單級斜齒圓柱齒輪減速器(10號)用于雙滾式壓碎機的傳動系統中

《單級斜齒圓柱齒輪減速器(10號)用于雙滾式壓碎機的傳動系統中》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《單級斜齒圓柱齒輪減速器(10號)用于雙滾式壓碎機的傳動系統中（32頁珍藏版）》請在裝配圖網上搜索。

1、單級斜齒圓柱齒輪減速器 中北大學課程設計任務書 2015/2016學年第 1 學期學 院： 中北大學信息商務學院 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 學 生 姓 名： XXX 學 號： XXXXX 課程設計題目： 單級斜齒圓柱齒輪減速器 起 迄 日 期： 2015年12月14至 2016年1月1號 課程設計地點： A306 指 導 教 師： XXX 系 主 任： XXX 下達任務書日期: 2015年 12 月 14 日課 程 設 計 任 務 書1設計目的：(1) 通過課程設計，培養(yǎng)學生綜合運用機械設計基礎和其他先修課程的理論知識來分析解決機械設計問題的能力。 (2) 學習機械設計的一般方法，掌握

2、機械設計的一般規(guī)律。 (3) 進行機械設計基本技能的訓練：例如計算、繪圖、查閱資料和手冊、運用標準和規(guī)范等。2設計內容和要求（包括原始數據、技術參數、條件、設計要求等）： 設計一臺單級斜齒圓柱齒輪減速器，該減速器用于雙滾式壓碎機的傳動系統中。方案簡圖（題號10）：原始數據：碎料箱滾子軸轉速 130 rpm；碎料箱輸入軸所需功率 4.9 KW。技術條件：該壓碎機兩班制連續(xù)工作，單向回轉，有較大振動，壓碎機滾子轉速允許誤差為5%，使用期限8年。3設計工作任務及工作量的要求包括課程設計計算說明書(論文)、圖紙、實物樣品等：設計分段進行，在沒有原則錯誤時才能進行下一階段設計，以保證設計質量。1) 設計

3、計算 選擇電動機，計算傳動裝置的運動和動力參數，進行傳動件的設計計算，校核軸、軸承、鍵，選擇聯軸器等。2) 草圖繪制、審查和修改 根據上述設計計算，繪制裝配圖的主、俯視圖。3) 繪制裝配圖 除繪制草圖內容外，繪制裝配圖的側視圖，編寫技術要求，對零件編號，填寫明細表及標題欄等。4) 繪制零件圖 選擇所設計減速器中任一軸和齒輪進行繪制。鼓勵采用計算機繪圖。5) 編寫設計說明書 要求內容全面，條理清楚，書寫認真，圖示正確，符合規(guī)定要求。課 程 設 計 任 務 書4主要參考文獻：1. 楊可楨,程光蘊.機械設計基礎.第四版.北京:高等教育出版社,19992. 吳宗澤,羅圣國.機械設計課程設計手冊.第二版

4、.北京:高等教育出版社,1999 5設計成果形式及要求：1) 草圖 1張（A1坐標紙）2) 減速器裝配圖 1張（A0圖）3) 零件圖 2張（A3圖，傳動零件軸和齒輪各一張，鼓勵用計算機繪圖）4) 設計說明書一份6工作計劃及進度：2015年12月14日 12月22日 設計計算 12月23日 12月24日 編寫設計說明書 12月25日 12月28日 草圖繪制、審查和修改 12月29日 12月30日 繪制裝配圖 12年30日 12月31日 繪制零件圖 2016年 1月5日 答辯系主任審查意見： 簽字： 年 月 日課 程 設 計 說 明 書學生姓名： XXX 學 號： XXXXX學 院： 中北大學信息

5、商務學院 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 題 目： 單級斜齒圓柱齒輪減速器 指導教師： XXX 職稱: 教授 2015 年 12 月 24 日目錄1、 傳動方案的分析和擬定.12、 電動機的選擇.13、 傳動裝置運動及動力參數計算.34、 傳動零件的設計計算.55、 軸的計算.136、 滾動軸承的選擇和計算.207、 鍵連接的選擇和計算.238、 聯軸器的選擇.249、 潤滑方式、潤滑油牌號及密封裝置的選擇.2410、 參考資料.2531一、傳動方案的分析和擬定 機器通常由原動機、傳動裝置和工作裝置三部分組成。傳動裝置用來傳遞原動機的運動和動力、變換其運形式以滿足工作裝置的需要，是機器的重要

