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商丘工學院本科畢業(yè)設計中期檢查表
學 院
機械工程學院
專 業(yè)
機械設計制造及其自動化
班 級
12級機械1班
論文(設計)題目
一種采用齒輪傳動的電動欄桿的設計
學生姓名
胡文潔
學 號
4112020117
指導教師
楊三序
職 稱
教授
計劃完成時間
2016年4月
論文(設計)的內容進度完成情況:
1. 根據(jù)畢業(yè)設計題目確定了本設計種種的方案，經(jīng)過對比選出最合理方案，按照所選方案正在逐步進行。
2. 完成資料查閱和整理，確定設計過程中所需參數(shù)。
3. 初步完成方案，與導師討論方案，促進任務的完成。
4. 在導師的的建議指導下完成所需零部件圖的繪制，當前正在進行總裝配圖的繪制以及完善說明書。
已經(jīng)完成的內容:
1. 已經(jīng)完成開題報告，并成功通過了導師的審核批準。
2. 在導師指導下確定了合理的設計方案，前期資料準備工作均已完成。
3. 零部件的初步繪制已完成，在導師的指導下對主要零件完成了初步的計算。
指導教師意見:
指導教師簽字:
年 月 日
商丘工學院本科畢業(yè)設計開題報告
學 院
機械工程
專 業(yè)
機械設計制造及其自動化
班 級
12級 1 班
設計題目
一種采用齒輪傳動的電動欄桿的設計
學生姓名
胡文潔
學 號
4112020117
指導教師
楊三序
職 稱
教授
課題類型
工程設計
課題來源
指導教師命題
1.選題背景(含國內外相關研究綜述及評價)與意義
隨著我國經(jīng)濟的繁榮發(fā)展和人民生活水平的日益提高，家庭小汽車和運輸車輛的保有量越來越多，這既方便了人們的出行，又加快了商品的流通，但是同時也對交通運輸效率和管理提出了更高的要求。所以人們希望有一種穩(wěn)定高效方便實用的工具—電動欄桿的出現(xiàn)，電動欄桿的設計主要用于政府、機關、企業(yè)、校園、車站、碼頭、監(jiān)獄、商場、超市、樓宇、場館、展覽館、旅游景點、圖書館、小區(qū)、工廠、停車場、大型公園等地方，主要通過電氣開關、控制器等控制電機運轉帶動欄桿的上升和下降來實現(xiàn)對過往車輛的及時攔擋和放行。
目前 ，電動欄桿在國外的先進技術集光、電、機械控制于一體，操作靈活、方便；全電路無觸點控制，確保系統(tǒng)運行更加可靠；產(chǎn)品功能實用、性能穩(wěn)定、規(guī)格齊全；閘桿多樣化，升降平穩(wěn)；采用特制的合金材料制作, 機箱外型精美，色彩溫馨，堅固防水，經(jīng)久耐用； 可根據(jù)用戶不同需求和使用場所進行即時選擇工作模式；可以達到電機功率70W的低能耗，而且起落時間短致1～3s,使用壽命次數(shù)到達300萬到500萬次,噪聲低于30dB,更不需要經(jīng)常維護,相對于國外的技術而言,國內的技術還相差甚遠,國內設計的此產(chǎn)品電機功率在200W,噪聲穩(wěn)定性更差,使用壽命都在100萬次左右,整體性能都不能達到最優(yōu)。因此這次電動欄桿的設計意義就是改進齒輪傳動機構及其他一些機構來提高各方面的整體性能指標使其更加人性化和智能化。
2.選題的主要任務及目標
主要任務：
設計一種采用齒輪傳動的電動欄桿，內容包括整機的設計和主要零部件、控制電路的設計。
選題目標：
要求該產(chǎn)品為右側型，適合使用溫度為A級，橫桿長度為3.5m，欄桿升起時間為2.5s，無故障起落次數(shù)不小于1 500 000次，能手動升起欄桿。設計的產(chǎn)品應達到GB/T 24973—2010《收費用電動欄桿》的技術要求。
3.選題研究的主要內容及擬解決的主要問題
主要內容：
電動欄桿電動機的選擇、齒輪傳動機構的設計、工作機構欄桿臂的選擇、欄桿臂的配重、欄桿臂高度的確定、機體外形的確定、產(chǎn)品對電路控制的功能要求、控制電路的設計等。
主要問題：
電動欄桿齒輪傳動機構的設計是研究的主要問題，必須廣泛進行市場調研，大量閱讀科技文獻，綜合所學知識，設計出結構簡單、壽命長、傳動效率高、噪聲低、使用性能最優(yōu)的齒輪傳動機構。
4.主要參考文獻(須包括書名、作者、出版年和出版社名稱等)
[1] 濮良貴. 機械設計[M]. 北京: 高等教育出版社.2013.
[2] S X Yang. Electric barrier driving mechanism with a jaw clutch [J].Engineering Manufacturer. 2004
[3] 王貴成，范真. 公差配合與測量技術[M]. 北京:高等教育出版社，2011.
[4] 蔡春源. 機械零件設計手冊[M]. 北京: 冶金出版社. 1996.
[5] 機床設計手冊編寫組. 機床設計手冊[M]. 北京: 機械工業(yè)出版社.1980.
[6] 孫恒. 機械原理[M]. 北京: 高等教育出版社. 1996.
[7] 劉鴻文. 材料力學[M].北京：高等教育出版社.2011.
[8] 哈爾濱工業(yè)大學理論力學教研室.理論力學[M].北京：高等教育出版社.2011.
[7] 大連理工大學工程圖學教研室. 機械制圖[M]. 北京：高等教育出版社，2008.
