擋油盤在機械手冊哪裡

❶ 機械設計基礎課程設計擋油盤與擋油環有區別嗎油潤滑需要用擋油環嗎

油潤滑不需要擋油環的

❷ 急急急 需求機械設計 減速機課程設計

機械設計課程--帶式運輸機傳動裝置中的同軸式2級圓柱齒輪減速器
目 錄
設計任務書……………………………………………………1
傳動方案的擬定及說明………………………………………4
電動機的選擇…………………………………………………4
計算傳動裝置的運動和動力參數……………………………5
傳動件的設計計算……………………………………………5
軸的設計計算…………………………………………………8
滾動軸承的選擇及計算………………………………………14
鍵聯接的選擇及校核計算……………………………………16
連軸器的選擇…………………………………………………16
減速器附件的選擇……………………………………………17
潤滑與密封……………………………………………………18
設計小結………………………………………………………18
參考資料目錄…………………………………………………18
機械設計課程設計任務書
題目：設計一用於帶式運輸機傳動裝置中的同軸式二級圓柱齒輪減速器
一． 總體布置簡圖
1—電動機；2—聯軸器；3—齒輪減速器；4—帶式運輸機；5—鼓輪；6—聯軸器
二． 工作情況： 載荷平穩、單向旋轉
三． 原始數據
鼓輪的扭矩T（N•m）：850 鼓輪的直徑D（mm）：350
運輸帶速度V（m/s）：0.7 帶速允許偏差（％）：5
使用年限（年）：5 工作制度（班/日）：2
四． 設計內容
1. 電動機的選擇與運動參數計算； 2. 斜齒輪傳動設計計算 3. 軸的設計 4. 滾動軸承的選擇 5. 鍵和連軸器的選擇與校核； 6. 裝配圖、零件圖的繪制
7. 設計計算說明書的編寫
五． 設計任務
1． 減速器總裝配圖一張 2． 齒輪、軸零件圖各一張3． 設計說明書一份
六． 設計進度
1、 第一階段：總體計算和傳動件參數計算 2、 第二階段：軸與軸系零件的設計
3、 第三階段：軸、軸承、聯軸器、鍵的校核及草圖繪制
4、 第四階段：裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫
傳動方案的擬定及說明
由題目所知傳動機構類型為：同軸式二級圓柱齒輪減速器。故只要對本傳動機構進行分析論證。
本傳動機構的特點是：減速器橫向尺寸較小，兩大吃論浸油深度可以大致相同。結構較復雜，軸向尺寸大，中間軸較長、剛度差，中間軸承潤滑較困難。
電動機的選擇
1．電動機類型和結構的選擇
因為本傳動的工作狀況是：載荷平穩、單向旋轉。所以選用常用的封閉式Y（IP44）系列的電動機。
2．電動機容量的選擇
1） 工作機所需功率Pw Pw＝3.4kW
2） 電動機的輸出功率 Pd＝Pw/η η＝ ＝0.904 Pd＝3.76kW
3．電動機轉速的選擇 nd＝（i1』•i2』…in』）nw 初選為同步轉速為1000r/min的電動機
4．電動機型號的確定
由表20－1查出電動機型號為Y132M1-6,其額定功率為4kW，滿載轉速960r/min。基本符合題目所需的要求
計算傳動裝置的運動和動力參數
傳動裝置的總傳動比及其分配
1．計算總傳動比
由電動機的滿載轉速nm和工作機主動軸轉速nw可確定傳動裝置應有的總傳動比為：
i＝nm/nw nw＝38.4 i＝25.14
2．合理分配各級傳動比
由於減速箱是同軸式布置，所以i1＝i2。
因為i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5
速度偏差為0.5%<5%，所以可行。 各軸轉速、輸入功率、輸入轉矩
項 目 電動機軸 高速軸I 中間軸II 低速軸III 鼓 輪
轉速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57
轉矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 傳動比 1 1 5 5 1 效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97
傳動件設計計算
1． 選精度等級、材料及齒數
1） 材料及熱處理；
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，二者材料硬度差為40HBS。
2） 精度等級選用7級精度；
3） 試選小齒輪齒數z1＝20，大齒輪齒數z2＝100的；
4） 選取螺旋角。初選螺旋角β＝14°
2．按齒面接觸強度設計
因為低速級的載荷大於高速級的載荷，所以通過低速級的數據進行計算
按式（10—21）試算，即 dt≥
1） 確定公式內的各計算數值
（1） 試選Kt＝1.6 （2） 由圖10－30選取區域系數ZH＝2.433
（3） 由表10－7選取尺寬系數φd＝1
（4） 由圖10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，則εα＝εα1＋εα2＝1.62
（5） 由表10－6查得材料的彈性影響系數ZE＝189.8Mpa
（6） 由圖10－21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim1＝600MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限σHlim2＝550MPa；
（7） 由式10－13計算應力循環次數
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 N2＝N1/5＝6.64×107
（8） 由圖10－19查得接觸疲勞壽命系數KHN1＝0.95； KHN2＝0.98
（9） 計算接觸疲勞許用應力
取失效概率為1％，安全系數S＝1，由式（10－12）得
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa [σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa
2） 計算
（1） 試算小齒輪分度圓直徑d1t d1t≥ = =67.85
（2） 計算圓周速度 v= = =0.68m/s
（3） 計算齒寬b及模數mnt
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm mnt= = =3.39
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm b/h=67.85/7.63=8.89
（4） 計算縱向重合度εβ εβ= =0.318×1×tan14 =1.59
（5） 計算載荷系數K
已知載荷平穩，所以取KA=1
根據v=0.68m/s,7級精度，由圖10—8查得動載系數KV=1.11；由表10—4查的KHβ的計算公式和直齒輪的相同，
