蜗轮蜗杆减速器设计爬式加料机

课程设计一爬式加料机传动装置轮距500mm,轨距662mm，速度0.4m/s钢绳拉力F/kN钢绳速度)卷筒直径D/mmI78330工作条件：连续单向运转*工作时有轻微振动.小批虬生产.单班制工伟，便用期限8年.运输带速度允 许误差为5%要求完成；1 减速器装配圈I张(A2).2零杵工柞图2张(箱体和轴人3.设计说明书1份，0000字。口录2 1（专t 匕JkJliJI-IBJBJBJIiBliBJ-IBJliJIJI.BliBIBIBJlillBliBliBJkJBJliJIiBJBHIkJliBliaiBJBJBIkiliBliBliBJBJBJIJIBliBJBJBJBJkBI.IBJBJBJkBkBIBJBJIilliBkBiBJ.IBJIiJI.I.BJBiBJ2 2 山 Efl.冬丄或-L P I 忙. tJJ LJ LJ L J l.ja.LJ LJ _ . L J L _ .J L J3- 各轴的参数* .43. 1齐轴的转速43 2轴I 邯SS *3 3齐轴的输出功率43. 4 各轴的输入转矩 43, 5各轴的输出转炬53. 6各轴的运动赫数表 64. 蜗轮蜗杆的选择74.1选择蜗轮蜗杆的传动类型7O4. 2选择材料74. 3按计齿血接触疲劳强度计笄进行设74. 4蜗杆与蜗轮的上要参数与儿何尺寸84. 5校核齿根弯曲疲劳强度94.6验算效率94. 7梢度等级公垒和表面粗糙度的确定105. 圆柱齿轮的设计II5. 1材料选择115. 2按庆面接触强度计舜设计II5.3计算125. 4按齿根弯曲强度计算设计 135. 5取几何尺寸计算 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轴的结枸设计176.3蜗杆轴的校核18631求轴上的我荷186. 32精度校核轴的疲劳强度216.4蜗轮轴的强度校核236. 4. 2梢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半键连接358. 2输出轴打联轴器连接采用平键连接358. 3输出轴与蜗轮连接用平键连接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 411. 电机选择工作机所需输入功率Xpw = 234kw1 7 x lOOOx =2.34S 1000X 0.97所需电动机的输出功率九pd = 3.54kwP耳二亠=3.54B “ a= 0.6577传递装置总效率Ha =3拡皿式中：7：蜗杆的传动效率075弘：每对轴承的传动效率0.9X直齿圆柱齿轮的传动效率097久：联轴器的效率()99%：卷筒的传动效率0.96所以 na = 0.75x0.984 x0.97 x0.992 = 0.65772340.6577=3.5578kw故选电动机的额定功率为4kwvx 1000x60兀1)x1OOOx6O = 7.72r/min舁左=7.72r/ mi舁惟=质认 =(35)x(740)x7.72 = (162.12 - 1544)r/niin符合这一要求的同步转速有75()r/min , l(XX)r/niin , 15(X)r/min电机容量的选择 比较：农11电动机的比较方案型号邀定功率/kw同步转速/r/min满我转速/r/min价格1Y160Mr84750720高2YI32Mr641(X)0960中中3YII2M-4415001440轻低考虑电动机和传动装置的尺寸 觅屋及成本，可见第二种方案较合理，因此选择型号为:Y132M广6D的电动机。2. 选择传动比2.1总传动比 =124.35/w = 31.0875i严4血=型“24.35叫 7.722. 2减速装置的传动比分配仏=124.35所以心=31.0875 Q = 43. 各轴的参数睜传动装置各轴从高速到低速依次定为【轴【轴III轴【V轴：久一小叫 、Tlm-v依次为电动机与I轴I轴与II轴II轴与III轴HIO轴与V轴的传动效率则：3.1各轴的转速nt = 960r / minnn = = 30.8806厂 / min/w31.0875nm =hz/ =30.8806r/min 彳？ 二 7.72r / min口 4.013. 2各轴的输入功率I 轴 Pf = Pq“ = 3. 5578 x 0. 99 = 3. 5222加II 轴Pn = Pm” = 3. 5222 x 0. 75 x 0. 98 = 2. 5888后III轴Pm 2. 5888 x 0. 99 x 0. 98=2. 5117畑IV轴=/ = 2. 5117 x 0. 97 x 0. 98=2. 3876加3. 3各轴的输出功率I 轴 pf = pj1h = 3. 5222 x 0. 98 = 3 4518伽II 轴 Pn = Pm.ii = 2. 5888 x 0. 98 = 2. 5370如Ill轴 PfH = PnTnu = 2.5117 x 0. 98 = 2. 4615伽IV轴 Plv = PhEhy = 2. 3876 x 0. 98 = 2. 3398加34各轴的输入转矩电动机7； = 9550 = 9550x = 35. 