振动自动抛光机结构设计

摘要
压缩机曲轴轴颈及曲轴销是动配合，要求表面粗糙度通常在Ra0.4以下，常用磨削的方法加工及抛光。

由于其形状不规则，安装复杂，产量低，加工成本高，设备昂贵。

提出采用振动抛光机专用设备进行抛光。

抛光是超精密加工中一种重要加工方法，其优点是加工精度高，加工材料范围广。

抛光机是用嵌入磨料的研具对工件表面进行研磨的工具，是保证研磨加工的重要条件。

由于传统研磨存在加工效率低、加工成本高、加工精度和加工质量不稳定等缺点，这使得传统研磨应用受到了一定限制，为了提高研磨加工效率，机械研磨机已经取代了传统的手工研磨。

本文主要是合理的分析了振动抛光机的传动系统和抛光原理，本振动抛光机设计由电动机、减速装置、振动马达、振动盘等组成，并设计了减速装置。

为了使其具有足够的刚度、强度和稳定性，对蜗轮蜗杆减速器上的主要零部件进行了寿命校。

关键词：曲轴；振动抛光；蜗轮蜗杆；
Abstract
Compressor crank journal and crank pin is moving with the surface roughness is usually in the following Ra0.4 commonly grinding machining and polishing. Because of its irregular shape, installation complexity, low-yield, high processing costs, expensive equipment. Proposed special equipment vibration polishing machine polishing.
Polishing is an ultra-precision machining processing method, the advantage of high precision machining and processing a wide range of materials. The polishing machine is embedded abrasive lap on the workpiece surface grinding tool, is an important condition to ensure that the abrasive machining. Traditional grinding low processing efficiency, processing costs, unstable machining precision and quality shortcomings, which makes traditional grinding application subject to certain restrictions, in order to improve the efficiency of grinding, mechanical polishing machine has replaced the traditional hand-grinding.
This paper is reasonable analysis of vibration polishing machines the drivetrain and polishing principle, the vibration polishing machine design by the motor, deceleration device, vibration motor, vibration disk, and the design of the deceleration device. In order to have a sufficient rigidity, strength and stability of the main parts of the worm gear reducer school life.
【Key word】Crankshaft; vibration polishing; worm
目录
摘要 (1)
Abstract (2)
目录 (3)
第1章绪论........................................................................... 错误!未定义书签。

1.1本课题的研究背景及意义 (1)
1.2振动研磨机国内外发展现状 (3)
1.3本课题研究内容 (5)
第2章振动抛光机研究 (6)
2.1振动研磨机的工作原理 (6)
2.2振动研磨的运动机理 (8)
第3章蜗轮蜗杆减速器设计 (10)
3.1电动机的选择 (10)
3.2传动零件的设计计算 (12)
3.3 轴的设计 (16)
第4章轴承的选择和计算 (21)
4.1涡轮轴的轴承的选择和计算 (21)
4.2 减速器铸造箱体的主要结构尺寸 (22)
第5章其他零件设计 (24)
5.1键连接的选择和强度校核 (24)
5.2 联轴器的选择和计算 (24)
5.3 减速器的润滑 (25)
致谢 (26)
参考文献 (27)
第1章
绪论
1.1本课题的研究背景及意义
研磨是一种重要的精密和超精密加工方法。

它是指利用磨具通过磨料作用于工件表面，进行微量加工的过程。

研磨加工的特征是加工精度和质量高。

并且加工材料广，几乎可以加工任何固态材料。

近年来，随着人们对产品性能的要求日益提高，研磨加工以其加工精度和加工质量高再次受到人们的关注。

振动研磨机是一种高效、节能的新型磨粉设备，主要解决冶金、化工、非金属矿、医药、陶瓷、建筑新材料、水泥、磁性材料等诸多行业超细粉体加工难题。

由于粉体实现超细化或超微化后，原子或分子在热力学上处理亚稳定状态，使得比面积增大，从而性格较为活泼，其光学、电学、磁学、热学和化学活性等发生了变化，并在使用中更具有超常的效果。

