创新综合设计-大枣红枣去核机的设计【全套含CAD图纸、三维模型、说明书】
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全套含CAD图纸、三维模型、说明书
【全套CAD图纸
大枣红枣去核机的设计
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设计【含CAD图纸
红枣去核机的设计
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红枣去核机的设计【
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毕业设计红枣去核机的设计学生姓名 学 号所属学院专 业班 级指导教师 教务处制 前 言新疆盛产红枣，随着新疆林果业的发展，新疆的红枣产量也有了较大的生产规模，同时也诞生了一大批小型红枣加工企业。红枣拥有较高的营养价值和药用价值，同时也是中国的传统食才。每当红枣收获的季节大量的新鲜的枣将采用晒干的方式来延长存储的期限，但这种方法并不能保证红枣的新鲜口感，而且也不能实现长时间存储。只有将红枣通过深加工制成罐头、饮料等产品才能有更长的存储时间和更大的市场。由于枣核的存在不但影响口感和烹饪的范围，同时老人和小孩吃带核的红枣也有一定的安全隐患 。将红枣去核后在进行生加工，将会提高产品的附加值，同时也可以获得更广扩的市场。核果类水果主要有桃、杏、李、山植、红枣等。这些水果进行深加工前，先要将果核去掉。以前大部分去核都是靠人工一个一个单独去核，不仅劳动成本高，不卫生，生产效率较低，产品质量差。所以，水果的机械化去核将会成为未来的主要生产方式。国外60年代就着手去核机的研制。我国是从80年代后期开始着手对去核机进行研制的，并陆续推出一些产品。由于经济的落后，以及食品加工工业的不发达，食品加工企业较少，技术需求较少，造成了技术在实际的生产中没有用武之地，在许多工厂仍然使用手工或者十分简单的工具完成，这些工具有时还会因为操作不当而造成工伤。随着食品加工企业的不断增加，对相关设备也有了较大的需求。生产厂家也发现以目前的加工技术并不能满足市场的需求，各厂家纷开始研发或者购买新的去核设备。 目 录工程概况11 红枣去核机的方案设计21.1 执行机构的方案设计21.2 工艺动作分解21.3 红枣去核机的设计要求21.4 冲针往复直线运动的实现机构21.5 旋转盘间歇转动的实现机构21.6 执行机构的协调设计31.7 机构的设计方案31.8 传动系统的方案设计31.9 核心方案的设计42 传动装置的设计72.1 选择电动机72.2 确定传动装置的传动比72.3 普通V带传动的设计计算82.4 普通圆柱蜗杆传动的设计计算92.5 直齿圆锥齿轮传动设计计算133 执行机构的设计计算173.1 冲压机构的设计173.2 间歇运动机构的设计计算184 轴系零件的设计计算194.1 蜗杆轴的设计194.2 滚动轴承的选择及计算204.3 蜗杆轴的校核214.4 高速轴键联接的选择和强度校核234.5 直齿圆锥齿轮传动的润滑234.6 轴伸出端的密封235 设计总结25致 谢26参考文献27工程概况 本篇说明书介绍了一种小型家用红枣去核机的设计。介绍了我所设计的红枣去核机的工作原理和工作过程。主要设计了机械执行机构的方案选择和设计计算，传动部分的选择和主要参数的计算，防止运动干涉的计算，主要的几个轴的结构设计、计算和校核。 首先通过查找相关的资料和文献，了解红枣去核的原理和步骤。红枣去核是利用一个壁厚很薄的空心管插入到竖立的红枣中，并且将红枣穿透，枣核就被留在了空心管中，然后再使用一个顶针将枣核从空心管中顶出，完成去核。红枣去核时要求红枣要准确的定位，而且必须是竖着放，否则将无法完成去核或去核不完整。红枣去核时需要空心管做往复直线运动，而送料机构做间歇运动，两者之间不能发生干涉，因此在本机的设计中采用了减速器输出轴两端同时输出来防止干涉。