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《機械設計課程設計說明書》 華南理工大學 課程設計說明書 題目　單級圓柱齒輪減速器 學院 ：設計學院 專業(yè) ：工業(yè)設計 學號 ：200930031109 學生 ：羅賢軍 指導老師：胡廣華 2011年7月9日 設　計　說　明　書 設計及說明 結果 一、傳動方案的確定（如下圖）： 采用普通V帶傳動加一級斜齒輪傳動。 二、原始數(shù)據(jù)： a) 帶拉力： F=5000N b) 帶速度： v=2.03m/s c) 滾筒直徑： D=505mm 三、確定電動機的型號： 1．選擇電動機類型： 選用Y系列三相異步電動機。 2．選擇電動機功率： 運輸機主軸上所需要的功率： Pw=Fv1000=50002.031000=10.15kW 傳動裝置的總效率： η總=η聯(lián)軸η軸承2η齒輪ηV帶ηw 其中，查《機械設計課程設計》P6表2-3 ηV帶，V帶傳動的效率ηV帶=0.95 η齒輪，閉式圓柱齒輪的效率（精度等級8）η齒輪=0.97 η軸承，滾子軸承的效率η軸承=0.98 η聯(lián)軸，彈性聯(lián)軸器的效率η聯(lián)軸=0.933 ηw，工作機的效率ηw=0.96 所以： η總=η聯(lián)軸η軸承2η齒輪ηV帶ηw=0.9330.9820.970.950.96=0.844 電動機所需功率：Pd=kPwη=1.210.150.844=14.431kW 查《機械設計課程設計》P152的表16-1，取電動機的額定功率為15kW。 3．選擇電動機的轉速： 工作機的轉速： nw=v601000πD=2.036010003.14505=76.8r/min 根據(jù)《機械設計課程設計》P5表2.2 V帶傳動比范圍i1=2~4， 單級圓柱齒輪（閉式，斜齒）傳動比i2=3~6， 電動機轉速范圍： nd=nwi1i2=76.82~43~6=460.8~1843.2r/min 選擇電動機同步轉1000r/min，滿載轉速nm=970r/min。 四、確定傳動裝置的總傳動比及各級分配： 傳動裝置得總傳動比： i=nmnw=97076.8=12。6 取V帶傳動比：i1=2.5； 單級圓柱齒輪減速器傳動比：i2=5.04 1．計算各軸的輸入功率： 電動機軸Pd=14.431kW 軸Ⅰ（高速軸）　　P1=η1Pd=0.9514.431=13.71kW 軸Ⅱ（低速軸）　　P2=η2η3P1=0.970.9813.71=13.03kW 2．計算各軸的轉速 電動機軸　　nm=970r/min 軸Ⅰn1=nmi1=9702.5=388r/min 軸Ⅱn2=n1i2=3885.04=76.98r/min 3．計算各軸的轉矩 電動機軸Td=9550Pdnm=955014.431970=142.1N?m 軸ⅠT1=9550P1n1=955013.71388=337.4N?m 軸ⅡT2=9550P2n2=955013.0376.98=1616.5N?m 4．上述數(shù)據(jù)制表如下： 參數(shù) 軸名 輸入功率 P（kW） 轉速 n（r/min） 輸入轉矩 T（N?m） 傳動比 i 效率 η 電動機軸 14.431 970 142.1 2.5 0.96 軸Ⅰ（高速軸） 13.71 388 337.4 5.04 0.95 軸Ⅱ（低速軸） 13.03 76.98 1616.5 五、傳動零件的設計計算: 1．普通V帶傳動的設計計算: ① 確定計算功率Pc Pc=KAPd=1.214.431=17.32kW KA根據(jù)《機械設計》P347附表2.6，此處為帶式運輸機，載荷變動小，每天兩班制工作每天工作8小時，選擇工作情況系數(shù)KA=1.2 ② 選擇V帶型號 根據(jù)《機械設計》P344附表2.5a，此處功率Pc=17.32kW與小帶輪的轉速nm=970r/min，選擇B型V帶，d=180mm。 ③ 確定帶輪的基準直徑dd1，dd2 根據(jù)《機械設計》P344/P345，附表2.5a和附表2.5b取 小帶輪直徑Dd1=180mm 大帶輪的直徑Dd2=450mm ④ 驗證帶速 v=πDd1nm601000=9.14m/s 在5m/s~25m/s之間。故帶的速度合適。 ⑤ 確定V帶的基準長度和傳動中心距a0 初選傳動中心距范圍為：0.7(Dd1+ Dd2)≤a0≤2(Dd1+ Dd2)， 即441≤a0≤1260，初定a0=500mm V帶的基準長度： L0=2a0+π2Dd1+ Dd2+ (Dd2-Dd1)24a0=2500+3.142180+450+450-18024500=1454mm 根據(jù)《機械設計》P349附表2.9，選取帶的基準直徑長度L0=1600mm。 實際中心距： a=a0+Ld-L02=500+1600-14542=573mm ⑥ 驗算主動輪的包角 α1=180-Dd2-Dd157360=151.7 故包角合適。 ⑦ 計算V帶的根數(shù)z z=Pc(P0+?P0)KaKL 由nm=970r/minDd1=180mm 根據(jù)《機械設計》P344/P345，附表2.5a和附表2.5b， P0=3.27kW ?P0=0.29kW 根據(jù)《機械設計》表12-7，Ka=0.92 根據(jù)《機械設計》附表2.9，KL=0.93 z=17.323.27+0.290.920.93=5.69 取z=6根。 ⑧ 計算V帶的合適初拉力F0 F0=500Pczv2.5Ka-1+qv2 根據(jù)《機械設計》P343附表2.2，q=0.19 F0=50017.3269.142.50.92-1+0.199.142=287.1N ⑨ 計算作用在軸上的載荷 Q=2zF0sinα12=3340.7N ⑩ V帶輪的結構設計 （根據(jù)《機械設計》表14.1）（單位：mm） 帶輪 尺寸 小帶輪 大帶輪 槽型 B B 基準寬度bp 14 14 基準線上槽深hamin 3.5 3.5 基準線下槽深hfmin 10.8 10.8 槽間距e 190.4 190.4 槽邊距fmin 11.5 11.5 輪緣厚δmin 7.5 7.5 外徑Da Dd1=180mm Dd2=450mm 內(nèi)徑Ds 30 30 帶輪寬度 B3=2f+ze =137mm B3=2f+ze=137mm 帶輪結構 腹板式 輪輻式 V帶輪采用鑄鐵HT200制造，其允許的最大圓周速度為25m/s 2．齒輪傳動設計計算 （1）選擇齒輪類型，材料，精度，及參數(shù) ① 選用斜齒圓柱齒輪傳動（外嚙合） ② 選擇齒輪材料（考慮到齒輪使用壽命較長）： 根據(jù)《機械設計》P382附表12.8 小齒輪材料取為40Cr，調(diào)質(zhì)處理，HBS1=260 大齒輪材料取為40Cr，調(diào)質(zhì)處理，HBS2=255 ③ 初選取齒輪為8級的精度(GB10095-2001) ④ 初選螺旋角β=12 ⑤ 初選小齒輪的齒數(shù)z1=25；大齒輪的齒數(shù)z2=5.0425=126 取z2=126 考慮到閉式軟齒面齒輪傳動最主要的失效為點蝕，故按接觸強度設計，再按彎曲強度校核。 （2）按齒面接觸疲勞強度計算 ①確定計算參數(shù) 傳遞扭矩T1=9.55106P1n1=3.37105（Nmm） 載荷系數(shù)k：因載荷比較平穩(wěn)，齒輪相對軸承對稱布置，由表10-4取k=1.1 齒寬系數(shù)ψa=0.5 許用接觸應力[σ]H:由圖10-26（c）查得[σ]Hlim1=720MPa [σ]Hlim2= 680MPa 安全系數(shù)由表10-5取sH=1 則σH1=[σ]Hlim1SH=720MPa σH2=[σ]Hlim2SH=680MPa σH1<σH2,因此應取較小值[σ]H2代入 齒數(shù)比u=5.04，將以上參數(shù)代入下式得 aH≥u+13(305σH)2kT1ψau=186.8mm ②確定齒輪參數(shù)及主要尺寸 圓整中心距取a=187mm 計算模數(shù) mn=2acosβz1+z2=2.4 取標準值mn=2.5，適當減少齒數(shù)z1=24, z2=121 修正螺旋角并計算主要尺寸 β=arccosmn（z1+z2）2a=14.2452 d1=mnz1cosβ=61.90mm d1=mnz2cosβ=312.10mm b=ψaa=93.5mm 圓整后取b2=94mm ，b1=102mm (3)校核彎曲疲勞強度 根據(jù)式（10-35）得σF=1.6kT1cosβz1bmn2YF≤[σF] 許用彎曲應力：由圖10-24（c）得 σFlim1=245MPa σFlim2=240MPa 安全系數(shù)由表10-5取SF=1.3 則σF1=σFlim1SF=188.5MPa σF1=σFlim2SF=184.6MPa 當量齒數(shù)zv1=z1cos3β=26.36 zv2=z2cos3β=132.88 查圖10-23得齒形系數(shù)YF1=2.69 YF2= 2.2 σF1=1.6kT1cosβz1bmn2YF1=41.89MPa<σF1 σF2=σF1YF2YF1=34.26MPa<σF2 (4)齒輪主要尺寸 齒輪傳動的幾何尺寸，制表如下：(詳細見零件圖) 名稱 代號 計算公式 結果 小齒輪 大齒輪 中心距 a a=mn(z1+z2)2cosβ 187mm 傳動比 i i=z2za 5.04 法面模數(shù) mn 設計和校核得出 2.5 端面模數(shù) mt mt=mncosβ 2.6 法面壓力角 αn 標準值 20 螺旋角 β 一般為8~20 14.2452 齒頂高 ha ha=mn 2.5mm 齒根高 hf hf=1.25mn 3.125mm 全齒高 h h=ha+hf 5.625mm 齒數(shù) z 24 121 分度圓直徑 d d=mnzcosβ 61.9mm 312.1mm 齒頂圓直徑 da da=d+2ha 66.9mm 317.1mm 齒根圓直徑 df df=d-2hf 55.65 305.85 齒輪寬 B B=ψaa 93.5mm 86.5mm 螺旋角方向 查表7-6 右旋 左旋 （4）齒輪的結構設計 小齒輪采用齒輪軸，大齒輪采用腹板式 六、減速器鑄造箱體的主要結構尺寸設計 根據(jù)《機械設計課程設計》P14表3-1經(jīng)驗公式，列出下表： 名稱 代號 尺寸計算 結果（mm） 底座壁厚 δ 0.025a+1≥7.5 8 箱蓋壁厚 δ1 (0.8~0.85)δ≥8 8 底座上部凸緣厚度 h0 (1.5~1.75)δ 12 箱蓋凸緣厚度 h1 (1.5~1.75)δ1 12 底座下部凸緣厚度 h2 (2.25~2.75)δ 20 底座加強肋厚度 e (0.8~1)δ 8 底蓋加強肋厚度 e1 (0.8~0.85)δ1 7 地腳螺栓直徑 d 2δ 16(M16) 地腳螺栓數(shù)目 n 表3-4 6 軸承座聯(lián)接螺栓直徑 d2 0.75d 12 箱座與箱蓋聯(lián)接螺栓直徑 d3 (0.5~0.6)d 8(M8) 軸承蓋固定螺釘直徑 d4 (0.4~0.5)d 12 視孔蓋固定螺釘直徑 d5 (0.3~0.4)d 6 軸承蓋螺釘分布圓直徑 D1 D+2.5d4 60,80 螺栓孔凸緣的配置尺寸 c1/c2/D0 表3-2 22/20/30 地腳螺栓孔凸緣的配置尺寸 c1/c2/D0 表3-3 25/23/45 箱體內(nèi)壁與齒輪距離 ? ≥1.2δ 10 箱體內(nèi)壁與齒輪端面距離 ?1 ≥δ 12 底座深度 H 0.5da+(30~50) 190 外箱壁至軸承座端面距離 l1 c1+c2+(5~10) 47 七、軸的設計： 1．