5686根据联轴器轴孔长度mm，取L=mm。

因此，定出轴的跨距为L=mm，取L=mm为了保证蜗轮端面与箱体内壁不相碰及轴承拆装方便，蜗轮端面与箱体内壁间应有一定间隙，取两者间距为mm为保证轴承含在箱体轴承孔中，并考虑轴承的润滑，取轴承端面与箱体内壁的距离为mm根据轴承值，故取d=mm轴段为轴环，考虑蜗轮的定位和固定取d=mm轴段考虑左端轴承的定位需要，根据轴承型号查得d=mm轴段与轴段相同轴径d=mm确定各轴段长度为了保证蜗轮固定可靠，轴段的长度应小于蜗的轮毂宽度轴的最小直径，已确定d=mm轴段考虑联轴器定位，按照标准尺寸取d=mm轴段安装轴承，为了便于安装拆卸应取dgtd,且与轴承内径标准系列相符，故取d=mm(轴承型号选)轴段安装蜗轮，此直径采用标准系列mA合格钢[σb]=MPa[σ-]=MPammdminAK=caT=NmWH滑块联轴器计算及说明结果蜗轮轴的结构设计确定各轴段直径根据确定各轴段直径的确定原则，由右端至左端，从最小直径开始，轴段为取AK=，则有caT=KT=/=，Nm考虑轴头有一键槽，将轴径增大%，即d=*=mm，因轴头安装联轴器，根据联轴器内孔直径取最小直径为d=mm选联轴器查表GB-选WH滑块联轴器，标准孔径d=mm，调质处理。

查机械设计书表得[σb]=MPa[σ-]=MPa取A=，于是得d≥mmnpA轴的最小直径为d，与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号计算转矩caT=TKA,查机械设计书表，选)()(此处取wa=w/（mc）,中等通风环境轴的设计计算及校核轴的材料的选择，确定许用应力考虑到减速器为普通中用途中小功率减速传动装置，轴主要传递蜗轮的转矩。

选取轴的材料为钢轴承效率根据机械设计书自定为总效率MPaFlinminFSMPaF][合格计算及说明结果散热总面积估算maA箱体工作温度CtAaPtw力MPaSFFF][minlim轮齿最大弯曲应力][FAFdmbTK温度计算传动啮合效率()(tgtgtgtgv搅油效率根据机械设计书自定为轴力MPaSFFF][minlim轮齿最大弯曲应力][FAFdmbTK温度计算传动啮合效率()(tgtgtgtgv搅油效率根据机械设计书自定为轴承效率根据机械设计书自定为总效率MPaFlinminFSMPaF][合格计算及说明结果散热总面积估算maA箱体工作温度CtAaPtw)()(此处取wa=w/（mc）,中等通风环境轴的设计计算及校核轴的材料的选择，确定许用应力考虑到减速器为普通中用途中小功率减速传动装置，轴主要传递蜗轮的转矩。

选取轴的材料为钢，调质处理。

查机械设计书表得[σb]=MPa[σ-]=MPa取A=，于是得d≥mmnpA轴的最小直径为d，与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号计算转矩caT=TKA,查机械设计书表，选取AK=，则有caT=KT=/=，Nm考虑轴头有一键槽，将轴径增大%，即d=*=mm，因轴头安装联轴器，根据联轴器内孔直径取最小直径为d=mm选联轴器查表GB-计算及说明结果散热总面积估算maA箱体工作温度CtAaPtw)()(此处取wa=w/（mc）,中等通风环境轴的设计计算及校核轴的材料的选择，确定许用应力考虑到减速器为普通中用途中小功率减速传动装置，轴主要传递蜗轮的转矩。

选取轴的材料为钢，调质处理。

查机械设计书表得[σb]=MPa[σ-]=MPa取A=，于是得d≥mmnpA轴的最小直径为d，与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号计算转矩caT=TKA,查机械设计书表，选取AK=，则有caT=KT=/=，Nm考虑轴头有一键槽，将轴径增大%，即d=*=mm，因轴头安装联轴器，根据联轴器内孔直径取最小直径为d=mm选联轴器查表GB-选WH滑块联轴器，标准孔径d=mmmA合格钢[σb]=MPa[σ-]=MPammdminAK=caT=NmWH滑块联轴器计算及说明结果蜗轮轴的结构设计确定各轴段直径根据确定各轴段直径的确定原则，由右端至左端，从最小直径开始，轴段为轴的最小直径，已确定d=mm轴段考虑联轴器定位，按照标准尺寸取d=mm轴段安装轴承，为了便于安装拆卸应取dgtd,且与轴承内径标准系列相符，故取d=mm(轴承型号选)轴段安装蜗轮，此直径采用标准系列值，故取d=mm轴段为轴环，考虑蜗轮的定位和固定取d=mm轴段考虑左端轴承的定位需要，根据轴承型号查得d=mm轴段与轴段相同轴径d=mm确定各轴段长度为了保证蜗轮固定可靠，轴段的长度应小于蜗的轮毂宽度mm，取L=mm为了保证蜗轮端面与箱体内壁不相碰及轴承拆装方便，蜗轮端面与箱体内壁间应有一定间隙，取两者间距为mm为保证轴承含在箱体轴承孔中，并考虑轴承的润滑，取轴承端面与箱体内壁的距离为mm根据轴承宽度B=mm，取轴段长度L=mm，因为两轴承相对蜗轮对称，故取轴段长度为L=（+++）=mm。