3927.9550K = 35-0388V - ”II轴9550 升 800.6119“ /III轴Tin = 9550 如-=776. 7536.V m 他T卷=9550 孕=2953. 5280/V mN难3. 5各轴的输岀转矩电动机 Td = 35. 3927NmI 轴 rf = 9550 丄=34. 3380 mN】pII 轴 Tu = 9550 丄=784. 5997.V mN hIII轴Tul = 9550 仏=761. 2185N mNmIV轴 7 = 9550 孕 =2894. 4574N m3. 6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轴43.557835392796010.991轴3.52333.457935.038834.338096031.08752轴2.58892.2571800.620784.599730.88060.73513轴2.51172.4015776.754761.218530.88U60.97024卷轴2.38762.33982953.532894.4577.720.9506农3.1各轴的运动参数衣4. 蜗轮蜗杆的选择P = 3. 5233如）i = 31.0875, n = 960r/min4.1选择蜗轮蜗杆的传动类型根据 GBAT100851998 选择 ZI4. 2选择材料蝎杆选45钢，齿面要求淬火，硬度为45-55HRC. 蝎轮用ZCuSnlOPI,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行计算，先按齿血接触疲劳强度计 进行设计，再校对齿根弯曲疲劳强度。由式（11-12）,传动中心距叫KT（譽2询而的设计知作用在蜗轮上的转矩T2, 按Z严1,估取 =0. 75 ,则:7； =9.95x106x5- = 9.55x106x-5?9.95xlOx3.5233x0.75960= 8172OO877N 加31.0875（2）确定载荷系数K因工作比较稳定，取我荷分如不均系数=13；由表115选取使用系数Ka = 115；山丁转速不人，工作冲击不人，可取动载系=1.05：则=1.15x1x1.05 = 1.21（3）确定弹性影响系数Zz因选用的是45钢的蜗杆和蜗轮用ZCuSnlOPI匹配的缘故，有1Zf =160/2（4）确定接触系数Z先假设蜗杆分度関直径弘和中心距a的比值4/“=0.35,从图11-18中可査到乙=2.9（5）确定许用接触应力tr根据选用的蜗轮材料为ZCuSnlOPI,金属模制造，蜗杆的螺旋齿血硬度45HRC,可从11-7中査蜗轮的基木许用应力trr = 268MP“应力循环次数V = 60/bL. =60xlxx(lx8x300x8) = 3.5574x!07 A31.0875 N = 33574xl07寿命系数Khn = J一7 =0.8533V 3.43574 x IO7g = 0 8533贝 10“ = Khn = 0.8533 x268MPa = 228.6875MPafl = 229MPa（6）计算中心距：11160x2 9a J1.2Ix817.2xI05x( )2 = 1 59.6543/wmV228.6875a 159.6543/w取a=160mm,由i=30,则从表11-2中査取,模数m=8蜗杆分度圆直径4=80”叽从图中11-18中可查Zp. = 2.65 ,由于Zq.VZ。，即以上算法有效。取d = 16（加加di = 80mm4. 4瞩杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸（1）蜗杆Pt = 25.133mw轴向尺距 二龙m = 2533mm直径系数q二生=10 mg = 10齿顶圆直径d“| = & + 2h*m = 96mmd 川=96mm齿根圆直径d/| = d| - 2（町加+ c） =八=60.8/w/w分度圆导程角 / = arctan = 5.71q蜗杆轴向齿厚$“ = *加龙=12.5664为=125664m鹏杆的法向齿片 s* 一 su -cos y 12.5664xcos5.71 一 12.5(40w/w= 12.5040”劝（2）蜗轮蜗轮齿数5=31,变位系数x2 = -（）.5Z2 =31验算传动比i = = - = 39石I这时传动比谋差为：31；75=0.28%,在谋差允许值内。 31.0875蜗轮分度圆直径d2 = mz2 =8x31 = 248個喉圆直径 d“2 =4+2心2 =248 + 2x8 = 264“齿根IMI直径心2 = 悴（込）gm（I）公式内容的各计算值由图IO-2Oc査得小齿轮的弯曲疲劳强度极限= 500A/Pf/:大齿轮的弯Hl疲劳强度极限（rn：2 = 38OMPa ； 由图10-1X取弯曲疲劳寿命系数心口 =095,心、，2 =098 计算弯曲疲劳许应力取弯曲疲劳安全系数S = 1 A由式（10-12）得0.95 x5(X)1.4= 339.2857MPu二()98x3&)SL4-=266 MPa 计算载荷系数KK = K, Kv , = 1x1.05x1x1.45 = 1.5225 査齿形系数。