[8] GB/T 24973-2010，收費電動欄桿[S]
[9] 康風清 ?電動欄桿系統(tǒng)設計的研究 [J]. 機械研究與應用. 2008(03)
5.在規(guī)定時間段內,設計內容進度計劃
第1～2周：查閱相關資料，翻譯與課題有關的外文資料，綜述現(xiàn)有電動欄桿發(fā)展現(xiàn)狀，提出滿足采用齒輪傳動的電動欄桿的設計方案。
第3～5周：綜合設計采用齒輪傳動的電動欄桿，并初步進行設計計算。
第6～8周：完成采用齒輪傳動的電動欄桿的圖紙繪制。
第9～10周：整理設計說明書。
第11～12周：進一步完善設計工作，準備答辯。
指導教師意見
指導教師簽字:
年 月 日
教研室意見
教研室主任簽字:
年 月 日
商 丘
工學院
2016-JXSJ
080202-017
本科畢業(yè)設計
一種采用齒輪傳動的電動欄桿的設計
學 院
機械工程學院
專 業(yè)
機械設計制造及其自動化
學 號
4112020117
學生姓名
胡文潔
指導教師
楊三序
提交日期
2016年5月18日
誠 信 承 諾 書
本人鄭重承諾和聲明:
我承諾在畢業(yè)設計撰寫過程中遵守學校有關規(guī)定,恪守學術規(guī)范,此畢業(yè)設計中均系本人在指導教師指導下獨立完成,沒有剽竊、抄襲他人的學術觀點、思想和成果,沒有篡改研究數(shù)據(jù),凡涉及其他作者的觀點和材料,均作了注釋,如有違規(guī)行為發(fā)生,我愿承擔一切責任,接受學校的處理,并承擔相應的法律責任。
畢業(yè)設計作者簽名：
年 月 日
摘 要
本文介紹一種采用齒輪傳動的電動欄桿機的設計，該設計選用電機作為驅動，通過現(xiàn)場控制器（手動按鈕和遙控按鈕等）使控制系統(tǒng)控制電機運轉，電機驅動核心的齒輪減速器，配合曲柄搖桿機構實現(xiàn)欄桿的升降動作，并根據(jù)不同的收費系統(tǒng)調整欄桿的起落時間，電動欄桿應該有一個自鎖，反饋，保護等功能，并已與多家配套設備的接口，實現(xiàn)多種場合均可控制的功能。
其中本文重點介紹了齒輪傳動系統(tǒng)的設計及計算。齒輪傳動系統(tǒng)直接決定欄桿設備的性能指標，其中包括產(chǎn)品的可靠性和壽命。為了解決這一關鍵技術，在設計過程中選擇了國家標準的電動欄桿的技術要求和校核方法，對電動欄桿機進行了相關的參數(shù)的校核計算，使產(chǎn)品的適應性更好。
關鍵詞：電動欄桿;齒輪傳動;減速器;曲柄搖桿機構
I
ABSTRACT
This paper introduces a design of electric barriers machine adopts gear, the design and selection of motor as a drive ，through the field controller ( such as manual buttons and remote control buttons ) so that the control system controls the motor running, Gear reducer of Motors drive the core, Combined With the crank - rocker mechanism to achieve the barriers to rising and falling , And adjusted according to different charging systems barriers ups and doWns of time. Electric barriers should have a self-locking,feedbacking,protecting etc. and has interfaces With a number of ancillary equipment, achieve to controlled in a number of occasions.
And this paper mainly introduces the design and calculation of gear transmission system. The gear transmission system directly determines the performance of barriers equipment, including product reliability and service life. In order to solve this key technologies, selecting the national standard electric barriers technologies demand and chect method in the process of the design, checking calculation of relevant parameters for the electric barriers machine and make the product better adaptability.
Key Words: Electric barrier; Gear transmission; Reducer; Crank rocker mechanism
III
目 錄
1 緒 論 1
1.1 本課題研究的目的與意義 1
1.2 國內外電動欄桿的發(fā)展現(xiàn)狀 1
1.3 國內電動欄桿的發(fā)展方向 1
2 齒輪傳動的電動欄桿的總體設計方案 3
2.1 電動欄桿總體設計的基本原則及要求 3
2.2 電動欄桿機構的總體設計原則 3
2.3 機構總體布置設計要求 4
3 齒輪傳動的電動欄桿的總體設計 6
3.1 工作機構欄桿臂的選擇 6
3.2 欄桿臂配重的選擇設計 7
3.3 欄桿臂高度的選擇 11
3.4 電動機的選擇 11
3.5 曲柄搖桿機構的設計 13
3.6 欄桿臂主軸的設計 14
3.7 四桿機構截面尺寸設計 16
3.8 齒輪傳動系統(tǒng)的設計與校核 19
3.8.1 齒輪傳動的工作原理 19
3.8.2 齒輪傳動系統(tǒng)的傳動比計算 19
3.8.3 齒輪傳動系統(tǒng)齒輪的計算 20
3.8.4齒輪傳動系統(tǒng)軸的計算校核 28
3.8.5軸承和鍵的選用校核 38
3.8.6 齒輪傳動系統(tǒng)箱體的設計 46
3.8.7 潤滑和密封形式的選擇及其他技術說明 46
3.9機體整體外形尺寸的確定 47
4電氣系統(tǒng)的設計 49
4.1 控制電路的設計 49
4.2 控制電路外接設備的設計 50
總結與展望 52
致謝 53
參考文獻 54
I
1緒論
1 緒 論
1.1 本課題研究的目的與意義
