機械設計基礎課程設計說明書)

1、機械設計基礎課程設計船舶與海洋工程2013級1班 第3組組長：xxx 組員：xxx xxx xxx二一五年六月二十七日機械設計基礎課程設計說明書設計題目： 單級蝸輪蝸桿減速器 學 院： 航運與船舶工程學院 專業(yè)班級： 船舶與海洋工程專業(yè)一班 學生姓名： xxx 指導老師： xxx 設計時間： 2015-6-27 重慶交通大學航運與船舶工程學院2013級船舶與海洋工程機械設計基礎課程設計任務書1. 設計任務設計某船舶錨傳動系統(tǒng)中的蝸桿減速器及相關傳動。2. 傳動系統(tǒng)參考方案（見下圖）錨鏈輸送機由電動機驅動。電動機1通過聯(lián)軸器2將動力傳入單級蝸桿減速器3，再通過聯(lián)軸器4，將動力傳至輸送錨機滾筒5，

2、帶動錨鏈6工作。 錨鏈輸送機傳動系統(tǒng)簡圖1電動機；2聯(lián)軸器；3單級蝸桿減速器； 4聯(lián)軸器；5錨機滾筒；錨鏈3. 原始數(shù)據(jù) 設錨鏈最大有效拉力為F(N)=3000 N，錨鏈工作速度為v=0.6 m/s，錨鏈滾筒直徑為d=280 mm。4. 工作條件錨傳動減速器在常溫下連續(xù)工作、單向運動；空載起動，工作時有中等沖擊；錨鏈工作速度v的允許誤差為5%；單班制（每班工作8h）,要求減速器設計壽命8年，大修期為3年，小批量生產；三相交流電源的電壓為380/220V。5. 每個學生擬完成以下內容（1）減速器裝配圖1張（A1號或A0號圖紙）。（2） 零件工作圖23張（如齒輪、軸或蝸桿等）。（3）設計計算說明書

3、1份（約60008000字）。目錄1、運動學和動力學的計算12、傳動件的設計計算53、蝸桿副上作用力的計算84、減速器箱體的主要結構尺寸95、蝸桿軸的設計計算116 、鍵連接的設計147、軸及鍵連接校核計算158、 滾動軸承的壽命校核189、 低速軸的設計與計算1910、鍵連接的設計2211、潤滑油的選擇2212、附件設計2313、減速器附件的選擇24參考文獻：261、運動學和動力學的計算計算項目計算過程及說明計算結果一、選擇電動機1、選擇電動機類型按工作要求和條件，選用Y系列全封閉籠型三相異步電 動機。 2、選擇電動機功率 工作機所需功率為：Pw=Fv/(1000)=3000 ×0

4、.6/（1000×0.96）1.875KW； 電動機的輸出功率為：=/=Fv/1000 由電動機值工作幾之間的總效率 = 式中：、分別為聯(lián)軸器（2個），蝸桿傳動的軸承（2對），滾筒軸承及蝸桿傳動的效率。由參考文獻機械設計課程設計手冊 賈北平 韓賢武 主編 華中科技出版社第7-8頁表2-3=0.992、=0.99 、=0.98、 =0,79 則 =0.75 =1.875/0.75=2.5KW=0.75=2.5KW 3、確定電動機的轉速 滾筒的工作轉速為=因為由參考文獻機械設計課程設計手冊 賈北平 韓賢武 主編 華中科技出版社第5-6頁表2-2，蝸桿傳動的傳動比=1040,則總的傳動比的

5、合理范圍為 =1040因此，電動機的轉速的可選范圍為 =1040（409.51638.0）r/min4、 確定電動機的型號 符合這一范圍的電動機同步轉速有750r/min、1000r/min、1500r/min。根據(jù)工作機所需要電動機輸出功率和電動機的同步轉速，由參考文獻機械設計課程設計手冊 賈北平 韓賢武 主編 華中科技出版社附錄B可查出適用的電動機的型號分別為 Y132S-6 Y100L2-4 Y132M-8。相應的技術參數(shù)及傳動比的比較情況見下表：電動機的型號額定功率電動機轉速（r/min)傳動裝置的傳動比/kw同步轉速滿載轉速總傳動比Y132S-63100096023.44Y100L2

