高爾夫球車后橋主減速器設計說明書

1、<p><b>　　摘要</b></p><p>　　高爾夫球車后橋（驅(qū)動橋）作為汽車四大總成之一，它承載著高爾夫球車的滿載荷負重及地面經(jīng)車輪、車架及承載式車身經(jīng)懸架給予的鉛垂力、縱向力、橫向力及其力矩，以及沖擊載荷；后橋（驅(qū)動橋）還傳遞著傳動系中的最大轉(zhuǎn)矩，橋殼還承受著反作用力矩。高爾夫球車驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)型式和設計參數(shù)除對汽車的可靠性與耐久性有重要影響外，也對汽車的行駛性能如動力性、

2、經(jīng)濟性、平順性、通過性、機動性和操動穩(wěn)定性等有直接影響。另外，高爾夫球車驅(qū)動橋在汽車的各種總成中也是涵蓋機械零件、部件、分總成等的品種最多的大總成。例如，驅(qū)動橋包含主減速器、差速器、驅(qū)動車輪的傳動裝置（半軸及輪邊減速器）、橋殼和各種齒輪。由上述可見，高爾夫球車驅(qū)動橋設計涉及的機械零部件及元件的品種極為廣泛，對這些零部件、元件及總成的制造也幾乎要涉及到所有的現(xiàn)代機械制造工藝。本文參照傳統(tǒng)驅(qū)動橋的設計方法進行了高爾夫球車驅(qū)動橋的設計。本文首

3、先確定主要部件的結(jié)構(gòu)型式和主要設計參數(shù)；然后參考類似驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)，確定出總體設計方案；最后對一二級主，從動圓柱齒輪，半軸齒輪和全浮式半軸強度進行校核以及對支承軸承進行了壽命校核。</p><p>　　本設計有以下兩大難題，一是將發(fā)動機輸出扭矩通過萬向傳動軸將動力傳遞到后輪子上，達到更好的車輪牽引力與轉(zhuǎn)向力的有效發(fā)揮，從而提高載重汽車的行駛能力。二是差速器向兩邊半軸傳遞動力的同時，允許兩邊半軸以不同的轉(zhuǎn)速旋轉(zhuǎn)，滿足

4、兩邊車輪盡可能以純滾動的形式作不等距行駛，減少輪胎與地面的摩擦。</p><p>　　本設計具有以下的優(yōu)點：由于的是采用二級圓柱斜齒輪主減速器，使得整個后橋 的結(jié)構(gòu)簡單，制造工藝簡單，從而大大的降低了制造成本。并且，提高了傳動的可靠性。</p><p>　　本設計的最大特點是：主減速器是采用傳統(tǒng)的圓柱斜齒輪減速器，與其他的齒輪相比，具有工作平穩(wěn)，噪音和振動小的優(yōu)點，且經(jīng)濟性好。 </

5、p><p>　　關(guān)鍵詞：高爾夫球車;后橋;二級主減速器;圓柱斜齒輪</p><p><b>　　Summary</b></p><p>　　The bridge(drive bridge) is a car after the golf car four greatly always become of a, it loads the capaci

6、ty load lotus of golf car negative heavy and ground through car wheel, car and loading type carriage through hang the vertical dint that gives, lengthways dint, horizontal dint and its dint Ju, and the impact carries a l

7、otus;The empress bridge(drive bridge) still delivers to spread to move to fasten medium biggest turn Ju, the bridge hull still bears recoil Ju.The golf car drives bridge struc</p><p>　　This design contains f

8、ollowing two greatest hard nut to crackses, one is twist motor exportation the Ju pass ten thousand to spread to move stalk to deliver the motive to behind wheel up, attain better car wheel to lead dint with change direc

9、tion effective exertion of dint, thus exaltation carry heavy car of drive ability.Two is bad soon while machine is delivering motive toward the both sides half stalk, allow both sides half stalk with dissimilarity of tur

10、n to soon revolve, satisfy both sides </p><p>　　This design has a following advantage:Because of is adopt a second class cylinder wheel gear lord to decelerate a machine and make whole after the structure of

11、 the bridge simple, manufacturing the craft is simple and thus and consumedly lowered a manufacturing cost.And, raised to spread dynamic credibility.</p><p>　　The biggest characteristics of this design is:Th

12、e lord deceleration machine adopts traditional cylinder wheel gear to decelerate a machine and have to work compared with other wheel gears steady, noise and vibrate a small advantage, and economy good. </p><p

13、>　　Key word:Golf car;Empress bridge;The second class lord decelerates a machine;Cylinder wheel gear</p><p><b>　　目錄</b></p><p><b>　　前言5</b></p><p>　　1 高爾

14、夫球車發(fā)展簡介6</p><p>　　1.1.1 國內(nèi)電動車行業(yè)發(fā)展現(xiàn)狀6</p><p>　　1.1.2 國內(nèi)電動車行業(yè)發(fā)展前景7</p><p>　　2 主減速器設計9</p><p>　　2.1 主減速器的結(jié)構(gòu)形式9</p><p>　　2.1.1 主減速器的齒輪類型9</p>

15、<p>　　2.1.2 主減速器的減速形式10</p><p>　　2.1.3 主減速器主，從動錐齒輪的支承形式10</p><p>　　2.2 主減速器的基本參數(shù)選擇與設計計算10</p><p>　　2.2.1 電機的選擇10</p><p>　　2.2.2 主減速器傳動裝置的總傳動比及其分配11<

16、/p><p>　　2.2.3 主減速器傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算12</p><p>　　2.2.4 主減速器圓柱齒輪零件的設計計算13</p><p>　　2.2.5 主減速器軸的設計及其計算21</p><p>　　2.2.6 主減速器軸承壽命的校核34</p><p>　　2.2.7 潤滑與密封