高速軸的設計： （1）選擇軸的材料：選取45號鋼，調(diào)質(zhì)， HBS2=230(GB699-1988) （2）初步估算軸的最小直徑 根據(jù)《機械設計課程設計》P115表16-2，取A=110， d≥A3P1n1=110313.71388=36.1mm （3）軸的結構設計 因為與V帶聯(lián)接處有一鍵槽，所以直徑應增大5%，考慮帶輪的機構要求和軸的剛度，取安裝帶輪處軸徑d=40mm，根據(jù)密封件的尺寸，選取小齒輪軸徑為d=55mm。初選取型號為30210的圓錐滾子軸承，d=50mm D=90mm B=21.75mm。 1) 兩軸承支點間的距離： L1=B1+2?1+2Δ2+B 式中：B1，小齒輪齒寬，B1=93.5mm 　　　?1，箱體內(nèi)壁與小齒輪端面的間隙，?1=12mm 　　　?2，箱體內(nèi)壁與軸承端面的距離，?2=10mm 　　　B，軸承寬度， B=21.75mm 代入上式得 L1=93.5+212+210+21.75=159.25mm 2) 帶輪對稱線到軸承支點的距離： L2=B2+l2+k+l3+B3/2 式中：，軸承蓋高度 l2=δ+c1+c2+5+t-?2-B=8+22+20+5+10-10-21.75=33.25mm 　　　t，軸承蓋凸緣厚度，t=1.2d4=10mm， 　l3，螺栓頭端面至帶輪端面的距離，l3=15mm 　　　k，軸承蓋M8螺栓頭的高度，查《機械設計課程設計》P82表9-2可得 k=5.3mm 　　　B3，帶輪寬度，B3=118mm 解得 L2=21.752+33.25+15+5.3+1182=143.425mm （4）按彎扭合成應力校核軸的強度 ① 軸的計算簡圖（見下圖） ② 計算作用在軸上的力 小齒輪受力分析 圓周力：Ft1=2T1d1=2337.4100061.9=10901N 徑向力：Fr1=Ft1tanαncosβ=10901tan20cos14.2452=4094N 軸向力：Fa1=Ft1tanβ=10901tan14.2452=2768N ③ 計算支反力 　　水平面：RAH=RBH=Ft12=5450.5N 　　垂直面： ∵∑MB=0 RAVL1-Fr1L12+Fa1d2-QL1+L2=0 RAV159.25-4094159.252+276861.92-3340.71159.25+123.425=0 得：RAV=7439N ∵∑F=0 ∴RBV=RAV-Q-Fr1=7439-3340.7-4094=4.3N ④ 作彎矩圖 水平面彎矩： MCH=-Fa1d2=-276861.92=-85670N?mm 垂直面彎矩： MAV=-QL2=-3340.7123.425=-412326N?mm MCV1=-QL2+L12+RAHL12=-3340.7123.425+159.252+5450.5159.252=-244333N?mm MCV2=-RBVL12=-4.3159.252=-342N?mm 合成彎矩： MA=MAV=-412326N?mm MC1=MCH2+MCV12=(-85670)2+(-244333)2=258917N?mm MC2=MCH2+MCV22=(-85670)2+(-342)2=85671N?mm ⑤ 作轉矩圖　　　T1=144400N?mm 當扭轉剪力為脈動循環(huán)應變力時，取系數(shù)α=0.6，則： McaD=MD2+αT12=02+0.63374002=202440N?mm McaA=MA2+(αT1)2=(-412326)2+(0.6337400)2=459342N?mm McaC1=MC12+αT12=2589172+0.63374002=328664N?mm McaC2=MC22+(αT1)2=(85671)2+(0.6337400)2=219821N?mm ⑥ 按彎扭合成應力校核軸的強度. 