6、組成部分。傳動裝置的傳動方案是否合理將直接影響機器的工作性能、重量和成本。 滿足工作裝置的需要是擬定傳動方案的基本要求，同一種運動可以有幾種不同的傳動方案來實現，這就是需要把幾種傳動方案的優(yōu)缺點加以分析比較，從而選擇出最符合實際情況的 一種方案。合理的傳動方案除了滿足工作裝置的功能外，還要求結構簡單、制造方便、成本低廉、傳動效率高和使用維護方便。 所以擬定一個合理的傳動方案，除了應綜合考慮工作裝置的載荷、運動及機器的其他要求外，還應熟悉各種傳動機構的特點，以便選擇一個合適的傳動機構。帶傳動可用于兩軸中心距離較大的傳動并且?guī)Ь哂袕椥?可緩和沖擊和振動載荷,運轉平穩(wěn),無噪聲，當過載時,帶即在輪上打

7、滑,可防止其他零件損壞，結構簡單,設備費低,維護方便故本文在選取傳動方案時，采用帶傳動。 本文設計傳動系統的傳動裝置由電動機、帶、減速器、聯軸器、滾筒五部分組成，而減速器又由軸、軸承、齒輪、箱體四部分組成。所以，如果要設計該減速器，必須先合理選擇它各組成部分，下面我們將一一進行選擇。二、電動機的選擇1、選擇電動機類型 按工作要求和工況條件，選用三相籠型異步電動機，電壓為 380V，Y 型。 2、選擇電動機的容量 電動機所需的功率為由電動機到工作機的傳動總效率為式中、分別為帶傳動、軸承、齒輪傳動、聯軸器和工作機的傳動效率。取0.96（帶傳動），0.99（軸承），0.97（齒輪精度為8級），0.9

8、9（彈性聯軸器），則：總=0.894所以5.48根據機械設計手冊可選額定功率為5.5kW的電動機。3、確定電動機轉速 工作機軸轉速為=130 取 V 帶傳動的傳動比2-4，一級圓柱齒輪減速器傳動比3-5，則從電動機到工作機軸的總傳動比合理范圍為6-20。故電動機轉速的可選范圍為130.00 =780 2600 r/min綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量和帶傳動、減速器的傳動比，選電動機型號為Y132S-4，將總傳動比合理分配給 V帶傳動和減速器，就得到傳動比方案，如表2.1所示。表2.1 電動機主要技術參數電動機型號額定功率kw電動機轉速 r/min電動機重量kg傳動裝置的傳動比 滿載轉速

9、滿載電流總傳動比V 帶減速器Y132S-45.5144011.60 68.00 11.1 3 3.7電動機型號為Y132S-4，主要外形尺寸見表 2.2。圖2.1 電動機安裝參數 表2.2 電動機主要尺寸參數中心高外形尺寸底腳安裝尺寸地腳螺栓孔直徑軸伸尺寸裝鍵部位尺寸HLHDABKDEFG1324753152161401238801033三、傳動裝置運動及動力參數計算 電動機確定后，根據電動機的滿載轉速和工作裝置的轉速就可以計算傳動裝置的總傳動比。1 、計算各軸轉速軸 480 軸 130 工作機軸 130 2、計算各軸輸入功率、輸出功率各軸輸入功率軸 =5.480.96=5.2608軸 =5.

10、26080.990.97=5.0519工作機軸 2=5.05190.990.990.99=4.9017各軸輸出功率軸 =5.26080.99=5.2082軸 =5.05190.99=5.0014工作機軸 =4.90170.99=4.85263、計算各軸的輸入、輸出轉矩電動機的輸出轉矩為29.04 軸輸入轉矩104.668軸輸入轉矩371.120工作機軸輸入轉矩359.962各軸的輸出轉矩分別為各軸的輸入轉矩乘軸承效率0.99。4、計算結果 運動和動力參數計算結果整理后填入表 3.1中。 表 3.1 運動和動力參數計算結果軸名功率P（kw）轉矩T（Nm）轉速n傳動比效率輸入輸出輸入輸出r/min

