1、機械設計課程設計機械設計課程設計計算說明書題 目 專業班級 學 號 學生姓名 指導教師 燕山大學2015年1月燕山大學機械設計課程設計任務書學生姓名專業班級 學 號指導教師 職 稱 教授 教研室 題目 蝸桿齒輪二級減速器 傳動系統圖：原始數據：拉力速度卷筒直徑18620.34310工作條件：連續單向運轉，工作時有輕微振動，小批量生產，單班制工作，使用期限8年一班。要求完成：1.減速器裝配圖1張（A0）。2.零件工作圖3張（端蓋，齒輪和軸）。3.設計說明書1份，6000-8000字。開始日期 2014年 12 月 22 日 完成日期 2014年 1 月 16日 2015年 1 月 1 6日目錄1

2、電機選擇12選擇傳動比22.1總傳動比22.2減速裝置的傳動比分配23各軸的參數23.1各軸的轉速23.2各軸的功率23.3各軸的轉矩33.4各軸的運動參數表3.4.蝸輪蝸桿的選擇44.1選擇蝸輪蝸桿的傳動類型44.2選擇材料44.3按齒面接觸疲勞強度計算進行設計44.4 蝸桿與蝸輪的主要參數與幾何尺寸64.5校核齒根彎曲疲勞強度74.6驗算效率84.7熱平衡核算85圓柱齒輪的設計105.1材料選擇105.2按齒面接觸強度計算設計105.3計算126 軸的設計計算166.1蝸桿軸166.1.1按扭矩初算軸徑166.1.2蝸桿的結構設計176.2蝸輪軸196.2.1軸的設計計算196.2.2軸的

3、結構設計19 6.3低速軸216.4低速軸的彎扭合成強度計算227. 滾動軸承的選擇278.鍵連接的選擇309聯軸器的選擇計算3110.潤滑和密封說明3110.1潤滑說明3110.2密封說明3111拆裝和調整的說明3112減速箱體的附件選擇和說明3212.1減速器附件的選擇32 12.2減速器附件的說明3413.設計小結3414參考文獻37燕山大學1電機選擇運輸機所需工作功率傳遞裝置總效率式中：蝸桿的傳動效率0.8：每對軸承的傳動效率0.99：直齒圓柱齒輪的傳動效率0.97：聯軸器的效率0.99：卷筒的傳動效率0.96所以 電動機所需功率 卷筒軸轉速蝸輪蝸桿總傳動比合理范圍在i=1560，電動

4、機的轉速可選范圍是符合這一要求的同步轉速有750r/min , 1000r/min 電機容量的選擇： 考慮電動機和傳動裝置的尺寸 重量及成本，因此選擇型號為：Y100L-6的電動機。 表1.1 電動機型號額定功率/kw同步轉速/r/min滿載轉速/r/minY100L-61.510009402.22.22選擇傳動比2.1總傳動比 2.2減速裝置的傳動比分配 齒輪傳動比在所以 3各軸的參數將傳動裝置各軸從高速到低速依次定為I軸 II軸 III軸 IV軸 ：、 、 、 、 依次為電動機與I軸 I軸與II軸 II軸與III軸 III軸與V軸的傳動效率 則：3.1各軸的轉速 3.2各軸的功率 軸 軸

5、軸 軸 3.3各軸的轉矩電動機 軸 軸 軸 軸 3.4各軸的運動參數表表3.1 各軸的運動參數表軸號功率P（Kw）轉矩T(N·m)轉速n（r/min)傳動比i效率電機軸0.9495509401.000.99軸0.93944894017.940.78軸0.7313304452.42.50.93軸0.6931438520.961.000.97卷軸0.6730527220.96.4.蝸輪蝸桿的選擇 4.1選擇蝸輪蝸桿的傳動類型根據GB/T100851998 選擇ZI4.2選擇材料制造材料：蝸桿 ：蝸桿傳遞功率不大，速度中等，故蝸桿用45鋼，調質處理； 蝸輪：鑄錫青銅ZCuSn10

6、P1，金屬膜鑄造。輪芯用灰鑄鐵HT100制造。精度等級：初選取8級蝸桿頭數：z1=2由i=17.94 則z2= ia z1=35.88圓整取z2=364.3按齒面接觸疲勞強度計算進行設計（1）根據閉式蝸桿傳動的設計進行計算，先按齒面接觸疲勞強度進行設計，再校對齒根彎曲疲勞強度。根據閉式蝸桿傳動的設計準則,先按齒面接觸疲勞強度進行設計,再校核齒根彎曲疲勞強度。計算公式  查表得：9.47cos=9.26確定載荷：K=KA·K·KV由于所用為電動機，機械設計查表6-4取KA=0.9因載荷工作性質穩定，故取載荷分布不均勻系數K=1預估v23m/s，取Kv=1.05則K=

