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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 =]fOQN`  
设计任务书……………………………………………………1 :Tcvj5  
传动方案的拟定及说明………………………………………4 9;7|MPbR  
电动机的选择…………………………………………………4 Zmc"  
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 HO_!/4hrU  
传动件的设计计算……………………………………………5 G' '9eV$  
轴的设计计算…………………………………………………8 Ie]k/qw+Y  
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 O))YJh"'_  
键联接的选择及校核计算……………………………………16 nw-%!}Ot"  
连轴器的选择…………………………………………………16 at+Nd K  
减速器附件的选择……………………………………………17 HcQ)XJPK  
润滑与密封……………………………………………………18 LC, 6hpmh  
设计小结………………………………………………………18 dKQu  
参考资料目录…………………………………………………18 yvWM]A  
机械设计课程设计任务书 ()Q#@?c~  
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 nB;[;dC z  
一． 总体布置简图 $@HW|Y  
1—电动机；2—联轴器；3—齿轮减速器；4—带式运输机；5—鼓轮；6—联轴器 P84= .* >  
二． 工作情况： nX_w F`n"  
载荷平稳、单向旋转 YuUJgt .1  
三． 原始数据 &n'@L9v81  
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 K!,9qH  
鼓轮的直径D（mm）：350 5gSe=|we*p  
运输带速度V（m/s）：0.7 @u @,Edh  
带速允许偏差（％）：5 j#jwK(:]  
使用年限（年）：5 ,MjlA{0  
工作制度（班/日）：2 %i) 0sE T  
四． 设计内容 ;4QE.&s`  
1. 电动机的选择与运动参数计算； 0|DyYu  
2. 斜齿轮传动设计计算 jf.WmiDC  
3. 轴的设计 ^;sE)L6  
4. 滚动轴承的选择 H0f]Swh0a  
5. 键和连轴器的选择与校核； . {vMn0c  
6. 装配图、零件图的绘制 q2P_37  
7. 设计计算说明书的编写 S6<#] 6 Z  
五． 设计任务 7_R[ =t  
1． 减速器总装配图一张 zZW5M^z8  
2． 齿轮、轴零件图各一张 "%YVAaN  
3． 设计说明书一份 ceuEsQ}  
六． 设计进度 u2S8D uJ  
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 *nK4XgD  
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 UX'q64F!  
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 9PUobV_^Wo  
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 i#aKW'  
传动方案的拟定及说明 4F"%X &$  
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。 #^}s1 4n  
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。 YwS/O N  
电动机的选择 2Ab`i!#  
1．电动机类型和结构的选择 o:B?hr'\  
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。 >`l^ C  
2．电动机容量的选择 'ka}x~EF  
1） 工作机所需功率Pw 'jXJ!GFw  
Pw＝3.4kW <iBn-EG l>  
2） 电动机的输出功率 |l-O e  
Pd＝Pw/η D~FIv  
η＝ ＝0.904 /BN=Kl]  
Pd＝3.76kW Y4+ ]5;B8  
3．电动机转速的选择 2tg07  
nd＝（i1’•i2’…in’）nw B@@tKn_CQ  
初选为同步转速为1000r/min的电动机 X f{9rZ+  
4．电动机型号的确定 _kc}:  
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 xSqr=^  
计算传动装置的运动和动力参数  9I:3  
传动装置的总传动比及其分配 } lXor~_i  
1．计算总传动比 H& $M/`  
由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为： H|$ *HQm  
i＝nm/nw hE E1i  
nw＝38.4 Cd ]g+R}j  
i＝25.14 A)gSOC{3F)  
2．合理分配各级传动比 }(!rB#bf  
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 Kf6 D)B 26  
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 gi>W&6  
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 (! 8y~n 1  
各轴转速、输入功率、输入转矩 P @J)S ?  
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 }ik N  
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 s)?GscPG!  
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 OnU-FX<  
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 ;n.h!wmJ}  
传动比 1 1 5 5 1 F2MC)&#  
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 WFzM s  
>5E1y!  
传动件设计计算 >4q6  
1． 选精度等级、材料及齿数 E#3tkFF0Z[  
1） 材料及热处理； Q3Z?Z;2aR  
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。 yeMe2Zx  
2） 精度等级选用7级精度； c^cr_ i  
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； Vc6 >i|"-O  
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° fq4uiFi<  
2．按齿面接触强度设计 I5Ty@J#  
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 H!6+x*P0  
按式（10—21）试算，即 4c qf=  
dt≥ O)DAYBv^  
1） 确定公式内的各计算数值 y>:U&P^  
（1） 试选Kt＝1.6 7=NKbv]  
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 >|`1aCg,  
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 L0I |V[  
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 .S1MxZhbP  
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa 1M 6^Brx  
（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； ]jPP]Z:y  
（7） 由式10－13计算应力循环次数 WJ)4rQ$o  
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 9 ~$E+ m(  
N2＝N1/5＝6.64×107 Q^=0p0  
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 Kv:Rvo  
（9） 计算接触疲劳许用应力 *wsZ aQ  
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 u.G aMl4 (  
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa Q1{9>NI  
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa =}@1Z~  
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa DUH DFG  
2） 计算 oX*;iS X  
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t uix/O*^  
d1t≥ = =67.85 {-Mjs BR  
（2） 计算圆周速度 \YFM5l;IU  
v= = =0.68m/s LE)$_i8gX  
（3） 计算齿宽b及模数mnt C@[U:\  
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm +S+=lu _  
mnt= = =3.39 H:9G/Nev  
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm 34[TM3L].  