隨著我國經(jīng)濟的繁榮發(fā)展和人民生活水平的日益提高，我國汽車行業(yè)發(fā)展及其迅速，家庭小汽車和運輸車輛的保有量持續(xù)增長，這既方便了人們的出行，又加快了商品的流通，但是同時也對交通運輸管理帶來許多問題,有時甚至造成了交通堵塞，特別是各場所的出入口地方。由于社會的發(fā)展和科技的進步，傳統(tǒng)的各場所出入口的管理（如手動欄桿、折疊門等）已經(jīng)不能滿足人們日常生活的需求，所以人們希望有一種穩(wěn)定高效方便實用的進出入口管理工具—電動欄桿的出現(xiàn)，電動欄桿的設計主要用于政府、機關、企業(yè)、校園、車站、碼頭、監(jiān)獄、商場、超市、樓宇、場館、展覽館、旅游景點、圖書館、小區(qū)、工廠、停車場、大型公園等地的出入口，主要通過電氣開關、控制器等控制電機運轉驅動減速器連桿機構帶動欄桿的上升和下降來實現(xiàn)對過往車輛的及時攔擋和放行。就目前電動欄桿來說，由于使用頻繁會出現(xiàn)不同程度的損壞，從而影響它自身的使用壽命。因此這次電動欄桿的設計意義就是改進齒輪傳動機構及其他一些機構來提高各方面的整體實用性能指標使其更加人性化和智能化。
1.2 國內外電動欄桿的發(fā)展現(xiàn)狀
目前 ，電動欄桿是為了解決各大城市停車問題，和收費站自動攔車收費的有效途徑。由于國家土地資源的限制，在世界各國，亞洲特別顯示，因為在大城市的狀態(tài)下，更廣泛的自動停車設備在亞洲等地使用，亞洲大部分地區(qū)顯示，當前的日本，韓國，中國停車市場，應用地點相當廣泛。
電動欄桿在國外的先進技術集光、電、機械控制于一體，操作靈活、方便、安全、可靠；采用光電耦合、全電路無觸點控制，主板無火花干擾，確保系統(tǒng)運行可靠；產(chǎn)品功能實用、性能穩(wěn)定、規(guī)格齊全；閘桿多樣化，升降平穩(wěn)；采用特制的合金材料制作, 機箱外型精美，色彩溫馨，堅固防水，經(jīng)久耐用；可根據(jù)用戶不同需求和使用場所進行即時選擇工作模式；可以達到電機功率70W的低能耗，而且起落時間短致1～3s,使用壽命次數(shù)到達300萬到500萬次,噪聲低于30dB,更不需要經(jīng)常維護,相對于國外的技術而言,國內的技術還相差甚遠,國內設計的此產(chǎn)品電機功率在300W,噪聲穩(wěn)定性更差,使用壽命都在100萬次左右,整體性能都不能達到最優(yōu)。[1]
1.3 國內電動欄桿的發(fā)展方向
從19世紀末，中國各大城市的停車產(chǎn)業(yè)開始發(fā)展，經(jīng)過20多年的發(fā)展，已形成了，現(xiàn)在的一定的規(guī)模，在電動欄桿發(fā)展的初期階段，車庫的建設都才剛剛開始，在一些，在車庫中的機器的城市呢它仍是個空白。停車產(chǎn)業(yè)的發(fā)展與增速，也相應的還存在一些問題的：第一，大部分做電動欄桿的公司其中大都是中小型企業(yè)，有
1
商丘工學院本科畢業(yè)設計
一定的規(guī)模，但是發(fā)展很不平衡，因為企業(yè)內部缺乏中型骨干型人才，技術，以及缺乏自主研發(fā)的能力，依靠引進國外技術和圖紙。第二，產(chǎn)品的應用范圍更廣，產(chǎn)品質量，可靠性，安全性，耐久性就是必須注重的一個很大問題，沒有一定的技術水平，很難保證產(chǎn)品的質量。三，停車產(chǎn)業(yè)的市場的發(fā)展，競爭那是比較殘酷的，目前整體的產(chǎn)能過剩，價格低，且部分產(chǎn)品，已經(jīng)跌破行業(yè)內部的平均成本。應該加強對電動欄桿的基礎研究和拓展。
為了提高電動欄桿機的設計水平，需要使電動欄桿的精確的力學分析和物理學分析與機械設計原理相結合?？茖W的運用動平衡與靜平衡相結合原理，具有緩沖起步.減速到位；起桿平穩(wěn).桿位垂直；落桿自然到位水平。
① 可根據(jù)不同情況選用手動控制、按鈕控制、遙控、電腦控制和感應控制等操作方式。
② 采用目前世界上先進的平衡機構，可將閘桿重力完全平衡，能使閘桿在任意狀態(tài)下保持平衡，徹底消除閘桿運動過程中的抖動現(xiàn)象，保證系統(tǒng)運行輕快。
③ 加強行業(yè)間的技術交流與合作。走共同研發(fā)之路。
各個廠家根據(jù)自己的實際情況開發(fā)出的產(chǎn)品各有優(yōu)缺點，為了加快電動欄桿的開發(fā)和應用，應加強企業(yè)間的合作，集中財力、物力和人力走共同發(fā)展之路，實現(xiàn)電動欄桿的自動化程度。
III
2 齒輪傳動的電動欄桿的總體設計方案
2 齒輪傳動的電動欄桿的總體設計方案
2.1 電動欄桿總體設計的基本原則及要求
電動欄桿的總體設計就是通過科學的原理將想象出來的方案具體化、結構化的過程。同樣也是把二維的設計方案轉換成三維實體而且可以設計和制造過程,也可以說從設計的早期階段到最優(yōu)的結構設計,而且能夠被大眾認可。
電動欄桿總體設計結構的工作主要包括兩個方面,那就是材料的選擇和形狀的確定。如果我們想準確的確定每個零件或部件的形狀,那么必須經(jīng)過科學的計算和分析，這項工作的嚴密性對設計出的產(chǎn)品質量起著決定性的意義。對于材料的要求就是能夠滿足我們的預期所需要的性能并且滿足尺寸要求等。
2.2 電動欄桿機構的總體設計原則
機構的總體設計對于一個產(chǎn)品來說，起著非常重要的作用。機構設計所必須含有的技術性能，經(jīng)濟性能和外觀審美性對整機都有決定性的意義。機構的安全可靠設計，必須遵守以下三個基本原則。
(1)明確原則
這里主要包括以下三個方面：
①功能明確
所選的傳動機構應直接、可靠地實現(xiàn)預期所需要的功能。至于可實現(xiàn)的功能來說，盡可能的做到既不疏漏又不多余。
②工作情況明確
對于設計出來的產(chǎn)品，我們要求他所達到的工作狀況和工作環(huán)境必須明確指出。因為設計結構是有目的性和針對性的，如耐磨損，耐腐蝕以及溫度要求、濕度要求等。
③機構的工作原理明確
機構設計時必須明確依據(jù)科學的工作原理，從而能使欄桿工作時能實現(xiàn)預期的實用效果。
(2)簡單原則
簡單原則就是能達到預期功能的前提下，盡量使機器的結構簡單。這里說的“簡單”同時有著很多含義，比如簡便，簡易，減少等。
(3)安全可靠原則
一個系統(tǒng)(產(chǎn)品)的安全可靠性主要指：
55
2 齒輪傳動的電動欄桿的總體設計方案
①工作安全性主要是指保證過往行人和車輛的安全。
②構件的可靠性，在規(guī)定的外載荷（如規(guī)定的欄桿臂的長度和質量等）范圍內，在規(guī)定的時間內，構件不發(fā)生斷裂、彎曲變形、過度磨損、喪失穩(wěn)定性。
③功能的可靠性主要依靠設計系統(tǒng)（如小區(qū)系統(tǒng)、停車場系統(tǒng)、收費站系統(tǒng)）的可靠性。