7、0.9×1.05×1=0.945確定作用在蝸輪上的轉距T2 =133044N·mm確定彈性系數 因選用的是鑄錫青銅蝸輪和鋼蝸桿相配查表得 ZE=155 確定許用接觸應力根據蝸桿材料為鑄錫青銅ZCuSn10P1，金屬鑄造模，蝸桿螺旋齒面硬度>45HRC，可查得=220MPa應力循環次數則計算m3qm3q9.26×1.26×1.283×105×()2=968.75查表取 m3q=1000則 m=5，d1=40mm，q=8.0004.4 蝸桿與蝸輪的主要參數與幾何尺寸（1）蝸桿蝸輪分度圓直徑d2= m z2=5×3

8、6=180mm 中心距 取a=110變位系數 軸向尺距 =15.7mm直徑系數q= =8齒頂圓直徑 齒根圓直徑 分度圓導程角 蝸桿軸向齒厚蝸桿的法向齒厚（2）蝸輪 蝸輪齒數, 變位系數 x=0驗算傳動比，這時傳動比誤差為：，在誤差允許值內。蝸輪分度圓直徑喉圓直徑齒根圓直徑咽喉母圓半徑確定精度等級 故初選8級精度等級合適；KV不變。4.5校核齒根彎曲疲勞強度0 校核齒根彎曲疲勞強度0 0 當量齒數 zv=z2/cos3=39.430 由此，查110頁表7-8可得齒形系數YF=1.770 螺旋角系數 Y=1-/140O=0.9000 許用彎曲應力 00 彎曲應力00 0 滿足彎曲強度。4.6驗算效

9、率已知；與相對滑動速度有關。 差值法查表7-10得： 代入式中，得攪油效率取0.99，滾動軸承取0.98/對總效率復核4.7熱平衡核算 P蝸桿傳遞的功率p=0.93kw箱體的散熱系數，可取；A散熱面積，箱內能濺到，而外表面又可為周圍空氣所冷卻的箱體表面面積，單位為m2 查112頁表7-10取 嚙合效率取攪油效率為2=0.99，滾動軸承效率為3=0.99則總效率為=1·2·3=0.84其中=20，=0.84，P1=0.93Kw，Kd=15W/（m2·） A=0.39m2則工作油溫為 滿足溫度要求。5圓柱齒輪的設計 5.1材料選擇運輸機一般工作機器，速度不高，故選用8

10、級精度。材料選擇。選擇小齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，大齒輪材料為45鋼（正火）硬度為190HBS。選小齒輪齒數z1=28，大齒輪齒z2=m×z1=70選取螺旋角。初選螺旋角=18o。 齒寬系數 取 傳動類型：斜齒圓柱齒輪傳動5.2按齒面接觸強度計算設計確定小齒輪分度圓直徑0 0 確定公式內各計算數值a.使用系數 查表取 KA=1.25 84頁 表6-4b.動載系數 預估v=4m/s，則vZ1/100=0.96m/s 查圖取 KV=1.09c.齒間載荷分配系數端面重合度 軸向重合度 總重合度 查84頁圖6-13取齒間載荷分配系數 d.齒向載荷分布系數 查85頁圖6-1

11、7取 K=1.07 則K=KA·KV·K·K=2.1e.材料的彈性影響系數 查87頁表6-15得 ZE=189.8f. 齒向區域系數 查圖取 ZH=2.46 87頁 表6-19g.重合度系數 h.螺旋角系數 則 i.接觸疲勞強度極限查圖取 Hlim1=590MPaHlim2=470MPaj. 應力循環次數 N2=N1/i=6.10×107/2.5=3.05×107查表得接觸疲勞壽命系數 KHN1=1.05; KHN2 =1.08k.計算接觸疲勞許用應力，取安全系數SH=1(失效概率為1%)則 5.3計算0 試算小齒輪分度圓直徑d10 校核圓周速

