式10-12）得aH1=KfflV:皿=0.96QQMPa=540MPafi2=KHN2。皿2=Q95550MPa=522.5MPaS11)许用接触应力11=以，；IerHl2=531.25MPa计算1)试算小齿轮分度圆直径dUdit=32KZ+=V16.461040.862=V.739616.46IO4=V121.73810=4V(Pdga9.56mm2)计算圆周速度/z=JLjXl460)49至=3.78租/s60100060x1000(3)计算齿宽及模数，COSt=49.56mm*Zidps49.56cos14o49.560.97C

27、=-=2mm加22424h=2.25mnt=2.25X2=4.5mm%=49.56/4.5=11.01(4计算纵向重合度8=0.318Z1tan=0.318124tanl4o=20.735）计算载荷系数K。使用系数KL1，根据V=7.6ms,7级精度，由机械设计第八幅员10-8查得动载系数K,=111;由机械设计第八版表10-4查得K期的值与齿轮的相同，故K班二142；由机械设计第八幅员Io-13查得K加由机械设计第八版表10-3查得K.=K砂=1.4.故载荷系数K=KaKvKhccKhp=1Lllx1.41.42=2.26）按实际的载荷系数校正所算得分度圆直径，由式110-IOa）得&=dt

28、-=49563=49.56Vl.375=55.11mm7)计算模数_dCs_55.11cosl4oZi24OK加243.3 按齿根弯曲强度设计由式10-17)72KTXCOS乙匕/匕,mn3-2r-dZSaLerM确定计算参数1）计算载荷系数。K=KAKVKfaKfB=l.ll1.41.35=2.09/1VJCZJ/J2）根据纵向重合度/二L903,从机械设计第八幅员10-28查得螺旋角影响系数巳=。8813）计算当量齿数。Z=2637vcoscos3140.973091Zv2Z2cos97_97COS1=丽=106.592.18查齿形系数。由表10-5查得y=257y25）查取应力校正系数。

29、由机械设计第八版表10-5查得匕广16Ka2=L7916）由机械设计第八幅员10-24c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限CrFEl=500MPa.大齿轮的弯曲强度极限6E2=38OMPa；17）由机械设计第八幅员IO-18取弯曲疲劳寿命系数Km=85,K2=88.918）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳平安系数S=1.4,由机械设计第八版式10-12）得=KFNleyFEl=q-s5500MPa=303.51MPaLCr尸S1.4二KFN2FE2=0.88x380M&=238.86MPaL”上S1.49）计算大、小齿轮的YFaYsa并加以比拟。乃匕,-2.592x1.596cf1303.57=0.

30、1363YFalYSa2cf12.2111.774238.86=0.01642由此可知大齿轮的数值大。设计计算=1.59H22.1O6.81040.88(COS140)2724*L65X0.01642mm=#4.342义0.972相机=A比照计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数加大于由齿面齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取以=2,已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度得的分度圆直径100677mm来计算应有的齿数。于是由dCs55.11cosl4oZ=Zo./Jmi取21=27,那么N?=27x4.03=108.8122=1093.4 几何尺寸计算计算中心距a=S

31、?欣=(27+109)x2=受二皿加2cos分2cosl40.97将中以距圆整为141mm.按圆整后的中心距修正螺旋角-arccos(Zl+Z2)加-arccos+109)2_arccosg=14.06Ia2x140.2因值改变不多，故参数*ke、ZH等不必修正。计算大、小齿轮的分度圆直径a=ZIm_272_54UU=55mmU1COScosl40.977二ZzHln1092218=224mm“2-COScosl40.97dl+d2a_55+224=139.5mm22计算齿轮宽度b=iid=x5567=55mm圆整后取2=56mm;Bl=61rnn.低速级取m=3；3=30;由九二2=2.88

