機械設計圓錐圓柱減速器說明書.doc

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目 錄 1 課題分析………………………………………………………1 2 確定原動機……………………………………………………1 3 傳動參數(shù)的計算………………………………………………2 4 傳動零件的設計計算…………………………………………4 5 軸的設計計算…………………………………………………15 6 軸承的設計和計算……………………………………………27 7軸轂聯(lián)接的選擇和計算…………………………………………29 8 聯(lián)軸器的選擇…………………………………………………30 9 潤滑和密封設計………………………………………………30 設計總結…………………………………………………………31 參考文獻…………………………………………………………31 1 課題分析 1.1 技術參數(shù)： 鏈拽引力：F = 4800N 鏈速：V =1.25 m/s 滾筒直徑：D = 500 mm 1.2 工作條件： 工作年限4年每年按300天計，兩班制作業(yè)，滾筒效率為0.96（包括滾筒與軸承的效率損失）。由一般機械廠制造，小批量生產。 1.3 擬定傳動方案 傳動裝置由電動機，減速器，工作機等組成。減速器為二級圓錐圓柱齒輪減速器。外傳動為帶傳動。方案簡圖如圖。 （圖1） 注：錐齒輪速比不宜過大，圓柱齒輪速比不宜過小，帶傳動速比也不宜過大。 2 確定原動機 2.1 電動機的類型：三相交流異步電動機（Y系列） 2.2 功率的確定 2.2.1 工作機所需功率 ==48001.25=6000W 2.2.2 電動機至工作機的總效率η： η= =0.980.980.99=0.81 （=0.96為V帶傳動的效率，=0.96為圓錐滾子軸承的效率，=0.98為圓錐齒輪傳動的效率，=0.98為圓柱斜齒輪的傳動效率，=0.99聯(lián)軸器的傳動效率） 2.2.3 所需電動機的功率 =/η=6/0.81=7.4 kw 2.2.4電動機額定功率: 2.4 確定電動機的型號 因同步轉速的電動機磁極多的，尺寸小，質量大，價格高，但可使減速器尺寸減小，其中=7.5kw，符合要求，但傳動機構電動機容易制造且體積小。 由此選擇電動機型號：Y100L-6 電動機額定功率: =7.5kw 滿載轉速: =940 r/min 工作機轉速: =60*V/(π*D)=25.15r/min 電動機型號 額定功率 (kw) 滿載轉速 (r/min) 起動轉矩/額定轉矩 最大轉矩/額定轉矩 Y100L-6 7.5 940 2.0 2.0 選取B3安裝方式 3 傳動參數(shù)的計算 總傳動比： =/=940/25.15=37.38 取帶傳動的減速器比為iv =2.5則， 減速器的傳動比i=i總/iv=37.38/2.5=14.952 設圓錐齒輪的傳動比為,低速輪的傳動比為。 選=3, 則 =/=4.984，取=5 =iv=2.535=37.5 =（-）/=（37.5-37.38）/37.38=0.32% ∈5% 符合要求。 各軸的轉速n 電機軸0的轉速： = =940r/min 高速軸Ⅰ的轉速： =/iv=376 r/min 中間軸Ⅱ的轉速： =/=376/3=125.33r/min 低速軸Ⅲ的轉速： =/=125.33/5=25.07 r/min 各軸的輸入功率P 電機軸0的輸入功率： kw 高速軸Ⅰ的輸入功率： kw 中間軸Ⅱ的輸入功率： kw 低速軸Ⅲ的輸入功率： kw 各軸的輸入轉矩T 電機軸0的輸入轉矩： 75.18 Nm 高速軸Ⅰ的輸入轉矩： 180.43 Nm 中間軸Ⅱ的輸入轉矩： 509Nm 低速軸Ⅲ的輸入轉矩： 2437.97 Nm 各軸參數(shù)表如下： 軸名 功率 P/KW 轉矩T/(N.mm） 轉速 n/（r/min） 傳動比 i 電機軸 1.328 13.49 940 2.5 Ⅰ軸 1.275 32.38 376 Ⅱ軸 1.224 93.27 125.33 3 Ⅲ軸 1.176 447.98 25.07 5 4 傳動零件的設計計算 4.1 帶傳動的設計計算 設計普通帶傳動須確定的內容是：帶的型號、長度、根數(shù)，帶輪的直徑、寬度和軸孔直徑中心距、初拉力及作用在軸上之力的大小和方向 1、選擇帶的型號： 查表6－4得, 則計算功率為 PC=KAP=1.27.4= 8.88KW 根據、查表和圖6－8，選取A型帶。 