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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 d#\W hRE  
设计任务书……………………………………………………1 /9_#U#vhY  
传动方案的拟定及说明………………………………………4 \r;F2C0*i  
电动机的选择…………………………………………………4 }bMWTT  
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 e{C6by"j{S  
传动件的设计计算……………………………………………5 dJl^ADX[@  
轴的设计计算…………………………………………………8 [5Y<7DS  
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 ^~l  $&~  
键联接的选择及校核计算……………………………………16 O >FO>  
连轴器的选择…………………………………………………16 kCA5|u  
减速器附件的选择……………………………………………17 )ooWQ-%P  
润滑与密封……………………………………………………18 -t4 [oB  
设计小结………………………………………………………18 7lU.Ni t  
参考资料目录…………………………………………………18 q# vlBL  
机械设计课程设计任务书 SRCOs1(EK9  
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 / Z!i;@Wf  
一． 总体布置简图 GBbhar},g  
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 g$3> ~D  
二． 工作情况： 4;*f1_;f~  
载荷平稳、单向旋转 A*'V+(  
三． 原始数据 (F8AL6  
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 xK;e\^v  
鼓轮的直径D（mm）：350 NHkL24ve  
运输带速度V（m/s）：0.7 XnXb&@Y  
带速允许偏差（％）：5 ut5yf$%  
使用年限（年）：5 }Bff,q  
工作制度（班/日）：2 Z;b+>2oL  
四． 设计内容 <LA^%2jT  
1. 电动机的选择与运动参数计算； " s]y!BLk  
2. 斜齿轮传动设计计算 jTSOnF}C~+  
3. 轴的设计 < y>:B}9'  
4. 滚动轴承的选择 .wc = ]  
5. 键和连轴器的选择与校核； "l,UOv c  
6. 装配图、零件图的绘制 @ls.&BHUP  
7. 设计计算说明书的编写 J_ J+cRwq  
五． 设计任务 &U &%ka<*  
1． 减速器总装配图一张 cwynd=^nC  
2． 齿轮、轴零件图各一张 R]Qp Mj%o  
3． 设计说明书一份 9Nt3Z >d  
六． 设计进度 CBHc A'L  
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 _e'Y3:  
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 E _iO@  
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 <k]qH-v4  
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 TnE+[.Qu  
传动方案的拟定及说明 nGrVw&  
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。 /#t&~E_|  
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。 #@Y/{[s|@  
电动机的选择 Sz0+ <F#5  
1．电动机类型和结构的选择 wUp)JI  
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。 _;e\:7<m  
2．电动机容量的选择 ,7,;twKz  
1） 工作机所需功率Pw T[.[ g/`  
Pw＝3.4kW HDS"F.l5  
2） 电动机的输出功率 o&-L0]i|  
Pd＝Pw/η dZ2`{@AYY  
η＝ ＝0.904 G6O/(8  
Pd＝3.76kW #":a6%0Q  
3．电动机转速的选择 [Ox(.  
nd＝（i1’•i2’…in’）nw K.DXJ UR  
初选为同步转速为1000r/min的电动机 77We;a  
4．电动机型号的确定 "mZ.V  
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 GLh]G(  
计算传动装置的运动和动力参数 |E|6=%^  
传动装置的总传动比及其分配 (pYYkR"  
1．计算总传动比 A=`* r*  
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： 7B FN|S_l  
i＝nm/nw WE.Tuo5L  
nw＝38.4 p4mY0Y]mP  
i＝25.14 f a5]a  
2．合理分配各级传动比 BGqa-d  
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 y\[r(4h  
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 NWKi ()nA%  
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 (9GbG"   
各轴转速、输入功率、输入转矩 5py R ~+  
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 @"8R3BN  
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 N@1p]\  
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 ,sDr9h/'C3  
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 s4,(26y  
传动比 1 1 5 5 1 ;CmOsA,1  
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 s~$zWx@v  
)H+kB<n  
传动件设计计算 gq4 . d  
1． 选精度等级、材料及齿数 - ]Y wl  
1） 材料及热处理； 7~vqf3ON4J  
选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 kwar}:`  
2） 精度等级选用7级精度； *K)0UKBr  
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； 1xTTJyoq  
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° %#k,6 ;m  
2．按齿面接触强度设计 zM59UQU;  
因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算 J}@GKNm  
按式（10—21）试算，即 v2J0u:#,  
dt≥ RvW.@#EH0  
1） 确定公式内的各计算数值 LK+felL  
（1） 试选Kt＝1.6 detLjlE  
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 4<}A]BQVkJ  
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 ~ hm`uP  
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 ?}sOG?{  
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa p\S8oHWe  
（6） 由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa； 0Hcbkep9D  
（7） 由式10－13计算应力循环次数 e1P7 .n}  
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 93D \R  
N2＝N1/5＝6.64×107 Qp!J:YV  
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 A,c'g}:  
（9） 计算接触疲劳许用应力 I,j3bC  
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 3w'W~  
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa ~zyQ('  
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa #F4X}  
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa e2Jp'93o'  
2） 计算 btQet.  
