两级蜗轮蜗杆减速器说明书(课程设计)

1、机械设计课程设计计算说明书设计电动机卷扬机传动装置题 目专业班级学号学生姓名指导教师西安文理学院机械设计课程设计任务书学生姓名专业班级_学号指导教师职称教研室题目设计电动卷扬机传动装置传动系统图:|平xx/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±5% 要求完成：1减速器装配图1张（a2）。2零件工作图2张（箱体和轴）。3设计说明书1份，6000-8000字。开始日期年 月 日完成日期年 月 日年 月曰目录1. 电机选择12. 选择传

2、动比32. 1总传动比32. 2减速装置的传动比分配33. 各轴的参数43. 1各轴的转速43. 2各轴的输入功率43. 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53. 6各轴的运动参数表64. 蜗轮蜗杆的选择74.1选择蜗轮蜗杆的传动类型74. 2选择材料74. 3按计齿面接触疲劳强度计算进行设74.4蜗杆与蜗轮的主要参数与儿何尺寸84. 5校核齿根弯曲疲劳强度94. 6验算效率94. 7梢度等级公差和表面粗糙度的确定105. 圆柱齿轮白勺设计115. 1材料选择115. 2按齿而接触强度计算设计115. 3计算125. 4按齿根弯曲强度计算设计135. 5取几何尺寸

3、计算146. 轴的设计计算156. 1蜗杆轴156. 1. 1按扭矩初算轴径156. 1. 2蜗杆的结构设计156. 2蜗轮轴166. 2.1输出轴的设计计算166. 2.2轴的结构设计176. 3蜗杆轴的校核186. 3.1求轴上的载荷186. 3.2精度校核轴的疲劳强度21& 4蜗轮轴的强度校核236. 4. 2精度校核轴的疲劳强度267. 滚动轴承的选择及校核计算307. 1蜗杆轴上的轴承的选择和寿命计算307. 2蜗杆轴上轴承的选择计算318. 键连接的选择及校核计算358.1输入轴与电动机轴采用平键连接358. 2输出轴与联轴器连接采用平键连接358. 3输出轴与蜗轮连接用平

4、键连接359. 联轴器的选择计算379.1与电机输出轴的配合的联轴器379. 2与二级齿轮降速齿轮轴配合的联轴器3710. 润滑和密封说明3910. 1润滑说明3910.2密封说明3911. 拆装和调整的说明4012. 减速箱体的附件说明4113. 设计小结4214. 参考文献431-电机选择工作机所需输入功率q17xl000x 60looox 0.972.345所需电动机的输出功率pdpw = 2.34mpd = 3.54 曲p?=亠=3.543' 叽乙=0.6577传递装置总效率式屮：7/,：蜗杆的传动效率0.75你每对轴承的传动效率0.98直齿圆柱齿轮的传动效率0.97；74：联

5、轴器的效率0.99“5：卷筒的传动效率0.96所以 nu = 0.75x0.984x0.97x0.992 = 0.65772.340.6577=3.5578kw故选电动机的额定功率为4kw”xl000x607rd点旷100()><6()“72 伽 nn 卷=7.72r/min 总=初齿孙卷=(3 5)x(7 40)x7.72=(162.12 1544) r/ min符合这一要求的同步转速有750r/min , 1000r/min , 1500r/min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/min满载转速/r/min軍量价格1y160m-847

6、50720重高2y132m-641000960中中3y112m-4415001440轻低考虑电动机和传动装置的尺寸重量及成本，可见第二种方案较合理，因 此选择型号为：y132m1-6d的电动机。2. 1总传动比% = 960斤卷 7.72= 124352.选择传动比2. 2减速装置的传动比分配= i 姻i 齿=124.35所以i蜗=31.0875i齿=4=124.35=31.0875'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:一、一、一/、7/-v依次为电动机与i轴i轴与ii轴ii轴与iii轴iii 轴与v轴的传动效率贝3.1各轴的转速nl -