2、確定帶輪基準直徑、驗算帶速 查資料表6－5，6－6，選取 帶速帶速驗算： V=n1d1π/（100060）=3.14112940/100060=5.51m/s 介于5~25m/s范圍內，故合適 大帶輪基準直徑d2=n1/n2d1=2.5112=280mm 3、確定帶長和中心距a： 0.7（d1+d2）≤a0≤2（d1+d2） 0.7（112+280）≤a0≤2（112+280） 274.4mm≤a0≤784mm 初定中心距a0=500 ，則帶長為 L0=2a0+π（d1+d2）+（d2-d1）2/(4a0) =2500+π（112+280）/2+（280-112）2/(4500)=1629.55 mm 查6－2表，按標準選帶的基準長度Ld=1600mm的實際 中心距a=a0+(Ld-L0)/2=500+(1600-1629.55)/2=485.23 mm 4、驗算小帶輪上的包角α1 α1=180-(d2-d1)57.3/a=160.16>120 小輪包角合適 5、確定帶的根數(shù) 由式確定根數(shù)， 查6－3表得＝1.14kW，查6－7表得＝0.11kW 查6－2表得＝0.99，＝0.95 則 Z=PC/（(P0+△P0)=8.88/（1.14+0.11）0.990.95 = 7.032 故要取2根A型帶 (6)計算軸上壓力 由課本表 查得q=0.1kg/m，單根V帶的初拉力： F0=500PC/ZV（2.5/Kα-1）+qV2 =[5008.88/（25.51）(2.5/0.96-1)+0.15.512}N=97.56N 則作用在軸承的壓力FQ， FQ=2ZF0sinα1/2=2497.56sin（160.160/2）=704.53N 4.2 圓錐齒輪傳動的設計計算 1、 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 選用閉式直齒圓錐齒輪傳動 按齒形制 齒形角 頂隙系數(shù) 齒頂高系數(shù) 螺旋角 軸夾角 不變位，齒高用頂隙收縮齒。 根據課本表10-1，材料選擇，小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS。 根據課本表10-8，選擇7級精度。 傳動比 u=/=3 節(jié)錐角 不產生根切的最小齒數(shù)： =16.22 選 =20 =u=203=60 2 按齒面接觸疲勞強度設計 公式： ≥2.92 試選載荷系數(shù) =2 計算小齒輪傳遞的扭矩 =180.43103 Nmm 選取齒寬系數(shù) =0.3 由課本表10-6查得材料彈性影響系數(shù) 由圖10-21d按齒面的硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 大齒輪的接觸疲勞極限 計算應力循環(huán)次數(shù) 由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù): 計算接觸疲勞許用應力: 試算小齒輪的分度圓直徑,代入中的較小值得 ≥2.92=68.43 mm 計算圓周速度v mm =（3.1415958.17376）/（601000）=1.15m/s 計算載荷系數(shù) 齒輪的使用系數(shù)載荷狀態(tài)輕微震動， 查表10-2得 =1.25 由圖10-8查得動載系數(shù) =1.1 由表10-3查得齒間載荷分配系數(shù) ==1.1 依據大齒輪兩端支承，小齒輪懸臂布置， 查表10-9得軸承系數(shù) =1.25 由公式 ==1.5=1.51.25=1.875 接觸強度載荷系數(shù) ==1.251.11.11.875=2.84 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑 =68.43=76.91 mm m=/=76.91/20=3.84 mm 取標準值 m = 4 mm 計算齒輪的相關參數(shù) =m=420=80 mm =m=460=240 mm =90-=71.57 mm 確定并圓整齒寬 : b=R=0.3126.49=37.95 mm,圓整取40 3 校核齒根彎曲疲勞強度 確定彎曲強度載荷系數(shù) K==2.06 計算當量齒數(shù) =/cos=20/cos18.43=20.8 =/cos=60/cos71.57=189.79 查表10-5得 =2.91 =1.53 =2.29 =1.71 計算彎曲疲勞許用應力 由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù): =0.82 =0.87 取安全系數(shù): =1.4 由圖10-20c查得齒輪的彎曲疲勞強度極限: =500Mpa =380Mpa 按脈動循環(huán)變應力確定許用彎曲應力: 校核彎曲強度 根據彎曲強度條件公式 =54.47 MPa =15.97 Mpa 滿足彎曲強度要求，所選參數(shù)合適。 