最終式輸送機用單級斜齒圓柱齒輪減速器1(一)綜述

12、 n (2)計算各軸入功率（ KW ） 軸 1： P1＝P 0 ＝30.99=2.985kW 軸 2： P2＝P1 1 0 ＝ 2.9850.96 0.99=2.86kW 軸 3：P3＝P2 2 = 2.86 0.97=2.776kW 軸 4：P4= P3 0 =2.7760.99=2.766kW (3)計算各軸輸入轉(zhuǎn)矩（ Nmm） 軸 1： T 1 ＝ 9550 10 3 11 3000/1420 0.99 =19695.833 0 P / n =9550

13、 Nmm 軸 2： T 2 ＝ 9550 10 3 P2 21 0.99 / n = T i d 1 0 =19695.833 3.05 0.96 =58263.783 Nmm 軸 3： 5 《機械設(shè)計基礎(chǔ)》課程設(shè)計 T 3 ＝ 9550 10 3 P3 3 1 i c 2 1 0 =58263.783 6.091 / n = T i d 0.97=344238.161 N mm

14、 P1=2.985kW P2=2.86kW P3=2.776kW P =2.766kw 4 各軸運動的動力參數(shù) 軸號 轉(zhuǎn)速 n 功率 P 轉(zhuǎn)矩 T（N.m） （r/min ） （KW） T1=19695.833 1 1420 2.98 19.695 Nmm

15、 T2=58263.783 2 472.13 2.86 58.263 Nmm 3 77.51 2.77 344.238 T3=344238.16 1 N mm 3.2 、傳動零件的設(shè)計計算 3.2 .1、Ｖ帶傳動的設(shè)計 (1) 選擇帶型號 由表 8-8 ，圖 8-11 設(shè)計 =1.3 Pca P=1.3 3=3.9 kW =90mm 由 Pca 3.9 kW n1＝ 1420r

16、/ min 選Ｖ帶的 A 型 =280mm (2) 選取帶輪基準(zhǔn)直徑 選取小帶輪基準(zhǔn)直徑 =90mm，則大帶 V=6.69m/s 輪基準(zhǔn)直徑 d d 2 id dd 1(1 ) 3.0590（ 1-0.02 ） =269.01mm 取 280mm,式中 為帶的滑動率，通常?。? 1%～2%） (3) 驗算帶速 v v d d1 n1 3.14 90 1420 6.69m/s 60 1000 6000 在 5～ 25m/s 范圍內(nèi)

17、，速度合適。 (4)V 帶基準(zhǔn)長度 Ld 和中心距 a a=610mm 據(jù) 0.7（ +）< a0<2（ +） 所以 a 在 259～740mm之間，初選中心距 a0 =600mm 由式（ 13-2）帶長 L d 0 2a0 (d d1 (d d 2 dd1 ) 2 dd 2 ) 4a0 2 1 =162 (280 90) 2 =2600+ (280 90) 600 1781mm，取 1

18、800mm 2 4 6 《機械設(shè)計基礎(chǔ)》課程設(shè)計 實際中心距 a a0 Ld 2 Ld 0 =600+（ 1800-1781） /2=610mm (5)驗算包角 1 ，由式（ 8-25）得 1 180 dd 2 dd 1 57.3 =162 >120 ，合適 a (6)求確定 v 帶根數(shù) z 因 =90mm，n 1 ＝1420r/min， P0 =1.07 kW ， 實際傳動比： i n1 d d 2 280 =3.17 n2 d

19、d 1 (1 = ) 90(1 0.02 ) 查表得單根 v 帶功率增量 P0 =0.17kW ，由 1 =162 ，包角修正系數(shù) K =0.96，查表 8-2 帶長修正系數(shù) K L =1.01，則由公式得 k A P 1.3 3 Z (1.07 0.17) 3.244 (P0P0 )K K L 0.96 1.01 故選 4 根帶。 (7) 確定帶的初拉力 F0 （單根帶） 查表 8-3 得 q=0.105kg/m，故可由式（ 8-27 ）得單根 V 帶的初拉力 F 0 (2.5