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42
由表10—13查得KFβ=1.36
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故載荷系數
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05
（6） 按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，由式（10—10a）得
d1= = mm=73.6mm
（7） 計算模數mn mn = mm=3.74
3．按齒根彎曲強度設計 由式(10—17 mn≥
1） 確定計算參數
（1） 計算載荷系數
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 （2） 根據縱向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，從圖10－28查得螺旋角影響系數 Yβ＝0。88
（3） 計算當量齒數
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47
（4） 查取齒型系數
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172
（5） 查取應力校正系數 由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798
（6） 計算[σF]
σF1=500Mpa σF2=380MPa KFN1=0.95 KFN2=0.98
[σF1]=339.29Mpa [σF2]=266MPa
（7） 計算大、小齒輪的 並加以比較 = =0.0126 = =0.01468
大齒輪的數值大。
2） 設計計算 mn≥ =2.4 mn=2.5
4．幾何尺寸計算
1） 計算中心距
z1 =32.9，取z1=33 z2=16 a =255.07mm a圓整後取255mm
2） 按圓整後的中心距修正螺旋角
β=arcos =13 55』50」
3） 計算大、小齒輪的分度圓直徑
d1 =85.00mm d2 =425mm
4） 計算齒輪寬度
b=φdd1 b=85mm B1=90mm，B2=85mm
5） 結構設計
以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大於160mm，而又小於500mm，故以選用腹板式為宜。其他有關尺寸參看大齒輪零件圖。
軸的設計計算
擬定輸入軸齒輪為右旋
II軸：
1．初步確定軸的最小直徑 d≥ ＝ =34.2mm
2．求作用在齒輪上的受力
Ft1= =899N Fr1=Ft =337N Fa1=Fttanβ=223N；
Ft2=4494N Fr2=1685N Fa2=1115N
3．軸的結構設計
1） 擬定軸上零件的裝配方案
i. I-II段軸用於安裝軸承30307，故取直徑為35mm。
ii. II-III段軸肩用於固定軸承，查手冊得到直徑為44mm。
iii. III-IV段為小齒輪，外徑90mm。
iv. IV-V段分隔兩齒輪，直徑為55mm。
v. V-VI段安裝大齒輪，直徑為40mm。
vi. VI-VIII段安裝套筒和軸承，直徑為35mm。
2） 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
1. I-II段軸承寬度為22.75mm，所以長度為22.75mm。
2. II-III段軸肩考慮到齒輪和箱體的間隙12mm，軸承和箱體的間隙4mm，所以長度為16mm。
3. III-IV段為小齒輪，長度就等於小齒輪寬度90mm。
4. IV-V段用於隔開兩個齒輪，長度為120mm。
5. V-VI段用於安裝大齒輪，長度略小於齒輪的寬度，為83mm。
6. VI-VIII長度為44mm。
4． 求軸上的載荷
66 207.5 63.5 Fr1=1418.5N Fr2=603.5N
查得軸承30307的Y值為1.6 Fd1=443N Fd2=189N
因為兩個齒輪旋向都是左旋。 故：Fa1=638N Fa2=189N
5．精確校核軸的疲勞強度
1） 判斷危險截面
由於截面IV處受的載荷較大，直徑較小，所以判斷為危險截面
2） 截面IV右側的
截面上的轉切應力為
由於軸選用40cr，調質處理，所以（[2]P355表15-1）
a) 綜合系數的計算
由 ， 經直線插入，知道因軸肩而形成的理論應力集中為 ， ，
（[2]P38附表3-2經直線插入）
軸的材料敏感系數為 ， ， （[2]P37附圖3-1） 故有效應力集中系數為
查得尺寸系數為 ，扭轉尺寸系數為 ， （[2]P37附圖3-2）（[2]P39附圖3-3）
軸採用磨削加工，表面質量系數為 ， （[2]P40附圖3-4）
軸表面未經強化處理，即 ，則綜合系數值為
b) 碳鋼系數的確定 碳鋼的特性系數取為 ，
c) 安全系數的計算 軸的疲勞安全系數為
故軸的選用安全。
I軸：
1．作用在齒輪上的力
FH1=FH2=337/2=168.5 Fv1=Fv2=889/2=444.5
2．初步確定軸的最小直徑 3．軸的結構設計
1） 確定軸上零件的裝配方案
2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
d) 由於聯軸器一端連接電動機，另一端連接輸入軸，所以該段直徑尺寸受到電動機外伸軸直徑尺寸的限制，選為25mm。
e) 考慮到聯軸器的軸向定位可靠，定位軸肩高度應達2.5mm，所以該段直徑選為30。
f) 該段軸要安裝軸承，考慮到軸肩要有2mm的圓角，則軸承選用30207型，即該段直徑定為35mm。
g) 該段軸要安裝齒輪，考慮到軸肩要有2mm的圓角，經標准化，定為40mm。
h) 為了齒輪軸向定位可靠，定位軸肩高度應達5mm，所以該段直徑選為46mm。
i) 軸肩固定軸承，直徑為42mm。
j) 該段軸要安裝軸承，直徑定為35mm。
2） 各段長度的確定
各段長度的確定從左到右分述如下：
a) 該段軸安裝軸承和擋油盤，軸承寬18.25mm，該段長度定為18.25mm。
b) 該段為軸環，寬度不小於7mm，定為11mm。
c) 該段安裝齒輪，要求長度要比輪轂短2mm，齒輪寬為90mm，定為88mm。
d) 該段綜合考慮齒輪與箱體內壁的距離取13.5mm、軸承與箱體內壁距離取4mm（採用油潤滑），軸承寬18.25mm，定為41.25mm。
e) 該段綜合考慮箱體突緣厚度、調整墊片厚度、端蓋厚度及聯軸器安裝尺寸，定為57mm。
f) 該段由聯軸器孔長決定為42mm
4．按彎扭合成應力校核軸的強度
W=62748N.mm T=39400N.mm
45鋼的強度極限為 ，又由於軸受的載荷為脈動的，所以 。