12、度 0 修正載荷系數 vz1/100=0.04m/s 取KV=1.00，則0 校正分度圓直徑確定主要參數0 計算法向模數 0 查表取標準值 mn=3mm0 計算中心距 0 圓整取 a=155mm0 修正螺旋角 將=18.20°帶入上述過程進行計算得結果變化不大。 故設計合理，不需再做修正。0 計算分度圓直徑0 計算齒寬 圓整得=75則取b1=75mm，b2=69mm0 校核齒根彎曲疲勞強度0 計算重合度系數0 計算螺旋角系數0 計算當量齒數0 查取齒形系數 YFa1=2.64，YFa2=2.230 查取應力集中系數 YSa1=1.60，YSa2=1.720 計算彎曲疲勞許用應力 F=

13、KFN·Flim/SH彎曲疲勞極限應力 Flim1=450MPa，小齒輪調質Flim2=390Mpa，大齒輪正火查取壽命系數 KFN1=KFN2=1安全系數 SH=1 (取失效概率為1%)則F1=1×420/1=450MPa F2=1×390/1=390MPa210 計算彎曲應力故設計合理。6 軸的設計計算6.1蝸桿軸蝸桿上的功率P 轉速N和轉矩分T別如下：P= 0.73kw N=940r/min T=133044N·mm6.1.1按扭矩初算軸徑軸的材料選用常用的45鋼。當軸的支撐距離未定時，無法用剛度確定軸徑，要用初步估算的方法，即按純扭矩并降低許用扭

14、轉切應力確定周徑，計算公式為： 查機械設計143頁表10-2，取C=1121、2、3軸的軸徑計算結果為：考慮到有鍵槽，將直徑增大3%，則：考慮到1軸要與電動機聯接，初算直徑d1必須與電動機軸和聯軸器空相匹配及d3必須和聯軸器空相匹配，所以初定d1=20mm，d3=38mm，d2 =30mm。6.1.2蝸桿的結構設計1）蝸桿上零件的定位，固定和裝配端：軸的最小直徑為安裝聯軸器處的直徑，故同時選用聯軸器的轉矩計算，查文獻，考慮到轉矩變化很小，故取 按照計算轉矩應小于聯軸器公稱轉矩的條件和考慮到蝸桿與電動機連接處電動機輸出軸的直徑查文獻選GY3型剛性固定式聯軸器。表6.1 蝸桿軸聯軸器參數型號公稱轉

15、距許用轉速軸的直徑GY311295006228因此選擇1段D1=20mm長度取L1=60mm,軸上鍵槽鍵寬和鍵高以及鍵長為6*6*50.軸上的鍵槽應靠近軸的端面處。 軸的徑向尺寸：當直徑變化處的端面用于固定軸上零件或承受軸向力時，直徑變化值要大些，固定軸肩可取，否則非固定軸肩可取。 軸的軸向尺寸：軸上安裝傳動零件的軸段長度是由所裝零件的輪轂寬度決定的，而輪轂寬度一般是和軸的直徑有關，確定了直徑，即可確定輪轂寬度。軸的端面與零件端面應留有距離L，以保證零件端面與套筒接觸時起到軸向固定作用，一般可取。3段：初選用角接觸球軸承，參考要求因d=44，查文獻選用30206E型圓錐棍子軸承角接觸球軸承一端

16、用濺油盤定位，油環緊靠軸環端用于軸肩定位。軸1各軸段的徑向尺寸和軸向尺寸表 軸段 徑向尺寸 軸向尺寸 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 圖6.1 蝸桿軸結構6.2蝸輪軸6.2.1軸的設計計算（1）輸出軸上的功率，轉速和轉矩： P=0.73kw , N=52.4r/min ,T=133044Nmm （2）初步確定軸徑的最小直徑，將直選用d=30mm6.2.2軸的結構設計（1）軸上的零件定位，固定和裝配蝸輪左面用軸肩定位，右端面用擋油環定位，軸向采用鍵和過度配合，兩軸承分別以擋油環和軸端蓋定位

17、，周向定位則采用過度配合或過盈配合，小齒輪左面用擋油環定位，右面采用軸肩定位。軸呈階梯狀，左軸承從左面裝入，右軸承從右面裝入。（2）確定軸的各段直徑和長度1段：初選用角接觸球軸承，參照要求取型號為7206C型，2段：蝸輪寬50mm。軸上鍵槽鍵寬和鍵高以及鍵長為10*8*403段：軸環的軸向定位，mm 4段:,小齒輪寬75mm.軸上鍵槽鍵寬和鍵高以及鍵長為10*8*63.軸2各軸段的徑向尺寸和軸向尺寸表 軸2各軸段 徑向尺寸 軸向尺寸 1 30 36 2 35 48 3 41 34 4 35 73 5 30 36軸的初步設計如下圖：6.3低速軸1端：軸的最小直徑為安裝聯軸器處的直徑，故同時選用聯