曲表 10-5 查的 2严 2.85： YFo2 = 2.238。 資取应力校正值系数。由10-5 查的 5a严 154 & = 1.752。 计算大.小齿轮的空准并加以比较。2.85x1,54339.2857= 0.01294j= 2j38x 1,752 =0()1474j2xl5225x77676xl0V1x19x 0.01474 =4.5X79=4.5879对比计舁结果，山齿而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m与寅数的乘积）ni = 5有关，可取市弯曲强度算得的模数4.5879并就近圆整为标准值叫=5,按接触强度算的的分度圆立径4 =131.7252”來计算应有的齿数，于是由z,=27% = 106d| 131.7252 “M rrzt = = 26.3450 取 Z| = 27叫5 = izt= 4x26.3450 = 105.38 取乞=106这样没计出的齿轮传动，既满足了齿而疲劳强度，又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(1) 计算分度圆直径d、= 135mmd2 = 53()】加a = 332.5mm = zn = 27x5 = 135mm”2 = Z2W = 106x5 = 53()”(2) 计算中心距(爲 + 乙)(27 + 106)x5 “r u2 2圆整取a=333mm(3) 计算齿轮宽度B、= 135mm = 140/w/wb =(pd d| = 1 x 135 = 135mm阴 I 松厂 B = 35mm B、= 140mm6. 轴的设计计算6. 1蜗杆轴蜗杆上的功率P,转速N, 和转矩分T,别如下：P,= 3.5223kw Nz=960r/min T,=35.2156Nm6. 1. 1按扭矩初算轴径选用45钢调值，硕度为2H-255HBS根据教材P370(15-2)式,并査教材表153 取4=110心忖心闵器= 16.9675 考虑到有键槽,将直径增大7%,则: = 17x(l + 7%)mm = 18A6mmd = 20ww因 选 d = 20mm6. 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中间，两队轴承对成分布，蜗杆山 轴肩宦位，蜗杆周向川平键连接和肚位。/端：轴的最小宜径为安装联轴器处的直径故同时选用联轴器的转矩计畀Kg 査教材14J,考虑到转矩变化很小，故取Tg=45nmNmKa = 1.3,则：=1.3x35.2156 = 45.7803N 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 动机输出轴的玄径查机械干册表131()选用HL6型号弹性套柱销联轴器。浚6.1联轴器型号公称转距许用转速厶L轴的直径(N m)(r/min)(mm)(mm)(mm)HL62503800608232dt_u =32m，厶一“ =82/nni, d 皿=44”,厶八 m = 50/?iw因此！选择段dz. =32叽长度取厶一 =82呱轴上键槽键宽和键高以及键长 为10x8x70o端：因为定位销键高度，取 =6”切因此，d_m = J,_z/ + 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，Lzz_zzz = 3() + 2() = 50/7/?/】11段：初选用角接触球轴承，参考要求因d_严44,査机械手册选用7209AC 型号滚了承dx/)x = 45xl()0xl9。即= 45mm丄川J = 24mw. Lvzz_vzzz =24mm角接触球轴承一端用汕环定位(宽度为6mm),汕环紧靠轴环端用于轴肩定 位。IV段：直径J(n._v)1 = 45+ 2x8.5 = 62ww,轴环宽度bl.4/j，在满足强度下，艮要节省材料取轴肩宽度为L(八,_ = 0nim ； d(“,_v)2 =52” ,dlv_v = 62mm,L”-# = 45mm d = 80/z/n/2 = 248=788mmL(/vv)2 = 35zn/n : L/vv =35 + 10 = 45mm。v段：由而而的设计知蜗杆的分度洌径=&)“，快顶圆直径心=96，蜗轮的喉圆直径2 = 248。查材料11-4变形系数= -0.5mm所以蜗轮齿宽=(1 l + 0.06Z2)w = (8+0.06x31)x8 = 78.mw综合考虑要使蜗轮与内壁有一定的距离故选 Lv_w = 130mm图6. 1蜗杆轴厶7 = 130 mm6. 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：Pzz =2.537lkw,Nzz=3O.88O6r/min ,T =784.5997Nm(2) 求作川在轴上的力厂厂 27；2x784699.7“ “，2482=Fai =r = 6328.2Nd2r r 27；2x34338r. = F. = L = 1716.9Na2 f，心 8()WF tan a = 9.53x0369 = 2335.1058/V(3) 初步确定轴径的最小貢径选用45钢,硬度217-255HBS 根具敎材公式P37()9(15-2)式，并査教材15-3,取= 112,7 A C2 5371” A 112x 一=48.6895ww30.8806考虑到键槽，将直径增X 10%,贝ij；(I = 5035x(Ix7%)mw = 52.0978ww/所以，选用d = 55mmd = 55mm6. 