1、精選優質文檔-傾情為你奉上機械設計課程設計 計算說明書 設計題目 ： 蝸桿圓柱齒輪減速器 院 系 ： 工學院專 業 ： 機制班 級 ： 0801 設 計 者 ： 王恒志 學 號 ： 36 指導教師 ： 趙純清 2011 年 1 月 16 日 目 錄一、電動機選擇 42、 傳動零件的設計 6（一）齒輪的設計計算 6 1高速級蝸輪蝸桿傳動的設計計算 6 2低速級齒輪傳動的設計計算 10（二）減速器鑄造箱體的主要結構尺寸 15（三）軸的設計計算 16 1 高速軸設計計算及校核 162中間軸設計計算及校核 213低速軸設計計算及校核 28三、其他附件的選擇 32四、密封與潤滑 33五、總 結 33六、

2、參考文獻 351. 設計目的：（1）通過課程設計的實踐，培養學生分析和解決工程實際問題的能力，使學生掌握機械零件，機械傳動裝置或簡單機械的一般設計方法和步驟。（2）通過課程設計，使學生綜合運用機械設計基礎課程及有關先修課程的知識，起到鞏固深化，融會貫通及擴展有關機械設計方面知識的運用，樹立正確的設計思想；（3）通過課程設計，學習運用標準，規范，手冊，圖冊和查閱有關技術資料等，培養學生機械設計的基本技能。2. 設計方案：設計運輸機的蝸桿圓柱齒輪減速器；（1） 已知條件：運輸帶工作拉力F=5500N，運輸帶工作速度V=0.40m/s，卷筒直徑D=350mm.（2） 傳動裝置簡圖，如下：（3） 相關

3、情況說明工作條件：單班制，傳動平穩；使用壽命：8年；生產條件：一般機械廠制造，小批量生產力；動力來源：電力，三相交流，電壓380V；輸送帶速度允許誤差： 5%。3. 設計要求：1） 減速器裝配圖1張；2） 零件圖2張（低速級齒輪，低速級軸）；3） 設計計算說明書一份。一、電動機的選擇1. 總體傳動方案初步確定傳動系統總體方案蝸桿圓柱齒輪減速器傳動裝置的總效率a0.992×0.983×0.97×0.96×0.800.687；=0.99為彈性聯軸器的效率，=0.98為滾動軸承的效率，=0.97為齒輪傳動的效率，=0.96為卷筒傳動效率，0.8為蝸輪的效率。2

4、. 電動機的選擇按工作要求和工作條件選用Y系列三相鼠籠型異步電動機，電壓為380v工作機有效功率為： 2.2kw工作機所需工作功率為：3.2kw工作機卷筒軸的轉速為：22r/min所以電動機轉速的可選范圍為：（6090)×22=13201980r/min因此選擇Y112M-4電機其主要性能如表1所示，安裝尺寸如表2所示。表1 Y112M-4型電動機的主要性能電動機型號額定功率/kw滿載轉速/（r/min）Y112M414402.22.2表2 Y112M-4電動機的安裝尺寸型號極數ABCDEFGHK ABACADHDLY112M-4219014070286082412212224524

5、01902654003.傳動裝置的總傳動比和傳動比分配（1）總傳動比=65.45（2） 分配傳動比=(0.030.06)×65.45=1.9643.927取=3.194.傳動裝置運動和動力參數的計算（1）各軸轉速   軸 n=1440r/min   軸 nn/ i170.244 r/min   軸 nn/ i222r/min 卷筒軸 n =n=22（2）各軸輸入功率   軸 PP0×3.2×0.993.169 kW   軸 PP×3.1

6、69×0.82.54kW   軸 PP××2.54×0.98×0.972.41 kW 卷筒軸 P卷= P××=2.41×0.99×0.982=2.29 Kw（3）各軸輸入轉矩 電動機軸輸出轉矩 =21.22KN·  軸  T×=21.01KN·  軸   TT×i1×=344.564KN· 軸  TT×i2××=1044.861

7、KN·卷筒軸 T卷= T××=993.449N·表3 蝸桿圓柱齒輪傳動裝置的運動和動力參數軸名功率P/kW轉矩T/（KN·mm）轉速n/（rmin-1） 傳動比效率電機軸3.221.22144010.99軸3.16921.01144020.50.80軸2.54344.56470.2443.20.882軸2.411044.8612210.95卷筒軸2.29993.44922二、傳動零件的設計1.齒輪的設計計算（一）高速級蝸輪蝸桿傳動的設計計算1.選擇蝸桿傳動類型根據GB/T100851988推薦，采用漸開線蝸桿（ZI）2.齒輪材料，熱處理及精度蝸

