1、 1 引 言毕业设计是培养学生实践性的重要环节之一，它是我们完成所学全部课程后，并在做过课程设计、毕业实习等一系列教学环节的基础上进行的。毕业设计的主要目的是培养我们综合运用所学的基础理论课，技术基础课和专业课的知识和技能来分析、解决问题。解决一般工程技术问题，使我们建立正确的设计思想，掌握工程设计的一般程序规则和方法，为走向工作岗位打下基础，通过毕业设计能进一步巩固扩大和深化自己所学的基础知识，基本理论和基本技能，提高自己的设计、计算、制图以及微机绘图能力，同时也使我们懂得如何编写技术文件，正确使用技术资料、手册及相关的工具书，更能培养我们严肃认真、一丝不苟和实事就是的工作作风，从而实现从学
2、生向工程技术人员的过渡。本次设计的题目为 CW6163B 电动尾座，它是在学完全部专业课的基础上，结合企业（安阳机床集团有限责任公司）的实际情况，针对用户需求而提出的毕业设计，是一次综合性、应用性和实践性较强的设计过程。本次设计得到安阳机床厂的帮助和支持，本次设计得到田坤老师及其它老师的精心指导，并提出了许多宝贵意见和建议，为此由衷感谢。由于设计能力有限，实践经验不足，设计中难免出现一些错误，敬请批评指正。全套图纸，加 1538937062 1 确定传动方案为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和确定传动方案，根据已知条件齿轮在齿条上运动速度为 2m/min,可选取驱动齿轮的模
3、数 m=3，假定驱动齿轮齿数为 20，则分度圆直径 d=60mm,可先由已知条件计算其驱动齿轮的转速 Nw,即Nw=10021/min3.46vrD一般常用选用同步转速为 10001500r/min 的电动机为原动机，因此传动装置总传动比范围为 91136。根据总传动比数值，可初步确定出以四级传动或三级传动的传动方案如图 11、图 12 所示，考虑到体积大小，三级传动体积较大，而四级传动体积较小，从而采用四级传动，如下图 1-1 所示。方案采用四级展开式圆柱齿轮传动，结构简单，尺寸紧凑，加工方便，成本低廉，传动效率高和使用维护方便等特点。3 图 1-1 设计方案 1图 1-2 设计方案 24
4、2 选择电动机3.1 尾座牵引力 F设尾座移动所需牵引力为 F，因车床导轨采用矩形和三角型导轨 ，参考(45)机械设计手册第四版，第一卷表 1-1-7，取尾座与导轨接触的摩擦系数为=0.25,故牵引力 F 为F= mg +2 12sinmg= 1359.802359.802sin45=695N3.2 尾座移动消耗功率 PwPw=FV=695 2/603.17W3.3 电动机输出功率 Pd=Pw/由械械设计课程设计指导书表 2-4 查得，电动机与输入轴的联接处,滚动轴承 ,圆柱齿轮传动 ,轴瓦 ,齿轮齿条0.910.920.9730.754。45则 41235= 40.90.97.095 =0.
5、59故 Pd= 23.9.05PwW3.4 电动机额定功率 Ped由于考虑到电动机的起动惯量较大，经查机械设计手册第四章第 5 卷，表22-1-108 选取电动机额定功率 Ped=90W。3.5 选定电动机型号按工作要求和工作条件，选用一般用途的 YS 系列三相异步电动机，它为卧式封闭结构。如下表 1-1 所示。表 1-1电机型号 额定功率（W） 电动机转速（r/min） 效率 重量（kg）YS56IBM14 型 90 1400 0.58 3.23.6 电动机的技术数据和外形安装尺寸由机械设计手册表 22-1-108，表 22-1-113 查出 YS56IBM14的主要技术数据和外形安装尺寸，
6、并列表记录备用。 （略）6 3 计算传动装置总传动比和分配各级传动比4.1 传动装置总传动比 i14027.nmiw4.2 分配各级传动比设四级圆柱齿轮减速器自高速级到低速级传动比依次为 、 、 、 ，按照1i23i4高等教育出版社出版的机械设计课程设计表 2-1 传动比的分配原则，结合本次设计的具体情况，各级传动比分别为： =4.00, =3.35, =3.11， =3.05。1i2i3i4i7 4 计算传动装置的运动和动力参数5.1 各轴转速假定电动机轴为 0 轴，减速器由高速轴到低速轴依次为、。各轴转速为：014/minnr1350/i4I ri2.8/min.IIni31043.59/