采用两端输出的方式还能减少支撑点的数量，降低红枣去核机的复杂程度，优化了设计。本次设计的是小型家用的去核机，所以送料机构选用的是旋转物料盘，采用手动放红枣。通过以上要求初步选择了红枣去核机的工作转速，以及传动方式。分离空心管中的枣核也采用了简化的设计，原因是这是一个小型的去核机，如果设计过于复杂在经济效益上将得不偿失。 1 红枣去核机的方案设计1.1 执行机构的方案设计要设计任何一个机器首先就需要对执行机构的方案进行选择和设计，方案选择的合理性将决定机械的最终设计是否成功，能不能实现规定的动作和轨迹、机械性能的优劣、经济效益的高低。红枣去核机的去核原理是利用冲管的往复直线运动来完成去核，利用旋转物料盘的间歇转动完成送枣的过程。本次所设计的红枣去核机的动作可分解为送料、冲核、冲枣三个步骤。1.2 工艺动作分解根据红枣去核的工作过程，红枣去核机要完成去核的动作可分为以下几步。送料：该红枣去核机利用的是人工手动加料。冲核：该动作可分为冲核和冲枣两个部分，但两个部分同事进行。冲针自上而下运动完成去核，同时在下一个工位顶枣针将去核后的红枣顶入物料盘下方的出料斗中。然后旋转物料盘做一次间歇旋转运动，进入下一个工位。旋转物料盘的间歇转动：以便完成送料、冲核、冲枣三个工位的转换。 1.3 红枣去核机的设计要求加工的红枣为分级后的红枣（未分级的红枣尺寸相差太大，对该机的设计难度太大，而且一般在市面上买的红枣也是按大小分过级的，在工厂中红枣加工的第一步也是对红枣进行分级），所加工的红枣的直径大小为1.5cm2.0cm。要求去核管运动到物料盘之前，旋转物料盘做一次间歇转动，并运动到指定的位置。红枣去核机的使用寿命为10年，主要在家庭使用或在工厂中使用，有轻微冲击载荷。1.4 冲针往复直线运动的实现机构本次设计的红枣去核机选用了异步电动机作为动力源，根据去核的工作原理的要求要将蜗轮轴连续的回转运动变换为冲管的往复的直线运动和旋转物料盘的间歇转动。可实现该运动转换的机构有以下几种：圆柱凸轮：圆柱凸轮机构具有易于设计、准确地预测所产生运动、工作行程、结构简单、使用寿命长的优点。对心曲柄滑块机构：这种凸轮机构具有良好的动力特性和运动特性、运动副几何封闭、制造简单等优点。偏心曲柄滑块机构：与对心曲柄滑块机构相比较，具有曾力、急回特性等优点。1.5 旋转盘间歇转动的实现机构棘轮机构、槽轮机构和不完全齿轮机构均可以实现将连续的圆周运动转变为间歇运动。该红枣去核机的旋转物料盘的间歇转动速度要求速度低，且需要精确地转角，并且一次转动后直到下一次转动前不能再出现转动，否则不能完成去核，因此用了槽轮机构。曹轮机构在完成间歇运动后，锁止弧可以将物料盘固定防止再发生转动。1.6 执行机构的协调设计红枣去核机由电动机、减速器、冲压去核机构、间歇运动机构组成。本次红枣去核机采用蜗轮轴两端输出，蜗轮轴一端带动冲压机构，另一端带动槽轮机构，在旋转物料盘转动时，冲针在物料盘上方运动不能压到旋转物料盘，当物料盘运动到指定位置时冲针才能冲入物料盘中完成去核，随后当冲针向上运动离开物料盘之后，旋转物料盘才能做下一次间歇转动，防止出现干涉。冲针与旋转盘之间的运动在时间顺序和空间位置上有严格的协调要求。1.7 机构的设计方案根据该红枣去核机的工作条件、各种执行机构之间的忧缺点、空间布局紧凑等要求来选择机构组合方案，根据实际的工作要求、经济需求和加工制造需求来选择机构的选择方案。方案1：冲压机构选用对心曲柄滑块机构，旋转物料盘的间歇机构选用槽轮机构。方案2：冲压机构选用圆柱凸轮机构，旋转物料盘的间歇机构为棘轮机构。对比：经过对比，选择方案1作为本次红枣去核机的设计方案。1.8 传动系统的方案设计按照选定的两个执行机构，工作原理如图1示：电动机经过带传动带动涡轮蜗杆简述器运动，涡轮蜗杆减速器的蜗轮轴采取两端输出的方式，蜗轮轴一端带动曲柄滑块机构，另一端带动槽轮机构。曲柄滑块机构将蜗轮轴的连续选择运动转化为往复直线运动带动冲核管和冲枣针，完成去枣和冲枣。