III軸
1．作用在齒輪上的力
FH1=FH2=4494/2=2247N Fv1=Fv2=1685/2=842.5N
2．初步確定軸的最小直徑
3．軸的結構設計
1） 軸上零件的裝配方案
2） 據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII
直徑 60 70 75 87 79 70 長度 105 113.75 83 9 9.5 33.25
5．求軸上的載荷
Mm=316767N.mm T=925200N.mm
6. 彎扭校合
滾動軸承的選擇及計算
I軸：
1．求兩軸承受到的徑向載荷
5、 軸承30206的校核
1） 徑向力 2） 派生力 3） 軸向力 由於 ，所以軸向力為 ，4） 當量載荷
由於 ， ， 所以 ， ， ， 。
由於為一般載荷，所以載荷系數為 ，故當量載荷為
5） 軸承壽命的校核
II軸：
6、 軸承30307的校核
1） 徑向力 2） 派生力 3） 軸向力 由於 ， 所以軸向力為 ，
4） 當量載荷 由於 ， ，所以 ， ， ， 。
由於為一般載荷，所以載荷系數為 ，故當量載荷為
5） 軸承壽命的校核
III軸：
7、 軸承32214的校核
1） 徑向力 2） 派生力 3） 軸向力
由於 ，所以軸向力為 ，
4） 當量載荷 由於 ， ， 所以 ， ， ， 。
由於為一般載荷，所以載荷系數為 ，故當量載荷為
5） 軸承壽命的校核
鍵連接的選擇及校核計算

代號 直徑
（mm） 工作長度 （mm） 工作高度 （mm） 轉矩（N•m） 極限應力（MPa）
高速軸 8×7×60（單頭） 25 35 3.5 39.8 26.0
12×8×80（單頭） 40 68 4 39.8 7.32
中間軸 12×8×70（單頭） 40 58 4 191 41.2
低速軸 20×12×80（單頭） 75 60 6 925.2 68.5
18×11×110（單頭） 60 107 5.5 925.2 52.4
由於鍵採用靜聯接，沖擊輕微，所以許用擠壓應力為 ，所以上述鍵皆安全。
連軸器的選擇 由於彈性聯軸器的諸多優點，所以考慮選用它
高速軸用聯軸器的設計計算
由於裝置用於運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數為 ，
計算轉矩為
所以考慮選用彈性柱銷聯軸器TL4（GB4323-84），但由於聯軸器一端與電動機相連，其孔徑受電動機外伸軸徑限制，所以選用TL5（GB4323-84）
其主要參數如下：
材料HT200 公稱轉矩 軸孔直徑 ， 軸孔長 ， 裝配尺寸 半聯軸器厚
（[1]P163表17-3）（GB4323-84
三、第二個聯軸器的設計計算
由於裝置用於運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數為 ，
計算轉矩為
所以選用彈性柱銷聯軸器TL10（GB4323-84）
其主要參數如下：
材料HT200 公稱轉矩 軸孔直徑 軸孔長 ，裝配尺寸 半聯軸器厚
（[1]P163表17-3）（GB4323-84
減速器附件的選擇
通氣器
由於在室內使用，選通氣器（一次過濾），採用M18×1.5
油麵指示器 選用游標尺M16
起吊裝置 採用箱蓋吊耳、箱座吊耳 放油螺塞 選用外六角油塞及墊片M16×1.5
二、潤滑與密封
一、齒輪的潤滑
採用浸油潤滑，由於低速級周向速度為，所以浸油高度約為六分之一大齒輪半徑，取為35mm。
二、滾動軸承的潤滑
由於軸承周向速度為，所以宜開設油溝、飛濺潤滑。
三、潤滑油的選擇
齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用於小型設備，選用L-AN15潤滑油。
四、密封方法的選取
選用凸緣式端蓋易於調整，採用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇型密封圈實現密封。
密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。
軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑決定。
設計小結
由於時間緊迫，所以這次的設計存在許多缺點，比如說箱體結構龐大，重量也很大。齒輪的計算不夠精確等等缺陷，我相信，通過這次的實踐，能使我在以後的設計中避免很多不必要的工作，有能力設計出結構更緊湊，傳動更穩定精確的設備。

