1、2 傳動方案的擬定及說明傳動機構類型為：展開式二級斜齒圓柱齒輪減速器。本傳動機構的特點是：展開式由于齒輪相對于軸承為不對稱布置，因而沿齒向載荷分布不均，要求軸有較大的剛度。3 電動機的選擇3.1電動機類型和結構的選擇按工作要求和條件，選用三相籠型異步電動機，封閉式結構，電壓380V，Y型。3.2電動機容量的選擇1） 工作機所需功率Pw Pw10kW2） 電動機的輸出功率PdPw/滑輪滾筒軸承4齒2聯=0.81Pd12.3kW 3.3確定電動機轉速 滾動工作的轉速為 n=60×1000v/D D取250 所以n=60×1000×1/×250=76.43 r

2、/min3.4電動機轉速的選擇圓柱斜齒二級減速器傳動比取i1=840所以電動機轉速的可選范圍為ndi1×nw=（840）×76.43=6113057r/min符合這一范圍的同步轉速有750r/min、1000r/min、1500r/min、3000r/min3.5電動機型號的確定查出電動機型號為Y160L-4,其額定功率為15kW，滿載轉速1440r/min。其主要性能如下表表1 電動機Y160L-4的性能型號額定功率（KW）滿載時起動轉矩/額定功率最大轉矩/額定轉矩轉速r/min電流（380V）時A效率功率因數Y160L-415144039.588.50.85142.3

3、3 / 33電動機主要外形和安裝尺寸列于下表表2 電動機Y160L-4的主要外形和安裝尺寸中心高H外形尺寸L×(CA/2+AD) ×HD底腳安裝尺寸A×B底腳螺栓孔直徑K軸伸尺寸D×E裝鍵部位尺寸F×GD160650×432.5×385254×2541542×11012×443.6確定傳動裝置的總傳動比及分配傳動比3.6.1計算總傳動比由電動機的滿載轉速nm和工作機主動軸轉速nw可確定傳動裝置應有的總傳動比為：inm/nwnm=1440nw76.43i=18.843.6.2合理分配各級傳動比因為

4、i18.84，取i19，i1=5.5，i2=i/i1=3.45，取i2=3.54 計算傳動裝置的運動和動力參數將傳動裝置各軸由高速到低速依次定為I軸、II軸、II軸、滾筒軸4.1各軸轉速 I軸 n1=nm=1440 r/min II軸 n2=n1/i1=1440/505=261.82 r/min III軸 n3=n2/i2=261.82/3.5=74.81 r/min 滾筒軸 n4=n3=74.81 r/min4.2各軸輸入功率 I軸 P1=Pd=12.3KW II軸 P2=P112=P134=12.3×0.98×0.97=11.69KW III軸 P3=P223=P234

5、=11.69×0.98×0.97=11.11KW 滾筒軸 P4=P334=P335=11.11×0.98×0.99=10.78KW 1-3軸的輸出功率則分別為輸入功率乘軸承效率0.984.3各軸輸入轉矩 電動機軸輸出轉矩 Td=9550 Pd/n軸=9550×12.3/1440=81.57Nm 1-3軸輸入轉矩 I軸 T1=Td=81.57Nm II軸 T2=T1i112=T1i134=81.57×5.5×0.98×0.97=426.47Nm III軸 T3=T2i223=T2i234=426.47×3.

6、5×0.98×0.97=1418.91Nm 滾筒軸 T4=T334=T335=1418.91×0.98×0.99=1376.63Nm 1-3軸的輸出轉矩分別為各軸的輸入轉矩乘軸承效率0.98表3 各軸轉速，輸入、輸出功率，輸入、輸出轉矩，傳動比，效率項 目電動機軸高速軸I軸中間軸II軸低速軸III軸滾筒軸轉速（r/min）1440 1440261.8274.8174.81功率P（kW） 輸入12.311.6911.1110.78輸出12.312.0511.4610.8910.56轉矩T（N·m）輸入81.57426.471418.911376.