8、桿：45鋼淬火，螺旋齒面要求淬火，淬火后硬度為4555HRC蝸輪：鑄錫磷青銅ZCuSn10Pl,金屬模制造，齒芯用灰鑄鐵HT100 3.按齒面接觸疲勞強度進行設計根據閉式蝸桿傳動的設計準則，先按齒面接觸疲勞強度進行設計，再校核齒根彎曲疲勞強度，傳動中心距 (1) 確定作用在蝸輪上的轉矩T按z=2, 估取效率渦輪=0.8，則=.56N·（2）確定載荷系數K取載荷分布不均系數K =1，選取選用系數K=1，取動載系數K=1.05，則K= KKK=1.05（3）確定彈性影響系數Z=160MPa(4)確定彈性系數設蝸桿分度圓直徑d和傳動中心距a的比值d/a=0.395，因此=2.73(5)確定

9、許用接觸應力根據蝸輪材料為ZCnSn10Pl，金屬模制造，蝸桿螺旋齒面硬度>45HRC，查得蝸輪的基本許用應力=268Mpa應力循環次數N=60j nL=60×1×70.244×19200=8.092×10壽命系數=0.77則，=×=0.77×268=206.361Mpa（6）計算中心距=117.47mm取中心距a125mm,i=20.5,因此，取m=5，蝸桿分度圓直徑d=50mm。這時d/a=0.0.4， 查圖1118可查得接觸系數=2.70因為, < 因此，以上計算結果可用4.蝸桿與蝸輪的主要參數及尺寸（1） 蝸桿：軸

10、向齒距P=m=3.14×5=15.7；直徑系數q=d/m=10；齒頂圓直徑d= d+2×m=50+2×1×5=60；齒根圓直徑= d2m(h+)=502×5(1+0.2)=37.5；分度圓導程角=11°18´36"；蝸桿軸向齒厚S=m/2=7.85。(2) 蝸輪：蝸輪齒數z=41;變位系數x=-0.5;驗算傳動比i= z/z=41/2=20.5蝸輪分度圓直徑d=mz=5×41=205蝸輪喉圓直徑 d= d+2h=205+2×5(10.5)=210蝸桿齒根圓直徑 = d2h=187.5mm蝸輪咽喉

11、母圓半徑 r=ad/2=21.55.校核齒根彎曲疲勞強度蝸輪齒根的彎曲應力：式中：蝸輪齒形系數，可有蝸輪的齒形系數= 及渦輪的變位系數從圖11-19查出；蝸輪的許用彎曲應力，單位為MPa.=K,為計入齒根應力校正系數后蝸輪的基本許用應力，由表11-8取；=，其中N為應力循環次數。當量齒數z= z/(cos)=41/(cos11.31°）³43.48根據x=-0.5, z=43.48 ,因此，=2.855螺旋角影響系數Y=1=111.31°/140°=0.9192許用彎曲應力=´·由ZCuSn10Pl制造的蝸輪的基本許用應力´

12、=56Mpa壽命系數0.615=56×0.61534.42MPa=28.34MPa<彎曲強度滿足。6.蝸桿的剛度計算蝸桿的剛度條件：L y式中： F蝸桿所受的圓周力.N； F蝸桿所受的徑向力.N； E蝸桿材料的彈性模量.MPa； I蝸桿危險截面的慣性矩，I=.mm.其中d為蝸桿齒根圓直徑，mm； L蝸桿兩端支承間的跨距，mm，取L=0.9d，d為蝸輪分度圓直徑； y 許用最大繞度，y=，d為蝸桿分度圓直徑，mmF=840.4N F= Ftan=°=1223.52N蝸桿材料為45鋼經淬火，彈性模量E=210GPaI=97023mmL=0.9d=0.9205=184.5m

13、m L=y=>y ，所以蝸桿可用。7.驗算效率=（0.950.96）tan/tan(+)已知11°18´36"11.31°；=arctanf用插值法得f=0.00246、=1.403°代入得=0.84，大于原估計值，因此不用計算蝸桿速度：選用蝸桿下置蝸桿8.熱平衡計算m取t=20°C 從 =8.15-17.45 W/（m²·C） 取=17.45W/（m²·C） 由式（8-14） =79.5°C 85°C 式中： 箱體的表面傳熱系數，當周圍空氣流通良好時可取較大值； S內

