机械设计课程设计DD苏晓华04 车辆 1 班(45 号)一, 机械设计课程设计的目的 课程设计是机械设计(或机械设计基础)课程中的最后一个教学环节,也是第一次 对学生进行教全面的机械设计训练.其目的是: 1, 通过课程设计, 综合运用机械设计课程和其他相关理论和实际知识, 来解决工程
实际中的具体设计问题.通过设计实践,掌握机械设计的一般规律,培训分析和解决实 际问题的能力. 2, 培养机械设计的能力;通过传动方案的拟定,设计计算,结构设计,查阅有关标 准和规范以及编写设计计算说明书等各个环节,要求学生掌握一般机械传动装置的设计 内容,步骤和方法,并在设计构思和设计技能等方面得到相应的锻炼.二,机械设计课程设计的设计题目和任务 机械设计课程设计的设计题目和任务 题目和 机械设计课程设计是对学生首次进行教全面的机械设计训练,其性质,内容和培养 学生设计能力的过程与专业课的课程设计应有所不同.机械设计课程设计的题目,一般 是选择内容和分量都比较适当的机械传动装置或简单机械,本次设计题目是设计运送原 料的带式运输机用的圆柱齿轮减速器.设计内容:根据给定的工况参数,选择适当的电 动机,选取联轴器,设计 V 带传动,设计两级齿轮减速器(所有的轴,齿轮,轴承,减 速箱体,箱盖以及其他附件)和与输送带连接的联轴器.其传动简图如下:动力及传动装置 原始数据 F(N)=5710,v(m/s)=1.12,D(mm)=610 , , 已知条件: (1) 运输戴的工作拉力 F=5710N; (2) 运输带工作速度 v=1.12m/s; (3) 滚筒直径 D=6101机械设计课程设计DD苏晓华 (4) (5) (6) (7)04 车辆 1 班(45 号)滚筒及运输带效率η=0.94,允许总速比误差&±4% , 工作情况 两班制,连续单向运转,载荷较平稳; 工作环境 室内工作,水分和灰分为正常状态,环境最高温为 35 度; 齿轮使用寿命为 10 年, 轴承使用寿命不小于 15000 小时, 齿轮减速器 (两级) .课程设计中应包括下面的工作内容: (1) 确定机械系统的总体传动方案; (2) 选择电动机; (3) 传动装置运动和动力参数的计算; (4) 传动件(如齿轮,带及带轮,链及链轮等)的设计; (5) 轴的设计; (6) 轴承组合部件的设计; (7) 键的选择和校核; (8) 联轴器的选择; (9) 机架或箱体等零件的设计; (10) 润滑设计; (11) 装配图与零件图设计与绘制. 学生在规定的时间内应完成的内容如下: (1) 绘制减速器装配工作图 1 张(A1 图纸) ; (2) 绘制高速轴和低速大齿轮图各一张; (3) 编写设计计算说明书. 三,传动装置的总体设计 1,拟定传动方案 为了满足某一工作机的性能要求,可采用不同的传动机构,不同的组合和布局,在总 传动比保持工资不变的情况下,还可按不同的方法分配各级传动的传动比,从而得到 多种传动方案以供分析,比较.合理的传动方案首先要满足机器的功能要求,例如传 动功率的大小,转速和运动形式.此外还要适应工作条件(工作环境,场地,工作制 度等) ,满足工作可靠,结构简单,尺寸紧凑,传动效率高,使用维护便利,工艺性 好,成本低等要求.要同时满足这些要求是比较困难的,但必须满足最主要和最基本 的要求.由《机械设计课程设计》的&表 2-1 常用减速器的类型及特性&中选择两 级展开式圆柱斜齿轮减速器:此传动方案的特性是:高速级常用斜齿,低速级可用直齿或斜齿.由于相对于轴承不2机械设计课程设计DD苏晓华04 车辆 1 班(45 号)对称,要求轴具有较大的刚度.高速齿轮在远离转矩输入端,以减少因弯矩变形所引 起的载荷沿齿宽分布不均匀的现象.常用于载荷较平稳的场合,应用广泛. 2,选择电动机 计算工作主轴所需功率:Pw = Fv 5710 × 1.12 = = 6.3952( kw ) 00 × 60v 1000 × 60 × 1.12 = = 35.08 (r/min) 3.14 × 610 πD计算工作主轴转速:nw =计算电动机所需功率: Pd = k 其中总效率:Pwη= 1.1 ×6.3952 = 8.98 (KW) 0.7832 η= η联轴器 ×η轴承3 ×η齿轮 ×ηV带 ×η滚筒 = 0.99× 0.983 × 0.972 × 0.95× 0.94 = 0.783(选择 8 级精度的圆柱斜齿轮效率 η齿轮 =0.97;初选圆锥滚子轴承,其效率为 η轴承 = 0.98;联轴器使用弹性联轴器,其效率为 η 0.95) 因为 Pd =8.98(KW) ,故由《机械设计课程设计》中表 16-1 Y 系列三相异步电动机 ,满 载转 速 的 技 术数 据, 选择 Y160M - 4 电 动机 ,其而 定 功率 Ped=11 ( KW) nm=1460(r/min),同步转速为 1500(r/min),Ped&Pd,符合要求,可避免发动机过热. 电动机型号 额 定 功 率 同 步 转 速 满载转速 nm 堵载转矩 最大转矩 (kW) (r/min) (r/min) 额定转矩 额定转矩 Y160M-4 11 .2 2.2器=0.99;拟使用 V 带传动,效率为 ηV带 =3,确定传动装置的总传动比及其分配 根据电动机的满载转速 n m 和工作机主轴的转速 n w ,传动装置的总传动比: 总传动比:i = nm / nw =1460 = 41.62 35.08按照传动比的一般分配原则( 《机械设计课程设计》第 7 页) ,并根据《机械设计课程 设计》 &图 2-2 两级圆柱齿轮减速器传动比分配&和&表 2-4 双级减速器的传动比 搭配&得一下各级传动比: i = 2.94 V 带的传动比: 高速级的传动比: i 12 = 4.5 低速级的传动比: i 23 = 3.153机械设计课程设计DD苏晓华04 车辆 1 班(45 号)4,计算传动装置的运动及动力参数 计算各轴的转速: 输入轴(电机芯轴)转速: 轴 I 的转速: 轴Ⅱ的转速: 轴Ⅲ的转速: 计算各轴的输入功率: 轴 I 的功率: 轴Ⅱ的功率: 轴Ⅲ的功率: 计算各轴的输入转矩: 电机的芯轴转矩: n0 = nm = 1460 r/min nI = n0 / i = 1460 / 2.94 = 496.60 r/min nII = nI / i 12 = 496.60 / 4.5 = 110.36 r/min nIII = nII / i23 = 110.36 / 3.15 = 35.03 r/minPI = PdηV 带 = 8.98 × 0.95 = 8.53 (KW)PII = PIη 轴承η 齿轮 = 8.53 × 0.98 × 0.97 = 8.11 (KW) PIII = PIIη 轴承η 齿轮 = 8.11 × 0.98 × 0.97 = 7.71 (KW)Td = 9550Pd 8.98 = 9550 = 58.74 Nm nm 1460轴 I 的转矩:TI = 9550TII = 9550PI 8.53 = 9550 = 164.04 Nm nI 496.6PII 8.11 = 9550 = 701.80 Nm nII 110.36PIII 7.71 = 9550 = 2101.93 Nm nIII 35.03轴Ⅱ的转矩:轴Ⅲ的转矩:TIII = 9550四,V 带的设计与校核 ① 确定计算功率 PC 则: PC = K A Pd = 1.2 × 8.98 = 10.78kW ,式中,工作情况系数取 K A =1.2 ② 根据计算功率 PC 与小带轮的转速 n1 ,查《机械设计基础》图 10-10,选择 B 型 V 带. ③ 确定带轮的基准直径 d d 1 , d d 2 取小带轮直径 d d 1 = 125mm ,大带轮的直径 d d 2 = i1d d 1 = 2.94 × 125=367. mm 54机械设计课程设计DD苏晓华 根据国标:GB/T 2 ④ 验证带速v=04 车辆 1 班(45 号)取大带轮的直径 d d 2 = 375mmπ d d 1 n160 × 1000=3.14 × 125 × 1460 ≈ 9.55m / s 在 25m / s ~ 30m / s 之间. 60 × 1000故带的速度合适. ⑤确定 V 带的基准直径和传动中心距 a0 初选传动中心距范围为: 0.7 ( d d 1 + d d 2 ) ≤ a0 ≤ 2 ( d d 1 + d d 2 ) ,取 a0 = 500mm V 带的基准长度:L0 = 2a0 +π( dd 1 + dd 2 ) 2( dd 2
dd 1 ) +4a 02= 2 × 500 +π2× 500 + 31.25 = 1816.25mm查《机械设计基础》表 10-2,选取带的基准直径长度 Ld = 1800mm 实际中心距: a = a0 +L0
Ld 16.25 = 500 + = 491.875mm 2 2⑥ 验算主动轮的最小包角α1 = 180o dd 2
dd 1 × 60o ≈ 149.50o & 120o 故主动轮上的包角合适. a⑦ 计算 V 带的根数 zz= PC ( P0 + P0 ) K a K L由 n1 = 1460r / min , d d 1 = 125mm ,查《机械设计基础》表 10-5,得 P0 = 2.2 ,由 i = 2.94 ,查表 10-6,得 P0 = 0.46 , 查表 10-7,得 K a = 0.92 ,查表 10-2,得 K L = 0.95z= 10.78 = 4.64 , 取 z = 5 根. ( 2.2 + 0.46 ) × 0.92 × 0.95⑧ 计算 V 带的合适初拉力 F0F0 =500 PC zv 2.5
查《机械设计基础》表 10-1,取 q = 0.17 kg / m得 F0 =500 × 10.78
+ 0.17 × 9.55 ≈ 209.36 N 5 × 9.55
⑨ 计算作用在轴上的载荷 FQ = 2 zF0 sin5α12= 2 × 5 × 209.36 × sin149.5 = 2019.88 N 2机械设计课程设计DD苏晓华04 车辆 1 班(45 号)⑩ 带轮的结构设计 带轮 尺寸 槽型 基准宽度 bd 基准线上槽深 ha min 基准线下槽深 h f min 槽间距 e 槽边距 f min 轮缘厚 δ min 外径 d a 内径 d s 带轮宽度 B3 带轮结构(单位)mm 小带轮 B 14 3.5 10.8 19 ± 0.4 11.5 7.5d a = d d 1 + 2ha = 127大带轮 B 14 3.5 10.8 19 ± 0.4 11.5 7.5d a = d d 1 + 2ha = 37730B3 = 2 f + 5e = 12030B3 = 2 f + 5e = 120实心式轮辐式V 带轮采用铸铁 HT150 或 HT200 制造,其允许的最大圆周速度为 25m/s.6机械设计课程设计DD苏晓华04 车辆 1 班(45 号)五,设计计算传动零件 (一)设计计算齿轮传动 1,高速级齿轮校核: (1)选定齿轮的类型,精度等级,材料及齿数. ①考虑传递的功率比较大,故大,小齿轮都选用硬齿面.查表选大,小齿 轮的材料为 45 钢,并经调质后表面淬火,齿面硬度为 HRC1=HRC2=45 ②选取精度等级.初选 8 级精度(GB/T ) . ③选小齿轮齿数 z 1 = 26 ,大齿轮齿数 z2 = i1 z1 = 4.5 × 26 = 117 取 Z2=117 ④初选螺旋角β=15° β 15° 考虑闭式硬齿面齿轮传动的传动失效可能为点蚀,也可能为疲劳折断,故分别按接触 疲劳强度和弯曲强度设计,分析对比再确定方案. (2)按齿面接触疲劳强度设计 1) ①载荷系数 K:试选 K=1.5 ②小齿轮传递的转矩 TI : TI = 164.04 Nm ③齿宽系数
d :查《机械设计》附表 6.5 选取
d = 1 ④弹性影响系数 Z E :查《机械设计》表 6.4 得 Z E = 189.8 MPa ⑤节点区域系数 Z H :ZH =由 tan α t =2cos β b sin α t cos α ttan α n , tan β b = tan β cos α t 得 cos βα t = arctantan α n tan 20Ο = arctan = 20.64690Ο Ο cos β cos15β b = arctan(tan β cos α t ) = arctan(tan15Ο cos 20.6469Ο ) = 14.07610ΟZH = 2cos14.0761Ο = 2.425 sin 20.6469Ο cos 20.6469Ο⑥端面重合度 ε α :εα =z1 (tan α at 1
tan α t ) + z2 (tan α at 2
tan α t ) 2π7机械设计课程设计DD苏晓华04 车辆 1 班(45 号)α at 1z1 cos α t 26 × cos 20.6469Ο = arccos = arccos = 29.41906Ο * Ο 26 + 2 × 1 × cos15 z1 + 2han cos β z2 cos α t 117 × cos 20.6469Ο = arccos = 22.99028Ο * Ο z2 + 2han cos β 117 + 2 × 1 × cos15α at 1 = arccos代入上式得ε α =1.659,⑦ 接 触 疲 劳 强 度 极 限 σ H lim : 按 齿 面 硬 度 查 表 得 σ H lim1 = 1000 MPaσ H lim 2 = 1000 MPa⑧应力循环次数:N 1 = 60nI jLh = 60 × 496.6 × 1 × 2 × 8 × 300 × 10 = 1.43 × 109 N2 = N1 = 1.43 × 109 = 3.18 × 108 4.5i1⑨接触疲劳寿命系数 K HN :查《机械设计》附图 6.4 得 K HN 1 = 0.90 , K HN 2 = 0.94 ⑩接触疲劳许用应力[ σ H ]: 取失效概率为 1%,安全系数 S H = 1 ,得[σ H 1 ] = K HN 1σ HLim 3 / S H = 0.90 × 1000 / 1 MPa = 900 MPa [σ H 2 ] = K HN 2σ HLim 2 / S H = 0.94 × 1000 / 1 MPa = 940 MPa因 ([σ H 1 ] + [σ H 2 ]) / 2 = 920 MPa & 1.23[σ H 4 ] = 1156.2 MPa ,故取 [σ H ] = 920 MPa . 2)计算 ①小齿轮分度圆直径dt ≥32 KTI i + 1 Z H Z E 2 3 2 × 1.5 × .5 + 1 2.425 × 189.8 2 ) = ) = 45.6mm
