机械设计基础课程设计说明书(带式输送机传动装置毕业设计的每一步骤做简要说明(怎么完成))

2024-04-28 22:00:26 :34

机械设计基础课程设计说明书(带式输送机传动装置毕业设计的每一步骤做简要说明(怎么完成))

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带式输送机传动装置毕业设计的每一步骤做简要说明(怎么完成)

参考如下: 机械设计基础课程设计任务书………………………………. 题目名称带式运输机传动装置 学生学院 专业班级 姓 名 学 号 一、课程设计的内容设计一带式运输机传动装置(见图1)。设计内容应包括:传动装置的总体设计;传动零件、轴、轴承、联轴器等的设计计算和选择;减速器装配图和零件工作图设计;设计计算说明书的编写。图2为参考传动方案。 二、课程设计的要求与数据已知条件: 1.运输带工作拉力: F = 2.6 kN; 2.运输带工作速度: v = 2.0 m/s; 3.卷筒直径: D = 320 mm; 4.使用寿命: 8年; 5.工作情况:两班制,连续单向运转,载荷较平稳; 6.制造条件及生产批量:一般机械厂制造,小批量。三、课程设计应完成的工作1.减速器装配图1张;2.零件工作图 2张(轴、齿轮各1张);3.设计说明书 1份。四、课程设计进程安排序号设计各阶段内容地点起止日期一设计准备: 明确设计任务;准备设计资料和绘图用具教1-201第18周一二传动装置的总体设计: 拟定传动方案;选择电动机;计算传动装置运动和动力参数传动零件设计计算:带传动、齿轮传动主要参数的设计计算教1-201第18周一至第18周二 三减速器装配草图设计: 初绘减速器装配草图;轴系部件的结构设计;轴、轴承、键联接等的强度计算;减速器箱体及附件的设计教1-201第18周二至第19周一四完成减速器装配图: 教1-201第19周二至第20周一五零件工作图设计教1-201第20周周二六整理和编写设计计算说明书教1-201第20周周三至周四七课程设计答辩工字2-617第20周五五、应收集的资料及主要参考文献1 孙桓, 陈作模. 机械原理. 北京:高等教育出版社,1995.4 机械制图、机械设计手册等书籍。发出任务书日期: 年 月 日 指导教师签名: 计划完成日期: 年 月 日 基层教学单位责任人签章:主管院长签章:目录一、传动方案的拟定及说明………………………………….3二、电动机的选择…………………………………………….3三、计算传动装置的运动和动力参数……………………….4四、传动件的设计计算………………………………………..6五、轴的设计计算…………………………………………….15六、滚动轴承的选择及计算………………………………….23七、键联接的选择及校核计算……………………………….26八、高速轴的疲劳强度校核……………………………….….27九、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择…..........30十、润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择……………….31参考资料目录

跪求,机械设计基础课程设计书设计题目带式输送机传动装置

带式输送机传动装置设计目 录一、选择电动机二、确定传动装置的总传动比和分配传动比三、计算传动装置的运动和动力参数四、减速器的结构五、传动零件的设计计算六、轴的计算七、键的选择和校核八、轴承的的选择与寿命校核九、联轴器的选择十、润滑方法、润滑油牌号 以上资料属于部分资料 来自“三人行设计网” 你可以去看看 希望能帮到你~

机械设计课程设计---设计带式输送机传动装置其中减速器是一级圆柱齿轮减速器!