❸ 有關大專 機械設計基礎的試題及答案、、、

一 填空題（每小題2分，共20分）

1. 兩構件通過.點或線接觸組成的運動副稱為高副。
2. 滿足曲柄存在條件的鉸鏈四桿機構，取與最短桿相鄰的桿為機架時，為曲柄搖桿機構，取最短桿為機架時，為雙曲柄機構。
3. 在凸輪機構中，常見的從動件運動規律為勻速運動時，將出現剛性沖擊。
4. 直齒圓柱齒輪作接觸強度計算時，取節線處的接觸應力為計算依據，其載荷由一對對齒輪承擔。
5. 為使兩對直齒圓柱齒輪能正確嚙合，它們的模數m 和壓力角必須分別相等。
6. 兩齒數不等的一對齒輪傳動，其彎曲應力6.相等等；兩輪硬度不等，其許用彎曲應力不相等等。
7. V帶傳動的主要失效形式是.打滑和疲勞斷裂。
8. 在設計V帶傳動時，V帶的型號是根據計算功率Pc 和小輪轉速n1 選取的。
9. 鏈傳動中的節距越大，鏈條中各零件尺寸越大，鏈傳動的運動不均勻性增大。
10. 工作時只受彎矩不承受轉矩的軸稱為心軸。
二、選擇題（每小題1分，共5分）二、選擇題 C B D B D

1. 漸開線標准齒輪的根切現象發生在 。
A. 模數較大時 B. 模數較小時
C. 齒數較少時 D. 齒數較多時
2. 在下列四種型號的滾動軸承中， 必須成對使用。
A. 深溝球軸承 B. 圓錐滾子軸承
C. 推力球軸承 D. 圓柱滾子軸承
3. 在下列四種類型的聯軸器中，能補償兩軸的相對位移以及可以緩和沖擊、吸收振動的是 。
A. 凸緣聯軸器 B. 齒式聯軸器
C. 萬向聯軸器 D. 彈性套柱銷聯軸器
4. 在鉸鏈四桿機構中，機構的傳動角 和壓力角 的關系是 。
A. B. C. D.
5. 對於普通螺栓聯接，在擰緊螺母時，螺栓所受的載荷是 。
A. 拉力 B. 扭矩 C. 壓力 D. 拉力和扭矩
三、判斷題（正確的打「V」，錯誤的打「X」。每小題1分，共8分）三、判斷提 X X V X X X X V

1. 在鉸鏈四桿機構中，當最短桿與最長桿長度之和大於其餘兩桿長度之和時，為雙曲柄機構。 （ ）
2. 在凸輪機構中，基圓半徑取得較大時，其壓力角也較大。 （
3. 在平鍵聯接中，平鍵的兩側面是工作面。 （ ）
4. 斜齒圓柱齒輪的標准模數是大端模數。 （ ）
5. 帶傳動在工作時產生彈性滑動是由於傳動過載。 （ ）
6. 轉軸彎曲應力的應力循環特性為脈動循環變應力。 （ ）
7. 向心推力軸承既能承受徑向載荷，又能承受軸向載荷。 （ ）
8. 圓盤摩擦離合器靠在主、從動摩擦盤的接觸表面間產生的摩擦力矩來傳遞轉矩。 （
四、問答題（每小題3分，共9分）
1. 試述齒廓嚙合基本定律。
2. 試述螺紋聯接防松的方法。
3. 試分析影響帶傳動承載能力的因素？四、問答題
1.所謂齒廓嚙合基本定律是指：作平面嚙合的一對齒廓，它們的瞬時接觸點的公法線，必於兩齒輪的連心線交於相應的節點C，該節點將齒輪的連心線所分的兩個線段的與齒輪的角速成反比。
2.螺紋連接的防松方法按工作原理可分為摩擦防松、機械防松及破壞螺紋副防松。
摩擦防松有：彈簧墊圈、雙螺母、橢圓口自鎖螺母、橫向切口螺母
機械防松有：開口銷與槽形螺母、止動墊圈、圓螺母止動墊圈、串連鋼絲
破壞螺紋副防松有：沖點法、端焊法、黏結法。
3.初拉力Fo? 包角a? 摩擦系數f? 帶的單位長度質量q? 速度v