20、 k ) pca q v 2 500 k zv = 500 (2.5 0.96)3.9 0.105 6.692 =121.6N 0.96 4 6.69 作用在軸上的壓力 Fp 2zF0 sin 1 =2 4 121.6 sin 162 =960.82N 2 2 (8)帶輪的結(jié)構(gòu)尺寸 小帶輪基準(zhǔn)直徑 d d 1 =90mm，實心式 大帶輪基準(zhǔn)直徑 d d 2 =280mm，腹板式 3.2 .2、齒輪設(shè)計 (1)選用齒輪材料及精度等級 選擇齒輪材料及精度等級根據(jù)工作要

21、求，查《機械設(shè)計》表 10-1 得 小齒輪選用 40Cr, 調(diào)質(zhì) , 硬度為 241～286HBS大齒輪選用 45 鋼, 調(diào)質(zhì) , 硬度為 217～ 255HBS  Z=4 F0 =121.6N 7 《機械設(shè)計基礎(chǔ)》課程設(shè)計 由《機械設(shè)計》圖 10-25 查的 ＝650～ 750MPa ＝ 550～620MPa 由《機械設(shè)計》圖 10-24 查的 ＝56

22、0～620MPa ＝ 410～ 480 MPa （ 2）按齒面接觸強度計算 設(shè)齒輪按 8 級精度制造， 初選壓力角 20 ，螺紋角 β =15 ，選小齒輪 齒數(shù) Z 1 =22 則 Z 2 = i c Z 1 =22 6.091 134.1 ，取 135 齒 N 1=60 n1 j l n =60 1420 1 (2 8 300 5)=2.0448 10 9 N 2 = N 1/u=2.0448 10 9 /(135/22)=3.332 10 8 取 S F =1.25，S H =1，由《機械設(shè)計》圖 10-22,10-23 查的

23、，取 K FN 1 =0.90 K FN 2 =0.97，K HN 1 =0.95， K HN 2 =0.98 [ H] 1 = (K FN 1 ) /S H =(0.95 700)/1=665 MPa [ H] 2 = (K FN 2 ) /S H =(0.98 600)/1=588 MPa [ F] 1 = (K FN 1 ) / S F =(0.9 600)/1.25=432 MPa [ F] 2 = (K FN 2 ) / S F =(0.97 450)/1.25=350 MPa 較小者在接觸疲勞許用應(yīng)力 [ H]= [ H] 2

24、 =588MPa， [ F]= [F] 2 =350 MPa (3)計算小齒輪分度圓直徑 t =arctan(tan αn/cos β ) =arctan(tan 20 /cos15 )=20.562 arccos[z cos /( z 2ha cos )] at1 1 t 1 =arccos[4 cos20.562 /(4+2 1 cos15 )]=50.433 a t 2 arccos z2 cos t z2 2ha* cos = arccos[79 cos20.562 /(79+2 1 cos15 )]=23.62

25、8 8 《機械設(shè)計基礎(chǔ)》課程設(shè)計 z1 tan a1 tan z2 tan a 2 tan 2 =[4 (tan50.433 -tan20.562 )+79(tan23.628 -tan20.562 )]/2 3.14 =1.544 dZ1 tan =1 4 tan15 /3.14=0.546 z 4 (1 ) 3 = ((4 1.544) / 3)((1 0.546) 0.544/ 1.546) =0.884 2k Ht T1 i

26、1 2 zH zE z z = d1t 3 i z cos cos14 0.985 d H 2 1.3 5.8263 104 (135 / 22) 1 2.5 189.8 1.384 0.985 2 3 (135 / 22) 588 1 =59.739mm (4) 調(diào)整小齒輪分度圓直徑 圓周速度 V = d1 n1= 59.739 472.131 =1.4