17、37</p><p><b>　　結(jié)論39</b></p><p><b>　　參考文獻40</b></p><p><b>　　致謝41</b></p><p><b>　　前言</b></p><p>　　汽車后橋（驅(qū)動橋

18、）位于傳動系的末端。其基本功用首先是增扭，降速，改變轉(zhuǎn)矩的傳遞方向，即增大由傳動軸或直接從變速器傳來的轉(zhuǎn)矩，并將轉(zhuǎn)矩合理的分配給左右驅(qū)動車輪；其次，驅(qū)動橋還要承受作用于路面或車身之間的垂直力，縱向力和橫向力，以及制動力矩和反作用力矩等。驅(qū)動橋一般由主減速器，差速器，車輪傳動裝置和橋殼組成。</p><p>　　對于高爾夫球車來說，要傳遞的轉(zhuǎn)矩較乘用車和客車，以及輕型商用車都要小得多，以便能夠在高爾夫球場上行駛，所

19、以選擇功率較小的發(fā)動機，對傳動系統(tǒng)的要求不是很高，而驅(qū)動橋在傳動系統(tǒng)中起著舉足輕重的作用。隨著目前國際上石油價格的上漲，汽車的經(jīng)濟性日益成為人們關(guān)心的話題，所以電瓶裝置驅(qū)動的電力車就成了新型的貴族，而設計相適應的經(jīng)濟性高的傳動機構(gòu)就顯得尤其重要了。 </p><p>　　設計后橋時應當滿足如下基本要求：</p><p>　　選擇適當?shù)闹鳒p速比，以保證高爾夫球車在給定的條件下具有最佳的動力性

20、。外廓尺寸小，保證高爾夫球車具有足夠的離地間隙，以滿足通過性的要求。</p><p>　　齒輪及其他傳動件工作平穩(wěn)，噪聲小。</p><p>　　在各種載荷和轉(zhuǎn)速工況下有較高的傳動效率。</p><p>　　具有足夠的強度和剛度，以承受和傳遞作用于路面和車架或車身間的各種力和力矩；在此條件下，盡可能降低質(zhì)量，減少不平路面的沖擊載荷，提高汽車的平順性。</p&g

21、t;<p>　　與懸架導向機構(gòu)運動協(xié)調(diào)。</p><p>　　結(jié)構(gòu)簡單，加工工藝性好，制造容易，維修，調(diào)整方便。</p><p>　　在本設計中還采用了CAD繪圖軟件分別進行了工程圖的繪制，運用CAD繪制了、行星齒輪軸以及傳動機構(gòu)半軸的零件圖，通過對CAD的編輯工具與命令的運用，掌握了從CAD基礎(chǔ)圖形的繪制→基礎(chǔ)零件的繪制→各類零件圖的創(chuàng)建與繪制的方法，并且理解了機械圖繪制的

22、工作流程，為今后更好的學習和掌握各種應用軟件和技能打下堅實的基礎(chǔ)。</p><p>　　第一章 高爾夫球車的發(fā)展簡介</p><p>　　目前國內(nèi)的電瓶車主要用于觀光載客、搬運貨物之用，電動觀光車的主要用途是在公園、景區(qū)、休閑度假村、大學、醫(yī)院、高爾夫球場、房地產(chǎn)公司等場所用作載客，電動搬運車的主要用途是在工廠、港口碼頭、物流庫房等。電瓶車使用壽命一般為8至12年，其蓄電池使用壽命一般為1

23、-4年（視使用維護情況）。　　國內(nèi)客戶在采購電瓶車時應注意產(chǎn)品質(zhì)量、售后服務和電瓶配置等。　　電瓶車發(fā)展歷史：源于19世紀80年代，用作私人轎車、載重卡車和城市公共交通車。電瓶車的低速度、充電里程有限并不是缺點，而其無噪音、維修費低使其得以普及。1920年之前，電瓶車一直在和汽油車競爭，后來電瓶車開始減少，因為電動啟動器使汽油動力車變得更具吸引力，加上大量生產(chǎn)使汽油車成本降低。在歐洲，電動車一直被用作短程貨運車。從70年代開始，各國

24、又重新對電動車產(chǎn)生興趣，尤其是受到不應依賴外國石油和環(huán)境問題影響，導致一再改進電瓶車速度和行駛距離?！　鴥?nèi)發(fā)展狀況：　　1.1.1 國內(nèi)電動車行業(yè)發(fā)展現(xiàn)狀　　二十一世紀的發(fā)展，可謂是“呼喚綠色環(huán)?！钡臅r代，不但要求人們注重節(jié)約能源，更重要的是要求人們更加注重居住環(huán)境和綠色環(huán)保，以實現(xiàn)社會的可持續(xù)發(fā)</p><p>　　第二章 主減速器的設計</p><p>　　2.1 主減速器的

25、結(jié)構(gòu)形式</p><p>　　主減速器的結(jié)構(gòu)形式主要是根據(jù)其齒輪的類型，主動齒輪和從動齒輪的安置方法以及減速形式的不同而異。</p><p>　　2.1.1 主減速器的齒輪類型</p><p>　　主減速器的齒輪有弧齒錐齒輪，雙曲面齒輪，圓柱齒輪和蝸輪蝸桿等形式。在此選用弧齒錐齒輪傳動，其特點是主、從動齒輪的軸線垂直交于一點。由于輪齒端面重疊的影響，至少有兩個以上

