折叠式抹灰机设计【有CAD图纸】

说明书题 目：可折叠式抹灰机的设计 学生姓名：学 号：专 业：班 级：指导教师：摘要针对目前抹灰机效率低等问题，本论文设计了一种新型的可折叠式抹灰机，文中简要的概述了抹灰机目前的现状和发展趋势。对抹灰机进行了系统的方案确定，根据机械设计的一般步骤，对抹灰机上的主要零部件进行了设计计算及其校核。设计过程中对抹灰机的工作零件和支架都进行了必要的校核计算。本论文也详细的介绍了抹灰机的工作原理。抹灰机的底座上装有轮子，抹灰装置在升降架上上下移动，人力推动机器移动，实现自动抹灰。该抹灰机简单高效，解决了工人操作的一些不利问题。关键词：抹灰机，抹灰机械，升降架，减速器，设计。全套图纸加 Q 11970985 或 197216396第 2 页AbstractAiming at the low efficiency plastering machine, in this thesis, a new folding machine plastering, this paper briefly outlines the plastering machine current situation and development trend. Plastering machine for a systematic program to determine, general procedure mechanical design, the main components plastering machine has been designed to calculate and check. The design process of plastering machine working parts and brackets have carried out the necessary checking calculation. The paper also describes in detail the working principle plastering machine. Plastering machine with wheels on the base, plastering means a crane to move up and down, promote human machine moves, automatic plastering. The plastering machine is simple and efficient, to solve a number of adverse actions of works. Keywords: plastering machine, plastering machine, lifting frame, reducer, design。第 1 页目录第一章 绪论 .11.1 课题背景 .11.2 抹灰机的现状和发展趋势 .11.3 本课题研究的内容 .2第二章 方案拟定 .32.1 分析并确定传动方案 .32.2 选择减速器的电动机 .52.2.1 选择电动机的类型 52.2.2 选择电动机的功率 52.2.3 选用电动机 52.3 选择外部电动机 .6第三章 减速器各零部件的设计计算 .73.1 减速器的传动比的分配和转速的设计及校核 73.2 减速器各轴的转速、功率及其转矩的设计计算 .73.2.1 减速器各轴的转速 .73.2.2 减速器各轴的输入功率 .73.2.3 减速器各轴的输入转矩 .73.3 蜗轮蜗杆的设计计算 83.3.1 选择蜗杆的传动类型 .83.3.2 选择材料 .83.3.3 按照齿面接触疲劳强度进行设计计算 83.3.4 蜗杆和涡轮的主要参数以及几何尺寸 93.3.5 校核齿根弯曲疲劳强度 .113.3.6 验算效率 113.3.7 蜗轮和蜗杆的结构设计计算 123.3.8 热平衡校核 123.4 齿轮的设计计算 .12第 2 页3.4.1 选择齿轮的材料 123.4.2 按照齿面接触疲劳强度进行设计计算 .123.5 蜗杆轴的设计计算 .163.5.1 根据扭矩初算轴的直径 163.5.2 轴的结构设计计算 163.6 输出轴（蜗轮轴）的设计计算 .183.6.1 输出轴的功率、转速以及转矩 