7、960厂 / minnn = = l9_ = 30.8806r / min i 蜗31.0875nui -nu =30.8806厂/minnlv =- = 7.72r / min如 4.013. 2各轴的输入功率i轴4 :=切0“ = 3 5578 x 0. 99 = 3. 5222如卩11轴=£/_/ = 3. 5222 x 0. 75 x 0. 98 = 2. 5888加iii轴phl = "/_/ = 2. 5888 x 0. 99 x 0. 98=2. 5117拆iv轴piv=匕/_卩=2. 5117 x 0. 97 x 0. 98=2. 3876如/3. 3各轴的

8、输出功率i轴pf - p/ho-i = 3.5222 x 0. 98 = 3.4518 加ii轴pu=piii-ii -2. 5888 x 0. 98 =2. 5370加iii轴pm-pieiiiii=2.5117x0. 98=2.4615后iv轴pfv piieiii:二 2. 3876 x 0. 98 =2. 3398尿34各轴的输入转矩电动机pqt, = 9550 丄=9550 x 亠一=35. 3927/v m 偏960t. = 9550 d = 35. 0388冲 in niii轴心=9550务=800.6119八iiiii轴pt, = 9550=776. 7536/vnhi ini

9、v轴n = 9550 皿=2953. 5280/v 卷"卷3. 5各轴的输出转矩电动机td = 35. 3927片 inpt, = 9550 丄=34. 3380.v mii轴5 = 9550 牛=784- 5997"-iii轴% = 9550 侶= 761. 2185“xiii niiv轴0 = 9550 鱼=2894. 4574冲 卷n、卷 in3. 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伙w)转矩(n-m)转速(r/min)传动i效率输入输出输入输出电机轴43.557835.392796010.991轴3.52333.457935.038834.3380

10、96031.08752轴2.58892.2571800.620784.599730.88060.73513轴2.51172.4615776.754761.218530.88060.97024卷轴2.38762.33982953.532894.4577.720.95064. 蜗轮蜗杆的选择尸=3. 5233&0,i = 31. 0875,«= 960/7 min4.1选择蜗轮蜗杆的传动类型根据 gbft100851998 选择 z14. 2选择材料蜗杆选45钢，齿面要求淬火，硕度为45-55hrc. 蜗轮用zcusnlopl,金属模制造。为了节约材料齿圈选青铜，而轮芯用灰铸铁h

11、t100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。由式（11-12）,传动中心距前面的设计知作用在蜗轮上的转矩t2,按z严1,估取“ = 0.75,贝i：乙=171 =9.95xlo6x-s- = 9.55xl（）6x= 9.95x106 x3-52330-75 = 817200.877 n m31.0875（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；由表115选取使川系 数ka=115；由于转速不大，工作冲击不大，可取动载系kv = 1.05 ；则k = kkakv = 1

12、.15x1x1.05 = 1.21（3）确定弹性影响系数zf因选用的是45钢的蜗杆和蜗轮用zcusnlopl匹配的缘故，有1ze =60mpa2（4）确定接触系数zp先假设蜗杆分度圆直径和屮心距d的比值4/0.35,从图11-18中可查到zp = 2.9(5) 确定许川接触应力巧根据选用的蜗轮材料为zcusnlopl,金属模制造，蜗杆的螺旋齿面硬度>45hrc,可从11-7中查蜗轮的基本许用应力crhy = 26smpa应力循环次数n = 60 jn2lh = 60xlx96031.0875x(lx8x300x8) = 3.5574xl07n =3.3574x1()7寿命系数khn107

13、3.43574x107= 0.8533则 匕 =g'二 0.8533x268mptv 二 22&6875mr?心=0.8533ah = 229mpaa > 159.6543加;取a = 160伽(6) 计算中心距:3 /160x279j1.21x817.2x103x( )2 = 159.6543加和v228.6875取a= 160mm,由i=30,则从表112中查取，模数m=8蜗杆分度圆直径4=80加加。从图中11-18中可查zp. = 2.65 ,由于zp,vzp,即以上算法有效。£ = somm4.4蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸pa - 25.133/m/

14、i(1) 蜗杆(7 = 10轴向尺距 p =7um = 25.133mm直径系数q二=10m齿顶圆直径du = £ + 2ham = 96mm齿根圆直径 5=心一 2(h：m + c) = 6o.smm分度圆导程角 arctan = 5.71°q蜗杆轴向齿m st = m/r = 12.5664mm2蜗杆的法向齿厚5zi =- cosy = 12.5664xcos5.71° = 12.5040/m(2)蜗轮蜗轮齿数z2 =31,变位系数x2 = -0.5d a = 96mmdf = 60.8mms = 12.5664m/?s“ =12.5o4oa77/77验算传动

