蜗轮蜗杆减速器课程设计

1、机械设计课程设计题 目 专业班级 学号 学生姓名 指导教师计算说明书设计电动机卷扬机传动装置机械设计制造与其自动化 08 级1 班边朋博周毓明 何斌锋西安理工大学2010年12月西安理工大学机械设计课程设计任务书学生姓名边朋博班级08机械设计制造与其自动化（1 ）班 学 号指导教师职 称教研室题目设计电动卷扬机传动装置编号 W-10传动系统图：* W原始数据:钢绳拉力F/kN钢绳速度v/(m min 1)卷筒直径D/mm178330工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，小批量生产，单班制工作，使用期限8年，运输带速度允许误差为土 5%要求完成:1. 减速器装配图1张（A2）2. 零件工作图

2、2张（箱体和轴）。3. 设计说明书1份，6000-8000 字。幵始日期2010年12月6日完成日期2010年12月31日2010年 12 月 1日目录1 .电机选择02 .选择传动比22.1总传动比22.2减速装置的传动比分配 23 .各轴的参数33.1各轴的转速33.2各轴的输入功率33.3各轴的输出功率43.4各轴的输入转矩 43.5各轴的输出转矩43.6各轴的运动参数表 54. 蜗轮蜗杆的选择64.1选择蜗轮蜗杆的传动类型 64.2选择材料64.3按计齿面接触疲劳强度计算进行设 64.4蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 84.5校核齿根弯曲疲劳强度 94.6 验算效率 94.7 精度等级

3、公差和表面粗糙度的确定 1.05圆柱齿轮的设计 1.1.5.1 材料选择 1.1.5.2 按齿面接触强度计算设计 1.1.5.3 计算 1.2.5.4 按齿根弯曲强度计算设计 1.3.5.5 取几何尺寸计算 1.5.6 轴的设计计算 1.5.6.1 蜗杆轴 1.5.6.1.1 按扭矩初算轴径 1.6.6.1.2 蜗杆的结构设计 1.6.6.2 蜗轮轴 1.8.6.2.1 输出轴的设计计算 1.8.6.2.2 轴的结构设计 1.8.6.3 蜗杆轴的校核 2.0.6.3.1 求轴上的载荷 2.0.6.3.2 精度校核轴的疲劳强度 2.3.6.4 蜗轮轴的强度校核 2.6.6.4.1 精度校核轴的疲

4、劳强度 2.9.6.4.2 精度校核轴的疲劳强度 2.9.7.滚动轴承的选择与校核计算 3.3.7.1 蜗杆轴上的轴承的选择和寿命计算 3.37.2 蜗杆轴上轴承的选择计算 3.5.8.键连接的选择与校核计算 3.8.8.1 输入轴与电动机轴采用平键连接 3.88.2 输出轴与联轴器连接采用平键连接 3.98.3 输出轴与蜗轮连接用平键连接 3.9.9联轴器的选择计算 4.1.9.1 与电机输出轴的配合的联轴器 4.1.9.2 与二级齿轮降速齿轮轴配合的联轴器 4.110. 润滑和密封说明 4.3.10.1 润滑说明 4.3.10.2 密封说明 4.3.11 拆装和调整的说明 4.4.12 减

5、速箱体的附件说明 4.5.13. 设计小结 4.6.14 参考文献 4.8.1.电机选择工作机所需输入功率17100086010000.972.34 kwPw 2.34kwpd 3.54kw0.6577v 1000 60D3.1：033。1000607.72minn卷 7.72r /min所需电动机的输出功率Pd传递装置总效率24a 12 34 5式中：1 :蜗杆的传动效率0.752:每对轴承的传动效率 0.983 :直齿圆柱齿轮的传动效率0.974:联轴器的效率0.995 :卷筒的传动效率0.96所以 na0.75 0.984 0.97 0.992 0.65772 34Fd 3.5578kw

6、0.6577故选电动机的额定功率为 4kwn卷 i蜗i齿n卷(3-5) (7 -40)7.72(162.12 -1544) r min符合这一要求的同步转速有 750r/mi n , 1000r/mi n , 1500r/mi n电机 容量的选择比较:表1.1 电动机的比较方案型号额定功率/kw同步转速/r/mi n满载转速/r/mi n重量价格1Y160M 1-84750720重高2Y132M 1-641000960中中3Y112M-4415001440轻低考虑电动机和传动装置的尺寸重量与成本，可见第二种方案较合理，因此选择型号为：Y132M 1-6D的电动机。2 .选择传动比2.1总传动比