蜗轮轴的另一端带动槽轮机构使旋转物料盘实现间歇转动，以便进入下一个工位。 图11.9 核心方案的设计1橡胶条 2小电动机 3去核管 4顶枣针 5顶核针 6自定心套筒 传动部分由带传动、蜗轮蜗杆减速器、槽轮机构、锥齿轮和曲柄滑块构成。电动机经过带传动蜗轮蜗杆传动减速后带动槽轮机构和曲柄滑块机构，槽轮机构和曲柄滑块机构都由蜗轮轴带动，蜗轮轴转一周曲柄滑块机构转动一周，而槽轮机构的从动槽轮转动90度。从动槽轮带动锥齿轮转动，从而使物料盘转动22.5度。曲柄滑块机构带动去核管向下运动完成去核，当曲柄滑块机构上移时枣核在去核管被带出红枣，在挡板的作用下红枣被留在自定心套筒中。去核管继续向上运动当遇到顶针时枣核被顶出，在小电动机带动的橡胶刷的作用下枣核被从出核口抛出。槽轮机构带动锥齿轮使物料盘转动进入下一个工位。去过核的红枣在下一个工位被顶枣针顶出，掉到出枣口。 自定心套筒自定心套筒由塑料制成，内壁的突出的部分有一定的弹性，当红枣放在套筒中时会自动被定在套筒中心，以便去核。 主视图俯视图2 传动装置的设计2.1 选择电动机根据工作场合和工作条件，选用一般常用的Y(IP44)系列三相异步电动机，它为卧式封闭结构。通过上网查询红枣去核机的电机容量为2.23kw左右，去核效率为1200枚/每分钟左右。本次设计的红枣去核机的加工效率为120枚/每分钟左右，所以选择的电动机容量为0.75kw。由于本次设计的红枣去核机采用手动放红枣工作台转速不能太快，所以选取额定转速为1390r/min的电机。查机械设计课程设计手册表12-1，选得电机型号为Y80M2-4。电动机型号额定功率（KW）电动机同步转速（r/min）电动机满载转速（r/min）传动装置传动比Y80M2-4 0.75 1500 1390 21 2.2 确定传动装置的传动比根据设计方案，红枣采用手动放置，所以转速不能太快，初步定为60r/min左右。根据电动机的额定转述可求得总传动比id=23.16，为了设计方便选取id=21。由于该机在工作过程中有轻微冲击，并且带传动具有一定的缓冲、吸震和过载保护的作用，可以保护电动机。故第一级选用带传动，分给1.5的传动比。为了忧化设计减少不必要的零件，选用涡轮蜗杆减速器，输出轴蜗轮轴采取两端输出，分给14的传动比。各轴的输入功率电动机轴为1轴，蜗杆轴为2轴，蜗轮轴为3轴，槽轮轴为4轴，转盘轴为5轴各转速为 各轴的输入功率查询机械设计课程设计手册查表1-5查得传动机构中有能量损耗的部部位的效率。带传动、轴承、蜗杆减速器0.80.85、锥齿轮传动0.880.97根据所选择的电动机参数和传动各个环节的效率计算每个轴上的输入功率： 各轴的转矩 2.3 普通V带传动的设计计算确定计算功率：查机械设计8-7查得工作情况系数KA=1.1，故选取窄V带带型根据、n由图8-11确定选用Z型带确定带轮的基准直径由表8-7取主动轮基准直径dd1=80mm根据式8-15，从动轮基准直径dd2dd2=idd1=1.580=120mm按式8-13验算带的速度：故带的速度合适确定窄V带的基准长度和传动中心距根据0.7(dd1+ dd2)a02(dd1+ dd2)，中心距取值范围为150mm400mm初步确定中心距a0=200mm根据公式8-22计算带所需要的基准长度：由表8-2选带的基准长度：L=700mm按式8-23计算实际中心距a由式（824）知中心距的变化范围是182.5214mm验算主动轮上的包角1由式8-25得180=180-（120-80）168.12120故主动轮上的包角合适计算窄V带的根数：计算单根v带的而定功率 由=80mm和n=1390r/min，查表84得=0.35kw。 根据n=1390/min，=1.5和z型带，查表85得=0.02kw。 查表86得=0.96表82得=0.99，于是 =（+）=（0.35+0.02）0.960.99kw=0.3516kw 计算v带的根数z。 z=2.346 取3根。