15、比普畔刊,这吋传动比误差为:31-31.087531.0875= 0.28%,在误差允许值内。蜗轮分度圆直径d2 = mz2 =8x31 = 248m/?喉圆直径心 2 = 2 + 2/2 = 248 + 2 x 8 = 264m/7?齿木艮圆直径门=d2-2hf2 =248-2xl.2x8 = 228.8/m7? 咽喉母圆半径力=匕一丄d“2 =160-0.5x264 = 28/7?4. 5校核齿根弯曲疲劳强度6二耳严 步当量齿数 zv2 = 3?= 31.4697cos y cos 5.763根据 x2 =-0.5, zv2 =31.4697从图11-9中可查得齿形系数y几2=2.55螺旋

16、角系数：y,=l-一 =1 一田- = 0.9592"14(7140°许用弯曲应力：从表11-8中查得有zcusnlopl制造的蜗轮的基本许用弯曲应力a,. j =56mpa寿命系数1()63.5574x107=0.6724af = 56x0.6724 = 37.6544mp。1.53x1.21x817200.877 x 2.55x 0.959280x248x8= 23.3144mrzd2 = 248mm d” = 264/77772d f2 = 228.8mm r 2= 28/777775 = 31.4697yp = 0.9592g = 0.6724af = 31.1 m

17、pa6 =23.314mpq可以得到：6刁因此弯曲强度是满足的。4. 6验算效率 =(0.95 0.96) un 了 tan(/+r)已知y = 5.7r:；(pv = arctan fv ；九与相对滑动速度匕有关。v =加""=4.04 hn / s60 x 1000 cos y从表11-18用差值法查得：九=0.0239;久=1.326°代入式中,得 = 0.77人于原估计值，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

18、注为 8fgb/t10089-1988o然后曲有关手册查得要求的公差项口及表面粗糙度，此 处从略。详细情况见零件图。5.柱齿轮的设计p=2.5117kw , n = 30.8806"min, i=4.05. 1材料选择（1）小齿轮的材料为40gk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z,=19,大齿轮齿数z2=19x4 = 76,取z2=76o（4）选压力角为0 = 20。5. 2按齿面接触强度计算设计 取失效概率为1%,安全系数s=l,由式(10-12)得 ah =

19、k 叩 ind = 1 02 x 600mpa = 612mpa 0严“當皿=i,i5x550mpa = 632.5mp。（1）确定公式中的各参数 试选载荷系数，k严1.4。 计算小齿轮的传递扭矩_9.55xl0'a _95.5xl0'x2.5117_ n. _30.8806= 7.7676xl057vm由表10-7选齿宽系数© = 1 o 出表10-6查的材料的弹性影响系数z£=189.8mp。 由图10-2id按齿而硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限6讪=600mp,；大齿轮的接触疲劳强度极限讣2 = 550mpa。由式10-13计算应力循环次数。n、=

20、60njln =60x30.8806x1x(1x8x300x8) = 3.3574x1()73.3574x107= 8.89xl()6由图1 （）19取接触疲劳寿命系数k加=1.02;心池=1 15。计算疲劳需用应力。川严 3.3574x1 ()77v2 =8.89xl06115. 3计算=62mpa匕/? =632.5妙¥?（2）试算小齿轮的分度圆的直径几代入巾中较小值_ c jw ±1 , z= 2.321.4x7.7676x10- 5d” =117.74m/?117.74m/n(2) 计算圆周速度u7rd,fn ttx 17.74x30.8806 m.v = 0.19

21、()3加 / s60x1000(3) 计算齿宽bv = 0.1903m/560x1000/? = 0/ d“ =1x117.74 = 117.74/wm齿宽与齿高z比彳模数齿咼h = 2.25x mnl = 13.9440加血117.7496 q 心“=8.4444h 13.9440(5)计算载荷系数根据v = 3.29m/5, 7级精度，出图108查的动载荷系 = 1.12；直齿轮，kha = kfa =1 o由表10-2查的使用系数：k=lrtl表104川插值法6级精度，小齿轮相对支撑对称分布吋，= 1.518 由2 = &4444,心厂1.518查图1013得k 二1.35；故载