五、分析判斷題（共12分）
1. 在鉸鏈四桿機構中，已知 mm， mm， mm， mm，試判斷該機構的類型，並給出判斷依據。（本題6分）題五、1圖
2. 如圖所示展開式二級斜齒圓柱齒輪傳動，Ⅰ軸為輸入軸，已知小齒輪1的轉向 和齒輪1、2的輪齒旋向如圖所示。為使中間軸Ⅱ所受的軸向力可抵消一部分，試確定斜齒輪3的輪齒旋向，並在圖中標出齒輪2、3所受的圓周力 、 和軸向力 、 的方向。（本題6分）題五、3圖五、分析判斷題
1.解：此四桿機構的四桿滿足桿長和條件
Lab＋Lad《 Lbc＋Lcd
且由題已知機構以最短桿的鄰邊為機架，故此機構為曲柄搖桿機構
2.解：
1）3齒輪為右旋
2）受力方向如圖

六、計算題（共36分）
1. 計算下列機構的自由度，並指出存在的復合鉸鏈、虛約束或局部自由度（每小題3分，共6分）
題六、1圖
2. 已知輪系如2圖所示中， ， ， ? ， ， ，且順時針轉動。求桿系H的轉數和回轉方向。（本題10分）
3. 如圖所示的壓力容器，容器蓋與缸體用6個普通螺栓聯接，缸內壓強 ，缸徑 ，根據聯接的緊密性要求，每個螺栓的殘余預緊力F″=1.6F,F為單個螺栓的工作拉力。若選用螺栓材料的屈服極限 N/mm2，試按安全系數S=2時計算所需螺栓的小徑 。（本題10分）題六、2圖 題六、3圖
4. 一對角接觸球軸承反安裝（寬邊相對安裝）。已知：徑向力 ， ，外部軸向力 ，方向如圖所示，試求兩軸承的軸向力 、 。（註：內部軸向力 ）。（本題10分）
題六、4圖六、計算題
1. a）解：F＝3n－2PL－Ph
＝3*5－2*7－0
＝1
此題中存在復合鉸鏈
備註：此題中5個構件組成復合鉸鏈，共有4個低副
b）解：F＝3n－2PL－Ph
＝3*4－2*5－1
＝1
此題中滾子為局部自由度
2.
解：由題意的得，5-3-6-4組成行星輪系
i54H＝n5-nH/n4－nH ＝－Z3*Z4/Z5*Z6
因為1－2－5組成定軸輪系
i12＝n1/n2＝n1/n5＝Z2/Z1
所以n5＝450r/min
把n4＝0及n5＝450r/min代入上式
得到
nH＝5.55r/min
這表明系桿H的旋轉方向和齒輪1的一致
3.
解：
單個螺栓的Q＝Q』＋F＝2.6F
Q*Z＝S*P*A
2.6F*6＝2*3.14*D2/4
得F＝2264.4N
[σ]=300/2=150N/mm
所以d1由公式得，d1＝15.81mm
取螺栓的直徑為16mm
4.你換掉這道題目好了

七、結構題（本題10分）
下圖為斜齒輪、軸、軸承組合結構圖。齒輪用油潤滑，軸承用脂潤滑，編寫序號列出圖中的各設計錯誤，並指出設計錯誤的原因。（註：不必改正）
題七圖第七題
1.無墊片，無法調整軸承的游系
2.軸肩過高，無法拆卸軸承
3.齒輪用油潤滑，軸承用脂潤滑，但無擋油盤
4.軸套長度應小於輪轂的長度
5.同一根軸上的兩個鍵槽應布置在同一母線上。
6.套筒頂不住齒輪（過定位）
7.套筒應低於軸承外圈
8.軸承端蓋與相應軸段處應有密封件，且與軸間不應接觸，應有間隙。
9.連軸器無軸向固點，且與端蓋間隙太小，易接觸
10.鍵頂部與輪轂糟間應有間隙。

❹ 三相非同步電動機產生機械雜訊的原因

機械雜訊產生的主要原因：
三相非同步電機產生的機械噪音主要是軸承故障雜訊。軸承在負荷力作用下各零件發生變形，而旋轉和變形所引起受力或傳動部件的摩擦與振動是其發出雜訊的根源。 軸承徑向或軸向游隙過小將增加滾動摩擦力，運動時會產生一種金屬擠壓力。若游隙過大，不但使軸承受力不均，而且使電機定轉子間氣隙發生變化，均使雜訊增大，溫升提高，振動加劇。軸承的游隙為8-15um，現場一般難以測量，靠手感來判斷。
選用軸承應考慮到：（1）軸承與軸及端蓋的配合導致的游隙縮小。（2）工作時內外圈的溫差造成游隙變化。（3）軸和端蓋因膨脹系數不同致使游隙改變。軸承額度壽命喲60000h，因使用維修不當，實際有效使用壽命僅為額定值的20-40％。
軸承和軸配合採用基孔制，且軸承的內徑公差是負方向，所以配合較緊，若沒有正確的工藝和適當的工具，極易在裝配過程中損傷軸承和軸頸。拆卸軸承應使用專用拉具。
軸承軸承噪音判斷：
1. 軸承內潤滑脂過多，中低速運行會產生液擊聲響，高速時會出現不均勻的泡沫聲；這是因潤滑脂在滾珠攪動下，其分子內外摩擦加劇而稀釋所造成。嚴重稀釋的潤滑脂滲漏到定子繞組上，妨礙其散熱並影響其絕緣。通常潤滑脂充填軸承空間2/3為宜.軸承缺油時會產生一種聲音,高速則為「吱吱」聲，並伴隨有冒煙跡象。
2.潤滑脂中雜物帶入軸承內，可能產生斷續而不規則的石子破碎聲，這是因雜物在滾珠帶動下其位置變化無常所致。據統計，軸承損壞原因中潤滑脂污染佔30%左右。
3.軸承內部產生周期性的「咔噔」聲，用手轉動感到某點很吃力，則應懷疑滾道上有點蝕或撕脫現象。軸承內發出斷續的「哽哽」聲，人工轉動可有不固定死點，此情況說明滾珠破碎或滾珠架損壞。
4.軸與軸承松動不嚴重時會產生不連貫的金屬摩擦聲，嚴重時發生「啃軸」故障，旋轉困難。軸承外圈在端蓋孔中爬行時，會產生強烈且不均勻的低頻雜訊和振動（帶有徑向負荷後則可能消失）。
把醫用聽診器的聽頭改為橡皮管便於和殼體接觸來監測，可有效排除現場中其他聲響干擾，同時也能准確判斷雜訊產生的具體部位，但要適當調節傳聲通道截面積（管徑），否則雜訊振耳難以忍受。