11、i電動機軸5.48 29.04 1440.0030.960 軸5.26085.2082 104.688103.641 480 3.70.960 軸5.05194.0014371.120367.409130 1.000 0.980 工作機軸4.9017 4.8526359.962356.362130 四、傳動零件的設計計算1、帶傳動的設計計算（1）已知條件和設計內容 設計V帶傳動時的已知條件包括：所需傳遞的額定功率；小帶輪轉速； 大帶輪帶輪轉速與初選帶傳動傳動比=3。（2） 設計步驟A、確定計算功率 查得工作情況系數KA=1.1。故有： =1.15.57 =6.028 B、選擇V帶帶型 據和選用

12、A帶。C、確定帶輪的基準直徑并驗算帶速 1）初選小帶輪的基準直徑，取小帶輪直徑=100。 2）驗算帶速v，有： = =7.54 m/s 因為7.54 m/s在5m/s30m/s之間，故帶速合適。 3）計算大帶輪基準直徑 1003=300 取=300D、確定V帶的中心距a和基準長度 1)初定中心距=3892)計算帶所需的基準長度 =1453 選取帶的基準長度=14003）計算實際中心距 =373.5 中心距變動范圍：373.5-0.0151400 = 352.5 373.5+0.031400 = 415.5 E、驗算小帶輪上的包角 =180-（300-100）0.1535=149.317 90F

13、、計算帶的根數z1）計算單根V帶的額定功率由100和1440r/min查得 P=1.32據=1440r/min，=3和A型帶，查得 P=0.17查得=0.95，=0.93，于是： =(+) =(1.32+0.17)0.930.95 =1.32 2）計算V帶根數z 4.47 故取5 根。G、計算單根V帶的初拉力最小值查得A型帶的單位長質量q=0.1kg/m。所以 =261.33N應使實際拉力大于H、計算壓軸力壓軸力的最小值為： =2520.18 N（3） 帶傳動的計算結果 把帶傳動的設計結果記入表中，如表 3.1。 表 4.1 帶傳動的設計參數帶型A中心距373.5小帶輪直徑100包角149.3

14、17 大帶輪直徑300帶長1400帶的根數5初拉力261.33 N帶速7.54 m/s壓軸力2520.18 N2、 齒輪的設計計算選用斜齒圓柱齒輪，齒輪1材料為40Cr(調質)，硬度為280HBS，齒輪2材料為45 鋼(調質)硬度為240HBS。初選齒輪1齒數20，齒輪2齒數86，初選螺旋角14。按齒面接觸強度： 齒輪1分度圓直徑其中：載荷系數，選1.6齒寬系數，取1端面重合度，查得0.75，0.89，則1.64齒輪副傳動比，=4區(qū)域系數，查得2.433材料的彈性影響系數，查得189.8許用接觸應力，查得齒輪1接觸疲勞強度極限600。查得齒輪2接觸疲勞強度極限550。計算應力循環(huán)次數：（設2班

15、制，一年工作300天，工作10年）480283001013.82 3.455 查得接觸疲勞壽命系數0.93，0.95取失效概率為，安全系數1，得：=558=522.5則許用接觸應力= =540.25有=56.75 圓周速度1.42 齒寬156.75 =56.75模數2.66 2.252.66 =5.98556.75/5.985=9.48縱向重合度0.318120tan14=1.59 計算載荷系數：已知使用系數1.25；根據1.32 ，8級精度，查得動載系數1.04；用插值法查得8級精度、齒輪1相對支承對稱布置時接觸疲勞強度計算用的齒向載荷分布系數1.42 ；查得彎曲強度計算齒向載荷分布系數1.

16、3；查得齒間載荷分配系數1.2；故載荷系數1.251.041.21.42 =2.21 按實際載荷系數校正所算的分度圓直徑 56.75 =63.2 計算模數：3.06按齒根彎曲強度：計算載荷系數1.251.041.21.3=2.03 根據縱向重合度1.59 ，查得螺旋角影響系數0.88計算當量齒數=21.89 =94.14 查取齒形系數：查得2.72 ，2.20 查取應力校正系數： 1.57，1.784查得齒輪1彎曲疲勞極限500查得齒輪2彎曲疲勞極限380取彎曲疲勞壽命系數0.93，0.95計算彎曲疲勞使用應力：取彎曲疲勞安全系數1.4，得=332.14 =257.86 計算齒輪的并加以比較=

