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wuyanjun 2008-12-30 18:39

一些齿圆柱齿轮减速器的设计员说明书

机械设计课程--带式运输机传动装置中的同轴式1级圆柱齿轮减速器 目 录 'N|2vbi<  
设计任务书……………………………………………………1 \CDAFu#  
传动方案的拟定及说明………………………………………4 rr>IKyI'  
电动机的选择…………………………………………………4 NC;T( @  
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 x@Sra@  
传动件的设计计算……………………………………………5 W=F3XYS  
轴的设计计算…………………………………………………8 qb9}&'@:  
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 4t*<+H%  
键联接的选择及校核计算……………………………………16 g\qX7nIH?  
连轴器的选择…………………………………………………16 69-$Wn43<  
减速器附件的选择……………………………………………17 }il%AAI9}r  
润滑与密封……………………………………………………18 EO"=\C,  
设计小结………………………………………………………18 2-PI JO  
参考资料目录…………………………………………………18 Lq%[A*`^  
机械设计课程设计任务书 M$#+W?m&  
题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器 KZi+j#7O  
一． 总体布置简图 ;+r0 O0;9  
1—电动机；2—联轴器；3—齿轮减速器；4—带式运输机；5—鼓轮；6—联轴器 5#P: "U  
二． 工作情况： ZIDFF  
载荷平稳、单向旋转 }@3$)L%n_u  
三． 原始数据 [;Vi~$p|Eo  
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 +<H !3sW  
鼓轮的直径D（mm）：350 z=u~]:.1O  
运输带速度V（m/s）：0.7 =SA 4\/  
带速允许偏差（％）：5 ?Z5$0-g'hU  
使用年限（年）：5 DCz\TwzU  
工作制度（班/日）：2 sek6+#|=  
四． 设计内容 LxIuxt=X|p  
1. 电动机的选择与运动参数计算； Xx=K?Z?3.  
2. 斜齿轮传动设计计算 0H; "5  
3. 轴的设计 byp.V_a}/  
4. 滚动轴承的选择 O^y$8OKEi,  
5. 键和连轴器的选择与校核； {E3;r7  
6. 装配图、零件图的绘制 HE9. k.sS  
7. 设计计算说明书的编写 -v;iMEZ)  
五． 设计任务 -=@K %\\~5  
1． 减速器总装配图一张 "sC$%D<oc  
2． 齿轮、轴零件图各一张 Lqg7D\7j  
3． 设计说明书一份 x/pC%25  
六． 设计进度 VOD1xWrb  
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 9Y;}JVS  
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 Uy:@,DW  
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 mI2|0RWI)l  
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写  GE{8I<7c  
传动方案的拟定及说明 g8C+1G8  
由题目所知传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。 ~4l6unCI  
本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。 ;]|m((15G  
电动机的选择 u!sSgx =  
1．电动机类型和结构的选择 D 86 K$IT  
因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。 y[TaM9<  
2．电动机容量的选择 A)=X?x  
1） 工作机所需功率Pw <t% Ao,"  
Pw＝3.4kW a g|9$  
2） 电动机的输出功率 *9\oD~2Y  
Pd＝Pw/η 0;. e#(`-  
η＝ ＝0.904 aMe%#cLI  
Pd＝3.76kW 8f5%xY$  
3．电动机转速的选择 z1z =P%WK  
nd＝（i1’•i2’…in’）nw 6,sRavs  
初选为同步转速为1000r/min的电动机 Q&\ZC?y4  
4．电动机型号的确定 TiwHLb9  
由表20－1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求 Ly@U\%.  
计算传动装置的运动和动力参数 \z(>h&  
传动装置的总传动比及其分配 k i~Raa/e  
1．计算总传动比 "i;*\+x  
由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为： QSlf=VK*y  
i＝nm/nw g;| n8]  
nw＝38.4 T#ecLD#  
i＝25.14 vq@#Be?@  
2．合理分配各级传动比 BN bb&]  
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 1KfJl S+  
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 }[YcilU_  
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 LWp?U!N  
各轴转速、输入功率、输入转矩 ^v()iF !  