7、邑竺0 124.35n卷7.722.2减速装置的传动比分配iai 蜗 i 齿 124.35所以i蜗 31.0875i齿 4ia 124.35i 蜗 31.0875i齿43 .各轴的参数将传动装置各轴从高速到低速依次定为I轴II轴III轴IV轴：01、 I II、II IIIIII V依次为电动机与I轴I轴与II轴II与III轴III轴与V轴的传动效率 则:3.1各轴的转速nI 960r/minnN30.8806r/min 31.0875nIIInII 30.8806r / minmv324.017.72r / min3.2各轴的输入功率I轴RFcl 0 I3. 55780. 993. 5222

8、kwu轴RiR i ii3. 52220. 750.9 82. 5888kw川轴RiiiRiiii川2. 58880. 990.9 82.5117kww轴RvRiiiiiv2.51170. 970.9 82. 3876kw轴输入功率：R 3.5222 kwRi 2.5888 kwR“2.5117kwRv 2.3876kw输出功率：R 3.4518kwR2.5370 kwR“2.4615kwRv 2.3398 kw3.3各轴的输出功率I轴PP o i3.52220. 983.4518kwU轴PiR i i i i2. 58880. 982. 5370kw川轴PiiiR ii ii i i2. 5

9、1170. 982. 4615kwW轴RvRi II I IV2. 38760. 982. 3398kw3.4各轴的输入转矩电动机TdPd9550 d95503.5 57835.3 927N m门满960I轴Tir9550 1Ni35.0 388N mU轴Tii9550 11Ni i800.6 119Nm川轴Tiii9550 P1 1Niii776.7 536NmW轴T卷Ri i9550 1N卷2953.5 280Nm3.5各轴的输出转矩电动机Td35.3 927NmI轴Tir9550 1Ni34.3 380N mU轴TiiRi9550 11Ni i784.5 997Nm川轴TiiiPlI95

10、50 111Ni i i-761.2185NmW轴T卷Ri l9550 ' 12894.4 574NmN卷输入转矩：T 35.039N mT 800.62N mT川 776.75N mT卷 2953.5N m输出转矩：Ti 34.338N mTii 784.60N mTiii 761.22N mT卷 2894.5N m3.6各轴的运动参数表表3.1各轴的运动参数表轴号功率P(kw)转矩(N m)转速(r/min)传动i效率输入输出输入输出电机43.55735.3929601轴873.5233.45735.0334.3380.991轴3988096031.08752.5882.25780

11、0.6784.5930.882轴9120970610.7352.5112.461776.7761.2130.880.9703轴7554850622.3872.3392953.2894.440.950卷轴6853577.7264.蜗轮蜗杆的选择P 3.5233kw,i31.0 875n 960r/min4.1选择蜗轮蜗杆的传动类型根据 GB/T10085 1998 选择 ZI4.2选择材料蜗杆选45钢，齿面要求淬火，硬度为 45-55HRC.蜗轮用ZCuSn10P1,金属模制造。为了节约材料齿圈选青铜，而轮芯用灰铸铁HT100制造4.3按计齿面接触疲劳强度计算进行设（1）根据闭式蜗杆传动的设计进

12、行计算，先按齿面接触疲劳强度计进行设计，再校对齿根弯曲疲劳强度。由文献1P254式（11-12），传乙19.95106P29.55 106r>2Pi1817200.877 N m9.951063.5233 0.7596031.0875动中心距前面的设计知作用在蜗轮上的转矩T2，按Zi=1,估取 0.75，贝V：(2)确定载荷系数K因工作比较稳定，取载荷分布不均系数K 1.3 ;由文献1P253表11-5选取使用系数Ka 1.15 ;由于转速不大，工作冲击不大，可取 动载系Kv 1.05 ；则K K KAKv 1.15 1 1.05 1.21(3 )确定弹性影响系数Ze因选用的是45钢的蜗

