涡轮蜗杆设计课程设计说明书

1、机械设计课程设计一 设计题目3二 电动机的选择3三传动装置动力和运动参数 5四蜗轮蜗杆的设计6五减速器轴的设计10六 滚动轴承的确定和验算 15七键的选择与验算16八联轴器的选择17九 润滑与密封的设计 18十铸铁减速器结构主要尺寸 18参考文献19机械设计基础 课程设计任务书一课程设计题目设计一用于带式运输机的蜗杆减速器。运输机连续工作，空载启动，工作有轻微震动，单向运 转使用期限10年，每天工作16小时，每年工作300天。运输链允许速度误差5%原始数据运输带拉力：f=1800n,运输带速度v=1.1m/s卷筒直径d =300mm一选择电动机备注2.1 选择电动机的类型按工作要求和条件，选用

2、三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380v, y型。2.2 选择电动机的容量电动机所需工作功率按义献4式(1)为c,pw ,pd = kw na由义献4公式(2)cfv .pw kw1000因此 pd = fv- kw1000rla估算由电动机至运输带的传动的总效率为 23n =n n n n a12342列 为联轴器的传动效率根据设计指导书参考表1初选”=0.991 1n为蜗杆传动的传动效率 n = 0.82 23列 为轴承的传动效率出处*1 =0.98 33-35 -n为卷筒的传动效率出处 n = 0.9642131=(0.99户0.8 k0.98户0.96) = 0.71pdfv3j8

3、00 10 1.1 :2925kw= 0.71apd = 2.925kw10001000 0.71a2.3确定电动机的转速由已知可以计算出卷筒的转速为60 1000v 60 1000 1.1二 300min按文献4表1推荐的合理范围，蜗杆传动选择为闭式（闭式为减速器的结构n= 70.03min形式），且选择采用双头传动，同时可以在此表中查得这样的传动机构的传动 比是10 40。故可推算出电动机的转速的可选范围为：nd=ia n =（100.70.03%冶=700.3zin2800.12zin符合这一范围的同步转速为：查文献3第167页表12-1可知720 r min 960 r min 144

4、0r min根据容量和转速，由文献 4表一查出的电动机型号，因此有以下三种传动比选择方案，如下表：方 案电动机型号额定 功率 kw满载转 速 r/min电动机 质量 kg参考 价格1y112m-441440435002y132m1-64960733523y160m1-84720118596选择电动机为y132m1 6综合考虑电动机和传动装置的尺寸，质量，价格以及传动比，可见第三种方 案比较合适，因此选定电动机的型号是y132m-4。其主要性能如下表中心高h外形尺寸地脚安装尺 寸地脚螺栓 孔直径轴伸尺寸装键部位尺 寸132515 x (270/2+210 ) x 315216x 1781238x

5、8010x 33该电动机的主要外型和安装尺寸如下表：（装配尺寸图参考设计手册表12-3 ）ia =137型号额定功 率满载转 速最大转矩 额定转矩y132m1-649602.02.4确定总的传动比由选定的电动机满载转速nm和工作机的主轴的转速n,可得传动装置的总的传动比是： = nm = 960i a n 70 03=13.7根据总传动比可以选用双头闭式传动。三 计算传动装置运动和动力参数3.1 计算各轴的转速仆为蜗杆的转速，因为和电动机用联轴器连在一起，其转速等于电动机的转n2为蜗轮的转速，由于和工作机联在一起，其转速等于工作主轴的转速。仆=nm =960r/minn2 = n =70.03

6、rmin3.2 计算各轴的输入功率pd为电动机的功率p =2.925kwp为蜗杆轴的功率p = 2.85kwp = pd，1 * 2 = 2.925 0.995 0.98 = 2.85kwp2为蜗轮轴的功率p2p2 = pi * 3 2 = 2.85 0.8 0.98 = 2.2344kw3.3 计算各轴的转矩t d为电动机轴上的转矩tdpd2.925-9550 d - 9550nm960= 29.10n m =29.10 103 n mmt1为蜗杆轴上的转矩tip12.85= 9550 l1 =ni 96039550 =28.35n m =28.35 10 n mmtd -29.10nt 1