17、0.0129 =0.0152 齒輪2的數值大則有：=1.84 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，取模數2，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的分度圓直徑63.2 來計算應有的齒數。則有：(63.2cos14)/231取31，則4 31=124 實際傳動比i=4 齒輪傳動比差值為= (4-4)/4100%=0%幾何尺寸計算計算中心距：=159.74將中心距圓整為160mm。按圓整后的中心距修正螺旋角：=14.35因值改變不多，故參數、等不必修正。計算齒輪分度圓直徑：64.00 256.01 計算齒輪1寬度：164.0

18、0 =64.00 圓整后取70。齒輪2寬度65。表4.1 各齒輪主要參數名稱代號單位高速級低速級中心距 amm160傳動比 i 4模數 mnmm2螺旋角 14.35端面壓力角a20嚙合角 a20齒數 z 31124分度圓直徑dmm64.00256.01齒頂圓直徑damm68.00 260.01齒根圓直徑dfmm59.00251.01齒寬 bmm7065螺旋角方向 右旋左旋材料 40Cr(調質)45 鋼(調質)齒面硬度 HBS280HBS240HBS五、軸的計算1、軸的概略設計（1）材料及熱處理根據工作條件，初選軸的材料為45鋼，調質處理。（2）按照扭轉強度法進行最小直徑估算。算出軸徑時，若最小

19、直徑軸段開有鍵槽，還要考慮鍵槽對軸強度的影響。當該軸段界面上有一個鍵槽時，d增大5%-7%，當該軸段界面上有兩個鍵槽時，d增大10%-15%。查得A=103126，則取A=110。軸24.25軸38.0 （3）裝V帶輪處以及聯軸器處軸的直徑考慮鍵槽對各軸的影響，則各軸的最小直徑分別為：軸25.9475 軸41.811 將各軸的最小直徑分別圓整為：=30，=452 、軸的結構設計及校核（1）高速軸的結構設計 各軸段直徑及長度的確定：d11：軸1的最小直徑，d11=30。d12：密封處軸段，根據大帶輪的軸向定位要求，以及密封圈的標準（氈圈密封）d12應比d11大5-10，取d12=36。d13：安

20、裝滾動軸承處軸段，d13較d12大1-5mm，選取軸承型號為角接觸球軸承7207C，根據軸承內圈尺寸取d13=40。d14：過渡軸段，考慮軸承安裝的要求，根據軸承安裝選擇d14=47。d15：齒輪處軸段，由于小齒輪的直徑較小，采用齒輪軸結構，小齒輪齒頂圓直徑d15=64 。d16：過渡軸段，要求與d14軸段相同，d16=47。d17：滾動軸承軸段，d17=40。各軸段長度的確定l11：根據大帶輪或者聯軸器的尺寸規(guī)格確定，取l11=40。l12：由箱體結構、軸承端蓋、裝配關系等確定，取l12=65.6l13：由滾動軸承的型號和外形尺寸確定，取l13=30l14：根據箱體的結構和小齒輪的寬度確定，

21、取l14=10l15：由小齒輪的寬度確定，取l15=70l16：根據箱體的結構和小齒輪的寬度確定，取l16=10l17：由滾動軸承的型號和外形尺寸確定，取l17=32圖5.1高速軸的尺寸圖表5.1高速軸各段尺寸直徑d11d12d13d14d15d16d1730364047644247長度l11l12l13l14l15l16l174065.63010701032（2）高速軸的校核已知條件：高速軸傳遞的扭矩=102.567 ，轉速=480，齒輪的螺旋角=14.35 ，小齒輪右旋，大齒輪左旋，小齒輪分度圓直徑=64 。齒輪1的作用力圓周力 3205.2徑向力1185.9軸向力1089.072 齒輪2

22、的作用力與齒輪1的作用力大小相等，方向相反。A、支撐反力，在水平面上為其中帶輪壓軸力=2520.18 如高速軸結構圖所示 =92.1 =63.5 =63.5=3480.134 =1137.69 -1307.38 -929.95 =-2145.9 式中負號表示與圖中所示力的方向相反，以下同。在垂直平面上為=1602.52465.04 -1232.52 =1602.7 軸承1的總支承反力為3831.36 軸承2的總支承反力為2677.93 B、彎矩計算在水平面上a-a剖面右側-136264.65 a-a剖面左側-171112.65b-b剖面為-232108.578 在垂直面上為-101758.75