13、杆和蜗轮用 ZCuSn10P1匹配的缘故，有1Ze 160MPa2(4) 确定接触系数Z先假设蜗杆分度圆直径d1和中心距a的比值d1 a 0.35，从文献1 P253 图 11-18 中可查到 Z 2.9(5) 确定许用接触应力H根据选用的蜗轮材料为 ZCuS n10P1，金属模制造，蜗杆的螺旋齿面硬度45HRC，可从文献1P254表11-7中查蜗轮的基本许用应力268MPaN 3.3574 107Khn 0.8533H 229MPaa 159.654mm取 a 160mmd1 80mmFa 25.133mm q 10 da1 96 mmdf1 60.8mmS,12.5664mmq 12.50

14、40mmZ231应力循环次数60jn?Lh60 196031.08751 8 300 83.5574 107寿命系数Khn8 107 3.43574 1070.8533d2248mmda2 264 mm df2 228.8mmrg2 28mm则 H Khn h ' 0.8533 268MPa 228.6875MPa(6) 计算中心距:33160 2 9 2a 1.21 817.2 103 ()2 159.6543mmV228.6875取a=160mm，由i=30，则从文献1P245 表11-2中查取，模数m=8蜗杆分度圆直径d1 80mmo从图中11-18中可查Z，2.65，由于Z，v

15、 Z，即以上算法有效。zv2 31.46974.4蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸(1)蜗杆轴向尺距 Pam = 25.133mmplY 0.9592直径系数q=丄=10m齿顶圆直径 da1 d1 2h£J m 96 mm齿根圆直径 df1 d1 2(h；m c) 60.8mm分度圆导程角Kfn 0.67241 蜗杆轴向齿厚 sam 12.5664mm2蜗杆的法向齿厚 Sn Sa cos 12.5664 cos5.7112.5040mm(2)蜗轮F 37.7MPaF 23.314MPa蜗轮齿数Z231,变位系数X20.5验算传动比，这时传动比误差为：，在误差允许值内蜗轮分度圆直径d2

16、mz28 31248mm喉圆直径 da2 d2 2ha2 24828264mm齿根圆直径df2 d22hf22482 1.2 8228.8mm咽喉母圆半径rg2a2da21600.5 264 28mm4.5校核齿根弯曲疲劳强度1.53KT2YFa2Yd1d2当量齿数Z231根据 X2从图11-9Zv233COS cos0.5, Zv231.4697中可查得齿形系数螺旋角系数：丫1石1许用弯曲应力:从文献1P256表 11-8许用弯曲应力f=56MPa寿命系数KfN56可以得到:31.46975.763Y Fa2 =2.555 71荷 °9592中查得有ZCuSn10P1制造的蜗轮的基

17、本；10670.6724 3.5574 1070.6724 37.6544MPaf 1.5320。.877 2.55 0.9592 23.3144MPa80 248 8因此弯曲强度是满足的。4.6验算效率(0.95 0.96)tan tan(v)已知 5.71： ; v arctan fv ； fv与相对滑动速度s有关。Vsdm60 1000 cos4.041m/sN1 3.3574 1076N28.89 10H 1 612Mpa从文献1P264 表11-18中用差值法查得：fv 0.0239; v 1.326 代入式中，得 0.77大于原估计值，因此不用重算。4.7精度等级公差和表面粗糙度的

18、确定考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于通用机械减速器，从GB/T10089-1988 圆柱蜗杆，蜗轮精度选择 8级精度，侧隙种类为f， 标注为8f GB/T10089-1988。然后由有关手册查得要求的公差项目与表面粗糙度，此处从略。详细情况见零件图。5. 圆柱齿轮的设计632.MP=2.5117KW, N 30.8806r min ,i=4.05.1材料选择（1 ）小齿轮的材料为40Gr（调质），硬度为280 HBS ,大齿轮的材料为45钢（调质），硬度为240 HBS,二者之差为40 HBS。（2）精度等级选8级精度。（3）选小齿轮齿数 乙19，大齿轮齿数 Z 19 4 76，取 Z

19、76。（4） 选压力角为20。d1t 117.74mmv 0.1903m/ sbdd1t 117.745.2按齿面接触强度计算设计按式（10-21 ）试算，即d1t（1）确定公式中的各参数试选载荷系数，Kt 1.4 计算小齿轮的传递扭矩55T 9.55 10 P 95.5 102.51171n130.880657.7676 10 N m 由文献1P205表10-7选齿宽系数d 1。 由文献1P201表10-6查的材料的弹性影响系数1ZE 189.8MPa2。 由文献1P209图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限HLim1 600MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限HLim2 55