④環(huán)境的安全性，整個機構不能對環(huán)境造成污染，要盡可能使適應各種環(huán)境。
2.3 機構總體布置設計要求
(1)功能合理機構要在功能完美表達的前提下去設計，無論是電動欄桿整體還是單個機構上都不能采用有損我們所需要的功能的布局方案。
(2)結構緊湊、層次清晰、比例協(xié)調要運用科學的分布，盡可能的使系統(tǒng)簡單并且充分高效地運用內部空間。
（3）充分考慮產(chǎn)品的系列化及發(fā)展在設計總體分布時，應對這一類系列和變形改進做考慮，還應該考慮符合科學性，實現(xiàn)生產(chǎn)線和實現(xiàn)自動化。
2.4 齒輪傳動機構的設計方案
在這次齒輪傳動機構的設計中，我選擇蝸輪蝸桿齒輪二級減速，具體分析設計如下：
（1）蝸桿傳動 蝸桿傳動可以實現(xiàn)較大的傳動比，尺寸緊湊，傳動平穩(wěn)，但效率較低，適用于中、小 功率的場合。采用錫青銅為蝸輪材料的蝸桿傳動，由于允許齒面有較高的相對滑動速度， 可將蝸桿傳動布置在高速級，以利于形成潤滑油膜，可以提高承載能力和傳動效率。因此將蝸桿傳動布置在第一級。
（2）齒輪傳動 斜齒輪傳動的平穩(wěn)性較好，常用在高速級或要求傳動平穩(wěn)的場合。因此將齒輪傳動布置在第二級
（3)聯(lián)軸器傳動 聯(lián)軸器主要連接電機軸和蝸桿軸，使他們一起回轉并傳遞轉矩。由于電動欄桿的震動較小而且載荷較小，所以選用固定式剛性聯(lián)軸器即可滿足傳動需求。
1.電機；2.聯(lián)軸器；3.蝸輪蝸桿二級減速器；4.曲柄；5.連桿；6.搖桿；7.機架；
8.欄桿臂；9.彈簧
圖2.4.1整機傳動原理圖
這次設計電動欄桿是機械傳動，其傳動機構包括電動機、聯(lián)軸器、 減速器和曲柄搖桿機構。工作時，電動機通過聯(lián)軸器傳動，帶動蝸輪蝸桿齒輪二級減速器 ，減速器的輸出軸通過曲柄搖桿機構帶動欄桿臂上升和下降，使欄桿處于豎直或水平位置。整機結構的示意圖見上圖2.4.1 ，其主要結構與工作原理為：1為電機 通過聯(lián)軸器2 將動力傳動到蝸輪蝸桿齒輪減速器3 經(jīng)過減速器減速輸出驅動力矩，驅動曲柄4作整周轉動 5為連桿；6為搖桿 繞O點擺動擺動角度=90°，7為機架 8為欄桿臂 與搖桿剛性連接;9為彈簧，用以平衡欄桿臂的重量，現(xiàn)規(guī)定平衡后驅動欄桿臂的力偶矩不大于 5N·m。當曲柄OA逆時針轉動至位置 OA’時，搖桿 BC逆時針擺到下極限位置 BC’，欄桿臂上升到豎直位置 ；當曲柄繼續(xù)逆時針轉動至位置 OA”時，搖桿又順時針擺到上極限位置 BC”，欄桿臂下降到水平位置。[2]
3齒輪傳動的電動欄桿的總體設計
3 齒輪傳動的電動欄桿的總體設計
3.1 工作機構欄桿臂的選擇
欄桿臂應有一定強度，并且不能因為自重、風吹、和手動輕微掰動而產(chǎn)生明顯撓度（彎曲），欄桿臂長度一般在2500mm到5800mm之間。另外欄桿臂的材料必須耐高低溫、耐濕熱、耐溫度交變性能以及耐鹽霧雨水腐蝕性能等。欄桿臂應粘貼或噴涂有紅白相間均勻分布的反光膜，不允許有邊緣破損或紅白模糊。[3]
欄桿臂的的材料通常有四種即鋁合金、鋁芯泡沫、碳素纖維、PVC。本次設計為了更好的達到上述要求的工作環(huán)境我們選用市場上應用較多的擠壓成型鋁合金型材，鋁合金八角桿，表面通過氧化噴塑處理，桿體顏色白色亞光（RAL9016），欄桿體兩側表面帖敷紅色工程級3M反光膜，欄桿長3.5m，橫截面100×50mm，閘桿中間有加強筋，標準壁厚1.2mm。實測欄桿斷面圖見下圖3.1所示：
圖3.1欄桿臂截面圖
由上圖3.1可知，斷面截面積
(3.1·1)
由設計任務書，欄桿臂長L=3.5m；由機械設計手冊[4]，擠壓成型鋁合金材料的密度為ρ=2.73g/cm3。欄桿臂質量：
(3.1·2)
3.2 欄桿臂配重的選擇設計
電動欄桿在使用過程中由于欄桿自身的長度和質量會產(chǎn)生較大的轉矩，從而致使欄桿內部曲柄搖桿機構中曲柄需要較大的力矩才能最終驅動欄桿臂動作，所以同樣需要較大功率的電機。為了減小電機的負載和最求節(jié)能效果，我們根據(jù)力矩平衡原理（如果一個物體所受到的力的合力矩的代數(shù)和是0，∑M=M1+M2+M3+...=0）采用彈簧來平衡欄桿臂的自重。下圖中OA=0.1m OB=3.4m AB=3.55kg OC=0.15m OC=0.35kg
根據(jù)文獻[5] 理論力學知識分析如下：
圖3.2欄桿臂受力圖
（3.2·1）
由上式代入數(shù)字得：
（3.2·2）
由上式計算得:481N
彈簧的設計計算參考文獻[6] 步驟如下：
圖3.3彈簧受力圖
因為彈簧應該在一般載荷的條件下進行工作?？梢愿鶕?jù)第Ⅲ類彈簧?，F(xiàn)選用的是碳素彈簧鋼絲（GB4357-89C級），SL型。
試選彈簧鋼絲的直徑為d=4mm。查表16-3，可以暫時選取σB=1500MPa。查表16-2，可知。
1. 選取旋繞比并計算曲度系數(shù)
通常選取旋繞比為?，F(xiàn)在選取的旋繞比為C=5
曲度系數(shù)
（3.2·3）
2. 按照強度的條件計算彈簧鋼絲直徑
試計算彈簧簧絲直徑
（3.2·4）
其中，F(xiàn)2---彈簧的最大工作拉力，已知F2=481N。
每個數(shù)值代到式子里去得：
（3.2·5）
上式的計算結果與試選取的d值相近，并且符合標準圓柱螺旋拉伸彈簧尺寸及參數(shù)?(GB/T 2088—1997)，因為d=4mm彈簧鋼絲直徑已是標準值。不需要重新選取，即d=4mm。因為d的大小不變，所以不需要重新查表并計算，即σB=1500MPa，[τ]=600MPa。
彈簧中徑:
（3.2·6）
查標準圓柱螺旋拉伸彈簧的尺寸及參數(shù)?(GB/T 2088—1997)。應取d=4mm,
（3.2·7）
因為C沒變化，所以相應的K的大小也不變，即K=1.31mm。相應的d也不變?？芍猟=4mm。此時D=20mm就是標準值。
彈簧內徑: （3.2·8）
彈簧外徑: （3.2·9）
3. 根據(jù)彈簧剛度，計算彈簧圈數(shù)n
（3.2·10）
式子里，
---彈簧的最小工作拉力，這里設出Fmin=37N；
---與對應的彈簧長度，=876mm；
---與對應的彈簧長度，=660mm
每個數(shù)值代到式子里去：
=7.4N/mm （3.2·11）
4. 彈簧圈數(shù)
根據(jù)表16-2，當0.5≦d≦4時，切變模量G在83000～80000，可以選取G=82000。
彈簧圈數(shù)的計算公式
（3.2·12）
代入各數(shù)據(jù)得：
（3.2·13)
根據(jù)d=4mm，D=20mm。查標準圓柱螺旋拉伸彈簧的尺寸及參數(shù)?(GB/T 2088—1997)，可以得到
（3.2·14）
查表16-6，得拉伸彈簧的有效圈數(shù)n=45圈?？傻玫綇椈蓜偠?
