【正文】 3．各軸的參數(shù)將傳動裝置各軸從高速到低速依次定為I軸 II軸 III軸 IV軸 ：、 、 、 、 依次為電動機(jī)與I軸 I軸與II軸 II軸與III軸 III軸與V軸的傳動效率 則： Ⅰ軸 Ⅱ軸 Ⅲ軸 Ⅳ軸 Ⅰ軸 Ⅱ軸 Ⅲ軸 Ⅳ軸 電動機(jī) Ⅰ軸 Ⅱ軸 Ⅲ軸 Ⅳ軸 電動機(jī) Ⅰ軸 Ⅱ軸 Ⅲ軸 Ⅳ軸 各軸的運(yùn)動參數(shù)表軸號功率轉(zhuǎn)矩(N為了節(jié)約材料齒圈選青銅，而輪芯用灰鑄鐵HT100制造（1）根據(jù)閉式蝸桿傳動的設(shè)計進(jìn)行計算，先按齒面接觸疲勞強(qiáng)度計進(jìn)行設(shè)計，再校對齒根彎曲疲勞強(qiáng)度。（1）蝸桿軸向尺距 = 直徑系數(shù)q= =10齒頂圓直徑 齒根圓直徑 分度圓導(dǎo)程角 蝸桿軸向齒厚蝸桿的法向齒厚（2）蝸輪 蝸輪齒數(shù), 變位系數(shù) 驗(yàn)算傳動比，這時傳動比誤差為：，在誤差允許值內(nèi)。已知；；與相對滑動速度有關(guān)?？紤]到所設(shè)計的蝸桿傳動是動力傳動，屬于通用機(jī)械減速器，從GB/T100891988圓柱蝸桿，蝸輪精度選擇8級精度，側(cè)隙種類為f，標(biāo)注為8f GB/T100891988。詳細(xì)情況見零件圖。（2）精度等級選8級精度。（4）選壓力角為。②計算小齒輪的傳遞扭矩③由文獻(xiàn)[1]P205表107選齒寬系數(shù)。⑤由文獻(xiàn)[1]P209圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限。⑦由文獻(xiàn)[1]P207圖1019取接觸疲勞壽命系數(shù)。取失效概率為1%，安全系數(shù)，由文獻(xiàn)[1]P205式（1012）得 （2）試算小齒輪的分度圓的直徑代入中較小值（2）計算圓周速度（3）計算齒寬 （4）齒寬與齒高之比 模數(shù) 齒高 （5）計算載荷系數(shù)根據(jù)，7級精度，由文獻(xiàn)[1]P194圖108查的動載荷系；直齒輪。由文獻(xiàn)[1]P200表105查的 。由文獻(xiàn)[1]P200表105查的 。 大齒輪的值大（2）設(shè)計計算對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)，由于齒輪模的大小取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，按接觸強(qiáng)度算的的分度圓直徑來計算應(yīng)有的齒數(shù)，于是由 取 取這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。端：軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器處的直徑，故同時選用聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩計算，查文獻(xiàn)[1]P351表141，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取 按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件和考慮到蝸桿與電動機(jī)連接處電動機(jī)輸出軸的直徑查文獻(xiàn)[3]P172表1310選用HL6型號彈性套柱銷聯(lián)軸器。端：因?yàn)槎ㄎ讳N鍵高度，因此。 L=24mm角接觸球軸承一端用油環(huán)定位（寬度為6mm），油環(huán)緊靠軸環(huán)端用于軸肩定位。V段：由前面的設(shè)計知蝸桿的分度圓直徑 齒頂圓直徑 ,蝸輪的喉圓直徑。（2）確定軸的各段直徑和長度軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器處的直徑，故同時選用聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩計算，查文獻(xiàn)[1]P表141，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取由輸出端開始往里設(shè)計。 蝸輪軸聯(lián)軸器參數(shù)型號公稱轉(zhuǎn)矩許用轉(zhuǎn)速軸孔直徑HL4125040008411255III段：。IIIII段：因定位軸肩高度，考慮到軸承端蓋的長度和安裝和拆卸的方便，取。已知所選軸承寬度T=23，則。VVI段：ⅥV段右端為軸環(huán)的軸向定位，mmVIVII段：。按 由文獻(xiàn)[1]P106表61查得平鍵截面，鍵槽用銑刀加工，長為80mm，同時為了保證齒輪與軸配合由良好的對稱，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵分別為為，半聯(lián)軸器與軸的配合為。（4）參考文獻(xiàn)[1]P365表152，取軸端倒角為圓角和倒角尺寸，個軸肩的圓角半徑為1~2 蝸桿軸受力分析圖首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（）做出軸的計算簡圖（）。對于7209AC型軸承，由文獻(xiàn)[3]P193中查得。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（）可以看出中間截面是軸的危險截面。根據(jù)文獻(xiàn)[1]P373式（155）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，軸的計算應(yīng)力：，故安全。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看，截面V和VI與蝸輪嚙合的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況來看，中心截面上的應(yīng)力最大。中心截面上雖然應(yīng)力集中最大，但應(yīng)力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截中心面也不必校核。（2）截面E左側(cè)抗截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面E左側(cè)彎矩截面E上扭矩=軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理由文獻(xiàn)[1]P362表151查得 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按文獻(xiàn)[1]P40附表32查取，因，,又由文獻(xiàn)[1]P41附圖31可知軸的材料敏性系數(shù)， 故有效應(yīng)力集中系數(shù)文獻(xiàn)[1]P42附圖32尺寸系數(shù)， 文獻(xiàn)[1]P44附圖34 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理 又由文獻(xiàn)[1]P39表31與文獻(xiàn)[1]P40表32的碳鋼的特性系數(shù)??； ， 。（3）截面E右側(cè)抗截面系數(shù)按文獻(xiàn)[1]P373表154中的公式計算抗扭截面系數(shù)彎矩及扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為過盈配合處由文獻(xiàn)[1]P43附表38用插值法求出并取 =，故按磨削加工，文獻(xiàn)[1]P44附圖34 表面質(zhì)量系數(shù)軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即 ， 則按文獻(xiàn)[1]P25式（312）和文獻(xiàn)[1]P25式（312a）故得綜合系數(shù)為 又由文獻(xiàn)[1]P39附表31與文獻(xiàn)[1]P40附表32的碳鋼的特性系數(shù)??； ，取計算安全系數(shù)故該軸在截面右側(cè)強(qiáng)度也是足夠的。至此蝸桿軸的設(shè)計即告結(jié)束。在確定軸承的支點(diǎn)的位置時，應(yīng)從文獻(xiàn)[3]中查取得值。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距 ?，F(xiàn)將計算的截面的 、 及 的值計算過程及結(jié)果如下： 軸上的載荷載荷HV支反力N32283228彎矩M總彎矩M扭矩T=（1） 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時，通常只校核軸上承受最大的彎矩和扭矩的截