毕业设计（伦文）-分度机构旋转工作台的设计

摘要本课题研究的题目为在分度机构回转工作台的设计，此工作台配合激光焊接机共同使用。本课题的设计从激光焊接的特点出发，针对焊接时焊枪不宜360度全方位旋转与焊接时速度不宜过快等特点，设计出一个能在水平工作面带动工件360度全方位旋转的工作转台，同时为了能提高焊接加工的效率，工作转台设计为多工位旋转工作台。从而达到一次性装夹多个工件进行加工。相对于传统机械分度头，操作方便，分度精度高，生产效率高。本工作台的工作原理：首先从加工零件的装夹出发，设计加工的零件为圆柱体，装夹机构分为主动顶杆与从动顶杆，从动顶杆可在水平方向移动一定距离，装夹时，工件水平放置与主动顶杆与从动顶杆之间，由动顶杆提供夹紧力讲工件夹紧。然后是工作台工位的布置，工作转台为两对称分布的圆盘，中间由一空心轴连接，工位则均匀的分布在圆盘上面。最后是工作台的运转，工作台运转可分为公转与自转，自转体现在工位的自转，带动工件自转完成焊接；公转体现在工作转台的旋转，实现加工工位之间的转换。公转采用间歇式旋转，而其停顿的时间恰为工位自转一周所用时间。公转的间歇式运动由步进电机实行。关键词：分度回转工作台；多工位；公转与自转AbstractThetopicofthistopicresearchfordividingmechanisminthedesignoftherotarytable，Theworkbenchwithcommonuselaserweldingmachine.Thistopicdesignstartingfromthecharacteristicsoflaserwelding,Forweldingwhentheweldingtorchisunfavorableand360-degreerotatingandweldingvelocityshouldsnotbetoofastandothercharacteristics,Designa360-degreecandriveinahorizontalfaceworkpiecerotatingturntablework,atthesametimeinordertoimprovetheefficiencyoftheweldingprocessing,multiplelocationrotaryworktableturntabledesignwork.Soastoachievemorethanone-timeclampingtheworkpieceformachining.Comparedwithtraditionalmechanicaldividinghead,easyoperation,highindexingprecision,highproductionefficiency.Thisworkbenchworks:first,startingfromtheclampingofmachiningparts,designmachiningpartsforthecylinders,theclampingmechanismisdividedintodrivingplungeranddrivenpushrod,drivenpushrodcanmoveinhorizontaldistance,theclamping,theworkpieceisplacedandactivebetweenplungeranddrivenpushrod,providedbythemovingplungerclampingforceofclampingworkpiece.Workbenchstationlayout,andthenworksturntablediscintotwosymmetricaldistribution,centerconsistsofahollowshaftconnection,locationisevenlydistributedonthedisc.Finallyworkbench,theworkbenchisrunningcanbedividedintotherevolutionandrotation,therotationisinthelocationoftherotation,drivetheworkpiecerotationtocompletewelding;Theworkembodiedintherotationoftheturntable,realizeconversionbetweenprocessingstation.Revolutionofusingintermittentrotation,androtatesthepausetimetostationusedtime.Revolutionofintermittentmovementbysteppermotor.Keywords:Indexingrotarytable;Transfer;Therevolutionandrotation目录TOC\o"1-3"\h\u13321引言 页共44页引言旋转工作台是各种机床上必不可少的配件，目前应用在各种铣床、数控机床和激光焊接机床上，它配合步进电机的自动分度加工再继续领域有更大的应用。旋转工作台的的功能多少于精度高低直接关系到机床加工效率与工件质量。一个国家实力的强弱很大方面取决于工业能力强弱，本次毕业设计着力于设计一个高质量高精度的带分度机构的多工位旋转工作台。1.1国内外转台简介改革开放以来，在全球化经济体系的推动下，引进了国外各种先进技术。其中分度回转工作台的运用得到了广泛推广，各种新型工作台不断被引进，同时我国也自主研制和开发了一批适用、高效性的分度回转工作台。本次设计的意义是设计出一套结构简单、实用性强、精度系数比较高的自动分度回转工作台，并能满足生产和加工的需要。分度回转工作台作为数控机床中的一个非常大的部分，研究其设计、制造过程是非常有实际的工程应用价值。数控工作台的应用非常多，而数控工作台像自动分度回转工作台的研究必然有着其实际的意义。