蜗杆齿轮说明书课件

1、机械设计课程设计说明书题 目： 蜗杆-齿轮二级减速器 学 院：年级专业：学 号：学生姓名：指导教师： 教师职称：目录一.传动方案分析11蜗杆传动12斜齿轮传动1二电动机选择计算11原始数据12电动机型号选择1三总传动比确定及各级传动比分配2四运动和动力参数的计算2五传动零件的设计计算31蜗杆蜗轮的选择计算32斜齿轮传动选择计算7六轴的设计和计算111.初步计算轴径112轴的结构设计123轴的弯扭合成强度计算13七滚动轴承的选择计算16八键连接的选择18九联轴器的选择19十减速器附件的选择19十一润滑和密封说明201润滑说明202密封说明20十二拆装和调整的说明20十三减速箱体的附加说明21十四

2、. 三维设计21十五. 有限元分析23十六设计心得24十七参考资料26燕山大学课程设计说明书一.传动方案分析1蜗杆传动蜗杆传动可以实现较大的传动比，尺寸紧凑，传动平稳，但效率较低，适用于中、小功率的场合。采用锡青铜为蜗轮材料的蜗杆传动，由于允许齿面有较高的相对滑动速度，可将蜗杆传动布置在高速级，以利于形成润滑油膜，可以提高承载能力和传动效率。因此将蜗杆传动布置在第一级。2斜齿轮传动斜齿轮传动的平稳性较直齿圆柱齿轮传动好，常用在高速级或要求传动平稳的场合。因此将斜齿轮传动布置在第二级。因此，蜗杆传动斜圆柱齿轮传动，这样的传动方案是比较合理的。二电动机选择计算1原始数据运输链牵引力F=1815N运

3、输链工作速度V=0.3m/s滚筒直径 D=0.33m2电动机型号选择(1)类型：Y系列(2)容量：工作机要求 电机功率P电'=PI/总其中PI =Fv/1000=1815×0.31/1000=0.56kW取联轴器=0.99,轴承=0.98,齿轮=0.97,蜗杆=0.80, 卷筒=0.96,则总=联轴器×( 轴承)4 × 齿轮× 蜗杆× 卷筒=0.67则P电= PI/总=0.836 kW 查手册取Ped=1.1 kW>0.836 kW(3)转速：可选同步转速1000r/min，选择额定转速n电=910r/min(4)结果：Y90L-

4、6（Ped=1.1 kW ，n电=910r/min）综合考虑选电动机型号为Y90L-6，主要性能如下表：电动机型号额定功率（Kw）同步转速（r/min）满载转速（r/min）Y90L-61.110009102.02.2三总传动比确定及各级传动比分配 总传动比为 ： i总= =50.72 n卷=17.9rpm 又i总=i蜗杆×i齿轮 其中i齿轮=（0.060.07）i总 取i齿轮=0.065 i总则i齿轮=3.3 i蜗杆=15.4四运动和动力参数的计算设蜗杆为1轴，蜗轮轴为2轴，齿轮轴为3轴,卷筒轴为4轴。1.各轴转速：n1=n电 =910rpmn2=n电 / i蜗杆= 910/15.

5、4= 59.10 rpmn3=n2/ i2= 59.10/3.3=17.90rpm2.各轴输入功率：P1= P电×联轴器=0.836×0.99=0.828kwP2=P1×轴承×蜗杆=0.828×0.98×0.8=0.65kwP3=P2×轴承×齿轮=0.65×0.98×0.97=0.62kwP4=P3×（轴承）2×联轴器=0.62×0.982×0.99=0.586kw3.各轴输入转距：T1=9550×P1/n 1=9550×0.828/9

6、10=8.69 N·mT2=9550×P2/n 2=9550×0.65/59.10=105.03 N·mT3=9550×P2/n 3=9550×0.62/17.90=330.78 N·mT4=9550×P3/n 4=9550×0.586/17.90=312.64 N·m运动和动力参数计算结果整理于下表：轴号功率P（Kw）转矩T(N·m)转速n（r/min)传动比i电机轴0.8368.779101.00轴0.8288.6991015.4轴0.65105.0359.103.3轴0.6233

