小型运输升降机的设计—本科毕业设计论文.doc

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1、小型运输升降机的设计机械设计制造及其自动化 摘 要 本课题以小型运输升降机为设计对象，研究实施重物升降移动的方案，对其减速传动机构及执行机构进行参数设计和校核，从而实现小型运输升降机升降移动重物的功能。本课题首先对现有的升降机的类型、结构及其工作原理进行了回顾；其次以小型运输升降机为设计对象，对其进行了整体方案设计；接着对其传动系统、执行机构及其制动机构进行了结构设计，并对其关键零部件进行了强度校核。本设计通过动力机构电动机带动传动系统减速器，再带动执行机构卷筒上的钢丝绳，然后经过一定的滑轮组装置实现对轿厢上重物的升降移动，而制动机构则通过选取合适的制动器来实现制动。关键词 运输升降机，减速器

2、，卷筒，钢丝绳，制动器，滑轮Design of Small Transport ElevatorMajor of mechanical design, manufacturing and automation Yang zhichuangAbstract: The small transport elevator was taken as the design object in this thesis, and the solution for the rising and falling of the weight was studied to realize the function o

3、f the small transport elevator through the parameter design and verification of the deceleration transmission mechanism and an actuating mechanism.At first, the types, the structures and the working principle of the existing elevator were reviewed. Secondly, the small transport elevator was taken as

4、 the design object, and its overall solution design was carried on. At last, the structures of the transmission system, the actuating mechanism and the brake mechanism were designed, and the strengths of the key parts were checked subsequently. In the design, the steel wire rope wined around the coi

5、ling block is driven by the transmission system of the reducer, which is driven by the motor drive system previously. The steel wire rope can put the weight up and down by the pulley device, while an appropriate brake is chosen to realize brake.Key words: transport elevator, reducer, coiling block,

6、steel wire rope, detent, pulley目 录1 绪论11.1 运输升降机的应用11.2 升降升降装置机的分类11.3 升降机的发展趋势11.4 本课题的研究内容及目的22 小型运输升降机的设计要求及方案确定32.1 设计要求32.2. 确定设计方案33 小型运输升降机的设计与计算53.1 电动机的选择53.2 小型运输升降机减速装置的设计与计算64 小型运输升降机制动装置的选择254.1 制动器的选择要求254.2 选择合适的制动器255 钢丝绳的选择与卷筒的设计265.1 钢丝绳的选择265.2 卷筒的设计计算286 小型运输升降机执行机构的设计分析336.1 轿厢架

7、的计算分析337 减速器实物的制作38结束语40附录41参考文献42致谢431 绪论1.1 运输升降机的应用运输升降机主要用于装卸和搬运重物，其广泛应用于工厂、港口、建筑等生产领域。运输升降机通过吊钩或其他吊具的起升、下降及移动完成重物的装卸和移动，运输升降机的广泛使用极大的降低了工人的劳动强度，提高了劳动生产率，甚至完成了人们无法直接完成的某些工作。 1.2 升降升降装置机的分类随着社会的不断进步，升降机行业逐步的成长起来，随着技术的成熟，种类也逐渐呈现多样化，大体分可按照以下分类方式进行分类： 按用途分类： 乘客升降机、载货升降机、医用升降机、杂物升降机、观光升降机、车辆升降机、船舶升降机

8、、建筑施工升降机。 按驱动方式分类：交流升降机、直流升降机、液压升降机、齿轮齿条升降机、螺杆式升降机、直线电机驱动的升降机。 按速度分类：低速升降机、中速升降机、高速升降机、超高升降机。 按有无司机分类：有司机升降机、无司机升降机、有/无司机升降机。 按操纵控制方式分类：手柄开关操纵、按钮控制电梯、信号控制升降机、集选控制升降机、并联控制升降机、群控升降机。 特殊升降机：斜行升降机、立体停车场用升降机、建筑施工升降机。1.3 升降机的发展趋势升降机作为普遍的垂直运输工具，如何才能做到准确、高效，便捷？是否能有效实行监管和提供完善的服务，将成为各厂商不得不考虑的关键问题。只有通过先进的信息化和网