这些变化既不属固体物理又不是原子或分子物理，是物理学中一门新课题，形成独具特色的超微粒子粉体物理学。

现代科学技术往往需要粉体粒径细至500～12500目，有的甚至需要粒径达亚微米或纳米，这是古老传统的粉碎技术及设备所无法实现的。

目前国内外许多高校、科研机构都把粉体超细化或超微化做为研究开发的主攻方向，将重点集中在如何能获得更细粉碎技术及设备的研究上。

振动研磨机的质量直接影响工件的质量和生产效率。

其主要有以下几个方面的因素：
(1) 研磨平板的振动研磨机性能。

这是决定振动研磨机质量的基本条件，特别是在机械研磨中，由于研磨平板是配对使用的，所以还要求配对的两块研磨平板的振动研磨机性能应相近。

(2) 研磨平板的平面性。

不仅要求研磨平板有良好的平面性，而且还要求配对使用的两块研磨平板的几何形状应当偶合，如果研磨平板的平而性差(例如：用直径80 mm，2级平晶测量时，平面性超过2条光波干涉带)或配对两块平板偶合性不好时，则在整个平板板面上振动研磨机将是不均匀的或根本不可能振动研磨。

(3) 所选用的磨料的材质。

磨科按其来源可以分为天然磨料和人造磨料。

天然磨料包括金刚石、刚玉、石榴石等。

人造磨料有人造金刚石、人造刚玉、碳化硅、磁化硼等。

金刚石系碳(C)的结晶体，比重在3.4~3.6之间，维氏硬度10000以上，是最硬的。

由于金刚石价格昂贵，因此在研磨加工中，经常使用的是由粒度为微米级的金刚石粉末配制的研磨膏，对涩质合金或陶瓷等材质的工件进行精研和抛光。

刚玉系氧化铝(Al2O3)的结晶体，天然刚玉的比重在3.9~400之间，人造刚玉比重在3.2~4.0之间，氧化铝具有较大的韧性，维氏硬度约为2000以上。

碳化硅(SiC)的结晶系薄板状，维氏硬度3000左右，由于杂质的存在而常常带有各种颜色。

常见的为绿色和黑色。

黑色的碳化硅含量约98％，绿色的约98.5％，碳化硅韧性较小，绿色碳化硅比黑的更脆些，适于加工各种脆性材料。

碳化硼(B4C)的比重约 2.5，硬度超过碳化硅而接近于金刚石。

用于硬度很高的工件的研磨加工。

人造金刚石研磨膏是以人造金刚石粉相其它混合剂为原料配制而成。

膏体为水溶性质，具有理想的润滑性。

使用时可用水和甘油进行稀释。

各生产厂家所生产的研磨膏，根据不同规格，都配上不同的颜色，便于使用时鉴别。

(4) 操作者的振动研磨机技术水平。

这里重要的是掌握振动研磨机时煤油量的多少。

在一般情况下，研磨平板油层厚度应是所嵌磨料颗粒大小的1~2倍。

油量过少，磨料颗粒不易在研磨平板板面布均，影响振动研磨机的均匀性；如果油量过多，将产生“赶”砂现象，使振动研磨机工作受到破坏。

实践证明，振动研磨机只有充分掌握上述各点，才能保证研磨的质量。

曲轴零件形状复杂，其轴颈的抛光，一直以来采用磨削的方法加工。

由于零件安装复杂，设备昂贵，产量低，加工成本高。

制约了发展。

振动抛光机采用的磨料为自由移动的松散磨料石块，当把零件放人装有磨料的振动抛光容器内时，由于容器不停地运动而将惯性作用传递给磨料使之自由移动，并与零件外表面磨擦，由于磨料与零件之问都有各自的比重，从而导致这些磨料与零件的相对运动，这种磨擦的切削量很小．从而起到了抛光作用，而这种抛光不改变零件的尺寸。

如果将零件任意放入振动抛光容器内，那么被加工零件之问必然发生相互碰撞，极易损坏零件，而且加工也不均匀。

采用专用设备与振动抛光容器配合，即保证了抛光的质量，又防止了零件相互之间的碰撞，起到较好的效果。

1.2振动研磨机国内外发展现状
1、国内振动磨机生产研究状况
我国的研磨设备有：球磨机、气流磨、雷蒙磨、搅拌磨、辊式磨和柱磨机等。

球磨机目前仍是我国水泥、陶瓷等行业的主导磨机。

上述这些设备虽然有许多优点，但也有本身的弱点。

比如，受到工艺及磨机本身加工特点的限制，大多都无法加工硬度较高的矿渣、粉煤灰以及高硬度非金属材料，特别是球磨机还存在着噪音大、能耗高、污染环境等缺点，无法满足生产高标号水泥、高档次陶瓷制品和其它新型建筑材料所需的粉体细度。