仅供参考一、传动方案拟定第二组第三个数据:设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器(1) 工作条件:使用年限10年,每年按300天计算,两班制工作,载荷平稳。(2) 原始数据:滚筒圆周力F=1.7KN;带速V=1.4m/s;滚筒直径D=220mm。 运动简图二、电动机的选择1、电动机类型和结构型式的选择:按已知的工作要求和 条件,选用 Y系列三相异步电动机。2、确定电动机的功率:(1)传动装置的总效率:η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95=0.86(2)电机所需的工作功率:Pd=FV/1000η总=1700×1.4/1000×0.86 =2.76KW3、确定电动机转速:滚筒轴的工作转速:Nw=60×1000V/πD=60×1000×1.4/π×220=121.5r/min根据【2】表2.2中推荐的合理传动比范围,取V带传动比Iv=2~4,单级圆柱齿轮传动比范围Ic=3~5,则合理总传动比i的范围为i=6~20,故电动机转速的可选范围为nd=i×nw=(6~20)×121.5=729~2430r/min符合这一范围的同步转速有960 r/min和1420r/min。由【2】表8.1查出有三种适用的电动机型号、如下表方案 电动机型号 额定功率 电动机转速(r/min) 传动装置的传动比 KW 同转 满转 总传动比 带 齿轮1 Y132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.632 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比,比较两种方案可知:方案1因电动机转速低,传动装置尺寸较大,价格较高。方案2适中。故选择电动机型号Y100l2-4。4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型,所需的额定功率及同步转速,选定电动机型号为Y100l2-4。其主要性能:额定功率:3KW,满载转速1420r/min,额定转矩2.2。三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比:i总=n电动/n筒=1420/121.5=11.682、分配各级传动比(1) 取i带=3(2) ∵i总=i齿×i 带π∴i齿=i总/i带=11.68/3=3.89四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速(r/min)nI=nm/i带=1420/3=473.33(r/min)nII=nI/i齿=473.33/3.89=121.67(r/min)滚筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)2、 计算各轴的功率(KW) PI=Pd×η带=2.76×0.96=2.64KW PII=PI×η轴承×η齿轮=2.64×0.99×0.97=2.53KW3、 计算各轴转矩Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N?m TI=9.55p2入/n1 =9550x2.64/473.33=53.26N?m TII =9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N?m 五、传动零件的设计计算1、 皮带轮传动的设计计算(1) 选择普通V带截型由课本P189表10-8得:kA=1.2 P=2.76KWPC=KAP=1.2×2.76=3.3KW据PC=3.3KW和n1=473.33r/min由课本P189图10-12得:选用A型V带(2) 确定带轮基准直径,并验算带速由课本P190表10-9,取dd1=95mm》dmin=75dd2=i带dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.30 mm由课本P190表10-9,取dd2=280带速V:V=πdd1n1/60×1000=π×95×1420/60×1000 =7.06m/s在5~25m/s范围内,带速合适。(3) 确定带长和中心距初定中心距a0=500mmLd=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0=2×500+3.14(95+280)+(280-95)2/4×450=1605.8mm根据课本表(10-6)选取相近的Ld=1600mm确定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2=497mm (4) 验算小带轮包角α1=1800-57.30 ×(dd2-dd1)/a=1800-57.30×(280-95)/497=158.670》1200(适用) (5) 确定带的根数单根V带传递的额定功率.据dd1和n1,查课本图10-9得 P1=1.4KWi≠1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查表10-2得 △P1=0.17KW查表10-4得 KL=0.99Z= PC/=3.3/=2.26 (取3根) (6) 计算轴上压力由课本表10-5查得q=0.1kg/m,由课本式(10-20)单根V带的初拉力:F0=500PC/ZV+0.10x7.062 =134.3kN则作用在轴承的压力FQFQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2)=791.9N2、齿轮传动的设计计算(1)选择齿轮材料与热处理:所设计齿轮传动属于闭式传动,通常齿轮采用软齿面。查阅表 表6-8,选用价格便宜便于制造的材料,小齿轮材料为45钢,调质,齿面硬度260HBS;大齿轮材料也为45钢,正火处理,硬度为215HBS;精度等级:运输机是一般机器,速度不高,故选8级精度。