26、的輪齒同時嚙合，因此可以承受較大的負荷，而且其輪齒不是在齒的全長上同時嚙合，而是逐漸有齒的一端連續(xù)而平穩(wěn)的地轉(zhuǎn)向另一端，所以工作平穩(wěn)，噪聲和振動小。而弧齒錐齒輪還存在一些缺點，比如對嚙合精度比較敏感，齒輪副的錐頂稍有不吻合就會使工作條件急劇變壞，并加劇齒輪的磨損和使噪聲增大；但是當主傳動比一定時，主動齒輪尺寸相同時，雙曲面齒輪比相應的弧齒錐齒輪小，從而可以得到更大的離地間隙，有利于實現(xiàn)汽車的總體布置。不過，像圓柱齒輪傳動只在節(jié)點處一對齒

27、廓表面為純滾動接觸而在其他嚙合點還伴隨著沿齒廓的滑動一樣，螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪傳動都有這種沿齒廓方向的滑動。此外，雙曲面齒輪傳動還具有沿齒長方向的縱向滑動。這種滑動有利于唐合，促使齒輪副沿整個齒面都能較好地嚙合，因而更促使其工作平穩(wěn)和無噪聲。但雙曲面齒輪的縱向滑動產(chǎn)生較多的熱量，使接觸點的溫度升高，因而需要用專門的雙曲面齒乾油來潤滑，且其傳動效率比螺旋錐齒輪略低，達96％。其傳動效率與倔</p><p>　　2

28、.1.2 主減速器的減速形式</p><p>　　由于i=11.3>6，一般采用雙級主減速器，雙級減速驅(qū)動橋產(chǎn)品的優(yōu)勢：雙級減速驅(qū)動車橋是驅(qū)動橋中結(jié)構(gòu)比較簡單的一種，制造工藝較簡單，成本較低，經(jīng)濟性好；目前高爾夫球車發(fā)動機由于在載荷較小的情況下，選用雙級圓柱齒輪傳動的裝置，來完成高爾夫球車的慢速與平穩(wěn)的駕駛要求，雙級的傳動雖然效率有所下降，但是其平穩(wěn)性好，適合在高爾夫球場上的行駛； </p>

29、<p>　　2.1.3 主減速器一二級主，從動圓柱齒輪的支承形式</p><p>　　作為一個載荷較小，極速不高的高爾夫球車來說，其支承形式很簡單，不用過于復雜。裝于輪齒大端一側(cè)軸頸上的軸承，多采用兩個可以預緊以增加支承剛度的圓錐滾子軸承，其中位于驅(qū)動橋前部的通常稱為主動圓柱齒輪前軸承，其后部緊靠齒輪背面的那個齒輪稱為主動圓柱齒輪后軸承；當采用騎馬式支承時，裝于齒輪小端一側(cè)軸頸上的軸承一般稱為導向軸

30、承。導向軸承都采用圓柱滾子式，并且內(nèi)外圈可以分離（有時不帶內(nèi)圈），以利于拆裝。 其他各級齒輪的支撐形式也大致差不多.</p><p>　　2.2 主減速器的基本參數(shù)選擇與設計計算</p><p>　　2.2.1主減速器電動機的選擇</p><p>　?。?）選擇電動機類型</p><p>　　按工作要求用Y型全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機

31、，電壓為72V。</p><p>　?。?）選擇電動機容量</p><p>　　電動機所需工作功率，按參考文獻[1]有</p><p>　　由式2.1.1得 </p><p><b>　　kw</b></p><p>　　可取工作機效率 0.96</p><p>　　傳動

32、裝置的總效率 </p><p>　　查參考文獻[1]第10章中表10-2機械傳動和摩擦副的效率概略值，確定各部分效率為：聯(lián)軸器效率，滾動軸承傳動效率（一對）</p><p>　　開式齒輪傳動效率，代入得</p><p>　　所需電動機功率為 </p><p>　　因載荷平穩(wěn)，電動機額定功率略大于即可，由參考文獻[1]第19

33、章所示Y型三相異步電動機的技術(shù)參數(shù)，選電動機的額定功率為4 kw。</p><p>　　（3）確定電動機轉(zhuǎn)速</p><p><b>　　卷筒軸工作轉(zhuǎn)速為</b></p><p>　　由參考文獻[1]可知，兩級圓柱斜齒輪減速器一般傳動比范圍為8~40，則總傳動比合理范圍為，故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為</p><p>　　符

34、合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有1500和3000兩種方案進行比較。由參考文獻[1]表19-1查得電動機數(shù)據(jù)及計算出的總傳動比列于表1中</p><p>　　表2.1 電動機數(shù)據(jù)及總傳動比</p><p>　　表2.1中，方案2的電動機重量輕，價格便宜，但總傳動比大，傳動裝置外廓尺寸大，結(jié)構(gòu)不緊湊，制造成本高，故不可取。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸，重量，價格以及總傳動比，選用方案1較好，即選定電

35、動機型號為Y112M-4。</p><p>　　2.2.2主減速器傳動裝置的總傳動比及其分配</p><p><b>　　計算總傳動比：</b></p><p>　　根據(jù)電動機滿載轉(zhuǎn)速及工作機轉(zhuǎn)速，可得傳動裝置所要求的總傳動比為</p><p>　　合理分配各級傳動比：</p><p>　　對于兩

36、級展開式圓柱斜齒輪減速器，當兩級齒輪的材料的材質(zhì)相同，齒寬系數(shù)相同時，為使各級大齒輪浸油深度大致相近（即兩個大齒輪分度園直徑接近），且低速級大齒直徑略大，傳動比可按下式分配，即</p><p>　　式中： —高速級傳動比</p><p><b>　　—減速器傳動比</b></p><p>　　又因為圓柱齒輪傳動比的單級傳動比常用值為3～5，

37、所以選,。 2.2.3主減速器傳動裝置的運動和動力參數(shù)</p><p>　　傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算</p><p><b>　?。?）各軸轉(zhuǎn)速</b></p><p><b>　?。?）各軸輸入功率</b></p><p><b>　　工作機軸</b></p>