工作台直径是转台主参数，目前我国专业生产厂制造的转台有手动和手动—机动两种，全是水平式，规格有200,250,320,400,500五种，分度精度按部标为3′。国外转台品种繁多，按驱动控制方式可分为电动、气动、浓压和数控。按分度方式可分为机械、光学、数显、端齿盘、钢球、电感和多面体。工业水平发达的国家的转台品种多、规格全、精度高。没有单一的转台生产厂，如西德霍夫曼公司生产七十多个品种规格的转台，日本津田驹工业株式会社也有四十多种，这两家还生产多种分度头，有的产品既是转台又是分度头，而机床附件又都仅是这两家公司的一部分。在分度精度上首推美国莫尔公司的1440齿机械分度转台，其精度高±0.1″。瑞士的西浦公司生产200-450mm八种规格的转台，分度精度在4″-18″之间。在锁紧机构上采用钢盘机构，不致使工作台面因受力而变形。2工作台的方案设计及相应尺寸设计2.1设计要求设计一套水平轴旋转多工位工作台，该工作台具有自转和公转功能。这是激光焊装备中的一个自动化设备，用于激光焊接自动化生产线上。如图2—1工作台示意图所示，该工作台用于激光焊，其具体工作情况为：各工位自转作连续转动；各工位公转（工作台台体旋转）作间歇转动，每旋转一个工位（旋转角度θ＝360°/工位数）便停顿一下，停顿时间恰好等于工位自转一周所需的时间。其总体尺寸如下：工作台长a≤400mm 工作台宽b≤400mm工作台高h≤450mm工作数：由具体设计而定自转速度：1~30转/分公转速度：10转/分分度误差：±5ˊ零件尺寸：φ30×50mm（如图2－2）图2—1工作台示意图图2—2加工工件2.2设计方案的选择此次课题的方案设计采用分凑法，从整体原理图出发，把各机构拆散分开，接着再按各机构需要达到的功能着手，根据不同的工作原理拟定多种不同的方案，最后经过综合分析组合出最佳方案。电机的选择为了实现工作台的间歇运动，电动机可以采用由单片机控制的步进电机，也可以采用由伺服电机加槽轮机构的组合。减速器的选择常用的减速器有齿轮机构、蜗轮蜗杆机构方案一：工作台公转：伺服电机→蜗轮蜗杆→槽轮机构→工作台工作台自转：伺服电机→齿轮减速器→自转大齿轮→多个自转小齿轮方案二：工作台公转：步进电机→齿轮减速器→工作台工作台自转：步进电机→齿轮减速器→自转大齿轮→多个自转小齿轮方案三：工作台公转：步进电机→蜗轮蜗杆→工作台工作台自转：步进电机→蜗轮蜗杆→自转大齿轮→多个自转小齿轮2.3设计方案的确定各方案分析：方案一采用伺服电机加槽轮机构来实现工作台公转时的间歇运动，此方案缺点在于电动机需一直进行运转，长时间工作时增加了电量的消耗与电机的磨损，同时槽轮机构在长时间的工作中也会磨损，造成生产上的误操作。方案二采用步进电机实现对工作台公转时的间歇运动，解决了方案一的问题，但是由于公转时要求的转速比较低，直接采用齿轮减速时，则需要齿轮的尺寸将会很大，不便于安装也浪费材料。方案三采用了蜗轮蜗杆减速器机构，利用蜗轮蜗杆的大传动比，实现了转速的完美转化综合分析，此次课题采用方案三的设计原理进行设计。根据方案设计，画出工作台示意草图。见图2—3图2—3工作台示意图草图2.4工作台台体设计计算2.4.1初定工位数根据课题任务所给工作台的尺寸限制，通过绘制装配图草图，现先初选工作台的工位数为10个。如果本工作台工位数为10，则可知每工位分度为：θ=360/10=36°，又由于所给定的加工工件为ф30×50，则可大概确定顶杆的最小截面为ф15，顶杆要转动必须有滚动轴承来配合，出于加工各装配工艺上的考虑，配合滚动轴承处必有一轴肩图2—4—1所示。则D＞15，要确定D的具体尺寸则必须选出滚动轴承的型号。图2—4—1轴承与轴的配合2.4.2工位滚动轴承的选择通过查阅资料对各种滚动了解相互比较，认为工位顶杆上装圆锥滚子轴承更为合适。圆锥滚子轴承：1.结构特点：圆锥滚子轴承为分离行结构，其内圈外圈和滚动体都为锥型，若各锥面面线延长，则将交与轴承心上一点，从而保证了圆锥滚子轴承的最佳滚动状态。圆锥滚子轴承可以承受很大的径向和轴向的联合载荷，轴承承受轴向载荷的能力决定于轴承内部接触角――即外圈滚道角度。接触角越大，轴向载荷能力也越大。圆锥滚子轴承在径向载荷作用下会产生附加轴向力。应注意，由于轴承轴向游隙过小会使温升较高，偏大则轴承容易损坏，因而时的调整要特别仔细，必要时可采用预过盈安装以提高友承刚性。2.载荷与转速特性：这种轴承受径向载荷为主的联合载荷能力得多。但其允许工作转速则低于相应的圆柱滚子轴承，这种轴承一般不单独来承受径向载荷。3.轴向限位能力和对轴线歪斜的敏感性：单只这种轴承在一个方向有严格的轴向限位能力，成对使用可以限制轴承在两面的轴向相对移动，有较大的支承角度刚性。它对轴线歪斜十分敏感，不充许轴相对外壳有倾斜。4.适用范围：适用于刚性的双支承轴，一般在轴端面彼此相对。由于在焊接时为了确保激光束能准确地打到工件焊缝上（见图2—4—2）,工件在轴向必有严格的位置限制，从而使顶杆在轴向有严格的位置限制，而单只圆锥滚子轴承只能限制轴向单面位置，故在顶杆上装一对面对面圆锥滚子轴承将顶杆轴向两面位置限死。如图2—4—3。图2—4—2工件的焊接图2—4—3顶杆滚动轴承的装配通过查表可知该滚动轴承应该选用：滚动轴承30204型，，从而可推出D＝20mm。则轴承端盖（见图2—4—4）如下：图2—4—4轴承端盖d1=d3+1=6+1=7mm（2—1）D0=D+2.5d3=47+15=62mm（2—2）D2=d0+2.5d3=62+15=77mm（2—3）e=6mmm=8.5mm2.4.3工作台台体尺寸的确定由于有10个工位，每工位分度角度为36°。假设每两端盖间缝隙为0。如图2—4—5所示。则有：图2—4—5工位示意图（2—4）（2—5）则工位到轴心的距离a为125mm，实际上两端盖的缝隙不可能为0，必须大于0。故可将a值为150mm。2.4.4工作台的设计根据预算的中心距和工位数，结合装配图设计出工作台如图2—4—6。图2—4—6工作台3工作台动力系统设计3.1传动比的设定系统要实现的参数：自转速度：1~30转/分公转速度：10转/分分度误差：±5ˊ总传动比为各级传动比的乘积，分配总传动比，即各级传动如何取值，是设计中的重要问题。