7、63輸出81.5779.94417.941390.531349.10傳動比15.53.51效率10.950.950.975 傳動件設計計算5.1高速級齒輪的計算及校核5.1.1選精度等級、材料及齒數材料及熱處理；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。精度等級選用7級精度；試選小齒輪齒數z125，大齒輪齒數z2137的；選取螺旋角。初選螺旋角14°5.1.2按齒面接觸強度設計dt確定公式內的各計算數值試選Kt=1.6選取區域系數ZH2.433選取齒寬系數d1查表得10.75，20.87，則121

8、.62查表得材料的彈性影響系數ZE189.8Mpa按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1600MPa；大齒輪的解 除疲勞強度極限Hlim2550MPa；計算應力循環次數N160n1jLh60×1440×1×（2×8×365×5）2.523×109 N2N1/i12.523×109/5.5=4.587×108查得接觸疲勞壽命系數KHN10.88；KHN20.91計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1，安全系數S1，得 H10.88×600MPa528MPa H20.91×550M

9、Pa500.5MPa HH1H2/2514.25MPa計算試算小齒輪分度圓直徑d1td1t=53.55mm計算圓周速度v=4.04m/s計算齒寬b及模數mntb=dd1t=1×53.55mm=53.55mmmnt=2.08mmh=2.25mnt=2.25×2.08mm=4.68mmb/h=53.55/4.68=11.44計算縱向重合度=0.318×1×25×tan14=1.98計算載荷系數K已知載荷平穩，所以取KA=1根據v=4.04m/s,7級精度，查得動載系數KV=1.14；查表得KH的計算公式和直齒輪的相同，故KH=1.418查得KF=1

10、.35,查得KH=KF=1.4。故載荷系數K=KAKVKHKH=1×1.14×1.4×1.418=2.26按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，得 d1=mm=60.08mm計算模數mn mn=mm=2.33mm5.1.3按齒根彎曲強度設計 mn確定計算參數計算載荷系數K=KAKVKFKF=1×1.14×1.4×1.35=2.15根據縱向重合度=1.98，查得螺旋角影響系數 Y0.88計算當量齒數Zv1=z1/cos=25/cos14=27.37Zv2=z2/cos=137/cos14=150查取齒型系數,查得YFa1=2.564；Y

11、fa2=2.14查取應力校正系數,查得Ysa1=1.603；Ysa2=1.83計算FFE1=500MpaFE2=380MPaKFN1=0.89KFN2=0.94F1=317.86MpaF2=255.14MPa計算大、小齒輪的并加以比較=0.0129=0.0154 大齒輪的數值大。設計計算mn=1.64mm對比計算結果，由齒面接觸強度計算的法面模數mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，取mn=2.0，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按解除疲勞強度算得的分度圓直徑d1=60.08mm來計算應有的齒數。于是由Z1=60.08cos14/2=29.15取Z1=30，則Z2=1655

12、.1.4幾何尺寸計算計算中心距a=200.97mma圓整后取201mm按圓整后的中心距修正螺旋角=arcos=1425”因改變不多，故參數不必修正。計算小、大齒輪的分度圓直徑d1=62mmd2=340mm計算齒輪寬度 b=dd1=61.80mmB1=67mm，B2=62mm結構設計以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式為宜。其他有關尺寸參看大齒輪零件圖。5.2低速級齒輪的計算及校核5.2.1選精度等級、材料及齒數材料及熱處理；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

13、。精度等級選用7級精度；試選小齒輪齒數z125，大齒輪齒數z2137的,選取螺旋角。初選螺旋角14°5.2.2按齒面接觸強度設計dt確定公式內的各計算數值試選Kt=1.6選取區域系數ZH2.433選取齒寬系數d1查表得10.75，20.87，則121.62查表得材料的彈性影響系數ZE189.8Mpa按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1600MPa；大齒輪的解 除疲勞強度極限Hlim2550MPa；計算應力循環次數N160n1jLh60×261.82×1×（2×8×365×5）4.587×108 N2N1