18、軸器的轉矩計算，查文獻，考慮到轉矩變化很小，故取 按照計算轉矩應小于聯軸器公稱轉矩的條件和考慮到蝸桿與電動機連接處電動機輸出軸的直徑查文獻選HL3型彈性柱銷聯軸器。表6.1 蝸桿軸聯軸器參數型號公稱轉距許用轉速軸的直徑HL363050008238選擇1段D1=38mm長度取L1=80mm,軸上鍵槽鍵寬和鍵高以及鍵長為10*8*70.軸上的鍵槽應靠近軸的端面處.2段3段軸選擇角接觸軸承7209C型4段軸頸d=54mm5段軸頸50mm大齒輪寬69mm,故考慮軸向定位l=66mm。軸上鍵槽鍵寬和鍵高以及鍵長為14*9*56.軸3各軸段的徑向尺寸和軸向尺寸表 軸段 徑向尺寸 軸向尺寸 1 38 80

19、2 40 48 3 45 39 4 54 85 5 50 65 6 45 446.4低速軸的彎扭合成強度計算由軸裝軸承處軸的直徑d=45mm，查機械設計課程設計指導手冊得到應該使用的軸承型號為7209C，D=85mm，B=19mm，a=18.2mm（軸承的校核將在后面進行）。a. 軸的結構 (單位N·mm)計算大齒輪受力： 由此畫出大齒輪軸受力圖，見b圖計算軸承反力（c、e圖） 水平面 垂直面 畫出水平彎矩Mxy圖(圖d)，垂直面彎矩Mxz圖(圖f)和合成彎矩圖（圖g）。畫出軸的轉矩T圖（圖h），T=314.385N·m初步分析三個截面有較大的應力和應力集中?，F對面將進行安

20、全系數校核。軸材料選用45鋼調質，b=650MPa，s=360MPa，查表得疲勞極限：-1=0.45b=0.45×650=293MPa，0=0.81b=0.81×650=527MPa-1=0.26b=0.26×650=169MPa0=0.5b=0.5×650=325MPa 由式，得，求截面的應力 求截面的有效應力集中系數 因在此面處有軸直徑變化，過渡圓角半徑r=5mm，其應力集中可由表查得D/d=54/50=1.08，r/d=5/50=0.10。由b=650MPa查得k =1.58，k=1.22。求表面狀態系數及尺寸系數、 查表得=0.92，=0.81、

21、=0.76。求安全系數 設為無限壽命，kN=1則綜合安全系數為 >故軸安全。7. 滾動軸承的選擇7.1滾動軸承的選擇計算由于傳動裝置采用蝸輪-蝸桿斜齒輪傳動，存在一定的軸向力，故選用角接觸球軸承?，F計算軸上的一對軸承的壽命。軸承型號7209C，d=45mm，D=85mm，B=19mm，基本額定動載荷 Cr=38500N，基本額定靜載荷 Cor=28500N，采用脂潤滑nlim=6700r/min。1. 計算內部軸向力 受力如圖i查表得 S=0.7Fr（=25o，e=0.7）則 S1=0.7×2235.33=1534.7N S2=0.7×1187.58=831.31N計

22、算單個軸承的軸向載荷比較S1+FA與S2的大小S1+FA=1534.7+909.09=2443.79N> S2由圖示結構知，1軸承“放松”，2軸承“壓緊”。則 Fa1=S1=1534.7N，Fa2=S1+FA =2443.79N計算當量載荷 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則 P1=1.2(1×2235.330×1534.7)=2682.4NP2=1.2(0.41×1187.580.87×2443.799)=3135.6N計算壽命 取P1、P2中的較大值帶入壽命計算公式因

23、為是球軸承，取=3，則>19200h7.2軸承校核靜載荷驗算 查表得X0=0.5，Y0=0.38，則P01= X0Fr1+Y0Fa1=0.5×2235.330.38×1534.7=1700.85N因 P01< Fr1，故取 P01= Fr1=2235.33N<<C。 P02= X0Fr2+Y0Fa2=0.5×1187.580.38×2443.79=1522.43<<C極限速度驗算查圖得f11=1，f12=1，tan1=Fa1/Fr1=0.70，tan2= Fa2/Fr2=2.06查圖得f21=1.00，f22=0.95