7、 = 42 .94确定蜗轮蜗杆的尺寸4.1根据gbt 10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆（zi ）4.2 选择材料根据蜗杆传动传递的功率不大，速度只是中等，故蜗杆采用45#钢，因希望效率高些，采用双头蜗杆。4.3 按齿面接触疲劳强度进行设计根据闭式蜗杆的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根的弯曲疲劳强度。由文献 1式（11-12）计算传动中心距a 之3 kt2zez t2=337560n.mm确定载荷系数k载荷系数k= ka。其中ka为使用系数，查文献1第250页表11-5 ,由于工作载荷有轻微震动且空载启动故取ka=1.15。kp为齿向载荷分布系数，由于载荷变化不大，有

8、轻微震动，取 kp=i/ ,kv为动载荷系数，蜗轮圆周速度v2 45hrc可以从文献1表11-7中查得蜗轮的基本许用应力 =268mpa应力循环次数为n = 60j 作, lnn2 =70.52r/min,（作为蜗轮转速）4匕=16父30。父10=4.8父10 ,（ ln为工作寿命）j为蜗轮每转一周每个轮齿啮合的次数j=1n=60 1 70.52 4.8 104 =2.03 108所以寿命系数为_81108khn 2.03 108= 0.6864则、h 尸 khn h =0.6864268=184mpa(6)计算中心距1|，zezp)j716012.9、2a 3ikt2 i -r-t i =

9、31.39父337560m mm = 144mmvi % j、k 184 jk=1.391/2ze =160mpaz： =2.9- h =268mpaln=4.8m104n =2.03 1080.875d1 : 0.68a二 h=184mpa0.68 139(a = 160mm2m = 6.3mmd1 = 63mm(7)确定模数m1,蜗轮齿数z2,蜗杆直径系数q,蜗杆导程角乙中心距a等参数d2 = 259mmdi0.8750.8750.68a= 0.68 144 mm = 53mm=2、144-53 =5.7mmz228由文献3表12-1若m2 =6.3q = 10d1 =63 mmd2 =6

10、.3 41 = 259 mm2a = 0.5 m (q zq = 0.5 6.3 (1041 )mm接触强度满足导程角20=arctan = 11.309910= 160 .65 mm 144 mm(8)校核弯曲强度a.蜗轮齿形系数 由当量齿数查文献3图11-8可知b.蜗轮齿根弯曲应力z228cos cos11.3099oyfaz = 2.45=291.53女人丁2 1.53 1.39 337560yucc =dmzos53 259 6.3 cos11.3099o父 2.45= 20.74pa =19.792q = 10da1 = 75.6mmdf1 = 47.88mmmpa福晶650pasa

11、 = 9.896mmz2 =41xo2 =-0.1032i = 20.5弯曲强度足够a =m(z2 +q) =63(10+ 41)mm= 161mm则中心距22aw - a160-1616.3=-0.15874.4计算蜗轮和蜗杆的主要参数与几何尺寸蜗杆轴向齿距直径系数齿顶圆直径pa =：m =6.3 二=19.792mmq = 10da1 - 2ha1 =63 2 1 6.3 -75.6mm齿根圆直径分度圆导程角dn2-2hf1 =63-2 (1 0.2) 6.3 47.88mm=11 38 16a i=%0.395% d2 = 258.3mmda2 = 270.9mm df2 =2431sm

12、mrg2 = 24.55mm da2 = 268.9mm d2 = 258.3mm dw = 278.35mm b = 56.7mm圆整中心距，取aw =160mm,则变位系数蜗杆轴向齿厚分度圆直径sa = 3tm2 = 9.896mm_1节圆直径蜗轮蜗轮齿数乙二41,dw1变位系数验算传动比这时传动比误差为20.42 -20.5a i=20.42= m(q 2x)=6.3 (10 -2 0.1587)=61mmx2 =-0.1587z2z14120.52= 0.0039 =0.39% =6.3 41 = 258.3mm外圆直径dw=da2 1.5m =268.9 1.5 6.3-278.35

13、mm蜗轮齿宽b =0.75da1 =0.75 75.6 56.7mm4.5校核齿根弯曲疲劳强度0丫：z2选取当量系数cos3413=43.48cos311 38 16fn 1=31.03mpa根据变位系数 x2 =-0.1587 , zv2 =43.48从文献1中的图11-19中查得齿形系数为1=2.87 。螺旋角系数许用弯曲应力 从文献1表11-8 j =56mpa二1 一kfn寿命系数为!，fn l l；- f j11.310.9192140中查得由铸锡磷青铜制造的蜗轮的基本许用弯曲应力为kfn1060.5541. 2.03 108vs=4.8m/s中v=116kfn =56 0.5541