传动比分配得合理，可使传动装置得到较小的外廓尺寸或较轻的重量，以实现降低成本和结构紧凑的目的；也可以使传动零件获得较低的圆周速度以减小动载荷或降低传动精度等级；还可以得到较好的润滑条件。要同时达到这几方面的要求比较困难，因此应按设计要求考虑传动比分配方案，以满足某些主要要求。为了保证工作台分度精度，传动比需要很大，同时为了保证结构尺寸，将公转时蜗杆传动比设定在25；将自转时蜗杆传动比设定在33，但自转时需要用大齿轮带动小齿轮，此为一加速机构，自转大齿轮与小齿轮传动比为5，即传动系统的总传动比为33/5。3.2公转与自转时的最大回转速度公转时，转速为10r/min由公式（3—1）自转时最高转速为30r/min取电机转速为200r/min进行计算。3.3步进电机选择步进电机是将电脉冲信号转变为角位移或线位移的开环控制元步进电机件。在非超载的情况下，电机的转速、停止的位置只取决于脉冲信号的频率和脉冲数，而不受负载变化的影响，当步进驱动器接收到一个脉冲信号，它就驱动步进电机按设定的方向转动一个固定的角度，称为“步距角”，它的旋转是以固定的角度一步一步运行的。可以通过控制脉冲个数来控制角位移量，从而达到准确定位的目的；同时可以通过控制脉冲频率来控制电机转动的速度和加速度，从而达到调速的目的。选择步进电动机包括确定型号、结构、步距角、功率和转速，并在产品目录中查出其尺寸和型号。步进电动机又称脉冲电动机或为阶跃电动机，步进电机有三大部分组成：步进电动机本体，步进电动机控制器及步进电动机驱动器。选择步进电机时，首先要保证步进电机的输出功率大于负载所需的功率。而在选用功率步进电机时，首先要计算机械系统的负载转矩，电机的矩频特性能满足机械负载并有一定的余量保证其运行可靠。在实际工作过程中，各种频率下的负载力矩必须在矩频特性曲线的范围内。应使步距角和机械系统匹配，这样可以得到工作台所需的脉冲当量。此次设计对步进电机的选择过程不做详细介绍，往下的计算为了能满足工作强度的要求，电机的转速均按3.2求得的最大转速进行计算，由于自转时要带动多个工位的同时旋转，所以讲自转步进电机扭矩选择稍大一些，最终结果如下表3-3-1。表3-3-1电机的选择型号相数步距角（。）相电流（Ａ）保持转矩（Ｎ．ｍｍ转动惯量（g·cm2)重量（Ｋｇ）自转130BYG350CH-06020.6/1.26.0232500013.5公转110BYG550D-030150.36/0.723.0181950010.44齿轮减速机构的设计齿轮传动是利用两齿轮的轮齿相互啮合传递动力和运动的机械传动。按齿轮轴线的相对位置分平行轴圆柱齿轮传动、相交轴圆锥齿轮传动和交错轴螺旋齿轮传动。在所有的机械传动中，齿轮传动应用最广，可用来传递相对位置不远的两轴之间的运动和动力。齿轮传动的特点是：齿轮传动平稳，传动比精确，工作可靠、效率高、寿命长，使用的功率、速度和尺寸范围大。例如传递功率可以从很小至几十万千瓦；速度最高可达300m/s；齿轮直径可以从几毫米至二十多米。但是制造齿轮需要有专门的设备，啮合传动会产生噪声。根据两轴的相对位置和轮齿的方向，可分为以下类型：圆柱齿轮传动；锥齿轮传动和交错轴斜齿轮传动。根据齿轮的工作条件，可分为：开式齿轮传动式齿轮传动，齿轮暴露在外，不能保证良好的润滑；半开式齿轮传动，齿轮浸入油池，有护罩，但不封闭；闭式齿轮传动，齿轮、轴和轴承等都装在封闭箱体内，润滑条件良好，灰沙不易进入，安装精确，齿轮传动有良好的工作条件，是应用最广泛的齿轮传动。4.1自转工作台用于驱动工位自转的齿轮设计由于自转工作台用于驱动工位自转的齿轮只承受轻微的扭矩，所以只对其进行尺寸设计，本次课题设计的工位数为10。选用标准直齿圆柱齿轮传动，标准安装，正常齿制。已知模数m=2，标准中心距a=150mm，传动比i=5。1大小齿轮的齿数由公式（4—1）（4—2）得 （4—3）取小齿轮齿数=25，则有大齿轮=。因为所算得齿数为整数，所以不必验算传动比。2大小齿轮的主要尺寸计算。(1)计算分度圆直径（2）齿轮齿宽取，。（3）齿距（4）齿根高（5）齿顶高（6）齿顶圆直径（7）齿根圆直径 (8)基圆直径(9)齿厚5蜗轮蜗杆设计蜗杆传动由蜗杆和蜗轮组成，一般蜗杆为主动件。蜗杆和螺纹一样有右旋和左旋之分，分别称为右旋蜗杆和左旋蜗杆。蜗杆上只有一条螺旋线的称为单头蜗杆，即蜗杆转一周，涡轮转过一齿，若蜗杆上有两条螺旋线，就称为双头蜗杆，即蜗杆转一周，涡轮转过两个齿。蜗杆传动有以下特点（1）.可以得到很大的传动比，比交错轴斜齿轮机构紧凑。（2）.两轮啮合齿面间为线接触，其承载能力大大高于交错轴斜齿轮机构。（3）.蜗杆传动相当于螺旋传动，为多齿啮合传动，故传动平稳、噪音很小。（4）.具有自锁性。当蜗杆的导程角小于啮合轮齿间的当量摩擦角时，机构具有自锁性，可实现反向自锁，即只能由蜗杆带动蜗轮，而不能由蜗轮带动蜗杆。如在起重机械中使用的自锁蜗杆机构，其反向自锁性可起安全保护作用。（5）.传动效率较低，磨损较严重。蜗轮蜗杆啮合传动时，啮合轮齿间的相对滑动速度大，故摩擦损耗大、效率低。另一方面，相对滑动速度大使齿面磨损严重、发热严重，为了散热和减小磨损，常采用价格较为昂贵的减摩性与抗磨性较好的材料及良好的润滑装置，因而成本较高。（6）.蜗杆轴向力较大。常用蜗轮蜗杆分类：按蜗杆螺旋线方向的不同蜗杆传动有右旋和左旋之分。除特殊需要外一般都采用右旋。两者工作原理和设计方法相同。按蜗杆头数的不同，可分为单头蜗杆和多头蜗杆。单头蜗杆主要用于大传动比的场合，要求自锁的蜗杆传动必须才用单头蜗杆。多头蜗杆主要用于传动比不大和要求效率较高的场合。按蜗杆形状的不同，可分为圆柱蜗杆传动、环面蜗杆传动、锥蜗杆传动三类。普通圆柱蜗杆的齿面一般是在车窗上用直母线切削刃的车刀切制的刀位置不同，所加工出的蜗杆齿面在不同截面中的齿轮廓线也不同。可分为阿基米德蜗杆、渐开线蜗杆、锥面包络蜗杆、法向直廓蜗杆和圆弧圆柱蜗杆。