38、<p><b>　?。?）各軸輸入轉(zhuǎn)距</b></p><p><b>　　工作機軸</b></p><p>　　表2.2 運動和動力參數(shù)</p><p>　　2.2.4主減速器圓柱齒輪零件的設計計算</p><p>　?。ㄒ唬└咚偌夶X輪的設計</p><p>

39、<b>　　設計參數(shù)：</b></p><p>　　兩級展開式圓柱齒輪減速器，高速級常用斜齒輪，則設計第一傳動所用齒輪為斜齒圓柱齒傳動。</p><p>　　1．選定齒輪的精度等級、材料及齒數(shù)。</p><p>　　1）運輸機為一般工作機器，轉(zhuǎn)速不高，故選用7級精度（GB10095-88）</p><p><b&g

40、t;　　2）材料及熱處理：</b></p><p>　　由參考文獻[2]選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。</p><p>　　3）試選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)</p><p><b>　　，取</b></p><p&g

41、t;　　4）選取螺旋角。初選螺旋角β=22°。</p><p>　　2.按按齒面接觸強度設計</p><p>　　按參考文獻[2]式（10-21）計算，即</p><p>　　（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值</p><p>　　1）試選Kt=1.6</p><p>　　2）由參考文獻[2]知選取區(qū)域系數(shù)ZH=2

42、.433</p><p>　　3）由參考文獻[2] 知選取齒寬系數(shù)Φd=1</p><p>　　4）由參考文獻[2] 知查得</p><p>　　5）小齒輪轉(zhuǎn)距23.90N.mm</p><p>　　6）由由參考文[2]查得材料的彈性影響系數(shù)</p><p>　　7）由參考文獻[2]按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極

43、限；大齒輪的接觸疲勞強度極限</p><p>　　由參考文獻[2]按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限</p><p>　　8）由參考文獻[2]計算應力循環(huán)次數(shù)</p><p>　　9）由參考文獻[2]查得接觸疲勞壽命系；</p><p>　　10）計算接觸疲勞許用應力</p><p>　　

44、取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由參考文獻[2]得</p><p><b>　?。?）計算</b></p><p>　　1）試計算小齒輪分度圓直徑，有計算公式得</p><p><b>　　2）計算圓周速度</b></p><p>　　3）計算齒寬b及模數(shù)</p><p>

45、<b>　　4）計算縱向重合度</b></p><p><b>　　5）計算載荷系數(shù)K</b></p><p>　　已知載荷平穩(wěn)，由參考文獻[2]選取使用系數(shù)取</p><p>　　根據(jù)，7級精度，由參考文獻[2]查得動載系數(shù)；由表10-4查得的計算公式和直齒輪的相同</p><p><b&g

46、t;　　故；</b></p><p>　　由參考文獻[2]查得</p><p>　　由表10-3查得。故載荷系數(shù) </p><p>　　6）按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由參考文獻[2] </p><p><b>　　得</b></p><p><b>　　7）

47、計算模數(shù)</b></p><p>　　3．按齒根彎曲強度設計</p><p><b>　　由參考文獻[2]</b></p><p><b>　?。?）確定計算參數(shù)</b></p><p><b>　　1）計算載荷系數(shù)</b></p><p>

48、　　2）根據(jù)縱向重合度，從參考文獻[2]查得螺旋角影響系數(shù)Y=0.88</p><p><b>　　3）計算當量齒數(shù)</b></p><p>　　4）查取齒型系數(shù)由參考文獻[2]查得；</p><p>　　5）查取應力校正系數(shù)由參考文獻[2]查得；</p><p>　　6）由參考文獻[2]查得小齒輪的彎曲疲勞極限，大

49、齒輪的彎曲疲勞極限</p><p>　　7）由參考文獻[2]，查得彎曲疲勞壽命系數(shù)，；</p><p>　　8）計算彎曲疲勞許用應力</p><p>　　取彎曲疲勞許用應力S=1.4，由文獻[2]式（10-12）得</p><p>　　9）計算大，小齒輪的 ，并加以比較</p><p><b>　　大齒輪的數(shù)

50、值大</b></p><p><b>　?。?）設計計算</b></p><p>　　對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒跟彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算出的分度圓直徑=40.25mm來計算應有的齒數(shù)。于是由</p><p>　　取=22，則，取=7

51、2。</p><p><b>　　4．幾何尺寸計算</b></p><p><b>　?。?）計算中心距</b></p><p>　　將中心距圓整為100mm。</p><p>　?。?）按圓整后的中心距修正螺旋角</p><p>　　因值改變不多，故參數(shù)、、等不必修正。&l

52、t;/p><p>　　（3）計算大、小齒輪的分度圓直徑</p><p><b>　　（4）計算齒輪寬度</b></p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　圓整后?。?。</b></p><p>　?。ǘ┑退偌夶X輪的設計</p

53、><p><b>　　設計參數(shù)：</b></p><p>　　1．選定齒輪的類型、精度等級、材料及齒數(shù)。</p><p>　　1）按圖2所示的傳動方案，選用直齒輪圓柱齒輪傳動。</p><p>　　2）運輸機為一般工作機器，轉(zhuǎn)速不高，故選用7級精度（GB10095-88）</p><p><b&

54、gt;　　3）材料及熱處理：</b></p><p>　　選擇參考文獻[2]表10-1小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。</p><p>　　4）試選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，取Z2=78</p><p>　　2．按齒面接觸強度設計</p><p