9、络化平台，才能将升降机控制系统和监控系统结合想来，为用户提供满意服务，同时为各地政府职能部门提供友好的监管平台。通过网络信息化平台，可以实现以下几个方面的功能。 用网络把所有升降机监管起来，保证升降机安全运行，确保乘客安全。当升降机出现故障时，升降机通过网络向客户服务中心发出信号，使维保人员能及时准确了解升降机出现故障的原因及相关信息，客户的人身安全是否受到威胁，并在第一时间内赶赴事故现场进行抢修，也可以通过升降机网络在规定时间内自动扫描每台升降机各部件以发现事故隐患做到事先维修，减少停梯时间，提高企业的服务质量。 现在传统营销体系是人对人的销售(或面对面销售)，由于需要大量销售人员，其销售成

10、本高昂。如果通过升降机商务平台就可以大大降低销售成本。在网上你可以展示自己产品的特点、功能、外形和尺寸、以及相关的技术文档，并且还可得到全程技术支持服务。还可以在网上签订购销合同，通过网上银行支付货款。 利用网络快速、准确的特点，降低制作成本。在中国加入WTO后，各个企业(特别是合资、外资企业)为降低成本全球采购是必然，避免在采购过程中受到各种不正当手段的影响，利用升降机网站招标和竞标可以保证采购价廉物美的升降机零部件，其运作非常低廉。也可把已定点所有外购件生产厂、配套厂通过网络联网，厂家在接到订单后，通过技术部安排生产明细表和零部件制作分工表即可通过网络快速、准确地给外购件生产厂、配套厂下达

11、生产指令，并指示交货地点(通常为减少从生产厂到组装厂再到工地来回运费直接运到工地)，同时通过网络通知被厂家认可的专业安装队进场安装电(扶)梯。安装完成后，安装队在网上向厂家和有关政府部门申请验收。总之从销售到安装和售后服务许多工作都可以通过网络完成，而且费用低、快速、准确、服务质量好。 同时有专家预言“谁最先推出绿色产品并抢占市场，谁就掌握市场竞争主动权”。所以在这个提倡绿色发展的时代理念。发展的趋势主要有如下：不断改进产品的设计，生产环保型低能耗、无漏油、无漏水、低噪声、无电磁干扰、无井道导轨油渍污染的升降机。升降机曳引采用尼龙合成纤维曳引绳，钢皮带等无润滑油污染曳引方式。升降机装璜将采用无

12、(少)环境污染材料。升降机空载上升和满载下行电机再生发电回收技术。安装施工升降机将无需安装手脚架。施工升降机零件在生产和使用过程中对环境没有影响(如刹车皮一定不能使用石棉)并且材料是可以回收的。 所以说升降机发展的方向，应该以信息化、自动化已经环保的方向去发展。这样才符合我国可持续发展的国情，同时也为施工人员的安全性得到更高的保障。1.4 本课题的研究内容及目的本课题以小型运输升降机为设计对象，研究实施重物升降移动的方案，对其减速传动机构及执行机构进行参数设计和校核，从而实现小型运输升降机升降移动重物的功能。通过本次小型运输升降机的设计，一方面可以全面巩固本科阶段所学的相关基础专业知识，另一方

13、面可以提高综合知识的运用能力，为今后从事机械方向的生产、设计、管理工作做好技术准备，为未来就业打下重要的基础。2 小型运输升降机的设计要求及方案确定2.1 设计要求调查小型运输升降机的工作场所，了解工作场所的土木结构，确定升降机的安装位置。结合设计手册和工况要求，确定升降机设计的初始参数，只要包括升降机的提升载荷、提升速度、提升高度等。初步拟定提升重物最大载荷为900kg,加上轿厢和钢丝绳自重100kg，共计1000kg，且使用寿命4年，每年工作300d，每天工作8h，工作环境温度为户外正常温度，升降速度1m/s，提升最大高度10m。2.2. 确定设计方案经过方案对比优选，最终确定本课题设计的

14、小型运输升降机由动力机构、传动机构、执行机构及制动机构四部分构成，其结构示意图如图2-1所示。图中电动机B端与减速器B端通过联轴器连接，减速器A端与卷筒A端通过齿轮连接。图2-1 升降机结构示意图Figure 2-1 Structure schemes of Elevator升降机制动部分是整个设计的重要部分，它的作用是在升降机在半空中停止时避免升降机轿厢倒滑的关键。本设计的思路是选用合适的制动器，通过摩擦力来进行制动，且制动装置与电机进行电器互锁。当电机停止时，制动器进行制动，电机运行时制动器停止工作。根据拟定的设计方案，在保证升降机安全、高效的基础上，对每个零部件进行最优化设计。通过计算完