(2)按齿面接触疲劳强度设计由d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu2)1/3确定有关参数如下:传动比i齿=3.89取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数:Z2=iZ1= ×20=77.8取z2=78 由课本表6-12取φd=1.1(3)转矩T1T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660N?mm(4)载荷系数k : 取k=1.2(5)许用接触应力图6-37查得:σHlim1=610Mpa σHlim2=500Mpa接触疲劳寿命系数Zn:按一年300个工作日,每天16h计算,由公式N=60njtn 计算N1=60×473.33×10×300×18=1.36x109N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4×108查课本图6-38中曲线1,得 ZN1=1 ZN2=1.05按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=1.01=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa故得:d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu2)1/3=49.04mm 模数:m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm取课本P79标准模数第一数列上的值,m=2.5(6)校核齿根弯曲疲劳强度σ bb=2KT1YFS/bmd1确定有关参数和系数分度圆直径:d1=mZ1=2.5×20mm=50mm d2=mZ2=2.5×78mm=195mm齿宽:b=φdd1=1.1×50mm=55mm取b2=55mm b1=60mm(7)复合齿形因数YFs 由课本图6-40得:YFS1=4.35,YFS2=3.95 (8)许用弯曲应力根据课本P116:= σbblim YN/SFmin由课本图6-41得弯曲疲劳极限σbblim应为: σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa由课本图6-42得弯曲疲劳寿命系数YN:YN1=1 YN2=1弯曲疲劳的最小安全系数SFmin :按一般可靠性要求,取SFmin =1计算得弯曲疲劳许用应力为=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa校核计算σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa《 σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa《 故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(9)计算齿轮传动的中心矩aa=(d1+d2)/2= (50+195)/2=122.5mm(10)计算齿轮的圆周速度V计算圆周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s因为V<6m/s,故取8级精度合适. 六、轴的设计计算 从动轴设计 1、选择轴的材料 确定许用应力 选轴的材料为45号钢,调质处理。查表13-1可知: σb=650Mpa,σs=360Mpa,查bb=215Mpa bb=60Mpa 2、按扭转强度估算轴的最小直径 单级齿轮减速器的低速轴为转轴,输出端与联轴器相接,从结构要求考虑,输出端轴径应最小,最小直径为: d≥C 查表13-5可得,45钢取C=118 则d≥118×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm 考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准,取d=35mm 3、齿轮上作用力的计算 齿轮所受的转矩:T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582 N 齿轮作用力: 圆周力:Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N 径向力:Fr=Fttan200=2036×tan200=741N 4、轴的结构设计 轴结构设计时,需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式,按比例绘制轴系结构草图。 (1)、联轴器的选择 可采用弹性柱销联轴器,查表9.4可得联轴器的型号为HL3联轴器:35×82 GB5014-85 (2)、确定轴上零件的位置与固定方式 单级减速器中,可以将齿轮安排在箱体中央,轴承对称布置 在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器,齿轮靠油环和套筒实现轴向定位和固定,靠平键和过盈配合实现周向固定,两端轴承靠套筒实现轴向定位,靠过盈配合实现周向固定 ,轴通过两端轴承盖实现轴向定位,联轴器靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位 (3)、确定各段轴的直径将估算轴d=35mm作为外伸端直径d1与联轴器相配(如图),考虑联轴器用轴肩实现轴向定位,取第二段直径为d2=40mm齿轮和左端轴承从左侧装入,考虑装拆方便以及零件固定的要求,装轴处d3应大于d2,取d3=4 5mm,为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3,取d4=50mm。齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=45mm. (4)选择轴承型号.由P270初选深沟球轴承,代号为6209,查手册可得:轴承宽度B=19,安装尺寸D=52,故轴环直径d5=52mm. (5)确定轴各段直径和长度Ⅰ段:d1=35mm 长度取L1=50mmII段:d2=40mm 初选用6209深沟球轴承,其内径为45mm,宽度为19mm.考虑齿轮端面和箱体内壁,轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm,通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度,并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定,为此,取该段长为55mm,安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长:L2=(2+20+19+55)=96mmIII段直径d3=45mmL3=L1-L=50-2=48mmⅣ段直径d4=50mm长度与右面的套筒相同,即L4=20mmⅤ段直径d5=52mm. 