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 aC $h_  
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 6EW"8RG`  
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 r-Xjy*T  
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 6PVlZ  
传动比 1 1 5 5 1  F<XD^sO  
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 /0'fcjOaQ  
5cv, >{~5  
传动件设计计算 YQlpk@X`2  
1． 选精度等级、材料及齿数 :{e`$kz  
1） 材料及热处理； ~}FLn9@*  
选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 ^+YGSg7  
2） 精度等级选用7级精度； >xk:pL*o`  
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； JJ= ~o@|c  
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° #dXZA>b9  
2．按齿面接触强度设计 c{r6a=C  
因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算 {ILQ CvP*  
按式（10—21）试算，即 6Wcn(h8%*  
dt≥ J@&$U7t  
1） 确定公式内的各计算数值 8DmX4*  
（1） 试选Kt＝1.6 #&HarBxx  
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 `s]zk {x  
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 wZ#~+ }T  
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 TO8\4p*tE  
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa k/6G j}l'o  
（6） 由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa； SK~;<>:37  
（7） 由式10－13计算应力循环次数 s;=J'x)~%  
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 9=sMKc%!-  
N2＝N1/5＝6.64×107 NC#kI3{  
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 ^U|CNB%.  
（9） 计算接触疲劳许用应力 m78MWz]Yo  
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 |R|U z`  
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa Y=#mx3.  
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa ~vvQz"  
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa cUX]tiC0  
2） 计算 {yl/T:Bh&  
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t :+X2>Lu$FA  
d1t≥ = =67.85 ocuNrkZ  
（2） 计算圆周速度 >H]|A<9u(  
v= = =0.68m/s ~P.-3  
（3） 计算齿宽b及模数mnt pR^Y|NG!  
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm Hr64M0V3B  
mnt= = =3.39 }][|]/s?42  
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm ?F_;~  
b/h=67.85/7.63=8.89 k}owEBsn}  
（4） 计算纵向重合度εβ H;"N|pBy  
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 _yXeX  
（5） 计算载荷系数K rSFXchD/  
已知载荷平稳，所以取KA=1 ^?l-YnQqm?  
根据v=0.68m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.11；由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同， ;Bc<u[G  
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 sfBjA  
由表10—13查得KFβ=1.36 w1/T>o  
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 2ucsTh@  
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 ]idD&5gd  
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得  z]R!l%`  
d1= = mm=73.6mm Z[A|SyZp  
（7） 计算模数mn 'V*M_o(\  
mn = mm=3.74 Jb-QP'$@  
3．按齿根弯曲强度设计 %2FCpre;  
由式(10—17 mn≥ YnL?t-$Gg  
1） 确定计算参数 q2o$s9}B  
（1） 计算载荷系数 5In8VE !P  
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 `EW_pwZPA  
（2） 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，从图10－28查得螺旋角影响系数 Yβ＝0。88 !B38! L  
-X[8soz  
（3） 计算当量齿数 pkMON}"mj  
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 b "3T(#2<*  
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 u:>3j,Cs  
（4） 查取齿型系数 =D:R'0YH  
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 as47eZ0\  
（5） 查取应力校正系数  B*~Bm.  
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 _WkcJe`  
（6） 计算[σF] ^T J   
σF1=500Mpa V5^b6$R@  
σF2=380MPa &_x/Dzu!z  
KFN1=0.95 D0_x|a  
KFN2=0.98 vrEaNT$J-  
[σF1]=339.29Mpa +53zI|I  
[σF2]=266MPa /8-VC"  
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 A2FU}Ym0=  
= =0.0126 lM]),}   
= =0.01468  ` :  
大齿轮的数值大。 ZN]c>w[ )I  
2） 设计计算 9Q5P7}%p  
mn≥ =2.4 pD.@&J~  
mn=2.5 "+ JwS  
4．几何尺寸计算 1&L){hg  
1） 计算中心距 Y{:/vOj  
z1 =32.9，取z1=33 m6ws #%|[  
z2=165 WHk/mAI-s  
a =255.07mm F!cAaL1  
a圆整后取255mm KO;61y:  
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 CO+jB  
β=arcos =13 55’50” |MR?8A^"  
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 aC6b})^  
d1 =85.00mm 8 =Lv7G%  
d2 =425mm sN) .Jo  
4） 计算齿轮宽度 U@AfRUF&  
b=φdd1 #\;w::  
b=85mm ]|BSX-V.%i  
B1=90mm，B2=85mm (#"s!!b  
5） 结构设计 YD.^\E4o  
以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。 wef^o"aP  
轴的设计计算 /'_ RI  
拟定输入轴齿轮为右旋 tLXw&hFk`g  
II轴： 'i-O  
1．初步确定轴的最小直径 G&H"8REm  
d≥ ＝ =34.2mm EQhV}9  
2．求作用在齿轮上的受力 Qg.:w  
Ft1= =899N PGhZ`nl  
Fr1=Ft =337N e[dRHl  
Fa1=Fttanβ=223N； */e5lRO\  
Ft2=4494N ?YykCJJ ~@  
Fr2=1685N 0qUap*fvC  
Fa2=1115N ABDUp:  
3．轴的结构设计 bbkI}d%(Ng  
1） 拟定轴上零件的装配方案 =eLb"7C#0  
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 Y-{BY5E.  
