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1、三曲轴环式减速器实体结构造型设计及性能分析摘 要环式减速器是我国独创的一类新型齿轮传动装置。该传动形式具有结构简单、传动比大、体积小、重量轻(同功率可减轻2/3左右)、传动效率高等优点。文中阐述了双环减速器的传动原理、设计方法；通过对双环减速器啮合特性的详细分析，在Turbo C2.0环境下编写了内啮合齿轮变位系数计算及检验程序，提高了设计效率；设计了一台三曲轴式双环减速器；并在I-deas软件里对其进行了实体造型、虚拟装配、干涉检验及运动仿真；分析了其结构特性。课题中，通过对两种环式减速器的结构性能进行对比分析，可以让我们了解和掌握不同种类的双环减速器之间的差别，为克服双环减速器的问题提供理
2、论依据。关键词 双环减速器，干涉，运动仿真，实体造型,虚拟装配ABSTRACTRing reducer is a new type of gear transmission device in China.The drive form has many advantages ,such as simple in structure, large transmission percentage, small size, light weight (with the power to reduce 2 / 3), and higher transmission efficiency. This p
3、aper describes the bicyclic reducer drive principle, design method; though a detailed analysis about meshing characteristics of double - ring gear reducer. in Turbo C 2.0 environment prepared by the internal gear modification coefficient calculation and testing procedures, improve the efficiency of
4、design; Design of a three-Bicyclo crankshaft reducer; and the I-deas software Lane on the solid modeling, virtual assembly, interference checking and simulation; analysis of the structural characteristics. In this issue, both through the right ring reducer structural performance comparisonanalysis,
5、help us to understand and master the different types of double - ring gear reducer the difference between reducer, To overcome the problem of double loop reducer provide a theoretical basis.Key word ：double - ring gear reducer， sports simulation, solid modeling, assembly condition 目 录摘 要ABSTRACT1 绪论