计算单根v带的初拉力的最小值 由表83得z型带的单位长度质量q=0.060所以 =500 +=N.=38.254N 应使带的实际拉力。计算压轴力压轴的最小值为带轮的结构设计由于 、，两带轮较小适宜采用实心式结构，绘制带轮的零件图2.4普通圆柱蜗杆传动的设计计算材料选择根据蜗杆传动的功率较小，蜗杆与蜗轮的相对滑动运动速度较低，所以蜗杆选用45钢制造；为了提高，蜗杆螺旋齿面进行淬火，淬火后硬度为4555HRC，提高硬度、效率和耐磨性；蜗轮材料选用铸造青铜（ZCuSn10P1）,采用砂型铸造；由于蜗轮尺寸较小，蜗轮轮胚全部采用有色金属制造，然后在进行机械加工。按齿面接触强度设计确定作用在蜗轮上的转矩确定载荷系数因工作机为红枣去核机，所以载荷不均匀系数=1；由表11-5选取使用系数=1；由于转速较低，有轻微冲击，所以取动载系数=1.05 确定弹性影响系数由于选用的是铸锡青铜蜗轮与钢蜗杆相配对，所以确定蜗轮齿数确定许用应力蜗轮的制造材料为铸造青铜，轮胚采用砂型铸造，蜗杆螺旋齿面进行淬火处理。查表11-7查得许用应力应力循环次数 寿命系数 则 计算值因，所以从表11-2中取模数,蜗杆分度圆直径蜗杆与蜗轮的主要参数及几何尺寸蜗杆尺寸分度圆直径：齿顶高： 齿根高： 轴向齿距： 直径系数 齿顶圆直径： 齿根圆直径： 蜗杆齿宽： 分度圆导程角： 蜗轮尺寸蜗轮分度圆直径：；齿顶高：齿根高：蜗轮喉圆直径：蜗轮齿根圆直径：蜗轮咽喉母圆半径：蜗轮轮缘宽度：校核齿根弯曲疲劳强度蜗轮的齿形系数:=从机械设计基础图11-7中可查得齿形系数2.55螺旋角系数 许用弯曲应力 查表11-8查得铸锡青铜（ZCuSn10P1）制造的蜗轮的基本许用弯曲应力寿命系数 = 综上所述，弯曲强度校核满足要求。验算效率 已知=11.31; 查表11-8查得 大于原先的效率估计值，符合设计要求，因此不用重新计算。热平衡计算初定工作油温 室温箱体表面传热系数 取12所需散热面积不需要需要加散热片。 2.5 直齿圆锥齿轮传动设计计算 选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数按图1所示的传动方案，可选用标准直齿圆锥齿轮传动，齿轮的传动无特殊要求所以精度等级选用8级即可。两齿轮材料的选择：两齿轮制造材料均选用45钢，进行调质处理，处理后齿面硬度为240HBS。选齿轮齿数Z1=20、按齿面接触强度设计试选载荷系数Kt=1.6计算齿轮传递的转矩：T=9550P/n=95500.443/16.547=225.67Nm齿宽系数，取由机械设计教材表10-6查得材料的弹性影响系数由图10-25d按齿面硬度查得两齿轮的接触疲劳强度极限由式10-13计算应力循环次数：N1=0.5N2=60n1Jlh=6016.5471(830010)=由图10-23查得接触疲劳寿命系数、计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数s=1，由式10-12得 和中取较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即720MPa试算齿轮分度圆直径d1t，代入中较小值计算圆周速度计算齿宽计算载荷系数根据v=0.0708m/s，8级精度，动载荷系数KV可按图10-8中低一级精度线查得KV=1.05,取齿间载荷分配系数由表10-2查得使用系数KA=1.25由表10-4查得齿间载荷分布系数故载荷系数为：按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径计算模数m= d1/ Z1=101.25/20=5.062mm按齿根弯曲疲劳强度设计由式10-24得弯曲疲劳强度的设计公式：确定公式内的各计算数值：试选计算由分锥角 可得当量齿数 由图10-17查的齿型系数 由图10-18查的应力修正系数 由图10-24查的两齿轮齿根弯曲疲劳强度极限为 由图10-22取弯曲疲劳寿命系数 