55、>　　按參考文獻[2]式進行試算，即</p><p>　　（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值</p><p>　　1）試選Kt=1.3</p><p>　　2）由參考文獻[2]選取齒寬系數(shù)Φd=1</p><p>　　3）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)距</p><p>　　4）由參考文獻[2]查得材料的彈性影響系數(shù)</p>

56、;<p>　　5）由參考文獻[2]按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限</p><p>　　6）由參考文獻[2]計算應力循環(huán)次數(shù)</p><p>　　7）由參考文獻[2]圖10-19查得接觸疲勞壽命系；</p><p>　　8）計算接觸疲勞許用應力</p><p>　　取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1

57、，由參考文獻[2]式（10-12）得</p><p><b>　?。?）計算</b></p><p>　　1）試計算小齒輪分度圓直徑，有計算公式得</p><p><b>　　2）計算圓周速度</b></p><p><b>　　3) 計算齒寬b</b></p>

58、<p>　　4)計算齒寬與齒高之比</p><p><b>　　模數(shù) </b></p><p>　　齒高 </p><p><b>　　5)計算載荷系數(shù)K</b></p><p>　　已知載荷平穩(wěn)，由參考文獻[2]表10-2選取使用系數(shù)??；</p>

59、<p>　　根據(jù)，7級精度，由參考文獻[2]圖10-8查得動載系數(shù)；</p><p><b>　　直齒輪，；</b></p><p>　　由參考文獻[2]圖10-4用插值法查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時， ；</p><p>　　由，查參考文獻[2]圖10-13得，故載荷系數(shù)</p><p>　　6）

60、按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由參考文獻式（10-10a）</p><p><b>　　得</b></p><p><b>　　7）計算模數(shù)</b></p><p>　　3. 按齒根彎曲強度設計</p><p>　　由參考文獻[2]式（10-5）</p><p>　　

61、（1）計算公式內(nèi)的各計算數(shù)值</p><p>　　1）由參考文獻[2]中圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲疲勞極限；</p><p>　　2）由參考文獻[2]圖10-18，查得彎曲疲勞壽命系數(shù)，；</p><p>　　3）計算彎曲疲勞許用應力</p><p>　　取彎曲疲勞許用應力S=1.4，由參考文獻[2]式（10-1

62、2）得</p><p><b>　　4）計算載荷系數(shù)</b></p><p>　　5）查取齒型系數(shù)由參考文獻[2]表10-5查得。</p><p>　　6）查取應力校正系數(shù)由文獻[2]表10-5查得；。</p><p>　　7）計算大，小齒輪的 ，并加以比較</p><p><b>

63、　　大齒輪的數(shù)值大</b></p><p><b>　　(2) 設計計算</b></p><p>　　對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m大于由齒跟彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲疲勞強度的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強度算得的模數(shù)2.22并就近圓整

64、為標準值，并按接觸疲勞強度算出的分度圓直徑=66.10mm，算出小齒輪齒數(shù)</p><p>　　取=17，則，取=78。</p><p><b>　　4．幾何尺寸計算</b></p><p>　　1）計算大、小齒輪的分度圓直徑</p><p><b>　　2）計算中心距</b></p>

65、<p><b>　　3）計算齒輪寬度</b></p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　則取；。</b></p><p>　　小結(jié)： </p><p><b>　　表2. 3</b></p&

66、gt;<p>　　2.2.5主減速器軸的設計及其計算</p><p>　　齒輪機構(gòu)的參數(shù)列于下表：</p><p><b>　　表2.4 </b></p><p>　?。ㄒ唬└咚佥S的設計。</p><p><b>　　已知參數(shù)：</b></p><p><

67、;b>　　，，</b></p><p>　　1．求作用在齒輪上的力</p><p>　　因已知高速級小齒輪的分度圓直徑為</p><p><b>　　而 </b></p><p>　　圓周力，徑向力及軸向力的方向如圖3所示。 圖3 高速軸結(jié)構(gòu)圖</p&

68、gt;<p>　　2．初步確定軸的最小直徑</p><p>　　先按參考文獻[2]式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)參考文獻[2]表15-3，取，于是得</p><p>　　高速軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑（圖4）。為了使所選的軸與聯(lián)軸器的孔徑相適應，需同時選取聯(lián)軸器型號。</p><p>　　聯(lián)軸器的計

69、算轉(zhuǎn)距 ，查參考文獻[2]表14-1，考慮到轉(zhuǎn)距變化很小，故取，則</p><p>　　按照計算轉(zhuǎn)距應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)距條件，查參考文獻[1]標準GB/T5014-2003，選用LX1型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)距為250000N.mm。半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度L=42mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。</p><p><b>　　3．軸的結(jié)構(gòu)設計</b>&

70、lt;/p><p>　?。?）擬定軸上零件的裝配方案，如圖4。</p><p>　?。?）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度</p><p>　　1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，Ⅰ-Ⅱ軸段右端需制出一軸肩，故取</p><p>　　Ⅱ-Ⅲ段的直徑，左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=22mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證

71、軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段長度應比略短一些，現(xiàn)取。</p><p>　　2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承30205，其尺寸為的,故。</p><p>　　3）由于齒根圓到鍵槽底部的距離（為端面模數(shù)），所以把齒輪做在軸上，形成齒輪

72、軸。參照工作要求并根據(jù)，左端滾動軸承與軸之間采用套筒定位，故選。同理右端滾動軸承與軸之間也采用套筒定位，因此，取。</p><p>　　4）軸承端蓋的總寬度為20mm，（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設計而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離,故取。</p><p>　　5）已知高速級齒輪輪轂長b=45mm,做成齒輪軸， 則。</p&

73、gt;<p>　　6）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=16mm,圓柱齒輪與圓柱齒輪之間的距離為c=20mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離是s,取s=8mm。已知滾動軸承寬度T=16.25mm，低速級大齒輪輪轂長L=70mm，套筒長。 則</p><p>　　至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。</p><p>　?。?）軸上零件的周向定位<