2.2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，蜗轮左啲用轴肩定位，右端血用轴端盖定位，轴向采用键和过度配合, 两轴承分别以轴承肩和轴瑞盖定位，周向定位则采用过度瓦合或过盈配合， 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仙的最小宜径为女装联轴器处的玄径故同时选用联轴器的转矩计算Ta = KJn .査教材14-1,考虑到转矩变化很小，故取Ka =1.3.则：=l3x8OO6199 = lO4()8()59Nm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联轴器旳号公称转矩(N m)许用转速(r/min)厶(mm)L(mm)轴孔直径(mm)HL4125040008411255I- II 段：dj = 55mm9 厶. =82/wn 0 轴上键槽取 16x10, L = 70mmoII- III段：因定位轴肩高度力=(0.070.1 刃=3.5”，f/2 =55+2x3.5 = 62/nw考虑到轴承端盖的长度和安装和拆卸的方便，取d = 55mmLn = 82mmL 70ntmL -/ = 25 + 25 = 43 o段：初选用角接触球轴承，参照要求取型号为7213AC型闘锥滚子 轴承dxDx=65MX120Mx23“，考虑到轴承右端川套筒迅位，取齿轮距 箱体内壁-段距离a=2()mm,考虑到箱体谋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Lz/_/v = T + S + a + 4 = 23 + 8 + 25 + (70-66) = 6()mni 9NV段：为安装蜗轮轴段，蜗轮齿宽4轮=075d“ =0.75x96 = 72加加上“灯=(1.2 1.8)_” 収 L/v_v =9()mmt 由 于为了使套筒能压紧蜗轮则厶,=86 mm。V- VI段：VI-V段右端为轴环的轴向定位d-vS +2x5 = 80”，厶 = 34 mmc/2 = 62mmL-/ = 43加加L/v = 60 皿= 70mm Lzv_v=90mm 7r_vz = 86 mm d.f v. = SOmmvz_vzz =Ln-vz/ = 22mm。= 65mm心取=65mm= 22mmVI- VII 段：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 = 10mm由教材 表61資希平键截血bx/? = 20xl2,键榊用饶刀加工，长为80mm,同时 为了保证齿轮与轴配合由良好的对称，故选择齿轮轮敕与轴的配合为 耳；同样半联轴器与轴的连接，选用平键分别为为r6,半联轴器勺轴的朮合为匸上。滚动轴承的周向疋k6位是山过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（4）参考教材15-2,取轴端倒角为圆角和倒角尺寸2x45,个轴肩的圆角 半径为1-2& 3蜗杆轴的校核6. 3.1求轴上的载荷FrFd 1 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 査得a= 18.2mm o因此作为简支梁的轴的支承跨距L = （45mm + 65mm）x2 = 220mm 0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。现将计算的截向的M”、Mv n M的佰计算过稗及结果如2耳=2=旦=343308 xlOJx2 = 0.8585 KNa U1 dx 80口匚27； 800.6199 心 oF= Ffl = =xlO x2 = 6.456KNJ川d、 248巴严巴二巧【an 20 = 2.3825KNFWI = F2 =0.5x/；=II91.25/VFnh = Fnhi = 0.5x Fi2 = 3228N7；=7；=34.3380/VwM/ =Fv/xl 10 = 3228x110 = 3550807V mmMv = xl 10 = 1191.25x110 = 131037.5 mmFZ= 2382.5?/kvi = 1I9125NMh = 355080My 严= 131()37.5戦荷HV支反力NFnhF,v2Fnvs 0322832281191.251191.25弯矩M NmmMh = 3550802WVI=;WV2 =131037.5总弯矩MMi+= 378487.30 ww表6.3轴上的载荷扭矩 T=34.3380NmwMM2= 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彊人的弯矩和扭矩的截面（即危险截血）的强度。