大型多用途超细振动研磨机从结构、工艺、磨介外形以及原理上都与传统的磨机有根本的不同，它是采用机械振动原理，整机在较小的能量消耗下就可以工作，从而降低在超细粉加工过程中，材料破碎等所需的较大功耗。

这项技术成果可以说是对传统研磨技术的一场革命，比较适合对硬度较高的脆性材料做超细、超微粉加工。

同时具有噪音小、能耗低、不污染环境等优点。

由于受各种历史原因的影响，我国在六十年代初开始从事这方面研究，但由于大型振动磨机在设计和生产中还存在诸多技术问题，如支承弹簧寿命、磨体整体钢度及连接件强度、焊接强度、耐磨材料等，并缺少配套的部件及相应的设计标准等原因，其研究进展缓慢。

到了八十年代中期，仅有温州矿山机械厂生产小型振动磨机。

以后相继有河南新乡东方矿山设备厂、烟台卓悦机械传动有限公司、洛阳矿山研究所、武汉大学、西安建筑科技大学等单位生产振动磨机。

但是，上述单位所研制生产的振动磨机普遍存在的问题是台时加工量偏小、大规模工业化生产时工艺配套不理想、粉磨过程中铁杂质污染原材料。

由于超细粉体在加工、分级、去污提纯、表面改性方面仍存在的许多技术难题，使得超细粉体加工工艺及设备，长期落后于发达国家。

许多产品因原材料及制造工艺与国外尚有一定差距，造成几十年超细粉体加工质量徘徊不前，尤其在水泥、建材、陶瓷、油漆、涂料等领域很难迈进市场产品品质优良和制造技术领先行列。

开发推广新一代节能振动粉磨设备，既可以填补超细粉加工行业设备空缺，又能加快企业旧设备的技术改造，并充分发挥新技术设备的加工能力，增加产品的市场竞争能力。

2、国外振动研磨机研究发展概况
德国是振动磨机研制较早的国家。

四十年代初，虽然Hochst公司对振动磨机
进行了较系统的研制，但直到五十年代末，西德Klockner-Humboldt-Deutz公司研制的PALLA系列振动磨机才成为定型产品在欧州各国普遍畅销。

从七十年代起德国国家研究部一直把超细粉体制备技术作为特殊研究领域对待，并以Claustabl Braunschweig工业大学及KHDAlpine公司为中心形成了攻关群体。

据资料介绍，目前Lurge公司所生产的振动磨机品种齐全，工艺配套性好，磨筒有效容积为60～2500L，可满足不同加工场合的需求。

但由于德国在设备制造过程中对材料选择比较精良，以及工艺标准较高，参振磨体支承采用橡胶复合簧，使整机生产成本偏高，难于向发展中国家销售。

日本中央化工机械、川崎重工、大工产物等公司制造的振动磨机，是六十年代初从西德SIEBTECHNIK公司引进的单筒磨技术，尔后他们独立地进行研究试制。

目前，日本不仅可生产间歇式的，也可生产连续和卧式涡流振动磨机，无论在生产数量、种类、技术性能、理论研究和新品试制方面都是极为先进的，在市场上获得很高的声誉，并申报了许多专利，产品销往中国及东南亚各国。

美国Allis-chalmers也采用德国技术，生产出多管振动磨机，磨管可达六管，台时产量较高，传动方式由德国的单边传动改为中心驱动双边激振。

该系列振动磨机工作稳定，工艺配套性好，应用范围广，已被世界上许多国家所接受，对世界振动磨机的发展起了推进作用，是九十年代超细粉体加工的主要设备。

前苏联曙光生产联合体（CBITAHOK），于八十年代末在引进德国振动磨机技术的基础上，设计开发出双电机同步驱动式振动磨机，并采用特殊设计的非线性空气弹簧作支承，既改善了磨体的振型，又起到了隔振降噪的效果。