15、成零部件强度的校核，保证结构运行的可靠性。3 小型运输升降机的设计与计算3.1 电动机的选择为保证重物能被安全、平稳的提升到指定高度，应保证卷筒输出的最大转矩产生的力大于重物在最高位置处的重力：G=1000kg10m=10000N。由于FG，所以卷筒所需的功率：Pw= =10kw。3.1.1 传动效率的计算根据第二章的设计思路，减速装置使用三级减速，第一级减速用蜗杆带动蜗轮，第二级减速用锥齿轮的啮合进行传动，第三级减速用圆柱斜齿轮的相互啮合来进行传动。查表可得在传动过程中，联轴器效率1=0.99，轴承效率2=0.98，蜗轮蜗杆啮合效率3=0.88，锥齿轮啮合效率4=0.99，圆柱斜齿轮啮合效率

16、5=0.99，卷筒效率6=0.96。计算可得传动装置总效率为a=0.990.980.980.820.960.99=0.705，所以电动机所学的做小功率为Pd= =14.18kw。3.1.2 确定电机转速与卷筒转速选择卷筒直径D=315mm，卷筒转速nw=60v/0.3=63.69r/min。根据电机所需的最小功率查表选择电机型号为Y160M2-2的三相异步电动机，其技术参数如表3-1所示。表3-1 电动机技术参数Table3-1 Technical parameters of motor电机型号额定功率/kw电机同步转速同步（r/min）电机满载转速（r/min）堵转转矩最大转矩Y160M2-

17、215300029302.02.3电机各部分尺寸如表3-2所示，其外形如参考文献7中表16-2所示。表3-2 电动机尺寸参数Table3-2 Dimensions of motor 电机型号级数ABCDEFGHKABACADHDY160M2-22级254210108421101237160153303252553853.2 小型运输升降机减速装置的设计与计算3.2.1 传动比的分配总的传动比：ia = =293063.69=46。传动比的分配：第一级为涡轮蜗杆传动，第二级为锥齿轮传动，第三级为圆柱斜齿轮传动，总传动比为。查资料可知，蜗轮蜗杆的传动比较大，锥齿轮i3,斜齿轮i3,所以可设=20，

18、i22=1 ，i33=2.3。3.2.2 传动装置运动和动力参数的计算3.2.2.1 各轴的输入功率电动机Pd=15kw蜗杆轴：P1=Pd1=150.99 kw =14.85kw蜗轮轴：P2=P13=14.850.82 kw =12.177kw小斜齿轮轴：P3=P24=12.1770.99 kw =12.055kw大斜齿轮轴：P4=P35=12.0550.99 kw =11.935kw3.2.2.2 各轴的转速蜗杆轴：n1= nm=2930rmin蜗轮轴：n2= =293020 rmin =146.5 rmin 小斜齿轮轴：n3= =146.51 rmin =146.5 rmin 大斜齿轮轴:

19、 n4= =146.52.3 rmin =63.69 rmin3.2.2.3 各轴的转矩 电动机：T0= =9550152930Nm=48.49 Nm蜗杆轴：T1= =955014.852930 Nm=48.40 Nm蜗轮轴：T2= =955012.177146.5 Nm =793.84 Nm 小斜齿轮轴：T3= =955012.055146.5 Nm =785.84 Nm大斜齿轮轴：T4= =955011.93563.69 Nm=1789.60 Nm各轴的动力参数整理如表3-3所示。表3-3 各轴的动力参数Table3-3 Dynamic parameters of shafts轴名输入功率

20、（kw）输出功率（kw）输入转矩(Nm)输出转矩(Nm)转速（rmin）传动比效率（）电机轴1548.89293010.99蜗杆轴14.8548.402930200.82蜗轮轴12.177793.84146.510.99小斜齿轮轴12.055785.84146.52.30.99大斜齿轮轴11.93511.4581789.6063.690.963.2.3 传动装置中齿轮的设计与校核3.2.3.1 蜗轮蜗杆的传动设计与校核 根据课题要求，选择传动类型、公差等级和材料考虑到传动功率不大，转速适中，选择ZA蜗杆传动，精度等级8C GB/T10089-1988。蜗杆用35CrMo制造，表面淬火，硬度为4

