蜗杆齿轮二级减速器机械设计课程设计任务书-大学毕业设计.doc

机械设计课程设计

机械设计课程设计
计算说明书

题 目
专业班级
学 号
学生姓名
指导教师

燕山大学
2015年1月

燕山大学
机械设计课程设计任务书

学生姓名
专业班级
学 号

指导教师
职 称 教授 教研室
题目 蜗杆齿轮二级减速器
传动系统图：

原始数据：

拉力
速度
卷筒直径
1862
0.34
310

工作条件：
连续单向运转，工作时有轻微振动，小批量生产，单班制工作，使用期限8年一班。

要求完成：
1.减速器装配图1张（A0）。
2.零件工作图3张（端盖，齿轮和轴）。
3.设计说明书1份，6000-8000字。
开始日期 2014年 12 月 22 日 完成日期 2014年 1 月 16日
2015年 1 月 1 6日
目录
1．电机选择 1
2．选择传动比 2
2.1总传动比 2
2.2减速装置的传动比分配 2
3．各轴的参数 2
3.1各轴的转速 2
3.2各轴的功率 2
3.3各轴的转矩 3
3.4各轴的运动参数表 3
.4.蜗轮蜗杆的选择 4
4.1选择蜗轮蜗杆的传动类型 4
4.2选择材料 4
4.3按齿面接触疲劳强度计算进行设计 4
4.4 蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 6
4.5校核齿根弯曲疲劳强度 7
4.6验算效率 8
4.7热平衡核算 8
5．圆柱齿轮的设计 10
5.1材料选择 10
5.2按齿面接触强度计算设计 10
5.3计算 12
6． 轴的设计计算 16
6.1蜗杆轴 16
6.1.1按扭矩初算轴径 16
6.1.2蜗杆的结构设计 17
6.2蜗轮轴 19
6.2.1轴的设计计算 19
6.2.2轴的结构设计 19
6.3低速轴 21
6.4低速轴的弯扭合成强度计算 22
7. 滚动轴承的选择 27
8.键连接的选择 30
9．联轴器的选择计算 31
10.润滑和密封说明 31
10.1润滑说明 31
10.2密封说明 31
11．拆装和调整的说明 31
12．减速箱体的附件选择和说明 32
12.1减速器附件的选择 32
12.2减速器附件的说明 34
13.设计小结 34
14．参考文献 37

燕山大学
1．电机选择
运输机所需工作功率

传递装置总效率式中：
：蜗杆的传动效率0.8
：每对轴承的传动效率0.99
：直齿圆柱齿轮的传动效率0.97
：联轴器的效率0.99
：卷筒的传动效率0.96
所以
电动机所需功率
卷筒轴转速蜗轮蜗杆总传动比合理范围在i=15~60，电动机的转速可选范围是符合这一要求的同步转速有750r/min , 1000r/min 电机容量的选择：
考虑电动机和传动装置的尺寸 重量及成本，因此选择型号为：Y100L-6的电动机。
表1.1 电动机
型号
额定功率
/kw
同步转速
/r/min
满载转速
/r/min

Y100L-6
1.5
1000
940
2.2
2.2
2．选择传动比
2.1总传动比

2.2减速装置的传动比分配
齿轮传动比在
所以
3．各轴的参数
将传动装置各轴从高速到低速依次定为I轴 II轴 III轴 IV轴 ：、 、 、 、 依次为电动机与I轴 I轴与II轴 II轴与III轴 III轴与V轴的传动效率 则：
3.1各轴的转速

3.2各轴的功率
Ⅰ轴
Ⅱ轴
Ⅲ轴
Ⅳ轴
3.3各轴的转矩
电动机
Ⅰ轴
Ⅱ轴
Ⅲ轴
Ⅳ轴
3.4各轴的运动参数表
表3.1 各轴的运动参数表
轴号
功率P（Kw）
转矩T(N·m)
转速n（r/min)
传动比i
效率η
电机轴
0.94
9550
940
1.00
0.99
Ⅰ轴
0.93
9448
940
17.94
0.78
Ⅱ轴
0.73
133044
52.4
2.5
0.93
Ⅲ轴
0.69
314385
20.96
1.00
0.97
卷轴
0.67
305272
20.96