5.1公转蜗轮蜗杆设计此次设计中用于驱动转台自传的蜗轮蜗杆为闭式普通圆柱蜗杆（图5—1—1）。由设计方案可知，蜗杆的转矩由步进电机经齿轮传动给出，而公转时步进电机的保持转矩为18Nm，蜗杆转速n=250r/min，蜗杆头数Z1=2，传动比为i=25,要求寿命为40000h。5.1.1.选择蜗杆传动类型根据GB/T10085—1988的推荐，采用渐开线蜗杆。5.1.2.材料的选择(1)蜗杆材料常用的蜗杆材料有碳钢和合金钢两类。按热处理的不同可分为硬面蜗杆和调质蜗杆，设计时应首先考虑选用硬面蜗杆，但要注意硬面蜗杆制造时必须磨削，在缺乏磨削设备或蜗杆传动承受短期冲击载荷作用时，可选用调质蜗杆。常用的蜗杆材料及工艺要求、材料牌号 、热处理、硬度、齿面粗糙度Ra/μm如下：40Cr,40CrNi,42SiMn,35CrMo,38SiMnMo表面淬火4555HRC1.60.820Cr,20CrMnTi,16CrMn,20CrV渗碳淬火5863HRC1.60.845,40Cr,42CrMo,35SiMn调质<350HBS6.33.238CrMoAlA,50CrV,35CrMo表面渗氮6570HRC3.21.6图5—1—1蜗轮蜗杆传动(2)蜗轮材料蜗轮材料通常是指蜗轮齿冠部分的材料。考虑到蜗杆传动难有高的接触精度，滑动速度又较大，以及蜗杆变形等因素，故蜗杆、蜗轮不能都用硬材料制造，通常蜗轮用减摩性良好的软材料来制造。设计时可根据滑动速度选择蜗轮材料。通常的材料如下。1铸造锡青铜。其耐磨性最好，抗胶合能来高，易加工，用于重要传动，允许的滑动速度可达25m/s，但是价格昂贵。常用的有ZcuSn10Pb1、ZcuSnPb5Zn5，其中后者常用于小于12m/s的传动。2铸造铝青铜。强度较高但价格教锡青铜便宜，其他性能均比锡青铜略差，一般用于小于4m/s的传动，且与之配套的蜗杆硬度不低于45HRC。常用的有ZuAl10Fe3、ZcuAl10Fe3Mn2等。3灰铸铁。其各项性能远不如前面两类材料，但价格便宜。适用于小于2m/s的低速、且对效率要求不高的一般传动。此次设计考虑到蜗杆传动效率不大，速度只是中等，故蜗杆用45号钢为达到更高的效率和更好的耐磨性，要求蜗杆螺旋齿面淬火，硬度为45-55HRC。蜗轮用铸铝青铜ZCuSn10P1砂型铸造。为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁HT100制造。5.1.3.按齿面接触疲劳强度进行设计根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面解除疲劳强度进行设计、再校核齿根弯曲疲劳强度。（1）确定作用在蜗轮上的转矩由（5—1）估取效率0.8，则（5—2）（2）确定载荷系数因为工作载荷较稳定，故取载荷分布不均匀系数；由资料查得；由于转速不高，冲击不大，可取动载系数；则（5—3）(3)确定许用应力[σH]1）根据蜗轮材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1，砂型铸造，蜗杆螺旋齿面硬度，45HRC可查得蜗轮的基本许用应力=200MPa。2）应力循环次数（5—4）3）寿命系数（5—5）则（5—6）4）复合参数根据=109.3/，由资料查得=112/时，得（5—7）m=2mm，q=14.，=28mm，。5）蜗杆导程角（5—8）6）滑动速度（5—9）7）效率由资料查得，，所以蜗杆传动的啮合效率为（5—10）与初估的=0.8相差较大，需要重新计算8）重算复合参数所以原参数正确。9）验算蜗轮圆周速度（5—11）在初步估计的范围内。5.1.4校核蜗轮抗弯强度（1）许用弯曲应力1）由资料查得，=64MPa2）寿命系数（5—12）确定许用弯曲应力（5—13）3）齿形系数按当量齿数，由资料查得=2.20。4）抗弯强度条件（5—14）满足抗弯强度条件。5.1.5蜗杆、蜗轮股部分尺寸的计算（1）中心距（2）蜗杆尺寸齿顶高齿根高齿全高齿顶圆直径齿根圆直径（3）蜗轮尺寸蜗轮齿顶圆直径齿根圆直径外圆直径齿宽5.1.6热平衡计算取室温，许用温度，散热系数，得所需的最小散热面积（5—15）设计减速器时，应使其箱体的散热面积大于19,否则应采用强制散热措施。5.2自转蜗轮蜗杆设计此次设计中用于驱动转台自传的蜗轮蜗杆为闭式普通圆柱蜗杆。由设计方案可知，自转时步进电机的保持转矩为23Nm，所以取蜗杆的转矩为23Nm，蜗杆转速取n=200r/min，蜗杆头数Z1=2，传动比为i=33,要求寿命为50000h。5.2.1选择蜗杆传动类型根据GB/T10085—1988的推荐，采用渐开线蜗杆。5.2.2.材料的选择(1)蜗杆材料自转蜗杆的工作情况跟公转蜗杆工作情况相似，所以选用相同的材料，故蜗杆用45号钢为达到更高的效率和更好的耐磨性，要求蜗杆螺旋齿面淬火，硬度为45-55HRC。蜗轮用铸铝青铜ZCuSn10P1砂型铸造。为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁HT100制造。5.2.3按齿面接触疲劳强度进行设计根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面解除疲劳强度进行设计、再校核齿根弯曲疲劳强度。（1）确定作用在蜗轮上的转矩由按=2，估取效率，则（2）确定载荷系数因为工作载荷较稳定，故取载荷分布不均匀系数；由资料查得；由于转速不高，冲击不大，可取动载系数；则(3)确定许用应力[σH]1）根据蜗轮材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1，砂型铸造，蜗杆螺旋齿面硬度，45HRC可查得蜗轮的基本许用应力=200MPa。2）应力循环次数3）寿命系数则4）复合参数根据=97.6/，由资料查得=112/时，得m=2mm，q=14.，=28mm，。5）蜗杆导程角6）滑动速度7）效率由资料查得，，所以蜗杆传动的啮合效率为与初估的=0.8相差较大，需要重新计算8）重算复合参数所以原参数正确。