20、0MPa。由文献1P206式10-13计算应力循环次数。N160njLn6030.8806 11 8 300 8di 131.725mm3.35743.35741071078.89 106mn 5.9329mm由文献1P207图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1 1.02; KHN 21.15计算疲劳需用应力。取失效概率为1%，安全系数S 1，由文献1P205式(10-12 )得5.3计算KHN1_lim1- 1.02 600MPa SKhn2 lim2 1.15 550MPaS612MPa632.5MPa(2)试算小齿轮的分度圆的直径 d1t,代入h中较小值d1t2.32：匹 j(ZE、2

21、V d u2.32： M 7.7676 1055189.8 2612117.74mm计算圆周速度60 1000117.74 3°.88060.1903m/s60 1000(3)计算齿宽bd d1t 1 117.74117.74mm(4)齿宽与齿高之比b模数mnt也Z1117.74966.197319齿高h 2.25mnt 13.9440mmbh（5）计算载荷系数根据v 3.29m/s ,7级精度，由文献1P194图10-8查的动载荷系Kv 1.12 ；直齿轮，KhKf由文献1P19310-2查的使用系数Ka 1由文献1P19610-4用插值法6级精度，小齿轮相对支撑对称分布Kh 1.

22、518由，Kh 1.518查文献1P198图10-13得Kf 1.35 ；故载荷系数KKaKvKh Kh 1 1.01 1 1.528 1.5423（6）按实际载荷系数校正算的分度圆直径，由文献1P204式（10-10 a ）得3尺一CC *1.5423 d1 d|t117.7496 ， 131.72521 Kt- 1.4（7 ）计算摸数md1131.7252 secmn 一6.9329mmz-i195.4按齿根弯曲强度计算设计由文献1P201式（10-5 ）得弯曲强度计算设计（1）公式内容的各计算值由文献1P208图10-20 c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1 500MPa ;大齿轮的弯

23、曲疲劳强度极限FE2 380MPa ；mmnZ1Z2d1aB2B14.5879527106135mm332.5mm135mm140mm 由文献1P206图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfni 0.95, Kfn 20.98 计算弯曲疲劳许应力取弯曲疲劳安全系数 S 1.4,由文献1P205式(10-12 )得KFN 1 FE10.95 5001.4339.2857MPad 20mmKFN 2 FE20.98 3801.4266MPa 计算载荷系数KKKAKVKFaKF1 1.05 1 1.45 1.5225TCa 45.780N m 查齿形系数。由文献1P200表 10-5 查的YFa12.8

24、5;丫卩玄22.238。 查取应力校正值系数。由文献1P200表 10-5 查的丫的1.54;Ysa21.752。 计算大、小齿轮的并加以比较YFa1YSa112.85 1.540.01294339.2857d| ii 32 mm,L| |82mm,YFa2YSa222.238 1.7522660.01474dn 皿 44mm大齿轮的值大(2 )设计计算L| hi 50mmm2 1.5225 7.7676 105 1 1920.014744.5879对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m大于由齿根弯曲疲劳 强度计算的模数，由于齿轮模m的大小取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳

25、强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关，可取由弯曲强度算得的模数4.5879并就近圆整为标准值m5，按接触强度算的的分度圆直径d1131.7252mm 来计算应有的齿数,于是由dimn131.7252526.3450 取 Z127Z2iz14 26.3450105.38取 z2 106这样设计出的齿轮传动,既满足了齿面疲劳强度,又满足了齿根弯曲疲diV v 62mm,Liv v 45mmd 80mmda2 248b 78.8mmLV vi 130 mm劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。5.5取几何尺寸计算(1 )计算分度圆直径d1 z,m 27 5135mmd2 z2m

26、1065530mm(2) 计算中心距a (乙 Z2)mn2(27 106) 5332.5mm圆整取a=333mm(3) 计算齿轮宽度b d d11 135135mm圆整后B2135mm B1140mm6. 轴的设计计算6.1蜗杆轴蜗杆上的功率Pl转速Ni和转矩分Ti别如下:Pi = 3.5223kw N i =960r/minTi =35.2156Nm按扭矩初算轴径选用45钢调值，硬度为217 255HBS根据文献P370(15 2)式，并查教材表15-3，取A 110d A3"mm 1103 3.5223 16.9675YnV 960考虑到有键槽，将直径增大7%，贝y： d 17