23、合成彎矩a-a剖面左側199083.86 合成彎矩a-a剖面右側170067.34 合成彎矩b-b剖面232108.578 C、轉矩102567 齒輪軸和b-b處彎矩較大，且該點軸頸較小，故b-b剖面為危險剖面。其抗彎截面系數為6280 抗扭截面系數為12560 最大彎曲應力為16.33 扭剪應力為8.1按彎扭合成進行校核計算，對于單向轉動的轉軸，轉矩按脈動循環(huán)處理，故 取折合系數0.6，則當量應力為19.00查得60 ，故強度滿足要求。（3）低速軸的結構設計各軸段直徑及長度的確定d21：滾動軸承軸段，d21=55，選取軸承型號為角接觸球軸承7211C。d22：軸環(huán)，根據齒輪以及軸承的定位要求

24、d22=62。d23：齒輪處軸段，d23=57。d24：滾動軸承處軸段d24=55。d25：密封處軸段，根據密封圈的標準（氈圈密封）確定，d25=53。d26：軸3的最小直徑，d26=d2min=45。各軸段長度的確定l21：由滾動軸承的型號和外形尺寸確定，取l21=35。l22：根據箱體的結構和大齒輪的寬度確定，取l22=12.5l23：大齒輪寬度，取l23=62l24：根據箱體的結構和大齒輪的寬度以及軸承型號確定，取l24=47.5l25：由箱體結構、軸承端蓋、裝配關系等確定，取l25=57.6l26：，根據減速器的具體規(guī)格確定取l26=84圖5.2低速軸的尺寸圖表5.2低速軸各段尺寸直徑

25、d21d22d23d24d25d26556257555345長度l21l22l23l24l25l263512.56247.557.684（4）低速軸的校核齒輪2的作用力與齒輪1的作用力大小相等，方向相反。圓周力3205.2徑向力1185.9 軸向力1089.072A、支撐反力，在水平面上為如低速軸結構圖所示 =109.6 =64 =64496.164689.736在垂直平面上為1602.6 1602.6 軸承A、B的總支承反力為1172.7 1744.7B、彎矩計算在水平面上a-a剖面左側31754.496 在水平面上a-a剖面右側44143.104 在垂直面上a-a剖面為102566.4 合

26、成彎矩，a-a剖面左側107369.5 合成彎矩，a-a剖面右側148485.9C、轉矩393977 因a-a剖面右側彎矩較大，同時截面還作用轉矩，因此此截面為危險剖面。已知低速大齒輪鍵槽=16,=5。其抗彎截面系數為10645.63 抗扭截面系數為22911.25 最大彎曲應力為13.9 扭剪應力為17.2 按彎扭合成進行校核計算，對于單向轉動的轉軸，轉矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數0.6，則當量應力為24.88 查得60 0.4000 P2，故只需驗算1軸承。軸承預期壽命與整機壽命相同，為10（年）300（天）16（小時）=48000h。=59642 h48000h 軸承具有足夠壽命。2、

27、低速軸承 查滾動軸承樣本可知，軸承7210C的基本額定動載荷Cr=42.8kN，基本額定靜載荷Cr0=32kN。（1）求兩軸承受到的徑向載荷Fr1和Fr2將軸系零件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個平面力系。其中A點總支反力=1624.65 NB點總支反力=1610.86 N。（2）求兩軸承的軸向力Fa軸承派生軸向力Fd=efr 其中，e為判斷系數，其值由的大小確定，由于現軸向力Fa未知，故先初選e=0.4，因此可估算478.28 N629.13 N軸向力647.8449349N因此1276.97 N629.13 N=0.0399 =0.0197 利用插值法得0.412 ,0.389 。再