14、 =31.03mpa=0.71ad=152估算s=0.3mt0=65cta=20cs = 0.385m2asas散热平衡不合适1.53 1.39 3561602.87 0.9192 =19.49mpa1af=63 x258.3x6.3匕 fn由此可见弯曲强度是可以满足的。4.6蜗杆传动的热平衡核算蜗杆传动的效率低，工作时发热量大。在闭式传动中，产生的热不能及时散逸，将因油热不断升高而使润滑油稀释，从而增大摩擦，甚至发生胶合。必须进行热平衡计算，以保证油温稳处于规定的范围内。根据文献1 p263p265内容p = p 1 =摩擦损耗的功率 pf= 1000p1-j产生的热流量为1 h又已知p=3

15、.252kw啮合摩擦产生的热量损耗效率tan1 tan ： ,) 45hrc9查表文献111-18可得通过插入法计算得v为1。16由于轴承摩擦及溅油这两项功率损耗不大，一般取为0.95 0.96则总效率为tan ?tan (/ 十中)213= (0.95-0.96)v =0.92以自然冷却的方式从箱体外壁散发到周围空气中的热流量为d =s d s“0 -十 a )2d i 0 i aa d为箱体的表面传热系数，空气流通好，取为15s为内表面能被润滑油溅到的，而外表面又可为周围空气冷却的箱体表面面积根据2已知估算此面积0.3 ms为内表面能被润滑油所飞溅到，外表面又可以为周围空气所冷却的箱体表面

16、面积。t0设为正常工作的油温为 65 cta为周围空气的温度常取为 20 c1000 3.252 1 - 0.92 = 260.16w计算可得12 f st0 ta根据热平衡条件，6 1=d)2在一定的条件下保持工作温度所需的散热面积为s _ 竺0 385m2sa - 0.385rm.d (b ta )即sas则估算的散热面积不满足散热要求，需加散热片。四确定蜗轮蜗杆的尺寸4.1选择材料确定其许用应力蜗杆用45号钢，表面淬火，硬度为4555hrc蜗轮用铸锡青铜 zcusn10pl金属型铸造。4.2确定其许用应力仃 h =220mpa(1)许用接触应力，查文献 1表12-4 ,仃h=220mpa

17、(2)许用弯曲应力，查文献 1表12-4,仃f =70mpa仃 f=70mpa4.3选择蜗本干头数 z1,并倩计传动效率。z = 2,由 i=30.89,2 表 11-2 得7=2, j = 41zi, z72 = 41由z2 =2,查文献1,表12-8，估计”=0.84.54.74.6确定接触系数z p假定d1zp = 2.8a -3ktzez=0.8t2=448.04n.mka = 1.1 ze=150zp=2.8a=125mm m=5mmd1 =50mmq =10=11 38 16 , z2 =41 x=-0.5=d2 -2m(1.2 -x) = 205mm1 二125 -210 =20

18、mm24.4确定蜗轮转距12p25.08312 =9550 p2 =9550 : 448.04n.m =448.04 10 nn2108.28确定使用系数ka,综合弹性系数 ze根据文献1表13-8,取ka =1.1,z e =150 (钢配锡青铜)= 0.4,由文献1图12-11,得a计算中心距a=3 1.1 448040=121.56mmr150x2.8 f i mm乂 220)4.8 确定模数m,蜗杆直径系数q,蜗杆导程角r,中心距a,蜗杆分度圆直径 d1 等参数。查机械设计第八版表 11-2可选择a=125mm m=5mm d1=50mmz1 = 2=1138 16q =10z2 =4

19、1x=-0.54.9 计算蜗轮和蜗杆的主要参数与几何尺寸蜗杆轴向齿距pa - m =5=15.7 mm齿顶圆直径da1 =d1 2ha1 =50 2 1 5 =60mm齿根圆直径df1 =d1 -2hf1 =50 -2 (1 0.25) 5 =37.5mm蜗杆轴向齿厚$ =冗% = 7.85mm节圆直径 dw1 二m(q 2x) =6.3 10 2 (-0.1032) -75.6mm 蜗轮蜗轮齿数z2 =41 ,变位系数x2=-0.5蜗轮分度圆直径d2 = mz2 =5 41 = 205mm蜗轮齿顶圆直径da2 =d2 2ha2 = d2 2m(1 x) = 210mm蜗轮齿根圆直径 df2