27、(1 7%)mm 18.16mm因此选d 20mm蜗杆的结构设计(1) 蜗杆上零件的定位，固定和装配一级蜗杆减速器可将蜗轮安排在箱体中间，两队轴承对成分布，蜗杆由轴肩定位，蜗杆周向用平键连接和定位。I端：轴的最小直径为安装联轴器处的直径 d1，故同时选用联轴器 的转矩计算Tea KaTi，查文献1P351表14-1 ，考虑到转矩变化很小， 故取Ka 1.3侧Tea 1.3 35.215645.7803N md 55mm按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件和考虑到蜗杆与电动机连型号公称转距(N m)许用转速(r / min)L1mmL mm轴的直径mmHL62503800608232表6.1蜗

28、杆轴联轴器参数di ii 55mmL| | 82mmL 70mmd2 62mmL 43mmL|ii iv 60mmdIV v 70mmLiv v=90m接处电动机输出轴的直径查文献3P172表13-10选用HL6型号弹性 套柱销联轴器。mLv vimdv vi因此I选择段di ii 32mm,长度取Li H 82mm,轴上键槽键宽和键高以与86 m键长为10 8 70。II端：因为定位销键高度，取h 6mm80mm因此，dii iii di ii 2h 44mm。轴承端盖的总长为20mm,根据拆装的方便取端盖外端面于联轴器右端面间的距离为L 30mm所以，Lii in 30 20 50mm段：

29、初选用角接触球轴承，参考要求因d ii iii =44，查文献3选用7209AC型号滚子承d D B 45 100 19。即dm v 45mm, LIII V 24mm. Lvii viii = 24mm角接触球轴承一端用油环定位(宽度为6mm)，油环紧靠轴环端用于轴 肩定位。V段：直径dIVV1 45 2 8.5 62mm,轴环宽度b 1.4h，在满足强度下，又要节省材料取轴肩宽度为L IV V 1 10mm ； d IV V 2 52mm，L IV v 2 35mm ； Liv v 35 10 45mm。V段：由前面的设计知蜗杆的分度圆直径d 80mm,齿顶圆直径da1 96，蜗轮的喉圆直

30、径da2 248。查文献1P250表11-4材料变形系数x 0.5mm所以蜗轮齿宽bi (11 0.06Z2)m 8 0.06 318 78.8mm综合考虑要使蜗轮与内壁有一定的距离故选 Lv vi =130mm6.2蜗轮轴 621输出轴的设计计算(1 )输出轴上的功率，转速和转矩：P ii =2.5371kw , N ii =30.8806r/min ,T H =784.5997Nm(2) 求作用在轴上的力2T2784699.7Ft2Fa16328.2 Nd22482T1234338Fa2Ft11716.9Nd180Fr2Fr1Ft2tan9.530.3692335.1058 N(3) 初步

31、确定轴径的最小直径选用45钢，硬度217 255HBS根具文献1P370中(15 2)式，并查文献1P370表15-3，取A。112,dd48.6895mmFt1 Fa2 858.fF2 Fa1 645.NMH 355080考虑到键槽，将直径增大 10%，贝V; d 50.35 1 7% mm 52.0978mm所以，选用d 55mm轴的结构设计(1 )轴上的零件定位，固定和装配蜗轮蜗杆单级减速装置中，可将蜗轮安装在箱体中央，相对两轴承对称分布，蜗轮左面用轴肩定位，右端面用轴端盖定位，轴向采用键和 过度配合，两轴承分别以轴承肩和轴端盖定位，周向定位则采用过度配合或过盈配合，轴呈阶梯状，左轴承从

32、左面装入，右轴承从右面装入。(2)确定轴的各段直径和长度轴的最小直径为安装联轴器处的直径di，故同时选用联轴器的转矩计算Tea KaTii，查文献1P表14-1，考虑到转矩变化很小，故取KA 1.3,则Tea 1.3 800.61991040.8059 N mT=34.3380ea由输出端幵始往里设计。查机械设计手册选用HL5弹性柱销联轴器。表6.2蜗轮轴联轴器参数型号公称转矩(N m)许用转速(r / mi n)L1mmL mm轴孔直径mmHL4125040008411255I- 11 段：d| | 55mm， LI II 82mm。轴上键槽取 16 10， L 70mm。II- III段：