32、Z324=2.8830=86.4取二87d3=租Z3=3x30=90md4=rnZa=3x87=26Imma=/+4=90+261mm=l75.5rnn=Odd3=1*90相机=90mm圆整后取8=90mm,3=95mm表1高速级齿轮:名代号计算公式称小齿轮大齿轮模数m22压力角a2020分度圆直径d21=机Zi=2X27=54J2=mZ2=2x109=218齿顶高hahal=ha2=iam=lx2=2齿根高hfhfi=hf2=(瓦+C*)根=a+c*)X2齿全高hAi=A2=(2A1+c)m齿顶圆直径dadal=Zl+2hmda2=2+2hc)m表2低速级齿轮:名称代号计算公式小齿轮大齿轮模

33、数m33压力角a2020分度圆直径dd=机Z1=3X27=542=机Z2=2x109=218齿顶高hahal=ha2=JtJn=lx2=2齿根高hfhf=hf2=(力：+c)m=(1+c*)X2齿全高hh=hz=Q拉a+d)m齿顶圆直径dadai=Z+2hmda2=2+2hc)m4.轴的设计4.1 低速轴求输出轴上的功率P3转速几和转矩假设取每级齿轮的传动的效率,那么23=P2fl02=P=10.100.990.97=9.69kWfl=-=3622=125.76rmin5九2.88D9697=9550=9550=735.842Nm八九125.76求作用在齿轮上的力因低速级大齿轮的分度圆直径为2

34、x735.8x1000404.4=加Z4=4Xll404mm二3642Ntan/yta20o0.3639F=F=3642=3642=1366N1r1tCOSBcosl4o0.97Fa=Etan尸=3642XtanI4。=908N圆周力尸，径向力Fr及轴向力尸。的初步确定轴的最小直径先按式初步估算轴的最小直径.选取轴的材料为45钢,调质处理.根据机械设计第八版表15-3,取A)=I%,于是得dmin1123-9,69=112*).077=47.64mmV125.76输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径da.为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号.联轴器的计算转矩7m

35、=KaT3,查表考虑到转矩变化很小，故取KA=I3,那么：TM=KAT3=L3X735842Nmm=956594.6Nmm按照计算转矩Tco应小于联轴器公称转矩的条件,查标准GB/T5014-2003或手册，选用LX4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为250000ON相加.半联轴器的孔径d=55mm,故取6712=50mm,半联轴器长度L=I12mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度Ll=84mm轴的结构设计门）拟定轴上零件的装配方案图4-1（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）根据联轴器42=50m2=84M为了满足半联轴器的轴向定位要示求，-2轴段右端需制出一轴肩，故取2-3段的直径d2

36、-3=6211三；左端用轴端挡圈，按轴端直径取挡圈直径D=65mm.半联轴器与轴配合的毂孔长度乙=849，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上,故1-2段的长度应比心略短一些,现取r2=82和机2）初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，应选用单列圆锥滚子轴承.参照工作要求并根据2一3二62根小由轴承产品目录中初步选取O根本游子隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30313。其尺寸为dxDxT=65mmx140m11x36mm,故d3-4=d6-7=65mm.而5-6=54.5W2,e56=82mm。3）取安装齿轮处的轴段4-5段的直径I-=7Omm；齿轮的右端与左轴

37、承之间采用套筒定位。齿轮轮毂的宽度为90mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取屋5=859齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度z0.07d,故取h=6mm,那么轴环处的直径&一6=82mm。轴环宽度bIAh,取l5-6=605mmo4）轴承端盖的总宽度为20mm1由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l=30mm,故取心=40.57加Z低速轴的相关参数：表4-1功率29.69kW转速n3125.76rmin转矩T3735.842Nm1-2段轴长Z1-284mm1-2段直径Cll-250mm2