183.6.2 求蜗杆上的作用力 183.6.3 初步确定蜗轮轴的最小直径 183.6.4 蜗轮轴的结构设计计算 183.6.5 按照疲劳强度条件进行精确校核 .22第四章 卷筒、钢丝和滑轮的选择 .254.1 滑轮几何尺寸的设计计算 .254.2 钢丝绳的选取 .254.3 钢丝绳的尺寸设计计算 .254.4 卷筒的规格 .25第五章 标准件的选取 .265.1 滚动轴承的选取 .265.2 键的选取及校核的设计计算 .26第六章 螺杆与 V 带的设计计算 .296.1 螺杆的设计 296.1.1 材料的选择 .296.1.2 按照耐磨性计算螺杆中径 .296.1.3 验算自锁性 .296.1.4 螺杆强度的验算 .296.1.5 螺母螺纹牙强度的验算 .296.1.6 螺杆的稳定性验算 .306.1.7 螺旋传动的刚度校核 .306.2 V 带及带轮的设计计算 31第 3 页6.2.1 确定计算功率 Pca316.2.2 选择 V 带 .316.2.3 确定 V 带轮的直径 dd1 和 dd2 .316.2.4 验算带速 .316.2.5 确定中心距 a 316.2.6 验算包角 1.326.2.7 确定带的根数 .326.2.8 求初拉力 .326.2.9 求压轴力 326.2.10 V 带轮的结构设计 .32第七章 机架、箱体及各附件的选择 .347.1 尺寸外形 .347.2 机架的设计 .347.2.1 机架的设计准则 347.2.2 机架设计的一般要求 347.2.3 机架的材料 357.3 箱体的设计 .357.4 附件的选择 .357.4.1 轴承端盖的选择 357.4.2 箱体上的检查孔和检查孔盖的选择 .367.4.3 通气器的选择 367.4.4 油标的选择 367.4.5 放油孔和螺塞的选择 367.5 润滑与密封的设计 .367.5.1 滚动轴承的润滑设计 367.5.2 密封装置的选取 367.6 支架的设计及校核 .377.7 车轮和支撑杆的设计计算 37第八章 一般的抹灰机对材料的要求 .38第 4 页8.1 抹灰机抹灰的主要材料和机具 .388.1.1 水泥 388.1.2 细骨料 388.1.3 石灰膏 388.1.4 磨细生石灰粉 388.1.5 磨细粉煤灰 388.1.6 其他的掺合料 388.1.7 主要的机具 388.2 作业条件 .398.3 操作工艺 .408.3.1 基层是混凝土的墙面 408.3.2 基层为加气混凝土的砌块 418.4 天棚抹水泥砂浆的工艺流程 .418.4.1 工艺流程 418.4.2 内墙表面抹水泥混合砂浆的工艺流程 .428.5 冬、雨期施工 .438.6 质量标准 .448.6.1 施工时抹灰工程的一般规定 448.6.2 抹灰质量的一般标准 458.7 成品的保护 478.8 应该注意抹灰的质量问题 478.8.1 裂缝、 空鼓以及烂根 478.8.2 滴水线或者滴水槽不符合设计的要求 488.8.3 分格条和滴水槽等处拿起分格条以后不美观、不整齐 .488.8.4 窗台吃口 488.8.5 墙体表面接槎不平、表面颜色不一致 .48结束语 .49致谢 .50参考文献 .51第 5 页第 6 页第 1 页第一章 绪论1.1 课题背景在目前的建筑行业的室内抹灰工程中，室内和顶棚的墙体抹灰这一必要的工序，多年以来都是由人工操作的，既浪费时间又不省力，在施工时，抹灰的质量很难控制，表面平整度参差不齐，这与工人的技术水平有很大的关系。到现在为止，市场上很少有自动型的抹灰机的成熟的产品。本设计为一种新型的自动抹灰装置，可用于工业和民用建筑的室内抹灰装修工程，它既可以抹水泥砂浆和麻刀白灰，又可以抹室内天棚、墙面、墙裙和打底。该抹灰装置能够自动抹灰、自动压光、上下自动升降、薄厚可调、工作时速度快、质量好、工作效率高、使用方便。对于手工操作的工人，劳动强度大、操作工序比较多。不管是屋内天棚还是墙壁抹灰等都需要搭脚手架、跳板和高凳等设备，给工人施工带来很大不便，并且生产效率较低，而该抹灰机解决了传统抹灰作业中的墙面找平、贴饼、补空填平、去除多余的部分、回收落在地上的灰浆、搭架子、高空作业等诸多的问题，他的出现标志着由工人进行手工抹灰的时代的结束，是建筑行业中一次历史性的飞跃，必定会将产生巨大的经济利益，在人类社会中也必定会将产生巨大的社会利益。