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 JB_`lefW,'  
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 4N0nU  
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 wdV?& W+  
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 <\EfG:e  
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 (:x"p{  
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 Y6PA\7Y\  
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 sZDJ+  
2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm，轴承和箱体的间隙4mm，所以长度为16mm。 W A}@n  
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 k|C8sSH  
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 ,LO-!\L  
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 D.!7jA#  
6. VI-VIII长度为44mm。 Z!eq/  
4． 求轴上的载荷 r,KK%B  
66 207.5 63.5 X5<.%@Z  
Fr1=1418.5N A\.*+k/B  
Fr2=603.5N T$;XJx  
查得轴承30307的Y值为1.6 ='>UKy[=  
Fd1=443N ,O!aRvzap  
Fd2=189N fMaNv6(  
因为两个齿轮旋向都是左旋。 mhuaXbr  
故：Fa1=638N PtOnj)Q  
Fa2=189N R  |%  
5．精确校核轴的疲劳强度 {jf~?/<  
1） 判断危险截面 jsQ$.)nO  
由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面 VAt9JE;#  
2） 截面IV右侧的 y*(j{0yd  
1U7HS2  
截面上的转切应力为 x&vD,|V!  
由于轴选用40cr，调质处理，所以 `ayc YoD  
（[2]P355表15-1） j #YFwX4.  
a) 综合系数的计算 kc[["w&  
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， b{Ss+F  
（[2]P38附表3-2经直线插入） ]l%.X7M9  
轴的材料敏感系数为 ， ， oy: MM  
（[2]P37附图3-1） Uk6!Sb  
故有效应力集中系数为 1?\Y,+  
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， p]eD@3Wz  
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） %/zZ~WIf  
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， 3wl>a#f  
（[2]P40附图3-4） v2sU$M  
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 `1]9(xwhQ0  
b) 碳钢系数的确定 V}-o): dI|  
碳钢的特性系数取为 ， NkI:  
c) 安全系数的计算 I9>*Yy5RNS  
轴的疲劳安全系数为 T_T{c+,Zd$  
故轴的选用安全。 0g-ESf``{n  
I轴： J3;KQ}F.I  
1．作用在齿轮上的力 e`F|sz]k"H  
FH1=FH2=337/2=168.5 J}CK|}  
Fv1=Fv2=889/2=444.5 W<o0Z OO  
2．初步确定轴的最小直径 YYW70k:  
*rT(dp!Y  
3．轴的结构设计 E2D8s=r  
1） 确定轴上零件的装配方案 +~O{ UGB=  
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 F\bI6gj  
d) 由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mm。 xS1|Z|&  
e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30。 s#ZH.z@J  
f) 该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30207型，即该段直径定为35mm。 \S@6@ UGv  
g) 该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。 9zd/5|W  
h) 为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为46mm。 O]eJQ4XN<  
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 ' qE  
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 mM>|fHGA  
2） 各段长度的确定 or`stBx  
各段长度的确定从左到右分述如下： 12dW:#[  
a) 该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。 ku8c)  
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 "~ stZ.  
c) 该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。 ~7'.{VrU  
d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm（采用油润滑），轴承宽18.25mm，定为41.25mm。 TVwYFX  
e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为57mm。 7:'>~>'  
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm V.:A'!$#  
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 dC#\ut%l  
W=62748N.mm bz]O(`  
T=39400N.mm %;$Y|RbmqE  
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 %QLYNuG  
[zEP|  
III轴 zAJUL  
1．作用在齿轮上的力 @8yFM%  
FH1=FH2=4494/2=2247N y:[]+  
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N >nEnX  
2．初步确定轴的最小直径 %tQ{Hf~  
3．轴的结构设计 ^?[<!VBI  
1） 轴上零件的装配方案 l}c2l'  
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 VTfaZ/e.  