22、荷系数h«=1x1.01x1x1.528 = 1.5423b -(pddu = 117.严2.32宁(（6）按实际的载荷系数校正算的分度圆直径，有式（10-106z）得依*1.5423 d. =d,t / =117.7496x /= 131.72521卿心v 1.4=131.7252/7?131.7252_19-=6.9329加加mn = 5.9329 mm（7）计算摸数加5. 4按齿根弯曲强度计算设计由式（105）得弯曲强度计算设计（1）公式内容的各计算值 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限o阳=5（）（wpd ；大齿轮 的弯曲疲劳强度极限72 = 38ompa ； 由图

23、10-18取弯曲疲劳寿命系数k创=0.95,k庶2 =0.98 计算弯曲疲劳许应力取弯曲疲劳安全系数s = 1.4,由式（10-12）得().95x500_l4=339.2857m%kfn9fe250.98x3801.4=266mpa 计算载荷系数kk = ka kv kfa k” = 1 x 1.05 x 1 x 1.45 二 1.5225 查齿形系数。由表 105 查的 yf = 2.85；星2 =2.238。 查取应力校正值系数。由表 105 查的 ysai = 1.54；耳2 =1.752。 计算大、小齿轮的晋并加以比较。2.85x1,54339.2857= 0.01294人齿轮的值人

24、（2）设计计算2xl.5225x7.7676xl05v1x192x0.01474 = 4.5879对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数加大于由齿根弯曲疲劳强度 计算的模数，由于齿轮模加的大小取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿 面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数加与齿数的乘积）有关，町取由弯曲强度算得的模数4.5879并就近圆整为标准值加”=5,按接触强度算的的分度圆胃径t/, =131.7252mm来计算应有的齿数，于是由d. 131.7252=26.3450取召=27% 二e = 4x26.3450 = 105.38取 =106这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面疲劳

25、强度，乂满足了齿根弯曲疲劳强 度，并做到结构紧凑，避免浪费。5. 5取几何尺寸计算（i）计算分度圆直径£ = 27x5 = 135"“d2 = z2m - 106x5 = 530mm（2）计算屮心距u =（十）他=（27 + 106）x5 = 332.5 如 2 2圆整取a=333mm（3）计算齿轮宽度b =（pd d = 1x135 = 1357?7m圆整后，场=135呦b、= 140mmzn = 4.5879叫=5知=27z2 = 106d = 135mmd2 = 530mma = 332.5mmb2 = 135 mm3 = 140mm6.轴的设计计算6. 1蜗杆轴蜗杆

26、上的功率匕 转速n, 和转矩分t,别如下：p / = 3.5223kw n z =960r/min tz=35.2156nm6. 1. 1按扭矩初算轴径选用45钢调值，硬度为217-255h3s根据教材7370(15-2)式,并査教材表15-3,取a =110d>a= 1103/3,5223 = 16.9675nv 960考虑到有键槽，将直径增大7%,贝山d = 17x(l + 7%)nw? = 18.16mmd = 20mm因止匕选d = 20/77/776. 1. 2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屮间，两队轴承对成分布，蜗杆由 轴肩

27、定位，蜗杆周向用平键连接和定位。/端：轴的最小直径为安装联轴器处的直径故同时选用联轴器的转矩计算tca = katt,查教材14-1,考虑到转矩变化很小，故取7；=457803mmka = 1.3,则匚=1.3x35.2156 = 45.7803/v m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接处电动机输出轴的直径查机械手册表13-1()选用hl6型号弹性套柱销联轴器。表6.1联轴器型号公称转距(n in)许用转速(r/min)厶(mm)l(mm)轴的直径(mm)hl62503800608232d/_ = 32mm,厶一 =82mm,因此/选择段心_ = 32/77/72,