14、表面能被潤滑油所飛濺到，而外表面又可為周圍空氣冷卻的箱體表面面積，m²； 油的工作溫度； t周圍空氣的溫度，常溫下取20。9.蝸桿精度7級精度（二）低速級齒輪傳動的設計計算1.選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數（1）斜齒圓柱齒輪與直齒輪傳動比較，具有以下特點：嚙合性好，傳動平穩，噪聲小；重合度大，使用壽命長；可使機構的結構緊湊。故選用斜齒圓柱齒輪傳動。（2）運輸機為一般工作機，速度不高，故選用7級精度（GB 1009588）。（3）材料選擇。由表101選擇小齒輪材料為40Cr(調質)，硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。（4

15、）選小齒輪齒數=24,大齒輪齒數3.2×2477，初選螺旋角14°。2.按齒面接觸強度設計按式（1021）試算，即 式中：小齒輪傳遞的轉矩。； 齒面接觸許用疲勞強度。MPa；齒寬系數；彈性影響系數，；標準圓柱齒輪傳動的端面重合度；區域系數；齒數比。（1）確定公式內的各計算數值1）試選Kt1.62）由圖1030選取區域系數2.4333）小齒輪傳遞的轉矩=21.01N·4）由表107選取尺寬系數15）由圖1026查得0.78，0.87，則1.656）由表106查得材料的彈性影響系數189.87）由圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的解除疲勞強度

16、極限。8）由式1013計算應力循環次數60×70.244×1×192008.092× 2.54×9）由圖1019查得接觸疲勞壽命系數0.95；0.9710）計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1，安全系數S1，由式（1012）得=570MPa =533.5MPa=551.75MPa（2） 計算1）試算小齒輪分度圓直徑，由計算器公式得=86.942）計算圓周速度v=0.32m/s3）計算齒寬b及模數b86.94=3.515h=2.25=2.25×3.515mm=7.909b/h=85.94/7.909=10.994） 計算縱向重合度=0.3

17、18×1×24×tan14°=1.9035）計算載荷系數K已知載荷平穩，所以取使用系數=1根據v=0.32m/s,7級精度，由表108查得動載系數=1.01；由表104查得=1.43，由圖1013查得=1.36,由表103查得=1.4。故載荷系數=1×1.01×1.4×1.43=2.0226）按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，由式（1010a）得=947）計算模數=3.83.按齒根彎曲強度設計由式(1017)（1） 確定計算參數1）計算載荷系數=1×1.01×1.4×1.36=1.9232）

18、 根據縱向重合度1.903，從圖1028查得螺旋角影響系數=0.883） 計算當量齒數26.2784.294）查取齒型系數由表105查得=1.596；=1.7745）查取應力校正系數由表105查得=1.596；=1.76766）由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限=500 Mpa,；大齒輪的彎曲疲勞強度極限=380Mpa7）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數=0.94，=0.988）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數S1.4，由式（1012）得=328.57MPa=255.149）計算大、小齒輪的并加以比較=0.0126=0.0111大齒輪的數值大。（2）設計計算=2.44<3

19、.80mm對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，取=3，已可滿足彎曲強度。但是為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸強度算分度圓直徑=94mm來計算=37取=u×=118.4.幾何尺寸計算（1）計算中心距a=199.68=200mm將中心距圓整為200（2）按圓整后的中心距修正螺旋角14.36°因值改變不多，故參數等不必修正，（3）計算大、小齒輪的分度圓直徑=95.48=95mm=304.52=305mm（4）計算齒輪寬度1×9494圓整后取5.齒輪結構設計小齒輪齒頂圓直徑小于160mm，做成實心結構；大齒輪齒頂圓直徑大于

20、160mm，小于500mm，故選用腹板式結構。2. 減速器鑄造箱體的主要結構尺寸按經驗公式計算，其結果列于表4：表 4名稱代號尺寸計算結果（）機座壁厚004a+3810機蓋壁厚0.85810機座凸緣厚度b1.515機蓋凸緣厚度1.515機座底凸緣厚度p2.525地腳螺釘直徑0.036a+1220地腳螺釘數目n44軸承旁連接螺栓直徑0.7516機蓋與機座連接螺栓直徑(0.50.6)12連接螺栓的間距l150200133軸承端蓋螺釘直徑查表12窺視孔蓋螺釘直徑(0.30.4)6定位銷直徑d(0.70.8)8、至外機壁距離見表3.2、至凸緣距離見表3.2軸承旁凸臺半徑22凸臺高度h47外機壁至軸承座