9）验算蜗轮圆周速度在初步估计的范围内。5.2.4校核蜗轮抗弯强度（1）许用弯曲应力1）由资料查得，=64MPa2）寿命系数确定许用弯曲应力3）齿形系数按当量齿数，由资料查得=2.17。4）抗弯强度条件满足抗弯强度条件。5.2.5蜗杆、蜗轮股部分尺寸的计算（1）中心距（2）蜗杆尺寸轴向齿距导程齿顶高齿根高齿全高齿顶圆直径齿根圆直径（3）蜗轮尺寸蜗轮齿顶圆直径齿根圆直径外圆直径齿宽5.2.6热平衡计算取室温，许用温度，散热系数，得所需的最小散热面积设计减速器时，应使其箱体的散热面积大于19.2,否则应采用强制散热措施。6轴的设计轴是机器的最重要的零件之一，如数控机床的主轴，减速器中的齿轮轴，汽车的前后桥与变速器之间的传动轴和内燃机中的凸轴等。轴的主要功能是支撑旋转或摆动的零件，传递运动和动力。轴的设计，主要是根据轴的工作要求、制造工艺及轴上零件的安装、调整等要求，选用适宜的材料，进行结构设计和强度计算，合理地定出轴的结构形状和尺寸，必要时还应验算轴的刚度，高转速的轴还应考虑振动问题。轴的类型较多，一般多按轴的承载情况和形状对轴进行分类。按轴的承载情况分类可分为：心轴、传动轴、转轴。按轴的形状分类可分为：直轴、曲轴、挠性钢丝轴。本次课题根据要求选用的主轴为心轴。6.1主轴的材料选取由《机械零件设计手册》中的图表查得：选45号钢，调质处理，HBS217～255。抗拉强度极限σb＝640MPa，屈服强度极限σs＝355MPa，弯曲疲劳极限σ－1＝275MPa，剪切疲劳极限τ－1＝155MPa，许用弯应力[σ－1]=60MPa。6.1.2初步估算轴的最小直径由设计要求可知轴的转速约为10r/min,工作时轴传递的功率，则结合所选材料根据资料初选，则由公式得（6—1）6.1.3按扭转强度校核轴的强度根据公式，即（6—2）式中：—扭转切应力，MPaT—轴所受的扭矩，—轴的抗扭截面系数，mm3n—轴的转速，r/minP—轴传递的功率，kwd—计算截面处轴的直径，mm—许用扭转切应力，MPa，根据所选的材料得知的范围为25~45MPa。代入数据得：把数据带入上面式子得=38.37MPa在：24~45MPa之间，所以扭转条件是符合符合要求的。6.1.4按弯扭组合校核轴的强度6.1.5拟定装配方案装配分案见图6—1—1图6—1—1主轴的装配方案示意图6.1.6根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度根据，取Ⅰ—Ⅱ轴段的直径=20mm，长=57mm初选滚动轴承。因轴承承受径向载荷与轴向载荷，且转速不高，故选用30000型，选取GB/T297-1994代号：30205型，查得轴承参数：d＝25mm；B＝15mm，D=52mm，T=16.25mm,C=13mm。所以轴段Ⅱ—Ⅲ和轴段Ⅶ—Ⅷ的直径=25mm。取12.5mm，去38mm。为了满足因为轴段Ⅱ—Ⅲ的轴承定位要求，轴段Ⅱ—Ⅲ的右端需制出一轴肩，故取轴段Ⅲ—Ⅳ的直径=34mm，=17mm。轴段Ⅳ—Ⅴ处无零件，作用是为了对工作转台的固定，设计直径为=46mm，长为=6mm。轴段Ⅴ—Ⅵ处安装的是转盘工作台，设计直径=36mm，长为=155轴段Ⅵ—Ⅶ上主要安装的是两个轴承，初选初选滚动轴承。选取选取GB/T297-1994代号：30206型，查得轴承参数：d＝30mm；B＝16mm，D=62mm，T=17.25mm,C=14mm。所以取轴段Ⅵ—Ⅶ的直径=30mm，长为=71mm。轴段Ⅷ主要是拥有圆螺母的固定，去直径=20mm，长=15.5mm。（8）确定轴上的圆角和倒角尺寸和总长参考资料，取轴端倒角为1×45°，各轴肩处的圆角半径为R＝1.2mm。=mm6.1.7计算过程(1)根据轴上的结构图作出轴的计算简图6—1—2。图6—1—2主轴的计算简图(2)确定轴承的支点位置大致在轴承宽度中间。故=47.375mm，=109.625mm，=181.625。(3)计算支反力由资料得蜗轮蜗杆的各力大小计算公式如下：（6—3）（6—4）（6—5）（6—6）由已知得，=46W，=250r/min,=28mm；=36.8W，=10r/min,=100mm。（取）代入数据得在水平面上，因为：代入数据分别求出FNH1=817N方向由里往外；FNH2=114N，方向由外往里。弯矩MH=38705N.mm。在垂直面上，同理因为所以求出FNV1=-173N,方向垂直向下；FNV2=117N,方向垂直向上。弯矩MV1=8196N.mm，MV2=-39619N.mm总弯矩(4)弯矩图（6—1—3）图6—1—3弯矩图6.1.8按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面）。根据课本公式和以上所算出的数据，以及考虑轴的受力及工作特点，选择=0.6.（6—7）前面已选定轴的材料为45号刚，调质处理，由表15-1查得[σ－1]=60MPa。因此<[σ－1]，所以轴是安全可靠的。6.1.9精确校核轴的疲劳强度①判断危险截面：危险截面在蜗轮安装处②蜗轮截左侧（d=20mm）抗弯截面系数W=0.1d³=0.1×20³=800mm³（6—8）抗扭截面系数（6—9）右侧的弯矩M为M=×=55387×0.737=40820N·mm（6—10）截面上的扭矩为=35144N·mm截面的弯曲应力MPa（6—11）截面上的扭转切应力MPa（6—12）轴的材料为45钢，调制处理，查表得,,。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按资料查取。因，，可查得，=1.35又由表资料可得轴的材料的敏感系数=0.82，=0.78故有应力集中系数为=1+（-1）=1+0.82×（1.74-1）=1.6068（6—13）=1+（-1）=1+0.78×（1.35-1）=1.273（6—14）由资料得尺寸系数=0.71；由资料得扭转尺寸系数=0.82。