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t kF-TG3  
d1t≥ = =67.85 hTTfJDF  
（2） 计算圆周速度 uaxB -PZ  
v= = =0.68m/s ^saM$e^c:  
（3） 计算齿宽b及模数mnt CG9ba |  
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm J@` 8(\(  
mnt= = =3.39 *V|zx#RN  
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm BXA]9eK  
b/h=67.85/7.63=8.89 1+^n!$  
（4） 计算纵向重合度εβ J px'W  
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 W5/};K\.  
（5） 计算载荷系数K U;gp)=JNT  
已知载荷平稳，所以取KA=1 qGa<@ b  
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， -eL'KO5'  
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 QUp?i  
由表10—13查得KFβ=1.36 D rTM$)  
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 k1iLnza%  
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 {^wdJZ~QLK  
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 h,]+>`b  
d1= = mm=73.6mm T} 8CfG_ j  
（7） 计算模数mn g7Z9F[d  
mn = mm=3.74 q?i Cc c  
3．按齿根弯曲强度设计 oD,C<[(p  
由式(10—17 mn≥ kY!C_kFcn  
1） 确定计算参数 Tc_do"uU  
（1） 计算载荷系数 sVoR?peQ  
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 %EoH4LzT  
（2） 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，从图10－28查得螺旋角影响系数 Yβ＝0。88 s##Ay{  
(}0S1)7t  
（3） 计算当量齿数 w\DspF  
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 ,'_( DJX  
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 :gaETr  
（4） 查取齿型系数 dXO=ZU/N  
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 @g\;` #l  
（5） 查取应力校正系数 p1^0{ILx  
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 gvo?([j-m  
（6） 计算[σF] ai^t= s  
σF1=500Mpa LE| <O  
σF2=380MPa :rL?1"   
KFN1=0.95 yjd(UWE  
KFN2=0.98 %^!aB  
[σF1]=339.29Mpa ^S=cNSpC  
[σF2]=266MPa M8_R  
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 +"Ub/[J{G1  
= =0.0126 `WlH*p)z9  
= =0.01468 1M/$< kQ-N  
大齿轮的数值大。 - 3]|[  
2） 设计计算 @T/qd>T o  
mn≥ =2.4 HTN$ >QTI  
mn=2.5 tj0Qr-/  
4．几何尺寸计算 P'F~\**5  
1） 计算中心距 J% AG`  
z1 =32.9，取z1=33 a7 =YG6[  
z2=165 yU!GS-  
a =255.07mm 7vq DZg  
a圆整后取255mm p}BGw:=  
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 6lZGcRO  
β=arcos =13 55’50” _'lmCj8L  
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 m:"+J  
d1 =85.00mm 9.]kOs_  
d2 =425mm KcnjF^k  
4） 计算齿轮宽度 22'vm~2E  
b=φdd1 r},lu=em  
b=85mm + "zYn!0  
B1=90mm，B2=85mm nUqL\(UuY  
5） 结构设计 F~'sT}A*  
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。 N5ci};?  
轴的设计计算 FSe5k5  
拟定输入轴齿轮为右旋 ( mt*y]p?  