4.3圓柱齒輪傳動設計 1 齒輪的類型 傳動類型：選用圓柱斜齒輪傳動 材料選擇：小齒輪材料為40Cr表面淬火，齒面硬度為 280HBS， 接觸疲勞強度極限， 彎曲疲勞強度極限；大齒輪材料為45鋼 表面淬火，齒面硬度為240HBS,接觸疲勞強度極限, 彎曲疲勞強度極限。 查《機械設計基礎》表11-5，取，。查表11-4，取區(qū)域系數(shù)，彈性系數(shù)（鍛鋼-鍛鋼）。 有===600MPa ===550MPa ===400MPa ===304MPa 螺旋角：8<β<20,初選β=15 齒數(shù)：初選小齒輪齒數(shù)：； 大齒輪齒數(shù)：，取。 2按尺面接觸強度校核 （1）、取載荷 （2）、 （3）、， ， mm 計算模數(shù) ， 計算齒輪圓周速度 3按輪齒彎曲強度設計計算 因為所選材料硬小于350HBS,所以為軟齒面。 法向模數(shù) 查《機械設計基礎》表11-3，得載荷系數(shù)k=1.3 查《機械設計基礎》表11-6，得齒寬系數(shù) 小齒輪上的轉矩 齒形系數(shù) 查《機械設計基礎》圖11-8得：， 查《機械設計基礎》圖11-9得：， 因為和 比較 所以對小齒輪進行彎曲強度計算。 法向模數(shù) 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)ｍ大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，可取由彎曲強度算得的模數(shù)2.02，并圓整為標準值取 按接觸強度算得的分度圓直徑， 算出小齒輪齒數(shù)　取　 大齒輪齒數(shù)　取 中心距 圓整為210mm。 確定螺旋角： 確定齒輪的分度圓直徑： 齒輪寬度： 圓整為45mm 圓整后??；。 重合度確定 ，查表得 所以 ==3.593 齒輪尺寸表格：將幾何尺寸匯于表： 序號 名稱 符號 計算公式及參數(shù)選擇 1 齒數(shù) Z 27，135 2 端面模數(shù) 4 螺旋角 5 分度圓直徑 6 齒頂高 7 齒根高 8 全齒高 9 頂隙 10 齒頂圓直徑 11 齒根圓直徑 12 中心距 13 重合度 2.997 4 驗算齒面接觸強度 可知是安全的 可知是安全的 5驗算齒面彎曲強度 查《機械設計基礎》圖11-8得：， 查《機械設計基礎》圖11-9得：， 可知是安全的 5 軸的設計計算 1 輸入軸設計 求輸入軸上的功率、轉速和轉矩 =7.104kW =376r/min =180.43Nm 求作用在齒輪上的力 已知高速級小圓錐齒輪的分度圓半徑為 mm 252.7 N N 初步確定軸的最小直徑 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調質） 根據課本表15-3，取 得 因軸上有兩個鍵槽，故直徑增大10%—15%，取=19 mm 左右。 =20mm 為了滿足帶輪的軸向定位，1-2軸段右端需制出一軸肩，故取2-3段的直徑 =26 mm 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據=26 mm ，由指導書表15-1，初步選取03系列， 30306 GB/T 276，其尺寸為 ， 故 而為了利于固定 由指導書表15-1查得 取安裝齒輪處的軸段6-7的直徑 齒輪的左端與套筒之間采用軸肩定位。 已知齒輪輪轂的寬度為35mm，應使套筒端面可靠地壓緊軸承，由套筒長度，擋油環(huán)長度以及略小于輪轂寬度的部分組成， 故 為使套筒端面可靠地壓緊軸承，5-6段應略短于軸承寬度， 故取 。 軸承端蓋的總寬度為30mm。根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑油的要求，求得端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離 故取 至此，已經初步確定了軸的各段直徑和長度。 軸上零件的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接 軸與半聯(lián)軸器之間的平鍵，按 =20 mm 查得平鍵截面 長50 mm 軸與錐齒輪之間的平鍵按 由課本表6-1查得平鍵截面 長為35 mm，鍵槽均用鍵槽銑刀加工。 