33、因定位轴肩高度 h 0.070.1d1 3.5mm，d2 55 2 3.5 62mm，考虑到轴承端盖的长度和安装和拆卸的方便，取L| in 25 25 43mm。3W 16638mmWr 33275mm3川-IV段：初选用角接触球轴承，参照要求取型号为7213AC型圆锥滚子轴承d D B 65mm 120mm 23mm，考虑到轴承右端用套筒定位， 取齿轮距箱体内壁一段距离 a=20mm，考虑到箱体误差在确定滚动轴 承时应据箱体内壁一段距离 S,取S=8。已知所选轴承宽度 T=23，则 L in iv T S a 4 23 8 2570 66 60mm。IV-V段：为安装蜗轮轴段，div V 7

34、0mm,蜗轮齿宽L涡轮0.75dai 0.75 96 72mm, Liv v (1.2 1.8)div v，取 Liv v=90mm ,由于为了使套筒能压紧蜗轮则Lv vi 86 mm。v- vi段：W -v段右端为轴环的轴向定位 dv vi div v 2 5 80mm ,Lv vi 34 mmvi- vii 段：dvi vii65mm, Lvi vii 22mm。图6.2 蜗轮轴结构(3) 轴上零件的周向定位蜗轮、半联轴器与轴的定位均采用平键连接。按div v 70mm由文献1P106表6-1查得平键截面b h 20 12，键槽用铣刀加工， 长为80mm，同时为了保证齿轮与轴配合由良好的对

35、称，故选择 齿轮轮毂与轴的配合为 H7 ；同样半联轴器与轴的连接，选用平键r6H 7分别为为16mm 10mm 70mm，半联轴器与轴的配合为 。滚动k6轴承的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。(4) 参考文献1P365表15-2，取轴端倒角为圆角和倒角尺寸2 45， 个轴肩的圆角半径为126.3蜗杆轴的校核1.821.2611.24907.7150求轴上的载荷F d2Ft6.362451200mm3NtlJWt3102400 mm7.8186MPaNV?图6.3 蜗杆轴受力分析图首先根据轴的结构图（图 6.1）做出轴的计算简图（图 6.3）。在确 定轴承的支点的位置

36、时，应从文献3中查取得a值。对于7209AC型轴承，由文献3P193中查得a=18.2mm。因此，作为简支梁的轴的支承 跨距L 45mm 65mm 2 220mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图（图6.3 ）可以看出中间截面是轴的危险截面。现将计算的截面的FtiFt2F r1MhFa2Fa1M V与M的值计算过程与结果如下:2Tidi2T2d234.3308 “31080S 17.0068800.6199 103 22480.8585 KN6.456KNFr Ft tan20' 2.3825KNS 14.8498S 11.1851FnviFNV2 0.5 Fr 1191.25N

37、FNH 1FNH 2 0.5 Ft2 3228 NT3 T234.3380N mM hFnh 110 3228 110 355080 N mmMV Fnv 1101191.25 110131037.5N mm表6.3蜗杆轴上的载荷载荷HV支反力NF NH1FNH 2F NV 1FNV2322832281191.251191.25弯矩MN mmMH 355080MV1 MV2 131037.5总弯矩MM1 M2 Jmh2 Mv2378487.30N mm扭矩 T=34.3380 N mm（1 ）按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大的弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度。根

38、据文献1P373式（15-5 ）与上表中的数据，以与L 158mmMh 255012M V1 94109轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，轴的计算应力：M（ T3广Ca 0.1d23,206131.820/0.6 34.338020.1 703，7.3923MPa1 60MPa故安全。精度校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面截面II、III、IV只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩与过渡配合所引起 的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度 较为宽裕确定的，所以截面II、山、IV均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面V和VI与蜗轮啮合的应力集中最严重；从受载的情况

39、来看，中心截面上的应力最大。截面 V的应力集中的影响和截面 VI的相近，但截面VI不受扭矩作用，同时 轴径也较大，故不必做强度校核。中心截面上虽然应力集中最大，但应 力集中不大（过盈配合与键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截中心面也不必校核。因而该轴只需校核截面 V左右即 可。（2）截面E左侧抗截面系数 W 0.1d30.1 55316637.5mm3抗扭截面系数 Wr 0.2d30.2 55333275mm3截面 E 左侧弯矩 m 35508011065145260 N mm110截面E上扭矩T3 =800.6199 n mmM 145260bW 16637.58.730