( × ×( i [σ H ] 1 × 1.659 4.5 900 d ε a3.14 × 45.6 × 496.6 = 1.19 m/s 60 × 1000②计算圆周速度 v :v=π d 1 t nI60 × 1000=③小齿轮齿宽b1 =
d d1t = 1 × 45.6 = 45.6 mm④齿宽与齿高比 b / h :8机械设计课程设计DD苏晓华04 车辆 1 班(45 号)b/h = d d1t2.25mn= d mt Z12.25mn=2.25cos β d Z1= 1 × 26 /(2.25cos15o ) = 11.96⑤计算载荷系数 K : 由 v=1.19m/s,8 级精度,由《机械设计》附图 6.1 查得 K v = 1.12 由附表 6.2 查得 Kα = 1.4 , 由附表 6.1 查得 K A = 1.0 , 参考附表 6.3 中 8 级精度公式 估计K H β = 1.15 + 0.18(1 + 0.6 d 2 ) d 2 + 0.31 × 103 b = 1.45由 《机械设计》附图 6.2 查得 K F β = 1.40 载荷系数K = K A K v K α K H β = 2.271 1⑥修正分度圆直径:d1 = d1 ( K / K t ) 3 = 45.6 × (2.27 / 1.5) 3 = 52.35 mm⑦计算模数:mn = d1 cos β / Z1 = 52.35cos15o / 26 = 1.94(3)按齿根弯曲疲劳强度计算: ①计算载荷系数 K :K = K A KV K α K F β = 2.20②确定齿型系数 YFα 和应力校正系数 YSα : 当量齿数ZV 1 = Z1 / cos 3 β = 26 / cos 3 15o = 28.850 ZV 2 = Z 2 / cos 3 β = 117 / cos 3 15o = 129.82查表得YFα 1 = 2.53 YFα 2 = 2.156 YSα 1 = 1.62 YSα 2 = 1.85③计算螺旋角影响系数 y β : 轴面重合度 取 εβ = 1ε β = 0.318 d z1 tan β = 0.318 × 1 × 26 × tan15o = 2.215yβ = 1
ε β × β / 120o = 1
1 × 15o / 120o = 0.8759机械设计课程设计DD苏晓华 ④计算许用弯曲应力 [ σ F ]: 查《机械设计》附图 6.3 查得 查图可得04 车辆 1 班(45 号)k NF 1 = 0.84k NF 2 = 0.87σ F lim1 = 500 MPa , σ F lim 2 = 500 MPa ,取安全系数 S F = 1.4[ σ F 1 ]= k NF 1σ F lim1 / S F = 0.84 × 500 1.4 = 300 MPa [ σ F 2 ]= k NF 2σ F lim 2 S F = 0.87 ×
= 310.71 MPa ⑤确定 y Fα y sα [σ F ] : yFα ysα [σ F 1 ] = 2.53 × 1.62 300 = 0.01367 yFα ysα [σ F 2 ] = 2.156 × 1.814 310.71 = 0.01259 ⑥计算齿轮模数:m n1 ≥32kTI yβ cos 2 β yFα y Sα 2
d ε α z3 [σ F ]2 × 2.20 × 0.875 × 164040 × cos 3 15o × 0.01367 1 × 1.659 × 26 2=3=1.91 比较两种强度计算结果,确定模数为 mn = 2 (4)几何尺寸的计算: ①中心距a = mn ( z1 + z2 ) (2cos β ) = 2 × (26 + 117) (2 cos15o ) = 148.04mm取 a = 148mm ②修正螺旋角:= arccos [ 2 × (26 + 117) 2 × 148.5] = 15.64247.③计算齿轮分度圆直径:d1 = mn z1 cos β = 2 × 26 cos15.64247o = 54.00mm d 2 = mn z2 cos β = 2 × 117 cos15.64247o = 243.00mmβ = arccos[mn ( z1 + z2 ) 2a④计算齿轮齿宽:b1 =
d d1 = 1 × 54.00 = 54.00mm10机械设计课程设计DD苏晓华 取 B2 = 5504 车辆 1 班(45 号)则 B1 = B2 + 5 = 60mm2,低速级齿轮校核: (1)选定齿轮的类型,精度等级,材料及齿数. ①考虑传递的功率比较大,故大,小齿轮都选用软齿面.查表选大,小齿 轮的材料为 45 钢,大,小齿轮调质.硬度为 250HBS ②选取精度等级.初选 8 级精度(GB/T ) . ③选小齿轮齿数 z 1 = 26 ,大齿轮齿数 z2 = i2 z1 = 3.15 × 26 = 81.9,取z=82 ④初选螺旋角β=15° β 15° 考虑闭式硬齿面齿轮传动的传动失效可能为点蚀,也可能为疲劳折断,故分别按接触 疲劳强度和弯曲强度设计,分析对比再确定方案. (2)按齿面接触疲劳强度设计 1) ①载荷系数 K:试选 K=1.5 ②小齿轮传递的转矩 TII : TII = 701.8 Nm ③齿宽系数
d :查《机械设计》附表 6.5 选取
d = 1 ④弹性影响系数 Z E :查《机械设计》表 6.4 得 Z E = 189.8 MPa ⑤节点区域系数 Z H :ZH =由 tan α t =2cos β b sin α t cos α ttan α n , tan β b = tan β cos α t 得 cos βtan α n tan 20Ο α t = arctan = arctan = 20.64690Ο Ο cos β cos15β b = arctan(tan β cos α t ) = arctan(tan15Ο cos 20.6469Ο ) = 14.07610Ο11机械设计课程设计DD苏晓华04 车辆 1 班(45 号)ZH =2cos14.0761Ο = 2.425 sin 20.6469Ο cos 20.6469Ο⑥端面重合度 ε α :εα = α at 1z1 (tan α at 1