為保證齒輪、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，齒輪輪轂與軸的配合為； 滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。 確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角為，其他均為R=1.6 2 中間軸設計 求輸入軸上的功率、轉速和轉矩 =6.68 kW =125.33 r/min =509 Nm 求作用在齒輪上的力 已知小圓柱直齒輪的分度圓直徑=70 mm = =925.14=336.7N 已知大圓錐齒輪的平均分度圓直徑d=240mm mm N N 初步確定軸的最小直徑 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調質）， 根據課本表15-3，取 得 中間軸的最小值顯然是安裝滾動軸承的直徑。 因軸上有兩處鍵槽，故直徑增大10%—15%，故取30 擬定軸上零件的裝配方案如圖 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據 = 由指導書表15-1中初步選取03系列，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30306，其尺寸為 所以 ==30mm 這對軸承均采用套筒進行軸向定位， 由表15-7查得30306型軸承的定位軸肩高度，因此取套筒外直徑42mm，內直徑30mm。 取安裝圓錐齒輪的軸段，錐齒輪左端與左軸承之間采用套筒定位，已知錐齒輪輪轂長，為了使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸段應略短于輪轂長，故取，齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度2.45，故取，則軸環(huán)處的直徑為。 已知圓柱直齒輪d=62.4，齒寬=55mm取 =53。 箱體以小圓錐齒輪中心線為對稱軸，由圓錐齒輪的嚙合幾何關系，推算出，箱體對稱線次于截面3右邊16mm處，設此距離為 則取軸肩 有如下長度關系： ++16mm=+-7mm 由于要安裝軸承與甩油環(huán)與套筒、還有插入輪轂中的4mm,取 由于要安裝軸承與甩油環(huán)與套筒、還有插入輪轂中的3mm 綜合 以上關系式，求出 軸上的周向定位 圓錐齒輪的周向定位采用平鍵連接， 按由課本表6-1查得平鍵截面 鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為35mm，同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為； 圓柱齒輪的周向定位采用平鍵連接， 按由課本表6-1查得平鍵截面 鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為45mm，同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為； 確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表15-2，取軸端倒角為。 3 輸出軸的設計 求輸入軸上的功率、轉速和轉矩 =6.4kW =25.07r/min =2431.97Nm 求作用在齒輪上的力 已知大圓柱直齒輪的分度圓半徑 =350mm = =2560=931.76N 初步確定軸的最小直徑 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調質），根據課本表15-3，取 得 中間軸的最小值顯然是安裝滾動軸承的直徑。 因軸上有兩個鍵槽，故直徑增大10%—15%，故 擬定軸上零件的裝配方案如圖。 由圖可得為整個軸直徑最小處選 =45 mm 為了滿足齒輪的軸向定位，取 根據鏈輪寬度及鏈輪距箱體的距離綜合考慮取 。 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據=，由指導書表15-1中初步選取03基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30311，其尺寸為 所以 ==55mm 這對軸承均采用套筒進行軸向定位。 由表15-7查得30311型軸承的定位軸肩高度，因此取 去安裝支持圓柱齒輪處直徑 。 