14、/i14.587×108/3.5=1.311×108查得接觸疲勞壽命系數KHN10.94；KHN20.98計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1，安全系數S1，得 H10.94×600MPa564MPa H20.98×550MPa539MPa HH1H2/2551.5MPa計算試算小齒輪分度圓直徑d1td1t=91.23mm計算圓周速度v=1.25m/s計算齒寬b及模數mntb=dd1t=1×91.23mm=91.23mmmnt=3.54mmh=2.25mnt=2.25×3.54mm=7.97mmb/h=91.23/7.97=11.45計

15、算縱向重合度=0.318×1×25×tan14=1.98計算載荷系數K 已知載荷平穩，所以取KA=1根據v=1.25m/s,7級精度，查得動載系數KV=1.1；查表得KH的計算公式和直齒輪的相同，故KH=1.429查得KF=1.35查得KH=KF=1.4。故載荷系數K=KAKVKHKH=1×1.1×1.4×1.429=2.20按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，得 d1=mm=101.45mm計算模數mn mn=mm=3.94mm5.2.3按齒根彎曲強度設計 mn確定計算參數計算載荷系數 K=KAKVKFKF=1×1.1&

16、#215;1.4×1.35=2.08根據縱向重合度=1.98，查得螺旋角影響系數 Y0.88計算當量齒數Zv1=z1/cos=25/cos14=27.37 Zv2=z2/cos=137/cos14=150查取齒型系數查得YFa1=2.564；Yfa2=2.14查取應力校正系數查得Ysa1=1.603；Ysa2=1.83計算FFE1=500MpaFE2=380MPaKFN1=0.95KFN2=0.96F1=339.29MpaF2=260.57MPa計算大、小齒輪的并加以比較=0.0121=0.015 大齒輪的數值大。設計計算mn=2.79mm對比計算結果，由齒面接觸強度計算的法面模數m

17、n大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，取mn=3.0，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按解除疲勞強度算得的分度圓直徑d1=101.45mm來計算應有的齒數。于是由Z1=101.45cos14/3=32.81取Z1=33，則Z2=1165.2.4幾何尺寸計算計算中心距a=230.34mma圓整后取230mm按圓整后的中心距修正螺旋角=arcos=133914”因改變不多，故參數不必修正。計算小、大齒輪的分度圓直徑d1=102mmd2=358mm計算齒輪寬度 b=dd1=102.03mmB1=107mm，B2=102mm結構設計以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小

18、于500mm，故以選用腹板式為宜。其他有關尺寸參看大齒輪零件圖。表4 各齒輪的參數高速級齒輪低速級齒輪大齒輪小齒輪大齒輪小齒輪齒數Z1653011633分度圓直徑d（mm）34062358102齒寬B（mm）6267102107模數m2233螺旋角1425”1425”133914”133914”6 軸的設計計算6.1I軸：6.1.1初步確定軸的最小直徑擬定輸入軸齒輪為右旋，選取軸的材料為45鋼。查表得Ao=126dmin=25.76mm 輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑dI-II。為了是所選的軸直徑dI-II與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯軸器型號。 聯軸器的計算轉矩Tca=Ka

19、 T1，考慮到轉矩變化很小，故取Ka=1.3，則： Tca= Ka T1=1.381.57103 N·mm=106041 N·mm=106.041 N·m 按照計算轉矩Tca應小于聯軸器公稱轉矩的條件，查得選用HL2型彈性柱銷聯軸器，其公稱轉矩為315 N·m。半聯軸器的孔徑d1=28mm，故取dI-II=28mm，半聯軸器長度L=62mm，半聯軸器與軸配合的榖孔長度L1=44mm6.1.2求作用在齒輪上的受力Ft=281.57103/61.80 N=2639.8NFr=Ft=2639.8 N=990.2NFa=Fttan=2639.8tan N=658

20、.18N6.1.3軸的結構設計根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度為了滿足半聯軸器的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II-III段的直徑dII-III=33mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=40mm。半聯軸器與軸配合的榖孔長度L1=44mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長度應比 L1略短一點，現取LI-II=42mm。初步選擇滾動軸承。因軸承受有徑向力同時受到軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據dII-III=33mm，由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承30307，其尺寸dD