N/mm （3.2·15）
5. 驗算
查標準圓柱螺旋拉伸彈簧的尺寸及參數(shù)?(GB/T 2088—1997)?？芍狥0=148N。
（1） 彈簧的初應力
（3.2·16）
根據(jù)圖16-9，當C=5時，彈簧的初拉應力的推薦值大概在78～163MPa。所以求得的初應力值合適。
（2） 彈簧的極限工作應力。查表16-2的后注，得 ，即
（3.2·17）
極限工作載荷
（3.2·18）
工作時的最大拉力為570.688N,所以能滿足要求
6. 計算其他結構參數(shù)
（3.2·19）
（3.2·20）
式子里，
---自由長度；
---螺旋角；
p---彈簧節(jié)距，mm。
代入的數(shù)據(jù)得：
自由長度：
（3.2·21）
（3.2·22）
根據(jù)以上的計算，選定有關參數(shù)為：
材料：碳素的彈簧的鋼絲，
鋼絲直徑：4mm，
旋繞比：5，
彈簧中徑：20mm，
彈簧右旋：螺旋角為α=3.643°，
自由長度：218mm。
?標準圓柱螺旋拉伸彈簧的尺寸及參數(shù)?(摘自GB/T 2088—1997)
3.3 欄桿臂高度的選擇
根據(jù)文獻[3]收費欄桿國家標準GB／T 24973--2010欄桿臂下邊緣距機箱底平面的高度應在650 mm～ 950 mm之間。我們選擇欄桿臂到欄桿臂下沿的高度為775mm
3.4 電動機的選擇
下圖為欄桿臂處于水平位置時的受力圖（O點的約束力未畫出）。
由設計任務書和式(3.1·1)得:L=3.5m G=35.5N
圖3.4欄桿臂受力圖
欄桿臂受力平衡時，有，即
(3.4·1)
設計任務書要求，欄桿臂由水平位置逆時針轉過90°到豎直位置時，平均用時2.5s。設欄桿臂升起期間勻速轉動，則角速度：
(3.4·2)
此時驅動欄桿臂轉動所需的功率：
(3.4·3)
考慮到傳動機構的效率、一些不可預知的阻力以及使用場所的電源情況，參考現(xiàn)有類似產(chǎn)品，確定選用單相異步電動機,?電動機的型號YY6324，功率為120W，工作電壓為220V，頻率50Hz，額定轉速 1400r/min。
YY系列單相電容運轉電動機以國家電機最新標準JB1009-1012-91和小功率電動機的安全要求標準GB12350-2009設計,注重提高力能指標,節(jié)約能源為原則,產(chǎn)品效率高,使用壽命長,結構簡單,維護方便.適用于鼓風機,水泵,記錄儀表等以及起動扭距要求不高的機械.該系列電機具有較高的起動性能和過載能力、功率因數(shù)及效率，噪聲低、重量輕、體積小、維護方便。
由設計任務書要求欄桿升起時間為2.5s，所以曲柄整周運動工作周期T=5s．
減速器輸出轉速：
； (3.4·4)
一般情況下齒輪傳動傳動比范圍，蝸桿傳動傳動比范圍：
電動機轉速范圍
YY6324電機可以滿足要求
電動機的輸出的功率Pd：驅動欄桿臂轉動所需的功率Pw ,考慮到傳動的裝置的功率的損耗，電動機的輸出的功率為：
(3.4·5)
上式(3.4-5)中，η是電動機到工作機的輸出的功率之間的總效率，即
由機械設計手冊[4]，可以查得：剛性的聯(lián)軸器的傳動效率η1=0.99；單頭的蝸桿的傳動效率η2=0.70；齒輪的傳動效率η3=0.97；軸承的傳動效率η4=0.99；四桿的機構的傳動效率η5=0.83，所以：
(3.4·6)
<0.12kW
YY6324電機可以滿足要求
3.5 曲柄搖桿機構的設計
在鉸鏈四桿機構中具有一個曲柄和一個搖桿機構稱為曲柄搖桿機構。一般情況下，曲柄為主動件且等速整周轉動，而搖桿作為從動件作變速往復運動，連桿作平面復合運動。曲柄搖桿機構是四桿機構最基本的形式。
曲柄存在條件：
①最短桿與最長桿長度之和應小于或等于其余兩桿長度之和；
②連架桿與機架中至少有一個是最短桿，
滿足條件①，當最短桿是曲柄時，為曲柄搖桿機構；最短桿為機架時，為雙曲柄；最短桿為連桿時，為雙搖桿；
圖3.5曲柄搖桿機構運動簡圖
根據(jù)設計要求和機械原理[7]知識可知，該機構極位夾角為0，即無急回特性，尺寸B′B″=C′C″，搖桿CD的擺角為90°，則圖中傳動角γ=45°，設計變量有L1=AB、L2=BC、L3=CD、L4=DA。曲柄L1為最短桿，其余三桿長可表示為L1的倍數(shù)。由上圖所示的幾何關系可知
（3.5·1）
（3.5·2）
根據(jù)機構在機器中的許用的空間，可以適當?shù)念A選曲柄長度L3機架L4的長度，
設L3=150mm，L4=330mm，
則L1=106.066mm，L2=312.490mm。
L4+L1=330+106.66mm≦L3+L2=150+312.49mm
經(jīng)驗證符合曲柄搖桿機構的運動原理
3.6 欄桿臂主軸的設計
由電動機的選擇部分式(3.4·3)可知，驅動欄桿臂轉動所需的功率P=37W；欄桿臂轉過90°用時2.5s，轉過1轉用時2.5×4=10s，則轉速n=60/10=6r/min。
圖3.5為主軸上的搖桿和欄桿臂的受力，D點為主軸。根據(jù)力的平移定理，將力FC和G移到D點后，分別附加力偶TC和TG，由電動機的選擇部分式(3.4·1)可知，力偶TC和TG的力偶矩都為58.6N·m，G=mg=×10N=35.5N。
圖3.6主軸上搖桿和欄桿臂的受力
取搖桿和欄桿臂為研究對象，做受力分析：
由《機械設計》[6]，曲柄AB與機架BC共線時的傳動角γ最小，驅動搖桿CD擺動所需的力最大。不考慮連桿BC本身的重量時，連桿為二力桿，在上圖3.6位置時，搖桿C端受連桿的拉力FC沿連桿方向向下，欄桿臂受到重力G。D點的約束力未畫出。在ΣMd=0時，有
(3.6·1)
(3.6·2)
1. 初步確定軸的最小直徑[6]
先按機械設計初步估算軸的最小直徑：選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據(jù)表15—3，取A0=112，于是得