6、-431500143034.92Y132M-8375071017.39綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、質量以及渦輪傳動的傳動比，選擇Y132S-6型電動機較為合適，即電動機的額定功率=4kW，滿載轉速=960r/min 總傳動比適中，傳動裝置較緊湊。Y132S-6型電動機的主要尺寸和安裝尺寸見下表：中心高H外形尺寸L×（AC/2AD）×HD底角安裝尺寸A×B地腳螺栓孔直徑K軸身尺寸D×E裝鍵部位尺寸F×G×D132475×345×315216×1401238×8010×33×

7、38電動機型號：Y132S-6二、計算傳動裝置各軸的的運動和動力參數(shù)）1）各軸的轉速軸 =960 r/min軸 =/=960/23.44=40.96 r/min滾筒軸nw=44.96 r/minn0=960 r/minn1=960 r/minn2=44.96r/minnw=44.96r/min2)各軸的輸入功率=0.992、=0.99 、=0.98、 =0,79 軸 P1 =Pd=2.5×=2.4552KW 軸 P2 =P1=2.428×0.99×0.79=1.92KW滾筒軸 PW =P2=1.875×0.992×0.98=1.867KWP1

8、=2.4552KWP2 =1.92KWPW =1.867KW3） 各軸的輸入轉矩 電動機軸 T0 =9550Pd/n0=9550×2.5 /960=24.87Nm軸 T1 =9550P1/n1=9550×2.4552 /960=24.42Nm 軸 T2 =9550P2 /n2=9550×1.92/40.96=447.66Nm滾筒軸 TW=9550PW/nW=9550×1.867 /40.96=435.30NmT0 =24.87NmT1 =24.42NmT2=447.66NmTW =435.30Nm參數(shù)電動機軸軸軸滾筒軸轉速n（r/min）輸入功率P/KW

9、輸入轉矩T(Nm)9602.524.879602.455224.4240.961.92447.6640.961.867435.30傳動比23.442、傳動件的設計計算2.1蝸桿副的設計計算2.1.1選擇材料蝸桿：45鋼，表面淬火45-55HRC；蝸輪：10-3鋁青銅ZCuAl10Fe3，砂模鑄造，假設相對滑動速度vs<6m/s2.1.2確定許用應力根據(jù)參考文獻機械設計基礎（第六版）楊可楨 程光蘊 李仲生 錢瑞明 主編 高等教育出版社第201-202頁表12-5和表12-6許用接觸應力 H=200MPa許用彎曲應力 F=80MPa2.1.3參數(shù)的選擇蝸桿頭數(shù) Z1=2蝸輪齒數(shù) Z2=iZ1

10、=23.44×2=46.88 則Z2取47使用系數(shù) KA=1.3綜合彈性系數(shù) ZE=150接觸系數(shù)Z 取d1/a=0.4 由圖12-11得，ZP=2.8見參考文獻機械設計基礎（第六版）楊可楨 程光蘊 李仲生 錢瑞明 主編 高等教育出版社第201頁圖12-112.1.4確定中心距a取整：a=145mm查詢參考文獻機械設計基礎（第六版）楊可楨 程光蘊 李仲生 錢瑞明 主編 高等教育出版社第195頁表12-1可得若取m=6.3,d1=63mm 則d2=mZ2=6.3X4.7=296.1mm則中心距a為2.1.4驗算蝸輪圓周速度v2、相對滑動速度vs、及傳動總效率1）蝸輪圓周速度v22）導程

11、角 由3）相對滑動速度vs與初選值相符，選用材料合適4）傳動總效率 查詢參考文獻機械設計基礎（第六版）楊可楨 程光蘊 李仲生 錢瑞明 主編 高等教育出版社第204頁表12-7及公式（12-13）可知當量摩擦角 原估計效率0.75與總效率相差較大，需要重新驗算。2.1.5驗算蝸輪抗彎強度蝸輪齒根抗彎強度驗算公式為其中當量齒數(shù) 查詢參考文獻機械設計基礎（第六版）楊可楨 程光蘊 李仲生 錢瑞明 主編 高等教育出版社 第177頁圖11-8可得所以強度足夠2.2計算蝸桿傳動等其他幾何尺寸2.2.1蝸桿相關幾何尺寸計算及其說明計算結果分度圓直徑 齒頂高 全齒高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 蝸桿螺旋部分長度(因

12、為當m<10時，b1加長1525mm，故取b1=110mm;參見參考文獻機械設計常用公式速查手冊張繼東 編 機械工業(yè)出版社 第103頁）蝸桿軸向齒距 d1=63mmha1=6.3mmh1=14.20mmda1=75.60mmdf1=47.88mmb1=110mmPa1=19.78mm2.2.2蝸輪相關幾何尺寸計算及其說明計算結果分度圓直徑 齒頂圓直徑 齒根圓直徑外圓直徑 蝸輪齒寬 輪緣寬度 d2=296.10mmda2=308.70mmdf2=280.98mmde2=318.20mmb2=48.09mm取B=56.70mm2.2.3熱平衡計算取油溫t=65，空氣溫度t=20,通風良好，取