为振动磨机向大型化发展奠定了基础，在振动磨的设计研究领域取得了突破性进展。

目前，该公司生产的振动磨机有单管和双管两种类型，台时产量0.3～8T/h，被广泛应用于东欧及南亚各国的建材、矿山行业。

俄罗斯·斯特罗诺佛依德工厂也在研制振动磨机方面做了许多工作。

据介绍，该厂已完成粉磨CaO达15t/h的磨机设计，磨管有效容积达3000L以上，但由于该企业经济原因，至今也未制造出样机。

由此可见，制造大型振动磨机技术，尤其是某些关键技术，至今仍为少数国家掌握，并且对我国采取一定程度的限制。

因此开发研制中国自己的大型振动磨，将显示我们的科研实力和水平，同时也对我国的国民经济建设起到重要促进作用。

1.3本课题研究内容
设计一台曲轴振动抛光机，该机可以对曲轴进行自动抛光，使得曲轴支撑表面粗糙度达到0.2微米以下。

曲轴自动抛光机的容器与立式激振器连成一体，并支承于隔振弹簧上。

当激振器主铀高速旋转时，偏心块产生激振力(离心力)和激振力矩，容器产生周期性的振动。

容器底部为一圆环形状，各点的振幅不一．使容器中的磨料(磨介质)和被磨工件既绕容器中心轴线(垂直抽)公转，又绕圆环中心自转。

其合成运动为环形螺旋运动，磨料和工件在运动时互相磨削，可对工件进行均匀加工。

第2章振动抛光机研究
2.1 振动研磨机的工作原理
图2-1 工作原理图
振动研磨机的工作原理如图2-1：在振动盘中安装有振动马达，振动盘通过振动弹簧与底座连接；启动振动研磨机时，振动马达产生强大的激振力，通过振动弹簧带动振动盘中的研磨混合物（即研磨材料、研磨助剂等混合物）产生三个方向的运动，即上下振动、由里向外的翻转、螺旋形的逆时针旋转。

为了使曲轴各部位抛光均匀，曲轴必须能够自转。

电动机带动蜗轮蜗杆减速器，减速器输出轴与曲轴工件通过联轴器连接。

这样，曲轴自转的同时，磨料又围绕曲轴公转，从而达到抛光均匀的目的。

振动马达是振动研磨机中的核心部件，它是一种特殊的振动马达（如上图所示），它在两端的轴心上安装有偏心块（也叫振动块），通过调节这两块偏心块的相对角度、重量，可以很方便的调节振动研磨机的振动频率、翻转速度。

本次设计选择YZUL-10-4立式振动电机。

振动盘机体：是该机主要部分，形状像个“大火锅” 组成一个环行槽。

槽内壁
镶有粘贴牢固、耐磨且具有弹性、表面平整的橡胶衬里。

抛光介质和产品放在其中。

机座：是个两端带法兰圆筒。

下法兰有地脚螺孔，是全机的支撑部分。

整个机体靠弹簧座落在上面。

其上开有一孔为调整偏重铁和装拆电机之用。

电机：是该机振源。

牢固地与机体连接在一起。

通常用的是4极电机。

从上往下看逆时针方向旋转。

因为是在恶劣的振动条件下工作，所以必须是专用的特殊电机。

其轴承和线圈甚至接线盒都要适应强烈的振动。

电机上下端伸出轴固定两个偏重铁，当电机轴旋转时，产生足够的激振力矩。

振动弹簧：组成振动系统最基本的参量是振体的质量(转动惯量)和恢复力(恢复力矩)，该振动系统恢复力(恢复力矩)就是由弹簧提供的。

弹簧为圆柱压力弹簧，其制造材料有60Mn、50CrVA等。

经热处理后，硬度为HRC=45~50，旋向一般为左旋。

一定数量的弹簧均匀排列在机座法兰上。

蜗轮蜗杆减速器：蜗轮蜗杆减速机是一种动力传达机构，利用齿轮的速度转换器，将电机的回转数减速到所要的回转数，并得到较大转矩的机构。

特点是：
1、机械结构紧凑、体积外形轻巧、小型高效；
2、热交换性能好、散热快；
3、安装简易、灵活轻捷、性能优越、易于维护检修；
4、运行平稳、噪音小、经久耐用；
5、使用性强、安全可靠性大；
那么，坯体是如何被抛光的呢，通电后，电机带动偏重铁旋转，由于上下偏重铁重心不平衡产生的偏心力矩作用于机体，使机体产生振动，进而带动机体内介质运动，通过介质的冲击和磨擦作用坯体被抛光。