軸的材料是45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，其拉伸強度極限σb=650MPa，對稱循環(huán)變應力時的許用應力σ-1b=60MPa 由彎矩圖可以知道，A剖面的計算彎矩最大，該處的計算應力為： σcaC2=McaAW≈McaA0.1dA3=4593420.1503=36.75MPa<σ-1b=60MPa D剖面的軸徑最小，該處的計算應力為： σcaD=McaDW≈McaD0.1dD3=2024400.1403=31.63Pa<σ-1b=60MPa 均滿足強度要求。 2．低速軸的設計 （1）選擇軸的材料：選取45號鋼，調(diào)質(zhì)， HBS2=250(GB699-1988) （2）初步估算軸的最小直徑 根據(jù)《機械設計課程設計》P115表16-2，取A=110， d≥A3P2n2=110313.0376.98=60.8mm （3）軸的結構設計 考慮聯(lián)軸器的結構要求及軸的剛度，取裝聯(lián)軸器處的軸d=65mm，根據(jù)《機械設計課程設計》P150表15-4。十字滑塊聯(lián)軸器處軸徑取d=65mm，安裝長度L1=125mm。 按軸的結構和強度要求選取軸承處的軸徑d=75mm，初選型號為30215型的圓錐滾子軸承，d=75mm D=130mm B=27.25mm。 3) 兩軸承支點間的距離： L3=B2+2?1+2Δ2+B 式中：B2，大齒輪齒寬，B2=86.5mm 　　　?1，箱體內(nèi)壁與小齒輪端面的間隙，?1=12mm 　　　?2，箱體內(nèi)壁與軸承端面的距離，?2=10mm 　　　B，軸承寬度，選取30214型軸承，B=27.25mm 代入上式得 L3=86.5+212+210+27.25=157.75mm 4) 聯(lián)軸器對稱線到軸承支點的距離： L4=B2+l2+k+l3+B3/2 式中：，軸承蓋高度 l2=δ+c1+c2+10+t-?2-B=8+22+20+10+5-10-27.25=27.75mm 　　　t，軸承蓋凸緣厚度，t=1.2d4=10mm， 　l3，螺栓頭端面至聯(lián)軸器端面的距離，l3=15mm 　　　k，軸承蓋M8螺栓頭的高度，查《機械設計課程設計》P82表9-2可得 k=5.3mm 　　　B3，聯(lián)軸器的安裝長度，B3=125mm 解得 L4=27.252+27.75+5.3+15+1252=124.175mm （4）按彎扭合成應力校核軸的強度 ① 計算作用在軸上的力 小齒輪受力分析 圓周力：Ft1=2T2d2=21616.51000312.1=10359N 徑向力：Fr1=Ft1tanαncosβ=10359tan20cos14.2452=3890N 軸向力：Fa1=Ft1tanβ=10359tan14.2452=2630N ③ 計算支反力 　　水平面：RAH=RBH=Ft12=5179.5N 　　垂直面： ∵∑MB=0 RAVL3-Fr1L32-Fa1d22=0 RAV157.75-3890172.752-2630312.12=0 得：RAV=4547N ∵∑F=0 ∴RBV=RAV-Fr1=4547-3890=657N ④ 作彎矩圖 水平面彎矩： MCH=-RAHL32=-5179.5157.752=-408533N?mm 垂直面彎矩： MAV=0N?mm MCV1=RAVL32=4547157.752=358645N?mm