7、i.IIVri4/in.IVni5.2 各轴输入功率按电动机额定功率 Ped 计算各轴输入功率，即90Wped.89.11 075.623W5.6821pI 81.9.9V8 78.90.756.82234WpVI5.3 各轴的转矩= =613.930T955014nNm= =607.7989.p=T5.69500234.7Nmn=I8.19.5pI= =22833.18TIV7.950503InN= .498.61pm9 5 齿轮传动的设计5.1 高速级（轴和轴之间）齿轮传动设计5.1.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按机械设计图 3-60 所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。
8、 （注：齿轮部分设计所参考资料均来自实用机械设计教材）（2）车床尾座传动为一般工作机器，速度不高，故齿轮选用 8 级精度。（3）齿轮选用适于制造且价格便宜的材料。由表 3-2 选取小齿轮材料为 45 钢（调质） =240;大齿轮材料为 45 钢（常化） ， =200。1HBS 2HBS（4）选取小齿轮齿数 ;大齿轮齿数 。 17214768因系齿面硬度小于 350HBS 的闭式传动，所以按齿面接触疲劳强度设计，然后校核齿根弯曲疲劳强度。5.1.2 按齿面接触疲劳强度设计由式（16-10a）得设计公式为：2.32 mm1dt 321EdH（1）确定公式内各参数值试选定载荷系数 ；1.3t计算小齿
9、轮传递的转矩: 18.950607.4pNmn10 由表 3-9 金属切削机床的齿轮传动，若传递的功率不大时， 可小到 0.2，d取 =0.2。 d由表 3-7 查得弹性影响系数 ；189.Ea由图 3-59 查得接触疲劳强度极限 =590MPa;由图 3-59b 查得接触疲劳limH强度极限 =470MPa;lim2H由式 3-29 计算应力循环次数：8160140(8315)0.24hnjL821/3.2/7.由图 3-57 查得寿命系数 12HN计算接触疲劳许用应力。取失效概率为 1%，安全系数 S=1,由式 3-30 得：=1H1590limMPa22li47NHK（2）计算试计算小齿
10、轮分度圆直径2.32 1td321EdH=2.323 2.607.9489.270=21.62mm计算圆周速度=1.58m/s13.421.6060tdn计算载荷系数。根据 =1.58 17/100=0.27m/s,由图 3-10 查得1/V=1.02；因是直齿圆柱齿轮，取 =1；同时由表 3-5 查得 =1；由图VaA3-12 查得 ； 。故载荷系数1.02.025FK= 11.0211.02=1.04。VaA按实际的载荷系数校正所计算的分度圆直径，由式 3-27b 得： 21.631/ttd31.04/2m计算模数11 m= 1/20/71.8d取模数为标准值 m=1.5mm计算分度圆直径
11、171.52.dmm2680计算中心距a= 125.123.75d计算齿轮宽度b= 10.54.0dm圆整取 =15mm2,m5.1.3 校核齿根弯曲疲劳强度由式（16-4）得校核公式为：= MPaFtaSmYbF（1）确定公式内的各参数数值计算圆周力12607.94.25tTFNd查取应力校正系数，由表 3-8 查得：=2.97; =1.52; =2.85; =1.75。1FaY1sa2FaY2Sa计算载荷系数：.01.5.0AVaF取弯曲疲劳强度极限及寿命系数。由图 3-58 查得 ；由图 3-lim1450FMPa58b 查得 ；由图 3-56 查得 。lim2390FMPFN12计算弯
12、曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数 S= ，.FS由式 3-28 得：= =321.43MPa1limFNS450.12 = =278.57MPa2lim2FNS1390.4校核计算= =15.07 MPa1F.0547.291.51F=15.07 =16.65MPa2211FaSY.8722F5.1.4 结构设计（略） 。5.2 中间级（轴和轴之间）齿轮传动设计5.2.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按实用机械设计图 3-60 所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。（2）车床尾座传动为一般工作机器，速度不高，故齿轮选用 8 级精度。（3）齿轮选用适于制造且价格便宜的材料。由表 3