.4.蜗轮蜗杆的选择

4.1选择蜗轮蜗杆的传动类型
根据GB/T10085—1998 选择ZI
4.2选择材料
制造材料：蜗杆 ：蜗杆传递功率不大，速度中等，故蜗杆用45钢，调质处理；
蜗轮：铸锡青铜ZCuSn10P1，金属膜铸造。轮芯用灰铸铁HT100制造。
精度等级：初选取8级
蜗杆头数：z1=2由i=17.94
则z2= ia z1=35.88圆整取z2=36

4.3按齿面接触疲劳强度计算进行设计
（1）根据闭式蜗杆传动的设计进行计算，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校对齿根弯曲疲劳强度。根据闭式蜗杆传动的设计准则,先按齿面接触疲劳强度进行设计,再校核齿根弯曲疲劳强度。
计算公式 

查表得：9.47cosγ=9.26
确定载荷：K=KA·Kβ·KV
由于所用为电动机，《机械设计》查表6-4取KA=0.9
因载荷工作性质稳定，故取载荷分布不均匀系数Kβ=1
预估v2≤3m/s，取Kv=1.05
则K=0.9×1.05×1=0.945
确定作用在蜗轮上的转距T2 =133044N·mm
确定弹性系数 因选用的是铸锡青铜蜗轮和钢蜗杆相配
查表得 ZE=155
确定许用接触应力
根据蜗杆材料为铸锡青铜ZCuSn10P1，金属铸造模，蜗杆螺旋齿面硬度>45HRC，可查得=220MPa
应力循环次数

则
计算m3q
m3q≥9.26×1.26×1.283×105×()2=968.75
查表取 m3q=1000
则 m=5，d1=40mm，q=8.000
4.4 蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸
（1）蜗杆
蜗轮分度圆直径d2= m z2=5×36=180mm
中心距 取a=110
变位系数
轴向尺距 =15.7mm
直径系数q= =8
齿顶圆直径
齿根圆直径
分度圆导程角
蜗杆轴向齿厚
蜗杆的法向齿厚
（2）蜗轮
蜗轮齿数, 变位系数 x=0
验算传动比，
这时传动比误差为：，在误差允许值内。
蜗轮分度圆直径
喉圆直径
齿根圆直径
咽喉母圆半径
确定精度等级

故初选8级精度等级合适；KV不变。
4.5校核齿根弯曲疲劳强度
① 校核齿根弯曲疲劳强度
②
③ 当量齿数 zv=z2/cos3γ=39.43
④ 由此，查110页表7-8可得齿形系数YF=1.77
⑤ 螺旋角系数 Yβ=1-γ/140O=0.900
⑥ 许用弯曲应力
⑦
⑧ 弯曲应力
⑨
⑩
⑪ 满足弯曲强度。

4.6验算效率

已知；；与相对滑动速度有关。
差值法查表7-10得： 代入式中，得
搅油效率取0.99，滚动轴承取0.98/对
总效率
复核

4.7热平衡核算

P——蜗杆传递的功率p=0.93kw
——箱体的散热系数，可取；
A——散热面积，箱内能溅到，而外表面又可为周围空气所冷却的箱体表面面积，单位为m2
查112页表7-10取 啮合效率
取搅油效率为η2=0.99，滚动轴承效率为
η3=0.99
则总效率为η=η1·η2·η3=0.84

其中=20℃，η=0.84，P1=0.93Kw，Kd=15W/（m2·℃） A=0.39m2

则工作油温为

满足温度要求。

5．圆柱齿轮的设计

5.1材料选择
①运输机一般工作机器，速度不高，故选用8级精度。
②材料选择。选择小齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，大齿轮材料为45钢（正火）硬度为190HBS。
③选小齿轮齿数z1=28，大齿轮齿z2=m×z1=70
④选取螺旋角。初选螺旋角β=18o。
齿宽系数 取
传动类型：斜齿圆柱齿轮传动

5.2按齿面接触强度计算设计
确定小齿轮分度圆直径
①
② 确定公式内各计算数值
a.使用系数 查表取 KA=1.25 84页 表6-4
b.动载系数 预估v=4m/s，则vZ1/100=0.96m/s
查图取 KV=1.09
c.齿间载荷分配系数
端面重合度