38、-3段轴长/2-340.57mm2-3段直径dl-362mm3-4段轴长/3-449.5mm3-4段直径3465mm4-5段轴长/4-585mm4-5段直径d4570mm5-6段轴长15-660.5mm5-6段直径ds-682mm6-7段轴长16-754.5mm6-7段直径d65mm3）轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按修查表查得平键截面b*h=20mm12mm,键槽用键槽铳刀加工，长为L=63mm,同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，应选择齿轮轮毂与轴的配合为包；同样，半联轴器与轴的连接，选n6用平键为14mmx9mmx70mm,半联轴器与轴的配合为。滚动轴

39、承与轴的周向定位k6是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径公差为m6。4.2中间轴求输出轴上的功率P?转速2和转矩P?=Piloi=P=10.520.990.97=10.10W2=362.2rmin2K4.03T9=95502=955OX竺独=263.6Nm122362.2求作用在齿轮上的力1）因低速级小齿轮的分度圆直径为：.3=加Z3=4X35=140mm2263.6l000140=3765NtanzyF=E1txrAtCOS=3765tan20cosl4o=37650.36390.97=1412NPa=pttan=1412tanl4o=352N(2)因高速级大齿轮的分度圆直径为:d?=mZ1

40、-3133=399mm里=2x263.6x1。=gw/399F=Ftan。=32tan200=2x03639=，95N1r1,coscosl4o0.97Fa=/jan7=495XtanI4。=123N初步确定轴的最小直径先按式初步估算轴的最小直径.选取轴的材料为45钢,调质处理.根据表15-3,取2112A)=112,于是得:=112312d2=112V.O27=33.6ra11V362.2轴的最小直径显然是安装轴承处轴的直径dpOLJ图4-2初步选择滚动轴承.11）因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,应选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据d=35加羽,由轴承产品目录中初步选取O根本游子隙

41、组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承。其尺寸为dD*T=35mm72mm18.25mm,故d1=4-6=35灯切,u，=31.8mm；z5-612）取安装低速级小齿轮处的轴段2-3段的直径/_3=45相机I2=29.8mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。齿轮轮毂的宽度为95mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取,2_3=90的o齿轮的右端采用轴肩定位,轴肩高度h0.076/,故取h=6mm,那么轴环处的直径。轴环宽度bIAh,取34=12mm。13）取安装高速级大齿轮的轴段4-5段的直径d-=45齿轮的右端与右端轴承之间采用套筒定位。齿轮轮毂的宽度为56mm,为了使

42、套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取屋5=519。轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按dj查表查得平键截面b*h=22mm14mmo键槽用键槽铳刀加工，长为63mm,同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，应选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为14mmx9mmx70mm,半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径公差为m6。中间轴的参数：表4-2功率210.IOkw转速n2362.2rmin转矩T2263.6Nm1-2段轴长/1-229.3mm1-2段直径dl-225mm2-3段轴长12

43、-390mm2-3段直径dl-345mm3-4段轴长/3-412mm3-4段直径3457mm4-5段轴长/-551mm4-5段直径d4s45mm4.3高速轴求输出轴上的功率亿转速几和转矩Z假设取每级齿轮的传动的效率,那么R=RA=Lw1=机=146(kminT1=9552=955O=68.O9Nm71n11460求作用在齿轮上的力因低速级大齿轮的分度圆直径为d、=加Z=3X24=72mm2r1_268.09*10001891.38Ntd72tanryF=F=189rrrtcospa=尸Jan/=1891.38tanl4o=1891.380.249=470.95N初步确定轴的最小直径先按式初步估算轴的最小直径.选取轴的材料为45钢,调质处理.根据表15-3,取A)=112,于是得：d.=A0I-=1123p=112.13*10-3=1121.9240.1=21.54mmmnZl1V1460输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径dm为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号.联轴器的计算转矩TB=KATl，查表，考虑到转矩变化很小,故取KA=I3那么：TCa=KAT=L3x68090Nmm=88517Nmm按照计算转矩TCa应小于联轴器公称转矩的条件,查标准GB/T5014-2003或手