74、;/p><p>　　半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接。半聯(lián)軸器與軸連接，按由參數(shù)文獻[2]表6-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為25mm；同時為了保證半聯(lián)軸器與軸配合有良好的對中性，故選擇半聯(lián)軸器與軸配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。</p><p>　　4）確定軸上圓角和倒角尺寸</p><p>　　參考參考文

75、獻[2]表15-2，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖3。</p><p><b>　　4．求軸上的載荷</b></p><p>　　首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖3）做出軸的計算簡圖（圖4），在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取a值。對于30205型圓錐滾子軸承，由參考文獻[1]中查得a=12.5mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎距圖和扭距

76、圖（圖4）。</p><p>　　圖4 高速軸彎距圖</p><p>　　從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎距圖和扭距圖中可以看出截面c是軸的危險截面。現(xiàn)將計算出的截面c處的，的值列于下表（參看圖4）。</p><p><b>　　表5</b></p><p>　　5按彎扭合成應力校核軸的強度</p><p>

77、　　進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎距和扭距的截面（即危險截面c）的強度，根據(jù)參考文獻[2]式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力</p><p>　　前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由參考文獻[2]表15-1得。因此，故安全。</p><p><b>　?。ǘ┲兴佥S的設計</b></p>&

78、lt;p><b>　　已知參數(shù)：</b></p><p><b>　　，，</b></p><p>　　1．求作用在齒輪上的力</p><p>　　因已知中速軸小齒輪的分度圓直徑為</p><p><b>　　而 </b></p><p>　　

79、由受力分析和力的對稱性，則中速軸大齒輪的力為</p><p><b>　　，，</b></p><p>　　圓周力，徑向力及軸向力的方向如圖5所示。</p><p><b>　　圖5 中速軸結(jié)構(gòu)圖</b></p><p>　　2．初步確定軸的最小直徑</p><p>　　先按

80、參考文獻[2]式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)參考文獻[2]表15-3，取，于是得</p><p><b>　　3．軸的結(jié)構(gòu)設計</b></p><p>　?。?）擬定軸上零件的裝配方案，如圖4。</p><p>　?。?）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度</p><p>

81、　　1）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)軸的最小直徑，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承30207，其尺寸為的,故。</p><p>　　2）取安裝小齒輪處的軸段Ⅱ-Ⅲ的直徑，齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為70mm，為了使套筒可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取，齒輪右端采用軸肩定位，

82、軸肩高度h>0.07d,故取h=3.5mm，則軸直徑。</p><p>　　3) 取安裝大齒輪處的軸段Ⅳ-Ⅴ的直徑，齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為40mm，為了使套筒可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取，齒輪左端采用軸肩定位，取h=3mm，與小齒輪右端定位高度一樣。</p><p>　　4）取小齒輪距箱體內(nèi)壁之距離，由齒輪對稱原則，大齒輪距箱體內(nèi)壁的

83、距離為，齒輪與齒輪之間的距離為c=20mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離是s,取s=8mm.已知滾動軸承寬度T=18.25mm。則</p><p>　　至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。</p><p>　?。?）軸上零件的周向定位</p><p>　　齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接。按由參數(shù)文獻[2]表6-1查得平鍵截面,鍵

84、槽用鍵槽銑刀加工，長為56mm；同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪與軸配合為。同理，由參數(shù)文獻[2]表6-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為32mm；同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪與軸配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。</p><p>　　4）確定軸上圓角和倒角尺寸</p><p>　　參考參考文獻[

85、2]表15-2，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖5。</p><p><b>　　4．求軸上的載荷</b></p><p>　　首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖5）做出軸的計算簡圖（圖6），在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取a值。對于30207型圓錐滾子軸承，由參考文獻[1]中查得a=15.5mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎距圖和扭距圖（

86、圖6）。</p><p>　　圖6 中速軸彎距圖</p><p>　　從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎距圖和扭距圖中可以看出截面B和C是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面B和C處的的值列于下表（參看圖6）。</p><p><b>　　表6</b></p><p>　　5按彎扭合成應力校核軸的強度</p><p&g

87、t;　　進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎距和扭距的截面（即危險截面c）的強度，根據(jù)參考文獻[2]式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力</p><p>　　前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由參考文獻[2]表15-1得。因此，故安全。</p><p>　?。ㄈ?低速軸的設計</p><p><b>

88、;　　已知參數(shù)：</b></p><p><b>　　，，</b></p><p>　　1．求作用在齒輪上的力</p><p>　　受力分析和力的對稱性可知</p><p><b>　　，</b></p><p>　　圓周力，徑向力的方向如圖7所示</p&g

89、t;<p>　　圖7 低速軸結(jié)構(gòu)圖</p><p>　　2．初步確定軸的最小直徑</p><p>　　先按參考文獻[2]式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)參考文獻[2]表15-3，取，于是得</p><p>　　可見低速軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑（圖4）。為了使所選的軸與聯(lián)軸器的孔徑相適應，需同時選取

90、聯(lián)軸器型號。</p><p>　　聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)距 ，查參考文獻[2]表14-1，考慮到轉(zhuǎn)距變化很小，故取，則</p><p>　　按照計算轉(zhuǎn)距應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)距條件，查參考文獻[1]標準GB/T5014-2003，選用LX2型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)距為560000N.mm。半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度L=82mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。</p><p&

91、gt;<b>　　3．軸的結(jié)構(gòu)設計</b></p><p>　　（1）擬定軸上零件的裝配方案，如圖7。</p><p>　?。?）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度</p><p>　　1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，Ⅰ-Ⅱ軸段右端需制出一軸肩，故取</p><p>　?、?Ⅲ段的直徑，右端用軸端擋圈定位，按軸