20、=d2 -2hf2 蜗轮咽喉母圆直径1pa =15.7mmda1 =60mmdf1 = 37.5mmsa = 7.85mmdw1 =75.6mmd2 = 205mmda2 = 210mmdf2 =205mmrg2 = 20mmdw =217.5mmb=45mm%2 =a -2da2外圆直径dw =da2 1.5m =210 1.5 5 = 217.5mm蜗轮齿宽b=0.75 d a1 =0.75 60 =45mm4.10 校核齿根弯曲疲劳强度1.53kt2、，,1zv2 -43.48选取当量系数_ z2zv2 :3cos413= 43.48cos311 38 16根据变位系数x2=-0.5zv

21、2 =43.48yfa2 =2.87从文献1中的图11-19中查得齿形系数为螺旋角系数许用弯曲应力yy =1 -=1-140l fn l !: f j k fnyfa2 =2.87。11 31=0.9192丫-： = 0.9192140从文献1表11-8中查得由铸锡磷青铜制造的蜗轮的基本许用弯曲应力为 口 f =56mpa。kj=56mpad1d2m正丫及小寿命系数为上fn 1=31.03mpa106k 9108 =0.5541kfn, 2.03 108!=fn = 匕:.kfn =56 0.5541 = 31.03mpa1.53 1.39 356160of =2.87 x0.9192 =19

22、.49mpa 45hrc查表文献2, 11-18可得通过插入法计算得 中 为1。16由于轴承摩擦及溅油这两项功率损耗不大，一般取为0.950.96则总效率为= (0.95-0.96) tan=0.85213tan(邛)v以自然冷却的方式从箱体外壁散发到周围空气中的热流量为4 2d st0 -ta )a d为箱体的表面传热系数，空气流通好，取为15s为内表面能被润滑油溅到的，而外表面乂可为周围空气冷却的箱体表面面积 根据已知估算此面积1.0 m2s为内表面能被润滑油所飞溅到，外表面乂可以为周围空气所冷却的箱体表面面积。t。设为正常工作的油温为65cta为周围空气的温度常取为20 c计算可得11

23、=1000 x 4.76 x (1 -0.85 )= 714w42=%0 t )根据热平衡条件，4 1= 4 2在一定的条件下保持工作温度所需的散热面积为o1000p(1/)1000 m 4.76 /(1-0.85)彳 ” 2sa 1.06md(t0 -ta )15m(65-20 )即sas所以表面散热面积不满足散热要求，需加大于0.06 m2的散热片vs= 4.8m/ s= =10 16 v刈=0.85ad=15估算 s=1.0m2t0=65cta=2 sa = 1.06m2 asag4确定蜗轮蜗杆的尺寸4.1 选择蜗杆的传动类型根据gbt 10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆（zi）

24、45#钢，因希望效率高些，采用双头4.2 选择材料根据蜗杆传动传递的功率不大，速度只是中等，故蜗杆采用 蜗杆。4.3 按齿面接触疲劳强度进行设计根据闭式蜗杆的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根的弯曲疲劳强度。由文 献1式（11-12）计算传动中心距3kt22zezp、h 【u h jt2=337560n.mm确定载荷系数k载荷系数k= ka kpkv。其中ka为使用系数，查文献1第250页表11-5 ,由于工作载荷有轻微震动且空载启动故取ka=1.15。kp为齿向载荷分布系数，由于载荷变化不大，有轻微震动，取kp=1.1 , kv为动载荷系数，蜗轮圆周速度v2 45hrc可以从

25、文献1表11-7中查得蜗轮的基本许用应力仃h ，=268mpa应力循环次数为n =60 j，n2 ln= 70.52r/min ,（门2为蜗轮转速）ln-16 300 10-4.8 104,(j为蜗轮每转一周每个轮齿啮合的次数ln为工作寿命）j=1n=60 1 70.52 4.8 104 =2.03 108所以寿命系数为1082.03 108=0.6864则二h=khn 二h=0.6864(6)计算中心距268=184mpak=1.391/2ze =160mpaz :=2.9二 h =268mpa4ln =4.8 10n =2.03 108 d1 , 0.68a0.875 : 0.6o h =

26、184mpaa - 3 kt2z：h11.39 3375602160 2.9mm = 144mm184（7）确定模数m1，蜗轮齿数 z,蜗杆直径系数q，蜗杆导程角v,中心距a等参数 d1 0.68a0.875 =0.68 1440.875mm =53mmi 2a -d1m 二z2由文献3表12-1若m2 = 6.32 144-5341= 5.7mmq =10d1 =63 mmd2 = 6.3 41 = 259 mm2a=0.5m .(q z2 )=0.5 6.3 (1041 ) mm = 160 .65 mm 144 mm接触强度满足导程角20=arctan = 11 .309910(8)校核