6、11.1 本课题的研究意义11.2 国内外发展现状11.3 本课题研究意义22 传动原理及设计方法32.1 传动原理32.2 少齿差内啮合传动的设计方法42.2.1 少齿差内啮合齿轮的变位系数的确定原理42.2.2 内啮合干涉的验算62.3 本章小结83 新型双环减速器结构的确定93.1 原有减速器性能分析及新双环减速器结构的确定93.2 本章小结104 双环减速器的设计114.1 本双环减速器的设计思路114.2 双环减速器传动部分设计114.2.1 减速器各轴转速、功率、转矩的计算124.2.2 输出轴的设计计算124.2.3 输入轴齿轮传动的设计144.2.4 输入轴的设计164.2.5
7、 曲轴的设计174.2.6 环板尺寸的确定184.3 双环减速器箱体的设计194.4 本章小结215 双环减速器的三维实体造型225.1 I-deas介绍225.2 实体造型22 5.2.1 环板的实体造型22 5.2.2 轴的实体造型23 5.2.3 箱座的实体造型24 5.2.4 箱盖的实体造型255.3 本章小结266 双环减速器的虚拟装配及运动模拟276.1 装配的基本原理及步骤276.2 装配的基本操作276.3 装配过程296.3.1 阶层结构296.3.2 装配过程296.4 双环减速器的运动模拟316.4.1 运动机构的建立326.4.2 运动施加和求解336.5 本章小结33
8、7 性能对比分析及总结34总 结36参考文献37附录A:变位系数求解及验算程序39附录B：I-DEAS中绘制齿轮齿廓程序47致 谢491 绪论1.1 课题来源环式减速器是我国独创的一类新型齿轮传动装置。该传动形式与现有各种主要齿轮传动形式相比，具有结构简单、传动比大、体积小、重量轻(同功率可减轻2/3左右)、传动效率高等优点。传动运转时形成多齿接触，具有优良的承载能力和过载能力，同时也克服了国际上硬齿面制造困难和成本高的弱点(通常硬齿面制造价格为软齿面的4倍)1。近年来得到了迅速的发展，先后出现的单齿环、双齿环、三齿环、四齿环及平衡式减速（增速)等装置，分别获国家发明专利和实用新型专利，部分产
9、品已列入行业标准，在机械、冶金、石油、建筑、水力及水泥、交通等工业领域得到了大量的应用2,3,4。同时因其具有装配灵活和结构本身的独特特征，在有些领域具有其它传动无法代替的优势，这种传动近年来得到了很快的发展。但该传动装置在高速重载情况下振动和噪声大、温升高及轴承早期破坏等问题，在连续运转、重载、高速、大传动比工况下问题更为突出，大大影响了其推广进程，成为亟待解决的关键技术难题。因此开展对该类传动装置的研究，进而发现其固有特性和一些设计因素对其性能的影响，分析不同形式的环式减速器的特性，具有重要的工程实用价值。1.2 环式减速器的发展环式减速器是一种行星齿轮传动装置，它的核心传动部分是由一个外
10、齿轮与一个内齿轮组成一对内啮合齿轮副。因内外齿轮的齿数相差较少，故简称少齿差传动。现有的环式减速器的内啮合采用的是渐开线少齿差传动的原理。由于内啮合齿轮齿数差很少，极易产生各种干涉，在设计过程中选择齿轮几何参数十分复杂。1949年苏联学者从理论上解决了实现一齿差传动的几何计算问题;到60年代随着电子计算机的出现，渐开线少齿差传动才得到了较迅速的发展5,6,7。我国从50年代就开始从事少齿差传动的研究。1956年我国著名机械学专家朱景梓教授根据双曲柄机构的原理提出了一种新型少齿差传动机构。这种独特的“双曲柄输入式少齿差传动机构”得到当时国内外同行的高度评价。1963年朱景梓教授在太原工学院学报上
11、发表了齿数差Zd=1的渐开线K-H-V型行星齿轮减速器及设计一文8，详细阐述了渐开线少齿差传动的原理和设计方法.朱景梓教授所从事的这些创造性工作，为少齿差行星齿轮传动在我国的推广应用起了重要的指导作用。1985年冶金工业部重庆钢铁设计研究院陈宗源高工提出了平行轴式少齿差内齿行星齿轮传动装置。三环减速器，并于同年以“三环式减速(或增速)传动装置”申请了国家发明专利9。1992年重庆钢铁集团公司研制出了单齿环双曲柄输入少齿差减速器，并于同年申请了实用新型专利10。英国人在1989年也提出了类似的少齿差传动装置11。1987年捷克人Soucek.Josef提出在一块齿板上布置三个曲柄轴的内齿行星传动