介质以螺旋轨迹，绕机体中心逆时针旋转，如图2-2。

图2-2 磨料运动轨迹图
2.2 振动研磨机的运动机理
实际的抛光机作为一个振动系统是很复杂的，为便于分析，系统是否可简化为最简单的力学模型：如图2-3所示的质量弹性系统。

m 为质量，K 为弹簧常数。

该系统具有两个自由度。

振动位置需要两个坐标Z ，θ才能确定，Z 表示振体的质心，C 在铅垂轴上的坐标，θ则表示振体在水平方向相对质心的转角。

系统的振动是由上下垂直运动和水平扭摆振动合成的结果
图2-3 质量弹性系统模型
振动理论指出：在简谐干扰力作用下，受迫振动也是简谐运动。

振动的频率与干扰力的频率相同。

田电机转速恒定，即频率不变；偏重铁固定后，振幅也不变，电机带动偏重铁的振动是简谐振动。

所以抛光机的振动为简谐振动。

振动频率按振源电机的频率进行。

即
1440246060
n f Hz
=
== 决定振动程度有两个主要因素；
1) 上下偏振块之间的相位角。

相位角指从上俯视两偏铁之间的夹角，我们通过观察三项实验说明问题吧。

a) 把两偏重铁调到同一方向，即相位角为0。

这时槽内介质运动的垂直分量很小，而水平运动分量很大，循环运动很快。

b) 相位角从0~90°逐渐加大，介质运动的垂直分量随角度增大而增大；相应的水平分量逐渐减小； 运动轨迹为螺旋线。

c) 相位角从90°。

这时，运动的水平分量很小，而垂直分量很大。

这种现象可称为“喷流运动”。

上述试验可解释为：当上下偏重铁相位角为0°时，由上下偏重铁引起的谐振
同相；相位角在0~90°范围变化时，则两个谐振相位差也在0~90°之间变化。

介质的运动就是两个谐振运动合成的结果。

2) 上下偏重铁距系统重心C的距离。

即对重心C产生的力矩。

据英国资料介绍，下边的偏重铁决定垂直分量运动程度；上边的偏重铁决定水平分量运动程度。

从图中我们可以看出上边的偏重铁距重心近，下边的偏重铁距重心远。

但是机器装好后，上下偏重铁距重心的距离也就确定了，不能随便调整，实际使用中都是通过增减上下偏重铁的重量，来调整对重心的力矩，也就是调整振幅的。

由上述分析可知，使用抛光机有个选择最佳相位角问题。

试验表明，对于最大部位尺寸太小不同的被抛光物体，要采用相应的偏重铁相位角才能满足抛光工艺要求，即使抛光介质在槽内运动一周过程中，露出抛光的次数为1~2次。

再谈谈抛光介质。

抛光机适用于骨灰瓷、硬质瓷、高长石瓷、高石英瓷及紫砂制品等。

介质硬度要因瓷而异，一般说介质硬度应高出被抛光物体硬度10%左右。

介质过硬，会使被抛光物体表面划出痕迹；过软则介质易损耗。

常用的介质有石英碴、碎瓷片等。

骨灰瓷为瓷质软，其介质为正方体小硬木块和小的三棱柱形瓷块混合使用，各为50%。

此外，介质的形状、规格尺寸及介质在机体内的深度也很有讲究，在此不一一赘述。

最后要说明的是：抛光机在起动和停车的片刻，机体会以超过临介振相的频率作过幅的振动，因此在未装入足够的介质前，决不能空载启动电机。

第3章 蜗轮蜗杆减速器设计
3.1 电动机的选择
（1）选择电动机的类型
按工作条件和要求，选用一般用途的Y 系列三相异步电动机，封闭式结构，电压380V 。

（2）选择电动机的功率 电动机所需的功率 /d w P P η=
式中 d P —工作机要求的电动机输出功率，单位为Kw ； η—电动机至工作机之间传动装置的总效率； w P —工作机所需输入功率，单位为Kw ； 输送机所需的功率输送机所需的功率/1000W w P Fv η= =1200×1.5/1000×0.8=2.25Kw 电动机所需的功率/d w P P η=
η=η联η轴η蜗η轴η联 =0.99×0.99×0.8×0.99×0.99≈0.76
d P =2.25/0.76=2.96kW
查表，选取电动机的额定功率cd P =4kw 。