13、15W/(m2·),傳動效率為0.75；由公式 得：其中=3kw =453、蝸桿副上作用力的計算3.1.1已知條件 1)高速軸傳遞的轉矩 T1=24870N·mm轉速 n1=960r/min分度圓直徑 d1=63mm 2)低速軸傳遞的轉矩 T2=447660N·mm轉速 n2=40.96r/min分度圓直徑 d2=296.1mm3.1.2蝸桿上的作用力 1）圓周力 其方向與力作用點圓周速度方向相反2）軸向力 其方向與蝸輪的轉動方向相反3）徑向力 其中n=20°其方向力由力的作用點指向輪1的轉動中心3.1.3蝸輪上的作用力 蝸輪上的軸向力、圓周力、徑向力分

14、別與蝸桿上相應的圓周力、軸向力、徑向力大小相等，方向相反，即蝸輪上的作用力為：Fa2=Ft1；Ft2=Fa1；Fr2=Fr14、減速器箱體的主要結構尺寸 根據(jù)參考文獻機械設計課程設計手冊 賈北平 韓賢武 主編 華中科技出版社 第18-20頁表4-1和表4-3得 單位： mm名稱符號尺寸關系尺寸大小箱座壁厚0.04+3810箱蓋壁厚11=0.08589箱蓋凸緣厚度b11.5113箱座凸緣厚度b1.516箱座底凸緣厚度b22.526地角螺釘直徑df0.036+12M20地角螺釘數(shù)目n44軸承旁連接螺栓直徑d10.75 dfM16蓋與座連接螺栓直徑d2(0.50.6) dfM10連接螺栓Md2的間距

15、l150200170軸承端蓋螺釘直徑d3(0.40.5) dfM10視孔蓋螺釘直徑d4(0.30.64) dfM8定位銷直徑d(0.70.8) d2M8Mdf、Md1、Md至外箱壁距離C1見表4-326,22,16Mdf、Md1、Md至凸緣邊緣距離C2見表4-324,20,14軸承旁凸臺半徑R1C214凸臺高度h根據(jù)低速軸軸承座外徑確定外箱壁至軸承座端面距離l1C1+C2+(510)5560箱蓋、箱座肋骨m1、m2m10.851、m20.857.4、8.7軸承端蓋外徑D2D+(55.5),D-軸承外徑(125)125軸承旁螺栓距離ssD2125減速器零件的位置尺寸單位：mm代號名稱薦用值/mm

16、代號名稱薦用值/mm1齒頂圓至箱體內壁距離157箱底至箱底內壁的距離202齒輪端面至箱體內壁距離10H減速器中心高3軸承端面至箱體內壁距離軸承用脂潤滑時軸承用油潤滑時4L1箱體內壁至軸承座孔外端面的距離4旋轉零件間的軸向距離12L2箱體內壁軸向間距5齒輪頂圓至周彪面的距離13L3軸承座孔外端面間距6大齒輪頂圓至箱體底面內壁間距35e軸承端蓋凸緣厚度125、蝸桿軸的設計計算5.1.1已知條件1)參數(shù) 傳遞的功率 P1=2.455KW，轉速n1=960r/min，轉矩T1=24.42Nm，分度圓直徑63mm，df1=47.88寬度b1=110mm2)材料的選擇因傳遞的功率不大，并對重量及結構尺寸無

17、特殊要求，所以選用常用的45號鋼，考慮到蝸輪、蝸桿有相對滑動，因此蝸桿表面采用淬火處理。5.1.2初算軸徑 初步確定蝸桿軸外伸段直徑。因蝸桿軸外伸段上安裝聯(lián)軸器，故軸徑可由下式求得：查詢參考文獻機械設計基礎（第六版）楊可楨 程光蘊 李仲生 錢瑞明 主編 高等教育出版社 第250頁表14-2可得 45鋼的C值為118107，故取1185.2結構設計5.2.1軸承部件結構設計蝸桿的速度為 根據(jù)參考文獻機械設計課程設計手冊賈北平 韓賢武 主編 華中科技出版社 第16頁得因為當蝸桿圓周速度v45m/s時，采用蝸桿下置式 當蝸桿圓周速度v45m/s時，采用蝸桿上置式 蝸桿下置時，潤滑和冷卻的條件比較好；