7、0.7817.901.00卷筒轴0.586312.6417.90五传动零件的设计计算1蜗杆蜗轮的选择计算(1).选择蜗杆的传动类型 根据GB/T 100851988的推荐,采用渐开线蜗杆(ZI)。(2).选择材料、精度等级和蜗杆头数 材料：蜗杆 ：蜗杆传递功率不大，速度中等，故蜗杆用45钢，调质处理；蜗轮：铸锡青铜ZCuSn10P1，金属膜铸造。轮芯用灰铸铁HT100制造。精度等级：初选取8级蜗杆头数：由i=15.4 取z1=2， 则z2= i ×z1=30.8取z2=31(3).按齿面接触疲劳强度进行计算根据闭式蜗杆传动的设计准则,先按齿面接触疲劳强度进行设计,再校核齿根

8、弯曲疲劳强度。计算公式  (mm3) 查表得：9.47cos=9.26 确定载荷：K=KA·K·KV由于所用为电动机，机械设计查表7-6取KA=1.0因载荷工作性质稳定，故取载荷分布不均匀系数K=1.0预估v23m/s，取Kv=1.05则K=1.0×1.0×1.05=1.05 确定作用在蜗轮上的转距T2 =105030N·mm 确定弹性系数 因选用的是铸锡青铜蜗轮和钢蜗杆相配查表7-7得 ZE=155.0 确定许用接触应力确定许用接触应力根据蜗杆材料为铸锡青铜ZCuSn10P1，金属铸造模，蜗杆螺旋齿面硬度>45HRC，可查得=

9、250MPa 应力循环次数N2=60n2×Lh=60×59.10×300×8×8=6.81×107则H=0.8×250=157.36MPa 计算m3qm3q9.26×1.05×105030×()2=1031.0 mm3 查表取 m3q=1250则 m=5mm，d1=50mm，q=10.0(4).蜗杆与蜗轮的主要参数及几何尺寸 蜗轮分度圆直径d2= m z2=5×31=155mm a=(d1+ d2)=102.5mm 取a=105mm变位系数X= = 0.5 蜗杆头数z1=2，直径系数1

10、0；齿顶圆直径 =60mm；分度圆导程角=11o 18'35"；蜗杆轴向齿厚 7.85mm 蜗轮蜗轮齿数 z2=31；蜗轮分度圆直径 d2=m×z2=5×31=155mm蜗轮喉圆直径da2=d2+2×m×(+x) =155+2×5×(1+0.5)=170mm蜗轮齿根圆直径 df2=d2-2×m×(-x+)=155-2×5×（1-0.5+0.2）=148mm 确定精度等级V2=n2d2/60×1000=3.14×59.10×155/60×1

11、000=0.48m/s <3m/s故初选8级精度等级合适。 校核vs滑动速度：vs=v2/sin =2.45m/s <3m/s(5).校核齿根弯曲疲劳强度 当量齿数 zv=z2/cos3=31.60由此，查表7-8可得齿形系数YF=1.94 螺旋角系数 Y=1-/140o =0.920 许用弯曲应力 F = 0.16×b =0.16×250 =25.03MPa 弯曲应力F=×1.94×0.920=8.33Mpa <25.03MPa 满足弯曲强度。(6).精度等级和表面粗糙度的确定考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于通用机械减速器，从G

12、B/T 100891988 圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择8级精度，蜗杆表面粗糙度为6.3，蜗轮表面粗糙度为6.3。侧隙种类为f，标注为9f GB/T 100891988。(7).热平衡核算。 由于摩擦损耗的功率，则产生的热流量P蜗杆传递的功率以自然冷却方式，能从箱体外壁散逸到周围空气中去的热流量为箱体的散热系数，可取；A散热面积，箱内能溅到，而外表面又可为周围空气所冷却的箱体表面面积，单位为m2t油的工作温度；按热平衡条件，可求得在即定工作条件下的油温其中=20，=0.84，P1=0.828kW，取Kd=15W/（m2·）箱体面积 A=0.331.75 =0.33×1.75=0

13、.360 m2查112页表7-10取 啮合效率取搅油效率为2=0.99，滚动轴承效率为3=0.98则总效率为=1·2·3=0.83则工作油温为 满足温度要求。2斜齿轮传动选择计算(1).初选传动类型、精度等级、材料及齿数运输机一般工作机器，速度不高，故选用8级精度。材料选择。选择小齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，大齿轮材料为45钢（正火）硬度为190HBS，HBS=50所以合适选小齿轮齿数z1=27，大齿轮齿z2=m×z1=90 选取螺旋角。初选螺旋角=10o。 齿宽系数 取 传动类型：斜齿圆柱齿轮传动(2).按齿面接触疲劳强度设计1) 确定小齿轮分