MCV2=-RBVL32=-657157.752=-53241N?mm 合成彎矩： MA=MAV=0N?mm MC1=MCH2+MCV12=(-408533)2+(358645)2=543623N?mm MC2=MCH2+MCV22=(-408533)2+(-53241)2=411988N?mm ⑤ 作轉矩圖　　　T1=1616500N?mm 當扭轉剪力為脈動循環(huán)應變力時，取系數(shù)α=0.6，則： McaA=MA2+(αT1)2=(0)2+(0.61616500)2=969900N?mm McaC1=MC12+αT12=5436232+0.616165002=1111860N?mm McaC2=MC22+(αT1)2=(411988)2+(0.61616500)2=1053774N?mm ⑥ 按彎扭合成應力校核軸的強度. 軸的材料是45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，其拉伸強度極限σb=650MPa，對稱循環(huán)變應力時的許用應力σ-1b=60MPa 由彎矩圖可以知道，C1剖面的計算彎矩最大，該處的計算應力為： σcaC2=McaC1W≈McaC10.1dC13=11118600.1803=21.7MPa<σ-1b=60MPa 聯(lián)軸器處軸頸最小 σcaD=McaDW≈McaD0.1dD3=9699000.1653=35.32MPa<σ-1b=60MPa 均滿足強度要求。 八、滾動軸承的選擇和計算 初定高速軸軸承型號30210，低速軸上軸承型號30215. 1．高速軸滾動軸承校核 ① 初步選取的軸承：選取30210， e=1.5tanα=1.26 Cr=72.2kN ② 軸承徑向載荷 R1=RAH2+(RAV)2=5450.52+74392=9222N R2=RBH2+RBV2=5450.52+-4.32=5451N 軸承軸向載荷：S1=5950N S2=3517N 外部軸向力：　Fα=2768N S2e 查《機械設計》P370附表9.1 X1=1 Y1=0 X2=0.4 Y2=0.4cotα=0.48 P1=X1RA+ Y1A1=9222N P2=X2RB+Y2A2=6365N 　　由此可見，P1>P2，應該驗算P1。 ③ 驗算滾動軸承壽命 在常溫下工作，輕微沖擊，由表18-8、18-9查得fT=1，fF=1.1 Lh=10660n(fTCfFP1)ε=100000060388(1722001.19222)103=29791h>15000h 選取的軸承合適。 2．低速軸滾動軸承校核 ① 初步選取的軸承：選取30215， e=1.26 Cr=135kN ② 軸承徑向載荷 R1=RAH2+(RAV)2=5179.52+45472=6892N R2=RBH2+RBV2=5179.52+6572=5221N 軸承軸向載荷：S1=4446N S2=3368N 外部軸向力：　Fα=2630N S1P2，應該驗算P1。 ③ 驗算滾動軸承壽命 在常溫下工作，輕微沖擊，由表18-8、18-9查得fT=1，fF=1.1 Lh=10660n(fTCfFP1)ε=100000060388(11350001.16892)103=3192446h>15000h 選取得軸承合適。 九、聯(lián)軸器的選擇和計算 　　電動機，轉矩變化小，選取工作系數(shù)K=1.5 Tca=1.51.31616.5=1865.2N?m 　　根據(jù)工作條件，選用十字滑塊聯(lián)軸器，查《機械設計課程設計》P150表15-4得，許用轉矩[T]=2000N?m，許用轉速[n]=250r/min；配合軸徑d=65mm，配合長度L=125mm，C型鍵。 十、鍵聯(lián)接的選擇和強度校核 1．