取弯曲疲劳安全系数为应为大齿轮的大于小齿轮，所以取0.01341试计算模数 调整齿轮模数圆周速度V 计算齿宽b计算动载荷系数根据，8级精度，由图10-8查得动载系数由于采用开式传动，取齿间载荷分配系数由表10-4查得则载荷系数为 由试（10-13），可得由实际载荷系数算的齿轮模数为 选取标准模数m=4.5几何尺寸的计算计算分度圆直径：d1=m Z1=204.5=90mmd2=m Z2=804.5=360mm计算分锥角： 计算齿轮宽度： 、取62mm设计结论：齿数， ，模数m=4.5，压力角，变位系数，分锥角 ,齿宽,材料都为45号钢调质处理,8级精度。结构设计及绘制零件图因为锥齿轮的齿顶圆直径大于150mm但小于500mm，所以锥齿轮毛胚采用锻造毛胚，结构选用腹板式结构。3 执行机构的设计计算3.1 冲压机构的设计可以使连续旋转运动转变为往复直线运动的机构有：凸轮机构、齿轮齿条机构，对心曲柄滑块机构和偏置曲柄滑块机构。按图2所示的传动方案，选择对心曲柄滑块机构。 设计参数，曲柄回转半径R=45mm，连杆长度L=75mm。由图2可知滑块的行程槽轮机构的槽数为4。图2蜗轮轴转一圈，槽轮从动曹轮转动90度，然后从动槽轮锁止，物料盘转动22.5度。以曲柄上曲柄销孔的最低点定为转角起始点，即0度。以蜗轮轴线为中心线，槽轮主动拨盘上圆销与曲柄销孔的夹角为0度。蜗轮轴同事带动槽轮主动拨盘和曲柄转动。在135度到225度期间圆销与轮槽啮合带动从动槽轮转动90度，之后从动槽轮被外凸锁止弧锁止。运用三角函数可计算出在135度到225度期间滑块运动的行程为20mm，在180度时滑块运动到最高点。滑块在最高点时距离转盘上表面23mm，而行程为20mm。所以不会发生干涉。3.2 间歇运动机构的设计计算 可以使连续旋转运动转变为间歇旋转运动的机构有：棘轮机构、槽轮机构和不完全齿轮机构等。根据前面已选好的传动方案，选用槽轮机构为旋转物料盘的间歇运动机构。槽轮机构具有结构简单、制造容易、可以精确控制每次转动的角度等优点，在转速较低且要求有间歇运动的场合得到了广泛的运用。 槽轮机构的运动系数 因为运动系数应大于零，所以外槽径向槽数目应大于或等于3，一般设计中槽数的正常选用值为48。 确定槽轮机构的槽数 根据红枣去核机的工作流程可知：旋转物料盘的工作时需要间歇运动，物料盘上均布着16个物料孔，物料盘和槽轮从动槽轮轴的传动比为4，故槽轮选用4个槽，即槽轮主动拨盘转动360，从动槽轮转动90。 因此取槽数Z=4。 确定主动拨盘的圆销数 由该式可得圆销数n与槽数Z的关系，由机械原理教材表12-1，确定圆销数n=1 根据其它机构设计后留下的结构尺寸，中心距定为，圆销的半径为r=6mm。 确定槽轮槽间角 可得 圆销中心回转半径 槽轮外圆半径 确定槽轮槽长 取h=55.7mm 拨盘轴，槽轮轴。 槽轮轮叶齿顶厚度b，一般取10mm，取10mm。4 轴系零件的设计计算4.1蜗杆轴的设计蜗杆轴上的功率、转速和转矩：，初步确定轴的最小直径蜗轮轴主要作用是用来传递扭矩和承受一定的轴向力，并且也没有特殊要求。根据蜗轮轴传递的功率和转速，选择常用的45钢为轴的制造材料，调质处理。查机械设计基础（表14-1）硬度HBS=217 255HBS，取230。强度极限=640 MPa，=355MPa，=275Mpa由机械设计15-3，先初步校核估算轴的最小直径：取C=110,则，考虑到有键槽，将直径扩大7,考虑到轴承的选取，最小轴径定为25mm。蜗杆的结构设计从左向右依次为第一段轴、第二段轴、第三段轴第一段轴径 第二段轴与带轮配合(轴颈段) 第二段轴与带轮配合，并且与第一段轴之间的轴肩为过渡轴肩，所以取24mm。第三段轴 第三段轴与轴承端盖配合。第四段轴轴径 第三段轴与轴承配合，轴承已经计算得出，轴承内径为30mm，所以第三段轴轴径为30mm第五段轴轴径 由于第四段轴与第五段轴间的轴肩要定位轴承，为定位轴肩，查表查的 第六段轴轴径 因为第六段轴为蜗杆的螺旋部分，且蜗杆齿顶圆直径为60mm，所以第六段轴为蜗杆的螺旋部分，第七段轴轴径 第七段轴作用与第五段轴作用相同，并且蜗杆螺旋部分刚好也在轴的两支撑点的中心处，所以轴径相同。