tan α t ) + z2 (tan α at 2
tan α t ) 2πz1 cos α t 26 × cos 20.6469Ο = arccos = arccos = 29.41906Ο * Ο z1 + 2han cos β 26 + 2 × 1 × cos15 z2 cos α t 82 × cos 20.6469Ο = arccos = 23.90301Ο * Ο 82 + 2 × 1 × cos15 z2 + 2han cos βα at 1 = arccos代入上式得ε α =1.641 1.641,⑦ 接 触 疲 劳 强 度 极 限 σ H lim : 按 齿 面 硬 度 查 表 得 σ H lim1 = 600 MPaσ H lim 2 = 600 MPa⑧应力循环次数:N 1 = 60nΙΙ jLh = 60 × 110.36 × 1 × 2 × 8 × 360 × 10 = 3.18 × 108 N2 = N 1 3.18 × 108 = = 1.01 × 108 i2 3.15⑨接触疲劳寿命系数 K HN :查《机械设计》附图 6.4 得 K HN 1 = 0.95 , K HN 2 = 0.98 ⑩接触疲劳许用应力[ σ H ]: 取失效概率为 1%,安全系数 S H = 1 ,得[σ H 1 ] = K HN 1σ HLim 3 / S H = 0.95 × 600 / 1 MPa = 570 MPa [σ H 2 ] = K HN 2σ HLim 2 / S H = 0.98 × 600 / 1 MPa = 588 MPa因 ([σ H 1 ] + [σ H 2 ]) / 2 = 579 MPa & 1.23[σ H 4 ] = 723.24 MPa ,故取 [σ H ] = 579 MPa . 2)计算 ①小齿轮分度圆直径dt ≥32 KTI i + 1 Z H Z E 2
( ) = dε a i [σ H ]32 × 1.5 × .15 + 1 2.425 × 189.8 2 × ×( ) = 102.22mm 1 × 1.641 3.15 57912机械设计课程设计DD苏晓华 ②计算圆周速度 v :04 车辆 1 班(45 号)v=π d1t nII60 × 1000=3.14 × 102.22 × 110.36 = 0.59 m/s 60 × 1000③小齿轮齿宽b1 =
d d1t = 1 × 102.22 = 102.22 mm④齿宽与齿高比 b / h :b/h = d d1t2.25mn= d mt Z12.25mn=2.25cos β d Z1= 1 × 26 /(2.25cos15o ) = 11.96⑤计算载荷系数 K : 由 v=0.59m/s,8 级精度,由《机械设计》附图 6.1 查得 K v = 1.06 由附表 6.2 查得 K α = 1.4 , 由附表 6.1 查得 K A = 1.0 , 参考附表 6.3 中 8 级精度公式:K H β = 1.15 + 0.18(1 + 0.6 d 2 ) d 2 + 0.31 × 103 b = 1.47由 《机械设计》附图 6.2 查得 K F β = 1.38 载荷系数取 K H β = 1.5K = K A K v Kα K H β = 2.2261 1⑥修正分度圆直径:d1 = d 1t ( K / K t ) 3 = 102.22 × (2.226 / 1.5) 3 = 116.60 mm⑦计算模数:mn = d1 cos β / Z1 = 102.22cos15o / 26 = 3.80(3)按齿根弯曲疲劳强度计算: ①计算载荷系数 K :K = K A KV Kα K F β = 2.05②确定齿型系数 YFα 和应力校正系数 YSα : 当量齿数ZV 1 = Z1 / cos 3 β = 26 / cos 3 15o = 28.8ZV 2 = Z 2 / cos 3 β = 82 / cos 3 15o = 91.0查表得YFα 1 = 2.53YFα 2 = 2.216③计算螺旋角影响系数 y β :YSα 1 = 1.62YSα 2 = 1.77213机械设计课程设计DD苏晓华 轴面重合度 取 εβ = 104 车辆 1 班(45 号)ε β = 0.318 d z1 tan β = 0.318 × 1 × 26 × tan15o = 2.215yβ = 1
ε β × β / 120o = 1
1 × 15o / 120o = 0.875④计算许用弯曲应力 [ σ F ]: 查《机械设计》附图 6.3 查得 查图可得 k NF 1 = 0.88 k NF 2 = 0.91σ F lim1 = 350 MPa , σ F lim 2 = 350 MPa ,取安全系数 S F = 1.4[ σ F 1 ]= k NF 1σ F lim1 / SF = 0.88 × 350 1.4 = 220 MPa [ σ F 2 ]= k NF 2σ F lim2 SF = 0.91 × 350 1.4 = 227.5 MPa ⑤确定 y Fα y sα [σ F ] :yFα ysα [σ F 1 ] = 2.53 × 1.62 220 = 0.01862yFα ysα [σ F 2 ] = 2.216 × 1.772 227.5 = 0.01726⑥计算齿轮模数:2kTI yβ cos 2 β yFα y Sα m n1 ≥ 2
d ε α z3 [σ F ]32 × 2.05 × 0.875 × 701800 × cos 3 15o = × 0.01862 1 × 1.641 × 2623= 3.36比较两种强度计算结果,确定模数为 m n = 4 (4)几何尺寸的计算: ①中心距a = mn ( z1 + z2 ) (2cos β ) = 4 × (26 + 82) (2 cos15o ) = 223.62mm取 a = 224mm ②修正螺旋角:β = arccos[mn ( z1 + z2 ) 2a= arccos[4 × (26 + 82) 2 × 224 = 15.35889o③计算齿轮分度圆直径:14机械设计课程设计DD苏晓华04 车辆 1 班(45 号)d1 = mn z1 cos β = 4 × 26 cos15.35889o = 107.85mmd 2 = mn z2 cos β = 4 × 82 cos15.35889o = 340.15mm④计算齿轮齿宽:b1 =