27、77m/s 60 1000 60 1000 齒寬 b=φdd1t =1 59.739=59.739mm 實際載荷系數(shù) KH 由表 10-2 查得使用系數(shù) KA =1 根據(jù) v=1.477m/s 、8 級精度，由圖 10-8 查得動載系數(shù) Kv=1.10 齒輪圓周力 F t1 =2T1 /d 1t =2 5.8263 10 4 /59.739=1.9505 103N KA F t1 /b=1 1.9505 103/59.739=32.652N/mm<100N/mm 查表 10-3 得齒間載荷分配系數(shù) K H =1.4

28、 查表 10-4 用插值法查表得 8 級精度，小齒非對稱 K H =1.458， 則 KH = K A K V K F K F =1 1.10 1.4 1.458=2.245 由式（ 10-12）得 9 《機械設(shè)計基礎(chǔ)》課程設(shè)計 K H =59.739 3 2.245 d1 d1t 3 =71.672mm K Ht 1.3 及相應(yīng)齒輪模數(shù) m= d1 cos / z1 71.672 cos14 /22=3.16mm (5)按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計

29、 由 b =13.14 ， v = =3.544/cos 2 13.14=3.737 《機械 cos2 b 設(shè)計》公式（ 10-5） Y =0.25+0.75/ v =0.25+0.75/3.737=0.462 由圖 10-24c 查得 小齒輪 =600MPa, 大齒輪 ＝450 MPa 又因 查取齒形系數(shù) YFa 1 2.65 ， YFa2 2.23 查取應(yīng)力校正系數(shù) YSa1 1.58 ，,1.85 由圖 10-22 查得彎曲疲

30、勞壽命系數(shù) K FN 1 0.90 ， K FN 2 0.97 YFa1YSa1 2.65 1.58/432=0.00969 F 1 YFa 2 YSa2 2.23 1.85/350=0.01121 F 2 因大齒輪小于小齒輪，所以YFaYSa = YFa2 YSa2 0.01121 F F 2 2K ft T1Y cos2 YFa YSa mt 3 2 d z1 F 10 《機械設(shè)計基礎(chǔ)》課程設(shè)計 =

31、 3 2 1.3 5.826 10 4 2 0.426 cos2 14 0.01121 1.175 mm 1 22 (6) 調(diào)整齒輪模數(shù) z1mt d1 1.175 22/cos14 =26.843mm cos V = d1 n1= 25.843 472.131 =0.6388m/s 60 1000 60 1000 b=φdd1t =1 25.843=25.843mm 齒寬比 b/h, h=(2ha*+C*)Mnt= （2 1+0.25） 1.175=2.644mm b

32、/h=25.843/2.644=9.77 計算實際載荷系數(shù) K 根據(jù) V=0.6388m/s，8 級精度，由圖 10-8 F, 查得動載系數(shù) Kv=1.08 d 1 =74mm 由 F t1 =2T1 /d 1 =2 5.8263 4 3 10 /25.843=4.508 10 N d 2 =426mm 由 表 10-4 插 值 法 得 K H =1.440 ， 結(jié) 合 b/h=9.77 ， 由 圖 10-13 K f =1.36

33、m=2mm 則 K F K A K v K H K H 1 1.08 1.4 1.36=2.05632 3 KF =1.2655 3 1. 778 =1.4047mm Z1 =36 Mn=Mnt KFT 1. 3 由于齒面接觸強度 m大于彎曲 m，主要為彎曲， m=1.4047mmZ2 =209 調(diào)整為 m=2mm。按接觸疲勞強度算得分度圓直徑 d1=71.672mm 算出小齒輪的齒數(shù) Z1=d1 cos /m=77.204cos14/2=34.836 ， 取 Z1=36，Z2 =

34、uZ1=4.64 36=207.094，取 Z 2 =209 3.2.3 、幾何尺寸計算 11 《機械設(shè)計基礎(chǔ)》課程設(shè)計 （ 1）分度圓直徑 d1 d1 mn Z1 73.469mm 74mm cos d2 d 2 mn Z 2 426.53mm 426mm cos （1）計算中心距 a z1 z2 mn =252.5mm，取中心距 250mm 2 cos （ 3）計算齒輪寬度： b d d1 73.469 mm 圓整后取