21、5-50HRC,表面粗糙度Ra1.6m,蜗轮轮缘选用ZCuSn10P1金属模铸造。 选择蜗杆齿数、蜗轮齿数由于i11= =20，参考实用齿轮设计手册，取Z1=2，Z2=i11Z1=40。 确定许用应力HP=HP=ZVSZN，由表查得HP=220Mpa，FP=70Mpa,查表的Vs=12m/s，由于采用浸油润滑得Zvs=0.87。轮齿应力循环次数NL=60N2jLn=60146.5300480.4=3.38107，查表得ZN=1.15，YN=0.9，所Hp=2200.871.15Mpa=220.11Mpa，Fp=FpYN=700.9Mpa=63Mpa。 按接触强度设计 载荷系数取K=1.2，蜗轮

22、轴的转矩T2=793.84103 Nm 。代入上式 mm3 =2765 mm3查表，接近=2765 mm3 的是2500，相应的m=6.3 mm，d1=63 mm,查表，按i=20，m=6.3，d1=63 mm，其a=160 mm，Z2=41，Z1=2，X2=-0.1032，蜗轮分度圆直径d2=mZ2=6.341=258.3 mm，导程角=arctan = arctan=111836。 求蜗轮的圆周速度，并校核效率实际传动比i=412=20.5，=293020.5r/min=142.93 r/min，蜗轮的圆周速度= ms=9.58m/s。求传动效率，按式子=abc计算。a蜗杆传动的啮合效率；

23、b考虑搅油损耗的效率，一般b=0.94-0.99； c轴承效率，每对滚动轴承c=0.89-0.99。式中a= = =0.922。v由表查得为056=0.93，取b=0.96，c=0.98，所以可以求得：=0.9220.960.98=0.86，与暂取值0.82接近。 校核蜗轮齿面接触强度齿面接触强度验算公式为：H=HP查表得：ZE=155Mpa ,取KA=0.9,K=1.1,KV=1.1。蜗轮传递的实际转矩T2=832.51103Nm,当Vs=9.58m/s时，Zvs=0.86,得HP=HPZVSZN=2200.861.15Mpa。将上述诸值代入公式：H=Mpa =216.3MpaHP=217.

24、58 Mpa 蜗轮齿根抗弯强度校核查表得齿根抗弯强度验算公式：F=FP按ZV2= = =43.48及X2=-0.1032，查得YFS4.26，FP=63Mpa， Y=1-11.31120=0.906。将上述诸值代入公式F=22.73MpaFP63 Mpa。 蜗轮蜗杆几何尺寸的计算已知a=160 mm，Z1=2，Z2=41，X2=-0.1032，=2，d1=63 mm，d2=258 mm，m=6.3。根据以上数据可计算如下数据：da1=d1+2m=63+26.3 mm =75.6 mmdf1=d1-2m1+0.2mm =63-26.31+0.2mm =47.88 mmb111+0.06Z2m=1

25、1+0.06416.3 mm =84.8 mm，取b1=100 mmda2=d2+2mha*+X2= 258+26.31-0.1032mm =269.3 mmde2da2+1.5m=269.3+1.56.3 mm =278.8 mmb20.75da1=0.7575.6 mm =56.7 mm，取b2=50 mmdf2=mZ2-2.4=6.341-2.4mm =243.18 mmRa2=d1/2-m=632-6.3 mm =25.2 mmRf2=da1/2+0.2m=75.62+0.26.3 mm =39 mmSX1=0.5m=0.56.33.14 mm =9.89 mmS2=0.5+2X2ta