92、端直徑取擋圈直徑D=45mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段長度應比略短一些，現(xiàn)取</p><p>　　2）初步選擇滾動軸承。因軸承主要受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的深溝球軸承6309，其尺寸為的,故；右端滾動軸承采用套筒進行軸向定位，故取</p><p>

93、　　3）取安裝齒輪處的軸段是直徑，齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂寬度為65mm，為了套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取。齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d,故取h=4.5mm, 則軸環(huán)處的直徑，軸環(huán)寬度b>1.4h，取。</p><p>　　4）軸承端蓋的總寬度為20mm，（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設計而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求

94、，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離,故取。</p><p>　　5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離,圓柱齒輪與圓柱齒輪之間的距離為c=20mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離是s,取s=8mm.已知滾動軸承寬度B=25mm，高速級小齒輪輪轂長L=45mm，右端套筒長。</p><p>　　至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。</p><

95、p>　?。?）軸上零件的周向定位</p><p>　　齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按由參數(shù)文獻[2]表6-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為50mm；同時為了保證半聯(lián)軸器與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸配合為。同樣，半聯(lián)軸器與軸連接，選用平鍵截面，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。</p><p

96、>　　4）確定軸上圓角和倒角尺寸</p><p>　　參考參考文獻[2]表15-2，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖7。</p><p><b>　　4．求軸上的載荷</b></p><p>　　首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖7）做出軸的計算簡圖（圖8），在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取B值。對于6309型深溝球軸承，由參考文獻[1]中

97、查得B=25mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎距圖和扭距圖（圖8）。</p><p>　　圖8 低速軸的彎距圖</p><p>　　從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎距圖和扭距圖中可以看出截面c是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面c處的的值列于下表（參看圖8）。</p><p><b>　　表7</b></p><

98、;p>　　5按彎扭合成應力校核軸的強度</p><p>　　進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎距和扭距的截面（即危險截面c）的強度，根據(jù)參考文獻[2]式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力</p><p>　　前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由參考文獻[2]表15-1得。因此，故安全。</p><p>

99、　　2.26主減速器軸承壽命的校核</p><p>　　(一)高速軸上軸承的壽命校核</p><p><b>　　已知參數(shù)，</b></p><p><b>　　。</b></p><p>　　查參考文獻[1]可知圓錐滾子軸承30205的基本額定動載荷C=32200N。</p><

100、;p>　　1.求兩軸承受到的徑向載荷和</p><p><b>　　由圖4及表5可知，</b></p><p>　　2.求兩軸承的計算軸向力</p><p>　　對于圓錐滾子軸承，按參考文獻[2]中表13-7，軸承派生軸向力，其中Y是對應參考文獻[2]表13-5中的Y值。查參考文獻[1]可知Y=1.6，因此可算得</p>&

101、lt;p>　　按參考文獻[2]中式（13-11）得</p><p><b>　　3.求軸承當量載荷</b></p><p>　　查參考文獻[1]可知e=0.37，比較按參考文獻[2]中表13-5，得軸承徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為。按參考文獻[2]中式（13-8a），當量動載荷。由于軸承有輕微沖擊，查參考文獻[2]表13-6，取，則</p><

102、;p><b>　　4.校核軸承壽命</b></p><p>　　由參考文獻[2]式（13-4）知滾子軸承。因為，所以按軸承1的受力大小校核</p><p>　　故所選軸承滿足壽命要求。</p><p>　　(二)中速軸上軸承的壽命校核</p><p><b>　　已知參數(shù)，</b></p

103、><p><b>　　=72000h。</b></p><p>　　查參考文獻[1]可知圓錐滾子軸承30207的基本額定動載荷C=54200N。</p><p>　　1.求兩軸承受到的徑向載荷和</p><p><b>　　由圖4及表5可知，</b></p><p>　　2.求兩

104、軸承的計算軸向力</p><p>　　對于圓錐滾子軸承，按參考文獻[2]中表13-7，軸承派生軸向力，其中Y是對應參考文獻[2]表13-5中的Y值。查參考文獻[1]可知Y=1.6，因此可算得</p><p>　　按參考文獻[2]中式（13-11）得</p><p><b>　　3.求軸承當量載荷</b></p><p>

105、　　查參考文獻[1]可知e=0.37，比較按參考文獻[2]中表13-5，得軸承徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為。按參考文獻[2]中式（13-8a），當量動載荷。由于軸承有輕微沖擊，查參考文獻[2]表13-6，取，則</p><p><b>　　4.校核軸承壽命</b></p><p>　　由參考文獻[2]式（13-4）知滾子軸承。因為，所以按軸承2的受力大小校核</

106、p><p>　　故所選軸承滿足壽命要求。</p><p>　　(三)低速軸上軸承的壽命校核</p><p><b>　　已知參數(shù)，。</b></p><p>　　查參考文獻[1]可知深溝球滾子軸承6309的基本額定動載荷C=52800N。</p><p>　　1.求兩軸承受到的徑向載荷和</p&

107、gt;<p><b>　　由圖4及表5可知，</b></p><p>　　2. 求軸承當量載荷</p><p>　　由于軸承只承受純徑向動載荷的作用，按參考文獻[2]式（13-9a）得，當量動載荷。由于軸承有輕微沖擊，查參考文獻[2]表13-6，取，則</p><p><b>　　4.校核軸承壽命</b>&l

108、t;/p><p>　　由參考文獻[2]式（13-4）知滾子軸承。因為，所以按軸承1的受力大小校核</p><p>　　故所選軸承滿足壽命要求。</p><p>　　2.2.7潤滑與密封</p><p><b>　　（一）潤滑：</b></p><p>　　查參考文獻[1]，齒輪采用浸油潤滑；當齒輪圓周