12、装置，并申请了专利12。在三环减速器的基础上，国内相关科技工程人员先后开发出来了单环，双环，四环减速器。这些环式减速器又可按其他形式分。如按输入轴数量有单轴输入或双轴输入；按输入轴和输出轴的布置形式有同轴式和偏置式；按曲轴数量有双轴式和三轴式；按传动变速级数有单级和多级之分等。1.3 本课题的研究内容及意义现在已经开发出了多种环式减速器，它们各有优缺点。就现在的文献资料看，对各种环式减速器的性能的研究已经不少，但是却少有相关资料对多种环式减速器的相关特性做详细的研究和总结。如果我们对多种环式减速器的特性有一个详细的了解，就可以对克服环式减速器的相关问题提供理依据，促进环式减速器的推广和应用。结
13、合本专业的造型设计培养目标，通过对多种环式减速器的结构的研究分析，改进一现有的三曲轴式双环减速器；对环式减速器进行结构造型设计和研究；运用软件I-DEAS建模和运动仿真，并对多种环式减速器的一些结构的性能进行分析比较，从侧面讲述了各种结构的优劣性。2 传动原理及设计方法2.1 传动原理 环式减速器传动如图2.1，曲柄1通过铰接与机体连接（实际中是偏心轴通过轴衬与箱体连接），曲柄在铰接副的限制下绕其做平面转动，带动环板2作平面运动。而环板与齿轮3啮合，使齿轮3转动。在图2.1中用为便于表明意识，将曲柄1的长度做了夸张。其长度L1应等于环板内齿轮和齿轮3的中心距。图2.1 环式减速器的传动示意图1
14、.曲柄；2.环板；3.输出轴齿轮；4.机体双环减速器是在三环减速器的基础上进行改进而开发出来的，在结构和工作原理上与三环减速器有类似之处。它们的主要区别在于前者前者是两块环板，后者为三块环板。在任一时刻，双环减速器的两对内齿轮啮合副的啮合点始，位于输出轴回转中心的两个对称点上，这样使得双环速器的制造及装配均较三环减速器显得简单、方便。本文中的双环减速器的传动结构如图6.6所示。将内齿轮用完全相同的偏心轴支承，且使3根偏心轴的回转心在图示平面内形成一个等边三角形。从图中可以看出，完全相同的3个转臂与内齿行星轮、机架组成一个复合平行四边形机构。就任一个平行四边形机而言，曲柄与连杆的夹角在任一瞬间，
15、不可能等于机构中曲柄与连杆的夹角，换言之，两个平行四机构中，两曲柄的相位角在任一时刻都不相等；在任一机构中，曲柄相位转至0或180时，该机构处于运动不确定位置，需靠其惯性通过该位。而两个机构联动时，就可利用一个机构推动另一个机构，通过运动不确定位置。从受力分析来看，即使采用一个内齿轮，也可传递恒转矩，而此二环减速器就很好地解决了这个问题，它将内齿行星齿轮采用三根轴来支撑，且使三根偏心轴的回转中心在图示平面内形成一个等边三角形，这样就能很好地解决这个问题，同样也能满足要求外还能使运行更加平稳，简化了结构还使二环减速器的制造受装配均较三环减速器显得简单、方便。2.2 少齿差内啮合传动的设计方法 对
16、于少齿差内啮合传动，其内啮合齿轮副几何计算的突出问题是避免干涉的问题，虽然采用短齿和正变位齿轮可以有效地解决这一问题，但随之而来的是引起重合度的降低，因此几何计算的一个主要内容就是从兼顾这两方面的要求出发，合理地选择各项参数。各参数限制条件较多，计算极为复杂，如果参数选择不当，不能满足全部的限制条件，就会发生种种干涉现象，导致减速器质量差、寿命短。为了保证内啮合传动的强度和正确啮合，避免内齿轮副干涉，常规的设计方法，必须从多种方案中通过大量计算、比较来选择，即使这样也不能得到最佳的方案。2.2.1少齿差内啮合齿轮的变位系数的确定原理14,15在少齿差内啮合传动中，变位系数的确定是设计的关键。齿