轴按磨削加工，由资料得表面质量系数为==0.92轴未经表面强化处理，即=1，综合系数为=+-1=+-1=2.35（6—15）=+-1=+-1=1..64（6—16）碳钢的特性系数=0.1～0.2，取=0.1=0.05～0.1，取=0.05于是，计算安全系数值==（6—17）==（6—18）==﹥﹥S=1.5（6—19）故知其安全②蜗轮截右侧（d=25mm）抗弯截面系数W=0.1d³=0.1×25³=1563mm³抗扭截面系数弯矩M及弯曲应力M=×=55387×0.737=40820N·mm截面上的扭矩为=35144N·mm截面的弯曲应力MPa截面上的扭转切应力MPa过盈配合处的，由资料用插值法求出，并取=0.8，于是得=1.95，=0.8×1.95=1.56轴按磨削加工，由资料得表面质量系数为==0.92轴未经表面强化处理，即=1，综合系数为=+-1=1.95+-1=2.04=+-1=1.56+-1=1.65于是，计算截面Ⅳ右侧安全系数值======>S=1.5故该轴在齿轮截面右侧也能满足强度要求。6.2蜗杆传动轴的设计由于公转蜗杆与自转蜗杆传递的转速都不高，而自转蜗杆传递的扭矩相对较高，所以对自转蜗杆进行设计，设计出的蜗杆亦可直接用做公转蜗杆。6.2.1轴的材料选取由《机械零件设计手册》中的图表查得：选45号钢，调质处理，HBS217～255。抗拉强度极限σb＝640MPa，屈服强度极限σs＝355MPa，弯曲疲劳极限σ－1＝275MPa，剪切疲劳极限τ－1＝155MPa，许用弯应力[σ－1]=60MPa。6.2.2初步估算轴的最小直径由设计要求可知轴的转速约为200r/min,工作时轴传递的功率，则结合所选材料根据资料初选，则由公式得6.2.3按扭转强度校核轴的强度根据公式，即式中：—扭转切应力，MPaT—轴所受的扭矩，—轴的抗扭截面系数，mm3n—轴的转速，r/minP—轴传递的功率，kwd—计算截面处轴的直径，mm—许用扭转切应力，MPa，根据所选的材料得知的范围为24~45MPa。代入数据得：把数据带入上面式子得=42.39MPa在：24~45MPa之间，所以扭转条件是符合符合要求的。6.2.4按弯扭组合校核轴的强度6.2.5拟定装配方案蜗杆设计见图6—2—1图6—2—1蜗杆设计图6.2.6根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度蜗杆轴的设计主要是为了能在轴上安装联轴器，以便于电机动力相连。本课题蜗杆轴相关尺寸设计如下：L1段为法兰安装处，根据初选法兰的尺寸以及轴的最小径为6mm，所以设计L1段的长度为10mm，直径14mm。L2段为轴承端盖安装处，根据所选用轴承端盖的尺寸设计L2段的长度为20mm，直径为16mm。L3段为滚动轴承安装处，根据所选滚动轴承的尺寸设计L3段的长度为14mm，直径为20mm。L4段为过渡段，无零件安装，设计L4段长度为28mm，直径为20mm。L5段为蜗杆与蜗轮连接部分，根据蜗杆所计算的结果设计L5段的长度为55mm，直径为34mm。L6段为过渡段，无零件安装，设计L6段长度为28mm，直径为20mm。L7段为滚动轴承安装处，根据所选滚动轴承的尺寸设计L7段的长度为16mm，直径为20mm。其他各处尺寸设计详见蜗杆零件设计图。=177mm6.2.7计算过程(1)根据轴上的结构图作出轴的计算简图（6—2—2）。图6—2—2蜗杆轴计算简图(2)确定轴承的支点位置大致在轴承宽度中间。故=63.125mm，=63.125mm。(3)计算支反力由资料得蜗轮蜗杆的各力大小计算公式如下：由已知得，=48W，=200r/min,=28mm；=38.4W，=6r/min,=132mm。（取）代入数据得在水平面上，因为：代入数据分别求出FNH1=82N方向由外往里；FNH2=82N，方向由外往里。弯矩MH=5176.25N.mm。在垂直面上，同理因为所以求出FNV1=168.5N,方向垂直向上；FNV2=168.5N,方向垂直向上。弯矩MV1=MV2=10637N.mm总弯矩(4)弯矩图（6—2—3）图6—2—3弯矩图6.2.8按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面）。根据课本公式和以上所算出的数据，以及考虑轴的受力及工作特点，选择=0.6.前面已选定轴的材料为45号刚，调质处理，由表15-1查得[σ－1]=60MPa。因此<[σ－1]，所以轴是安全可靠的。6.2.9精确校核轴的疲劳强度①判断危险截面：危险截面在蜗轮蜗杆连接处②蜗杆截左侧（d=20mm）抗弯截面系数W=0.1d³=0.1×20³=800mm³抗扭截面系数右侧的弯矩M为M=×=11830×0.564=6672.12N·mm截面上的扭矩为=2292N·mm截面的弯曲应力MPa截面上的扭转切应力MPa轴的材料为45钢，调制处理，查表得,,。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附资料查取。因，，可查得，=1.42又由表资料可得轴的材料的敏感系数=0.82，=0.78故有应力集中系数为=1+（-1）=1+0.82×（1.93-1）=1.7626=1+（-1）=1+0.78×（1.42-1）=1.3276由资料得尺寸系数=0.71；由资料得扭转尺寸系数=0.82。轴按磨削加工，由资料得表面质量系数为==0.92轴未经表面强化处理，即=1，综合系数为=+-1=+-1=2.57=+-1=+-1=1.71碳钢的特性系数=0.2~0.3，取=0.2=0.1～0.15，取=0.1于是，计算安全系数值======﹥﹥S=1.5故知其安全②蜗轮截右侧（d=34mm）抗弯截面系数W=0.1d³=0.1×34³=3930mm³抗扭截面系数弯矩M及弯曲应力M=×=11830×0.564=6672.12N·mm截面上的扭矩为=2292N·mm截面的弯曲应力MPa截面上的扭转切应力MPa过盈配合处的，由资料用插值法求出，并取=0.8，于是得=1.95，=0.8×1.95=1.56轴按磨削加工，由资料得表面质量系数为==0.92轴未经表面强化处理，即=1，综合系数为=+-1=1.95+-1=2.04=+-1=1.56+-1=1.65于是，计算截面Ⅳ右侧安全系数值======>S=1.5故该轴在齿轮截面右侧也能满足强度要求。