3）设计一起重设备用的蜗杆传动,载荷有中等冲击,蜗杆轴由电机驱动,传递的额定功率P1=10.3kW,n1=1460r/min,n2=120r/min,间歇工作,平均约为每日2h,要求工作寿命为10年(每年按300工作日计)。
解： 采用开式渐开线蜗杆（ZI）传动。因为要求n1=1460r/min，n2=120r/min,，所以
i?n1?12.17，故按非标准中心距设计。蜗杆用45号钢，蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为n245～55HRC。蜗轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造。
（1）按齿根弯曲疲劳强度计算：
①确定作用在蜗轮上的转矩。按z2=2估取效率η=0.8，蜗轮上的转矩为 T2?9.55?106P110.3?12.17?0.8m i??9.55?106??655946N·
n11460②确定各计算系数。由教材表11-5查得KA =1.15，取Kβ=1. 5，Kv=1. 1，则载荷系
数
K?KAK?Kv?1.15?1.5?1.1?1.9
z2?iz1?12.17?2?24假设??14?02?10??，当量齿数为 zv2?z2cos3??24(cos14.04?)3?26.29
由教材图11-19查得齿形系数YFa2=2.64。螺旋角影响系数 Y??1??140??1?14.04??0.90 140?③确定许用弯曲应力。由教材表11-8查得蜗轮的基本许用弯曲应力为
[?F]??40MPa。
蜗杆传动的工作寿命Lh?10?300?2?6000h，蜗轮轮齿的应力循环次数
N?60jn2Lh?60?1?120?6000?4.3?107
寿命系数
KFN1069106???0.66
N4.3?1079许用弯曲应力
[?F]?[?F]?KFN?40?0.66?26.4 MPa
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④计算m2d1
m2d1?1.53KT21.53?1.9?655946YFaY???26.4?0.9?7157
z2[?F]24?26.4取模数m?10mm，蜗杆分度圆直径d1?80mm。实际中心距 a?11(q?z2)m??(8?24)?10?160mm 22（2）蜗杆与蜗轮的主要参数和几何尺寸
①蜗杆：由教材表11-2查得蜗杆头数z1?2，直径系数q?8，分度圆导程角
?14?02?10??。则
轴向齿距
pn??m?31.42mm 齿顶圆直径
da1?d1?2h*am?100mm
齿根圆直径
df1?d1?2m(h*a?c*)?56mm
蜗杆轴向齿厚
sa?0.5?m?15.71mm
②蜗轮：蜗轮齿数z2?24，不变位。 验算传动比i?z2z?12，这时传动比误差为12?12.17??1.4%，是允许的。112.17蜗轮分度圆直径
d2?mz2?10?24?240mm
蜗轮喉圆直径
da2?d2?2h*am?240?2?10?1?260mm
蜗轮齿根圆直径
df2?d2?2m(h*a?c*)?240?2?10?(1?0.2)?216mm
蜗轮咽喉母圆半径
rg2?a?0.5da2?160?0.5?260?30mm
（3）结构设计（略）。
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?
第六章 轴及轴毂连接参考答案
1．1）（1）；2）（2）；3）（3）；4）（1）；5）（3）；6）（1）（4）；7）（3）；8)（4）；9）（1）（2）；10）（2）。 2．略
3.1解：1——该轴段长度过长，半联轴器无法轴向定位；
2——该轴段长度过长，轴承装配不方便，应采用阶梯轴； 3——轴承透盖与轴之间应为间隙配合，且用油封毡圈密封； 4——轴承盖外端面加工面积过大；
5——箱体两端面与轴承盖接触处无凸台，使箱体端面加工面积过大； 6——箱体两端面与轴承盖间缺少调整垫片，无法调整轴承间隙； 7——套筒过高，轴承无法拆卸；
8——该轴段长度应短于齿轮轮毂宽度，否则齿轮无法轴向定位； 9——齿轮轴向未固定，应采用键联接； 10——轴环过高，轴承无法拆卸；
11——该轴段长度过长，无静止件轴承盖接触。
3.2解：1）低速轴结构设计：
计算各种工作参数：
① 各轴转速：高速轴：n1?750r/min；低速轴：n2?130r/min ② 各轴输入功率：高速轴：P1?P0?联?4?0.98?3.92kW
低速轴：P2?P0?联?轴承?齿轮?4?0.98?0.995?0.97?3.78kW
③ 各轴输入转矩：高速轴：TP11?9550n?95503.92?49.94N?m 1750低速轴：TP3.782?95502n?9550130?277.68N?m 2轴材料选用45钢，调质处理，????32MPa
由??T2?T2????得：d?3T2?3277.68?103W31T0.2d10.2???0.2?32?35.14mm
根据要求，在此选用滑块联轴器，其尺寸为：内径为36mm，长度为70mm。
由此取低速轴最小直径为：d1?36mm。
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考虑轴上零件的定位、轴上零件是否为标准件、轴承润滑等，在此轴承采用润滑脂润滑，轴承选用7209C，并最终设计低速轴结构及尺寸如下： φφφφφφ 2）低速轴强度校核计算：
计算作用在大齿轮齿宽中点的力：
Ft2?2T22?277.68??1851.2N d2300?10?3Ft2tan?n1851.2tan20?Fr2???688.83N ?cos?cos12Fa2?Ft2tan??1851.2tan12??393.48N
把轴看成是一端铰支，一端游动的梁，其简化模型如下图： ① 求垂直面的支承反力
F1V?Fa2?K?Fr2?L2?393.48?150?688.83?68.5?86.40N
L137F2V?F1V?Fr2?86.40?688.83?775.23N
'画垂直面内的弯矩图：MaV?53.10N?m，MaV?5.92N?m ② 求水平面的支承反力：
F1H?F1H?画水平面内的弯矩图：MaH③ 求合成弯矩图：
Ft21851.2??925.6N 22?63.40N?m
22Ma?MaV?MaH?(53.10)2?(63.40)2?82.7N?m ''22Ma?MaV?MaH?(5.92)2?(63.40)2?63.68N?m
④ 低速轴传递的转矩：T2?277.68N?m
⑤ 求危险截面的当量弯矩：
认为轴的扭切应力是脉动循环变应力，取折合系数??0.6
2Me?Ma?(?T2)2?(82.7)2?(0.6?277.68)2?186N?m
⑥校核计算：轴材料选用45钢，调质处理，???1b??60MPa
MeMe186?103?e????16.8MPa?60MPa 33W0.1d40.1?48齿宽所在的截面为危险截面，经弯扭合成强度校核计算，该危险截面安全。
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