已知圓柱直齒輪齒寬 =50mm 為了使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸段應略短于輪轂長， 故取 =48mm。 由于中間軸在箱體內部長為228mm，軸承30311寬為31.25mm，可以得出 至此，已經初步確定了軸的各段直徑和長度。 軸上的周向定位 圓柱齒輪的周向定位采用平鍵連接， 按由課本表6-1查得平鍵截面 鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為45mm，同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為； 鏈輪的周向定位采用平鍵連接， 按由課本表6-1查得平鍵截面 鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為60mm，同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為； 滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。 確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表15-2，取軸端倒角為。 求軸上的載荷 根據軸的結構圖，做出軸的計算簡圖，支承從軸的結構圖，以及彎矩和扭矩圖中可以看出圓柱齒輪位置的中點截面是軸的危險截面。 計算出的圓柱齒輪位置的中點截面處的、及的值列于下表 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 彎矩M 總彎矩 扭矩T =620.11Nm 按彎扭合成應力校核軸的強度 根據上表中的數(shù)據及軸的單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取 ， 軸的計算應力 前已選定軸的材料為45鋼，調質處理， 由課本表15-1查得許用彎曲應力 因此 故安全。 判斷危險截面：截面6右側受應力最大 截面6右側 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面6右側彎矩 截面6上的扭矩 =620.11Nm 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉切應力 軸的材料為45，調質處理。由表15-1查得 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按課本附表3-2查取。因 ， 經插值后查得 =2.018 =1.382 又由課本附圖3-1可得軸的材料敏感系數(shù)為 故有效應力集中系數(shù)為 = = 由課本附圖3-2查得尺寸系數(shù)，附圖3-3查得扭轉尺寸系數(shù) 軸按磨削加工，由課本附圖3-4得表面質量系數(shù)為 ==0.92 軸未經表面強化處理，即，則綜合系數(shù)為 /+1/=1.82/0.73+1/0.92=2.58 /+1/=1.32/0.84+1/0.92=1.66 計算安全系數(shù)值 >>S=1.5 故可知安全。 截面6左側 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面6左側彎矩 截面6上的扭矩 =620.11Nm 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉切應力 由課本附表3-8用插值法求得 /=3.75，則/=0.83.75=3 軸按磨削加工，有附圖3-4查得表面質量系數(shù)為==0.92 故得綜合系數(shù)為 /+1/=3.75+1/0.92=3.84 /+1/=3+1/0.92=3.09 又取碳鋼的特性系數(shù) 所以軸的截面5右側的安全系數(shù)為 >>S=1.5 故可知其安全。 6 軸承的設計和計算 1 輸入軸上的軸承計算 已知: =376r/min e=0.37 Y=1.6 求相對軸向載荷對應的e值和Y值 相對軸向載荷 比e小 求兩軸承的軸向力 求軸承當量動載荷和 < e < e 由指導書表15-1查得： =859.5 N =300.8 N 驗算軸的壽命 >48000 h 故可以選用。 2 中間軸上的軸承計算 已知： =125.33r/min ， ， ， ， e=0.31，Y=1.9 求兩軸承的軸向力 求軸承當量動載荷和 < e < e 由指導書表15-1查的 =2520 N =1089 N 驗算軸的壽命 >48000h 故可以選用。 