7顶杆的设计顶杆分为主动顶杆和从动顶杆，两顶杆成对存在，工作时对工件起到固定作用。整个顶杆的主要部位在于从动顶杆的可活动装置，此装置利用弹簧的可压缩性，在工件的安装于拆卸时，只需稍微用力使弹簧压缩便可完成。在整个工作当中主动顶杆与从动顶杆都只承受轻微负载，所以在此次设计当中只进行尺寸设计而不需要进行强度校核。为了降低成本，主动顶杆与从动顶杆的材料均采用45号刚调质处理。7.1主动顶杆的设计主动顶杆的设计图见7—1—1图7—1—1主动顶杆对主动顶杆的设计，只对其上安装零件的轴段进行说明，剩下的尺寸详见主动顶杆零件图。（1）如图所示，图中a段处安装螺母，用于固定，根据所选的螺母设置大径为18mm，螺纹长度为9mm。（2）如图所示，图中b段处安装的是一对滚动轴承，初选轴承代号为30204型，d=20mm，D=47，T=15.25mm，B=14mm，C=12mm。所以设置轴段b的直径为20mm，长度为27mm。（3）如图所示，图中c段处安装的是小齿轮，由前面计算结果设计c段的长度为16.5mm，直径为16mm。7.2从动顶杆设计从动顶杆的设计见图7—2—1。图7—2—1从动顶杆对从动顶杆的设计，只对其上安装零件的轴段进行说明，剩下的尺寸详见主动顶杆零件图。（1）如图所示，图中a段处没有安装零件，主要用于轴的轴向定位，设计长度为5mm，直径为24mm。（2）如图所示，图中b段处安装的是一对滚动轴承，跟主动顶杆一样初选轴承代号为30204型，d=20mm，D=47，T=15.25mm，B=14mm，C=12mm。所以设置轴段b的直径为20mm，长度为27mm。（3）如图所示，图中c段处安装螺母，用于固定，根据所选的螺母设置大径为18mm，螺纹长度为9mm。8轴承设计机器中作回转运动或摆动的零部件很多。轴承是用于支承这类零部件的一种最常用的机械零件。轴承可以使回转件或摆动件保持一定的旋转精度，承受这些零件作用的载荷，减少这些零件作回转运动时由于摩擦所带来的功率损失和摩擦表面的磨损。按摩擦表面的运动情况，轴承可分为两大类：滑动轴承和滚动轴承。用滚动轴承支撑轴时，轴安装在轴承孔内，轴运转时，轴与轴承的内圈同步转动，轴承的内圈与滚动体、外圈与滚动体之间做的是相对运动，因而，滚动轴承的摩擦属于滚动摩擦。用滑动轴承支撑轴时，轴径表面与滑动轴承孔表面之间做的是相对滑动，因而，其属于滑动摩擦。滑动轴承的结构通常是根据具体的使用情况专门设计的。相对于滚动轴承，滑动轴承有其特殊优势。在高速、重载和有较大的冲击载荷或对轴的回转精度要求特别高的场合，普通滚动轴承是不能满足载荷和使用要求的，而使用滑动轴承则可满足这些要求。某些特殊情况，如安装困难的场合，则可以采用剖分式的滑动轴承。轴承是标准件，其承受的载荷范围和转速范围很宽，传动效率高，寿命长，对起动没有特殊要求，工作时的维护要求不高，所以在一般机器中轴承作为支撑件。轴承的选用本次课题初选滚动轴承，滚动轴承是设计，通常是根据轴承具体的工作载荷的情况和轴的结构，先选用合适的轴承类型和型号，再进行轴承的组合设计，然后再根据工作载荷的情况对轴承进行寿命计算、静强度计算或极限转速计算。载荷条件载荷条件指载荷的方向、大小和性质，该条件是选择轴承的重要依据；对于载荷为纯径向时，可选用向心轴承中的径向接触轴承，如60000型、N0000；对于载荷为纯轴向时，可选用推力轴承，如50000型、80000型中的推力轴承和推力圆柱滚子轴承；当即承受径向载荷和轴向载荷时，宜选用角接触轴承，如转速高，宜用70000型，转速不高，宜用30000型；当径向载荷比轴向载荷大得多，且转速较高时，宜选用向心轴承，如60000型或70000型；当轴向载荷比径向载荷大得多，且转速不高时，常用推力轴承与向心轴承的组合，如50000型与N0000型或60000型的组合，以分别承受轴向与径向载荷；载荷有冲击或较大时，应选用线接触的滚子轴承。8.1计算过程由前面计算可知，公转时已知轴向力=126N，=173N，=117N，=817N，=114N。主轴转速为10r/min，要求轴承使用寿命为60000h,。8.1.1轴承的径向力计算轴承1：（8—1）轴承2：（8—2）8.1.2轴承的轴向力计算轴承的内部轴向力由资料得：=0.47835=392.45N（8—3）（8—4）因为内部轴向力与轴向力的方向一致，所以应将轴承1的内部轴向力与轴向力之和与轴承2的内部轴向力比较。所以轴承2被“压紧”，轴承1被“放松”。根据公式有8.1.3轴承的当量动载荷；查表，e值分别为0.45和0.46轴承1的系数X=0.44Y=1.25轴承2的系数X=0.44Y=1.23当量动载荷（8—5）（8—6）8.1.4轴承的动载荷C球轴承的=3；预期寿命60000h；取=1，=1，则轴承1的动载荷（8—7）选用的轴承为30205型，其额定动载荷为32200N，满足寿命条件。30205型轴承参数：d＝25mm；B＝15mm，D=52mm，T=16.25mm,C=13mm。8.2其他轴承的选择本课题余下需要用到轴承一共还有46个，其中2个安装于主轴上作用是利用轴承运转时，轴与轴承的内圈同步转动，轴承的内圈与滚动体、外圈与滚动体之间做的是相对运动，从而使公转与自转合理的分开。由前面计算可知，这对轴承受的力小于主轴上其余两个轴承所受的力，且这对轴承的安装尺寸要大于主轴上其余两个轴承的安装尺寸，所以在此不需要再做详细计算，直径选择即可。另有4个用于公转蜗杆传动轴与自转蜗杆传动轴上。剩下的40个轴承分两两成对存在，均匀分布在工作转台上，作用是降低工位处主动顶杆与从动顶杆旋转时的摩擦，提高转台的使用寿命。这些轴承由于受力均较小，所以不需要做轴承的载荷计算。由设计手册选用的轴承为：2个30206型，d=30mm，D=62，T=17.25mm，B=16mm，C=14mm；46个30204型，d=20mm，D=47，T=15.25mm，B=14mm，C=12mm。