18、所以 結構采用蝸輪在上、蝸桿在下的結構。為了方便蝸輪軸安裝及調整，采用沿蝸輪軸線的水平面剖分箱體結構，對于蝸桿軸，可按軸上零件的安裝順序進行設計。5.2.2軸段的設計 1）因為該段軸上安裝聯(lián)軸器，故此段設計與聯(lián)軸器同步設計。為了補償誤差，故采用彈性聯(lián)軸器，查詢參考文獻機械設計基礎（第六版）楊可楨 程光蘊 李仲生 錢瑞明 主編 高等教育出版社第296頁表17-1可得工作情況系數(shù)KA為2.32）聯(lián)軸器類型的確定及軸段的設計電動機的軸伸尺寸D×E=38×80所以聯(lián)軸器取型號為LT6彈性套住銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為250N·m,許用轉速為3800r/min（鋼），軸孔直徑范

19、圍為3242mm，轂孔直徑取38mm，軸孔長度去60mm，J型軸孔，聯(lián)軸器從動端代號為LT6 38×60 GB/T4323-2002。則相應的軸段直徑為d1=38mm，軸段長度略小于輪轂直徑，故取L1=58mm3）軸段的直徑 軸肩高度為故，軸段的直徑為 該處選用密封氈圈油封，使用的氈圈類型為 65 F2/T902010-91,則d2=55mm4)軸段及軸段的設計 因為軸段及軸段上安裝軸承，考慮其受力情況，所以選用圓錐滾子軸承，軸段上安裝軸承，現(xiàn)取軸承為30214，根據(jù)參考文獻機械設計基礎課程設計楊曉蘭 主審 唐一科 賈北平主編 華中科技大學出版社 第120頁得其詳細參數(shù)為 軸承內徑d

20、=60mm，外徑D=110mm,寬B=22mm，T=23.75，內圈定位軸肩直徑da=69mm，外圈定位軸肩直徑Da=96mm，a22.3mm 蝸桿采用油潤滑，軸承靠近箱體內壁的端面距箱體內壁距離取3=4mm，蝸桿浸油深度為蝸桿齒頂圓到軸承座孔底邊的距離為 故取d3=70mm,即d3=d7=60mm，l3=l7=B=22mm5）軸段的長度設計 因為軸段的長度除與軸上的零件有關外，還與軸承座寬度及軸承端蓋等零件的尺寸有關。取軸承座與蝸輪外圓之間的距離=12mm（可以確定出軸承座內伸部分端面的位置和向力內壁的位置） 由減速器箱體的主要結構尺寸可查軸承旁連接螺栓直徑、箱體凸緣連接螺栓直徑和地腳螺栓直

21、徑。軸承端蓋連接螺栓直徑M10，取螺栓GB/T5782 M10×35,故軸承端蓋厚e=1.2×d端螺=1.2×10mm=12mm，取e=12mm。調整墊片厚度t=3mm，聯(lián)軸器輪轂端面與端蓋外端面的距離K1=16mm。軸承座外伸凸臺高t=5mm，軸承座長度為L55mm。則：L2=K1+e+t+L -3- L3=16+12+3+55-4-24=58mm6)軸段和軸段的設計該軸段直徑可以取軸承定位軸肩的直徑： d4=d6=69mm 軸段和的長度可由蝸輪外圓直徑、蝸輪齒頂外緣與 內壁距離1=15mm和蝸桿寬b1=130mm,及壁厚、凸臺高、 軸承座長等確定：L4=L6=

22、+1+t-L+3-=83mm7)軸段的設計軸段即為蝸桿段長 L5=b1=110mm分度圓直徑為63mm，齒根圓直徑df1=47.88mm8)軸上力作用點間距軸承反力的作用點距軸承外圈大端面的距a=25.8m，則可得軸的支點及受力點間的距離為 9)蝸桿的基本尺寸單位：mm385855586024698375.61106983602410）畫出軸的結構及相應尺寸6 、鍵連接的設計 聯(lián)軸器與軸段間采用A型普通平鍵連接，根據(jù)參考文獻機械設計基礎課程設計楊曉蘭 主審 唐一科 賈北平主編 華中科技大學出版社第114頁得，鍵的類型為: GB/T 1096 鍵 10×8×327、軸及鍵連接