35、 b1 80mm，大齒輪寬度等于設(shè)計寬度 b2 72mm 齒面接觸疲勞強度校核 T1=72170N.mm，φd=1,d1=78.63,u=233/51=4.5686 KH=2.1,ZH=2.4,ZE=189.8MPa,Z =0.755 Z =0.986 H ） 2 2.1 72170 (4.647 1) 2.4 2KhT 1(u 1 ZhZeZ Z dd 1d1d1u 78.63 78.63 78.63 4.647 189.8 0.755 0.986 295.17 [ H

36、 ]  a=250mm b1 80mm b2 72mm β =11.478 =20 滿足齒面接觸疲勞強度條件。 1 =209，m=2， β=11.478 ， =20 ，a=250mm 所以 Z =36，取 Z2 齒寬 b 1 =80mm,b 2 =75mm,小齒輪材料 40Cr，大齒輪材料 45 鋼，

37、 8 級。 齒輪的主要參數(shù) 小齒輪材料 低速級 40Cr，大齒輪 36 209 齒數(shù) 材料 45 鋼， 8 中心距 250mm 級 模數(shù) 2mm 壓力角 20 0 齒寬 80mm 75mm 標(biāo)準(zhǔn)齒頂高系 1 12 《機械設(shè)計基礎(chǔ)》課程設(shè)計 標(biāo)準(zhǔn)頂隙系數(shù) 0.25 分度圓直徑 74mm 426mm Ⅱ軸 d=23mm 3.3 、軸設(shè)計計算 根據(jù)工作條件，初選軸的材料為 45 鋼

38、，調(diào)質(zhì)處理。按照扭轉(zhuǎn)強度 法進(jìn)行最小直徑估算，即：由式（ 15-2 ） Ⅲ軸 d=40mm dmin A3 P mm。算出軸徑時，若最小直徑軸段開有鍵槽，還要 n 考慮鍵槽對軸強度的影響。當(dāng)該軸段界面上有一個鍵槽時， d 增大 5%-7%，當(dāng)該軸段界面上有兩個鍵槽時， d 增大 10%-15%。由表 15-3 查 得 A=126~103，則取 A=120 Ⅱ軸 d 2 A3 P2 22.969mm, 一個鍵槽 d 增大 5%,選 d=23mm n2 Ⅲ軸 d3 A3 P3 39.543mm ，一個鍵槽 d 增大 5%

39、,選 d=40mm n3 （1）確定軸各段直徑和長度 各軸段直徑的確定 d12：與軸承相連，選用 7205C軸承所以為 25mm d23 ：提供軸承定位， d12+2h= 31mm d34: 軸間定位齒輪，為 d45+2h=36mm d45：固定齒輪為 30mm d56：過度軸為 26mm d67: 與軸承相連，選用 7205C軸承所以為 25mm d78: 與聯(lián)軸器相連， YL15 聯(lián)軸器為 24mm 各軸段長度的確定 l12 ：與軸承相連，選

40、用 7205C軸承所以為 25mm 13 《機械設(shè)計基礎(chǔ)》課程設(shè)計 l23 ：提供軸承定位， 16mm l34: 軸間定位齒輪， 10mm l45 ：固定齒輪為 78mm l56 ：過度軸為 44mm l67: 與軸承相連，選用 7205C軸承所以為 25mm l78: 與聯(lián)軸器相連， YL15聯(lián)軸器為 70mm (2) 軸強度的校核計算 軸所受的載荷是從軸上零件傳來的，計算時通常將軸上的分布載荷簡化為集中力，其作用點取為載荷分布段的中點。作用在軸上的扭矩，一般從傳動件輪轂寬度的中點算起。通常把軸當(dāng)做置

41、于鉸鏈支座上的梁，支反力的作用點與軸承的類型和布置方式有關(guān)。 Ft =1586.078N Fa =332.91N F r =571.25 N 已知 T =58.263 N m ，齒輪分度圓直徑 d=73.469 mm， 則 14 《機械設(shè)計基礎(chǔ)》課程設(shè)計 齒輪圓周力： Ft 2T 1000 1586.078N