1.2 抹灰机的现状和发展趋势目前，市场上销售的抹灰机主要由抹灰机外部的支撑结构、内部的抹灰结构和整个机器的横向移动结构等三部分组成。抹灰机外部的支撑结构主要由固定机器上支杆用的底座、支杆和枝干上的梁架等三部分组成。在支杆的最上端安装有液压杆，当液压杆向上伸长时就可以触及房顶。抹灰机内部的抹灰结构构主要由移动的底盘、抹灰机的抹灰装置和立式的齿条支杆等零件组成。抹灰机的横向移动结构主要由安装在支杆上端的齿轮齿条机构、丝杠、位于地面上的导轨和导轨上的抹灰机构的底座等组成。近年来，为了解决由人工操作作业所面临的许多的不利问题，国内和国外都研发第 2 页出了一些抹灰用的产品，这些产品中最具有代表性的有两类产品，这两类产品是：一种产品是灰浆喷涂机，由于施工时每个灰浆颗粒大小都不等的原因，这种产品在工作时喷涂的墙体表面的厚度明显不均匀，喷涂完成后仍然需要人工去抹平，说以，这种产品的工作效率较低，精装修时很少采用。另一种产品是半自动抹灰机，这种抹灰机虽然能够较好地完成大面积墙壁的抹灰工作，但是却始终没有办法解决靠近尾顶和地面的墙体阴角这部分的作业，这一部分的所有工作仍然需要工人去完成，这不仅降低了抹灰机抹灰的工作效率，也导致了工人与机器抹灰的墙面的交界处将产生很明显的差异，严重影响了施工的质量。由于抹灰机的执行机构和抹灰机的抹灰装置的操作方式的不同，一般情况下，抹灰机可以分为两类：一类是手持式的抹灰机，这种抹灰机的特点是抹灰装置没有直接安装在机器上，而是由工人用手掌控。抹灰装置既可以沿着墙面高度的方向上下移动，又可以沿着墙面宽度的方向左右移动。抹灰装置与墙面厚度方向上的抹灰厚度完全由操作人工掌控。另一类是机械式的抹灰机，这种抹灰机的特点是将抹灰装置直接安装在机器的立柱上，立柱则固定在抹灰机的底盘上，整台抹灰机是一个固定的刚性整体。抹灰装置借助于升降架可以在立柱上上下移动。根据发表的专利，抹灰装置又可以分为两类:一类是旋转式的抹灰装置，这类装置的特点是它借助于旋转的抹灰盘将灰浆管喷出的灰浆压到墙面上并进行墙面抹平。另一类是平移式的抹灰装置，这类装置的特点是它借助于移动的抹灰盘将灰浆管喷出的灰浆压到平面上，并进行墙面抹平。抹灰盘和盘体之间并没有相对移动，这类抹灰机的结构相对来说比较简单。通过在实际的使用过程中发现上述的设计依然出在着许多缺点：使用手持式的抹灰机的劳动强度依然较大，并且不能起到降低工人劳动强度的作用，而且抹灰机的抹灰质量很难控制。使用机械式的抹灰机的平整度和墙面光泽度都达不到要求，容易产第 3 页生脉动现象，并且有较大的噪声。为了解决上述提到的一些问题，特制的研究了本课题所设计的可折叠式抹灰机。1.3 本课题研究的内容该论文所设计的主要内容由两部分组成，第一部分是传动部分（减速器的概述） ，该部分包括：1.蜗轮蜗杆的设计及校核。2卷筒、钢丝和滑轮的设计及校核。3.滚动轴承、键等标准件的设计及校核。4.轴的设计及校核。5.螺杆和 V 带的设计及校核。6.箱体及各附件的选择。第二部分是抹灰机构，该部分包括：1.抹灰装置的设计及校核。2.支架的设计及校核。3.车轮和支撑杆的设计。第 4 页第二章 方案拟定2.1 分析并确定传动方案本设计的抹灰机是可折叠式抹灰机，它是通过电动机来带动减速器以实现机器的减速效果，然后来带动卷筒系统以使抹灰装置上下移动，来完成抹灰机的抹灰工作。为了使机器的结构简单、紧凑，本次设计所使用的减速器是一级蜗轮蜗杆减速器。由于工作时的抹灰装置的回程速度远远大于工作时的速度，因此，选用可以调节速度的电动第 5 页机。2.2 选择减速器的电动机2.2.1 选择电动机的类型估取 ,因此选用 Y 系列三相异步电动机。=0.25 /第 6 页2.2.2 选择电动机的功率估取抹灰装置 55Kg，活动导轨 25Kg，电动机和减速器 90Kg。（式 2.1）牵 =（ 55+25+90） ×9.8=1666(式 2.2) =0.25/（式 =1×32×3×42.3） 1联轴器 =0.98 2蜗杆传动轴承 =0.99 3蜗杆传动 =0.4 4齿轮齿条传动 =0.97(式 2.4) =0.98×0.993×0.4×0.97=0.37输出功率 （式 2.5）=×1000 =1666×0.251000×0.37 =1.132.2.3 选用电动机考虑到使电动机的重量最小，所以选取 Y90S-2 型号的电动机。