14、度圆直径 确定公式内各计算数值a.使用系数 查表取 KA=1.0b.动载系数 预估v=4m/s，则vZ1/100=0.84m/s 查图取 KV=1.07c.齿间载荷分配系数端面重合度 轴向重合度 总重合度 查图取齿间载荷分配系数 d.齿向载荷分布系数 查图取 K=1.18 则K=KA·KV·K·K=1.78e.材料的弹性影响系数 查表得 ZE=189.8f. 齿向区域系数 查图取 ZH=2.45g.重合度系数 h.螺旋角系数 i.接触疲劳强度极限查图取 Hlim1=550MPaHlim2=450MPaj. 应力循环次数 N2=N1/i=2.04×107查

15、表得接触疲劳寿命系数 KHN1=1.0; KHN2 =1.1k.计算接触疲劳许用应力，取安全系数SH=1(失效概率为1%)则 故 计算a. 试算小齿轮分度圆直径d1b.校核圆周速度 c.修正载荷系数 vz1/100=0.041m/s 取KV=1.005，则d.校正分度圆直径2) 确定主要参数 计算法向模数 查表取标准值 mn=3mm 计算中心距 圆整取 a=180mm 修正螺旋角 将带入上述过程进行计算得结果变化不大,故设计合理，不需再做修正" 计算分度圆直径 计算齿宽 圆整得=85则取b1=90mm，b2=85mm3) 校核齿根弯曲疲劳强度 计算重合度系数 计算螺旋角系数 计算当量

16、齿数 查取齿形系数 YFa1=2.70，YFa2=2.23 查取应力集中系数 YSa1=1.60，YSa2=1.68 计算弯曲疲劳许用应力 F=KFN·Flim/SHa. 弯曲疲劳极限应力 Flim1=420MPa，小齿轮调质Flim2=390Mpa，大齿轮正火b. 查取寿命系数 KFN1=KFN2=1c. 安全系数 SH=1 (取失效概率为1%)则 F1=1×420/1=420MPaF2=1×390/1=390MPa 计算弯曲应力 故设计合理。六轴的设计和计算1.初步计算轴径轴的材料选用常用的45钢当轴的支撑距离未定时， 无法由强度确定轴径，要用初步估算的方法，

17、即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d，计算公式为： 考虑到各轴均有弯矩，取C=112，初算各轴头直径 考虑到1轴要与电动机联接，初算直径d1必须与电动机轴和联轴器空相匹配及d3必须和联轴器空相匹配，所以初定d1=24mm，d3=40mm，取d2 =25mm。2轴的结构设计 轴（蜗杆）的初步设计如下图：装配方案是：左端，甩油环、套杯、左端轴承、密封圈、端盖、联轴器依次从轴的左端向右安装；右端，甩油环、右端轴承依次从轴的右端向左安装。轴的径向尺寸：当直径变化处的端面用于固定轴上零件或承受轴向力时，直径变化值要大些，可取（68）mm，否则可取（46）mm。轴的轴向尺寸：轴上安装传动零件的轴段长度

18、是由所装零件的轮毂宽度决定的，而轮毂宽度一般是和轴的直径有关，确定了直径，即可确定轮毂宽度。轴的端面与零件端面应留有距离L，以保证零件端面与套筒接触起到轴向固定作用，一般可取L=（13）mm。轴上的键槽在靠近轴的端面处的距离取（13）mm，靠近轴肩处的距离应大于等于5mm。轴的初步设计如下图：装配方案是：左端，蜗轮、挡油板、左端轴承、端盖依次从轴的左端向右安装；右端，齿轮、挡油板、右端轴承、端盖依次从轴的右端向左安装。尺寸设计准则同轴。轴的初步设计如下图：装配方案：右端，齿轮、挡油板、右端轴承、端盖依次从轴的右端向左安装；左端，挡油板、左端轴承、端盖、密封圈、联轴器依次从轴的左端向右安装。尺寸