根据式（15-5）及上农中的数据，以及轴单向旋转.扭转切应力为脉动循环变向力，轴的计算应力:网+(叭)20. k/.r厶_ 206131.82()42 +(O.6 x 34.338O)2_0.1X703无、q“=7.3923A=7.3923MP v cr_J = 6OMPa故安全。6. 3. 2精度校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面截Ifi Ik III. IV只受扭矩作用，虽然键槽、轴川及过渡配合所引起的 应力集中均将削弱轴的疲劳强度.们山于轴的扇小玄於是按川转强度较为睫 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中厳严重；从受载的怡况來看，中心截面上的应力垠大。截面V的应力集 中的影响和截面VI的相近，但截【hi 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 合及键榊引起的应力集中均在两端)，而J1这里轴的直径最大，故截中心血也 不必校核。因而该轴只需校核截血v左右即可。(2)截曲E左侧W = 1663XmmWr = 33275mm3抗截面系数 VV =().1J3 = 0.1 x553 =16637.5W抗扭截面系数 W； = ().2/ =0.2x55 =33275加截面E左侧弯矩“ 355(叫忖“45260N如截Ihj E 上扭矩 T. =8OO.6199/z- mm14526016637.5=&7309MP7；8(X)619.9= 24.0607A/Pd丁 WT 33275轴的材料为45钢，调质处理由表11-1查得6 = 64() MPa. er，! = 60MPa、= 275,= 155截血上rfl于轴丿iJ而形成的理论应力集中系数乞及按附农32査取，因D 801.53aa = 2.0, af =1.31又由附图3-1可知轴的材料敏性系数幺=0.82, qT =0.85ka = 1.82锋= 1.26故有效应力集中系数 + 以爲-1) = 182 = I + qr(Ctr - 1) = 1.26教材附图3-2尺寸系数= 0.67 , er = 0.82教材附图34 氏=092轴耒经表面强化处理 “ 區+丄乂由3-1 与3-2的碳钢的特性系数(pa =0 0.2取 =0:(p: =0.05 0,(pT = 0.05o计算安全系数+0皿275-=11.24902.80x8.7309 + 0.1x()也+臥1551.62x24,06077+ 0.05x24.06072= 7.715()=63624 S = 1.5故该细仕截面厶侧強度足足够的。（3）截面E右侧抗截面系数按教材衣154中的公式计算W =0.k/3=0 1 x80 = 51200/nni3抗扭截面系数Wr = Q.2dy = O.2X8O3 = 102400mm3弯矩7；及扭转切应力为M=800619.9x 一=254742.6955 mm1107；8(X)619.9 r。2“小rr =-2- = 7.81 S6MPaWT 1024007=H(X)6l9.9/?wm254742.695551200= 4.9754MP“K过盈配合处孑由附表3-8用插值法求出并取-=3.16,故严=0.脉36 = 2.53按磨削加工，附图34表面质量系数6=092附图32尺寸系数，故得综合系数为轴耒经表血强化处理KT：I = 1.62又由31与32的碳钢的特性系数佗=矗102取化=0；（pr = 0.05 0，取=005计算安全系数sSa = 11.2490Sr = 7.7150Sg = 6.3624W=51200/ww，% =102400“ Jrr=7.8l86A/Pri6X Kg.2753.25x4.9754 + 0.1x0 一门00681552.62x+O.O5x=，4,84982 2V =I1.185IS = 1.5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我及严垂的 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6.4.1求轴上的载荷FdiFrFlNH2；=17.0068；=14.8498,11.1851TT图6.4受力分析图忤先根据轴的结构图（图6）做出轴的计算简图（图6.3）。在确定轴承 的支点的位宜时，应从手册中査取得a值。对于7213AC型轴承，宙手册中 查得424.2mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距L =（34m + 45”）x2“58”。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图沏（图6.3）可以看出中间截血是轴的危险截血。