II轴： EO"6Dq(  
1．初步确定轴的最小直径 4`6< {  
d≥ ＝ =34.2mm Fq4lXlSB  
2．求作用在齿轮上的受力 _1\poAy  
Ft1= =899N k|5k8CRX  
Fr1=Ft =337N S!<"Swf:  
Fa1=Fttanβ=223N； PMY~^S4O  
Ft2=4494N IE}Sdeqi)  
Fr2=1685N .=CH!{j  
Fa2=1115N p$XnOh  
3．轴的结构设计 DEcGFRgN~  
1） 拟定轴上零件的装配方案 S,VyUe4P4  
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 |lY`9-M`I  
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 w?i)/q  
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 E;$$+rA  
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 _V&x`ks  
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 d#4Wj0x  
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 mfz"M)1p1  
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ^t7_3%%w  
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 ;)P5#S!n-  
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。 @H6%G>K,  
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 ,, 7.=#  
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 Eh:yR J_8  
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 88#N~j~P  
6. VI-VIII长度为44mm。 Z|}H^0~7S  
4． 求轴上的载荷 i"< ZVw  
66 207.5 63.5 {x|MA(NO  
Fr1=1418.5N k}#@8n|b  
Fr2=603.5N ^SgN(-QH  
查得轴承30307的Y值为1.6 y1nP F&_  
Fd1=443N i"vDRrDe  
Fd2=189N x!>d 6lgej  
因为两个齿轮旋向都是左旋。 Z rA Um  
故：Fa1=638N 2nJYS2mT7  
Fa2=189N ? S8$5gA  
5．精确校核轴的疲劳强度 oH=4m~'V  
1） 判断危险截面 ? 1GJa]G  
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 y _6r/z^  
2） 截面IV右侧的 9Il'E6 J  
,Io0ZE>`V  
截面上的转切应力为 |I(%7K  
由于轴选用40cr，调质处理，所以 aE}=^%D  
（[2]P355表15-1） w{~" ;[@  
a) 综合系数的计算 ?l(nM+[kSL  
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， w8O hJv  
（[2]P38附表3-2经直线插入） `..EQ BM  
轴的材料敏感系数为 ， ， . c#90RP  
（[2]P37附图3-1） d4Ixuux<3  
故有效应力集中系数为 Sio1Q0  
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， y)0gJP L^  
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） .x]'eq}  
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， ixg\[5.Q+  
（[2]P40附图3-4） HhzkMJR8  
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 6V+V zDo  
b) 碳钢系数的确定 y(V&z"wk[  
碳钢的特性系数取为 ， `Yg7,{A\J  
c) 安全系数的计算  MK<  
轴的疲劳安全系数为 /@6E3lh S  
故轴的选用安全。 t$tsWAmiA[  
I轴： p!C_:Z5i  
1．作用在齿轮上的力 SlR7h$r'  
FH1=FH2=337/2=168.5 b!0'Qidh0  
Fv1=Fv2=889/2=444.5 XC :;Rq'j  
2．初步确定轴的最小直径 cPV5^9\T  
7sCR!0  
3．轴的结构设计 Cm99?K  
1） 确定轴上零件的装配方案 <yis  
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ?.]o_L_K  
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。 nZ"{y  
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。 xV"6d{+  
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。 zuK/(qZ  
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。 d&O'r[S  
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。 tq2-.]Y@U  
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 M-{b  
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 Z83q-  
2） 各段长度的确定 ?ykVfO'  
各段长度的确定从左到右分述如下： `i"$*4#<  
a) 该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。 38Bnf  
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 <\B],M1=s=  
c) 该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。 x8\E~6`,  
d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm（采用油润滑），轴承宽18.25mm，定为41.25mm。 Y:DNu9  
e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为57mm。 Z&AHM &,yj  
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm 45]Ym{]  
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 n$XMsl.>  
W=62748N.mm Bl>_&A)  
T=39400N.mm nXx6L!HJ#  
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 >xhd[  
sURUQ  H  
III轴 QCZ,K" y  
1．作用在齿轮上的力 Zm"!E6`69  
FH1=FH2=4494/2=2247N <B|n<R<?  