42、 dd 1 齒輪軸向力： Fa Ft tan 332.91N 齒輪徑向力： Fr Ft tan n 571.25 N cos T=58.2 N m 根據(jù)各軸段尺寸，根據(jù)軸承的 a=12.7, 求得跨距 L1=70 mm；L2=90.3 mm；L3=67.3 mm； B 點的水平支反力 FNH 1 Ft l3 2148.17N l3 l2 D 點的垂直反力 FNH 2 Ft l 2 398.726

43、N l3 l 2 B 點的垂直支反力 FNV 1 Fr l3 Fa 1/ 2d l3 l 2 322.84 N D 點的垂直支反力 FNV 2 Fr FNH 1 252.04 N 水平彎矩 M H FNH 2 l 3 25239.3558 N mm C 點右側(cè)垂直彎矩 M v1 FNV 1 l 2 29152.45 N mm 滿足強度要求 總彎矩 M 1 M H 2 M

44、V 1 2 57808.947 N mm 扭矩 T=58263.783 Nmm 進(jìn)行校核是，通常只校核軸上受力最大彎矩和扭矩的截面（即 C 處右側(cè)的強度） , 取 0.3 ，查的軸 [ -1 ] 55 MPa d 3 bt (d t ) 2 W 2d 2156.9888 32 M 2 ( T )2 =28.68 MPa ca W 因為 ca < [ -1 ] 55.00 MPa， 故該軸滿足強度要求。 （3）Ⅲ軸確定軸各段直徑和長度

45、 結(jié)構(gòu)示意如圖 15 《機械設(shè)計基礎(chǔ)》課程設(shè)計 各軸段直徑的確定 d12：與軸承相連，選用 7213AC軸承所以為 65mm d23 ：提供軸承定位， d12+2h= 74mm d34: 軸間定位齒輪，為 d45+2h=93.6mm d45：固定齒輪為 78mm d56：過度軸且定位軸承為 70mm d67: 與軸承相連，選用 7213AC軸承所以為 65mm d78: 與聯(lián)軸器相連， YLD10聯(lián)軸器為 45mm

46、 各軸段長度的確定 L12：與軸承相連，選用 7213AC軸承所以為 23mm L23 ：提供軸承定位為 11 mm L34: 軸間定位齒輪，為 11mm L45：固定齒輪為 73mm L56：過度軸且定位軸承為 47mm L67: 與軸承相連，選用 7213AC軸承所以為 23mm L78: 與聯(lián)軸器相連， YLD10聯(lián)軸器為 84mm 3.4 、軸承的選擇及校核 

47、 Fr1=879.342 N Fr2=815.932 N （ 1）滾動軸承的選擇，根據(jù)載荷以及速度情況，選擇軸承為角接觸球軸 承 。 選 擇 的 軸 承 型 號 為 ： 7205C。 其 基 本 參 數(shù) 查 表 得 ： Cr =16.5kN,Cr0 =10.5kN， e=0.4 Fa1=633.6468 N （ 2）滾動軸承的校核 1. 徑向載荷 Fr 根據(jù)軸的分析，可知： A 點總支反力 Fr1 =FRA=

48、879.342 N ，B 點總支 反力 Fr2 =FRB=815.932 N 。 2. 軸向載荷 Fa. 16 《機械設(shè)計基礎(chǔ)》課程設(shè)計 外部軸向力 Fae=322.91 N，從最不利受力情況考慮， Fae 指向 A 處 1 Fa2=310.3728 N 軸承（方向向左） ；軸承派生軸向力由角接觸球軸承的計算公式求 出:F d1=Fr1 0.4 =351.7368（方向向右）；Fd2=Fr2 0.4=326.3728 N（方向 向左）。 因為 Fae+Fd2=674.6468 N>351.7368 N，所以 D處軸承被壓緊，

49、B 處 e1 =0.4, 軸承放松。故： Fa1=Fae+Fd2=674.6468 N ， Fa2=Fd2=326.3728 N 。 e 2 =0.381 因 F a1 =0.0337， F a 2 =0.0165 co co 用線性法求得 e1 =0.4, e 2 =0.381 F =F 0.4 =351.7368N, F d2 =F 0.381=310.87N d1 r1 r2 Fa1=Fae+Fd2=633.78N， Fa2=Fd2=310.87 fd=1.1 F a1 =0.0316， F