17、轮的实际几何尺寸与齿轮的加工方法有直接的关系，所以用不同的齿轮加工方法的计算公式来推导变位系数的迭代公式，所得迭代结果不一样。目前使用最广泛的行星齿轮和中心齿轮的加工方法是范成法。外齿轮大都采用螺旋形的齿轮滚刀在滚齿机上切制而成，内齿轮通常是采用插齿刀在插齿机上插制而成。在少齿差内啮合传动中，各种干涉验算条件是否满足，取决于齿轮的有关参数，例如，齿轮模数，齿数、，齿轮压力角，齿顶高系数、，径向间隙系数，插齿刀的齿数，变位系数、等等。内啮合的啮合方程如下： 式(2.1)从式（2.1）可知，当齿轮的齿数和及齿轮压力角为固定不变的数值时，啮合角是和的函数。在少齿差啮合传动设计中，主要考虑的限制条件是
18、重合度和齿廓干涉系数验算值。 式(2.2)目前在少齿差啮合传动设计中只用直齿，所以用端面重合度评价理论上的运转连续性。图2.2 两条限制曲线的交点重合度 式(2.3)显然，如果按重合度的预期要求来确定变位系数，当齿数、，齿轮压力角，齿顶高系数为定值时，式（2.3）中、是、的函数。 同样，如果按不产生齿廓重迭干涉的预期要求来确定变位系数，式（2.2）中的各变量也是、的函数。 将、取作独立变量，取作中间变量，按满足重合度及重迭干涉的预期要求，建立如下限制条件方程组： 式(2.4)方程组式（2.4）中的、分别是满足设计要求的重合度值及重迭干涉验算值。方程组式（2.4）的求解，实际上是两条限制曲线交点
19、的求法，如图2.2所示。求交点和，用牛顿法迭代14，逐步逼近到交点。其迭代程序如下： 式(2.5) 式(2.6) 式(2.7) 式(2.8) 式(2.9)图2.4 内啮合齿轮参数计算框图 按上述迭代程序求得齿轮变位系数和，变位系数是否满足设计要求，同时还需要进行其他限制条件的验算。变位系数迭代计算程序框图如图2.3所示。2.2.2 内啮合干涉的验算14，15少齿差传动是齿数差很少的内啮合传动。内啮合圆柱齿轮的变位原理与外啮合圆柱齿轮是类似的，但是，由于内啮合和内齿轮加工中，相啮合双方的位置关系、几何关系与外啮合不同，在设计时内啮合变位齿轮传动时，齿数的搭配和变位系数的选择受到各种干涉条件的限制
20、。为避免这些干涉必须按照规范选取变位系数，或进行必要的验算。内啮合齿轮传动干涉条件如下:1) 渐开线干涉验算条件加工内齿轮时渐开线干涉引起范成顶切。为避免范成顶切，加工内齿轮时应满足 式（2.10）式中 加工内齿轮插齿刀齿数， 内齿轮齿数 ， 内齿轮齿顶圆压力角 ， 加工内齿轮插齿刀齿顶圆压力角。2) 径向装入干涉验算条件加工内齿轮时，径向装入干涉将引起径向进刀顶切。避免径向进刀顶切的计算条件是: 式（2.11）式中 加工内齿轮插齿刀齿数， 内 齿 轮 齿数， 内 齿 轮齿 顶 圆 压力 角 ， 加 工 内 齿 轮 插 齿刀 齿 顶 圆压力角。 内 齿 轮 的啮 合 角 。3) 齿廓重迭干涉验
21、算条件不产生齿廓重迭干涉的验算条件是: 式 （2.12） 式中 小齿轮齿数， 内齿轮齿数 ， 小齿轮变位系数 ， 内齿轮变位系数 ， 小齿轮齿顶圆压力角 ，内齿轮齿顶圆压力角 ， 压力角 。 小齿轮齿顶圆半径 ， 内齿轮齿顶圆半径 ，a 中心距 。4) 过渡曲线千涉验算条件a、不产生内齿轮齿根过渡曲线干涉的条件: 式（2.13）b、不产生小齿轮齿根过渡曲线千涉的条件:小齿轮用齿条形刀具加工时满足 式（2.14）小齿轮用齿轮插刀加工时满足 式（2.15）试中2.3 本章小结阐述了双环减速器的传动原理、内啮合齿轮的设计方法和验算公式。3 新型双环减速器结构的确定3.1 原有减速器性能分析及新双环减
22、速器结构的确定原有的双环减速器（专利号：ZL89213292.2、ZL91230087.6、ZL01206843.8），采用少齿差传动原理，具有结构简单、传动比大、承载和过载能力强等优点。对于专利（ZL89213292.2、ZL91230087.6）为了克服死点，采用一对过桥齿轮，由于过桥大齿轮采用空套形式，导致了运动不确定而产生振动、噪声和发热。专利（ZL01206843.8）由一级普通齿轮传动和一级平行轴少齿差传动构成的减速装置，其特点是通过一级普通齿轮传动，使功率分流到平行轴少齿差传动中的两曲柄输入轴上，利用双输入来克服由互成180的曲柄轴和内齿板所构成的双相并列双曲柄机构的死点，双内齿