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N :DS2zA  
2．初步确定轴的最小直径 [Q2S3szbt6  
3．轴的结构设计 <Tj"GVZAEO  
1） 轴上零件的装配方案 oO!1  
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 S3%.-)ib  
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII pko!{,c  
直径 60 70 75 87 79 70 F{a0X0ru~  
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 jhjW* F<u  
=:t@;y  
5．求轴上的载荷 gb!@OZ c  
Mm=316767N.mm ^.pE`l%1}  
T=925200N.mm / K2.V@T  
6. 弯扭校合 D=5t=4^H(  
滚动轴承的选择及计算 ,kGw;8X  
I轴： rf1wS*uU+  
1．求两轴承受到的径向载荷 ZuF4N=;  
5、 轴承30206的校核 Thht_3_C,f  
1） 径向力 ,H#qgnp  
2） 派生力 r| 6S  
3） 轴向力 7?n* t  
由于 ， `? 9] '  
所以轴向力为 ， "w:\@Jwu(  
4） 当量载荷 {2'74  
由于 ， ， s +y'<88  
所以 ， ， ， 。 ^C,/T2>  
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 fl5UY$a2-  
5） 轴承寿命的校核 jm#F*F vL  
II轴： d[P>jl%7  
6、 轴承30307的校核 wB1-|= K1  
1） 径向力 g%fJyk'  
2） 派生力 Cn6n4, 0  
， 5'{qEZs^QU  
3） 轴向力  "df13U"  
由于 ， !~w6"%2+7  
所以轴向力为 ， Xn ZX *Y]"  
4） 当量载荷 }v'PY/d.  
由于 ， ， #(26t _a  
所以 ， ， ， 。 rlUdAa3  
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 !S > |Qh  
5） 轴承寿命的校核 +hyWo]nW0  
III轴： vP87{J*DE1  
7、 轴承32214的校核 mvL0F%\.\  
1） 径向力 VFO&)E/-  
2） 派生力 Z)6nu)  
3） 轴向力 [#P`_hx  
由于 ， jr#g>7yM  
所以轴向力为 ， #<WyId(  
4） 当量载荷 ^NnU gj  
由于 ， ， Ls$g-k%c@Q  
所以 ， ， ， 。 ]\os`At  
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 e8P!/x-y  
5） 轴承寿命的校核 hI>rtaY_  
键连接的选择及校核计算 :UJUh/U  
nX.sh  
代号 直径 4MF}FS2)  
（mm） 工作长度 ^b `>/>  
（mm） 工作高度 VT.{[Kl  
（mm） 转矩 eB/hyC1  
（N•m） 极限应力 ,d [b"]Zy  
（MPa） $v bAcWj  
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 (h@yA8>n  
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 +VpE-X=T  
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 W1vAK  
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 Z564K7IV  
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 6t mNfI34  
由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为 ，所以上述键皆安全。 '__3[D  
连轴器的选择 B 1ZHV^  
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 8yo6v3JqC  
二、高速轴用联轴器的设计计算 f{ 4G  
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ， "/K&qj  
计算转矩为 <}Wy;!L  
所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4（GB4323-84），但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL5（GB4323-84） @tv];t  
其主要参数如下： M_.,c Vk  
材料HT200 DneSzqO"o  
公称转矩 O]%m{afM  
轴孔直径 ， luz%FY:  
轴孔长 ， uI-7 6  
装配尺寸 ^q N1~v=hS  
半联轴器厚 7Ae,|k  
（[1]P163表17-3）（GB4323-84 uA/.4 b  
三、第二个联轴器的设计计算 I#hg(7|",  
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ， 0*:hm%g  
计算转矩为 'hi\98y  
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） at(p,+ %  
其主要参数如下： c'Tu,-  
材料HT200 \gzwsT2&  
公称转矩 <pl2 dxy  
轴孔直径 w3bH|VnU8;  
轴孔长 ， <%#y^_  
装配尺寸 |e[0Qo@  
半联轴器厚 *=0r>]  
（[1]P163表17-3）（GB4323-84 2:5gMt  
减速器附件的选择 ,t&-`U]AX  
通气器 %FI6\ |`M  
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 8OtUY}R  
油面指示器 '%RK KA  
选用游标尺M16 gsR9M%mv  
起吊装置 &eS70hq  
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 bq&S?! =s  
放油螺塞 0V,MDX}#_  
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 }nY^T&?`  
润滑与密封 |mE +f]7$  
一、齿轮的润滑 @[kM1:G-F{  
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。 ]j$p_s>  
二、滚动轴承的润滑 dQ|Ht[ s=  
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 MMr7,?,$  
三、润滑油的选择 HN~4-6[q  
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。 ec[[OIO  
四、密封方法的选取 iE gM ~  
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。 R}6la.mQ  
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。 vrnj}f[h  
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 m'"VuH?^  
设计小结 ow$l!8  
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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