23、校核計算7.1軸的強度校核7.1.1求出水平面的支承反力7.1.2求出垂直面的支承反力7.1.3軸承A的總支承反力 軸承B的總支承反力7.1.4繪彎矩圖1）繪垂直面的彎矩圖2）繪水平面的彎矩圖3)蝸桿受力點截面右側為4）合成彎矩蝸桿受力點截面左側為蝸桿受力點截面右側為5）畫轉矩圖 T1=24157N·mm7.2校核軸的強度由彎矩圖可知，蝸桿受力點截面左側為危險截面，其抗彎截面系數(shù)為 抗扭截面系數(shù)為最大彎曲應力為扭剪應力為如認為軸的扭切應力時脈動循環(huán)變應力，取折合系數(shù)=0.6，當量應力為（第三強度理論）查詢參考文獻機械設計基礎（第六版）楊可楨 程光蘊 李仲生 錢瑞明 主編 高等教育出版

24、社第251頁表14-3可得e=11.37MPa0b=70所以強度足夠7.3蝸桿軸的撓度校核 蝸桿的當量軸徑為轉動慣量為對于淬火鋼需用最大撓度r=0.004m=0.004×6.3=0.0252mm取彈性模量E=2.1×105Mpa，則蝸桿中點撓度為所以撓度滿足7.4校核鍵連接強度 聯(lián)軸器處鍵連接的擠壓應力為所以強度符合8、 滾動軸承的壽命校核8.1蝸桿軸：預期壽命：8×8×365=23360查詢參考文獻機械設計基礎（第六版）楊可楨 程光蘊 李仲生 錢瑞明 主編 高等教育出版社第284頁式（16-3）和（16-4）和表16-11得F/F=2.75 e=1.5

25、tan0.05<2.75X=0.4 Y=1.1P=XF+YF=2964.1=10/3 L=5434769h8.2低速軸：根據(jù)參考文獻機械設計基礎（第六版）楊可楨 程光蘊 李仲生 錢瑞明 主編 高等教育出版社第284頁式（16-3）和（16-4）和表16-11得F/F=0.7 e=1.5tan0.05<0.7X=0.4 Y=1.1P=XF+YF=1015.8N=10/3 L=4330056880h9、 低速軸的設計與計算9.1.1已知條件1)參數(shù) 傳遞的功率 P2=1.92KW，轉速n2=40.96r/min，轉矩T2=447660N·m，分度圓直徑296.1mm，寬度b2

26、=48.09mm2)材料的選擇和處理因傳遞的功率不大，并對重量及結構尺寸無特殊要求，所以選用常用的45號鋼，考慮到蝸輪、蝸桿有相對滑動，因此采用調質處理。9.1.2初算軸徑 初步確定蝸桿軸外伸段直徑。因蝸桿軸外伸段上安裝聯(lián)軸器，故軸徑可由下式求得：查詢參考文獻機械設計基礎（第六版）楊可楨 程光蘊 李仲生 錢瑞明 主編 高等教育出版社第250頁表14-2可得 45鋼的C值為118107，故取118因為軸上有鍵，應增大軸徑3%5%，則d>42.55+42.55×（0.030.05）=43.8344.68mm,故取dmin=44mm9.2結構設計9.2.1軸段的設計 1）因為該段軸上

27、安裝聯(lián)軸器，故此段設計與聯(lián)軸器同步設計。為了補償誤差，故采用彈性聯(lián)軸器，根據(jù)參考文獻機械設計基礎（第六版）楊可楨 程光蘊 李仲生 錢瑞明 主編 高等教育出版社第296頁表17-1可得工作情況系數(shù)KA為2.3所以聯(lián)軸器取型號為GB/T 5014-2003中的LX3型聯(lián)軸器符合要求，其公稱轉矩為1250N·m,許用轉速為4750r/min（鋼），軸孔直徑范圍為4048mm，轂孔直徑取48mm，軸孔長度取84mm，J型軸孔，A型鍵，聯(lián)軸器主動端代號為LX3 38×60 GB/T 5014-2003。則相應的軸段直徑為d1=48mm，軸段長度略小于輪轂直徑，故取L1=82mm2）軸

28、段的直徑 軸段的直徑為 該處選用密封氈圈油封，使用的氈圈類型為 55 JB/ZQ4606-1997,則d2=65mm3)軸段及軸段的設計 因為軸段及軸段上安裝軸承，考慮其受力情況，所以選用圓錐滾子軸承，軸段上安裝軸承，現(xiàn)取軸承為30214，根據(jù)參考文獻機械設計基礎課程設計楊曉蘭 主審 唐一科 賈北平主編 華中科技大學出版社第121頁得其詳細參數(shù)為 軸承內徑d=70mm，外徑D=125mm,寬B=24mm，T=26.25，內圈定位軸肩直徑da=79mm，外圈定位軸肩直徑Da=110116mm，a25.8m，故取d3=70mm。軸承采用脂潤滑，需要設計擋油環(huán)，軸承靠近箱體內壁的端面距箱體內壁距離取