19、设计准则同轴。3轴的弯扭合成强度计算由轴装轴承处轴的直径d=50mm，查机械设计课程设计指导手册得到应该使用的轴承型号为7210C，D=90mm，B=20mm，（轴承的校核将在后面进行）。a.轴的结构（1） 计算大齿轮受力：转矩 T3=330.78N·m 由此画出大齿轮轴受力图，见b图（2） 计算轴承反力（c、e图） 水平面 垂直面 （3） 画出水平弯矩Mxy图(图d)，垂直面弯矩Mxz图(图f)和合成弯矩图（图g）。（4） 画出轴的转矩T图（图h），T=330780N·mm（5） 初步分析三个截面有较大的应力和应力集中。现对面将进行安全系数校核。（6） 轴材料选用45钢调

20、质，b=650MPa，s=360MPa，查表得疲劳极限：-1=0.45b=0.45×650=293MPa，0=0.81b=0.81×650=527MPa-1=0.26b=0.26×650=169MPa0=0.5b=0.5×650=325MPa 由式，得，（7） 求截面的应力 （8） 求截面的有效应力集中系数 因在此面处有轴直径变化，过渡圆角半径r=3.0mm，其应力集中可由表查得D/d=58/52=1.12，r/d=3.0/52=0.06。由b=650MPa查得k =1.85，k=1.40。（9） 求表面状态系数及尺寸系数、 查表得=0.92，=0.81

21、、=0.76。（10） 求安全系数 设为无限寿命，kN=1则综合安全系数为 故轴安全。七滚动轴承的选择计算由于传动装置采用蜗轮-蜗杆斜齿轮传动，存在一定的轴向力，故选用角接触轴承。现计算轴上的一对轴承的寿命。轴承型号为7210C，d=50mm，D=90mm，B=20mm，基本额定动载荷 Cr=42800N，基本额定静载荷 Cor=32000N，采用油雾滑nlim=8500r/min。1. 计算内部轴向力 受力如图i查表得 S=0.7Fr（=25o，e=0.7）则 S1=0.7×1754.6=1228.22N S2=0.7×870.90=609.63N2. 计算单个轴承的轴向

22、载荷比较S1+FA与S2的大小S1+FA=609.63+551.38=1161N> S2由图示结构知，2轴承“压紧”，1轴承“放松”。则 Fa2=S1+FA=1161N，Fa1=S1 =609.63N3. 计算当量载荷 P=fP（XFr+YFa） 查表取fP=1.2 查表得X1=1，Y1=0查表得X2=0.41，Y2=0.87则 P1=1.2(1×1754.60×609.63)=3509.2NP2=1.2(0.41×870.900.87×1161)=1367.139N4. 计算寿命 取P1、P2中的较大值带入寿命计算公式因为是球轴承，取=3，则5.

23、 静载荷验算 查表得X0=0.5，Y0=0.38，则P01= X0Fr1+Y0Fa1=0.5×1754.60.38×609.63=1109.0N因 P01< Fr1，故取 P01= Fr1=1754.6N<<C。 P02= X0Fr2+Y0Fa2=0.5×870.900.38×1161=876.63N<<C6. 极限速度验算查图得f11=1，f12=1，tan1=Fa1/Fr1=0.374，tan2= Fa2/Fr2=1.33查图得f21=1.05，f22=0.99，则f11f21nlim=1×1.05×

24、8500=8925r/min>nf12f22nlim=1×0.99×8500=8415r/min>n 故选用7210C型向心球轴承符合要求。八键连接的选择轴键槽部分的轴径为24mm，所以选择普通圆头平键键 A8×32 GB/T 1095-2003轴左端键槽部分的轴径为28mm，右端键槽部分的轴径为28mm 所以选择普通圆头平键左端 键 A8×80 GB/T 1095-2003右端 键 A8×36 GB/T 1095-2003轴左端键槽部分的轴径为52mm，所以选择普通圆头平键键 A16×76 GB/T 1095-2003右

25、端键槽部分的轴径为40mm，所以选择普通圆头平键键 A112×70 GB/T 1095-2003轴左端键的校核：8级精度的齿轮要求一定的定心性，所以选平键，由于是静联接，选用普通圆头平键。由手册可查的当d=（5058）时，键的刨面尺寸为：宽b=16mm，高h=10mm。参考毂长选键长l=76mm。键的接触长度。查表可得连接的许用挤压应力（载荷平稳，故取大值）由式 得连接所能传递的转矩为所以键的选择符合要求。九联轴器的选择 减速器启动时均有负载，因此选择弹性柱销联轴器，这种联轴器弹性模量较小、质量较轻、阻尼性能好、无机械摩擦，不需润滑。轴的联轴器选择根据电机轴的直径选择HL1轴孔直径2