109、速度時，圓柱齒輪浸油深度以一個齒高、但不小于10mm為宜，大齒輪的齒頂?shù)接偷酌娴木嚯x≥30~50mm。軸承潤滑采用潤滑脂，潤滑脂的加入量為軸承空隙體積的，采用稠度較小潤滑脂。</p><p><b>　?。ǘ┟芊猓?lt;/b></p><p>　　防止外界的灰塵、水分等侵入軸承，并阻止?jié)櫥瑒┑穆┦?。查參考文獻[3]表7-3-44，高低速軸密封圈為氈圈密封。箱體與箱座接合

110、面的密封采用密封膠進行密封。</p><p><b>　　設計總結(jié)</b></p><p>　　本次設計是在我們學完了大學的全部基礎(chǔ)課、技術(shù)基礎(chǔ)課程以及全部專業(yè)課程和生產(chǎn)實習之后進行的。這是我們在畢業(yè)之前進行對所學各課程的一次深入的綜合性的總復習,也是一次理論聯(lián)系實際的訓練。它在我們?nèi)甑拇髮W生活中占有著極其重要的地位。我希望在此次畢業(yè)設計中能對自己未來將從事的工作進

111、行一次適應性訓練,從中鍛煉自己分析問題、解決問題的能力,為今后參加祖國的現(xiàn)代化建設打下一個良好的基礎(chǔ)。</p><p>　　本次設計課題是高爾夫球電動車主減速器系統(tǒng)的設計及計算，本次設計的重點是對制動器、制動驅(qū)動機構(gòu)及制動力調(diào)節(jié)機構(gòu)的設計，在這次設計中能訓練和提高我對整機的布局和結(jié)構(gòu)安排以及傳動方案的分析能力，增強了查閱資料和手冊，以及在網(wǎng)上搜索資料的能力，同時也加強了對CAD和Pro/Engineer等軟件的應

112、用能力。</p><p>　　通過這次設計我了解了高爾夫球車主減速器設計，加強了我對各種常用材料和熱處理的熟悉，更進一步地加強我對〈〈機械設計〉〉的學習，我深知要學好一門課程并不容易。通過這次畢業(yè)設計我感覺到我自己學到了許多東西，特別是考慮問題的周全性和嚴謹性，如何解決實際問題，其實在實際問題當中并不是完全像書上面所說的那樣，而是要根據(jù)實際的環(huán)境才能解決它，我在設計動力調(diào)節(jié)機構(gòu)時就碰到這樣的問題。</p&g

113、t;<p>　　在本次設計過程中，碰到了很多的困難，非常有幸得到了鄧生明教授的悉心指導和幫助，在這里表示誠摯的感謝。</p><p>　　由于實際經(jīng)驗的不足和知識所限,在本次設計當中尚有許多不足之處,懇請各位老師批評指教。</p><p><b>　　鄧志維</b></p><p>　　2009年5月15號 參考資料</p

114、><p>　　[1]   周鵬翔  劉振魁主編，《工程制圖》第二版，高等教育出版社，2000年5月 [2]   唐增寶  劉元俊主編，《機械設計課程設計》（修訂版），華中理工大學出版社，   1995年1月[3]  《機械設計手冊》編寫組編，《機床設計手冊2》，機械工業(yè)出版社，1980年8月[4]  《機械設計手

115、冊》編寫組編，《機床設計手冊3》，機械工業(yè)出，1986年12月[5]   東北大學《機械零件設計手冊》編寫組編，《機床零件設計手冊》第三版，冶金工業(yè)出版社，1994年5月[6]   華東紡織工學院、哈爾濱工業(yè)大學、天津大學主編，《機床設計圖冊》，上海科學技術(shù)出版社，1979年6月[7]   雷曉玲主編，《綜合作業(yè)指導書》，機械工業(yè)出版社，2000年11月[8] 

116、;  石光源、周積義、彭福蔭主編，《機械制圖》第三版，高等教育出版社，1988年4月(同上)</p><p><b>　　致謝</b></p><p>　　為期三個月的畢業(yè)設計生活結(jié)束了,回頭看看自己在這幾個月內(nèi)的身影,回頭看看自己走過的路,有辛酸也有甘甜,總的來說收獲不少。</p><p>　　本次設計的課題是：高爾夫球車主減速器的

117、設計，這對我們來說完全是一個新的課題，免不了有時感到很茫然。通過到汽車工廠里去看實物，通過鄧生明老師的講解，加上自己看書，終于把設計的思路搞清楚了。對于具體的細節(jié)問題，涉及到一些經(jīng)驗方面的問題，指導老師總是不厭其煩的講解，直到我聽懂為止，我被鄧老師的這種敬業(yè)精神深深感動。</p><p>　　通過這次畢業(yè)設計，使我將三年半來學到的知識進行了一次大總結(jié)，一次大檢查，特別是機械設計、工程制圖、機械原理等基礎(chǔ)知識，進行

118、了一次徹底的復習。以前只是應付考試，現(xiàn)在要自己設計一個產(chǎn)品出來，才感覺到自己學的知識是遠遠不夠的。有句話叫做：活到老，學到老。說得一點沒錯！處處有我的恩師，處處有我要學習的知識！</p><p>　　在設計過程中，鄧老師時刻關(guān)注我們設計進度，及時幫我們克服所遇到的困難。在老師的教導下使我們知道了不管是在以后的工作還是學習中，都要保持治學嚴謹?shù)膽B(tài)度，這點是我終生難忘的，并將永遠激勵我奮發(fā)向上。值此畢業(yè)設計完成之際，