24、，則f11f21nlim=1×1.00×6700=6700r/min>nf12f22nlim=1×0.95×6700=6030r/min>n 故選用7209C型角接觸球軸承符合要求。8.鍵連接的選擇在軸的計算中已經確定軸左端鍵槽部分的軸徑為50mm，所以選擇普通圓頭平鍵 A14×56 GB/T 1095-2003右端鍵槽部分的軸徑為38mm，所以選擇圓頭普通平鍵A10×70。軸左端鍵的校核：8級精度的齒輪要求一定定心性，所以選平鍵，由于是靜聯接，選用普通圓頭平鍵。由手冊可查的當d=（4450）時，鍵的刨面尺寸為：寬b=14

25、mm，高h=9mm。參考轂長選鍵長l=56mm。鍵的接觸長度。查表可得連接的許用擠壓應力（載荷微震，故取大值）由式 得連接所能傳遞的轉矩為>314385所以鍵的選擇符合要求。9聯軸器的選擇計算 在軸的計算中已經確定10.潤滑和密封說明10.1潤滑說明因為是下置式蝸桿減速器，且其傳動的圓周速度，故蝸桿采用浸油潤滑，取浸油深度h=12mm；潤滑油使用50號機械潤滑油。軸承采用潤滑脂潤滑，因為軸承轉速v<1500r /min，所以選擇潤滑脂的填入量為軸承空隙體積的1/2。10.2密封說明在試運轉過程中，所有聯接面及軸伸密封處都不允許漏油。剖分面允許涂以密封膠或水玻璃，不允許使用任何碘片。

26、軸伸處密封應涂上潤滑脂。 11拆裝和調整的說明在安裝調整滾動軸承時，必須保證一定的軸向游隙，因為游隙大小將影響軸承的正常工作。在安裝齒輪或蝸桿蝸輪后，必須保證需要的側隙及齒面接觸斑點，側隙和接觸斑點是由傳動精度確定的，可查手冊。當傳動側隙及接觸斑點不符合精度要求時，可以對齒面進行刮研、跑合或調整傳動件的嚙合位置。也可調整蝸輪軸墊片，使蝸桿軸心線通過蝸輪中間平面。 12減速箱體的附件選擇和說明12.1減速器附件的選擇1. 窺視孔蓋 窺視孔蓋的規格為150×110mm。箱體上開窺視孔處設有凸臺5mm，一邊機械加工支撐蓋板的表面，并用2mm的墊片加強密封，蓋板材料為45鋼，用6個M8螺栓緊

27、固。2. 通氣器 減速器運轉時，箱體內溫度升高，氣壓加大對密封不利，故在窺視孔蓋上安裝通氣器，是箱體內熱膨脹氣體自由逸出，以保證壓力均衡，提高箱體縫隙處的密封性能?？紤]到室內大批的工作環境，選用帶螺紋連接鑄成的通氣器。3. 啟蓋螺釘 在減速器裝配時于箱體剖分面上涂有水玻璃或密封膠，為了便于開蓋故設有啟蓋螺釘。其螺紋長度要大于機蓋連接凸緣的厚度，螺桿端部做成圓柱形、大倒角或半圓形，以免破壞螺紋。4. 定位銷 為了保證剖分式箱體的軸承座孔的加工及裝配精度，在箱體連接凸緣的長度方向兩端各安置一個圓錐定位銷，兩銷盡量遠些，以提高定位精度。定位銷的直徑為d=8mm，長度應大于箱蓋和箱座連接凸緣的總厚度，

28、以便于裝卸。5. 吊環和吊鉤 為了便于拆卸和搬運，在箱蓋上裝有環首螺釘或鑄出吊環、吊鉤，并在箱座上鑄出吊鉤。6. 油標尺 油標尺應放在便于觀測減速器油面及油面穩定之處。先確定右面高度，再確定油標尺的高度和角度，應使油孔位置在油面以上，以免油溢出。油標尺應足夠長，保證在油液中。采用帶有螺紋部分的桿式油標尺。注意油標不能浸油。7. 放油螺塞 放油孔的位置應在油池的最低處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側，以便于放油。放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的箱座外壁要有5mm左右的凸臺，經機械加工成為螺塞頭部的支承面，并加封油圈以加強密封。8調整墊片組 調整墊片組的作用是調整軸承的軸向位置。墊片組材料為0