轴向重合度

总重合度
查84页图6-13取齿间载荷分配系数
d.齿向载荷分布系数 查85页图6-17取 Kβ=1.07
则K=KA·KV·Kα·Kβ=2.1
e.材料的弹性影响系数 查87页表6-15得 ZE=189.8
f. 齿向区域系数 查图取 ZH=2..46 87页 表6-19
g.重合度系数
h.螺旋角系数
则
i.接触疲劳强度极限
查图取 σHlim1=590MPa
σHlim2=470MPa
j. 应力循环次数

N2=N1/i=6.10×107/2.5=3.05×107
查表得接触疲劳寿命系数
KHN1=1.05; KHN2 =1.08
k.计算接触疲劳许用应力，取安全系数SH=1(失效概率为1%)
则

5.3计算
③ 试算小齿轮分度圆直径d1

④ 校核圆周速度

⑤ 修正载荷系数
vz1/100=0.04m/s 取KV’=1.00，则

⑥ 校正分度圆直径

确定主要参数
⑦ 计算法向模数
⑧ 查表取标准值 mn=3mm
⑨ 计算中心距

⑩ 圆整取 a=155mm
⑪ 修正螺旋角
将=18.20°带入上述过程进行计算得结果变化不大。
故设计合理，不需再做修正。
⑫ 计算分度圆直径

⑬ 计算齿宽 圆整得=75
则取b1=75mm，b2=69mm
⑭ 校核齿根弯曲疲劳强度

⑮ 计算重合度系数

⑯ 计算螺旋角系数

⑰ 计算当量齿数

⑱ 查取齿形系数
YFa1=2.64，YFa2=2.23
⑲ 查取应力集中系数
YSa1=1.60，YSa2=1.72
⑳ 计算弯曲疲劳许用应力
［σF］=KFN·σFlim/SH
弯曲疲劳极限应力
σFlim1=450MPa，小齿轮调质
σFlim2=390Mpa，大齿轮正火
查取寿命系数
KFN1=KFN2=1
安全系数
SH=1 (取失效概率为1%)
则［σF1］=1×420/1=450MPa
［σF2］=1×390/1=390MPa
21 计算弯曲应力

故设计合理。

6． 轴的设计计算
6.1蜗杆轴
蜗杆上的功率P 转速N和转矩分T别如下：
P= 0.73kw N=940r/min T=133044N·mm
6.1.1按扭矩初算轴径

轴的材料选用常用的45钢。当轴的支撑距离未定时，无法用刚度确定轴径，要用初步估算的方法，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定周径，计算公式为：

查《机械设计》143页表10-2，取C=112
1、2、3轴的轴径计算结果为：

考虑到有键槽，将直径增大3%，则：
考虑到1轴要与电动机联接，初算直径d1必须与电动机轴和联轴器空相匹配及d3必须和联轴器空相匹配，所以初定d1=20mm，d3=38mm，d2 =30mm。

6.1.2蜗杆的结构设计
1）蜗杆上零件的定位，固定和装配
端：轴的最小直径为安装联轴器处的直径，故同时选用联轴器的转矩计算，查文献，考虑到转矩变化很小，故取
按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件和考虑到蜗杆与电动机连接处电动机输出轴的直径查文献选GY3型刚性固定式联轴器。
表6.1 蜗杆轴联轴器参数
型号
公称转距

许用转速

轴的直径
GY3
112
9500
62
28
因此选择1段D1=20mm长度取L1=60mm,轴上键槽键宽和键高以及键长为6*6*50.轴上的键槽应靠近轴的端面处。
轴的径向尺寸：当直径变化处的端面用于固定轴上零件或承受轴向力时，直径变化值要大些，固定轴肩可取，否则非固定轴肩可取。
轴的轴向尺寸：轴上安装传动零件的轴段长度是由所装零件的轮毂宽度决定的，而轮毂宽度一般是和轴的直径有关，确定了直径，即可确定轮毂宽度。轴的端面与零件端面应留有距离L，以保证零件端面与套筒接触时起到轴向固定作用，一般可取。
3段：初选用角接触球轴承，参考要求因d=44，查文献选用30206E型圆锥棍子轴承
角接触球轴承一端用溅油盘定位，油环紧靠轴环端用于轴肩定位。
轴1各轴段的径向尺寸和轴向尺寸表