26、4mm轴孔长度52mm 轴的联轴器选择HL4轴孔直径40mm，轴孔长度112mm十减速器附件的选择1. 窥视孔盖 窥视孔盖的规格为160×120mm。箱体上开窥视孔处设有凸台5mm，一边机械加工支撑盖板的表面，并用2mm的垫片加强密封，盖板材料为HT150，用八个M6螺栓紧固。2. 通气器 减速器运转时，箱体内温度升高，气压加大对密封不利，故在窥视孔盖上安装通气器，是箱体内热膨胀气体自由逸出，以保证压力均衡，提高箱体缝隙处的密封性能。考虑到室内大批的工作环境，选用带螺纹连接铸成的通气器。3. 启盖螺钉 在减速器装配时于箱体剖分面上涂有水玻璃或密封胶，为了便于开盖故设有启盖螺钉。其螺纹

27、长度要大于机盖连接凸缘的厚度，螺杆端部做成圆柱形、大倒角或半圆形，以免破坏螺纹。4. 定位销 为了保证剖分式箱体的轴承座孔的加工及装配精度，在箱体连接凸缘的长度方向两端各安置一个圆锥定位销，两销尽量远些，以提高定位精度。定位销的直径为d=8mm，长度应大于箱盖和箱座连接凸缘的总厚度，以便于装卸。5. 吊环和吊钩 为了便于拆卸和搬运，在箱盖上装有环首螺钉或铸出吊环、吊钩，并在箱座上铸出吊钩。6. 油标尺 油标尺应放在便于观测减速器油面及油面稳定之处。先确定右面高度，再确定油标尺的高度和角度，应使油孔位置在油面以上，以免油溢出。油标尺应足够长，保证在油液中。采用带有螺纹部分的杆式油标尺。注意油标不

28、能浸油。7. 放油螺塞 放油孔的位置应在油池的最低处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便于放油。放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的箱座外壁要有6mm左右的凸台，经机械加工成为螺塞头部的支承面，并加封油圈以加强密封。8调整垫片组 调整垫片组的作用是调整轴承的轴向位置。垫片组材料为08F。9轴承盖 轴承盖结构采用螺钉式可分为螺钉联接式，材料为铸铁（HT150）。十一润滑和密封说明1润滑说明因为是下置式蜗杆减速器，且其传动的圆周速度v<12m/s，故蜗杆采用浸油润滑，取浸油深度h=84mm；大、小斜齿圆柱齿轮采用飞溅润滑；润滑油使用50号机械润滑油。大、小斜齿圆柱齿轮采用飞溅润滑,轴承采用

29、润滑脂润滑，因为轴承转速v<1500r/min，所以选择润滑脂的填入量为轴承空隙体积的1/2。2密封说明在试运行过程中，所有联接面及轴伸密封处都不允许漏油。剖分面允许涂以密封胶或水玻璃，不允许使用任何垫片。轴伸处密封应涂以润滑脂。十二拆装和调整的说明在安装调整滚动轴承时，必须保证一定的轴向游隙，因为游隙大小将影响轴承的正常工作。当轴直径为3050mm时，可取游隙为。在安装齿轮或蜗杆蜗轮后，必须保证需要的侧隙及齿面接触斑点，侧隙和接触斑点是由传动精度确定的，可查手册。当传动侧隙及接触斑点不符合精度要求时，可以对齿面进行刮研、跑合或调整传动件的啮合位置。也可调整蜗轮轴垫片，使蜗杆轴心线通过蜗

30、轮中间平面。十三减速箱体的附加说明机座和箱体等零件工作能力的主要指标是刚度，箱体的一些结构尺寸，如壁厚、凸缘、宽度、肋板厚度等，对机座和箱体的工作能力、材料消耗、质量和成本，均有重大影响。但是由于其形状的不规则和应力分布的复杂性，未能进行强度和刚度的分析计算，但是可以根据经验公式大概计算出尺寸，加上一个安全系数也可以保证箱体的刚度和强度。箱体的大小是根据内部传动件的尺寸大小及考虑散热、润滑等因素后确定的。十四. 三维设计为了更好地对减速器进行设计,我们进行了减速器的三维建模以及爆炸视图制作:图14-1三维模型总装图图14-2爆炸视图图14-3爆炸视图图14-4爆炸视图图14-5爆炸视图图14-