第七段轴与轴承配合，长度为第八段轴轴径 第八段轴上与第四段轴作用相同，都是用来安装轴承的，故轴径为。4.2 滚动轴承的选择及计算滚动轴承的选用要根据轴给轴承的载荷和轴的转速通过计算得出。不同的轴承对于不同载荷的承载能力是不同的。要想合理的是选用轴承，就需要对轴上的载荷进行准确的分析，然后通过参数的计算来证明轴承的使用寿命是满足设计要求的即可。由于蜗杆轴上具有一定的轴向载荷，所以选择可以承受一定轴向载荷的角接触球轴承。蜗杆轴轴承的选择及承载能力计算由课本249页图11-16可得蜗杆轴上的受力情况为 轴承的选择由于同时有轴向力和径向力，并且轴向力不太大（因为传递的功率不是太大）所以选用角接触轴承，查机械设计课程设计手册表6-8查得：推力球轴承7206，基本额定动载荷：基本额定静载荷：极限转速（油）：由于蜗杆螺旋部分正好在轴的两支撑点间的中点处，可计算得 当量动载荷：112KN轴承7206合适当量静载荷：查课本表13-8查得 取2轴承7206合适4.3 蜗杆轴的校核求作用在蜗杆及蜗轮上的力圆周力轴向力 径向力 其中垂直面的支承反力水平面的支承反力绘垂直面的弯矩图（如图B）绘水平面的弯矩图(如图C)求合成弯矩（如图D）该轴所受扭矩为 求危险截面的当量弯矩从图可得，弯矩，扭矩的最大处截面最危险，其当量弯矩为（其中查表可得）按弯扭合成应力校核轴的强度由机械设计基础14-5式，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查得。因此，故安全。由于在对轴进行校核时是以最小轴径来计算的，而实际的轴径都比这段轴径大，在一开始确定最小轴径时为了方便轴承的选取直接将最小轴径从计算值的9.8mm定为25mm，因此蜗轮轴有很大的安全系数。对蜗杆轴进行受力分析可知截面C处的应力最大，因为安全系数很大，故蜗杆轴疲劳强度满足要求。4.4高速轴键联接的选择和强度校核输入轴与带轮采用平键连接，根据轴径,查手册选用A型平键，得，即键 GB/T 1096 键 10830，又轴和带轮材料一个为钢，另一个为铸铁，由机械设计基础6-2得，许用应力，取110Mpa，键的工作长度，由6-1得，综上所述，所选用的键的强度满足设计强度要求。4.5 直齿圆锥齿轮传动的润滑 根据直齿圆锥齿轮的转述和分度圆直径可以计算出直齿圆锥齿轮的圆周速度小于12m/s，故可以采用润滑脂进行润滑。槽轮也采用脂润滑。涡轮蜗杆简述器为了方便散热采用油润滑。因为蜗轮的传动效率较其它传动方式较低，损耗的功率转变为热量，所以为了散热和蜗轮蜗杆啮合处得到充分的润滑，并且降低搅油损耗，蜗杆轮齿浸入润滑油中的深度不易太深，浸入一个齿的高度即可。4.6 轴伸出端的密封轴的输入端和输出端要伸出箱体或者轴承座，目的为了防止外部环境中的灰尘、水及其它杂质进入箱体或者轴承，造成轴承或其他零部件的非正常磨损和腐蚀，并且防止润滑油泄漏，都需要在端盖的轴孔内安装密封件，从而达到一定的密封效果。根据轴的转速、工作温度以及工作的环境，选用毡圈油封进行密封，可以满足中、低速运转条件下的轴承和减速器端盖处轴孔的密封。5 设计总结本次毕业设计是在指导老师丁老师指导下完成的，通过这次毕业设计，让我对自己所学的知识有了进一步巩固和理解，同时也让我明白了我们在大学期间所学的知识知识冰山的一角，在以后的工作中还有更多的知识需要学习。这次毕业设计让我了解了设计机械的方法和流程，通过本次毕业设计让我把所学的多门机械设计的专业课（机械原理、机械设计、机械制图、理论力学、互换性、材料成型、机械工程材料及机械制造工艺学）所学的理论知识和实践知识结合了起来，让我对所学专业可有了进一步的认识，
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