3 輸出軸上的軸承計算 已知： =25.07 r/min = =874.2 N ， e=0.35，Y=1.7 求兩軸承的軸向力 求軸承當量動載荷 < e 由指導書表15-1查得： =2402 N 驗算軸的壽命 >48000 h 故可以選用。 7 軸轂連接的選擇和計算 1 輸入軸與帶輪的鏈接 軸徑，選取的平鍵界面為，長L=50mm。由指導書表14-26得，鍵在軸的深度t=4.0mm，輪轂深度3.3mm。圓角半徑r=0.2mm。查課本表6-2得，鍵的許用應力。 滿足強度要求。 2 輸入軸與小圓錐齒輪的鏈接 軸徑，選取的平鍵界面為，長L=45mm。由指導書表14-26得，鍵在軸的深度t=4.0mm，輪轂深度3.3mm。圓角半徑r=0.2mm。查課本表6-2得，鍵的許用應力。 滿足強度要求。 3 中間軸與大圓錐齒輪的鏈接 軸徑，選取的平鍵界面為，長L=53mm。由指導書表14-26得，鍵在軸的深度t=5.0mm，輪轂深度3.3mm。圓角半徑r=0.3mm。查課本表6-2得，鍵的許用應力。 滿足強度要求。 4 輸出軸與大圓柱齒輪的鏈接 軸徑，選取的平鍵界面為，長L=36mm。由指導書表14-26得，鍵在軸的深度t=5.0mm，輪轂深度3.3mm。圓角半徑r=0.3mm。查課本表6-2得，鍵的許用應力。 滿足強度要求。 5 輸出軸與機構的鏈接 軸徑，選取的平鍵界面為，長L=63mm。由指導書表14-26得，鍵在軸的深度t=6.0mm，輪轂深度4.3mm。圓角半徑r=0.3mm。查課本表6-2得，鍵的許用應力。 滿足強度要求。 8 聯(lián)軸器的選擇 在軸的計算中已選定聯(lián)軸器型號，選LT4型彈性套柱銷聯(lián)軸器。其公稱轉矩為，許用轉速為3800 r/min。 9 潤滑和密封設計 1 潤滑 齒輪圓周速度v<5m/s所以采用浸油潤滑，軸承采用脂潤滑。浸油潤滑不但起到潤滑的作用，同時有助箱體散熱。為了避免浸油的攪動功耗太大及保證齒輪嚙合區(qū)的充分潤滑，傳動件浸入油中的深度不宜太深或太淺，設計的減速器的合適浸油深度H1 對于圓柱齒輪一般為1個齒高，但不應小于10mm，保持一定的深度和存油量。油池太淺易激起箱底沉渣和油污，引起磨料磨損，也不易散熱。取齒頂圓到油池的距離為50mm。換油時間為半年，主要取決于油中雜質多少及被氧化、被污染的程度。查手冊選擇L-CKB 150號工業(yè)齒輪潤滑油。 2 密封 減速器需要密封的部位很多，有軸伸出處、軸承內側、箱體接受能力合面和軸承蓋、窺視孔和放油的接合面等處。 軸伸出處的密封：作用是使?jié)L動軸承與箱外隔絕，防止?jié)櫥吐┏鲆约跋潴w外雜質、水及灰塵等侵入軸承室，避免軸承急劇磨損和腐蝕。由脂潤滑選用氈圈密封，氈圈密封結構簡單、價格便宜、安裝方便、但對軸頸接觸的磨損較嚴重，因而工耗大，氈圈壽命短。 軸承內側的密封：該密封處選用擋油環(huán)密封，其作用用于脂潤滑的軸承，防止過多的油進入軸承內，破壞脂的潤滑效果。 箱蓋與箱座接合面的密封：接合面上涂上密封膠。 設計總結： 短短幾周的課程設計，讓我意識到成為一個設計師必須具備扎實的基礎功底。在完成課程設計的過程中也讓我對以前所學的東西有了更深的認識并懂得了如何應用到實際中，初步了解了設計的具體步驟和過程的同時加強了自己的動手能力以及思考、解決問題的能力。 參考文獻： [1] 濮良貴、紀名剛主編．機械設計．北京：高等教育出版社，2006． [2] 李育錫主編，機械設計課程設計指導書，北京：高等教育出版社，2008．6. [3] 孫恒、陳作模主編．機械原理．第七版．北京：高等教育出版社，2006． [4] 裘文言、張祖繼、瞿元賞主編．機械制圖．高等教育出版社，2003． [5] 劉鴻文主編．材料力學．第四版.高等教育出版社，2004． [6] 吳宗澤、羅國圣主編．機械設計課程設計手冊．北京：高等教育出版社，2004． =6 kw η=0.81 =7.4kw n=25.15r/min 電動機型號： Y100L-6 n=940 r/min =37.38 iv =2.5 =3 =5 =940r/min =376r/min =125.33r/min =25.07r/min =7.4kW =7.104kW =6.4kW =180.43Nm =509Nm =2437.97Nm =20 =60 m = 4 mm =80 mm =240 mm =20 =100 a=210 =15.36 =70 mm =350mm =45mm =50mm =20mm =26 mm 軸全長267.5mm =53mm =45 mm ==55mm =48mm 32