(3.6·3)
有兩個鍵槽，軸徑加大12%，于是為初步估算軸的最小直徑20.5×(1+0.06)=22.96mm。
2. 軸的結構設計
圖3.7軸的結構與裝配
3. 求軸上的載荷
下圖3.8為主軸的載荷分析圖，其中圖a是主軸受力圖；圖b是彎矩圖；圖c是扭矩圖。
圖3.8主軸的載荷分析圖
圖3.8中數(shù)據(jù)的計算過程如下：
由上述桿臂設受力分析分內容可知，F(xiàn)C=552.3N。
由材料力學[8]，當ΣMA=0時，有
FC×0.048+G×0.198+FB×0.114=0 (3.6·4)
解得：
(3.6·5)
ΣFV=0時，有 FA+ FB = FC +G
解得： FA= FC +G－FB=552.3+35.5－295.45N=262.3N (3.6·6)
從而可計算得：
MA= Fc×0.048=552.3×0.048 N·m =26.5 N·m (3.6·7)
MB= －G×0.084=－35.5×0.084N·m =-3.124 N·m (3.6·8)
4. 按彎扭合成應力校核軸的強度
進行校核時，通常只需要校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（搖桿所在位置）。根據(jù)式(15—5)及彎矩計算的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取α=0.6，軸的計算應力
(3.6·9)
前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由表15—1查得[σ－1]=60MPa。因此σca<[σ－1]，故安全。
3.7 四桿機構截面尺寸設計
1. 搖桿截面尺寸設計
取圖3.5的搖桿作研究對象，受力圖和彎矩圖如下圖：
圖3.9搖桿受力圖和彎矩圖
圖3.9中，M和FC的值已經(jīng)在前面計算出，F(xiàn)Dy和FDx為D點的約束反力。彎矩圖中的Md=M=26.5N·m。根據(jù)等強度設計原則設計出搖桿的外形圖：
圖3.10搖桿外形圖
由《材料力學》[8]，梁的彎曲強度條件為
(3.7·1)
當梁橫截面為矩形時，
， (3.7·2)
圖3.10中橫截面位置接近大端孔中心d點，取其彎矩為Mσ=M=26.5N·m；搖桿材料取zG230-450，由文獻[9]，需用應力[σ]=85MPa，則
(3.7·3)
(3.7·4)
取b=10mm，則
2. 連桿截面尺寸設計
取圖3.5的連桿作研究對象，此時它為受拉的二力桿，拉力的方向與FC相反，大小與FC相等。根據(jù)圖2的關節(jié)軸承，選連桿形狀為圓桿，材料牌號取Q235，由《材料力學》[8] 可知強度條件為
(3.7·5)
取許用應力[σ]=120MPa，則有
(3.7·6)
考慮到壓桿額穩(wěn)定性，取連桿圓柱部分直徑為14mm，兩端的螺紋為M10，與PHSA12型關節(jié)軸承旋配。
3. 曲柄截面尺寸設計
取圖3.5的搖桿作研究對象，受力圖和彎矩圖如下圖：
圖3.11搖桿受力圖和彎矩圖
圖3.11中，F(xiàn)B＝ＦC，ＦC的值已經(jīng)在前面計算出，F(xiàn)Ay和FAx為A點的約束反力。彎矩圖中的MＢ=55.368N·m。根據(jù)等強度設計原則設計出搖桿的外形圖：
圖3.12曲柄的外形圖
由《材料力學》[8]，梁的彎曲強度條件為
(3.7·7)
當梁橫截面為矩形時，， (3.7·8)
圖3.7·5中橫截面位置接近大端孔中心D點，取其彎矩為Mσ=55.368N·m；搖桿材料取zG230-450，由文獻[9]，需用應力[σ]=85MPa，則
(3.7·9)
(3.7·10)
取b=10mm，則
3.8 齒輪傳動系統(tǒng)的設計與校核
3.8.1 齒輪傳動的工作原理
齒輪減速機的工作原理：就是利用各級齒輪傳動來達到降低速度增大扭矩的目的.減速器是由各級齒輪副組成的傳動設備，把內燃機、電動機或者其它高速運轉的動力通過減速機的高速輸入軸上的少齒數(shù)的齒輪通過齒輪嚙合低速輸出軸上的多齒數(shù)的齒輪從而達到減速增大扭矩的目的！而使用減速機最終目的不外乎有以下幾種:.動力傳遞、獲得某一恒定速度以及.獲得較大扭矩。
3.8.2 齒輪傳動系統(tǒng)的傳動比計算
傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)
1、 計算總傳動比：
電機電機額定轉速：=1440r/min
=116.7 (3.8.2·1)
2、 分配減速器的各級傳動比：在蝸桿傳動比范圍內取=31.5，
故齒輪傳動比 =3.7， (3.8.2·2)
符合齒輪傳動比的推薦值范圍=3~6
3、 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)
a、 計算各軸轉速
1軸： =1440r/min (3.8.2·3)
2軸： =44.4r/min (3.8.2·4)
3軸： =12r/min (3.8.2·5)
b、 計算各軸輸入功率
Pm=120W
1軸： =0.120×0.99kW=0.119kW (3.8.2·6)
2軸： =kW (3.8.2·7)
3軸： =0.057kW (3.8.2·8)
c、計算各軸輸入轉矩電動機輸出轉矩
(3.8.2·9)
1軸： (3.8.2·10)
2軸： (3.8.2·11)
3軸： (3.8.2·12)
表3.1 動力參數(shù)表
軸名
功率 P/kW
轉矩 T/Nm
轉速n
傳動比
效率
輸入
輸出
輸入
輸出
r/min
i
電機軸
0.12
0.79
1440
1
0.99
1軸
0.119
0.782
1440