21、端面距離56內機壁至軸承座端面距離+66大齒輪頂圓(蝸輪外圓)與內機壁距離>1.214齒輪端面與內機壁距離12機蓋肋厚8.5機座肋厚m8.5軸承端蓋外徑97，170，185軸承端蓋凸緣厚度e12，15軸承旁連接螺栓距離s179，197 表5 連接螺栓扳手空間、值和沉頭直徑表 螺栓直徑M8M10M12M16M20M24M301316182226344011141620242834沉頭座直徑202426324048603.軸的設計計算（一）I軸的設計計算1. 軸I上的功率=3.169kw, 轉速=1440r/min,轉矩=21.01×N·，軸II上的轉距344.564&#

22、215;N·2.求作用在蝸桿蝸輪上的力已知蝸桿的分度圓直徑=50，蝸輪分度圓直徑205而3初步確定軸的最小直徑，取=112，于是得計算聯軸器的轉矩，取=1.5N·選用LT4彈性套柱銷聯軸器，其公稱轉矩為63000N·。半聯軸器的孔徑20，故取=20,半聯軸器長度L52，半聯軸器與配合的轂孔長度384.軸的結構設計（1）擬定軸上零件的裝配方案如圖所示的裝配方案（2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為了滿足半聯軸器的軸向定位要求，軸段右端需制定一軸肩，軸肩高度h=2.5mm,=25mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑=30mm,半聯軸器與軸配合的

23、孔長度=38mm,為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器而不壓在軸的端面上，故段的長度略短一些，現取=36mm2）初步選擇滾動軸承，因軸承同時承受徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承，并根據25mm,選取32306，其尺寸，故30,而=50mm,軸肩高度h=3mm,因此=363）取蝸桿軸軸段直徑,蝸桿齒寬=53,經磨削后53+25=78,即1024）軸承端蓋的總寬度為25mm，由減速器及軸承端蓋的結構設計而定，根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑要求，取端蓋的外端面于半聯軸器左端面間的距離15mm，故=40mm5）為保證蝸桿與蝸輪嚙合，取=65至此已初步確定軸的各段直徑和長度。（3）軸上零件

24、的周向定位為了保證半聯軸器與軸的連接，選用平鍵按直徑查表查得平鍵截面，長為，半聯軸器與軸的配合為；滾動軸承的配合是由過盈配合來保證的（4）確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2取軸端倒角1×45。各軸肩處的圓角半徑取R1。5. 軸的強度計算（1） 求兩軸承受到的徑向載荷和將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個平面力系：則，（2） 求兩軸承的計算軸向力和對于圓錐滾子軸承，按表13-7，軸承的派生軸向力,其中，Y是對應表13-5中的Y值，其值由軸承手冊查出。手冊上查的32306的基本額定載荷C=81500N, =96500N。e=0.31，Y=1.9。因此可得 =281.7N=1

25、27.2N按式（1311）得 =3488.8N =127.2N因為>，故X=0.40, Y=1.9;<, 故X=1, Y=0;因軸承運轉過程中載荷較平穩，按表136，=1.1。則=7762.4N=531.6N（3） 驗算軸承壽命因為，所以按軸承1的的受力大小驗算 故所選選軸承滿足壽命要求。首先根據軸的結構圖做出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取a值。對于30313型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a=18.9mm。因此，根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結構設計以及彎矩和扭矩圖中載荷垂直面V水平面H支反力F984.7N,238.8N,彎矩M總彎矩=.5N.m

26、m=.71095.6mm扭矩T6）按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面）的強度。根據式（15-5）及上表中的數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環應變。應取，軸的計算應力為=9.28MPa已知選用軸的材料為45鋼，調質處理，由表15-1查得=60MPa。因此，故安全。（2） II軸的設計計算1.軸II上的功率，轉速 ，轉矩344.564×軸III上的功率，轉速 ，轉矩1044.861×2.求作用在齒輪上的力蝸輪：小齒輪：已知大齒輪的分度圓直徑3053.初步確定軸的最小直徑，取=1124軸的機構設計1）擬定軸上零件的裝配