31、6爆炸视图十五.有限元分析图15-1应力分析图图15-2应力分析图图15-3应力分析图图15-4应力分析图十六设计心得两周的课程设计结束了，在这次的课程设计中不仅检验了我所学习的知识，也培养了我如何去把握一件事情，如何去做一件事情，又如何完成一件事情。在设计过程中，与同学分工设计，和同学们相互探讨，相互学习，相互监督。学会了合作，学会了运筹帷幄，学会了宽容，学会了理解，也学会了做人与处世。 课程设计是我们专业课程知识综合应用的实践训练，这是我们迈向社会，从事职业工作前一个必不少的过程。”千里之行始于足下”，通过这次课程设计，我深深体会到这句千古名言的真正含义。我今天认真的进行课程设计，学会脚踏

32、实地迈开这一步，就是为明天能稳健地在社会大潮中奔跑打下坚实的基础。通过这次课程设计，本人在多方面都有所提高，综合运用本专业所学课程的理论和生产实际知识进行一次减速器设计工作的实际训练从而培养和提高学生独立工作能力，巩固与扩充了减速器设计等课程所学的内容，掌握减速器设计的方法和步骤，掌握减速器设计的基本技能，懂得了怎样分析零件的工艺性，怎样确定工艺方案，了解了零件的基本结构，提高了计算能力，绘图能力，熟悉了规范和标准，同时各科相关的课程都有了全面的复习，独立思考的能力也有了提高。 在这次设计过程中，体现出自己单独设计的能力以及综合运用知识的能力，体会了学以致用、突出自己劳动成果的喜悦心情，从中发

33、现自己平时学习的不足和薄弱环节，从而加以弥补。设计是一项艰巨的任务，设计是要反复思考、反复修改，设计是要以坚实的知识基础为前提的，设计机械的最终目的是要用于实际生产的，所以任何一个环节都马虎不得，机械设计课程设计让我又重温了一遍学过的机械类课程的知识。经过多次修改，设计的结果还是存在很多问题的，但是体验了机械设计的过程，学会了机械设计的方法，能为以后学习或从事机械设计提供一定的基础。机械设计课程设计虽然与真正的机械设计有所差别，但是它们的设计过程是一样的，任何一个地方都不允许有差错，如在三维装配中一个零件装错，整个机器就不会运动起来。它不仅让我们温习了旧知识和学习了一些新的知识、技巧，而且还培

34、养和锻炼了我们认真、严谨的做事态度。机械设计课程设计是一个相对较长的项目，也锻炼了我们的耐性。在初次设计中，错误是难免的，关键是要积极的改正，要不厌其烦的改正。经过一个月的课程设计，自己感觉很有收获，在软件的熟练运用上有很大的提高，我深深的感受到了细节是决定成功的关键，在今后的学习、工作和生活中，一定要注意每一个细节。在此感谢我们的齐效文老师.，老师严谨细致、一丝不苟的作风一直是我工作、学习中的榜样;老师循循善诱的教导和不拘一格的思路给予我无尽的启迪;这次课程设计的每个实验细节和每个数据，都离不开老师您的细心指导，而您开朗的个性和宽容的态度，帮助我能够很顺利的完成了这次课程设计。 同时感谢对我

35、帮助过的同学们，谢谢你们对我的帮助和支持，让我感受到同学的友谊。 由于本人的设计能力有限，在设计过程中难免出现错误，恳请老师们多多指教,我十分乐意接受你们的批评与指正，本人将万分感谢。十七参考资料1. 韩晓娟机械设计课程设计指导手册北京：中国标准出版社，20082. 许立忠，周玉林机械设计北京：中国标准出版社，20093. 龚溎义，潘沛霖机械设计课程设计图册北京：高等教育出版社，20064. 成大先机械设计手册北京：化学工业出版社，20075. 邵晓荣，张艳互换性与测量技术基础北京：中国标准出版社，2007F=1815NV=0.3m/sD=0.33m=0.56Kw总=0.67Ped=1.1Kwn电=910r/min电动机型号Y90L-6nd=1000r/minnm=910r/mini总=50.72i齿轮=3.3i蜗杆=15.4n1=9100r/minn2=59.1r/minn3=17.9r/ minP1=0.828kWP2= 0.65kWP3= 0.62kWP4= 0.586kWT1=8.69 N·mT2=105.03N·mT3=330.78N·mT4=312.64N·m 蜗轮计算公式和有关数据皆引自机械设计第102页115页蜗杆材料用45钢，蜗轮