d d1 = 1 × 107.85 = 107.85mm取 B2 = 110 则 B1 = B2 + 5 = 115mm3,减速器铸造箱体的主要结构尺寸设计. 查《设计基础》表 3-1 经验公式,及结果列于下表. 名称 结果(mm) 名称 底座壁厚 8.6 地脚螺栓直径 箱盖壁厚 8 地脚螺栓数目 底座上部凸圆厚度 14 螺栓孔凸缘的配置尺寸 箱盖凸圆厚度 12 地脚螺栓孔凸缘尺寸 底座下部凸圆厚度 20 箱体内壁与齿轮距离 底座加强筋厚度 8 底座深度 箱底加强筋厚度 7 底座高度 轴承座联接螺栓直径 12 视孔盖固定螺钉直径 10 底座与箱盖联接螺栓直 箱盖高度 径结果(mm) 20 6 22,18,30 30,25,48 20 200 244 7 215.5六,设计计算轴 (一)轴Ⅰ的设计 (1)选择轴的材料 选取 45 号钢 ,调质,HBS230 (2) 初步估算轴的最小直径 根据教材公式,取 A0 =104,得 =104 04 d ≥ A0 ×3p1 26.83(mm) = 26.83(mm) n1( 3 )轴的结构设计,初定轴径及轴向尺寸 考虑电机轴的结构及轴的刚度,取装带轮处轴径为 30mm,按照轴的结构要求,取轴 mm 承处轴径为 40mm 40mm,15机械设计课程设计DD苏晓华04 车辆 1 班(45 号)初选轴Ⅰ的轴承为圆锥滚子轴承 30308 GB/T 297-4.两轴承支点间的距离: L1 = B1 +
1 + 2 2 + B +
3 , 式中: B1 DDDDD小齿轮齿宽, B1 = 60mm DDDDDD 箱体内壁与小齿轮端面的间隙,
1 = 10mm1 2 DDDDDDD 箱体内壁与轴承端面的距离,
2 = 10mmB DDDDD 轴承宽度,选取 30308 型圆锥滚子轴承,查表 13-1,得到 B = 23mm
3 DDDDD 阶梯轴中间部分的长度,
3 =131..5 mm得到: L1 = 60 + 10 + 20 + 23 + 131.5 = 244.5mm 带轮对称线到轴承支点的距离L2 =B B + l2 + l3 + 3 2 2式中: l2 DDDDD轴承盖的凸缘厚度, l 2 = 30mml3 DDDDD轴承盖端面至带轮端面的距离, l 3 = 15.5mm B3 DDDD带轮宽度, B3 = 120mm得到: L2 =B B 23 120 + l2 + l3 + 3 = + 30 + 15.5 + = 117 mm 2 2 2 2(4)按弯扭合成应力校核轴的强度 ① 绘出轴的计算简图 ,如图16机械设计课程设计DD苏晓华04 车辆 1 班(45 号)高速轴的弯矩和转矩 (a)受力简图; (b)水平面的受力和弯矩图; (c)垂直面的受力和弯矩图; (d)合成弯矩图; (e)转矩图; (f)计算弯矩图 ② 计算作用在轴上的作用力. 小齿轮的受力分析: 圆周力 Ft 1 = 径向力 Fr 1 =2T1 = 6075.56 (N) d1Ft 1 tan α n = 2296.37(N) 2296.37( cos β轴向力 Fa 1 = Fti tan β =1701.18(N) 1701.18( 带传动作用在轴上的压力 Q=2019.88(N) ③ 计算支反力17机械设计课程设计DD苏晓华 水平面内 Ft 1 ×183 = 得04 车辆 1 班(45 号)RBH×244.5R B H = 4547.35(N) 4547.35(N)RAH = Ft 1 - RBH =1528.21 (N)垂直面内∑MB= RAV × 244.5
Fr 1 × 61.5
Q × 361.5 = 0 2得 RAV =3751.92 N∑F = R④AV Fr 1
Q = 0得 RBV =-564.33 N 作弯矩图水平面内 MCH = - RAH ×183 = - N.mm
垂直面内 M AV = Q × 117 =
N.mmM CV 1 = RAV × 183
Q × (117 + 183) = 80637.36 N.mmM CV 2 =
RBV × 61.5 = 34706.30 N.mm合成弯矩 M A = M AV =
N.mmM C 1 = M CH 2 + M CV 12 =
N.mm M C 2 = M CH 2 + M CV 2 2 =
N.mm⑤ 作扭矩图T1 =164040N.mm 164040N.mm ⑥ 作计算弯矩图当扭转剪应力为脉动循环变应力时,取系数 α = 0.6M caD = M D 2 + (α TΙ )2 = 98424 N.mm M caA = M A 2 + (α TΙ )2 =
N.mm18机械设计课程设计DD苏晓华04 车辆 1 班(45 号)M caC 1 = M C 12 + (α TΙ )2 =
N.mm M caC 2 = M C 2 2 + (α TΙ )2 =
N.mm⑦ 按弯扭合成力校核周轴的强度轴的材料为 45 号钢,调制,查表得拉伸强度极限 σ S = 650MPa 650MPa,对称循环变应力时得 许用应 力[ σ 1 ]b=60MPa [由计算弯矩图可见,A 剖面得计算弯矩最大,该处得计算弯矩为σ caA =M caA McaA = = 40.00 MPa &[ σ 1 ]b W 0.1d A 3D 剖面轴径最小,该处得计算应力为σ caD =M caD M caD = = 36.45 MPa &[ σ 1 ]b W 0.1d D 3(5) 轴Ⅰ的结构简图(二)轴Ⅱ的设计 (1)选择轴的材料 选取 45 号刚 ,调质,HBS230 (2) 初步估算轴的最小直径 根据教材公式,取 A0 =104,得 =10 d ≥ A0 * 3pΙΙ 43.56(mm) = 43.56(mm) nΙΙ19机械设计课程设计DD苏晓华 ( 3 )轴的结构设计,初定轴径及轴向尺寸04 车辆 1 班(45 号)按照轴的结构要求,取轴承处轴径为 50mm 50mm mm,轴承处轴径也为最小直径处 初选轴Ⅱ的轴承为圆锥滚子轴承 30210 GB/T 297-4.两轴承支点间的距离: L1 = B1 + B 2 + 2 1 +
3 + B , 式中: B1 DDDDD小齿轮齿宽, B1 = 55mm DDDDD大齿轮齿宽, B2 = 115mm DDDDDD 箱体内壁与小齿轮端面的间隙,
1 = 10mmB21 2 DDDDDDD 箱体内壁与左轴承端面的距离,
3 DDDDDDD 箱体内壁与右轴承端面的距离,