21、T=35mm80mm22.75mm，故dIII-IV=dVII-VIII=35mm；左端的軸承采用軸肩進行定位，軸肩高度h=（0.07-0.1）d，取h=2.5mm，則dIV-V=40mm。lIII-IV=22.75mm取安裝齒輪處的軸端VI-VII的直徑dVI-VII=40mm；齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為67mm，為了使套筒斷面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短與輪轂寬度，故取lVI-VII=65mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d，故取h=3mm，則軸環處的直徑dV-VI=46mm。軸環寬度b>1.4h，取lV-VI=5mm。軸承端蓋的總

22、寬度為20mm（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定）。根據端蓋的裝拆及便與對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯軸器右端面的距離l=30mm，故取lII-III=50mm。取齒輪距箱體內壁距離a=10mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承時，應距離箱體內壁一段距離s，取s=5mm，已知滾動軸承寬度T=22.75mm，高速級大齒輪輪轂長L=62mm。則 lIII-IV= lVII-VIII=T+S+a+2=22.75+5+10+2=39.75mm LIV-V=L+c+a-LV-VI=62+28+16+8-6=108mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。軸上零件的周向定位 齒輪、半聯

23、軸器與軸的軸向定位均采用平鍵連接。按dVI-VII=40mm查得平鍵截面bh=12mm8mm，鍵槽用鍵銑刀加工，長為56mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的連接，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣，半聯軸器與軸的連接，選用平鍵為8mm7mm32mm，半聯軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為245，各軸肩處的圓角半徑如圖。6.1.4求軸上的載荷 經過計算，I軸的載荷如下圖所示表5 輸入軸的載荷載荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=870.23N, FNH2=1769.57NFNV1=207.44N，FN

24、V2=782.76N彎矩MMCH=145545.97 NmmMCV1=34694.34Nmm，MCV2=64382Nmm總彎矩MM1=149623.96Nmm，M2=159149.84Nmm扭矩TT=81560Nmm6.1.5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截面的強度。根據軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環變應力，取=0.6，軸的計算應力ca=MPa=26MPa前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，查得=60MPa。因此ca<，故安全。6.1.6校核軸承=0，<e預定壽命Lh=536582=29200h初步計算當量載荷 P=fp（XFr+YFa）f

25、p=1.0-1.2 取fp=1.2得X=1 Y=0故P=1.21990.2 N=1188.24N基本額定動載荷C=P =1188.24=59685.28N所選30307的額定載荷Cr=75.2KN>C故該軸承室安全的驗算軸承30307的軸承壽命：Lh=2933778h>29200h所以該軸承是安全的6.1.7鍵的校核 齒輪鍵的校核根據lVI-VII=65mm、dVI-VII=40mm，取鍵的尺寸為=12mm8mm56mm，校核鍵的連接強度許用擠壓應力=100-120MPa，取平均值=110MPa，鍵的工作長度l=L-b=56-12=44mm，鍵與輪榖鍵槽的接觸高度 k=0.5h=0

26、.512 mm=6mm=30.9MPa<=110MPa故該鍵是安全的聯軸器鍵的校核根據lI-IV=42mm、dI-IV=28mm，取鍵的尺寸為8mm7mm32mm，校核鍵的連接強度許用擠壓應力=100-120MPa，取平均值=110MPa，鍵的工作長度l=L-b=32-8=24mm，鍵與輪榖鍵槽的接觸高度 k=0.5h=0.57 mm=3.5mm=69MPa<=110MPa故該聯軸器是安全的6.2 II軸：6.2.1初步確定軸的最小直徑中間軸大齒輪為左旋，小齒輪為左旋，選取軸的材料為45鋼。查表得Ao=126dmin=44.7mm，6.2.2求作用在齒輪上的受力Ft1=2426.4