Y90S-2 型号的电动机的参数如下：表 2.1 电动机的选择额定功率（KW） 额定转速（r/min） 满载转速（r/min）1.5 2840 26502.3 选择外部电动机(式 2.6)牵 =600 =0.25 /第 7 页(式 2.7)=×1000 =600×0.251000 =0.15（式 2.8）= = 0.1578% =0.19因此选用 Y90S-2 型号的电动机，额定功率为 1.5KW表 2.2 选择电动机额定功率（KW） 额定转速（r/min） 满载转速（r/min）1.5 2840 2650第 8 页第三章 减速器各零部件的设计计算3.1 减速器的传动比的分配和转速的设计及校核选用一级蜗轮蜗杆减速器并且要求减速器自锁，自锁时 而且要求蜗轮的1=1，齿数大于 29，即 .=21 291 =29蜗轮轴转速 (式 3.1)0.25×1000×603.14×97.9 =48.8由机械设计 （濮良贵、陈国定著）表 11-2，得蜗杆分度圆直径为 50mm，模数为 5，蜗轮齿数为 30.蜗轮转速 （式 3.2） 传动min/5.9014.3625601rDvn比 ，不妨取 i=30。则蜗轮的实际转速为7.295.840i(式 3.3） 。min/.in/3rrnw验算转速误差转速误差（式 3.4）%54.05.97nww第 9 页所以，合理。3.2 减速器各轴的转速、功率及其转矩的设计计算3.2.1 减速器各轴的转速蜗杆轴 （式 3.5）2840r/minIn涡轮轴 （式 3.6）i/7.93.2.2 减速器各轴的输入功率蜗杆轴 P 1=Pd· 1=1.13×0.98=1.1KW （式 3.7）涡轮轴 T 1=Td· 2· 3=1.1×0.99×0.4=0.44KW （式 3.8）3.2.3 减速器各轴的输入转矩电动机的输入转矩 Td=9550×Pd/n 满 =9550×1.13/2840=3.8N·m （式 3.9）蜗杆轴 T 1=Td· 1=3.8×0.98=3.72N·m （式 3.10）减速器各轴的各参数的计算结果列于下表中：表 3.1 转动参数参数 电动机轴 蜗杆轴 涡轮轴转速(r/min) 2640 2840 94.7输入功率（KW） 1.13 1.1 0.44输入转矩(N m) 3.8 3.72 44.19传动比 1 30第 10 页效率 0.98 0.373.3 蜗轮蜗杆的设计计算3.3.1 选择蜗杆的传动类型根据 GB/T10085-1988，选用渐开线蜗杆 ZI，因为其效率相对来说比较高。3.3.2 选择材料蜗杆选用 45 号钢，经过调质热处理，蜗杆的螺旋齿面要求淬火处理，齿面硬度为4555HRC，涡轮选用铸锡磷青铜 2CuSn10P1，采用金属模铸造，为了节省价格昂贵的有色金属，仅仅齿圈采用青铜制造，而轮芯择则采用灰铸铁 HT100 制造。3.3.3 按照齿面接触疲劳强度进行设计计算按照闭式蜗杆传动的设计准则进行蜗轮蜗杆传动的设计计算，先按照齿面接触疲劳强度进行设计计算，再按照校核齿根弯曲疲劳强度设计计算，由式（11-10）得， （式 3-11） 。2212480HzKTdm(1) 先确定作用在涡轮上的转矩 T2由于是单头蜗杆，取 Z1=1，估取效率 =0.7，则：（式 3.12）mNinPnPT 796 30/2847.15.9/05.905. 61622 （2）确定载荷系数 K因为工作时的载荷比较稳定，因此，可以选取载荷分布不均匀系数 K =1；由表11-5 可选取使用系数 KA=1.15.因为要求工作时的转速不高，工作的冲击力不大，因此，选取动载荷系数 Kv=1.05.则 K=KAK KV=1.15×1×1.05=1.21（式 3.13）（3）确定弹性影响系数 ZE第 11 页因为选取的是铸锡磷青铜涡轮，并且与钢蜗杆相互匹配，因此 ZE=160MPa1/2。（4）确定涡轮的齿数 Z2Z2=Z1×i=1×30=30（5）确定许用接触应力 H由于选取的涡轮的材料为铸锡磷青铜 2CuSn10P1，采用金属模铸造的铸造方法，蜗杆的螺旋齿面硬度大于 45HRC，因此，从表 11-7 中可查得涡轮基本许用应力 /为H268MPa。估取寿命 为 12000h，则应力循环次数N=60jn2Lh=60×1×2840×12000/30=6.82×107(式 3.14).