（3）选择电动机的转速
已经曲轴转速为60~120r/min ，暂定转速为80r/min ，由表推荐的传动比的合理范围，取蜗轮蜗杆减速器的传动比'1040i =，故电动机转速的可选范围为：
(1040)808003200/min d n
n i r '==⨯=
符合这范围的电动机同步转速有1000、1500、3000 r /min 四种，现以同步转速1000 r/min 和1500 r/min 两种常用转速的电动机进行分析比较。

综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格、传动比及市场供应情况，选取比较合适的方案，现选用型号为Y112M —4 1. 确定传动装置的传动比及其分配
减速器总传动比及其分配：
减速器总传动比/1440/8018m w i n n === 式中i —传动装置总传动比
w n —工作机的转速，单位r /min m n —电动机的满载转速，单位r /min
2. 计算传动装置的运动和动力参数 （1）各轴的输入功率
轴I 1 2.960.990.99 2.9P P kw ηη=⋅⋅=⨯⨯=联轴 轴II 21 2.90.990.990.8 2.27P P kw ηηη=⋅⋅⋅=⨯⨯⨯=蜗联轴 （2）各轴的转速 电动机：1440/min m n r = 轴I ：11440/min m n n r == 轴II ：1
21
1440/1880/min n n r i =
== （3）各轴的输入转矩
电动机轴：9550/9550 2.96/144019.63d d m T P n N m ==⨯=⋅ 轴I ：1119550/9550 2.9/144019.23T P n N m ==⨯=⋅ 轴II ：2229550/9550 2.27/80270.98T P n N m ==⨯=⋅ 上述计算结果汇见表3-1 表3-1传动装置运动和动力参数
3.2 传动零件的设计计算
3.2.1 蜗轮蜗杆传动设计
一.选择蜗轮蜗杆类型、材料、精度
根据GB/T10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI ）蜗杆材料选用45钢，整体调质，表面淬火，齿面硬45~50HRC 。

蜗轮齿圈材料选用ZCuSn10Pb1，金属模铸造，滚铣后加载跑合，8级精度，标准保证侧隙c 。

二.计算步骤
1.按接触疲劳强度设计
设计公式2
1m d ≥[]2
223.25e h z KT z σ⎛⎫ ⎪ ⎪⎝⎭
mm
选1z ，2z ： 查表7.2取12z =，
1212144023580
n Z Z n =⨯
=⨯= 2z 在30～64之间，故合乎要求。