高速軸與V帶輪用鍵聯(lián)接 ① 選用圓頭普通平鍵（A型） 軸徑d=40mm，及帶輪寬B3=118mm 根據(jù)《機械設計課程設計》P95頁表10-1， 選擇A12100（GB/T 1096-1979） ② 強度校核： 鍵的材料選為45號鋼，V帶輪材料為鑄鐵。 根據(jù)《機械設計》P369表8-1載荷輕微沖擊，鍵聯(lián)接得許用應力σp=100~120MPa ，鍵的工作長度 l=L-b2=94mm 擠壓應力 σb=4Thld=4337.4100089440=44.9MPa<σp 滿足要求 2．低速軸與齒輪用鍵聯(lián)接 ① 選用圓頭普通平鍵（A型） 軸徑d=80mm，及帶輪寬B3=86.5mm 根據(jù)《機械設計課程設計》P95頁表10-1， 選擇A2280（GB/T 1096-1979） ② 強度校核： 鍵的材料選為45號鋼。 根據(jù)《機械設計》P369表8-1載荷輕微沖擊，鍵聯(lián)接得許用應力σp=100~120MPa，鍵的工作長度 l=L-b=58mm 擠壓應力 σb=4Thld=41616.51000145880=99.5MPa<σp 滿足要求 3．低速軸與聯(lián)軸器用鍵聯(lián)接 ① 選圓頭普通平鍵（A型） 軸徑d=65mm，及輪轂長B2=125mm 根據(jù)《機械設計課程設計》P95頁表10-1， 選擇A18110（GB/T 1096-1979） ② 強度校核： 鍵的材料選為45號鋼。 根據(jù)《機械設計》P369表8-1載荷輕微沖擊，鍵聯(lián)接得許用應力σp=100~120MPa，鍵的工作長度 l=L-b2=101mm 擠壓應力 σb=4Thld=41616.510001110165=89.5MPa<σp 滿足要求 十一、減速器的潤滑 1. 齒輪傳動的圓周速度 v=πd1n1601000=3.1461.938860000=1.26m/s 因為v<12m/s，所以采用浸油潤滑；由《機械設計課程設計》P140表14-1，選用L－AN68全損耗系統(tǒng)用油（GB443-1989）,大齒輪浸入油中的深度大約1-2個齒，但不應少于10mm。 2．軸承潤滑 因為v<2m/s，采用脂潤滑，由《機械設計課程設計》P141表14-2選用鈣基潤滑酯L－XAAMHA2(GB491-1987)，只需要填充軸承空間的1/2~1/3.并在軸承內(nèi)側設擋油環(huán)，使油池中的油不能浸入軸承稀釋潤滑酯。 十二、課程設計總結 課程設計的這兩周，天氣很熱，而且為了趕進度，經(jīng)常要熬夜，差不多可以稱作是廢寢忘餐。課程設計的過程因為用計算量大容易出錯，很容易心情煩躁。而我們整天坐著計算、畫圖，每天都是腰酸背痛的。 課程設計的這兩周是痛苦，但是也有著很大收獲。 在計算、畫圖、標注等過程中要不斷地查資料、翻書，幾乎調(diào)動并鞏固了所學的知識。在這過程中，我對機械設計這門學科的知識比以前更了解了。 在課程設計的過程中，十分容易出錯，為了避免錯誤，一名設計人員應該要具備小心謹慎的素質(zhì)。 F=5300N V=2.03m/s D=505mm 電動機型號為Y180L-6 Ped=15KW i1=2.5 i2=5.04 Dd1=180mm Dd2=450mm L0=1454mm a=573mm z=6 Q=3340.7N z1=24 z2=121 a=187mm d1=61.9mm d2=312.1mm L1=159.25mm L2=143.425mm L3=157.75 L4=124.175 30210型圓錐滾子軸承 30215型圓錐滾子軸承 A12100（GB/T 1096-1979） A2280（GB/T 1096-1979） A18110 GB/T1096-1979 - 21 -