28、长度取厶 =82/77/77,轴上键槽键宽和键高以及键长 为 10x8x70。端：因为定位销键高度，= 6mm因此，d/ = d一 + 2/1二44/nm。轴承端盖的总长为20mm,根据拆装的方便机炖电3工”金 机植读针扇al氏* 0樹化专主刼1d i _ in = 44m/n,ln = 5qmm取端盖外端面于联轴器右端面间的距离为l = 30/77/77所以，厶=30+ 20 = 50加加iii段：初选用角接触球轴承，参考要求因d/z_/z=44,查机械手册选用 7209ac 型号滚子承dxdxb = 45x100x19。即乞“ =45加加，lui_v = 24mm. l =24mm角接触球

29、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。dlv_v = 62mm.l/v_v = 45mmd = 80m/77da2 = 248bx = 78.8mmzv_v/ = 130 mmiv段：直径d“呵=45 + 2x8.5 = 62加仏轴环宽度b>1.4/i，在满足强度 下，乂要节省材料取轴肩宽度为l(/v_v)i =10/7?7n ； dlv_v2 = 52mm , l(/u_u)2 = 35mm ； l/v_v =35 + 10 = 45mm。v段：由前而的设计知蜗杆的分度圆肓径d = somm,齿顶圆胃径dax = 96，蜗轮的喉圆直径d“2 = 248 o查

30、材料11-4变形系数x = -0.5/nm所以蜗轮齿宽 =(114-0.06z2> =(8 + 0.06 x31)x8 = is.smm030综合考虑要使蜗轮与内壁有一定的距离图6. 1蜗杆轴6. 2蜗轮轴6. 2. 1输出轴的设计计算(1)输出轴上的功率，转速和转矩：p =2.537lkw,n/z =30.8806r/min ,tlt =784.5997nm机強电3工”金 祝枝针刽建氏£ 0 m化专土观f磁（2）求作用在轴上的力27；x2x784699.7248= 6328.222x34338_80-= 1716.977fr2 = frx=件 x tan a = 9.53x0

31、.369 = 2335.1058/v（3）初步确定轴径的最小直径 选用45钢，硬度217 255hbs根具教材公式p3709q5-2）式，并查教材表153 取血=112,d>c* 2 5371歳矿4&6895如考虑到键槽，将直径增人 10%,贝u； t/ = 50.35x（1x7%）mm = 52.0978m/h所以，选用d =55加加d = 55mm6. 2. 2轴的结构设汁（1）轴上的零件定位，固定和装配蜗轮蜗杆单级减速装置屮，可将蜗轮安装在箱体屮央，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

32、则采用过度配合或过盈配合， 轴呈阶梯状，左轴承从左面装入，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故同时选用联轴器的转矩计算tca = katn ,查教材14-1,考虑到转矩变化很小,故取则：=1.3x800.6199 = 1040.8059"加由输出端开始往里设计。查机械设计手册选用hl5弹性柱销联轴器。表6.2联轴器型号公称转矩（n 加）许用转速（r/min）厶(mm)l(mm)轴孔直径（mm）hl4125040008411255d _ = 55 mml_u = 82mmi- 11 段：cl=55nvn , ll_n = s2mm o 轴上键

33、槽取 16x10, l = 7（hrun。ii- iii 段：因定位轴肩高度/z =（0.07-0.1）/1= 3.5mm,“2=55 + 2x3.5 = 6加加，考虑到轴承端盖的长度和安装和拆卸的方便，取l_/ = 25 + 25 = 43/?77noiiiiv段：初选用角接触球轴承，参照要求取型号为7213ac型鬪锥滚子 轴承dx£>xb = 65mmxl20加心23讪，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,贝il/z_/v = t + s + d + 4

34、 = 23 + 8 + 25 + (70- 66) =。ivv段：为安装蜗轮轴段，div_v = 70mm ,蜗轮齿宽l涡轮=075佥=0.75x96 = 72加血，厶“ =(1.2 1.8)£取 l” =90mm,由 于为了使套筒能压紧蜗轮则厶=86mm。v- vi段：vi-v段右端为轴环的轴向定位心旳=dlv_v +2x5 = 80肋7,厶/一刃=34 mmvi- vii 段：dvi_vi1 = 65mm, lvi_vi1 = 22mm。l -/ = 43/nml/z/_/v = 60mmdfv_v = 10mml lv_v =90mm厶w = 86 mmdv_vl = 80mm