9法兰设计法兰又叫法兰凸缘盘。法兰是使管子与管子相互连接的零件，连接于管端；也有用在设备进出口上的法兰，用于两个设备之间的连接，如减速机法兰。法兰连接或法兰接头，是指由法兰、垫片及螺栓三者相互连接作为一组组合密封结构的可拆连接，管道法兰系指管道装置中配管用的法兰，用在设备上系指设备的进出口法兰。法兰上有孔眼，螺栓使两法兰紧连。法兰间用衬垫密封。法兰分螺纹连接（丝扣连接）法兰、焊接法兰和卡夹法兰。法兰都是成对使用的,低压管道可以使用丝接法兰，四公斤以上压力的使用焊接法兰。两片法兰盘之间加上密封点，然后用螺栓紧固。不同压力的法兰有不同的厚度和使用不同的螺栓。水泵和阀门，在和管道连接时，这些器材设备的局部，也制成相对应的法兰形状，也称为法兰连接。凡是在两个平面在周边使用螺栓连接同时封闭的连接零件，一般都称为“法兰”，如通风管道的连接，这一类零件可以称为“法兰类零件”。但是这种连接只是一个设备的局部，如法兰和水泵的连接，就不好把水泵叫“法兰类零件”。比较小型的如阀门等，可以叫“法兰类零件”。本次课题选用减速机法兰（图9—1—1），用于电机与减速机的连接，以及减速机与其它设备之间的连接。其具体尺寸见装配图。图9—1—1减速机法兰法兰(flange)连接就是把两个管道、管件或器材，先各自固定在一个法兰盘上，两个法兰盘之间，加上法兰垫，用螺栓紧固在一起，完成了连接。有的管件和器材已经自带法兰盘，也是属于法兰连接。法兰连接是管道施工的重要连接方式。法兰连接使用方便，能够承受较大的压力。10键的选择键是一种标准零件，键主要用作轴和轴上零件之间的周向固定以传递扭矩，有些键还可实现轴上零件的轴向固定或轴向移动。如减速器中齿轮与轴的联结。键的主要类型有：平键连接、半圆键连接、楔键连接和切向键连接。本次课题选用的键连接均为平键连接。平键连接具有结构简单、装拆方便、对中性较好等优点，因而得到广泛应用。根据用途的不同，平键分为普通平键、薄型平键、导向平键和滑键四种。其中普通平键和薄型平键用于静连接，导向平键和滑键用于动连接。10.1公转蜗轮键连接公转蜗轮装蜗轮处的轴径为d=20mm，蜗轮轮毂的宽度为30mm，需要传递的转矩T=35144，载荷平稳。根据d=20mm，查得键的截面尺寸为：宽度b=6mm，高度h=6mm。由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L=24mm。校核键的连接强度键、轴和轮毂的材料都是刚，由资料查得许用挤压应力取其平均值，。键的工作长度，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.56=3mm。由公式得（10—1）所以所选的键合适，标记为：键624GB/T1096—2003；需求量：1个。10.2工作转台键连接轴上装工作台处的轴径为d=36mm，安装工作台处的轴段的长为为155mm，需要传递的转矩T=35144，载荷平稳。根据d=36mm，查得键的截面尺寸为：宽度b=10mm，高度h=9mm。由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L=140mm。校核键的连接强度键、轴和工作台的材料都是刚，由资料查得许用挤压应力取其平均值，。键的工作长度，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.58=4mm。由公式得所以所选的键合适，标记为：键10140GB/T1096—2003；需求量：1个。5旋转工作台上小齿轮键连接由于旋转工作台上小齿轮传递的扭矩比较小，所以只进行键的尺寸设计，不进行强度校核。查表选：键610GB/T1096—2003；需求量：10个。11螺纹连接螺纹有内螺纹和外螺纹之分，它们共同组成螺旋副。起连接作用的螺纹称为连接螺纹；起传动作用的螺纹称为传动螺纹。螺纹根据其母体形状可分为圆柱螺纹和圆锥螺纹两类，圆锥螺纹只要用于管连接，圆柱螺纹用于一般连接和传动。螺纹又有米制和英制之分，我国除管螺纹保持英制外，都采用米制螺纹。按照牙型的不同螺纹又分为普通螺纹、管螺纹、梯形螺纹、矩形螺纹和锯形螺纹。前两种主要用于连接，后三种主要用于传动。其中除矩形螺纹外，都已标准化。标准螺纹的基本尺寸可查阅有关标准。本次设计所用到螺纹连接主要为螺栓连接和螺钉连接。11.1螺栓连接的设计六角头螺栓连接如图11—1—1。图11—1—1六角头螺栓这类螺栓连接的种类很多，应用最广，精度分为A、B、C三级，通用机械制造中多用C级。螺栓杆部可制出一段螺纹或全螺纹，螺纹可用粗牙或细牙。本次六角头螺栓用于自转蜗轮与同轴上的大齿轮的连接，根据自转蜗轮蜗杆传递的扭矩可以算出蜗轮所受的力为：11.1.1螺栓组的设计采用个螺栓，对称分布。11.1.2螺栓受力分析（1）在轴向力的作用下，各螺栓所受的工作拉力为（2）在径向力的作用下，连接接合面可能产生相对滑移，根据接合面不滑移条件（11—1）由资料查得接合面摩擦系数=0.16，并取则取防滑系数（11—2）（3）每个螺栓所受的总拉力11.1.3确定螺栓直径（11—3）选择螺栓材料为Q235、性能等级为4.6的螺栓，由资料查得材料的屈服极限，由资料查得安全系数S=1.5，故螺栓材料的许用应力为则根据公式求得螺栓的最小径为（11—4）（11—5）最终选中螺栓的直径为6mm，结合蜗轮与齿轮的宽度，选择螺栓的长度为60mm。11.2螺钉连接的设计螺钉连接如图11—2—1。图11—2—1螺钉连接这种连接的特点是螺栓或螺钉直接拧入被连接件的螺纹孔中，不用螺母，在结构上比双头螺柱连接简单、紧凑。其用途和双头螺柱相似，但如经常拆装时，易使螺纹孔磨损，可能导致被连接件报废，故多用于受力不大，或不需要经常拆装的场合。本次课题所用螺钉连接均属于受力不大，不需要经常拆装的场合，所以只对螺钉进行尺寸设计。剩下的螺钉与螺栓选用见表11—2—2表11—2—2螺钉与螺栓选用规格数量材料GB891—86M5101145钢GB5783—86M618845钢GB68—86M622845钢GB68-85M6