27、7103/102.03 N=8359.7NFr2=Ft1=8359.7 N=3135.8NFa1=Ft1tan=8359.7tan133914” N=2084.3NFt2=2426.47103/340.15 N=2507.5NFr2=Ft2=2507.5 N=940.6NFa2=Ft2tan=2507.5tan N=625.2N6.2.3軸的結構設計 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度初步選擇滾動軸承。因軸承受有徑向力同時受到軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據dmin44.7mm，由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承30309，其尺寸dDT=

28、45mm100mm27.25mm，故dI-II=dV-VI=45mm；左端的軸承采用軸肩進行定位，軸肩高度h=（0.07-0.1）d，取h=4mm，則dII-III=53mm。lI-II=27.25mm取安裝小齒輪處的軸端II-III的直徑dII-III=53mm；齒輪的左端與左軸承之間用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為107mm，為了使套筒斷面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短與輪轂寬度，故取LII-III=105mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d，故取h=4mm，則軸環處的直徑dIII-IV=61mm。取安裝大齒輪處的軸端IV-V的直徑dIV-V=53mm；齒輪的右端與右軸

29、承之間用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為62mm，為了使套筒斷面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短與輪轂寬度，故取LIV-V=60mm。軸承端蓋的總寬度為20mm（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定）。因為II軸的大齒輪需要與I軸的小齒輪齒合，所以兩齒輪的中心線必須對齊 所以，LV-VI=LVII-VIII+LVI-VII-（LIV-V-）=53.25mmLIII-IV的長度等于I軸兩軸承之間的長度減去II軸的LI-II、LII-III、LIV-V、LV-VI的長度之和 所以 LIII-IV=22.75+108+5+65+50.75-27.25-105-60-53.25=6mm至此，已初步確定了軸的各段

30、直徑和長度。軸上零件的周向定位 齒輪與軸的軸向定位均采用平鍵連接。按dII-III=53mm查得平鍵截面bh=16mm10mm，鍵槽用鍵銑刀加工，長為90mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的連接，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；按dIV-V=53mm查得平鍵截面bh=16mm10mm，鍵槽用鍵銑刀加工，長為56mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的連接，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；滾動軸承與軸的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為245，各軸肩處的圓角半徑如圖。6.2.4求軸上的載荷表6 中間軸的載荷載荷水平面H垂直面V支反力FFNH

31、1=4888.8N, FNH2=6672.25NFNV1=2449.06N，FNV1=1627.34N彎矩MMBH=389881.8NmmMCH=548792.56NmmMBV1=195312.5NmmMBV2=301642.8NmmMCV1=133848.8NmmMCV1=240179.9Nmm總彎矩MMB1=436067.4Nmm，MB2=492946.4NmmMC1=564879.4Nmm， MC1=599048.9Nmm扭矩TT=426.4Nmm6.2.5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截面的強度。根據軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環變應力，取=0

32、.6，軸的計算應力ba=MPa=33MPaCa=MPa=40MPa前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，查得=60MPa。因此ca<，故安全。6.2.6校核軸承=0，<e預定壽命Lh=536582=29200h初步計算當量載荷 P=fp（XFr+YFa）fp=1.0-1.2 取fp=1.2得X=1 Y=0故P1=1.213135.8 N=3762.96N P2=1.21940.6 N=1128.72N基本額定動載荷C1=P1 =3762.96=29021NC2=P2 =1128.72=8705N所選30309的額定載荷Cr=108KN>C故該軸承是安全的驗算30309的軸承壽命

33、：Lh=1504972h>29200h所以該軸承是安全的6.2.7鍵的校核 齒輪鍵的校核根據lII-III=105mm、lIV-V=60mm、dII-III=dIV-V=53mm，取兩鍵的尺寸分別為16mm10mm90mm，16mm10mm56mm校核鍵的連接強度許用擠壓應力=100-120MPa，取平均值=110MPa，兩鍵的工作長度分別是l1=L1-b=90-16=74mm，l2=L2-b=56-16=40mm，兩鍵與輪榖鍵槽的接觸高度為k=0.5h=0.510 mm=5mm，=43.52MPa<=110MPa=80.51MPa<=110MPa故此兩鍵是安全的6.3 II