轴段
径向尺寸
轴向尺寸
1
20
60
2
25
72
3
30
30
4
38
7
5
30
42
6
50
65
7
30
42
8
38
7
9
30
30

图6.1 蜗杆轴结构
6.2蜗轮轴
6.2.1轴的设计计算
（1）输出轴上的功率，转速和转矩：
P=0.73kw , N=52.4r/min ,T=133044Nmm
（2）初步确定轴径的最小直径，将直选用d=30mm
6.2.2轴的结构设计
（1）轴上的零件定位，固定和装配
蜗轮左面用轴肩定位，右端面用挡油环定位，轴向采用键和过度配合，两轴承分别以挡油环和轴端盖定位，周向定位则采用过度配合或过盈配合，小齿轮左面用挡油环定位，右面采用轴肩定位。轴呈阶梯状，左轴承从左面装入，右轴承从右面装入。
（2）确定轴的各段直径和长度

1段：初选用角接触球轴承，参照要求取型号为7206C型，
2段：蜗轮宽50mm。轴上键槽键宽和键高以及键长为10*8*40

3段：轴环的轴向定位，mm
4段:,小齿轮宽75mm.轴上键槽键宽和键高以及键长为10*8*63.
轴2各轴段的径向尺寸和轴向尺寸表
轴2各轴段
径向尺寸
轴向尺寸
1
30
36
2
35
48
3
41
34
4
35
73
5
30
36
Ⅱ轴的初步设计如下图：

6.3低速轴
1端：轴的最小直径为安装联轴器处的直径，故同时选用联轴器的转矩计算，查文献，考虑到转矩变化很小，故取

按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件和考虑到蜗杆与电动机连接处电动机输出轴的直径查文献选HL3型弹性柱销联轴器。
表6.1 蜗杆轴联轴器参数
型号
公称转距

许用转速

轴的直径
HL3
630
5000
82
38
选择1段D1=38mm长度取L1=80mm,轴上键槽键宽和键高以及键长为10*8*70.轴上的键槽应靠近轴的端面处.
2段
3段轴选择角接触轴承7209C型
4段轴颈d=54mm
5段轴颈50mm大齿轮宽69mm,故考虑轴向定位l=66mm。轴上键槽键宽和键高以及键长为14*9*56.

轴3各轴段的径向尺寸和轴向尺寸表
轴段
径向尺寸
轴向尺寸
1
38
80
2
40
48
3
45
39
4
54
85
5
50
65
6
45
44

6.4低速轴的弯扭合成强度计算
由Ⅲ轴装轴承处轴的直径d=45mm，查《机械设计课程设计指导手册》得到应该使用的轴承型号为7209C，D=85mm，B=19mm，a=18.2mm（轴承的校核将在后面进行）。
a. 轴的结构

(单位N·mm)
计算大齿轮受力：

由此画出大齿轮轴受力图，见b图
计算轴承反力（c、e图）
水平面

垂直面

画出水平弯矩Mxy图(图d)，垂直面弯矩Mxz图(图f)
和合成弯矩图（图g）。
画出轴的转矩T图（图h），T=314.385N·m
初步分析Ⅰ~Ⅲ三个截面有较大的应力和应力集中。现
对Ⅱ面将进行安全系数校核。
轴材料选用45钢调质，σb=650MPa，σs=360MPa，
查表得疲劳极限：
σ-1=0.45σb=0.45×650=293MPa，
σ0=0.81σb=0.81×650=527MPa
τ-1=0.26σb=0.26×650=169MPa
τ0=0.5σb=0.5×650=325MPa
由式，得
，
求截面Ⅱ的应力

求截面Ⅱ的有效应力集中系数
因在此面处有轴直径变化，过渡圆角半径r=5mm，其应力集中可由表查得D/d=54/50=1.08，r/d=5/50=0.10。由σb=650MPa查得kσ =1.58，kτ=1.22。
求表面状态系数β及尺寸系数εσ、ετ
查表得β=0.92，εσ=0.81、ετ=0.76。
求安全系数 设为无限寿命，kN=1

