機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計蝸輪蝸桿減速器說明書

1、塔里木大學(xué)畢業(yè)設(shè)計目 錄一 前言- 2二 設(shè)計題目-4三 電動機(jī)的選擇-4四 傳動裝置動力和運動參數(shù) -6五 蝸輪蝸桿的設(shè)計-7六 減速器軸的設(shè)計-10七 滾動軸承的確定和驗算-14八 鍵的選擇-15九 聯(lián)軸器的選擇-16十 潤滑與密封的設(shè)計-16十一鑄鐵減速器結(jié)構(gòu)主要尺寸-16十二小結(jié)-17十三感謝-17十四參考文獻(xiàn)-18 1機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計一 前言機(jī)械設(shè)計課程的目的機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計是機(jī)械類專業(yè)和部分非機(jī)械類專業(yè)學(xué)生第一次較全面的機(jī)械設(shè)計訓(xùn)練，是機(jī)械設(shè)計和機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)課程重要的綜合性與實踐性教學(xué)環(huán)節(jié)。其基本目的是：(1) 通過機(jī)械設(shè)計課程的設(shè)計，綜合運用機(jī)械設(shè)計課程和其他有關(guān)先修課程的理

2、論，結(jié)合生產(chǎn)實際知識，培養(yǎng)分析和解決一般工程實際問題的能力，并使所學(xué)知識得到進(jìn)一步鞏固、深化和擴(kuò)展。(2) 學(xué)習(xí)機(jī)械設(shè)計的一般方法，掌握通用機(jī)械零件、機(jī)械傳動裝置或簡單機(jī)械的設(shè)計原理和過程。(3) 進(jìn)行機(jī)械設(shè)計基本技能的訓(xùn)練，如計算、繪圖、熟悉和運用設(shè)計資料（手冊、圖冊、標(biāo)準(zhǔn)和規(guī)范等）以及使用經(jīng)驗數(shù)據(jù)，進(jìn)行經(jīng)驗估算和數(shù)據(jù)處理等。機(jī)械設(shè)計課程的內(nèi)容選擇作為機(jī)械設(shè)計課程的題目，通常是一般機(jī)械的傳動裝置或簡單機(jī)械。課程設(shè)計的內(nèi)容通常包括：確定傳動裝置的總體設(shè)計方案；選擇電動機(jī)；計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)；傳動零件、軸的設(shè)計計算；軸承、聯(lián)軸器、潤滑、密封和聯(lián)接件的選擇及校核計算；箱體結(jié)構(gòu)及其附件的設(shè)

3、計；繪制裝配工作圖及零件工作圖；編寫設(shè)計計算說明書。在設(shè)計中完成了以下工作： 減速器裝配圖1張（a0或a1圖紙）； 零件工作圖23張（傳動零件、軸、箱體等）； 設(shè)計計算說明書1份，60008000字。機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計的步驟機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計的步驟通常是根據(jù)設(shè)計任務(wù)書，擬定若干方案并進(jìn)行分析比較，然后確定一個正確、合理的設(shè)計方案，進(jìn)行必要的計算和結(jié)構(gòu)設(shè)計，最后用圖紙表達(dá)設(shè)計結(jié)果，用設(shè)計計算說明書表示設(shè)計依據(jù)。機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計一般可按照以下所述的幾個階段進(jìn)行：1設(shè)計準(zhǔn)備 分析設(shè)計計劃任務(wù)書，明確工作條件、設(shè)計要求、內(nèi)容和步驟。 了解設(shè)計對象，閱讀有關(guān)資料、圖紙、觀察事物或模型以進(jìn)行減速器裝拆試驗等。