40、9MPa,T3800619.9 24 0607MPa1W33275轴的材料为45钢，调质处理由文献1P362 表 15-1 查得B 640MPa,160MPa, 1275, 1155截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数与按文献1P40附表3-2查取，因，2.0,1.31又由文献1P41附图3-1可知轴的材料敏性系数q 0.82， q 0.85故有效应力集中系数k 1 qr(1)1.82ca 7.9249k 1 q (1)1.26文献1P42附图3-2尺寸系数0.67，0.82文献1P44附图3-40.92轴未经表面强化处理K-11 2.8KJ 111 .62又由文献1P39表3-1与文献1P

41、40 表 3-2的碳钢的特性系数0.1 0.2 取0.1 ；0.05 0.1，0.05。W 27463mm3计算安全系数Sca3Wr 54925 mm275b 4.761MPa11.24902.80 8.7309 0.1 0b 14.57661.62 24-0600.G5 24.06077'71502SeaS-Sr - 6.3624-s2 s2S 1.5故该轴在截面左侧强度是足够的。(3) 截面E右侧抗截面系数按文献1P373表 15-4中的公式计算333W 0.1d0.1 8051200mm抗扭截面系数333WT 0.2d0.2 80102400mm弯矩T3与扭转切应力为M=8006

42、19.9110一65 254742.6955 N110mmT 800619.9 7.8186MPaW 102400800619.9n mm254742.69554.9754MPa51200K过盈配合处 由文献1P43附表3-8用插值法求出并取=3.16，故按磨削加工，文献1P44附图3-4表面质量系数0.92轴未经表面强化处理，即q 1， 则按文献1P25式（3-12 ）和文献1P25式（3-12a ）故得综合系数为又由文献1P390.1 0.2取3.251 .62附表3-1与文献1P40附表3-2的碳钢的特性系0.1 ；0.05 0.1，取 0.05计算安全系数scam27517.00683

43、.25 4.9754 0.1 0m15514.84987.81867.81862.62 0.05 2 2S Sr 11.1851 S 15故该轴在截面右侧强度也是足够的。 本设计因无大的瞬时过载与严重的应力循环不对称，故可略去静强度校核。至此蜗杆轴的设计即告结束。6.4蜗轮轴的强度校核求轴上的载荷WWtTb20.628912.734710.8362334300mm368600mm11.6708MPa3.8120F diF d2S 22.5048FNH7S 9.9483TS 9.0989图6.4 受力分析图首先根据轴的结构图（图 6.1）做出轴的计算简图（图 6.3）。在确C。28.5 KNC

44、38.5 KN定轴承的支点的位置时，应从文献3中查取得a值。对于7213AC型轴承，由文献3P193中查得a=24.2mm。因此，作为简支梁的轴的支承 跨距L 34mm 45mm 2 158mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图（图6.3）可以看出中间截面是轴的危险截面。现将计算的截面的MhMv与M的值计算过程与结果如下:Ft2F r1F NV1F NH 1Fa2Fa1Fr2T1 汉3380 103 20.8585KN80d12T280°.6199 103 26.456KNd2248Ft tan20'2.3825KNFNV2 0.5 Fr 1191.25NFnh 20.

45、5 Ft2 3228NT3 T2800.6199 N mM h Fnh 793228 79255012N mmMvFnv 79 1191.25 79 94108.75 N mm表6.4 轴上的载荷载荷HV支反力NF NH1FNH 2F NV1FNV2322832281191.251191.25弯矩MN mmMh 255012Mv1 Mv2 94108.75总弯矩MM1 M2 Jmh2 Mv2271822.6940N mm扭矩 T=800.6199 N mm（1）按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大的弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度。根据文献1P373式（15-5 ）

46、与上表中的数据，以与轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，轴的计算应力:ca Mi0.1 7037.9249MPa1 60MPa故安全精度校核轴的疲劳强度 判断危险截面截面II、III只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩与过渡配合所引起的应 力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为 宽裕确定的，所以截面II、山均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面III和IV处过盈处配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，中心截面上的应力最大。 截面V的应力集中的影响和截面IV的相近，但截面 V不受扭矩作用， 同时轴径也较大，故不必做强度校核。中心截面上虽然应力集中最大， 但应力集中不大（过盈配合与键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截中心面也不必校核。由第三章附录可知，键槽的 应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面IV左右即可。 截面E左侧抗截面