35、vi-viid hi 一 iv=65mm=65mmlv/_v7/ = 22mm图6.2蜗轮轴(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dlv_v = 10mm由教材 表61查毒平键截itnhxh = 20x12 ,键槽用铳刀加丄，长为80mm,同时 为了保证齿轮与轴配合由良好的对称，故选择齿轮轮毂与轴的配合为;同样半联轴器与轴的连接，选川平键分别为为r616mmx 1 qmmx70mm ,半联轴器与轴的配合为勺<。滚动轴承的周向定k6位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6o(4) 参考教材表15-2,取轴端倒角为圆角和倒角尺寸2x45°,

36、个轴肩的圆角 半径为126. 3蜗杆轴的校核6 3. 1求轴上的载荷frfdift_ fd2nh1x nh2frfanv1xnv2tt图6.3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 的支点的位置时，应从手册中查取得a值。对于7209ac型轴承，由手册中 查得a=18.2mmo w此，作为简支梁的轴的支承跨距l = （45/77/77 + 65/77/7?）x2 = 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mh.m、,及m的值计算过程及结果如下：你二 = e=3°3m)8xl

37、()3x2 = 0.8585kw""/80坐二型理 x1o'x2 = 6.456kn/2fll d1248巴=巧=耳 tan 20° = 2.3825knvv1=v2 =0x/； = 1191.252vfnhi=fnh2=0.5xft2 =322sn7； =7；= 34.338o7v mm = fnh x110 = 3228x 110 = 355080n mmmv =/vxll0 = 1191.25x110 = 131037.5 mm=心=858上ft2=fa =(a5.6n= 2382.52f = f1 nv 1 nv2=1191.257vmh = 35

38、5080mv =mv2= 131037.5载荷hv支反力nfnhfnh2fnvifnv2322832281191.251191.25弯矩mnmmmh = 355080册力=m”2 =131037.5总弯矩mm =%= 378487.302v-mm扭矩 t=34.3380a-mm表6.3轴上的载荷mx=m2= 378487.30t=34.3380（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。根据式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，轴的计算应力：_加+（血）2 3o.w23_ 206131.82042

39、 +（0.6x34.3380）2 0.1x703二7.3923mm v = 60mpa気=7.3923甌20故安全。6. 3. 2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、轴肩及过渡配合所引起的 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、iii、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 集屮最严重；从受载的情况來看，屮心截面上的应力最大。截面v的应力集 中的影响和截面vi的和近，但截面vi不受扭矩作用，同时轴径也较人，故 不必做强度校核。中心截面上虽然应力集中最

40、大，但应力集中不大(过盈配 合及键槽引起的应力集中均在两端)，而11这里轴的直径最人，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w =16638沪wr =33275加加彳抗截面系数 w = 0.m3 = 0.1x553 = 16637.5w抗扭截面系数叱=0.2j3 = 0.2x553 = 33275mm3截面e左侧弯矩m "5080x晋 “452605,”截面 e 上扭矩 7； =800.6199 mmm_ 145260 厂 16637.5 二&7309mp。t* 800619.9 “一 八"“= 24.0607mpd%.33275

41、轴的材料为45钢，调质处理由表11-1查得巧=640mp。,= 275, j = 155截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数.及色按附表32查取，i大i 12 = 0.0385, 2= i.53d 52d 52 2.0,=1.31你=1.82©=1.26又由附图31可知轴的材料放性系数么=0.82,务=0.85 故有效应力集屮系数© t + 乞(爲 一1)= 182 kt = 1 +务（ -1） = 1.26教材附图3-2尺寸系数召=0.67 , £t = 0.82教材附图34pa=pt= 0.92轴耒经表面强化处理 ze. '.又由31与3-2的碳钢的

42、特性系数(pa = 0.1 0.2 取 = 0；(pt 0.05 0，(pt 0.05。 计算女金系数s"s -6275=*=11.24902.80x8.7309 + 0.1x0s -jr二155=7 7150l62x 24°607+0 05x24.0607-2 2v ss -6.3624 » s -1.5js/+s/故该轴在截面左侧强度是足够的。(3)截面e右侧抗截面系数按教材表15-4中的公式计算w = 0. id? =0.1x803 = 51200mm3抗扭截面系数wt = 0.2 彳=0.2x803 = 102400mm3弯矩7；及扭转切应力为m=8006