为了保证联轴器不与轴承盖相碰，取L=+=mm。

根据联轴器轴孔长度mm，取L=mm。

因此，定出轴的跨距为L=（++++）=mm（一般情况下，支点按照轴承宽度中点处计算）蜗轮轴的总长度为L总=+++=mm。

轴的结构示意图如图所示d=mmd=mmd=mmd=mmd=mmd=mmd=mmL=mmL=mmL=mmL=mmL=mmL=mmL总=mm计算及说明结果轴的校核计算按弯扭组合进行强度校核（轴的受力简图及弯扭矩图见下图）（a）绘制轴的受力图蜗轮的分度圆直径d=mm转矩T=Nm蜗轮的切向力Ft=T/d=/=N蜗轮的径向力Fr=Fttanα=tan=N蜗轮轴向力Fa=Fttanβ=tan=N（b）求水平面H内的支反力及弯矩由于蜗轮相对支撑点对称布置，故两端支承反力相等。

HAF=/FtFHBNC截面处的弯矩LFMHAHCN（C）求垂直平面V内的支反力及弯矩支反力由AM得DFlFlFarVBlDFlFFarVBNNFvbFrFVA截面C左侧的弯矩mNLFvaMvcFt=NFr=NFa=NHAF=NHBF=NHCM=计算及说明结果截面C右侧的弯矩mNLFvbMvc求合成弯矩截面C左侧的合成弯矩mNMMMVCHCC)(截面C右侧的合成弯矩mNMMMVCHCC计算转矩mNnPT求当量弯矩因为单向传动，转矩为脉动循环变化，故折算系数a=,危险截面C处的当量弯矩为)(aTMecMc=N*m计算截面C处的直径，校验强度mmMecda][因此处有一键槽，故将轴径增大%，即d=*=mm而结构设计中，此处直径已初定为mm，故强度足够蜗杆轴的设计轴的材料的选择，确定许用应力考虑到减速器为普通中用途中小功率减速传动装置，轴主要传递蜗轮的转矩。

选取轴的材料为钢，淬火处理。

MvcmNCMmNCM=mNT=mNecM=N*mad=mm强度足够钢计算及说明结果按扭转强度，初步估计轴的最小直径d≥AmmnpTc=**/=mm确定各轴段直径查表GB-选用WH滑块联轴器，标准孔径d=mm，即轴伸直径为mm联轴器轴孔长度为mm。

轴的结构设计从轴段d=mm开始逐渐选取轴段直径，d起固定作用，定位轴肩高度可在（~）d范围工作转速为r/minr/min*kwDVnwwP=kwa=dP=kwnw=r/min计算及说明结果电动机转速可选范围nd’=i*wnnd=(~)*=~r/min确定电动机型号查表-，可得方案号电动机型号额定功率同步转速满载转速总传动比极数YL-kwr/minr/minYL-kwr/minr/minYS-kwr/minr/min计算及说明结果经合考虑，选定方案。

因为同步转速较高，电动机价格比较便宜，而且方案的传动比不是很大，尺寸也不是很大，结构还比较紧凑。

电动机的型号为YS-计算及说明结果计算总传动比和各级传动比的分配计算总传动比wnnmia各级传动比的分配由于为蜗杆传动，传动比都集中在蜗杆上，其他不分配传动比。

计算传动装置的运动和动力参数蜗杆蜗轮的转速蜗杆转速和电动机的额定转速相同蜗轮转速min/rn滚筒的转速和蜗轮的转速相同功率蜗杆的功率p==KW蜗轮的功率p==kW滚筒的功率p==Kw转矩mNnpTmmdmNiTTdmNiTTamNiTTai=n=r/minp=KWp=KWp=KW将所计算的结果列表参数电动机蜗杆蜗轮滚筒转速(r/min)功率(P/kw)转矩(Nm)传动比i效率计算及说明结果选择蜗轮蜗杆的传动类型根据GB/T-的推荐，采用渐开线蜗杆ZI。

选择材料考虑到蜗杆的传动功率不大，速度只是中等，故选择钢，蜗杆螺旋部分要求淬火，硬度为~HRC，蜗轮用铸锡磷青钢ZCuSnP，金属模铸造，为了节约贵重金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁HT制造。

按齿面接触强度进行设计传动中心矩计算公式如下limlimHHhnESZZZZKTa()确定作用在蜗轮上的转矩T=Nm()确定载荷系数K因工作载荷较稳定，故取载荷分布系数KA=()确定弹性影响系数EZ因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故EZ=MP渐开线蜗杆ZI钢ZCuSnP青铜HTT=NmKA=EZ=MP计算及说明结果()确定接触系数Z先假设蜗杆分度圆d和传动中心矩a的比值ad，从图-可查得Z=()确定接触疲劳极限][limH根据蜗轮材料为ZCuSnP，蜗杆螺旋齿面硬度gtHRC，可从表-中查得无蜗轮的基本许用应力][limH=MPa()确定接触疲劳最小安全系数][limHS根据推荐值可取][limHS=（）确定寿命系数hLhhLZ（）计算中心距limlimHHhnESZZZZKTaa取中心矩a=mm这时ad，'Z=由图-查得，因为'ZltZ，因此以上计算结果可用。

Z=][limHS=hZa=mm计算及说明结果蜗轮蜗杆的主要参数和几何尺寸确定蜗杆的头数Z/)(/)(iaZ确定模数m~~~Zam蜗杆分度圆直径ad查机械设计书表-，取标准值d=mm，直径系数q=齿顶圆mmqmda)()(齿根圆df=m(q-)=mm分度圆导程角//dmztgr蜗杆轴向齿宽Zmb蜗轮齿数Z=Z=验算传动比i=ZZ传动比误差%，是允许的取Z=取m=d=mmrbZ=计算及