29、3=10mm。 故d3=d6=70mm，4)軸段的設計軸段上安裝蝸輪，為方便蝸輪的安裝，d4應該略大于d3，可定d4=75mm,蝸輪輪轂的寬度范圍為（）d4=90135mm,取其輪轂寬度H=90mm，其右端采用軸肩定位，左端采用套筒固定。為使套筒端面能夠頂?shù)烬X輪端面，軸段長度應該比輪轂略短，故取L4=88mm5)軸段的長度設計取蝸輪輪轂到內壁距離2=15mm，則L3=B+3+2+H-L4=（22+10+15+80-78）=49mm6）軸段的長度設計 因為軸段的長度除與軸上的零件有關外，還與軸承座寬度及軸承端蓋等零件的尺寸有關。軸承端蓋連接螺栓直徑為M8，取螺栓GB/T5782 M8×

30、35,故軸承端蓋厚e=1.2×d端螺=1.2×8mm=9.6mm，取e=10mm。調整墊片厚度t=2mm，聯(lián)軸器輪轂端面與端蓋外端面的距離K1=15mm。軸承座外伸凸臺高t=5mm，軸承座厚度為L=+c1+c2+(58)=6770mm。則：取L=68mmL2=K1+e+t+L-3-B=15+10+2+68-10-22=63 mm7)軸段的設計 該軸段為蝸輪提供定位，定位軸肩的高度為取h=10mm,則d5=95mm,取軸段的長度L5=10mm9)軸段的長度設計保證擋油環(huán)、軸承相對蝸輪中心線對稱，則L6=L3-L5-2mm=49-10-2=37mm10)軸上力作用點間距軸的支點

31、及受力點間的距離為11）低速軸的設計尺寸 單位：mm48826563704975889510704910、鍵連接的設計聯(lián)軸器與軸段間采用A型普通平鍵連接，根據(jù)參考文獻機械設計基礎課程設計楊曉蘭 主審 唐一科 賈北平主編 華中科技大學出版社 第112頁得，鍵的類型為GB/T 1096 鍵 12×8×32和鍵16×1011、潤滑油的選擇減速器內部的傳動零件和軸承都需要有良好的潤滑，這樣不僅可以減小摩擦損失，提高傳動效g率，還可以防止銹蝕、降低噪聲。減速器采用蝸桿下置式，所以蝸桿采用浸油潤滑，蝸桿浸油深度h大于等于1個螺牙高，但不高于蝸桿軸軸承最低滾動中心。蝸桿軸承采用

32、全損耗系統(tǒng)用油L-AN150潤滑油潤滑。蝸輪軸承采用ZL-1鋰基潤滑脂潤滑。12、附件設計經箱體、蝸桿與蝸輪、蝸輪軸以及標準鍵、軸承、密封圈、擋油盤、聯(lián)軸器、定位銷的組合設計，經校核確定以下零件： 鍵的類型： 單位：mm安裝位置類型b（h9）h（h11）L9（h14）蝸桿軸、聯(lián)軸器以及電動機聯(lián)接處GB/T 1096 鍵 10×810832蝸輪與蝸輪軸聯(lián)接處GB/T 1096 鍵 12×812832蝸輪軸、聯(lián)軸器及傳動滾筒聯(lián)接處GB/T 1096鍵16×10161032圓錐滾動軸承 ： 單位：mm安裝位置軸承型號外 形 尺 寸dDTBC蝸 桿GB/T297-1994（30212）6011023.752219蝸輪軸GB/T297-94302127012526.252421密封圈（JB/ZQ 4606-1986）： 單位：mm安裝位置類型軸徑d基本外徑D基本寬度蝸桿B55×74×855748蝸輪軸B65×74×865748彈簧墊圈（GB93-87）： 單位：mm安裝位置類型內徑d寬度（厚度）材料為65Mn，表面氧化的標準彈簧墊圈軸承旁連接螺栓GB93-87-16164上下箱聯(lián)接螺栓GB93-87-12123擋油環(huán)： 單位：mm安裝位置外徑厚度邊緣厚度材料蝸桿129129Q235定位銷為GB117-86 銷8