则综合安全系数为
>
故轴安全。

7. 滚动轴承的选择
7.1滚动轴承的选择计算

由于传动装置采用蜗轮-蜗杆—斜齿轮传动，存在一定的轴向力，故选用角接触球轴承。现计算Ⅲ轴上的一对轴承的寿命。
轴承型号7209C，d=45mm，D=85mm，B=19mm，基本额定动载荷 Cr=38500N，基本额定静载荷 Cor=28500N，采用脂润滑nlim=6700r/min。
1. 计算内部轴向力 受力如图i

查表得 S=0.7Fr（α=25o，e=0.7）

则 S1=0.7×2235.33=1534.7N
S2=0.7×1187.58=831.31N
计算单个轴承的轴向载荷
比较S1+FA与S2的大小
S1+FA=1534.7+909.09=2443.79N> S2
由图示结构知，1轴承“放松”，2轴承“压紧”。
则 Fa1=S1=1534.7N，Fa2=S1+FA =2443.79N
计算当量载荷
P=fP（XFr+YFa） 查表取fP=1.2
e
查表得X1=1，Y1=0

查表得X2=0.41，Y2=0.87
则 P1=1.2(1×2235.33＋0×1534.7)=2682.4N
P2=1.2(0.41×1187.58＋0.87×2443.799)=3135.6N
计算寿命
取P1、P2中的较大值带入寿命计算公式
因为是球轴承，取ε=3，则
>19200h
7.2轴承校核
静载荷验算
查表得X0=0.5，Y0=0.38，则
P01= X0Fr1+Y0Fa1=0.5×2235.33＋0.38×1534.7=1700.85N
因 P01< Fr1，故取 P01= Fr1=2235.33N<<C。
P02= X0Fr2+Y0Fa2=0.5×1187.58＋0.38×2443.79=1522.43<<C
极限速度验算

查图得f11=1，f12=1，tanβ1=Fa1/Fr1=0.70，tanβ2= Fa2/Fr2=2.06
查图得f21=1.00，f22=0.95，则
f11f21nlim=1×1.00×6700=6700r/min>n
f12f22nlim=1×0.95×6700=6030r/min>n
故选用7209C型角接触球轴承符合要求。

8.键连接的选择
在轴的计算中已经确定
Ⅲ轴左端键槽部分的轴径为50mm，所以选择
普通圆头平键 A14×56 GB/T 1095-2003
右端键槽部分的轴径为38mm，所以选择圆头普通
平键A10×70。
Ⅲ轴左端键的校核：8级精度的齿轮要求一定定心
性，所以选平键，由于是静联接，选用普通圆头平
键。由手册可查的当d=（44~50）时，键的刨面尺寸
为：宽b=14mm，高h=9mm。参考毂长选键长
l=56mm。键的接触长度。查表可得
连接的许用挤压应力（载荷微震，故取大
值）由式 得连接所能传递的
转矩为>314385
所以键的选择符合要求。