23、板与输出外齿轮互成180啮合，实现功率合流输出。文献13中的双环减速器的采用三根曲轴，结构刚度更好。可以较好的减弱曲柄机构过死点时的冲击，减小振动。本课题根据专利（ZL01206843.8），结合文献13上所述双环减速器，设计了一双环减速器。此新型双环减速器是单轴输入，三曲轴传动双环减速器。既保证同步输入又克服微动磨损；刚度大，能有效减小振动；功率分流传递，结构紧凑；如需要可以实现两极变速，大大提高传动比大；承载和过载能力强，能很好的解决在运转过程的发热、振动和噪声大这些问题。使该类减速器的实用范围得到进一步推广。 总法向力与总圆周力间夹角小。渐开线少齿差传动为了不发生齿廓重叠干涉，需要变位，
24、必然导致啮合角a过大，通常一齿差a49,二齿差a35，三齿差a28。在要求大传动比必须用一齿差时a49，则径向分力比圆周力还大，不仅降低传动效率，而且使转臂轴承受力显著增大，寿命显著降低。所以选取二齿差a39。 传动比范围大。渐开线少齿差传动的传动比名义上可为1199，实际上在动力传动中，考虑到一齿差重合度特小，而啮合角a特大，是尽量避免采用的，这样就采用二齿差，而采用二齿差由于外齿轮齿数取值范围一般为z=28102，即使取外齿轮齿数最大为102，其最大传动比仅为i=61。因是课题研究，现选取30的传动比。 轮齿均为软齿面 以渐开线为齿形的环板式减速器，是在环板上插渐开线的内齿，选择内齿轮的材
25、质就只能用软齿面。另外，此双曲柄机构是过约束机构。可以了利用较软的材料的变形减小因为加工和安装的误差造成的应力。 采用三曲轴结构，使轴的安装成了一个大问题，而这个问题的核心是箱体的设计。因采用同轴结构，所以将箱体设计成左中右三块，分别是输入端箱盖、箱体座、输出端箱盖。在箱体座的中间设计有一厚度为40的隔板，作为输入轴和输出轴在箱体中的支承。避免将此两轴做成结构性相对较差的悬臂轴。两箱体盖与箱体座采用锥度配合，便于精确定位。本实用新型是由一种由一级普通齿轮传动和一级平行动轴少齿差传动构成的减速装置，一级普通齿轮由四个相互啮合的外齿轮构成，其中三个外齿轮安装在三根互相平行且各具有两个偏心轴颈的曲轴
26、上，两块传动内齿板通过轴承，安装在偏心轴上，外齿轮轴为低速轴，其轴线与输入曲轴的轴线平行，低速轴通过轴承支承在机体上，两个内齿轮与外齿轮轴啮合，啮合瞬时相位差呈180。其运动是这样实现的：动力从输入轴输入，通过一级普通齿轮传动，将功率分流到少齿差传动中的三曲柄输入轴上，实现三曲轴的同步，并利用三曲柄来克服双相并列曲柄机构的死点，双内齿板与输出外齿轮啮合，啮合相位呈180，实现功率合流输出。在输出轴的支承轴承的外圈加装有弹性均载装置，以补偿因制造和装置误差。三根输入曲轴互成180的两个偏心曲拐在加工工艺上采用一根曲轴加工，再一分为三，以保正三根偏心曲轴偏心量的精度。因去掉了偏心套，克服了三环减速
27、器的微动磨损。3.2 本章小结分析料原有减速器（专利号：ZL89213292.2、ZL91230087.6、ZL01206843.8和文献13中所述减速器）的结构特点及运动特性。针对不足，设计了一种新结构的双环减速器。4 双环减速器的设计4.1 本双环减速器的设计思路 先设定齿轮参数齿数、模数、齿顶高系数。运用牛顿迭代法确定变位系数。对计算出的数据进行干涉验算。若验算合格，则内啮合齿轮设计完成，否则重新确定相关参数再验算。在本设计中，此部分过程已经用C语言在Turbo C2.0环境下编写了相关程序（见附录A），所以此部分的计算过程就不再详述。 通过计算出的内啮合齿轮的数据计算出内外齿轮的尺寸，