4、 復(fù)習(xí)課程有關(guān)內(nèi)容，熟悉機(jī)械零件的設(shè)計方法和步驟。 準(zhǔn)備好設(shè)計需要的圖書、資料和用具，并擬定設(shè)計計劃等。2傳動裝置總體設(shè)計 確定傳動方案圓錐齒輪傳動，畫出傳動裝置簡圖。 計算電動機(jī)的功率、轉(zhuǎn)速、選擇電動機(jī)的型號。 確定總傳動比和分配各級傳動比。 計算各軸的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩。3各級傳動零件設(shè)計 減速器外的傳動零件設(shè)計（帶傳動、鏈傳動、開式齒輪傳動等）。 減速器內(nèi)的傳動零件設(shè)計（齒輪傳動、蝸桿傳動等）。4減速器裝配草圖設(shè)計 選擇比例尺，合理布置試圖，確定減速器各零件的相對位置。 選擇聯(lián)軸器，初步計算軸徑，初選軸承型號，進(jìn)行軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計。 確定軸上力作用點及支點距離，進(jìn)行軸、軸承及鍵的校核計算。 分

5、別進(jìn)行軸系部件、傳動零件、減速器箱體及其附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計。5減速器裝配圖設(shè)計 標(biāo)注尺寸、配合及零件序號。 編寫明細(xì)表、標(biāo)題欄、減速器技術(shù)特性及技術(shù)要求。 完成裝配圖。6零件工作圖設(shè)計 軸類零件工作圖。 齒輪類零件工作圖。 箱體類零件工作圖。二 課程設(shè)計題目設(shè)計一用于帶式運輸機(jī)的鏈，運輸機(jī)連續(xù)工作，空載啟動，載荷變化不大，單向運轉(zhuǎn)使用期限8年，工作環(huán)境清潔，每天工作16小時，每年工作300天。運輸鏈允許速度誤差5%原始數(shù)據(jù)運輸帶拉力：f=2200n，運輸帶速度v=1.3m/s卷筒直徑=360mm二選擇電動機(jī)的選擇計算備注2.1 選擇電動機(jī)的類型按工作要求和條件，選用三相籠型異步電動機(jī)，封閉式結(jié)構(gòu)，

6、電壓380v，y型。2.2 選擇電動機(jī)的容量電動機(jī)所需工作功率按設(shè)計指導(dǎo)書式（1）為由設(shè)計指導(dǎo)書公式（2）因此估算由電動機(jī)至運輸帶的傳動的總效率為為聯(lián)軸器的傳動效率根據(jù)設(shè)計指導(dǎo)書參考表1初選為蝸桿傳動的傳動效率為軸承的傳動效率出選為卷筒的傳動效率出選2.3 確定電動機(jī)的轉(zhuǎn)速由已知可以計算出卷筒的轉(zhuǎn)速為按設(shè)計指導(dǎo)書表1推薦的合理范圍，蝸桿傳動選擇為閉式 （閉式為減速器的結(jié)構(gòu)形式），且選擇采用雙頭傳動，同時可以在此表中查得這樣的傳動機(jī)構(gòu)的傳動比是1040。故可推算出電動機(jī)的轉(zhuǎn)速的可選范圍為：i符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速為：查機(jī)械設(shè)計手冊第3版第167頁的表12-1可知 根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由設(shè)計手冊查出的

7、電動機(jī)型號，因此有以下三種傳動比選擇方案，如下表：方案電動機(jī)型號額定功率同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速電動機(jī)質(zhì)量傳動裝置傳動比1y-132s-45.515001440682y132m2-65.51000960843y160m2-85.5750720119綜合考慮電動機(jī)和傳動裝置的尺寸，質(zhì)量，價格以及傳動比，可見第三種方案比較合適，因此選定電動機(jī)的型號是y-132s-4。其主要性能如下表型號額定功率滿載轉(zhuǎn)速滿載電流效率y132s-45.51440380v該電動機(jī)的主要外型和安裝尺寸如下表：（裝配尺寸圖參考設(shè)計文獻(xiàn)表12-3）中心高外形尺寸地腳安裝尺寸地腳螺栓孔直徑軸伸尺寸de裝鍵部位尺寸fgd13247534