27、弯曲强度z241a.蜗轮齿形系数 由当量齿数zv= -=o=42coscos11.3099o查文献3图11-8可知yfaz =2.45b.蜗轮齿根弯曲应力1.53kat2d1d2m1 cos1.53 1.39 33756053 259 6.3 cos11.30992.45 20.74mpa : 、f = 50mpa弯曲强度足够贝u中心品巨a= m(z2 +q) =63(10+41)mm=161mm 22圆整中心距，取 aw =160mm,则变位系数aw a1m160-1616.3=-0.15874.4计算蜗轮和蜗杆的主要参数与几何尺寸蜗杆轴向齿距直径系数 齿顶圆直径 齿根圆直径分度圆导程角蜗杆

28、轴向齿厚分度圆直径 节圆直径蜗轮pa - -：m =6.3二-19.792mmq =10da1 = di 2ha1 =63 2 1 6.3 = 75.6mmdf1 =d1 -2hf1 =63 -2 (1 0.2) 6.3 = 47.88mm=11 38 16sa =m2 =9.896mmd1 =qm1 =10 6.3 = 63mmdw1 =m(q 2x) =6.3 (10 -2 0.1587) -61mm蜗轮齿数z2 =41,变位系数x2 =-0.1587a = 160mm2m = 6.3mmd1 =- 63mmd2 =- 259mmpa =19.792 q = 10 da1 = 75.6mm

29、 df1 = 47.88mm =11 3816 sa = 9.896mm z2 =41 x2=-0.1032 i = 20.5a i=%0.39 5% d2 = 258.3mmda2 = 270.9mm验算传动比i =z2 =31 =20.5乙 2这时传动比误差为20.42 -20.5皿加卡a i= =0.0039 = 0.39% v 5%符合要求20.42蜗轮分度圆直径d2 =mz2 =6.3x41 = 258.3mm蜗轮喉圆直径da2 =d2 +2ha2 =258.3 +2 父1父 6.3 = 270.9mm蜗轮齿根圆直径df2 =d2 -2m(1.2 x) =258.3 2父6.3m(1

30、.2 +0.1587) = 241.18mm 1 .1蜗轮咽喉母圆直径ra2 =a-da2=160父 270.9 = 24.55mmg22齿顶圆直径da2 =d2 +2m(1 +x) =258.3+2x6.3x(1 0.1587) = 268.9mm分度圆直径d2 =mz2 =6.3m41 =258.3mm外圆直径dw =da2 +1.5m =268.9+1.5x6.3 = 278.35mm蜗轮齿宽b =0.75da1 =0.75x75.6 =56.7mm4.5枚核齿根弯曲疲劳强度1.53kt2r i5 = yfa2yp l jd1d2m选取当量系数zv2 = -z4- = l41= 43.4

31、8cos3 尸 cos311 2816”根据变位系数 x2 =-0.1587 , zv 2=43.48从文献1中的图11-19中查得齿形系数为yfa2 =2.87 。一，111 31 螺旋角系数yr=1 =1 = 0.9192了 140s1400许用甯曲应力bfn l kf,kfn从文献1表11-8中查得由铸锡磷青铜制造的蜗轮的基本许用弯曲应力为bf 】=56mpa.一106寿命系数为lfn = 9-0一- =0.5541kfn2 2.03 x108kfn =kf 】,kfn=56m0.5541 =31.03mpa1.53 父1.39 m 356160l i0 f =父 2.87 父 0.91

32、92 =19.49mpa v ln63 m258.3 父6.3由此可见弯曲强度是可以满足的。4.6蜗杆传动的热平衡核算蜗杆传动的效率低，工作时发热量大。在闭式传动中，产生的热不能及时散逸，将因油热不断升 高而使润滑油稀释，从而增大摩擦，甚至发生胶合。必须进行热平衡计算，以保证油温稳处于规定的内。根据域 1 p263 p265内容摩擦损耗的功率 pf = p(1 -)广生的热流量为* 1 =1000p(1 - r )又已知p=3.252kwn =刈 ” 必1 23df2 =2431smmra2 = 24.55mm gda2 = 268.9mmd2 = 258.3mmdw = 278.35mmb