31.5
0.69
2軸
0.082
17.1
44.4
3.7
0.96
3軸
0.57
60.75
12
3.8.3 齒輪傳動系統(tǒng)齒輪的計算
1、 齒輪設計[6]
斜齒輪嚙合好，傳動平穩(wěn)，噪聲小，且可以抵銷一部分蝸桿的軸向力，降低軸承軸向負荷，故選用斜齒輪，批量較小，小齒輪用40Cr，調質處理，硬度250HB～280HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調質處理，硬度為230HB～280HB，平均取240HB。計算步驟如下：
初選小齒輪齒數(shù)z1=17，大齒輪齒輪齒數(shù)z2=63
初選螺旋角
壓力角
（1） 按齒面接觸疲勞強度設計
根據(jù)下面的公式試計算小齒輪的分度圓直徑：
(3.8.3·1)
1) 確定上式中的各個參數(shù)
試適當選取KHt=1.3。
由上可知小齒輪傳遞的轉矩為
查表10-7，可以選齒寬系數(shù)取為φd=1
查圖10-20，可以得到區(qū)域系數(shù)為ZH=2.433。
查表10-5,得到的材料的彈性影響系數(shù)為。
接觸疲勞強度計算重合度系數(shù)為
接觸疲勞許用應力為[σH]。查圖10-25d得到的小齒輪及大齒輪接觸疲勞極限各為
，
應力循環(huán)次數(shù)由要求均可知：N1≧1500000，N2≧1500000。查圖10-23，得到的接觸疲勞壽命系數(shù)為KHN1=0.9，KHN2=0.95。選失效的可能性等于1%，安全系數(shù)等于S=1.可算得
應取兩齒輪中較小的接觸疲勞許用應力，故
2) 帶入以上數(shù)據(jù)可得小齒輪的分度圓直徑
(3.8.3·2)
調整小齒輪的分度圓直徑
3) 計算實際載荷系數(shù)前數(shù)據(jù)的準備
已知小齒輪的分度圓直徑和轉速，故可算得圓周速度
(3.8.3·3)
齒輪寬度，可算得 。 (3.8.3·4)
4)實際載荷系數(shù)的計算KH。
查表10-2，查取使用系數(shù)KA=1。根據(jù)速度和7級精度，查圖10-8，得動載荷系數(shù)為KV=1.12。齒輪圓周力:
(3.8.3·5)
(3.8.3·6)
查表10-3，得齒間載荷分配系數(shù)為KHα=1.2。
查表10-4，根據(jù)7級精度，小齒輪的相對的支撐為非對稱的布置，插值法可查得齒向載荷分布系數(shù)為KHβ=1.41。故可算得實際載荷系數(shù)為
. (3.8.3·7)
5)可計算得實際的分度圓直徑
(3.8.3·8)
其相對的齒輪模數(shù)為
(3.8.3·9)
（2） 根據(jù)齒根彎曲疲勞強度設計
1) 模數(shù)的試計算
(3.8.3·10)
2) 確定上式中的各個參數(shù)值
可選KFt=1.3
彎曲疲勞強度的重合度系數(shù)為
計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù)。
計算。
由當量齒數(shù)
，
查圖10-17，得齒形系數(shù)為YFa1=2.9,YFa2=2.25。
查圖10-18，應力修正系數(shù)為Ysa1=1.56,Ysa2=1.76。
查圖10-24c，得小齒輪與大齒輪的齒根彎曲疲勞強度為
σFlim1=500MPa，σFlim2=380MPa。
查圖10-22，得彎曲疲勞壽命系數(shù)為KFN1=0.85,KFN2=0.88。
取彎曲疲勞安全系數(shù)為S=1.4。彎曲疲勞應力為：
。
因為小齒輪的數(shù)值小于大齒輪的數(shù)值，故
3) 代入上面數(shù)據(jù)到公式，計算模數(shù)得到
(3.8.3·11)
4) 齒輪的實際模數(shù)
計算實際載荷系數(shù)前數(shù)據(jù)的準備。
圓周速度
(3.8.3·12)
故 (3.8.3·13)
齒輪寬度 (3.8.3·14)
計算寬高比
(3.8.3·15)
(3.8.3·16)
5) 計算實際載荷系數(shù)KF。
根據(jù)速度和7級精度。查圖10-8，得動載荷系數(shù)為KV=1.01。因為
(3.8.3·17)
(3.8.3·18)
查表10-3，可得到齒間載荷分配系數(shù)為KFα=1.2。
查表10-4,選擇插值法，得到KHβ=1.417，并結合寬高比，查找圖10-13，得到KFβ=1.36。
所以載荷系數(shù)為
(3.8.3·19)
6) 計算得到實際的齒輪模數(shù)
(3.8.3·20)
對比齒面接觸疲勞強度設計和齒根彎曲疲勞強度計算的結果，由齒面接觸疲勞強度的計算模數(shù)大于齒根彎曲疲勞強度的計算模數(shù)，因為齒輪模數(shù)m的數(shù)值主要決定于彎曲疲勞強度，而齒面接觸疲勞強度所決定承載能力，僅僅與齒輪直徑有關系，可以取以彎曲疲勞強度計算得到模數(shù)為1.247mm。并且就近圓整到標準值為m=1.5，根據(jù)接觸疲勞強度計算得到分度圓直徑為d1=30.3mm。計算得出小齒輪齒數(shù)為
(3.8.3·21)
取z1=20，則大齒輪齒數(shù)為
(3.8.3·22)
取z2=74兩齒輪齒數(shù)互質。
這樣設計的齒輪傳動，既能滿足齒面接觸疲勞強度，又能滿足齒根彎曲的疲勞強度，并且做到了結構緊湊、避免浪費。
（3） 幾何尺寸的計算
1） 計算中心距為
(3.8.3·23)
2） 計算小、大齒輪分度圓直徑
(3.8.3·24)
計算齒輪的寬度為 (3.8.3·25)
考慮到不可避免安裝誤差，以及保證設計的齒寬b和能節(jié)省材料等，一般可以將小齒輪稍微加寬了（5~10）mm，故
(3.8.3·26)
選取取b1=37mm，而使得大齒輪齒寬等于設計的齒寬，故b2=b=32mm。
（5) 主要設計結論