❺ 三相非同步電動機產生機械雜訊的原因是什麼

三相非同步電動機通電運行時發出的雜訊是由兩大類組成，其中一類是機械噪版聲。
權機械雜訊主要是由軸承運轉和風扇通風產生的。
運行中，特別是斷電空轉時，可通過發出雜訊的部位和類型初步確定產生較大雜訊的部件和原因：
①空載損耗較大原因中的②～⑥基本適用本項，是造成軸承雜訊大的主要原因。
②空載損耗較大原因中的⑦是造成通風雜訊大的原因。
另外，軸流風扇的扇葉角度或尺寸不正確、風路（含外部和三相電動機內部）設計不合理或在風路中有障礙物等都會加大通風雜訊（此時往往發出類似哨聲的雜訊）
將風罩進風孔用紙板等堵住，即切斷進風，若雜訊明顯減小，則可確定是此原因。
③某些部件安裝不到位或松動。
④定子、轉子之間或某些有相對運動的部件（軸承密封環、擋油盤、甩水環等）因安裝不到位或過松、過緊等原因造成相互摩擦。
⑤對使用變頻器供電的變頻電動機，同振動大的第⑤項。

❻ 機械設計課程設計的圖書信息2

書 名: 機械設計課程設計
作者：王洪
出版社： 清華大學出版社
出版時間： 2009年05月
ISBN: 9787811236132
開本： 16開
定價: 26元 《機械設計課程設計》可作為高職高專院校機械類、近機類和非機類各專業機械設計課程設計的教材，也可供職工大學、函授大學、電視大學、業余大學等各類學校使用，並可供有關工程技術人員參考。
作者：編輯、剪輯:鞏雲鵬等
ISBN：10位[750242198X]13位[9787502421984]
出版社：冶金工業出版社
出版日期：1999年
定價：￥23.00元 第一部分機械設計課程設計指導書
1概述
1.1機械設計課程設計的目的
1.2機械設計課程設計的內容
1.3機械設計課程設計的步驟和進度
1.4機械設計課程設計的方法和要求
2傳動裝置的總體設計
2.1確定傳動方案
2.2減速器類型簡介
2.3選擇電動機
2.4傳動比分配
2.5傳動裝置的運動和動力參數計算
3傳動零件的設計計算
3.1減速器以外的傳動零件設計計算
3.2減速器內的傳動零件設計計算
4減速器的構造
4.1齒輪、軸及軸承組合
4.2箱體
4.3減速器的附件
5減速器裝配草圖設計
5.1初繪減速器裝配草圖
5.2軸、軸承及鍵的強度校核計算
5.3完成減速器裝配草圖設計
5.4錐－圓柱齒輪減速器裝配草圖設計的特點與繪圖步驟
5.5蝸桿減速器裝配草圖設計的特點與繪圖步驟
6零件工作圖設計
6.1零件工作圖的設計要求
6.2軸零件工作圖設計
6.3齒輪零件工作圖設計
6.4箱體零件工作圖設計
7裝配工作圖設計
7.1繪制裝配工作圖各視圖
7.2標注尺寸
7.3零件序號、標題欄和明細表
7.4減速器的技術特性
7.5編寫技術條件
7.6檢查裝配工作圖
7.7減速器裝配工作圖的改錯練習
8編寫設計計算說明書
8.1設計計算說明書的內容與要求
8.2設計計算說明書的編寫大綱
9課程設計的總結與答辯
第二部分計算機輔助機械設計
1概述
2計算機輔助機械設計中的設計資料處理
2.1數表程序化
2.2數表的插值計算
2.3數表解析化
2.4線圖程序化
2.5數表與線圖的文件化處理與資料庫
3典型機械零件的計算機輔助設計
3.1V帶傳動的計算機輔助設計
3.2滾子鏈傳動的計算機輔助設計
3.3漸開線齒輪傳動的計算機輔助設計
3.4普通蝸桿傳動的計算機輔助設計
3.5軸的計算機輔助設計
3.6滾動軸承計算機輔助設計
第三部分電子圖板繪圖
1概述
2電子圖板CAXA繪圖基礎
2.1電子圖板的用戶界面和菜單系統
2.2常用鍵的功能
2.3約定
2.4電子圖板繪圖過程中的有關問題
3電子圖板繪圖示例
3.1軸的零件工作圖
3.2齒輪的零件工作圖
3.3減速器裝配工作圖
第四部分設計資料
1機械制圖
1.1一般規定
圖紙幅面及圖框格式（摘自GB/T146891993）
比例（摘自GB/T14690－1993）
剖面符號（摘自GB4457.5－1984）
裝配圖或零件圖標題欄格式（摘自GB10609.1－1989）