寿命系数 (式 3.15） ，则786.0182.67HNK（式 3.16）MPa21/（6）确定中心距（式 3.17） ，因为 Z1=1，并且要求自33212 8.513048796. mdm锁，故从表 11-2 中取模数 m=4mm，蜗杆的分度圆直径 d1=70mm，所以（式 3.18）ma9524213.3.4 蜗杆和涡轮的主要参数以及几何尺寸（1）蜗杆蜗杆的轴向齿距 （式 3.19）mmPa56.124.3蜗杆的直径系数 （式 3.20）dq7.1蜗杆的齿顶圆直径 （式 3.21）haa 79412*1第 12 页蜗杆的齿根圆直径 （式 3.22）mcmhdaf 61)425.01(7)(2*1 分度圆导程角 /83。蜗杆的轴向齿厚 （式 2.23）Sa 28.641.5021（2） 蜗轮蜗轮的分度圆直径 (式 3.24)mzd120342蜗轮的喉圆直径 (式.3.25)haa 8*2蜗轮的齿根圆直径 (式 3.26)mdff 4.102.102 蜗轮的咽喉母圆直径 (式 3.27)arg 5.38.9522图 3.1 蜗轮简图第 13 页图 3.2 蜗杆简图3.3.5 校核齿根弯曲疲劳强度(式 3.28)FFaFYmdKT2153.当量齿数 (式 3.29）30.42.(32）。COSZv根据 ZV2=30.14，从图 11-17 中可以查得齿形系数 YFa2=2.51螺旋角系数 （式 3.30）0.97143.2-0。 。Y许用弯曲应力 （式 3.31）FNFK/从表 11-8 中可以查得由 2CuSn10P1 材料制造的涡轮的许用弯曲应力 /=26MPa寿命系数 （式 3.32）62.018.697FNK =56×0.626=35.056MPa（式 3.33）MPaF3.4120796.53第 14 页弯曲强度满足。3.3.6 验算效率 （式 3.34） =（ 0.950 .96）tantan( + ) 已知 , =3°13'28“=3.22° =tan-1与相对滑动速度 有关 （式 3.35）= 1160×1000×cos = ×71×284060×1000×cos3.22° =10.57/由表 11-8，用插值法查得 =0.0158 =0.5346带入上式，得 ， 大于原估计值，因此不用重算。 =0.753.3.7 蜗轮和蜗杆的结构设计计算蜗杆与轴设计成一体，形成蜗杆轴。蜗轮则采用整体的形式，用铸造方法制成，具体的尺寸见零件图。3.3.8 热平衡校核估算散热面积 A（ 式 3.36）=0.33×（100） 2 =0.33×（ 95100） 2 =0.32估取周围空气的温度 。=20散热系数 K，从 中选取 K=16W/=1417.5 2热平衡校核由式（式 3.37）1=10001（ 1-n） +=1000×1.13×（ 1-0.75）16×0.3 +20=78.8585第 15 页因此，符合条件。3.4 齿轮的设计计算3.4.1 选择齿轮的材料齿轮材料为 45 号钢，经过调制热处理，齿面硬度为 240HBS，7 级精度。选择齿轮的齿数 Z1=18.图 3.2 齿轮结构简图3.4.2 按照齿面接触疲劳强度进行设计计算由式 10-11 计算，即（式 3.38）d1t 2.323KHtTd ×u+1u ×（ ZE H） 2（1）试着确定各计算值1)试选 =1.3，由表 10-7 选取齿宽系数 。KHt d=0.92）由表 10-5 可以查得材料影响系数 。ZE=189.8MPa123）由图 10-25d 可以查得：齿条的接触疲劳强度极限为 600MPa。第 16 页齿轮的接触疲劳强度极限为 550MPa。4）计算齿轮的转矩 =9.55×106=9.55×106×0.4494.7（式 3.39）=44372Nm25)计算应力系数估取寿命 ，Ln=12000h（式 3.40）N=60njLn=60×94.7×12000=6.82×1076)由图 10-23 查取得，接触疲劳寿命系数： KHN1=0.97KHN2=0.977）计算齿轮的接触疲劳许用应力 。 