29、8F。9軸承蓋 軸承蓋結構采用螺釘式可分為螺釘聯接式，材料為鑄鐵（HT150）。12.2減速器附件的說明 機座和箱體等零件工作能力的主要指標是剛度，箱體的一些結構尺寸，如壁厚、凸緣、寬度、肋板厚度等，對機座和箱體的工作能力、材料消耗、質量和成本，均有重大影響。但是由于其形狀的不規則和應力分布的復雜性，未能進行強度和剛度的分析計算，但是可以根據經驗公式大概計算出尺寸，加上一個安全系數也可以保證箱體的剛度和強度。箱體的大小是根據內部傳動件的尺寸大小及考慮散熱、潤滑等因素后確定的。13.設計小結 早在大一的時候我就看著學長每天也是這么忙的在做課程設計，當時我就很不理解，我們專業有這么忙嗎？現在我才知

30、道了，原來我們專業是很有意思，能夠讓人學到很多知識。轉眼間，我就大三了，拿到任務書時我是非常的興奮，當時心里就想一定要把課程設計做好。機械設計課程設計主要分為四個階段。第一階段，設計計算階段。在這一階段中在老師的開題講座中，我明白了我們本課程設計要設計什么，那一階段該干些什么。在設計計算階段中，我遇到了最大的一個問題就是蝸輪的傳動比分配不合理。在這問題直接導致了我重新分配傳動比，再次對減速器的各個零件的設計及選用。第二階段，減速器裝配圖草圖繪制階段。在這一階段我們主要要根據我們之前的計算實現在圖紙上，要確定箱體的大小，以及各個零件該安裝在箱體的那個位置上。在老師的幫助下，我也參考了書籍資料，最

31、終把草圖繪制出來了。第三階段，用CAD繪制裝配圖和零件圖。由于前兩個階段我做的比較仔細所以各個零件的尺寸我很快的就繪制了出來，但是由于工程制圖的很多相關知識的遺忘，在繪制標準件和減速器附件時不是很順利，要不停的去看書和查尺寸。但是經過我廢寢忘食的繪制，最后這個難關也被我攻克了。第四階段，減速器設計說明書的書寫。在這一階段中，由于個零件圖和裝配圖，與我最初的設計計算有一些出入，所以很多數據又進行了再計算。但是當我把說明書在word中體現出來后，文章的排版是一個很繁瑣而又復雜的難題，按照老師的版面要求，最后把說明書排成了老師要求的版式。在這個課程設計中，它把我以前所學的獨立課程（如：機械制圖、理論

32、力學、材料力學、機械原理、機械制造基礎、工程材料與成型技術基礎、互換性與測量技術、機械設計）有機結合了起來。在這過程中我充分的體會到了，這些學科即使相對獨立又是密不可分的。通過這次設計把我以前落下的和忘了的知識都補了回來。雖然在設計的工程中我有抱怨，但是我的內心還是想必須要把這個課程設計要做好。所以我每天從早八點到晚上十一點，在這個繁瑣又復雜的設計中，我體會到了我們專業需要我們嚴謹的思維、精確的計算、刻苦的精神。在此設計的過程中，又把我高三的奮斗精神激發了出來。這次課程設計我學到了以前沒有學到的知識設計是一項艱巨的任務，設計是要反復思考、反復修改，設計是要以堅實的知識基礎為前提的，設計機械的最

33、終目的是要用于實際生產的，所以任何一個環節都馬虎不得，機械設計課程設計讓我又重溫了一遍學過的機械類課程的知識。經過多次修改，設計的結果還是存在很多問題的，但是體驗了機械設計的過程，學會了機械設計的方法，能為以后學習或從事機械設計提供一定的基礎。14參考文獻1. 韓曉娟機械設計課程設計指導手冊北京：中國標準出版社，20082. 許立忠，周玉林機械設計北京：中國標準出版社，20093. 龔溎義，潘沛霖機械設計課程設計圖冊北京：高等教育出版社，20064. 成大先機械設計手冊北京：化學工業出版社，20075. 邵曉榮，張艷互換性與測量技術基礎北京：中國標準出版社，2007蝸輪計算公式和有關數據皆引自機械設計第102頁115頁蝸桿材料用45鋼，蝸輪用鑄錫青銅ZCuSn10P1z1=2z2=36KA=1.0K=1.2Kv=1.05K=0.945T2=133044N·mmZE=155b=220MPaN2=6.10×107 150.