明細表格式（摘自GB10609.1－1989）
圖線的名稱、型式、寬度及應用（摘自GB/T17450－1998）
1.2常用零件的規定畫法
螺紋及螺紋緊固件的畫法（摘自GB4459.1－1995）
螺紋的標注（摘自GB4459.11995）
齒輪、齒條、蝸桿、蝸輪及鏈輪的畫法（摘自GB4459.2—1984）
齒輪、蝸輪、蝸桿嚙合畫法（摘自GB4459.2—1984）
花鍵的畫法及其尺寸注法（摘自GB4459.3—1984）
1.3機構運動簡圖符號
機構運動簡圖符號（摘自GB44601984）
2常用資料與一般標准、規范
2.1常用資料
國內部分標准代號
國外部分標准代號
黑色金屬各種硬度值對照表（摘自GB1172—1974）
常用材料彈性模量及泊松比
常用材料的密度
材料的滑動摩擦系數
摩擦副的摩擦系數
滾動摩擦力臂（大約值）
機械傳動效率概略值和傳動比范圍
2.2一般標准
標准尺寸（直徑、長度、高度等）（摘自GB2822－1981）
中心孔（摘自GB145－1985）
配合表面處的圓角半徑和倒角尺寸（摘自GB6403.4－1986）
圓形零件自由表面過渡圓角半徑
滾花（摘自GB6403.3－1986）
齒輪滾刀外徑尺寸（摘自GB6083－1985）
砂輪越程槽（摘自GB6403.5－1986）
刨切越程槽
最小壁厚
外壁、內壁與筋的厚度
鑄造內圓角
鑄造外圓角（摘自JB/ZQ4256－1986）
鑄造斜度
鑄造過渡斜度
3機械設計中常用材料
3.1黑色金屬
碳素結構鋼（摘自GB700－1988）
優質碳素結構鋼（摘自GB6991988）
合金結構鋼（摘自GB3077－1988）
一般工程用鑄鋼及鑄鐵（摘自GB11352－1989、GB9439－1988、GB1348－1988）
3.2有色金屬
加工青銅（摘自GB5233－1985）
鑄造銅合金（摘自GB1176－1987）
3.3非金屬材料
常用工程塑料
工業用硫化橡膠板（摘自GB5574－1994）
工業用毛氈（摘自FJ314－1981）
軟鋼紙板（摘自QB365－1981）
4螺紋及螺紋聯接
4.1螺紋
普通螺紋基本尺寸（摘自GB196－1981、GB197－1981）
內、外螺紋選用公差帶（摘自GB197－1981）
螺紋旋合長度（摘自GB197－1981）
4.2螺紋零件的結構要素
普通螺紋收尾、肩距、退刀槽、倒角（摘自GB3－1979）
粗牙螺栓、螺釘的擰人深度和螺紋孔尺寸
緊固件通孔及沉孔尺寸（摘自GB152.2～152.4－1988、GB5277－1985）
4.3螺栓
六角頭螺栓－A級和B級（摘自GB5782－1986）、細牙－A級和B級（摘自GB5785－1986）
六角頭螺栓－全螺紋－A級和B級（摘自GB5783－1986）
六角頭鉸制孔用螺栓－A級和B級（摘自GB27－1988）
4.4螺釘
內六角圓柱頭螺釘（摘自GB70－1985）
吊環螺釘（摘自GB825－1988）
啟箱螺釘（摘自GB85－1988）
十字槽沉頭螺釘（摘自GB819－1985）、十字槽盤頭螺釘（摘自GB818－1985）
開槽錐端緊定螺釘（摘自GB71－1985）、開槽平端緊定螺釘（摘自GB73－1985）
開槽長圓柱端緊定螺釘（摘自GB75－1985）
4.5螺母
I型六角螺母－A和B級（摘自GB6170－1986）、I型六角螺母－細牙－A和B級
（摘自GB6171－1986）
圓螺母（摘自GB812－1988）
4.6墊圈
標准型彈簧墊圈（摘自GB93－1987）
圓螺母用止動墊圈（摘自GB858－1988）
4.7擋圈
螺釘緊固軸端擋圈（摘自GB891－1986）、螺栓緊固軸端擋圈（摘自GB892－1986）
孔用彈性擋圈－A型（摘自GB893.1－1986）
軸用彈性擋圈－A型（摘自GB894.1－1986）
5鍵、花鍵和銷聯接
普通平鍵（摘自GB1095－1979、GB1096－1979；1990年確認有效）
矩形花鍵基本尺寸系列及位置度、對稱度公差（摘自GB1144－1987）