3 = 25.5mmBDDDDD 轴承宽度,选取 30210 型圆锥滚子轴承,查表 13-1,得到 B = 20mm得到: L1 = 55 + 115 + 20 + 12 + 25.5 + 20 = 247.5mm(4)按弯扭合成应力校核轴的强度 ① 绘出轴的计算简图 ,如图20机械设计课程设计DD苏晓华04 车辆 1 班(45 号)中间轴的弯矩和转矩 中间轴的弯矩和转矩 (a)受力简图; (b)水平面的受力和弯矩图; (c)垂直面的受力和弯矩图; (d)合成弯矩图; (e)转矩图; (f)计算弯矩图②计算作用在轴上的作用力. 齿轮的受力分析:圆周力 Ftc = 径向力 FrC =2TΙΙ = 13014.37 (N) dcFtD =2TΙΙ = 5776.13 (N) dDFtC tan α n F tan α n = 4912.28 (N) FrD = tD = 2183.20 (N) cos β C cos β D轴向力 FaC = FtC tan β C = 3574.71 (N) FaD = FtD tan β D = 1617.34 (N) ③ 计算支反力水平面内21机械设计课程设计DD苏晓华04 车辆 1 班(45 号)∑M得A=
Ftc × 89.5
FtD × (89.5 + 95) + RBH × 247.5 = 0AH∑F = R垂直面内+ RBH
FtD = 0RBH =9012.05 (N)RAH =9778.45(N) 9778.45(N)∑MA= Fac ×dc d
Frc × 89.5 + FrD × 184.5 + FaD × D
RBV × 247.5 = 0 2 2得 RBV =1423.94 N∑F = R④AV FrC
RBV + FrD = 0得 RAV =53.02N作弯矩图水平面内 MCH = RAH ×89.5 =
N.mmM DH = RBH ×63 =
N.mm垂直面内 M CV 1 = RAV × 89.5 =
N.mmM CV 2 = R AV × 89.5
Fac ×dc =
N.mm 2M DV 1 =
RBV × 63 = 89708.22 N.mmM DV 2 =
RBV × 63 + FaD ×合成弯矩 M C 1 =dD =
N.mm 2M CH 2 + M CV 1 2 =
N.mmMC 2 =M D1 =M CH 2 + M CV 2 2 =
N.mmM DH 2 + M DV 1 2 =
N.mmM D 2 = M DH 2 + M DV 2 2 =
N.mm⑤ 作扭矩图TΙΙ =701800 N.mm ⑥ 作计算弯矩图 0.6 当扭转剪应力为脉动循环变应力时,取系数 α = 0.622机械设计课程设计DD苏晓华 M caA = M caB = 0 N.mm04 车辆 1 班(45 号)M caC 1 = M C 12 + (α TΙΙ )2 =
N.mmM caC 2 =M C 2 2 + (α TΙΙ ) 2 =
N.mmM caD1 = M D1 2 + (α TΙΙ )2 =
N.mmM caD 2 = M D 2 2 + (α TΙΙ )2 =
N.mm⑦ 按弯扭合成力校核周轴的强度 轴的材料为 45 号钢,调制,查表得拉伸强度极限 σ S = 650MPa 650MPa,对称循环变应力时得 许用应力[ σ 1 ]b=60MPa [ 由计算弯矩图可见,C 剖面得计算弯矩最大,该处得计算弯矩为σ caC =M caC 1 = 8.29 MPa &[ σ 1 ]b 0.1d C 3A,B 剖面轴径最小,该处得计算应力为σ caA = σ caB =M caA = 0 MPa &[ σ 1 ]b W(5) 轴Ⅱ的结构简图23机械设计课程设计DD苏晓华04 车辆 1 班(45 号)(三)轴Ⅲ的设计 (1)选择轴的材料 选取 45 号钢 ,调质,HBS230 (2) 初步估算轴的最小直径 根据教材公式,取 A0 =104,得 =10 d ≥ A0 * 3pΙΙΙ 62.79(mm) = 62.79(mm) nΙΙΙ( 3 )轴的结构设计,初定轴径及轴向尺寸 考虑输出端的结构要求及轴的刚度,取装联轴器处轴径为 65mm 65mm,按照轴的结构要求, 取轴承处轴径为 70mm 70mm mm, 初选轴Ⅲ的轴承为圆锥滚子轴承 30214 GB/T 297-4.两轴承支点间的距离: L1 = B1 +
4 + B , 式中: B1 DDDDD大齿轮齿宽, B1 = 110mm DDDDDD 箱体内壁与大齿轮端面的间隙,
1 = 10.5mm1 2 DDDDDDD 箱体内壁与左轴承端面的距离,
2 = 20.5mm
3 DDDDDDD 箱体内壁与右轴承端面的距离,
3 = 10mm 4 DDDDDDD 阶梯轴中间部分的长度,
4 = 68.5mm B DDDDD 轴承宽度,选取 30214 型圆锥滚子轴承,查表 13-1,得到 B = 24mm得到: L1 = 110 + 10.5 + 20.5 + 10 + 68.5 + 24 = 243.5mm安装联轴器的轴上的键的径向对称中心到轴承支点的距离 L2 =式中: l2 DDDDD轴承盖的凸缘厚度, l 2 = 30mmB B + l2 + l3 + 3 2 2l3 DDDDD轴承盖端面至联轴器端面的距离, l 3 = 15mm B3 DDDD联轴器宽度, B3 = 142mm24机械设计课程设计DD苏晓华04 车辆 1 班(45 号)得到: L2 =B B 24 142 + l2 + l3 + 3 = + 30 + 15 + = 128mm 2 2 2 2(其中根据轴Ⅲ的转矩 TIII= 2101.93 N.M 和前面选择的轴孔直径为 65mm,查表选择弹性柱销齿式联轴器,其型号为:ZL-5,工称转矩为 4000N.m,轴孔直径为 65mm.) ZL-5,工称转矩为 4000N.m,轴孔直径为 ZL (4)按弯扭合成应力校核轴的强度 ① 绘出轴的计算简图 ,如图低速轴的弯矩和转矩 低速轴的弯矩和转矩 (a)受力简图; (b)水平面的受力和弯矩图; (c)垂直面的受力和弯矩图; (d)合成弯矩图; (e)转矩图; (f)计算弯矩图②计算作用在轴上的作用力. 齿轮的受力分析:25机械设计课程设计DD苏晓华04 车辆 1 班(45 号)圆周力 FtC = 径向力 FrC =2T ΙΙΙ = 12358.84 (N) dcFtC tan α n = 4671.26 (N) cos β轴向力 FaC = FtC tan β = 3460.53 (N)③计算支反力水平面内 FtC ×156 = RAH ×243.5 得RAH = 7917.78(N) 7917.78(N)RBH = FtC
RAH = 4441.06 (N)垂直面内∑MB= RAV × 243.5
Frc × 156 + Fac ×AVdc =0 2得 RAV =575.63 N∑F = R FrC + RBV = 0得 RBV =4096.63 N④ 作弯矩图 水平面内 MCH =
RBH ×156= - N.mm 156= 垂直面内 M CV 1 =
RAV × 87.5 = 50367.63 N.mmM CV 2 =
RBV × 156 =
N.mm合成弯矩 M C 1 =M CH 2 + M CV 12 =
N.mmM C 2 = M CH 2 + M CV 2 2 =