8、531521614012388010412.4 確定總的傳動比由 選定的電動機(jī)滿載轉(zhuǎn)速nm 和工作機(jī)的主軸的轉(zhuǎn)速 n，可得傳動裝置的總的傳動比是： i在1530范圍內(nèi)可以選用雙頭閉式傳動。選擇電動機(jī)為y132s4三傳動的三傳動裝置運動和動力參數(shù)計算3.1 計算各軸的轉(zhuǎn)速為蝸桿的轉(zhuǎn)速，因為和電動機(jī)用聯(lián)軸器連在一起，其轉(zhuǎn)速等于電動機(jī)的轉(zhuǎn)速。為蝸輪的轉(zhuǎn)速，由于和工作機(jī)聯(lián)在一起，其轉(zhuǎn)速等于工作主軸的轉(zhuǎn)速。 3.2 計算各軸的輸入功率為電動機(jī)的功率 為蝸桿軸的功率 為蝸輪軸的功率 3.3 計算各軸的轉(zhuǎn)矩 為電動機(jī)軸上的轉(zhuǎn)矩 為蝸桿軸上的轉(zhuǎn)矩 為蝸輪軸上的轉(zhuǎn)矩 n.m四決定的四 確定蝸輪蝸桿的尺寸4.1

9、選擇蝸桿的傳動類型 根據(jù)gbt 10087-88的推薦，采用漸開線蝸桿（zi）4.2 選擇材料 根據(jù)蝸桿傳動傳遞的功率不大，速度只是中等，故蝸桿采用45#鋼淬火處理，因希望效率高些，采用雙頭蝸桿。4.3 按齒面接觸疲勞強度進(jìn)行設(shè)計 根據(jù)閉式蝸桿的設(shè)計準(zhǔn)則，先按齒面接觸疲勞強度進(jìn)行設(shè)計，再校核齒根的彎曲疲勞強度。由文獻(xiàn)1式（11-12）計算傳動中心距 =594090n.mm 確定使用系數(shù)k 為使用系數(shù)，查機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)第235頁表13-15，由于工作載荷有輕微震動且空載啟動故取=1.1。 確定彈性影響系數(shù)，選用鑄錫磷青銅蝸輪和鋼蝸桿相配，取 確定接觸系數(shù)先假設(shè)蝸桿分度圓直徑和傳動中心比/ a=0.

10、4由文獻(xiàn)1圖11-18中可查得=2.8 確定許用接觸應(yīng)力蝸輪材料為鑄錫磷青銅，金屬模鑄造，蝸桿螺旋齒面硬度45hrc，可以從機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)第197表12-4中查得蝸輪的基本許用應(yīng)力 =220mpa應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為 ,(為蝸輪轉(zhuǎn)速),(為工作壽命)j為蝸輪每轉(zhuǎn)一周每個輪齒嚙合的次數(shù)j=1n=所以壽命系數(shù)為則=0.7=155.6 計算中心距 取中心距a=200mm，因i=20.86，從機(jī)械設(shè)計第八版第245頁表11-2中取m=8mm，=80mm。這時/ a=, 從機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)第197頁圖12-11中查取接觸疲勞系數(shù)為=2.8，因為zz,因此以上計算結(jié)果可用。4.4 計算蝸輪和蝸桿的主要參數(shù)與幾何尺寸

11、蝸桿 軸向齒距 直徑系數(shù) 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 分度圓導(dǎo)程角 蝸桿軸向齒厚 蝸輪蝸輪齒數(shù)=41，變位系數(shù)=-0.500驗算傳動比 這時傳動比誤差為 i=5% 符合要求蝸輪分度圓直徑 蝸輪喉圓直徑蝸輪齒根圓直徑 蝸輪咽喉母圓半徑4.5 校核齒根彎曲疲勞強度選取當(dāng)量系數(shù) 根據(jù)變位系數(shù)=-0.500，=43.62 從文獻(xiàn)1中的圖11-19中查得齒形系數(shù)為 =2.87。螺旋角系數(shù) =許用彎曲應(yīng)力 =從機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)表12-6中查得由鑄錫磷青銅制造的蝸輪的基本許用彎曲應(yīng)力為=40mpa。壽命系數(shù)為 =由此可見彎曲強度是可以滿足的。4.6 蝸桿傳動的熱平衡核算蝸桿傳動的效率低，工作時發(fā)熱量大。在閉式傳動中