28、再依此估算环板中心到曲轴的距离。并依估算距离和设定传动比，设定输入轴齿轮和与其啮合的齿轮的相关参数。并进行相关校核，如果校核可行则成功，否则改变参算重新计算。 接着是设计曲轴并校核，通过曲轴尺寸和圆柱齿轮尺寸确定环板各尺寸。最后是设计箱体尺寸。4.2 双环减速器传动部分设计 内啮合齿轮参数设计1415齿轮材料选择中碳钢45，锻造毛坯，调质处理。选择YR160M-4系列三相异步电动机18，额定功率为7.5KW，满载转速为1460r/min。本文的双环减速器的内啮合齿轮任设传动比为30，所以外齿轮齿数Z1=60，内齿轮齿数Z2=62，齿轮模数m=2，齿顶高系数ha=0.8，径向间隙系数，插齿刀的齿
29、数为Z0=38，齿顶高系数，变位系数=0.31。取重合度=1.1，齿廓干涉系数=0.05进行迭代计算，当内齿轮用插齿刀加工，外齿用滚刀。迭代结果为=1.555，=1.857，圆整中心距a=2.41mm，啮合角，实际重合度=1.10，齿廓干涉系数=0.050。计算结果如表4.1所示：表4.1 内啮合齿轮参数参 数mZ1Z2Z0260620.80.25380.311.251.10.5a外齿轮用滚刀加工内齿轮都用插齿加工1.5551.8572.4138.6261.10.0500 齿宽根据参考文献14，取为0.6大齿轮齿宽 b2=d1=0.6120=72mm小齿轮齿宽 b1=b2+(510)mm=82
30、mm 取为82mm环板间的间隙取为6mm4.2.1 减速器各轴转速、功率、转矩的计算 传动装置的传动效率计算176级精度和7级精度齿轮传动效率=0.99（一对）球轴承的效率=0.99故传动装置总效率= =0.990.990.990.990.990.99 =0.941 各轴功率的计算输入轴的功率 P1=P=7.50.99=7.425(KW)曲轴的功率 P2=P3=7.50.990.993=2.45（kW）输出轴的功率 P3=P=7.50.990.990.990.990.990.99=7.13(KW) 各轴转速的计算输入轴的转速 n1=1460()曲轴的转速 n2=1460()输出轴的转速 n3=
31、48.67() 各轴转矩的计算输入轴的转矩 T1=9550=9.55 =48.576 (Nmm)曲轴的转矩 T2=9550=(9.55) =16.027 (Nmm)输出轴的转矩 T3=9550=9.55 =1.3993 (Nmm)4.2.2 输出轴的设计计算因输出轴是齿轮轴，应与小齿轮的材料一致，故材料选为：45钢,调质,由参考资料16表查出：=650MPa =55MPa =95MPa 轴的初步估算由文献15的表查得C=112，因此dC=112=59.04mmP3=P=7.50.990.990.990.990.99=7.13(KW)N2=1460/30=48.67(r/min)单键轴径应增大5
32、%7%，取=63mm 轴的结构设计1） 各轴段直径的确定选择角接触球轴承18，代号为7214C，基本尺寸d为70mm,D为125mm，B为24mm，安装尺寸=79mm轴径尺寸d1=63mm齿轮1的直径 d=120mm da=129.42mm df=121.22mmd1处的直径取63mm d2处的直径取68mm d3、d7处的直径取70mm d4、d6处的直径取80mm转矩 T2=9550=9.55 =1.3993 (Nmm) 取16=1.5；（现实中双环减速器存在轻微振动且会有过载的情况） =1.51.3993=2.09895() 选取鼓形齿式连轴器GICL4(JB/T8854.3-2001)
33、 L=1422） 各轴段尺寸如图4.1所示。3） 轴上零件的选取的轴段上键槽的选取：公称尺寸bh为2012 （t=6.0,r=0.3），L为80mm。4.2.3 输入轴齿轮传动的设计因为在本设计中输入轴只进行传动，传动比为1，其各种尺寸的限制主要是强度要求和环板内齿轮的齿根圆的直径的限制，所以在下面，先按内齿轮齿根圆直径确定模数和齿数，再按强度理论校核。因本设计是三曲柄双环减器，曲轴之间的夹角是120度。据上面的数据预计输出轴轴芯到曲轴轴芯距离为150mm左右。所以取模数m=3.0，齿数为z=50。用从动齿轮用45钢调质，7级精度，齿面硬度为220MPa。主动轮因为每旋转一周，每个齿要啮合3次