9．联轴器的选择计算
在轴的计算中已经确定
10.润滑和密封说明
10.1润滑说明
因为是下置式蜗杆减速器，且其传动的圆周速度，故蜗杆采用浸油润滑，取浸油深度h=12mm；润滑油使用50号机械润滑油。轴承采用润滑脂润滑，因为轴承转速v<1500r /min，所以选择润滑脂的填入量为轴承空隙体积的1/2。
10.2密封说明
在试运转过程中，所有联接面及轴伸密封处都不允许漏油。剖分面允许涂以密封胶或水玻璃，不允许使用任何碘片。轴伸处密封应涂上润滑脂。
11．拆装和调整的说明
在安装调整滚动轴承时，必须保证一定的轴向游隙，因为游隙大小将影响轴承的正常工作。在安装齿轮或蜗杆蜗轮后，必须保证需要的侧隙及齿面接触斑点，侧隙和接触斑点是由传动精度确定的，可查手册。当传动侧隙及接触斑点不符合精度要求时，可以对齿面进行刮研、跑合或调整传动件的啮合位置。也可调整蜗轮轴垫片，使蜗杆轴心线通过蜗轮中间平面。
12．减速箱体的附件选择和说明
12.1减速器附件的选择
1. 窥视孔盖 窥视孔盖的规格为150×110mm。箱体上开窥视孔处设有凸台5mm，一边机械加工支撑盖板的表面，并用2mm的垫片加强密封，盖板材料为45钢，用6个M8螺栓紧固。
2. 通气器 减速器运转时，箱体内温度升高，气压加大对密封不利，故在窥视孔盖上安装通气器，是箱体内热膨胀气体自由逸出，以保证压力均衡，提高箱体缝隙处的密封性能。考虑到室内大批的工作环境，选用带螺纹连接铸成的通气器。
3. 启盖螺钉 在减速器装配时于箱体剖分面上涂有水玻璃或密封胶，为了便于开盖故设有启盖螺钉。其螺纹长度要大于机盖连接凸缘的厚度，螺杆端部做成圆柱形、大倒角或半圆形，以免破坏螺纹。
4. 定位销 为了保证剖分式箱体的轴承座孔的加工及装配精度，在箱体连接凸缘的长度方向两端各安置一个圆锥定位销，两销尽量远些，以提高定位精度。定位销的直径为d=8mm，长度应大于箱盖和箱座连接凸缘的总厚度，以便于装卸。
5. 吊环和吊钩 为了便于拆卸和搬运，在箱盖上装有环首螺钉或铸出吊环、吊钩，并在箱座上铸出吊钩。
6. 油标尺 油标尺应放在便于观测减速器油面及油面稳定之处。先确定右面高度，再确定油标尺的高度和角度，应使油孔位置在油面以上，以免油溢出。油标尺应足够长，保证在油液中。采用带有螺纹部分的杆式油标尺。注意油标不能浸油。
7. 放油螺塞 放油孔的位置应在油池的最低处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便于放油。放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的箱座外壁要有5mm左右的凸台，经机械加工成为螺塞头部的支承面，并加封油圈以加强密封。
8．调整垫片组 调整垫片组的作用是调整轴承的轴向位置。垫片组材料为08F。
9．轴承盖 轴承盖结构采用螺钉式可分为螺钉联接式，材料为铸铁（HT150）。
12.2减速器附件的说明
机座和箱体等零件工作能力的主要指标是刚度，箱体的一些结构尺寸，如壁厚、凸缘、宽度、肋板厚度等，对机座和箱体的工作能力、材料消耗、质量和成本，均有重大影响。但是由于其形状的不规则和应力分布的复杂性，未能进行强度和刚度的分析计算，但是可以根据经验公式大概计算出尺寸，加上一个安全系数也可以保证箱体的刚度和强度。箱体的大小是根据内部传动件的尺寸大小及考虑散热、润滑等因素后确定的。
13.设计小结
早在大一的时候我就看着学长每天也是这么忙的在做课程设计，当时我就很不理解，我们专业有这么忙吗？现在我才知道了，原来我们专业是很有意思，能够让人学到很多知识。
转眼间，我就大三了，拿到任务书时我是非常的兴奋，当时心里就想一定要把课程设计做好。《机械设计课程设计》主要分为四个阶段。
第一阶段，设计计算阶段。在这一阶段中在老师的开题讲座中，我明白了我们本课程设计要设计什么，那一阶段该干些什么。在设计计算阶段中，我遇到了最大的一个问题就是蜗轮的传动比分配不合理。在这问题直接导致了我重新分配传动比，再次对减速器的各个零件的设计及选用。
第二阶段，减速器装配图草图绘制阶段。在这一阶段我们主要要根据我们之前的计算实现在图纸上，要确定箱体的大小，以及各个零件该安装在箱体的那个位置上。在老师的帮助下，我也参考了书籍资料，最终把草图绘制出来了。
第三阶段，用CAD绘制装配图和零件图。由于前两个阶段我做的比较仔细所以各个零件的尺寸我很快的就绘制了出来，但是由于工程制图的很多相关知识的遗忘，在绘制标准件和减速器附件时不是很顺利，要不停的去看书和查尺寸。但是经过我废寝忘食的绘制，最后这个难关也被我攻克了。
第四阶段，减速器设计说明书的书写。在这一阶段中，由于个零件图和装配图，与我最初的设计计算有一些出入，所以很多数据又进行了再计算。但是当我把说明书在word中体现出来后，文章的排版是一个很繁琐而又复杂的难题，按照老师的版面要求，最后把说明书排成了老师要求的版式。
在这个课程设计中，它把我以前所学的独立课程（如：机械制图、理论力学、材料力学、机械原理、机械制造基础、工程材料与成型技术基础、互换性与测量技术、机械设计）有机结合了起来。在这过程中我充分的体会到了，这些学科即使相对独立又是密不可分的。通过这次设计把我以前落下的和忘了的知识都补了回来。
虽然在设计的工程中我有抱怨，但是我的内心还是想必须要把这个课程设计要做好。所以我每天从早八点到晚上十一点，在这个繁琐又复杂的设计中，我体会到了我们专业需要我们严谨的思维、精确的计算、刻苦的精神。在此设计的过程中，又把我高三的奋斗精神激发了出来。这次课程设计我学到了以前没有学到的知识
设计是一项艰巨的任务，设计是要反复思考、反复修改，设计是要以坚实的知识基础为前提的，设计机械的最终目的是要用于实际生产的，所以任何一个环节都马虎不得，机械设计课程设计让我又重温了一遍学过的机械类课程的知识。经过多次修改，设计的结果还是存在很多问题的，但是体验了机械设计的过程，学会了机械设计的方法，能为以后学习或从事机械设计提供一定的基础。