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII Q}]kw}b  
直径 60 70 75 87 79 70 i]%"s_l  
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 t'x:fO?cp  
aZ`ags ofk  
5．求轴上的载荷 @A'1D@f#  
Mm=316767N.mm w8I&:"^7<  
T=925200N.mm 5V8C+k)  
6. 弯扭校合 5>Yd\(`K  
滚动轴承的选择及计算 FH`&C*/F0Y  
I轴： B?Sfcq-  
1．求两轴承受到的径向载荷 Cbs4`D,  
5、 轴承30206的校核 HWOs@ !cL  
1） 径向力 tN> B$sv  
2） 派生力 +Z2<spqG  
3） 轴向力 %v:h]TA  
由于 ， ^ZWFj?`\UV  
所以轴向力为 ， ;o459L>sW  
4） 当量载荷 IF}c*uGj}  
由于 ， ， wN hR(M7  
所以 ， ， ， 。 D#}Yx]Q1  
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 /C2f;h(1  
5） 轴承寿命的校核 ,GP4I3D  
II轴： yUwgRj  
6、 轴承30307的校核 Ltd?#HP  
1） 径向力 y@\Q@ 9  
2） 派生力 utJVuJw:t  
， u;qMo`-  
3） 轴向力 \+Ln~\Sv  
由于 ， ptni'W3  
所以轴向力为 ， 2BA9T nxC  
4） 当量载荷 ^6y4!='ci  
由于 ， ， M 8j(1&(:  
所以 ， ， ， 。 <`UG#6z8  
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 @Qjl`SL%O^  
5） 轴承寿命的校核  )\\V s>9  
III轴： ,T*_mDVY  
7、 轴承32214的校核 TM}'XZ&  
1） 径向力 yXo0z_ G  
2） 派生力 mCNf]Yz  
3） 轴向力 |aAWW d5  
由于 ， i)PV{3v$J  
所以轴向力为 ， jNG?2/P6&  
4） 当量载荷 VN-#R=D  
由于 ， ， m?% H<4X  
所以 ， ， ， 。 q&d&#3Rh  
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 D6)Cjc>a  
5） 轴承寿命的校核 jl-Aos"/  
键连接的选择及校核计算 L[Yp\[#-q  
@))}\:  
代号 直径 ])j|<W/  
（mm） 工作长度 ^!p<zZ  
（mm） 工作高度 ~73i^3yf  
（mm） 转矩 I<(.i!-x  
（N•m） 极限应力 hN:F8r+DG  
（MPa） jw(> @SXz  
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 ={E!8"  
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 ~{,vg4L  
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 y(3c{y@~X  
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 .4C[D{4  
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 Lr?4Y  
由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为 ，所以上述键皆安全。 ncJFB,4  
连轴器的选择 J6( RlHS;  
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 3ES[ N.V#  
二、高速轴用联轴器的设计计算 7l#2,d4  
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ， g y e(/N+I  
计算转矩为 Op/79 ]$  
所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4（GB4323-84），但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL5（GB4323-84） f{^M.G@  
其主要参数如下： x\J;ZiWwW  
材料HT200 M o"JV  
公称转矩 W93JY0Ls9|  
轴孔直径 ， {~p7*j^0  
轴孔长 ， Ng'ZAG;O  
装配尺寸 lKV\1(`  
半联轴器厚 i+X2M-[Ls  
（[1]P163表17-3）（GB4323-84 &J^4Y!gt  
三、第二个联轴器的设计计算 Q%n{*py  
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ， Y=:KM~2hv  
计算转矩为 TI[UX16Tz1  
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） # NN"(I  
其主要参数如下： xjK_zO*dLq  
材料HT200 2l)9Lz=;L  
公称转矩 ;N$0)2w  
轴孔直径 1] %W\RHxo  
轴孔长 ， ?bt`fzX{l  
装配尺寸 qF{DArc  
半联轴器厚 oGJ*Rn)Z  
（[1]P163表17-3）（GB4323-84 2B9 i R  
减速器附件的选择 RrO0uadmn  
通气器 iF [?uF  
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 LmXF`Y$  
油面指示器 KM/U?`6>:  
选用游标尺M16 &}nBenYp  
起吊装置 (aJP: ^  
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 Tf#2"(!  
放油螺塞 .|-l+   
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 c/<Sa|'  
润滑与密封 bB:r]*_ s]  
一、齿轮的润滑 -Wlp=#9  
采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。 crJ7pe9  
二、滚动轴承的润滑 e8AjO$49  
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 Xq,UV  
三、润滑油的选择 M[YTk=IM#  
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。 kqKj7L  
四、密封方法的选取 `dv}a-Q)c  
选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。  (# 6<k  
密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。 af<NMgT2s~  
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 @K$VV^wp  
设计小结 4d^ \l!  
由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。
yyaiyalun123 2011-01-07 14:22
怎么没有附图呢··楼主· ·呜呜呜···
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