33、= 56.7mmzv2 = 43.48yfa2 =2.87yp = 0.9192kj=56mpa口 fn i=31.03mpa”一一啮合摩擦产生的热量损耗效率n =一电叱一(丫为蜗杆分度圆上的导程角)1 tan (/ + 邛) vn 轴承摩擦产生的热量损耗效率 2n 溅油损耗效率 3中 为当量摩擦角，a a arctan f其值可根据滑动速度由表11-18和1-19中选取。滑动速度计算vv1 v为人=上=7rdi仆=4.8m/svscosy 60x1000cosv又由于蜗轮是有铸锡磷青铜制造的且硬度45hrc查表文献111-18可得通过插入法计算得 中 为1。16由于轴承摩擦及溅油这两项功率损

34、耗不大，一般取为0.95 -0.96则总效率为2 =刈力 23= (0.95-0.96) tan：)=0.92v以自然冷却的方式从箱体外壁散发到周围空气中的热流量为* 2=a d s(t0 -ta)a d为箱体的表面传热系数，空气流通好，取为15s为内表面能被润滑油溅到的，而外表面乂可为周围空气冷却的箱体表面面积根据已知估算此面积20.3 m2s为内表面能被润滑油所h溅到，外表面乂可以为周围空气所冷却的箱体表面面积。t。设为正常工作的油温为 65 cta为周围空气的温度常取为20 c计算可得*1 =1000x3.252x(10.92 )=260.16w*2=ds(t0 -ta )根据热平衡条件

35、，()1=()2在一定的条件下保持工作温度所需的散热面积为1000p)= 0.385m2即sas% (t0 -ta )则估算的散热面积不满足散热要求，需加散热片。vs = 4.8m/s= =1 16 vn = 0.71ad=15估算 s=0.3 m2t=65cta=20csa = 0.385m2 asas散热平衡不合适5减速器轴的设计计算5.1 蜗杆轴的设计由于蜗杆直径很小，可以将蜗杆和蜗杆轴做成一体，即做成蜗杆轴。5.1.1 蜗杆上的转矩t1=18.6n m5.1.2 求作用在蜗杆及蜗轮上的力同国小 ll2t12x20.92x103”，仙圆周力 ft1 = fa2 = 664.1nd163晶

36、2t22x337.56x103轴向力 匚=匚=2613.7nfa1 ft2 d2258.3径向力f1 =f.2 =ft2 tana = 2613.7tan20 = = 951.3n5.1.3 初步确定轴的最小直径先按文献1中的式15-2初步估算蜗杆的最小直径，选取的材料为45#钢，调质处理,中的表15-3,取a0=112,根据义献1ft1 = fa2=6641nq=f2=2613nfr1 = fr2=951.3na0=112则 d min = ao-p1 =112 x 3j3.252 =14.69 mmda0 n1a11440蜗杆轴的最小直径显然是要安装联轴器处轴的直径，为了使所选的轴的直径d

37、与联轴器的孔相适应，故需同时选取联轴器型号 .。联轴器的计算转矩 tca =katd ,查文献1中的表14-1 ,考虑到转矩变化很小，故取 ka =1.3 ,则 有：tca =katd =1.3父21.57 =28.041n *m按照计算转矩tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准gbt5014-1985或文献3 ,选用lt4型联轴器，其公称转矩为 63 n，mm。联轴器的尺寸为 d=2028mm,l=5262mm 5.1.4蜗杆轴的结构设计拟定蜗杆上零件的装配方案蜗杆是直接和轴做成一体的，左轴承及轴承端盖从左面装，右轴承及右端盖从右面装。根据轴向和周向定位要求，确定各段直径和长度，轴径最小d

38、 =28mmx查文献1表11-4 ,蜗杆齿宽b计算选为102mm其余部分尺寸见卜图：dm =14.69mmka =1.3tca = 28.041nm5.1.5rvbrvam vcmvchc二 cai 川山11,厂工hlllllllllluinwu |删|心加1ilum轴的校核(1)垂直面的支承反力fr 12 fa dl/2（图 b）951.3 230 2613.7 63/2l460=fr -fvb =951.3 -655 =296.3n(2)水平面的支承反力（图 c）ft1rhb =664.12= 332.05n(3)绘垂直面的弯矩图（图 b）63= 655nd1rva * fa 1 =296.3 230 2613.7 一 ： 150480.55n mm22= rvb *2 = 655 230 =150650n mm（4）绘水平面的弯矩图（图 c）= rha，l1 =332.05 230 = 7637.5n mm（5）求合成弯矩（图 d）= mvc2 mhc2 = 150480.552 76371.52 = 168751.302n mm22vc m hc(6)该轴所受扭矩为=,150650