N.mm⑤ 作扭矩图T ΙΙΙ = 2101930 N.mm⑥ 作计算弯矩图 当扭转剪应力为脉动循环变应力时,取系数 α = 0.626机械设计课程设计DD苏晓华04 车辆 1 班(45 号)M caA = M caB = M caD = M A 2 + (α TΙΙΙ ) 2 = 1261158 N.mm M caC 1 = M C 1 2 + (α TΙΙΙ )2 =
N.mm M caC 2 = M C 2 2 + (α TΙΙΙ ) 2 =
N.mm⑦ 按弯扭合成力校核周轴的强度 轴的材料为 45 号钢,调制,查表得拉伸强度极限 σ S = 650MPa 650MPa,对称循环变应力时得 许用应力[ σ 1 ]b=60MPa [ 由计算弯矩图可见,C 剖面得计算弯矩最大,该处得计算弯矩为σ caC =M caC 1 = 0.37 MPa &[ σ 1 ]b 0.1d C 3D 剖面轴径最小,该处得计算应力为σ caD =M caD = 45.92 MPa &[ σ 1 ]b W(5) 轴Ⅲ的结构简图七,选择滚动轴承及寿命计算 1, 校核轴Ⅰ的两圆锥滚子轴承 30308 GB/T 297-1994 其中 C=86.2kN, 0 = 63.8kN ) ( 86.2kN 1)计算轴的受力cSAFa27SB机械设计课程设计DD苏晓华04 车辆 1 班(45 号)A RAH = 1528.21 N RBH = 4547.35 NB RAV = 3751.92 N RBV = 564.33 N2 2 RA = RAV + RAH = 4051.21 N2 2 RB = RBV + RBH = 4582.23 NFa= Fa=1701.18 N 查《机械设计课程设计》表 13-1 得: e = 0.35S A = e A RA = 1417.92 N S B = eB RB = 1603.78 NFa + S B = 1701.18 + 1603.78 = 3304.96 N & S A = 1417.92 N 所以轴承 A 被&压紧& ,轴承 B 被&放松&AA = Fa + S B = 3304.96 N AB = S B = 1603.78 N2)计算轴受到的当量动载荷 P1 和 P2 :AA 3304.96 = = 0.82 & e RA 4051.21查表对于轴承 A 取 对于轴承 B 取 取 f p = 1 .2 则X A = 0.40AB 1603.78 = = 0.35 = e RB 4582.23YA = 1.13XB = 1YB = 0PA = f P ( X A RA + YA AA ) = 1.2 × (0.40 × 4051.21 + 1.13 × 3304.96) = 6426.11 NPB = f p ( X B RB + YB AB ) = 1.2 × (1 × 4582.23 + 0) = 5498.68 N因为 PA & PB ,所以按轴承 A 验算轴承寿命Lh = 106 C ε 106 86200 10 / 3 ( ) = ( ) 15000小 = 5小时 & 15000小时,所以合格 60n PA 60 × 496.6 6426.112, 校核轴Ⅱ的两圆锥滚子轴承 30210 GB/T 297-1994 其中 C=72200N, 0 = 55.2kN ) 297( 72200N 1)计算轴的受力cSA ARAH = 9778.45 N RBH = 9012.05 NFaRAV = 4153.02 NSB BRBV = 1423.94 N28机械设计课程设计DD苏晓华2 2 RA = RAV + RAH = 10623.83 N04 车辆 1 班(45 号)2 2 RB = RBV + RBH = 9123.85 NFa=1957.36N Fa=1957.36N 查《机械设计课程设计》表 13-1 得: e = 0.42 S A = e A RA = 4462.01 N S B = eB RB = 3832.02 NFa + S B = 1957.36 + 3832.02 = 5789.38 N & S A = 4462.01 N 所以轴承 A 被&压紧& , 轴承 B 被&放松& AA = Fa + S B = 5789.38 N AB = S B = 3832.02 N2)计算轴受到的当量动载荷 P1 和 P2 :AA 5789.38 = = 0.55 & e RA 10623.83查表对于轴承 A 取 对于轴承 B 取 取 f p = 1.2 则 X A = 0.40AB 3832.02 = = 0.42 = e RB 9123.85YA = 1.10XB = 1YB = 0PA = f P ( X A RA + YA AA ) = 1.2 × (0.4 × 10623.83 + 1.1 × 5789.38) = 12741.42 N PB = f p ( X B RB + YB AB ) = 1.2 × (1 × 9123.85 + 0) = 10948.62 N因为 PA & PB ,所以按轴承 A 验算轴承寿命106 C ε 106 72200 10 / 3 Lh = ( ) = ( ) 15000小 = 48989.34小时 & 15000小时,所以合格 60n PA 60 × 110.36 12741.42c3 , 校 核 轴 Ⅲ 的 两 圆 锥 滚 子 轴 承 30214 GB/T 297-1994 ( 其 中 C = 125000N , 000N 0 = 97.5kN ) 1)计算轴的受力 SA ARAH = 7917.78 N RBH = 4441.06 NFa BRAV = 575.63 NSBRBV = 4096.63 N2 2 RA = RAV + RAH = 7938.68 N2 2 RB = RBV + RBH = 6041.97 NFa=3460.53N Fa=3460.53N 查《机械设计课程设计》表 13-1 得: e = 0.4229机械设计课程设计DD苏晓华 S A = e A RA = 3334.25 N04 车辆 1 班(45 号) S B = eB RB = 2537.63 NFa + S A = 1167 + 1188 = 6794.78 N & S B = 2537.63 N 所以轴承 B 被&压紧& ,轴承 A 被&放松& AA = S A = 3334.25 N AB = Fa + S A = 6794.78 N2)计算轴受到的当量动载荷 P1 和 P2 :AA 3334.25 = = 0.42 = e RA 7938.68查表对于轴承 A 取 对于轴承 B 取 取 f p = 1.2 则 XA = 1AB 6794.78 = = 1.12 & e RB 6041.97YA = 0 YB = 0.82X B = 0.4PA = f P ( X A RA + YA AA ) = 1.2 × (1 × 7938.68 + 0) = 9526.42 N PB = f p ( X B RB + YB AB ) = 1.2 × (0.4 × 6041.97 + 0.82 × 6794.78) = 9586.21 N因为 PA & PB ,所以按轴承 B 验算轴承寿命Lh = 106 C ε 106