矩形內、外花鍵的尺寸公差帶（摘自GB1144－1987）
圓柱銷（摘自GB119－1986）、圓錐銷（摘自GB117－1986）
內螺紋圓柱銷（摘自GB120－1986）、內螺紋圓錐銷（摘自GB118－1986）
6滾動軸承
深溝球軸承（GB/T276－1994）
角接觸球軸承（摘自GB/T292－1994）
圓錐滾子軸承（摘自GB/T297－1994）
圓柱滾子軸承（摘自GB/T283－1994）
角接觸球軸承及圓錐滾子軸承的軸向游隙
滾動軸承與軸和座孔的配合（摘自GB/T275－1993）
7聯軸器
HL型彈性柱銷聯軸器（摘自GB5014－1985）
TL型彈性套柱銷聯軸器（摘自GB4323－1985）
ML型梅花形彈性聯軸器（摘自GB5272－1985）
滑塊聯軸器（摘自JB/ZQ4384－1986）
8潤滑與密封
8.1潤滑劑
常用潤滑油的性質和用途
常用潤滑脂的性質和用途
8.2油杯
直通式壓注油杯（摘自JB/T7940.1－1995）
接頭式壓注油杯（摘自JB/T7940.2－1995）
旋蓋式油杯（摘自JB/T7940.3－1995）
壓配式壓注油杯（摘自JB/T7940.4－1995）
8.3油標和油標尺
壓配式圓形油標（摘自JB/T7941.1－1995）
長形油標（摘自JB/T7941.3－1995）
油標尺
8.4密封裝置
氈圈油封形式和尺寸（摘自JB/ZQ4606－1986）
旋轉軸唇形密封圈（摘自GB13871－1992）
油溝式密封槽（摘自JB/ZQ4245－1986）
迷宮密封
O形密封圈軸向溝槽尺寸（摘自GB/T3452.3－1988）
通用O形橡膠密封圈（代號G）的型式、尺寸及公差（摘自GB3452.1－1992）
9減速器附件
9.1檢查孔與檢查孔蓋
9.2通氣器
通氣塞
通氣器
9.3軸承蓋
螺釘聯接式軸承蓋
嵌入式軸承蓋
9.4螺塞及封油墊
9.5擋油盤
9.6起吊裝置
吊耳和吊鉤
10常用傳動零件的結構
10.1圓柱齒輪的結構
10.2圓錐齒輪的結構
10.3蝸輪蝸桿的結構
10.4V帶輪的結構
10.5鏈輪的結構
11極限與配合、形狀位置公差和表面粗糙度
11.1公差與配合名詞與代號說明
標准公差和基本偏差代號
配合種類及代號
11.2標准公差值和孔及軸的極限偏差值
基本尺寸至500mm標准公差值
基本尺寸由大於10mm至315mm孔的極限偏差值
基本尺寸由大於10mm至315mm軸的極限偏差值
減速器主要零件的薦用配合
11.3形狀公差及位置公差（摘自GB/T1184－1996）
直線度、平面度公差
圓度、圓柱度公差
同軸度、對稱度、圓跳動和全跳動公差
平行度、垂直度、傾斜度公差
軸的形位公差推薦標注項目
箱體形位公差推薦標注項目
11.4表面粗糙度
表面粗糙度與對應的加工方法
典型零件表面粗糙度選擇
11.5漸開線圓柱齒輪精度（摘自GB10095－1988）
11.6錐齒輪精度（摘自GB113651989）
11.7圓柱蝸桿、蝸輪精度（摘自GB100891988）
12電動機
Y系列（IP44）三相非同步電動機技術數據（摘自ZB/TK22007－1988）
Y系列（IP44）三相非同步電動機的外形及安裝尺寸
第五部分參考圖例
1減速器裝配工作圖
單級圓柱齒輪減速器
雙級圓柱齒輪減速器（軟齒面齒輪，鑄造箱體）
雙級圓柱齒輪減速器（硬齒面齒輪，鑄造箱體）
雙級圓柱齒輪減速器（軟齒面齒輪，焊接結構箱體）
錐圓柱齒輪減速器
蝸桿減速器（蝸桿下置）
蝸桿減速器（整體式結構箱體）
蝸桿減速器（蝸桿上置，帶風扇）
行星齒輪減速器（2KH型）
2箱體零件工作圖
雙級圓柱齒輪減速器箱蓋
雙級圓柱齒輪減速器箱座
錐－圓柱齒輪減速器箱蓋
錐－圓柱齒輪減速器箱座
蝸桿減速器箱蓋
蝸桿減速器箱座
3軸和輪類零件工作圖
軸
圓柱齒輪軸
圓柱齒輪
錐齒輪軸
錐齒輪
蝸桿
蝸輪
輪芯
輪緣
第六部分機械設計課程設計題目
ZDL型題目
ZDD型題目
ZL型題目
ZZ型題目
WD型題目
NGW型題目
參考文獻