34、I軸：6.3.1初步確定軸的最小直徑擬定輸出軸齒輪為右旋，選取軸的材料為45鋼。查表得Ao=126dmin=66.73mm 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑dVII-VIII。為了是所選的軸直徑dVII-VIII與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯軸器型號。 聯軸器的計算轉矩Tca=Ka T1，考慮到轉矩變化很小，故取Ka=1.3，則： Tca= Ka T1=1.31418.91103 N·mm=1844583 N·mm=1844.6 N·m 按照計算轉矩Tca應小于聯軸器公稱轉矩的條件，查得選用HL5型彈性柱銷聯軸器，其公稱轉矩為2000 N·

35、;m。半聯軸器的孔徑d1=70mm，故取dVII-VIII=70mm，半聯軸器長度L=142mm，半聯軸器與軸配合的榖孔長度L1=107mm6.3.2求作用在齒輪上的受力Ft=21418.91103/337.66 N=8404.4NFr=Ft=8404.4 N=3152.6NFa=Fttan=8404.4tan N=2095.5N6.3.3軸的結構設計 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度為了滿足半聯軸器的軸向定位要求，VII-VIII軸段左端需制出一軸肩，故取VI-VII段的直徑dVI-VII=80mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=90mm。半聯軸器與軸配合的榖孔長度L1

36、=107mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上，故VII-VIII段的長度應比 L1略短一點，現取LVII-VIII=105mm。初步選擇滾動軸承。因軸承受有徑向力同時受到少量的軸向力，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據dVI-VII=80mm，由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的深溝球軸承6217，其尺寸dDT=85mm150mm28mm，故dv-VI=dI-II=85mm；右端的軸承采用軸肩進行定位，軸肩高度h=（0.07-0.1）d，取h=6mm，則dIV-V=97mm。LV-VI=28mm取安裝齒輪處的軸端II-III的直徑dII-III=97mm；齒

37、輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為102mm，為了使套筒斷面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短與輪轂寬度，故取LII-III=100mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d，故取h=7mm，則軸環處的直徑dIII-IV=111mm。軸環寬度b>1.4h，取LIII-IV=10mm。軸承端蓋的總寬度為20mm（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定）。根據端蓋的裝拆及便與對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯軸器右端面的距離l=30mm，故取lVI-VII=50mm。因為III軸的大齒輪需要與II軸的小齒輪齒合，所以兩齒輪的中心線必須對齊 所以，LI-II=

38、LI-II+LII-III-=27.25+105-=28.75mmLIV-V的長度等于II軸的長度減去III軸的LI-II、LII-III、LIII-IV、LV-VI的長度之和 所以, LIV-V=251.5-28.75-100-10-28=84.75mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。軸上零件的周向定位 齒輪、半聯軸器與軸的軸向定位均采用平鍵連接。按dII-III=97mm查得平鍵截面bh=28mm16mm，鍵槽用鍵銑刀加工，長為90mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的連接，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣，半聯軸器與軸的連接，選用平鍵為20mm12mm90mm，半聯軸器與軸的配合

39、為。滾動軸承與軸的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為245，各軸肩處的圓角半徑如圖。6.3.4求軸上的載荷表7 輸出軸的載荷載荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=5806.2N, FNH2=2598.2NFNV1=3584.7N，FNV1=432.1N彎矩MMCH=451432NmmMCV1=278710.4Nmm，MCV2=75077.4Nmm總彎矩MM1=530537.8Nmm，M2=457632.5Nmm扭矩TT=1418Nmm6.3.5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截面的強度。根據軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環變應力，取=0.6，軸的計算應力ca=MPa=5.81MPa前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，查得=60MPa。因此ca<，故安全。6.3.6校核軸承=0，<e預定壽命Lh=536582=29200h初步計算當量載荷 P=fp（XFr+YFa）fp=1.0-1.2 取fp=1.2得X=1 Y=0故P=1.213152.6 N=3783.12N基本