43、19.9x11065 = 254742.6955/v mm1101800619.9rt =二= 7.81 s6mpa1 wt 102400s” =11.24905r =7.7150s“ = 6.3624w =51200/?m3%=102400w?q=7.8186mrz7； =80061 9.9m m/w254742.6955_51200-=4.9754m%kkk过盈配合处亠 由附表38川插值法求出并取 且二0.8玉%6£(y5=3.16,故冬js= 0.8x3.16 = 2.53按磨削加工，附图34表血质量系数pg-it- 0.92 附图32尺寸系数，故得综合系数为轴未经表面强化处理

44、-1 = 3.25心士 +才亠，2又由3-1与3-2的碳钢的特性系数(pc =00.2取0 =0.1©=0.05 0.1,取久=0.05计算安全系数scas =”心+佔”2753.25x4.9754 + 0.1x0 °°°氏1552.62x迪+ 0.05x27.81862= 14.8498s” = / ” '=11.1851» 5 = 1.5故该轴在截面右侧强度也是足够的。木设计因无大的瞬时过载及严重的 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。a= 17.0068r =14.8498.=11.18516.4蜗轮轴的

45、强度校核皿鸟余矢用况6. 4. 1求轴上的载荷fd 1 一fd 2frft i fafrfwfw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）0在确定轴承 的支点的位置时，应从手册中查取得a值。对于7213ac型轴承，由手册中 查得a=24.2mm o因此，作为简支梁的轴的支承跨距=158/77/7?l = （34mm + 45m/n）x2 = 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m、mv 及m的值计算过程及结果如下：你二® 二竺=3°338°x103x2 =

46、0.8585knftl=fa= 800,6l"xl03 x 2 = 6.456kn /2 tt, d2 248fr =fr = ftan 20 = 2.3825knfnvl=fnv2=0.5xfr=9.25n爲严弘2=05“2 =3228n7；=7；=800.61997v-mm = fnh x 79 = 3228 x 79 = 255012n - mmmv = fnv x79 = 1191.25x79 = 9410&75/v-mm载荷hv支反力nfnhfnh2fnhf机2322832281191.251191.25弯矩m n mmmh =255012mvl =mv2 =941

47、08.75总弯矩mm=m2=jm/+mj =271822.6940"伽加扭矩 t二800. 6199 2v 加加表6.4轴上的载荷mh =255012= 94109（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而（即危险截而）的强度。根据式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力乙=7.924925为脉动循环变应力，轴的计算应力：_加+(血)2 "0.1j23_ 271822.69402 +(0.6x800.6199)2_0.1x703=7.9249mpd < 乙=60mpa故女金6. 4. 2精度校核轴的疲劳强度（1

48、）判断危险截面截面ii、iii只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力 集屮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11、111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屮最大，但应力集中不大（过 盈配合及键槽引起的应力集屮均在两端），而且这里轴的臣径最大，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，

49、 因而该轴只需校核截面iv左右即可。（2）截面e左侧ah = 4.761 mpa抗截面系数 w =0.w3 =0.1 x653 =27463w抗扭截面系数叱=0.2/ =0.2x65? =54925加？辺=14.576679-41截面e左侧弯m = 271 822.6940 乂市一=130750.1566n mm截面e上扭矩§ =800.6199 m ah = w13075(x156627463= 4761mpg7；800619.9 - “rt = = 14.5766mp。7 玛 54925轴的材料为45钢，调质处理由表11-1査得= 640mpa, <7_ = 60mpaq_ =275, j = 155截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数,及冬按附表32查取，因(xa 2.0, oct =1.31乂出附图3-1 nj|轴的材料敏性系数么=0.82,务=0.85 故有效应力集中系数k(y = l + qfxaa -1) = 1.82kt + %(% 1) = 1.26教材附图32尺寸系数 = 0.67 ,6 =0.82教材附图340厂0=0.92轴未经表面强化处理v _ k a , 1 j _ 2 xk乙阳2又由3-1与3-2的碳钢的特性系数(pa =00.2 取 =0； e =0.05 0，(pt