26、nm=9.42 mmh2=da1-df20.5 mm =13.06 mm3.2.3.2 锥齿轮的传动设计与校核 选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数选择直齿锥齿轮传动，齿轮精度为8级。由于传动比i22=1，所以齿轮选用45钢调制处理，硬度为280HBS。选择两齿轮齿数Z1=Z2=24。初步估算齿轮的速度为2m/s，查表得使用系数KA=1.2s，动载系数KV=1.1，KH=KF=1.2，又由从动轮悬臂布置得：KH=KF=1.5KHbe=1.51.5=2.25，K=KAKVKHKH=1.251.11.22.25=3.7125。计算主动锥齿轮传动的转矩：T=832.51Nm，选取锥齿轮的齿宽系数：R=

27、0.3，计算锥齿轮的当量齿数ZV1、ZV2。cos1=cos2=0.7071，ZV1= =240.707=33.946。YFa1=YFa2=2.48，YSa1=YSa2=1.638，又由于ZV1=ZV2，查锥齿轮弯曲强度极限FE1=FE2=380Mpa，应力弯曲循环系数N=NL=3.38107，弯曲疲劳寿命系数KFN1=KFN2=0.97。计算弯曲疲劳许用应力，取安全系数S=1.4，所以FE1= FE2= =0.973801.4=263.286Mpa，m=9.61mm。取齿轮模数m=10mm，d1=d2=mZ1=1024=240mm，计算圆周速度为v= =1.84m/s。 齿面接触强度设计查得

28、齿轮接触疲劳寿命系数KHN1=KHN2=1.1，齿面接触硬度HLim1=530Mpa，取安全系数S=1，所以H1= H2= =1.15301=583MpaZE=189.8Mpa d1=240mm在此取模数m=10，齿轮分度圆直径d=240mm,Z1=Z2= =24。 几何尺寸的计算根据以上条件以及1=2=45，查表得：a=322，f=43，R=16.97mm，da1=da2=25.41mm，n1=n2=0.71，l1=l2=0.67。根据查表所得值计算除下列各：分度圆圆锥角1=45，2=45分度圆直径d1=d2=mz=240mm锥距（查表值10）R=169.71mm齿宽b= =56.57，b取

29、55mm齿顶圆直径da1=da2=254.1mm齿顶角a=322，齿根角f=43顶锥角a1=a1=1+a=45+322=4822根锥角f1=f2=1-f=45-43=4057冠顶距AK1=AK2=-n2=112.9mm齿宽的影高l1=l2=0.6755=36.85mm3.2.3.3 斜齿轮的传动设计与校核 齿轮材料、精度等级及齿数考虑到课题的要求，单件生产，体积适中，速度不高，故选用7级精度。由机械设计手册选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。选择小齿轮齿数Z1=24，大齿轮齿数Z2=i33Z2=2.324=55.2，取Z2=55

30、。选取螺旋角。初选螺旋角=14,选取齿宽系数d=1。 齿面接触强度设计 确定公式内的各计算数值试选Kt=1.6，查表得材料弹性影响系数ZE=189,8Mpa，选取区域系数ZH=2.433，查得1=0.78，2=0.84，则=1+2=1.62许用接触应力H= =531.25Mpa。 计算小齿轮分度圆直径d1t124.6mm圆周速度v= =3.14124.6146.560000 m/s =0.96m/s 齿宽b=dd1t=0.7124.6mm=87.22mm模数mnt= =87.22cos1424mm=3.5mm齿高ha=2.25mnt=2.253.57.9mm，hf=1.253.5mm4.375

31、mm，b/h=11纵向重合度=0.318d Z1tan=0.3180.724tan141.33载荷系数：已知使用KA=1.25，根据v=0.96m/s，7级精度，由图查得动载系数KA=KAKVKHKH=1.250.81.11.44=1.584按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d1= =124mm模数mn= =124cos1424mm5.01mm 齿根弯曲强度设计 确定计算参数动载系数K=KAKVKFKF=1.250.81.11.34=1.474根据纵向重合度=1.903，查图的螺旋角影响系数Y=0.88当量齿数ZV1= =24cos314=26.29，ZV2= =55cos314=60.2

32、4查取齿形系数YFa1=2.591，YFa2=1.732，小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500Mpa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=380Mpa，疲劳寿命系数KHN1=0.97，取安全系数S=1.4，所以F 1= =0.975001.4=346.43 Mpa，F 2= =263.29 Mpa计算大、小齿轮的并加以比较：=0.001193，=0.014958，大齿轮的数值大。 设计计算 =2.97mm对比计算结果，由于齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=3mm，已可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得分度圆直径d1=124mm