27、方案如圖所示的裝配方案2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 （1）初步選擇滾動軸承，因軸承同時承受徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承，參照工作要求并根據=50mm,選取7310B，其尺寸故 =50,（2）取安裝齒輪處的軸段直徑=55mm,齒輪的又端與軸承之間采用套筒定位，加擋油環，為了使套筒可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，蝸輪寬度，取其寬度為45，故取=40mm,小齒輪=100,故取=96mm,齒輪的采用軸肩定位，軸肩高度h=5mm,=65mm,=40（3）為了保證蝸輪蝸桿的嚙合，取為了保證斜齒的嚙合，取蝸輪端面到內機壁的距離；為了保證斜齒的嚙合，取小齒輪端面到內機壁的距

28、離；考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時應距箱體內壁一段距離,取=10mm，已知滾動軸承寬度，則=B+(4540)=64mm, =B+(10096)=50mm至此已初步確定軸的各段直徑和長度。（4）軸上零件的周向定位按由表查得平鍵截面，長為，按由表查得平鍵截面，長為，同時為了保證齒輪和軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；滾動軸承的配合是由過盈配合來保證的（5）確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2取軸端倒角2×45°。各軸肩處的圓角半徑取R2。6. 軸的強度計算（1） 求兩軸承受到的徑向載荷和將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個平面力系：則，4

29、730N5302.6N（2） 求兩軸承的計算軸向力和及軸上軸向力對于角接觸球軸承7310B，按表13-7，軸承的派生軸向力,其中，Y是對應表13-5中的Y值，其值由軸承手冊查出。手冊上查的7310B的基本額定載荷C=68200N, =48000N；e1.14。913.68N因此可得 =5392.2N=6045N按式（1312）得 =5392.2N=4126.5N因為，故X=1, Y=0；, 故X=1,Y=0；因軸承運轉過程中載荷較平穩，按表136，=1.1。則=5203N=5832.2N（3） 驗算軸承壽命因為，所以按軸承1的的受力大小驗算故所選選軸承滿足壽命要求。首先根據軸的結構圖做出軸的計

30、算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取a值。對于角接觸球軸承7310B，由手冊中查得a=47.5mm。因此，根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結構設計以及彎矩和扭矩圖中載荷垂直面V水平面H支反力F4073N,375.3N，彎矩M總彎矩=N.mm=.7N.mm59777.5N.mm98273.8N.mm扭矩T6）按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面）的強度。根據式（15-5）及上表中的數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環應變。應取，軸的計算應力為已知選用軸的材料為45鋼，調質處理，由表15-1查得=60MPa。因此，故

31、安全。7、精確校核軸的疲勞強度1判斷截面左右兩側為危險截面2、截面左側 抗彎截面系數W=0.1d=0.1×50=12500mm 抗扭截面系數W=0.2 d=0.2×50=25000 mm 截面II左側的彎矩M為M=.5×24/52=78013.6N·mm 截面II上的扭矩T=N·mm 截面上的彎曲應力=M/W=6.24Mpa 截面上的扭轉切應力= T/ W=/25000=13.78Mpa 軸的材料為45鋼，調質處理。查表15-1得=640Mpa,=275Mpa,=155Mpa截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數及按表查取，因r/d=2.0/5

32、0=0.04,D/d=55/50=1.1,經插值后可查得=2.0，=1.36軸的材料的敏性系數為q=0.82 q=0.85故有效應力集中系數為k=1+ q(-1)=1.82 k=1+ q(-1)=1.306由尺寸系數=0.63.扭轉尺寸系數=0.78軸按磨削加工，可得表面質量系數=0.92軸未經表面強化處理，即=1，則得綜合系數為 K= k/+1/-1=2.99 K= k/+1/-1=1.76 碳鋼的特性系數=0.10.2，取=0.1 =0.050.1，取=0.05計算安全系數S值，則得： S=/（K+）=6.62 S=/（K+）=14.93 S=（SS）/（S+ S）=6.05>>