34、，所以用40Cr调质处理后表面淬火。齿面硬度为4855HRC，7级精度，选齿宽系数为。图4.1 输出轴的装配图软齿面传动按齿根弯曲疲劳强度校核16由公式 确定公式中各参数主、从齿轮的弯曲疲劳强度的极限16 传递的转矩T1=9550=9.55=48.576(Nmm)mm)应力循环次数计算圆周速度v弯曲疲劳寿命系数16=1.25；根据7级精度得动载系数=1.2=1.15则 取16 需用弯曲应力取定弯曲疲劳安全系数=1.4，应力修正系数=2.0，得齿形系数和应力修正系数16显然应按从动轮校核齿轮弯曲疲劳强度。弯曲疲劳强度足够。校核齿面接触疲劳强度16由式 材料系数主、从动齿轮的接触强度极限接触疲劳寿
35、命系数16 确定许用接触应力取安全系数16=1所以接触疲劳强度足够。4.2.4输入轴的设计电机功率转速1460精度等级7级精度材料45钢调质转矩为方便表述，从轴的左端面起，对应每轴段的直径为、和、因为轴上齿轮同时与三个互成120度的齿轮啮合，所以径向理想受力为零，整个轴只受扭矩作用。并以此先估算轴段的直径。45钢调质处理，16轴的C=112因单键槽轴径应增大5%7%，即增大到20.2920.68mm取=24mm选择连轴器的型号：连轴器的计算转矩确定工作情况系数16=1.5轴上连轴器18型号，按 选YL6-24-52型凸缘连轴器与轴配合毂孔长度 mm连轴器孔径 确定轴段的最小直径=24mm各轴段
36、直径： 轴段和上的轴承选择深沟球轴承6007（GB/T 27694）基本尺寸 安装尺寸 的轴径上键槽的选取,公称尺寸bh为87(t=4.0,r=0.25)，L=30mm的轴径上键槽的选取,公称尺寸bh为128(t=5.5,r=0.3)，L=80mm各轴段长度 输入轴各尺寸如图4.2图4.2 输入轴4.2.5曲轴的设计功率转速1460精度等级7级精度材料45钢调质转矩45钢调质处理，确定轴的C=112 因单键槽轴径应增大5%7%，又因为此轴跨度较长，为增加其刚度，取=30mm曲轴偏心距为2.41mm。为方便表述，记、从轴的左端面起，对应每轴段的直径为、和、d1的直径取为30mm d2的直径取为3
37、6mmd3的直径取为42mm d4的直径取为50mmd5的直径取为60mm d6的直径取为50mmd7的直径取为42mm d8的直径取为30mm 轴上零件的选取（GB/T28394） 轴承选用7206C 基本尺寸d为30mm，D为62mm，B为16mm a为14.2mm 7210C 基本尺寸d为50mm, D为90mm, B为20mm a为19.4mm 的轴径上键槽的选取,公称尺寸bh为108(t=5.5,r=0.3)，L=75mm 曲轴个轴段尺寸如图4.3图4.3 曲轴4.2.6 环板尺寸的确定根据内啮合齿轮的齿宽可知环板的板厚为：722=36mm,环板的间隙取为6mm，由于内啮合齿轮的分度
38、圆直径为126mm,环板中间的孔也为；而曲轴轴上的轴承大径为90mm,所以环板两小孔的孔径均为，环板中间孔与两侧的间隙取为37.5mm；两小孔与两侧的间隙取为20mm。环板的结构草图如图4.4所示。4.3 双环减速器箱体的设计18箱体壁厚 取10mm箱盖壁厚 因本减速器的箱盖是轴的主要承载部分，所以取箱盖壁厚（）为10mm箱盖凸缘壁厚 取=15mm箱座凸缘壁厚 取b=15mm箱座底凸缘壁厚 取=25mm地脚螺栓直径 16mm 取为16mm地脚螺栓孔直径 取为=20mm地脚螺栓沉头座直径 取=45mm图4.4 环板至外箱壁的距离因取为M16， =27mm；=25mm；地脚螺栓数目 由于a250，n取6轴承旁联接螺栓直径 取为=12mm轴承旁联接螺栓通孔直径 取为=13.5mm轴承旁联接螺栓沉头座直径 取为=20箱缘尺寸 =20mm =16mm箱体盖与座联接螺栓直径 取为 =10mm箱体盖与座联接螺栓通孔直径 取为 =11mm箱体盖与座联接螺栓沉头座直径 取为 =24mm联