12、，產(chǎn)生的熱不能及時散逸，將因油熱不斷升高而使?jié)櫥拖♂?，從而增大摩擦，甚至發(fā)生膠合。必須進(jìn)行熱平衡計算，以保證油溫穩(wěn)處于規(guī)定的范圍內(nèi)。根據(jù)文獻(xiàn)1 p263p265內(nèi)容摩擦損耗的功率產(chǎn)生的熱流量為又已知p=4.0kw輪齒嚙合的效率 （為蝸桿分度圓上的導(dǎo)程角）軸承效率攪動潤滑油阻力的效率=0.95-0.97為當(dāng)量摩擦角，其值可根據(jù)滑動速度由表11-18和1-19中選取?；瑒铀俣扔嬎銥?又由于蝸輪是有鑄錫磷青銅制造的且硬度45hrc計算得為116由于軸承摩擦及濺油這兩項功率損耗不大，一般取為0.950.96則總效率為=（0.95- -0.96）=0.84以自然冷卻的方式從箱體外壁散發(fā)到周圍空氣中的熱

13、流量為 d為箱體的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù),空氣流通好,取為15s為內(nèi)表面能被潤滑油濺到的,而外表面又可為周圍空氣冷卻的箱體表面面積根據(jù)已知算出此面積0.72s為內(nèi)表面能被潤滑油所飛濺到，外表面又可以為周圍空氣所冷卻的箱體表面面積。設(shè)為正常工作的油溫為65 為周圍空氣的溫度常取為20計算可得 根據(jù)熱平衡條件，1=2 在一定的條件下保持工作溫度所需的散熱面積為 即 sas 所以表面散熱面積不滿足散熱要求，需加大于0.28的散熱片。k=1.39=2.8 =220mpan=155.6a=200mmm=8mm=80mm=41=-0.500i=1.7%5% =2.87=56mpa=116ad=15算出s=0.65=

14、65=20sas 散熱平衡不合適五 軸的設(shè)計計算5.1 蝸桿軸的設(shè)計由于蝸桿直徑很小，可以將蝸桿和蝸桿軸做成一體，即做成蝸桿軸。5.1.1 蝸桿上的轉(zhuǎn)矩t1=31.04nm5.1.2 求作用在蝸桿及蝸輪上的力圓周力軸向力 徑向力 圓周力徑向力以及軸向力的作用方向如圖所示5.1.3 初步確定軸的最小直徑先按機(jī)械設(shè)計第八版中的表15-3初步估算蝸桿的最小直徑，選取的材料為45#鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)文獻(xiàn)1中的表15-3，取=120，則 蝸桿軸的最小直徑顯然是要安裝聯(lián)軸器處軸的直徑，為了使所選的軸的直徑d與聯(lián)軸器的孔相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號.。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩,查文獻(xiàn)1中的表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變

15、化很小，故取ka =1.5，則有：按照計算轉(zhuǎn)矩tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)機(jī)械設(shè)計手冊，選用tl 6型聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為250。聯(lián)軸器的尺寸為d=3238mm,l=112mm,a=45。5.1.4 蝸桿軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計擬定蝸桿上零件的裝配方案蝸桿是直接和軸做成一體的，左軸承及軸承端蓋從左面裝，右軸承及右端蓋從右面裝。根據(jù)軸向和周向定位要求，確定各段直徑和長度，軸徑最小d =38mm，蝸桿齒寬b計算選為163mm。軸的長度為500其余部分尺寸見下圖：5.1.5 軸的校核（1）垂直面的支承反力（圖b）（2）水平面的支承反力（圖c）（3）繪垂直面的彎矩圖（圖b） （4）繪水平面的彎矩圖（圖c

16、）（5）求合成彎矩（圖d）（6）該軸所受扭矩為 t=35800n.mm（7）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度根據(jù)文獻(xiàn)1式（15-5）及以上數(shù)據(jù)，并取=0.6，軸的計算應(yīng)力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由文獻(xiàn)1表15-1查得。因此，故安全。（8）由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度很寬裕地確定的，由蝸桿軸受力情況知截面c處應(yīng)力最大，但其軸徑也較大，且應(yīng)力集中不大，各處應(yīng)力集中都不大，故蝸桿軸疲勞強度不必校核。5.2 蝸輪軸的設(shè)計和計算5.2.1 計算最小軸徑：按文獻(xiàn)1中的式15-2初步估算蝸桿的最小直徑，選取的材料為45#鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)文獻(xiàn)1中的表15-3，取=112，則 5.2.2選聯(lián)軸器：聯(lián)軸器