13、-2 选取小齿轮材料为 45 钢（调质） =240;大齿轮材料为 45 钢（常化）1HBS 20HBS（4）选取小齿轮齿数 =22;大齿轮齿数 。因系齿面硬1213.574Z度小于 350HBS 的闭式传动，所以按齿面接触疲劳强度设计，然后校核齿根弯曲疲劳强度。5.2.2 按齿面接触疲劳强度设计由式（16-10a）得设计公式为：2.32 mm1dt 3212EdH（1）确定公式内各参数值试选定载荷系数 =1.3；t计算小齿轮传递的转矩:N mm285.6950230pn由表 3-9 金属切削机床的齿轮传动，若传递的功率不大时， 可小到 0.2，d取 =0.5。 d13 由表 3-7 查得弹性影
14、响系数 ；189.Ea由图 3-59 查得接触疲劳强度极限 =590MPa;由图 3-查得接触疲劳强度limH极限 =470MPa;lim2H由式 3-29 计算应力循环次数：8160140(8315)0.24hnjL=30.24 /3.35=9.032/8由图 3-57 查得寿命系数 。12HN计算接触疲劳许用应力。取失效概率为 1%，安全系数 S=1,由式 3-30 得：=11590limMPa222li47HNK（2）计算试计算小齿轮分度圆直径2.32 1td3212EdH=2.323 2.53.89.0470=25.23mm计算圆周速度=0.46m/s123.45.2306061tdn
15、计算载荷系数。根据 =0.46 22/100=0.11m/s,由图 3-10 查得/V；因是直齿圆柱齿轮，取 ；同时由表 3-5 查得 ；由图 3-121.5Va1A查得 ； 。故载荷系数021.025FK= 11.01511.02=1.04。VaA按实际的载荷系数校正所计算的分度圆直径，由式 3-27b 得： 331/25.104/.23.1ttd m计算模数m= 1/.4/.6取模数为标准值 m=1.5mm14 计算分度圆直径121.53dm274m计算中心距a= 12312d计算齿轮宽度b= 10.536.dm圆整取 =20mm; =25mm215.3 中间级（轴和轴之间）齿轮传动设计5
16、.3.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按实用机械设计图 3-60 所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。（2）车床尾座传动为一般工作机器，速度不高，故齿轮选用 8 级精度。（3）齿轮选用适于制造且价格便宜的材料。由表 3-2 选取小齿轮材料为 45 钢（调质） =240;大齿轮材料为 45 钢（常化） 200。1HBS 2HBS（4）选取小齿轮齿数 大齿轮齿数 。21;213.6因系齿面硬度小于 350HBS 的闭式传动，所以按齿面接触疲劳强度设计，然后校核齿根弯曲疲劳强度。5.3.2 按齿面接触疲劳强度设计由式（16-10a）得设计公式为：2.32 mm1dt 321EdH（1）
17、确定公式内各参数值试选定载荷系数 =1.3；t计算小齿轮传递的转矩:N mm382.1695057540pn由表 3-9 金属切削机床的齿轮传动，若传递的功率不大时， 可小到 0.2，d15 取 =0.5。 d由表 3-7 查得弹性影响系数 ；189.Ea由图 3-59 查得接触疲劳强度极限 =590MPa;由图 3-59b 查得接触疲劳limH强度极限 =470MPa;lim2H由式 3-29 计算应力循环次数：8160140(8315)0.24hnjL=30.24 /3.11=9.722/8由图 3-57 查得寿命系数 =112HN计算接触疲劳许用应力。取失效概率为 1%，安全系数 S=1
18、,由式 3-30 得：= =590MPa1H1lim= =470MPa22（2）计算试计算小齿轮分度圆直径2.32 1td321EdH=2.323 2.7543.89.01470=35.3mm计算圆周速度=0.19m/s13.45.310606tdn计算载荷系数。根据 =0.19 19/100=0.04m/s,由图 3-10 查得1/V=1；因是直齿圆柱齿轮，取 =1；同时由表 3-5 查得 =1；由图 3-12 查得VaA； 。故载荷系数 K= 1111.03=1.03。1.031.07F VaA按实际的载荷系数校正所计算的分度圆直径，由式 3-27b 得： 35.3 =32.66mm31/