/ 3 ( ) = ( ) = 小时 & 15000小时 60n PB 60 × 35.03 9586.21八,键连接的选择和强度校核: 键连接的选择和强度校核: 1, 高速轴与 V 带轮用键连接: (1) 选用圆头普通平键(A 型) 按轴径 30mm 及轮毂长度 120mm,查《机械设计课程设计》附表 10-1 选键8 × 100(GB / T ) .(2) 强度校核: 键 材 料 选 用 45 号 钢 , V 带 轮 材 料 为 铸 铁 , 查 表 得 键 联 接 得 许 用 应 力[σ ]b = 50 ~ 60 MPa键的工作长度: l = L
8 = 92mm 键与轮毂的槽的接触高度: k = 0.5h = 0.5 × 7 mm = 3.5mm 则键的工作挤压应力:30机械设计课程设计DD苏晓华04 车辆 1 班(45 号)σp =2T 2 × 164040 = = 33.96 MPa & [σ ]b kld 3.5 × 92 × 30可见键达到挤压强度要求. 2, 中间轴与齿轮的键连接: (3) 由于齿轮的精度为 8 级,且齿轮不在轴端,因此选用圆头普通平键(A 型) ,后 来因为用单键校核发现强度达不到要求,因此选用双键. 根据 d = 60mm ,轮毂长为 55mm,查附表 10-1 选键 18 × 45(GB / T ) (4) 强度校核: 键材料选用 45 号钢,查表得键的许用挤压应力 [σ p ] = 100
120 MPa 键的工作长度: l = L-b = 45
18 = 27 mm 键与轮毂的槽的接触高度: k = 0.5h = 0.5 × 11mm = 5.5mm 则键的工作挤压应力:σp =2T 2 × 701800 = = 105.02 MPa & [σ p ] nkld 1.5 × 5.5 × 60 × 27可见键达到挤压强度要求. 3, 低速轴与齿轮的键连接: (5) 由于齿轮的精度为 8 级,且齿轮不在轴端,因此选用圆头普通平键(A 型) . 根据 d = 80mm ,轮毂长为 110mm,查附表 10-1 选键 22 × 90(GB / T ) (6) 强度校核: 键材料选用 45 号钢,查表得键的许用挤压应力[σ p ] = 100
120 MPa 键的工作长度: l = L
22 = 68mm 键与轮毂的槽的接触高度: k = 0.5h = 0.5 × 14mm = 7 mm 则键的工作挤压应力:σp =2T 2 × 2101930 = = 110.40 MPa & [σ p ] kld 7 × 68 × 80可见键达到挤压强度要求. 4, 低速轴与联轴器用键连接: (7) 选用圆头普通平键 A 型 按轴径 60mm 及轮毂长度 142mm,查附表 10-1 选键18 × 140(GB / T ) . (8) 强度校核: 键材料选用 45 号钢,查表得键的许用挤压应力[σ p ] = 100
120 MPa 键的工作长度: l = L
18 = 122mm 键与轮毂的槽的接触高度: k = 0.5h = 0.5 × 11mm = 5.5mm31机械设计课程设计DD苏晓华 则键的工作挤压应力:04 车辆 1 班(45 号)σp =2T 2 × 2101930 = = 104.42 MPa & [σ p ] kld 5.5 × 122 × 60可见键达到挤压强度要求.九,选择联轴器 选择联轴器 输出端联轴器连接减速器低速轴与工作机之间,由于轴的转速较低,传递转矩比较 大,且减速器工作机常不在同一机座上,要求有较大的轴线偏移补偿,且为了缓和 冲击,避免振动影响减速器内传动件的正常工作,可选用有弹性元件的挠性联轴器, 据此选用弹性柱销联轴器,材料为 45 钢. 联轴器的计算转矩 Tca = K A × TΙΙΙ ,查表取工作情况系数 KA=1.5,故计算转矩为Tca = K A × TΙΙΙ = 1.5 × 2101.93 = ( N
m )由轴的直径为 60mm,查 《机械设计手册-轴及其连接》 5-2-32 选用弹性柱销齿式联 表 轴器型号为:ZL5 GB/T
,许用转矩为 4000 ( N
m) ,许用转速为 4000r/min. ZL5 5015 十,减速器的润滑: 减速器的润滑 齿轮传动的圆周速度为 v 为 高速级大齿轮v1 =π d1n160 × 1000=π × 243 × 110.3660000= 1.40 (m/s)低速级大齿轮v2 =π d 2 n260 × 1000=π × 340.15 × 35.0360000= 0.62 (m/s)因 v ≤12 m/s ,所以采用浸油润滑,由《机械设计课程设计》附表 14-1,选 用 L
AN 68 全损耗系统用油( GB443
1989 ) 全损耗系统用油( ,考虑到两级斜齿轮的直径相差不 大,所以同时将两个大齿轮浸入油中,而且浸油深度不少于 10mm. 对轴承的润滑,因 v & 2m / s ,采用脂润滑,由表 14-2 选用钙钠基润滑脂 钙钠基润滑脂 L
XAAMHA2 ( ZBE3 ) ,只需填充轴承空间的 1 / 3 ~ 1 / 2 ,并在轴承内 侧设挡油环,使油池中的油不能进入轴承以致稀释润滑脂.心得体会 总的来说,经过这次课程设计,自己不但很好的巩固了机械设计方面的知识,对机 械方面的设计有了一个感性的认识,从中也让自己发现了自身的很多问题,如有时候比 较粗心大意,显得比较急躁,考虑问题有时候还是很不全面的等等. 这次的课程设计,也锻炼我们查找资料,独立完成设计的能力,很好的锻炼了我们的 专业知识,为以后可能从事机械方面的工作打下了一个很好的基础.32机械设计课程设计DD苏晓华04 车辆 1 班(45 号)参考资料 (1) 《机械设计》 ,朱文坚,黄平,吴昌林主编,高等教育出版社 2005 年 2 月出版; (2) 《机械设计课程设计》 ,朱文坚,黄平主编,华南理工大学出版社 2004 年 1 月出版; (3) 《机械原理》 ,孙桓,陈作模主编,高等教育出版社 2001 年 5 月 出版; (4) 《互换性与测量技术》,黄镇昌编,华南理工大学出版社 2001 年 1 月出版; (5) 《机械设计手册-减速器.电机与电器》成大先主编,化学工业出 版社 2004 年 1 月出版 (6) 《机械设计手册-轴及其联接》 成大先主编, 化学工业出版社 2004 年 1 月出版 (7) 《机械设计手册-轴承》成大先主编,化学工业出版社 2004 年 1 月出版 (8) 《机械设计手册-机械传动》成大先主编,化学工业出版社 2004 年 1 月出版33
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