28、計算：492.63 N611.82 N1259.67 N611.82 N=0.0394 =0.0191 兩次計算的值相差不大，因此確定0.412 ,0.389 ，1259.67 N，611.82 N。（3）求軸承的當量動載荷P1.0535 0.3890 =利用插值法得徑向載荷系數和軸向載荷系數為對軸承1 X1=0.44,Y1=1.3598對軸承2 X2=1,Y2=0根據工況，查得載荷系數fP=1.2。P1=fP（X1Fr1+Y1Fa1）=2686.81 NP2=fP（X2Fr2+Y2Fa2）=1887.38 N（4）驗算軸承壽命因P1P2，故只需驗算1軸承。軸承預期壽命與整機壽命相同，為10（

29、年）300（天）16（小時）=48000h。=449137 h48000h 軸承具有足夠壽命。7、 鍵連接的選擇和計算1、高速軸端鍵選擇的型號為鍵A834 GB/T1096鍵的工作長度為l=L-b=34-8=26，輪轂鍵槽的接觸高度為k=h/2=3.5，根據齒輪材料為鋼，載荷有輕微沖擊，查得150MPa，則其擠壓強度73.00 MPa150MPa滿足強度要求。2、低速軸齒輪處鍵選擇的型號為鍵A1649 GB/T1096鍵的工作長度為l=L-b=49-16=33，輪轂鍵槽的接觸高度為k=h/2=5，根據齒輪材料為鋼，載荷有輕微沖擊，查得150MPa，則其擠壓強度63.73 MPa150MPa滿足

30、強度要求。3、低速軸端聯軸器鍵選擇的型號為鍵A1278 GB/T1096鍵的工作長度為l=L-b=78-12=66，輪轂鍵槽的接觸高度為k=h/2=4，根據齒輪材料為鋼，載荷有輕微沖擊，查得150MPa，則其擠壓強度51.78 MPa150MPa滿足強度要求。八、聯軸器的選擇由于設計的減速器伸出軸40 ，根據機械設計手冊第五篇-軸及其聯接表5-2-4選取聯軸器：主動端：J4084型軸孔、A型鍵槽、40 、 84從動端：J14084型軸孔、A型鍵槽、40、84 選取的聯軸器為：TL7 GB/T4323聯軸器所傳遞的轉矩T=270.664 ，查得工況系數KA=1.3，聯軸器承受的轉矩為351.86

31、 查得該聯軸器的公稱轉矩為500，因此符合要求。九、潤滑方式、潤滑油牌號及密封裝置的選擇1、 傳動件的潤滑：浸油潤滑、浸油潤滑適用于齒輪圓周速度V12m/s的減速器。為了減小齒輪的阻力和油的升溫，齒輪浸入油中的深度以12個齒高為宜，速度高時還應淺些，在0.7個齒高上下，但至少要有10mm,速度低時，允許浸入深度達1/61/3的大齒輪頂圓半徑。油池保持一定深度，一般大齒輪齒頂圓到油池底面的距離不應小于3050mm。以免太淺會激起沉積在箱底的油泥，油池中應保持一定的油量，油量可按每千瓦約350700cm3來確定，在大功率時用較小值。2、 滾動軸承的潤滑：減速器中滾動軸承的潤滑應盡可能利用傳動件的潤

32、滑油來實現，通常根據齒輪的圓周速度來選擇潤滑方式，本設計采用潤滑脂潤滑，并在軸承內側設置擋油環(huán)，以免油池中的稀油進入舟車功能而使?jié)櫥♂尅?、 潤滑劑的選擇：潤滑劑的選擇與傳動類型、載荷性質、工作條件、轉動速度等多種因素有關。軸承負荷大、溫度高、應選用粘度較大的潤滑油。而軸承負荷較小、溫度低、轉速高時，應選用粘度較小的潤滑油，一般減速器常采用HT-40,HT-50號機械油，也可采用HL-20,HL-30齒輪油。當采用潤滑脂潤滑時，軸承中潤滑脂裝入量可占軸承室空間的1/31/2。4、 減速器的密封：減速器的密封是為了防止漏油和外界灰塵和水等進入常見的漏油部位有分箱面、軸頭、蓋端及視孔蓋等。5、分箱面的密封：可在箱體剖分面上開回油槽，軸伸出處密封的裝置有墊圈，O型橡膠圈和唇形密封圈。10、 參考資料1. 楊可楨,程光蘊.機械設計基礎.第四版.北京:高等教育出版社,19992. 吳宗澤,羅圣國.機械設計課程設計手冊.第二版.北京:高等教育出版社,1999