长度L5=19mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=96mm(6)按弯矩复合强度计算①求分度圆直径:已知d1=195mm②求转矩:已知T2=198.58N?m③求圆周力:Ft根据课本P127(6-34)式得Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N④求径向力Fr根据课本P127(6-35)式得Fr=Ft?tanα=2.03×tan200=0.741N⑤因为该轴两轴承对称,所以:LA=LB=48mm(1)绘制轴受力简图(如图a)(2)绘制垂直面弯矩图(如图b)轴承支反力:FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37NFAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N由两边对称,知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为MC1=FAyL/2=0.37×96÷2=17.76N?m截面C在水平面上弯矩为:MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N?m(4)绘制合弯矩图(如图d)MC=(MC12+MC22)1/2=(17.762+48.482)1/2=51.63N?m(5)绘制扭矩图(如图e)转矩:T=9.55×(P2/n2)×106=198.58N?m(6)绘制当量弯矩图(如图f)转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化,取α=0.2,截面C处的当量弯矩:Mec=1/2=1/2=65.13N?m(7)校核危险截面C的强度由式(6-3)σe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453=7.14MPa《 b=60MPa∴该轴强度足够。主动轴的设计 1、选择轴的材料 确定许用应力 选轴的材料为45号钢,调质处理。查表13-1可知: σb=650Mpa,σs=360Mpa,查bb=215Mpa bb=60Mpa 2、按扭转强度估算轴的最小直径 单级齿轮减速器的低速轴为转轴,输出端与联轴器相接,从结构要求考虑,输出端轴径应最小,最小直径为: d≥C 查表13-5可得,45钢取C=118 则d≥118×(2.64/473.33)1/3mm=20.92mm 考虑键槽的影响以系列标准,取d=22mm 3、齿轮上作用力的计算 齿轮所受的转矩:T=9.55×106P/n=9.55×106×2.64/473.33=53265 N 齿轮作用力: 圆周力:Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N 径向力:Fr=Fttan200=2130×tan200=775N 确定轴上零件的位置与固定方式 单级减速器中,可以将齿轮安排在箱体中央,轴承对称布置 在齿轮两边。齿轮靠油环和套筒实现 轴向定位和固定 ,靠平键和过盈配合实现周向固定,两端轴承靠套筒实现轴向定位,靠过盈配合实现周向固定 ,轴通过两端轴承盖实现轴向定位, 4 确定轴的各段直径和长度初选用6206深沟球轴承,其内径为30mm,宽度为16mm.。考虑齿轮端面和箱体内壁,轴承端面与箱体内壁应有一定矩离,则取套筒长为20mm,则该段长36mm,安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。(2)按弯扭复合强度计算①求分度圆直径:已知d2=50mm②求转矩:已知T=53.26N?m③求圆周力Ft:根据课本P127(6-34)式得Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N④求径向力Fr根据课本P127(6-35)式得Fr=Ft?tanα=2.13×0.36379=0.76N⑤∵两轴承对称∴LA=LB=50mm(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38NFAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N(2) 截面C在垂直面弯矩为MC1=FAxL/2=0.38×100/2=19N?m(3)截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=1.065×100/2=52.5N?m(4)计算合成弯矩MC=(MC12+MC22)1/2=(192+52.52)1/2=55.83N?m(5)计算当量弯矩:根据课本P235得α=0.4Mec=1/2=59.74N?m(6)校核危险截面C的强度由式(10-3)σe=Mec/(0.1d3)=59.74x1000/(0.1×303)=22.12Mpa《b=60Mpa∴此轴强度足够(7) 滚动轴承的选择及校核计算 一从动轴上的轴承根据根据条件,轴承预计寿命L’h=10×300×16=48000h (1)由初选的轴承的型号为: 6209, 查表14-19可知:d=55mm,外径D=85mm,宽度B=19mm,基本额定动载荷C=31.5KN, 基本静载荷CO=20.5KN, 查表10.1可知极限转速9000r/min (1)已知nII=121.67(r/min)两轴承径向反力:FR1=FR2=1083N根据课本P265(11-12)得轴承内部轴向力FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端为压紧端,现取1端为压紧端FA1=FS1=682N FA2=FS2=682N(3)求系数x、yFA1/FR1=682N/1038N =0.63FA2/FR2=682N/1038N =0.63根据课本P265表(14-14)得e=0.68FA1/FR1《e x1=1 FA2/FR2《e x2=1y1=0 y2=0(4)计算当量载荷P1、P2根据课本P264表(14-12)取f P=1.5根据课本P264(14-7)式得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1083+0)=1624NP2=fp(x2FR1+y2FA2)= 1.5×(1×1083+0)=1624N(5)轴承寿命计算∵P1=P2 故取P=1624N∵深沟球轴承ε=3根据手册得6209型的Cr=31500N由课本P264(14-5)式得LH=106(ftCr/P)ε/60n=106(1×31500/1624)3/60X121.67=998953h》48000h ∴预期寿命足够二.