14．参考文献

1. 韩晓娟．机械设计课程设计指导手册．北京：中国标准出版社，2008
2. 许立忠，周玉林．机械设计．北京：中国标准出版社，2009
3. 龚溎义，潘沛霖．机械设计课程设计图册．北京：高等教育出版社，2006
4. 成大先．机械设计手册．北京：化学工业出版社，2007
5. 邵晓荣，张艳．互换性与测量技术基础．北京：中国标准出版社，2007

蜗轮计算公式和有关数据皆引自《机械设计》第102页~115页
蜗杆材料用45钢，蜗轮用铸锡青铜ZCuSn10P1
z1=2
z2=36

KA=1.0
Kβ=1.2
Kv=1.05
K=0.945
T2=133044
N·mm
ZE=155
b=220MPa
N2=6.10×107

150.12MPa

m3q=968.75
m=5
d1=40mm
q=8

a=110

z1=2
da1=50mm

γ= 14.03°

z2=36
d2=180mm

da2=190mm

df2=168mm

zv=39.43
YF=1.77
Yβ=0.9

28.79MPa

12.17MPa

蜗轮-蜗杆的设计合理

Kd=15

0.88

0.84

齿轮计算公式和有关数据皆引自《机械设计》第75页~100页
z1=28
z2=70
β=18o

KA=1.25

KV=1.09

=4.13

Kβ=1.07
K=2.1

ZE=189.8
ZH=2.46
ZΕ=0.72

N1=6.1×107
N2=3.05×107
KHN1=1.05
KHN2 =1.08
SH=1
619.5MPa
507MPa
507MPa

d1=78.57mm
V=0.21m/s
KV’=1.00

K’=1.93

d1’=76.39mm

mn=3mm

a=155mm

=18.20°

d1=88.57mm

d2=221.42mm

b1=75mm
b2=69mm

Y=0.63

Y=0.85

zV1=32.57
zV2=81.58
YFa1=2.64
YFa2=2.23
YSa1=1.60
YSa2=1.72

KFN1=KFN2=1
SH=1

σ1=63.47
MPa
σ2=57.63
MPa

斜齿轮的设计合理

轴的计算公式和有关数据皆引自《机械设计》第137页~第153页
轴的材料选用常用的45钢

Ft3=2765N
Fr3=1059.38N

Fa3=909.09N

R1’=200N

R2’=811.63N

R1”=2226.36N

R2”=866.95N

σ-1=293MPa
σ0=527MPa
τ-1=169MPa
τ0=325MPa

M3=143630
N·mm

σ=11.49MPa
σm=0
τ=12.57MPa

τa=6.29MPa

kσ =1.58
kτ=1.22

β=0.92
εσ=0.81
ετ=0.76

S=9.09

轴设计合理

轴承的计算公式和有关数据皆引《机械设计》第159页~第173页

Fr1=2235.33N

Fr2=1187.58N

S1=1534.7N
S2=831.31N

Fa1=1534.7N
Fa2=2443.79N

fP=1.2