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（2）求作用在轴上的力 2T22?784699.7Ft2?Fa1???6328.2N d2248 2T12?34338Fa2?Ft1???1716.9N d180 Fr2?Fr1?Ft2?tan??9.53?0.369?2335.1058N （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P3709(15?2)式，并查教材表15-3，取A0?112, 3 pd?Cmm. n 32.5371 d?112??48.6895mm30.8806 考虑到键槽，将直径增大10%，则；d?50.35??1?7%?mm?52.0978mm 所以，选用d?55mm 6.2.2轴的结构设计 d?55mm （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d1，故同时选用联轴器的转矩计算 Tca?KATII，查教材14-1，考虑到转矩变化很小，故取 Ka?1.3,则Tca?1.3?800.6199?1040.8059N?m 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 L1 公称转矩 许用转速轴孔直径 L 型号 (N?m) (r/min) ?mm? ?mm? ?mm? HL4 1250 4000 84 112 55 dI?II?55mm I-II段：dI?II?55mm，LI?II?82mm。轴上键槽取16?10，L?70mm。 II-III段：因定位轴肩高度h??0.07~0.1?d1?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LI?II?82mm L?70mm 17
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。Ⅲ-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LIII?IV?T?S?a?4?23?8?25??70?66??60mm。 LII?III?25?25?43mmd2?62mm LII?III?43mmLIII?IV?60mmdIV?V?70mmⅣ-V段：为安装蜗轮轴段，dIV?V?70mm，蜗轮齿宽 L涡轮?0.75da1?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?86mm。 V-VI段：Ⅵ-V段右端为轴环的轴向定位dV?VI?dIV?V?2?5?80mm，LV?VI?34mm VI-VII段： dVI?VII?65mm，LVI?VII?22mm。 LIV?V=90mm LV?VI?86mm dV?VI?80mm dVI?VII?65mmdIII?IV?65mmLVI?VII?22mm 18
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dIV?V?70mm 由教材表6-1查毒平键截面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，选用平键分别为为r6H7。滚动轴承的周向定16mm?10mm?70mm，半联轴器与轴的配合为k6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）参考教材表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1~2 6.3蜗杆轴的校核 6.3.1求轴上的载荷机械设计课程设计
FrFd1FtFaFd2FtFFFrFaFF 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=18.2mm。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 MH、 MV及 M的值计算过程及结果如下：
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2T134.3308??103?2?0.8585KN d1802T800.6199Ft2?Fa1?2??103?2?6.456KN d2248Ft1?Fa2?Fr1?Fr?Ft?tan20o?2.3825KN Ft1?Fa2?858.5NFt2?Fa1?645.6NFr1?Fr?2382.5NFNV1?FNV2?1191.25NFNV1?FNV2?0.5?Fr?1191.25N FNH1?FNH2?0.5?Ft2?3228N T3?T2?34.3380N?m MH?FNH?110?3228?110?355080N?mm MV?FNV?110?1191.25?110?131037.5N?mm 表6.3 轴上的载荷 载荷 支反力 N 弯矩M H V MH?355080 MV1?MV2?131037.5FNH1 3228 FNH2 3228 FNV1 1191.25 FNV2 1191.25 N?mm 总弯矩M MH?355080 MV1?MV2?131037.5 M1?M2?378487.30M1?M2?MH2?MV2?378487.30N?mm 扭矩T=34.3380N?mm T=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： M12?(?T3)2 ?ca?30.1d2 2 206131.82042??0.6?34.3380?， ? 30.1?70?ca?7.3923MPa?7.3923MPa????1??60MPa故安全。 20
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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 合及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 W?16638mm3抗截面系数W?0.1d3?0.1?553?16637.5mm3 抗扭截面系数Wr?0.2d3?0.2?553?33275mm3 W?33275mm3r截面E左侧弯矩M?355080?110?65?145260N?mm 110截面E上扭矩T3=800.6199n?mm ?b?M145260??8.7309MPa W16637.5?T?T3800619.9??24.0607MPa WT33275轴的材料为45钢，调质处理由表11-1查得 ?B?640MPa,???1??60MPa,??1?275,??1?155 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数??及??按附表3-2查取，因r2.0D80??0.0385，??1.53 d52d52???2.0,???1.31 又由附图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)?1.82 k??1?q?(???1)?1.26 k??1.82 k??1.26 21
两级蜗轮蜗杆减速器说明书(课程设计)