19、ttd3./计算模数m= =32.66/21=1.56mm 1/d取模数为标准值 m=2mm16 计算分度圆直径=21 2=42mm1dm=66 2=132mm2计算中心距a= mm124387d计算齿轮宽度b= =0.5 42=21mm1d圆整取 =20mm; =25mm215.4 低速级（轴和轴之间）齿轮传动设计5.4.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按实用机械设计图 3-60 所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。（2）车床尾座传动为一般工作机器，速度不高，故齿轮选用8 级精度。（3）齿轮选用适于制造且价格便宜的材料。由表 3-2 选取小齿轮材料为 45 钢（调质） =240
20、;大齿轮材料为 45 钢（常化） ， =200。HBS1 HBS2（4）选取小齿轮齿数 ;大齿轮齿 。因系齿面硬度251213.057小于 350HBS 的闭式传动，所以按齿面接触疲劳强度设计，然后校核齿根弯曲疲劳强度。5.4.2 按齿面接触疲劳强度设计由式（16-10a）得设计公式为：2.32 mmd1t 32+1EdH（1）确定公式内各参数值试选定载荷系数 =1.3；t计算小齿轮传递的转矩:N mm478.99505234pn17 由表 3-9 金属切削机床的齿轮传动，若传递的功率不大时， 可小到 0.2，d取 =1.1。 d由表 3-7 查得弹性影响系数 ；189.Ea由图 3-59 查
21、得接触疲劳强度极限 =590MPa;由图 3-59b 查得接触疲劳Hlim强度极限 =470MPa;Hlim2由式 3-29 计算应力循环次数：=60 1400 (8 300 15)=30.24160hnjL810=30.24 /3.05=9.912/8108由图 3-57 查得寿命系数 =112HN计算接触疲劳许用应力。取失效概率为 1%，安全系数 S=1,由式 3-30 得：= =590MPa1H1lim= =470MPa22（2）计算试计算小齿轮分度圆直径2.32 1td32+14EdH=2.323 2.283.0589.147=41.78mm计算圆周速度=0.07m/s143.2606
22、01tdn计算载荷系数。根据 =0.07 20/100=0.014m/s,由图 3-10 查得/V=1；因是直齿圆柱齿轮，取 =1；同时由表 3-5 查得 =1；由图 3-12 查得VaA； 。故载荷系数 K= 1111.03=1.03。1.031.07F VaA按实际的载荷系数校正所计算的分度圆直径，由式 3-27b 得： 42 =38.9mm31/ttd3./计算模数m= =38.9/25=1.556mm 1/18 取模数为标准值 m=2mm计算分度圆直径 =25 2=50mm1dm=77 2=154mm2计算中心距a= mm1250412d计算齿轮宽度b= =0.5 50=25mm1d结
23、合实际，圆整取 =25mm; =30mm215.4.3 校核齿根弯曲疲劳强度由式（16-4）得校核公式为：= MPaFtaSmYbF（1）确定公式内的各参数数值计算圆周力N428314.70tTFd查取应力校正系数，由表 3-8 查得：=2.80; =1.55; =2.28; =1.73。1FaY1sa2FaY2Sa计算载荷系数：=1 1 1 1.07=1.07AVaF取弯曲疲劳强度极限及寿命系数。由图 3-58 查得；由图 3-58b 查得 ；由图 3-56 查得 。lim1450FMPlim2390FMPaFN12计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数 S= ,由式 3-28 得：.4F
24、S= =321.43MPa1limFNS450.= =278.57MPa2li2F39.19 校核计算= =106 MPa1F.074.2801.5:1F=106 =96MPa2211FaSY.7325.4.4 结构设计（略） 。6 轴的设计计算及校核6.1 高速级 轴的设计。6.1.1 选择轴的材料，并确定许用应力。20 由于该减速器传递的功率不大，而且对其重量和尺寸也无特殊要求，故选择常用的材料 Q235 号钢，正火处理。由表 10-1 查 ； ; 430BMPa235sPa; ; ; =70MPa; 。175MPa10Pa1bb140bM6.1.2 初步估算轴的最小值径，并选择一端轴承。