现将计算的截血的M、Mv 及M的值计算过程及结果如卜：巧严几=竺=些型xl（px2 = 0.8585KN11沁心 80匚厂27； 800.6199 o 一“和= F. = =X10 x2 = 6456KN12“，d2 248你=:耳=酉 tan 20 = 2.3825KN= FVV2 =05x 巴=1191.25NFmn = Ev”2 = % Fl2 = 3228N片=8006l99NmM/z = Fw x79 = 3228x79 = 255012/V-mmMr = Fwx79 = 1191.25x79 = 94108.75N ”载荷HV支反力NF、，2F加FnV2322832281191.251191.25弯矩MNmmMu =2550122VVI=.WV2 =94108.75总弯矩MM严M = JmJ + Mv2 = 271822.6940N mm扭矩 T=800.6199/V ww农6.4轴上的娥荷Mn =255012MVi= 94109（I）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血（即危险截血）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:crtl =7.9249/町+(呵)2%0d,_ 丁271822694(F +().6 x 800.6199) O.lx7()3=7.9249MP v = GOMPa故安全6. 4. 2精度校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面截面II. III只受扭矩作用，虽然键槽、轴川及过渡配合所引起的应力 集中均将削弱轴的疲劳强度，但山于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确 定的，所以截潮II、Ill均无需校核。从W力集中对轴的疲劳强度的彩响来看，截Iftl 111和IV处过盈处配合引 起的应力集中最严重：从受载的悄况来看，中心截面上的应力最人。截Ihiv的应力集中的彩响和截面IV的相近，但截啲V不受扭矩作用，同时轴径也较 大，故不必做强度校核。中心截面上虽然血力集中最大但应力集中不大（过 盈配仟及键槽引起的炖力集中均在两端），而H这里轴的H径垠大，故截中心 面也不必校核。由笫三章附录可知，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。（2）截面E左侧抗截面系数 W =0.2 =0.1x65= 27463mm3充扭截面系数叭=0.0 =0.2x65 =5492579-41截血 E 左侧弯 M =27 1822.6940 X=I 30750.1566N mm截面 E 上扭矩 7； =800.6199 n mwiM_ 130750.156627463=4.761 MPaW = 27463mmIV =54925加亦ab =4.16 MPa = 14.57667； 8(X)619.9 trT = = 14.5766A/V/丫 WT 54925轴的材料为45钢，调质处理由表11-1査得6 = 64()MPa. cr = 6()MPa. e所以 X=0.44.r=1.40A=1463975N半量动我荷 P = XFYF。= 0.44x595.625 +1.40x858.5 = I463.975/V深沟球轴承所受的径向力约为F * = -F2=-x2382.5 = 1191 25Nr 2 “ 2$ = 119I25N当堀动载荷=E = 119125N所以,应用人核算轴承的寿命因为是球轴承，所以取指数 = 3106I io638.5x10、6(加L满足寿命要求。7. 2蜗杆轴上轴承的选择计算(1) 轴承的选择选择使用深沟球轴承，根据轴宜径d=65mm,选用角接触球轴承的型 号为7213C。主要参数如卜： D = 120mm； B = 23mm： a = 24.2mmCO=55.2 kNC =52.5kN基本额定静载荷CO=55.2 kN基木额定动载荷C =52.5kN极限转速=9(XX) r / min(2) 寿命计算对于7(XXX)C型轴承，按表13-7轴承派生轴向力Fd = eF,其中e为表13-5 4*的判断系数，其值由垃的大小來确定，但现釉承轴向 q力巴未知，故先初取e = 0.4，因此可估算：119I.25N打严 0.4 =0.4x2382.5 = 953NFdi =0.4 你 2 =0.4x2382.5 = 953/V按式(13-11)得Fae = F,NVl=9.25N你严巧+ 巧2 =丨 191.25 + 953 = 2144.25N巴2 = 2 =953NF 2144 25仏=z 中Q = 0.0388G 55200矗=竺-=0.0173Co 55200由表135进行插值计算，得=0.409,=0.385 o再计算：Fn =7；, = 0.409x2382.5 = 974.4425/VFdZ =e2Fr2 =0.385x2382.5 = 917.2625Fal= Fa( + 巧2 i 191 25 + 917.2625953 =108.5125Ar巴2 二耳2 =917.2625N2108.5125 =0Q382Co 55200el =0.409e2 = 0.385