33、来计算应有的齿数，于是有Z1= =124cos143=40，取Z1=40，Z2=i33Z1=2.340=92。 几何尺寸计算中心距a= =204.06mm，取中心距为204mm螺旋角=arcos =13558小齿轮分度圆直径d1= =123.67mm大齿轮分度圆直径d2= =284.45mm小齿轮齿顶圆直径da1=d1+2ha=140mm大齿轮齿顶圆直径da2=d2+2ha=300mm小齿轮齿根圆直径df1=d1-2hf=114.92mm大齿轮齿根圆直径df2=d2-2hf=275.7mm大齿轮齿宽b1=dd1=0.7123.67mm=85mm小齿轮齿宽b2=90mm3.2.4 传动机构中轴的

34、设计与校核3.2.4.1 蜗杆轴的设计与校核 初步拟定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调制处理，根据参考文献12选取A0=112，于是得dmin= mm=21.7mm所求得的最小直径显然是轴与联轴器安装处的直径，为了使所选的轴的直径与联轴器的轴孔相适应，故需同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩Tca=TAT1,查表，取KA=1.5，Tca=KAT1=1.548400Nm=72600Nm。按照所计算的转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查手册，选用LX2型弹性柱销联轴器，其公称转矩为560Nm，半联轴器的孔径d=30mm，半联轴器长度L=82mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=82mm

35、。 蜗杆轴的结构设计 拟定轴上零件的装配方案，经分析选用如图3-1所示的装配方案。图3-1 蜗杆轴结构图Figure3-1 Structure scheme of worm shaft 根据轴向定位要求确定各段直径和长度。为了满足半联轴器的轴向定位要求，-轴段左端需制出轴肩，故取-段的直径d-=37mm,右端用轴端挡圈定位，按轴端直径得挡圈直径D=40mm，孔长度L1=82mm。为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端面上，故-段的长度应比L1略短一些，现取l-=80mm。初步选择滚动轴承。因轴承同时承受径向力和轴向力作用，故选择单列圆锥滚子轴承。参照工作要求，并根据d-=37mm，由轴承

36、产品目录中选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承32908，其基本尺寸dDT=406215，故d-=d-=40mm，而l-=15mm。左端的滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册查得32908型轴承的轴承的定位轴肩高度h=6mm，因此d-=52mm。取蜗杆处即d-=75.6mm，已知蜗杆宽度为零件100mm，所以取l-=100mm。轴承端盖的厚度以及其他轴段的尺寸依减速器的结构而设计。 轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。所选的平键尺寸为bhl=8763，半联轴器与轴配合的精度等级为，滚动轴承与轴的周向定位由过渡配合来保证。 确定轴上的圆角和倒角尺寸参照图纸所示，联轴器

37、倒角为245，各轴肩处的圆角半径为R2，轴端处的倒角为245。 计算轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的受力图，再根据受力图做出轴的弯矩图和扭矩图，如图3-2所示。图3-2 蜗杆轴载荷图Figure3-2 Load diagram of worm shaft 从轴的结构受力图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面B是轴的危险截面。B截面处的承载参数如表3-4所示。表3-4 B截面载荷Table3-4 Load of section BB截面载荷xoy平面xoz平面支反力FFBy=2240N，FBx=6154NFBz=1537N弯矩MBz1=222Nm，MBz2=455NmMB2=152Nm总弯矩MB1

38、=269Nm，MB2=480Nm扭矩T1=48.4Nm 按弯扭合成应力校核轴的强度进校核时通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面B）的强度，根据公式、上表中的数据以及轴双向旋转时扭转切应力为脉动循环切应力，取=0.6，所以轴的计算应力为ca= =11.13Mpa，而此前已选定轴的材料为45钢调制处理，由表查得-1=60 Mpa，ca-1，故安全。3.2.4.2 蜗轮轴的设计与校核 初步拟定轴的最小直径dmin=mm=48.88mm我了保证轴的强度条件，拟定轴的最小直径为55mm，并且由于轴上安装有锥齿轮，所以轴承要悬臂支撑。 蜗轮轴的结构设计 拟定轴上零件的装配方案，经分析选用图3