25、由图 1-1A 可以看出，为保证输入轴上零件装拆方便，和轴承内径配合轴的直径为轴的最小直径（见图 1-2） 。根据公式（10-2）1ddC3pn查表 10-2，取 C=150,则dC =150 =6mm3pn389.104考虑该轴段与电机轴配合，电机轴直径 D=9mm,将轴径增大，取 d=15mm，选取轴承，查手册，选用深沟球轴承 6202 型，其轴承内孔直径为 15mm,故该轴最小直径为 =15mm。1d6.1.3 轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装拆方案。由图 1-2 可以看出，该轴为齿轮轴，左端开孔，左轴承，齿轮，右轴承，左端轴承由左端装配和拆卸，右端轴承由右端装配和拆卸。（2）确定轴的
26、各段直径和长度段已如前所述，为轴上的最小直径，和轴承配合，其直径按轴承内孔直径为=17mm，该轴段长度等于轴承的宽度，为 =10mm。1d 1L段直径 的确定：为保证轴承左端用轴肩定位和固定，根据轴肩高度2dh=（0.070.1）d，取 h=0.1d=0.1 15=1.5mm,则 15+21.5=18mm，圆21dh整取 =20mm。这样符合轴承安装的标准尺寸。2段为齿轮轴上的齿轮，根据齿轮的设计要求分度圆直径为 d=25.2mm, 该段直径 为齿轮的齿顶圆直径，所以 =28.2mm，长度 为齿轮的宽度， =15mm。3d3d3L3L21 图 1-2段长度的确定：由已知条件，电机轴伸出电机长度
27、为 20mm,轴承宽度为12mm，该轴左端与电机轴端面留有 5mm 间隙，故该端长度为 25mm。段直径的确定：为保证轴承右端的定位及固定，轴承右端轴肩高度取h=0.1d=0.1 则 V 段直 = 。 段长度的确定：20,m5d42024Dhm根据齿轮端面距箱体内壁的距离为 810mm，取 =8mm。5L段长度的确定：根据设计要求，结合实际情况初步定为箱体内壁距离为130mm，所以段长度 =箱体内壁距离 -齿轮距内壁一端距离 -齿轮宽度。即2L=130-15-8=107mm。2L6.2 高速级轴的设计6.2.1 选择轴的材料，并确定许用应力由于该减速器传递的功率不大，而且对其重量和尺寸也无特殊
28、要求，故选择常用的材料 Q235 号钢，正火处理。由表 10-1 查 ； ; 430BMPa235sPa; ; ; =70MPa; 。175MPa10Pa1bb140bM6.2.2 初步估算轴的最小直径，并选择轴承由图 1-1A 可以看出，为保证轴上零件装拆方便，和加工方便，和轴承内径配合轴的直径 为轴的最小直径（见图 1-3）根据公式（10-2）1ddC3pn查表 10-2，取 C=150,则dC =150 =9.22mm3pn385.610考虑该轴承受转矩较大，及与其它轴相协调，将轴径增大 2 倍，取d=2 9.2=18.4mm。选取轴承，查手册，选用深沟球轴承 6004 型，其轴承内孔直
29、径22 为 20mm,故该轴最小直径确定为 =20mm。1d6.2.3 轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装拆方案。由图 1-3 可以看出，为了便于加工，该轴段直径相等，轴上的齿轮，套筒，可以从任一端装配和拆卸，左右轴承，及轴承端盖可以从相应端装配和拆卸。（2）确定轴的各段直径和长度。确定各段长度。段已如前所述，该段长度等于轴承宽度加上齿轮与箱体内壁的距离为=23mm；1L段长度为齿轮的宽度取 =25mm；2L段为齿轮的宽度，考虑齿轮和轴采用键联接取 =63.7mm；3L段长度的确定：该段长度为轴环宽度为 l=1.4h=1.4(0.120) =2.8mm ；4L段长度的确定：段为齿轮的宽度取 =