50、a 2 =0.0155 co co 相差不大所以 e1 =0.4, e 2 =0.381 Fa1=Fae+Fd2=633.6468 N ， Fa2=Fd2=310.87 N 3. 當(dāng)量動載荷 P 根據(jù)工況（無沖擊或輕微沖擊） ，查得載荷系數(shù) f d=1.1 。 P1 >P 2 1 軸承：因 Fa1/F r1 =0.7207 >0.4 ，查表 13-5 可知： X 1 =0.44 ， Y1 =1.4 P1 =f P（ 0.4F r1 +1.4Fa1）=1401.623 N 2 軸承：因 F /F =0.36

51、 >0.38=e ，查表 13-5 可知： a2 r2 X 2 =1， Y2 =0 軸承具有足夠壽 命 P2 =f P（ 1Fr2 ）=897.5252 N 因 P1>P2，故只需驗算 1 軸承。軸承預(yù)期壽命與整機壽命相同， 為 5（年） 300（天） 16（小時） =24000h。 Lh 106 ( ft Cr ) =363740.87 h>24000h 。 60n2 P1 其中，溫度系數(shù) ft =1.2（軸承工作溫度小于 120 度），軸承具有足夠壽 1

52、7 《機械設(shè)計基礎(chǔ)》課程設(shè)計 命。 3.5 、鍵聯(lián)接選擇與強度的校核計算 軸 2 的與齒輪相連平鍵 b h l=8 770，軸 2 的與聯(lián)軸器相連平鍵 bh l=8 7 63。軸 3 與齒輪相連平鍵 b h l=22 14 70，軸 3 與聯(lián)軸器相連平鍵 b h l=14 9 80。 [ p ] 150MPa 軸二鍵的工作長度為 l=L-b=70-8=62mm，輪轂鍵槽的接觸高度為 k=h/2=3mm，據(jù)齒輪材料為鋼，載荷有輕微沖擊，查得 [ p ] 150MPa， 則其擠壓強度

53、 滿足強度要求 2T 10 3 p 15.857 MPa [ p ] ，滿足強度要求。 kld 軸二與聯(lián)軸器相連鍵 2T 103 p ] p 25.222 MPa [ kld 2T 103 p ] 軸三與齒輪相連鍵 p 26.2698 MPa [ kld 2T 103 p ] T=48.263 N m 軸三與聯(lián)軸器相連鍵 p 51.5133 MPa [ kld 所以都滿足強度要求。

54、 3.6 、聯(lián)軸器的選擇 K A =1.3 軸二與帶輪相連伸出端直徑 D 24 mm，根據(jù)《機械設(shè)計課程設(shè) 計》表 6.6 選取聯(lián)軸器： YLD5，軸三伸出端直徑 D=45mm，表 6.6 選取聯(lián)軸器： YLD10。 符合要求 ，查得工況系數(shù) K =1.3 ， 軸二聯(lián)軸器所傳遞的轉(zhuǎn)矩 T=48.263 N m A 聯(lián)軸器承受的轉(zhuǎn)矩為 TcaK A T 60.2 N m 查得該聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩為 63 N m ，因此符合要求。 軸二

55、聯(lián)軸器所傳遞 的轉(zhuǎn) 矩 T=344.263 N m ，查得工況系數(shù) 18 《機械設(shè)計基礎(chǔ)》課程設(shè)計 KA=1.3 ，聯(lián)軸器承受的轉(zhuǎn)矩為 Tca K A T 447.287 N m 查得該聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩為 630 N m ，因此符合要求。 3.7、箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計以及潤滑密封 箱體是加速器中所有零件的基座，是支承和固定軸系部件、保證 傳動零件正確相對位置并承受作用在減速器上載荷的重要零件。箱體 一般還兼作潤滑油的油箱。機體結(jié)構(gòu)尺寸，主要根據(jù)地腳螺栓的尺寸， 再通過地板固定