主动轴上的轴承: (1)由初选的轴承的型号为:6206 查表14-19可知:d=30mm,外径D=62mm,宽度B=16mm,基本额定动载荷C=19.5KN,基本静载荷CO=111.5KN, 查表10.1可知极限转速13000r/min 根据根据条件,轴承预计寿命L’h=10×300×16=48000h (1)已知nI=473.33(r/min)两轴承径向反力:FR1=FR2=1129N根据课本P265(11-12)得轴承内部轴向力FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端为压紧端,现取1端为压紧端FA1=FS1=711.8N FA2=FS2=711.8N(3)求系数x、yFA1/FR1=711.8N/711.8N =0.63FA2/FR2=711.8N/711.8N =0.63根据课本P265表(14-14)得e=0.68FA1/FR1《e x1=1 FA2/FR2《e x2=1y1=0 y2=0(4)计算当量载荷P1、P2根据课本P264表(14-12)取f P=1.5根据课本P264(14-7)式得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1129+0)=1693.5NP2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×1129+0)= 1693.5N(5)轴承寿命计算∵P1=P2 故取P=1693.5N∵深沟球轴承ε=3根据手册得6206型的Cr=19500N由课本P264(14-5)式得LH=106(ftCr/P)ε/60n=106(1×19500/1693.5)3/60X473.33=53713h》48000h ∴预期寿命足够 七、键联接的选择及校核计算1.根据轴径的尺寸,由中表12-6高速轴(主动轴)与V带轮联接的键为:键8×36 GB1096-79大齿轮与轴连接的键为:键 14×45 GB1096-79轴与联轴器的键为:键10×40 GB1096-792.键的强度校核 大齿轮与轴上的键 :键14×45 GB1096-79b×h=14×9,L=45,则Ls=L-b=31mm圆周力:Fr=2TII/d=2×198580/50=7943.2N挤压强度: =56.93《125~150MPa=因此挤压强度足够剪切强度: =36.60《120MPa=因此剪切强度足够键8×36 GB1096-79和键10×40 GB1096-79根据上面的步骤校核,并且符合要求。八、减速器箱体、箱盖及附件的设计计算~1、减速器附件的选择通气器由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用M18×1.5油面指示器选用游标尺M12起吊装置采用箱盖吊耳、箱座吊耳.放油螺塞选用外六角油塞及垫片M18×1.5根据《机械设计基础课程设计》表5.3选择适当型号:起盖螺钉型号:GB/T5780 M18×30,材料Q235高速轴轴承盖上的螺钉:GB5783~86 M8X12,材料Q235低速轴轴承盖上的螺钉:GB5783~86 M8×20,材料Q235螺栓:GB5782~86 M14×100,材料Q235箱体的主要尺寸:: (1)箱座壁厚z=0.025a+1=0.025×122.5+1= 4.0625 取z=8 (2)箱盖壁厚z1=0.02a+1=0.02×122.5+1= 3.45 取z1=8 (3)箱盖凸缘厚度b1=1.5z1=1.5×8=12 (4)箱座凸缘厚度b=1.5z=1.5×8=12 (5)箱座底凸缘厚度b2=2.5z=2.5×8=20 (6)地脚螺钉直径df =0.036a+12= 0.036×122.5+12=16.41(取18) (7)地脚螺钉数目n=4 (因为a《250) (8)轴承旁连接螺栓直径d1= 0.75df =0.75×18= 13.5 (取14) (9)盖与座连接螺栓直径 d2=(0.5-0.6)df =0.55× 18=9.9 (取10) (10)连接螺栓d2的间距L=150-200 (11)轴承端盖螺钉直d3=(0.4-0.5)df=0.4×18=7.2(取8) (12)检查孔盖螺钉d4=(0.3-0.4)df=0.3×18=5.4 (取6) (13)定位销直径d=(0.7-0.8)d2=0.8×10=8 (14)df.d1.d2至外箱壁距离C1 (15) Df.d2 (16)凸台高度:根据低速级轴承座外径确定,以便于扳手操作为准。(17)外箱壁至轴承座端面的距离C1+C2+(5~10)(18)齿轮顶圆与内箱壁间的距离:>9.6 mm (19)齿轮端面与内箱壁间的距离:=12 mm (20)箱盖,箱座肋厚:m1=8 mm,m2=8 mm (21)轴承端盖外径∶D+(5~5.5)d3 D~轴承外径(22)轴承旁连接螺栓距离:尽可能靠近,以Md1和Md3 互不干涉为准,一般取S=D2.九、润滑与密封1.齿轮的润滑采用浸油润滑,由于为单级圆柱齿轮减速器,速度ν《12m/s,当m《20 时,浸油深度h约为1个齿高,但不小于10mm,所以浸油高度约为36mm。2.滚动轴承的润滑由于轴承周向速度为,所以宜开设油沟、飞溅润滑。3.润滑油的选择齿轮与轴承用同种润滑油较为便利,考虑到该装置用于小型设备,选用GB443-89全损耗系统用油L-AN15润滑油。4.密封方法的选取选用凸缘式端盖易于调整,采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为GB894.1-86-25轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。十、设计小结课程设计体会课程设计都需要刻苦耐劳,努力钻研的精神。对于每一个事物都会有第一次的吧,而没一个第一次似乎都必须经历由感觉困难重重,挫折不断到一步一步克服,可能需要连续几个小时、十几个小时不停的工作进行攻关;最后出成果的瞬间是喜悦、是轻松、是舒了口气!课程设计过程中出现的问题几乎都是过去所学的知识不牢固,许多计算方法、公式都忘光了,要不断的翻资料、看书,和同学们相互探讨。虽然过程很辛苦,有时还会有放弃的念头,但始终坚持下来,完成了设计,而且学到了,应该是补回了许多以前没学好的知识,同时巩固了这些知识,提高了运用所学知识的能力。十一、参考资料目录《机械设计基础课程设计》,高等教育出版社,陈立德主编,2004年7月第2版; 《机械设计基础》,机械工业出版社 胡家秀主编 2007年7月第1版

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