30、29mm；5段长度的确定：考虑齿轮与箱体内壁距离加上轴承宽度取 =26.5mm；6图 1-37.3 中间轴轴的设计6.3.1 选择轴的材料，并确定许用应力由于该减速器传递的功率不大，而且对其重量和尺寸也无特殊要求，故选择常用的材料 Q235 号钢，正火处理。由表 10-1 查得 ； ; 430BMPa235sPa; ; ; =70MPa; 175MPa10MPa1b0b。40b6.3.2 初步估算轴的最小直径，并选择轴承由图 1-1A 可以看出，为保证 III 轴上零件装拆方便，和加工方便，和轴承内径配合轴的直径 为轴的最小直径（见图 1-4）根据公式（10-2）1d23 dC3pn查表 10
31、-2，取 C=150,则dC =150 =13.4mm3pn382.1640考虑该轴所受转矩较大，及与其它轴相协调，将轴径增大 1.5 倍，取d=1.5 13.4=20.1mm。选取轴承，查手册，选用深沟球轴承 6004 型，其轴承内孔直径为 20mm,故该轴最小直径确定为 =20mm。1d6.3.3 轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装拆方案。由图 1-4 可以看出，该轴为矩形花键轴，左端为滑移齿轮，左轴承，轴承端盖，依次由左端装配和拆卸。右端齿轮，套筒，右轴承端盖依次由右端装配和拆卸。（2）确定轴的各段直径和长度段已如前所述，为轴上的最小直径，为和轴承配合，其直径按轴承内孔确定为 =20mm
32、，长度等于轴承宽 =12mm。1d1L图 1-4段同段一样 =20mm, =12mm。2d2L段为装配齿轮和轴承间的套筒，其轴径和段一样 长度等于齿轮320,dm和箱体内壁的间隙，取 =10.5mm。3、段直径的确定：因该段为矩形花键轴，查手册，选取外花键 6 2328 6 GB1144-87，因此该轴段的外径为 =28mm，内径为 =23mm。 45D45d段长度的确定：段长度和齿轮宽度一样 =34mm。L段长度的确定：段为装配轴用弹性挡圈，查手册，选取 GB894.1-86-28，宽度为 S=1.2mm，所以 =S=1.2mm。5L24 段长度的确定：段长度=箱体内壁距离-段长度-套筒的宽
33、度-挡圈的宽度，因此 =130-34-10.5-1.2=84.3mm。6L6.4 低速级轴的设计6.4.1 选择轴的材料，并确定许用应力由于该减速器传递的功率不大，而且对其重量和尺寸也无特殊要求，故选择常用的材料 Q235 号钢，正火处理。由表 10-1 查得 ； ; 430BMPa235sPa; ; ; =70MPa; 175MPa10MPa1b0b。40b6.4.2 初步估算轴的最小直径，并选择轴承由图 1-1A 可以看出，为保证轴上零件装拆方便，和加工方便，和轴承内径配合轴的直径 为轴的最小直径（见图 1-3）根据公式（10-2）1ddC3pn查表 10-2，取 C=150,则dC =1
34、50 =18.4mm3pn378.9410考虑该轴所受转矩较大，及与其它轴相协调，将轴径增大 30%，取d=18.4 （1+30%）=24mm。选取轴承，因该轴传递的功率不大，查手册，选用深沟球轴 6005 型，其轴承内孔直径为 25mm,故该轴最小直径确定为 =25mm。1d6.4.3 轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装拆方案。由图 1-5 可以看出，轴上的齿轮，套筒，左轴承，左轴承盖依次由左端装配和拆卸，仅卡簧、右轴承、右轴承端盖，从右端装配和拆卸。25 图 1-5（2）确定轴的各段直径和长度段已如前所述，为轴上的最小直径，为和轴承配合，其直径按轴承内孔确定为 =25mm，该轴段长度等于轴
35、承宽度，为 =12mm。1d 1L段直径 的确定：为保证右轴承左端用轴肩定位和固定，根据轴肩高度2h=(0.070.1)d,取 h=0.1d=0.125=2.5mm,则 25+5=30mm，查手册，21dh刚好符合轴承的安装尺寸。2d段直径和长度的确定：该段为装配轴用弹性挡圈，根据轴径选择弹性挡圈，挡圈内径 d=27.9mm，宽度 s=1.2mm，因此 ， =1.2mm。327.9dm3L段直径和长度的确定，为了加工方便，段直径取 =30mm。长度 为齿轮4d4L宽度取 =35mm。4L段直径和长度的确定：该段同上一段一样，段直径取 =30mm，长度 为55齿轮宽度取 =25mm。5段直径和长