56、，而地腳螺尺寸又要根據(jù)兩齒輪的中心距 a 來確定。 設(shè)計減速器的具體結(jié)構(gòu)尺寸如下表： 箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計 名稱 符號 單位 尺寸 機座、機蓋壁厚 mm 10 機座、機蓋凸緣厚度 b1 mm 25 地腳螺釘直徑 d f mm 22 軸承座端面到內(nèi)壁的距離 l 2 mm 30 齒輪端面到內(nèi)壁的距離 2 mm 20 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 d1 mm 16 機蓋機座聯(lián)接螺栓直徑 d2 mm 12 軸承端蓋螺釘直徑 d3 mm 10 3.8 、軸承的密封 密封件的選擇上

57、選氈封油圈，主要是考慮結(jié)構(gòu)比較簡單，由于減 速器結(jié)構(gòu)簡單，氈封油圈的條件已經(jīng)滿足減速的設(shè)計要求。并且氈封 油圈工作性能可靠。選擇的氈圈材料是半粗羊毛氈，型號為氈圈 56 19 《機械設(shè)計基礎(chǔ)》課程設(shè)計 JB/TQ4606 3.9 、 減速器潤滑方式 減速器的潤滑方式選擇為油潤滑，油潤滑主要適用于圓周速度 v<12m/s 的齒輪傳動。傳動件浸入有種的深度要適當(dāng)， 既要避免攪油損 失太大，又要保證充分的潤滑。油池要有一定的深度和貯油量。

58、 20 《機械設(shè)計基礎(chǔ)》課程設(shè)計 4、設(shè)計小結(jié) 三個星期的設(shè)計有付出也有收獲。 通過三個星期的設(shè)計，使我對機械設(shè)計 有了更多的了解和認(rèn)識。 是我們真正理論聯(lián)系實際、 深入了解設(shè)計概念和設(shè)計過程的 實踐考驗。一開始是對整個任務(wù)進(jìn)行總體設(shè)計， 在腦海中勾勒出

59、大概輪廓。 根據(jù)所給條件進(jìn)行計算選擇出合適的傳動裝置。軸的設(shè)計校核是一項較 復(fù)雜的項目，其中 運用了《機械原理》、《機械設(shè)計》、《理論力學(xué)》、《材料力學(xué)》、 《互換性與技術(shù)測量》、《工程材料》、《機械設(shè)計課程設(shè)計》等知識。 首先，估算出 大概直徑，接著精確計算并校核，接著設(shè)計箱體。這中間還包括各種附 件的選擇等。其次，設(shè)計傳動零件，繪制零件圖、裝配圖，寫設(shè)計說明 書。我遇到了許多困難 , 一遍又一遍的計算 , 一次又一次的設(shè)計方案修改， 這都暴露出了前期我在這方面的知識欠缺和經(jīng)驗不足。 通過這次設(shè)計讓充分的認(rèn)識了自

60、己之前所學(xué)知識的質(zhì)量不高，運用 能力不強。幸好有老師同學(xué)的幫助，讓我能夠順利完成此次設(shè)計。通過 這次設(shè)計我對自己的設(shè)計能力有了一定的認(rèn)識。對我在理論聯(lián)系實際以 及綜合運用機械設(shè)計及先前有關(guān)課程知識的運用于掌握有了一定的提 高。從中也初步的了解了一些生產(chǎn)實際的情況。對我解決工程實際問題 的能力有了一定的提高。最后我想說，感謝老師的辛勤付出讓我有了這 樣的進(jìn)步。老師您辛苦了！ 21 《機械設(shè)計基礎(chǔ)》課程設(shè)計

61、 5 、參考文獻(xiàn) ［ 1］ 周元康，林昌華，張海兵． 機械設(shè)計課程設(shè)計 (修訂版 ).重慶：重慶大學(xué)出版社， 2007 ［ 2］ 濮良貴，陳國定，吳立言．機械設(shè)計（第九版） ．北京：高等教育出版社， 2012 22