17、的計算轉(zhuǎn)矩tca=ka .t3,查文獻(xiàn)1中的表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取ka =1.5則有：按照計算轉(zhuǎn)矩tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計手冊，選用lt9型彈性套柱銷聯(lián)軸器 其公稱轉(zhuǎn)矩為1000n.m聯(lián)軸器的軸徑 d1=50mm聯(lián)軸器的長度 l=112mm a=65所以選軸伸直徑為50mm。5.2.3 初選滾動軸承：據(jù)軸徑初選圓錐滾子軸承所以軸的長度為 450mm。 至此，已經(jīng)初步確定了軸的各段直徑和長度。5.2.4 軸上零件的周向定位：半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。半聯(lián)軸器與軸的配合為h7/k6。滾動軸承與軸的周向定位是用過盈配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸

18、公差為k6。蝸輪與軸采用過盈配合h7/r6。根據(jù)參考機(jī)械設(shè)計得,軸端倒角為245，各軸肩處的圓角半徑為r1.6。確定軸上的載荷如下圖 5.2.5 按彎扭合成應(yīng)力效核軸的強度（1）垂直面的支承反力（圖b）（2）水平面的支承反力（圖c）（3）繪垂直面的彎矩圖（圖b） （4）繪水平面的彎矩圖（圖c）（5）求合成彎矩（圖d）（6）該軸所受扭矩為 t=589600n.mm（7）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度根據(jù)文獻(xiàn)1式（15-5）及以上數(shù)據(jù)，并取=0.6，軸的計算應(yīng)力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由文獻(xiàn)1表15-1查得。因此，故安全。（8）由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度很寬裕地確定的，由軸受力情況知截面

19、c處應(yīng)力最大，但其軸徑也較大，且應(yīng)力集中不大，各處應(yīng)力集中都不大，故蝸輪軸疲勞強度不必校核。3595.1n1308.5n=120ka =1.553700235558235375260774.9=260609.617.54疲勞強度不必校核d=50mml=380 mm56疲勞強度不必校核六 滾動軸承的選擇及其壽命計算6.1軸承的選擇本設(shè)計中有兩處使用到了軸承，一處是在蝸桿軸，已知此處軸徑d=50mm，所以選內(nèi)徑為50mm的軸承，在機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計手冊中選擇圓錐滾子軸承；查表6-7，選擇型號為32310的軸承，右端采用兩個串聯(lián)。另一處是在蝸輪軸；已知次此處軸徑為d=60mm，所以選內(nèi)徑為60mm的軸

20、承，選擇圓錐滾子軸承；查表6-1，選擇型號為32312的軸承。6.2計算軸承的受力（1） 據(jù)第五部分計算出的作用在蝸輪軸和蝸桿軸上的外力及支反力。 蝸桿軸承 蝸輪軸承 （2）計算軸承的當(dāng)量動載荷計算公式為文獻(xiàn)1式（13-8a） p=fp（xfr+yfa）先計算軸承接觸時的派生軸向力，根據(jù)文獻(xiàn)1表13-7， 查文獻(xiàn)2表6-7 軸承30308，x=0.4,y=1.6；查文獻(xiàn)1表13-6，輕微沖擊，取fp=1.1。蝸桿 由于，選擇文獻(xiàn)1式（13-11a） pa=fp（xfr+yfaa）=1.1（0.4374+1.6117）=623wpb=fp（xfr+yfab）=1.1（0.4949+1.62875