模數(shù)為m=1.5mm；壓力角為α=20°；中心距為a=72.66mm；小齒輪的齒數(shù)為z1=20，齒寬為b1=37mm，分度圓直徑為d1=31.5mm，選用的小齒輪材料為40Cr（調質處理），齒面的硬度大小為280HBS；大齒輪的齒數(shù)為z2=74，齒寬為b2=32mm，分度圓的直徑為d2=114mm，大齒輪的材料為45鋼（調質處理），齒面的硬度大小為240HBS。兩齒輪均按7級精度等級
（6） 齒輪的結構設計
齒輪結構可以大概分成整體式，腹板式，以及輪輻式。本設計的內容包括選擇相應的齒輪結構形式和確定幾何的尺寸。一般可以先由小齒輪的大小，加工方法，材料，以及使用要求和經(jīng)濟性等等，以此類因素選擇合適的齒輪的結構，然后，再由經(jīng)驗得公式計算得到齒輪的結構尺寸。參考§10-9齒輪的結構設計可知，當齒頂圓直徑為da≤160mm時，可做成相應的實心式齒輪。當齒頂圓的直徑為da≤500mm時，可以做成相應的腹板式齒輪。由小齒輪的分度圓直徑為d1=31mm，可知
。
小齒輪可采用的實心式的齒輪
2、 蝸輪蝸桿設計[6]
查GB/T 10085，考慮蝸桿傳動功率不大，速度只是中等，故蝸桿用45鋼，因希望提高效率，耐磨性好，故蝸桿螺旋齒要求淬火，表面硬度達到45-55HRC，蝸輪采用青銅ZCuSn10P1沙型鑄造，計算步驟如下：
（1） 按齒面的接觸疲勞強度進行設計
按閉式的蝸桿傳動的設計基本準則，先由齒面接觸疲勞強度來設計，然后校核齒根彎曲疲勞強度
(3.8.3·30)
1） 由上已知蝸輪上的轉矩
2）載荷系數(shù)K。由于工作時候頻繁起停，所以載荷不夠穩(wěn)定，因此取值的載荷分布不均系數(shù)為Kβ=11;查表11-5，選取的使用系數(shù)為KA=1.15；因為轉速不高等，所以取值的動載系數(shù)為KV=1.05，可以計算出
3）選用的彈性影響系數(shù)為ZE。因為選用鑄錫磷青銅蝸輪和鋼蝸桿的配合使用，所以。
4）蝸輪齒數(shù)的確定，因選用單頭蝸桿，所以z1=1，所以
。
圓整為z2=31。
5）許用接觸應力[σH]的計算。按照蝸輪的材料為鑄錫磷青銅,并且是金屬模鑄造，由此，蝸桿的螺旋齒面硬度為?45HRC,查表11-7，得蝸輪的基本接觸許用應力為[σH]′=268MPa。
由電動的欄桿工作中設計任務書要求可知，應力循環(huán)的次數(shù)為N=1500000。所以壽命系數(shù)為
則可以計算得到許用接觸應力
6）可計算m2d1的最小值
(3.8.3·31)
因為z1=1，查表11-2，可取模數(shù)為m=2mm，從而可以查出蝸桿的分度圓直徑d1=22.4mm。分度圓導程角γ=5°06′08″，即。計算
(3.8.3·32)
(2) 蝸桿參數(shù)
中心距 (3.8.3·33)
軸向齒距為 (3.8.3·34)直徑系數(shù)為 (3.8.3·35)齒頂圓直徑為 (3.8.3·36)
齒根圓直徑為 (3.8.3·37)
分度圓導程角為 γ=5°06′08″ (3.8.3·38)
軸向齒厚為 (3.8.3·39)
查表11-4，并結合m=2mm＜10mm?？梢运愠鑫仐U齒寬
(3.8.3·40)
根據(jù)計算的數(shù)據(jù)可以求得實際應當取。
(3) 渦輪的參數(shù)
分度圓直徑為 (3.8.3·41)蝸輪寬度 B≦0.75da1=0.75×26.4mm=19.8mm (3.8.3·42)
喉圓直徑為 (3.8.3·43)
齒根圓直徑為 (3.8.3·44)
齒頂圓直徑為 (3.8.3·45)
咽喉母圓半徑為 (3.8.3·46)
(4) 校核齒根彎曲疲勞強度
(3.8.3·47)
當量齒數(shù)為 (3.8.3·48) 已知，在圖11-17中，可查得到齒形系數(shù)為YFa2=2.5；
螺旋角系數(shù)為 (3.8.3·49)
許用彎曲應力為 (3.8.3·50)
查表11-8得，用鑄錫磷青銅制造蝸輪基本許用彎曲應力為[σF]=56MPa
壽命系數(shù)為 (3.8.3·51)
可以得出 (3.8.3·52)
將上述參數(shù)代入公式
(3.8.3·53)
滿足彎曲疲勞強度。
從設計的蝸桿的傳動是作為動力的傳動的功能而進行設計，GB/T 10089-1988中，根據(jù)電動的欄桿機的工作的要求的選擇的圓柱的蝸桿、蝸輪的精度可以選7級精度，選擇側隙的種類可以是f,因此標注是7f。
（5） 主要設計的結論
模數(shù)m=2mm；分度圓導程角為γ=5°06′08″。蝸桿直徑為d1=22.4mm；蝸桿頭數(shù)為z1=1；蝸輪材料為45鋼，齒面進行淬火；蝸輪直徑為d2=62；蝸輪齒數(shù)為z2=31；蝸輪材料為ZCuSn10P1，應用金屬模鑄造。
（6） 蝸桿和蝸輪的結構設計
參看§11-6。由于蝸桿的螺旋的部分的直徑一般不大，所以常常和軸一起做成為一個整體。結構的形式可以見圖11-22所示。蝸輪的結構形式有齒圈式，螺栓連接式，整體澆筑式，以及拼鑄式等。因為整體式適用于較小的尺寸的青銅的蝸輪或者鑄鐵蝸輪。制造也最為簡單，且能滿足本設計的要求。所以蝸輪的結構的設計的尺寸見圖11-23c。
蝸輪
(3.8.3·54)
其它基本尺寸由上已求出。
3.8.4齒輪傳動系統(tǒng)軸的計算校核
1、 蝸桿軸的設計[6]
（1） 求輸出軸上的功率、轉速和轉矩
在計算電動機的時候已求出數(shù)據(jù)：蝸桿軸和蝸輪軸上的功率為P1=0.119kw，功率為P2=0.082kw，轉速為n1=1440r/min，轉速為n2=44.4r/min和轉矩為T1=0.782N·m和轉矩為T2=17.1N·m。。
（2） 求作用在蝸桿上的力
已知蝸桿和蝸輪轉矩和分度圓直徑以及分度圓導程角?？伤愕?
(3.