初估0.82η= （2）蜗轮转矩2T ：
6219.5510 2.9180.82/1440276950T T i N mm η=⋅⋅=⨯⨯⨯⨯=⋅ （3）载荷系数K ：
因载荷平稳，查表7.8取K =1.1 （4）材料系数ZE
查表7.9
，ZE = （5）许用接触应力0[]H σ
查表7.10，0[]220H Mpa σ=
76080112000 5.8910n =⨯⨯⨯=⨯
0.801190N Z ===
0[][]0.801190220176.26H N H Z Mpa σσ==⨯=
（6）2
1m d ：
[]2
2
21223.25 3.251561.12769501320.7722035e
h z m d KT mm z σ⎛⎫⨯⎛⎫≥=⨯⨯= ⎪ ⎪ ⎪⨯⎝⎭⎝⎭
（7）初选2
1,m d 的值：
查表7.1取m =6.3，163d =
m 2
125001320.77m d =≥
（8）导程角
11 6.32
tan 0.263
mz d γ⨯=
== arctan0.211.3γ==︒ （9）滑动速度s v
11
631440 4.84/601000cos 601000cos11.3s d n v m s ππ
γ
⨯=
=
=⨯⨯⨯⨯︒
（10）啮合效率
由 4.84/s v m s =，查表得116v '=︒
()()
1tan tan11.30.2/0.2230.896tan tan 11.32n γγϕν︒
=
===+︒+︒
（11）传动效率η 取轴承效率 2
0.99η=，搅油效率30.98η=
1230.8960.990.980.87ηηηη=⨯⨯=⨯⨯=
6219.5510 2.9180.87/1440301183T T i N mm η=⨯⨯=⨯⨯⨯⨯=⋅
（12）检验2
1m d 的值
[]2
21223.25e
h z m d KT z σ⎛⎫≥ ⎪ ⎪⎝⎭
=1.1×301183×2
3.2515622035⨯⎛⎫ ⎪⨯⎝⎭=1323＜2500.47 原选参数满足齿面接触疲劳强度要求 2.确定传动的主要尺寸
1126.3,63,2,35m d mm Z Z ====
(1)中心距a
()()1263 6.335141.752
2
d mz a mm ++⨯=
==
(2)蜗杆尺寸
分度圆直径1d 163d mm =
齿顶圆直径1a d 1112(632 6.3)75.6a a d d h mm =+=+⨯= 齿根圆直径1f d 112632 6.3(10.2)47.88f d d hf mm =-=-⨯+= 导程角 tan 11.30993247γ=︒ 右旋 轴向齿距 1 3.14 6.319.78x P m mm π==⨯= 齿轮部分长度1b 12(110.06)82.53b m z mm ≥+⨯= 取1105b mm = (3)蜗轮尺寸
分度圆直径2d 22 6.335220.5d m z mm =⨯=⨯= 齿顶高 2 6.3a a h h m mm =⨯=
齿根高 *
*
2()(10.2) 6.37.56f a h h c m mm =+=+⨯=
齿顶圆直径2a d 2222220.52 6.3 1.2235.62a a d d h mm =+=+⨯⨯= d 齿根圆直径2f d *
*
222()205.38f a d d m h c mm =-+= 导程角 tan 11.30993247γ=︒ 右旋
轴向齿距 21 3.14 6.319.78x x P P m mm π===⨯=
蜗轮齿宽2b 210.750.758060a b d mm ==⨯= 齿宽角 21sin(/2)/0.9b d α== 蜗轮咽喉母圆半径 22/223.94g a r a d mm =-= (4)热平衡计算 ①估算散热面积A
1.75
1.75
2141.750.330.330.6077100100a A m ⎛⎫
⎛⎫=== ⎪
⎪
⎝⎭
⎝⎭
②验算油的工作温度t 室温0t ：通常取20︒。

散热系数s K ：2
20/()s K W m C =⋅︒
()()1010001100010.87 2.92051.02200.6077i s P t t C k A η-⨯-⨯⎛⎫=+=+=︒ ⎪⨯⎝⎭＜80℃
油温未超过限度 (5)润滑方式
根据s v =4.84m/s ，查表7.14，采用浸油润滑，油的运动粘度
624035010/c V m s -︒=⨯
几何尺寸计算结果列于下表：
3.3.1 蜗轮轴的设计（1）选择轴的材料
选取45钢，调质，硬度HBS=230，强度极限600
B Mpa
σ=，由表查得其许用弯
曲应力1[]55b Mpa σ-=，查《机械设计基础》（表10-1、10-3）
（2）初步估算轴的最小直径
取C =120，得min d ≥==36.32mm 根据《机械设计》表11.5，选138d = （3）轴的结构设计
①轴上零件的定位、固定和装配
单级减速器中，可将齿轮按排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，周向固定靠平键和过渡配合。

两轴承分别以轴肩和套筒定位，周向则采用过渡配合或过盈配合固定。

联轴器以轴肩轴向定位,右面用轴端挡，圈轴向固定.
键联接作周向固定。

轴做成阶梯形，左轴承 从做从左面装入，齿轮、套筒、右轴承和联轴器依次右面装到轴上。

②确定轴各段直径和长度 I 段138d mm = 170L mm =
II 段选30208型圆锥滚子轴承，其内径为40mm ，宽度为19.75mm 。

故II 段直径
240d mm =。

III 段考虑齿轮端面和箱体内壁、轴承端盖与箱体内壁应有一定距离，则取套筒长为42mm 。

故340L mm =，345d mm =。

IV 段450d mm =，488L mm = V 段54258d d h mm =+=，56L mm = VI 段645d mm =，629L mm = VII 段7240d d mm ==，725L mm = （4）按弯扭合成应力校核轴的强度 ① 绘出轴的结构与装配图(a )图 ②绘出轴的受力简图(b )图。