36、度的确定，考虑到小齿轮的装配和拆卸，段直径取 =25mm，6d长度取 =21.8mm。6L段直径和长度的确定：段同段一样，为和轴承内径配合，段直径取=25mm，长度取 =12mm。7d7段直径和长度的确定：段为装配轴承端盖，直 长度取 =18mm。825,dm8L段直径和长度的确定，段结构为四棱柱，和手柄配合，其最大直径取=25mm，长度取 =23mm。9d9L6.5 低速级轴的设计6.5.1 选择轴的材料，并确定许用应力。由于该减速器传递的功率不大，而且对其重量和尺寸也无特殊要求，故选择常用的材料 Q235 号钢，正火处理。由表 10-1 查得 ； ; 430BMPa235sPa; ; ;
37、=70MPa; 175MPa10MPa1b0b。40b6.5.2 初步估算轴的最小直径，并选择轴承。由图 1-1A 可以看出，为保证轴上零件装拆方便，和加工方便，和轴承内径配合轴的直径 为轴的最小直径（见图 1-3）根据公式（10-2） ， 1d26 dC 3pn查表 10-2，取 C=150,则dC =150 =22.9mm3pn356.810考虑该轴为输出轴，承受转矩较大，将轴径增大 5%，取 d=22.9 (15%)=24mm。选取轴承，查手册，选用深沟球轴承 6005 型，其轴承内孔直径为 25mm,故该轴最小直径确定为 =25mm。1d6.5.3 轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装拆
38、方案由图 1-6 可以看出，该轴输出端齿轮和轴为一体，因此，该轴上轴瓦、齿轮、套筒、左轴承端盖，依次由左端装配和拆卸。（2）确定轴的各段直径和长度段已如前所述，为轴上的最小直径，为和轴承配合，其直径按轴承内孔直径确定为 =25mm，该轴段长度为轴承宽度， =12mm。1d1L段直径的确定，段和段一样，取 =25mm。2d直径和长度的确定，考虑齿轮的装配和拆卸，取 =30mm，长度为齿轮宽度，3取 =30mm。3L段长度的确定，段长度为齿轮端面距箱体内壁的距离，经计算得=14.3mm。2段直径和长度的确定：该段为装配轴用弹性挡圈，根据轴径选择弹性挡圈，挡圈内径 d=27.9mm，宽度 s=1.2
39、mm，因此 =27.9mm， =1.2mm。3d3L段直径和长度的确定：考虑轴上零件的安装和拆卸方便，该段取 =30mm，5d长度取 =47.5mm。5L段直径和长度的确定：该段为装配轴瓦挡套，其直径和轴瓦内径相同取=35mm，长度取 =10mm。6d6段直径和长度的确定：该段为装配轴瓦，其直径和轴瓦内径相同取 =35mm,7d长度取 =57mm。7L段直径和长度的确定：该段为驱动齿轮距箱体外壁的长度，27 取 =30mm， =36mm。8d8L段直径和长度的确定：该段为齿轮轴上的齿轮，该齿轮分度圆直径为d=39mm，长度为 =25mm。9根据以上各轴的直径和长度，绘制出轴的结构简图，如图 1
40、-6b 所示。由图可知轴的总长为：L= + + + + + + + +1L2345L6789L=12+14.3+30+1.2+47.5+10+57+36+25=233mm。6.5.4 按弯扭合成强度校核轴的强度（1）绘制轴的计算简图（见图 1-6b）（2）绘制铅垂面弯矩图画铅垂面受力图，计算铅垂面支反力由已知条件 ,小齿轮分度圆直径 =50mm，得：417523.TNm 1d=700.93N140tFd=r7.9327.tgtg2.165rAVLRN17.403.7rBVF画铅垂面弯矩图（图 10-44c）计算弯矩值：截面 C 右侧弯矩26.79483.2VBMRLNm截面 C 左侧弯矩 10
41、BV （3）绘制水平弯矩图画水平受力图，计算水平支反力297.0.3495.15AHtLRFN=700.93-495.49=205.44 NBtA28 画水平面弯矩图（图 1-6d）计算截面 C 处弯矩值205.497.2168.HBMRLNm 13AC29 图 1-6（4）绘制合成弯矩图（图 1-6e）计算合成弯矩值22226483.1968.094.CVCHMN 5.（5）绘制转矩图（图 1-6f）转矩 56.8390920.411pTNmn（6）绘制当量弯矩图为此应先计算当量弯矩 ，根据合成弯矩图可知，截面 C 为危险截面。 截面eMC 的当量弯矩为：22eccT考虑减速器的刹车和起动，转矩产生的切应力应按脉动循环变化，故取=0.6，则30 =22eccMT220946390.41.7Nm（7）较核轴的强度由式（10-29）13320.78640.1ece bMPaPad强度足够6.5.5 绘制轴的零件工作图，见附图。