33、;S=1.5故可知其安全截面右端 抗彎截面系數W=0.1d=0.1*55=16638mm 抗扭截面系數W=0.2 d=0.2*55=33275mm彎矩M及彎曲應力為： M=78013.6N·mm =M/W=4.69Mpa扭矩T及扭轉切應力為：T=N·mm = T/ W=10.36Mpa過盈配合處的k/，用插值法求出，并取k/=0.8 k/ ，得 k/=3.16 k/=0.8 k/=2.53軸按磨削加工，得表面質量系數為=0.92故得綜合系數為：K= k/+1/-1=3.25 K= k/+1/-1=2.62因此，軸在截面右側的安全系數為： S=/（K+）=6.09 S=/（K

34、+）=15.3 S=（SS）/（S+ S）=5.66>>S=1.5故該軸在截面右側的強度也足夠（3） III軸的設計計算1軸III上的功率，轉速，轉矩2求作用在齒輪上的力已知大齒輪的分度圓直徑3053初步確定軸的最小直徑，取=112計算聯軸器的轉矩，取=1.3N·選用HL5型彈性柱銷聯軸器，其公稱轉矩為N·。半聯軸器的孔徑60，故取=60,半聯軸器長度L142，半聯軸器與配合的轂孔長度1074軸的機構設計（1）擬定軸上零件的裝配方案如圖所示的裝配方案（2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為了滿足半聯軸器的軸向定位要求，-軸段左端需制定一軸肩，軸肩高度

35、h=3mm,d=66mm; 右端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑=68mm,半聯軸器與軸配合的孔長度=107mm,故-段的長度略短一些，現取=104mm2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時承受徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承，根據=66,選取7214AC軸承，其尺寸故703）取安裝大齒輪處的軸段直徑=55mm,齒輪的左端與軸承之間采用套筒定位，加擋油環，為了使套筒可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，其寬度為100，故取=96mm,齒輪的采用軸環定位，軸環高度h=6mm,=87mm,=94）軸承端蓋的總寬度為47mm，由減速器及軸承端蓋的結構設計而定，根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添

36、加潤滑要求，取端蓋的外端面于半聯軸器左端面間的距離15mm，故=62mm5）為了保證斜齒的嚙合，取齒輪端面到內機壁的距離；考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時應距箱體內壁一段距離,取=10mm，已知滾動軸承寬度，則=B+=46mm, =B+(10096)=50mm至此已初步確定軸的各段直徑和長度。至此已初步確定軸的各段直徑和長度。6）軸上零件的周向定位為了保證半聯軸器與軸的連接，按由表查得平鍵截面，長為，半聯軸器與軸的配合為；按由表查得平鍵截面，長為，同時為了保證齒輪和軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；滾動軸承的配合是由過盈配合來保證的7）確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15

37、-2取軸端倒角2×45。各軸肩處的圓角半徑取R2。5精確校核軸的疲勞強度1判斷截面左右兩側為危險截面2、截面右側 抗彎截面系數W=0.1d=0.1×70=34300mm 抗扭截面系數W=0.2 d=0.2×50=68600 mm 截面右側的彎矩M為M=.7×(86-48)/86=.13N·mm 截面上的扭矩T=N·mm 截面上的彎曲應力=M/W=6.57Mpa 截面上的扭轉切應力= T/ W=15.23Mpa軸的材料為45鋼，調質處理。查表15-1得=640Mpa,=275Mpa,=155Mpa截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數及

38、按表查取，因r/d=2.0/70=0.03,D/d=75/70=1.07,經插值后可查得=2.0，=1.32軸的材料的敏性系數為q=0.82 q=0.85故有效應力集中系數為k=1+ q(-1)=1.82 k=1+ q(-1)=1.272由尺寸系數=0.68,扭轉尺寸系數=0.81軸按磨削加工，可得表面質量系數=0.92軸未經表面強化處理，即=1，則得綜合系數為 K= k/+1/-1=2.76 K= k/+1/-1=1.66 碳鋼的特性系數=0.10.2，取=0.1 =0.050.1，取=0.05計算安全系數S值，則得： S=/（K+）=14.42 S=/（K+）=9.79 S=（SS）/（S+ S）=8.1>>S=1.5故可知其安全截面左端 抗彎截面系數W=0.1d=0.1×75=42188mm 抗扭截面系數W=0.2 d=0.2×75=84375mm彎矩M及彎曲應力為：M=.1N·mm =M/W=5.34Mpa扭矩T及扭轉切應力為：T=N·mm = T/ W=12.4Mpa過盈配合處的k/，用插值法求出，并取k/=0.8 k/ ，得 k/=3.16 k/=0.8 k/=2.53軸按磨削