39、-3的装配方案。图3-3 蜗轮轴结构图Figure3-3 Structure scheme of worm gear shaft 根据轴向定位的要求确定各轴段的直径和长度为了满足锥齿轮的轴向定位要求，-轴段的右端要制出一轴肩，d-=55mm，取-段的直径d-=62mm，左端用轴承挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=65mm。由于-段安装的是锥齿轮，锥齿轮的宽度为55mm，且锥齿轮右端采用套筒与轴肩定位，拟定套筒长度为10mm，锥齿轮与轴配合的轴毂孔长度为55mm，为了保证轴端挡圈只压在锥齿轮上而不压在轴的端面上，故-段的长度应比锥齿轮的宽度加上套筒的长度略短一些，现取l-=63mm。初步选择滚动

40、轴承。因轴承同时承受有轴向力和径向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据d-=62mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度等级的单列圆锥滚子轴承32012，其基本尺寸为dDT=629523，故d-=62mm，l-=23mm。左端的滚子轴承采用轴肩进行定位，由手册查得32012号轴承的定位轴肩高度h=5mm，因此取d-=72mm。取安装蜗轮处的轴段-直径为72mm，由蜗轮宽度可确定l-=55mm，蜗轮右端轴承与左端轴承相同，因此d-=72mm，d-=62mm，l-=33mm，蜗轮左端由轴肩定位，拟定d-=78mm，l-=10mm，l-=140mm。 轴上零件的周向定位锥

41、齿轮和蜗轮的周向定位均采用平键连接。按d-的尺寸由表查得锥齿轮平键截面尺寸键宽b键高h=1610，键槽用键槽铣刀加工，长度为40mm。蜗轮与轴的连接选用平键尺寸bhl=201240，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的。 确定轴上的圆角和倒角尺寸取各轴端倒角为245，各轴肩处圆角半径R2。 计算轴上的载荷首先根据轴的结构图画出轴的手里简图，再根据受力简图做出轴的弯矩图和扭矩图，如图3-4所示。图3-4 蜗轮轴载荷图Figure3-4 Load diagram of worm gear shaft 由图3-4可知：危险截面是A和C截面，其承载参数分别如表3-5、3-6所示。表3-5 A截面

42、载荷Table3-5 Load of section AA截面载荷xoy平面xoz平面支反力FFAy=1721N,FAx=1531NFAz=489N弯矩MAz=184NmMAy=184Nm总弯矩MA=184Nm扭矩T2=793.84Nm表3-6 C截面载荷Table3-6 Load of section CC截面载荷xoy平面xoz平面支反力FFCy=2240N，FCx=1537NFCz=6154N弯矩MCz1=260Nm，MCz2=62 NmMCy1=410Nm，MCy2=212 Nm总弯矩Mc1=485Nm，MC2=221 Nm扭矩T2=793.84Nm 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核

43、时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩截面的强度：=32.8Mpa，=14.44 MpaW可由公式求得，其中W1=14507mm3，W2=32995mm3。前面已选定材料为45钢调制处理，查得-1=69Mpa，因此-1，-1，故安全。3.2.4.3 小斜齿轮轴的设计与校核 初步确定轴的最小直径dmin=mm=48.7mm为了保证轴的强度取最小直径为55mm。 小斜齿轮轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案，经分析选用图3-5所示的装配方案。图3-5 小斜齿轮轴结构图Figure3-5 Structure scheme of small inclined gear shaft 小斜齿轮轴的结构与蜗轮轴

44、的结构大部分相同，不同之处是蜗轮轴装蜗轮处在小斜齿轮轴上装成斜齿轮，宽度由55mm变为90mm，其他尺寸和结构均不变。 轴上零件的周向定位安装斜齿轮处的平键选用尺寸为201270，锥齿轮轮定位采用和蜗轮轴中锥齿轮周向定位一样的平键16104。 计算轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的受力简图，再根据受力简图做出轴的弯矩图和扭矩图。如图3-6所示。图3-6 小斜齿轮轴载荷图Figure3-6 Load diagram of small inclined gear shaft 从图3-6可以看出危险截面为B、C、D截面，现将三个截面的载荷列于表：表3-7 B截面载荷Table3-7 Load of section BB截面载荷xoy平面xoz平面支反力FFBy=3372N，FC