21、）=5478w（3）計算軸承壽命 根據(jù)機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)式（16-1） （單個軸承） h（兩個串聯(lián)） h減速器使用壽命48000h，所以蝸桿軸右端選用軸承串聯(lián)，兩軸承都合適。（4）計算蝸輪軸軸承壽命蝸輪軸軸承派生軸向力 由于蝸輪軸軸承受力情況較好，參考蝸桿軸軸承校核結(jié)果，所用軸承合適。蝸桿軸承蝸輪軸承2875npa=623wpb=5478whh軸承合適蝸桿受軸向力大一端兩軸承串聯(lián)蝸輪軸承不必校核七 鍵聯(lián)接的選擇與驗算7.1選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸本設(shè)計中有三處要求使用鍵聯(lián)接，一處為減速器輸入軸（蝸桿）的聯(lián)軸器處，設(shè)置在蝸桿上的鍵標(biāo)此處為鍵1此處軸的直徑d1=38。一處是減速器輸出軸（蝸輪軸）的聯(lián)軸器處

22、，設(shè)置在蝸輪軸上的鍵標(biāo)此處為鍵2此處軸的直徑d2=50。另一處是蝸輪與蝸輪軸的聯(lián)接，標(biāo)記此處的鍵為鍵3此處軸的直徑d3=65。一般8級以上的精度要有定心精度的要求，所以選擇用平鍵聯(lián)接，由于只是聯(lián)接的是兩根軸，故選用圓頭普通平鍵（a）型。而鍵3的蝸輪在軸的中間，所以也選擇圓頭普通平鍵（a）型。根據(jù)以上的數(shù)據(jù)，從文獻(xiàn)2表4-1中查得鍵1的截面尺寸為：寬度b=18mm，高度h=11mm。由聯(lián)軸器的標(biāo)準(zhǔn)并參考鍵的長度系列，可以確定取此鍵的長度l=50mm（比伸入到聯(lián)軸器的深度短一些）。查得鍵2的截面尺寸為：寬度b=18mm，高度h=11mm。同理取此鍵的長度l=100mm。查得鍵3的截面尺寸為：寬度b

23、=20mm，高度h=12mm。由輪轂的寬度并參考鍵的長度系列，取該鍵的鍵長l=60mm。7.2 校核鍵聯(lián)接的強度鍵1處鍵、軸和聯(lián)軸器的材料是鋼和鑄鐵，且屬于靜聯(lián)接由文獻(xiàn)1的表6-2查得許用擠壓應(yīng)力為p=120-150mpa,取其平均值，p=135mpa。鍵的工作長度為l=l-b=50mm-8mm=42mm，鍵與輪轂的鍵槽的接觸高度為k=0.5h=0.58mm=4mm。由文獻(xiàn)1的式6-1可得 =可見聯(lián)接的擠壓強度滿足，即該鍵可以正常工作。鍵2處鍵、軸和 蝸輪的材料是鋼和鑄鐵，且屬于靜聯(lián)接由文獻(xiàn)1的表6-2查得許用擠壓應(yīng)力為p=120-150mpa,取其平均值，p=135mpa。鍵的工作長度為l=

24、l-b=100mm-11mm=89mm，鍵與輪轂的鍵槽的接觸高度為k=0.5h=0.511mm=5.5mm。由文獻(xiàn)1的式6-1可得 =可見聯(lián)接的擠壓強度滿足，即該鍵可以正常工作。鍵3處鍵規(guī)格比鍵2大，且受載相同，不必校核。自此減速器中的所有的鍵均以校核完畢，所有的鍵均滿足使用要求。三處鍵聯(lián)結(jié)1 鍵 18112 鍵 18113 鍵 2012= 1鍵合適= 1.212蝸輪輪轂端面與內(nèi)壁距離15箱蓋、箱座肋厚m1,mm10.85,m=0.85m1=12,m=12軸承端蓋外徑d2d+(5-5.5)d3110軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓距離ssd287箱體總尺寸為螺栓直徑m8m10m12m16m20m24m301316182226344011141620242834沉頭座直徑20242632404860十二 小結(jié) 通過我三個多星期以來的不屑努力，我基本上能夠按要求完成機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計中指定的各項任務(wù)，通過這次設(shè)計，進(jìn)一步提高了我的機(jī)械設(shè)計知識水平，鞏固了所學(xué)課程；無論是看圖能力還是畫圖能力都得到了較大的提高，使我們對機(jī)械有了更深刻的理解和認(rèn)識，培養(yǎng)了我綜合運用所學(xué)知識