H估取齿轮的失效概率为 ，安全系数 S 为 1，根据式（10-14）得，1%（式 3.41） H1=KHN1 HLim1S =0.97×6001 =582MPa（式 3.42） H2=KHN2 HLim2S =0.97×5501 =533.5MPa8）计算齿轮的分度圆直径，取 和 中的较小值，代入，得， H1 H2D1t 2.323KHT×Td ×u+1u ×（ ZE H） 2=2.32×31.3×4.4×1040.9 ×（ 189.8533.5） 2（式 3.43）=46.49mm9）计算圆周速度 V（式 3.44）V= d1tn60×1000= ×46.49×94.760×1000=0.23m/s第 17 页10) 计算尺宽 b（式 3.45）b=dd1t=0.9×46.46=41.84mm11）计算尺宽 b 和齿高 h 之比bh模数 （式 3.46）m=d1tZ=46.4918=2.58mm齿高 （式 3.47）h=2.25m=2.25×2.58=5.81mm（式 3.48）bh=41.845.81=7.212）计算载荷系数 KH由表 10-2 查得使用系数 KA=1根据 V=0.23m/s,7 级精度，由图 10-8 可以查得动载荷系数 KV=1.03查表 10-3 得，直齿轮， KH =KF =1.1由表 10-4，用插值法查得 KH =1.326根据 查图得bh=7.2，KH =1.326 KF =1.38（式 3.49）KH=KA×KV×KH ×KH =1×1.03×1.1×1.326=1.513）按照实际载荷系数计算齿轮的分度圆直径，由式（10-12）得，（式 3.50）d1=d1t3KHKHT=46.49×31.51.3=48.76mm14）计算模数（式 3.51）m=d1Z=48.7618mm=2.7m（2）按照齿根弯曲疲劳强度进行设计计算第 18 页弯曲疲劳强度的设计计算公式为（式 3.52）m 32KTdZ2×（ YFaYSa F）试确定公式内的各参数数值1）由图 10-24C 查得，齿条的齿根弯曲疲劳极限为 Flim1=500MPs齿轮的齿根弯曲疲劳极限为 Flim2=380MPa2）由图 10-22 查得，弯曲疲劳寿命系数 ，KFN1=0.92KFN2=0.943）计算齿轮的弯曲疲劳许用应力选用弯曲疲劳安全系数 S=1.4，根据式（10-14）得，（式 3.53） F1=KFN1 Flim1S =0.92×5001.4MPs=328.57MPa（式 3.54） F2=KFN2 Flim2S =0.94×3801.4MPa=255.14MPa4）计算载荷系数 K。查表 10-3 得，载荷分配系数 KF =1.1查图 10-13 得， KF =1.33（式 3.55）K=KAKVKFKF =1×1.03×1.1×1.33=1.515)确定齿形系数由图 10-7 查得齿形系数 ， 。YFa1=2.43YFa2=2.166)确定应力修正系数由图 10-18 查得应力修正系数 ，Ysa1=1.47Ysa2=1.81第 19 页7)计算 并加以比较YFaYsa F齿条：YFa1Ysa1 F1 =2.43×1.47328.57=0.011齿轮：YFa2Ysa2 F2 =2.16×1.81255.14=0.015齿轮的数值比较大。齿轮的设计计算 （式 3.56）m32×1.51×4.4×1040.9×182 ×0.015=1.9mm分析计算的结果：按照齿面接触疲劳强度计算出的模数 m 大于按照齿根弯曲疲劳强度计算出的模数 m，因为决定齿轮模数 m 大小的主要因素是弯曲疲劳强度掌控的承载能力的大小，而齿面接触疲劳强度掌控的承载能力的大小，仅仅和齿轮的直径有关。可以选取按照弯曲疲劳强度所计算出的模数 m=2.7mm，并且就近圆整为标准值 m=3mm，按照接触疲劳强度所计算出的齿轮的分度圆直径 ，计算出齿轮的齿数d1=46.49mmZ=d1m=46.463 =15 .5 16（3）齿轮几何尺寸的计算1）齿轮圆直径的计算 （式 3.57）mZ=3×16=48mm2）齿轮宽度的计算 （式 3.58）b=dd=0.9×48=43.2mm第 20 页图 3.3 齿轮齿条的结构简图3.5 蜗杆轴的设计计算3.5.1 根据扭矩初算轴的直径选用 45 号钢（调质） ，齿面硬度为 217 255HBS。选取 A0=126（式 3.59）d A03pn=126×3 1.12840=11.6mm考虑到蜗杆轴上有键槽，故将其直径增大 ，则，7%（式 3.60）d=11.6×（1 +7%）mm=13mm因此，选择 d=13mm。3.5.2 轴的结构设计计算