b/h=67.85/7.63=8.89 y"ss<`Cn  
（4） 计算纵向重合度εβ ?Z4%u8Krvz  
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 #_`q bIOAj  
（5） 计算载荷系数K *0eV9!y  
已知载荷平稳，所以取KA=1 WRA(k  
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， |:Maa6(W  
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 $TS97'$  
由表10—13查得KFβ=1.36 kj.9\  
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 KF5r?|8 M  
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 m2YsE  j7  
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 '\+"3!$  
d1= = mm=73.6mm >@ xe-0z  
（7） 计算模数mn !*HJBZ]q  
mn = mm=3.74 r b\t0tg  
3．按齿根弯曲强度设计 |Ldvfd  
由式(10—17 mn≥ <2]D3,.g.  
1） 确定计算参数 1Sza%D;3  
（1） 计算载荷系数 g]c6_DMfb1  
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 .Pte}pM"v  
（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$(%?,yf2  
i7v =o#  
（3） 计算当量齿数 'ey62-^r6  
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 O9o]4;  
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 ](8F]J ,  
（4） 查取齿型系数 W}2!~ep!  
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 b62B|0i  
（5） 查取应力校正系数 Q4/BpKL  
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 5~T+d1md  
（6） 计算[σF] $~/cxLcT  
σF1=500Mpa w)RedJnf  
σF2=380MPa ;UUgqX#  
KFN1=0.95 HRjbGc|[  
KFN2=0.98 A+frKoi  
[σF1]=339.29Mpa HB$?}V  
[σF2]=266MPa l?rLadvc  
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 Rm79mh9  
= =0.0126 vdQ#C G$/  
= =0.01468 >SL mlK  
大齿轮的数值大。 QtXiUx^ k<  
2） 设计计算 &Td)2Wt  
mn≥ =2.4 J7- vB",U  
mn=2.5 )8eb(!}7  
4．几何尺寸计算 HwZl"!;Mry  
1） 计算中心距 W[qy4\.B  
z1 =32.9，取z1=33 r}^1dO  
z2=165 b SgbvnJ  
a =255.07mm k~K;r8D/  
a圆整后取255mm Ovj^ 7r:<s  
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 TXXG0 G  
β=arcos =13 55’50” s :BW}PM  
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 mvc ;.+  
d1 =85.00mm ? daxb  
d2 =425mm {:VK}w  
4） 计算齿轮宽度 <?}pCX/O  
b=φdd1 C& XPn;f  
b=85mm ceD6q~)  
B1=90mm，B2=85mm 2 'D,1F  
5） 结构设计 %eW7AO>  
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。 Fw{#4  
轴的设计计算 vM!2?8bEFd  
拟定输入轴齿轮为右旋 _u u&?<h  
II轴： mCk_c  
1．初步确定轴的最小直径 |e+3d3T35  
d≥ ＝ =34.2mm  U#K4)(C  
2．求作用在齿轮上的受力 <H-kR\HF  
Ft1= =899N z~tdLtcX  
Fr1=Ft =337N 5@ td0  
Fa1=Fttanβ=223N； ebNRZJ?C,  
Ft2=4494N <nG}]Smd7  
Fr2=1685N o<Mcc j  
Fa2=1115N $'_Q@ZBq  
3．轴的结构设计 lo'#dpt<  
1） 拟定轴上零件的装配方案 UBM#~~sM  
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 3D!7,@&>3  
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 3)LS#=  
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 vE8'B^h1  
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 , %8)I("  
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 yufw}Lo-  
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 7-n HPDp'  
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 bp}97ZQ  
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 t?)]xS)  
2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm，轴承和箱体的间隙4mm，所以长度为16mm。 #3LZX!  
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 P]y{3y:XxM  
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 ?E V^H-rr  
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 {jQLr7'  
6. VI-VIII长度为44mm。 jPZ+~:m+  
4． 求轴上的载荷 2)\MxvfOh  
66 207.5 63.5 z"\w9 @W  
Fr1=1418.5N Rx"+i0  
Fr2=603.5N 5 -|7I7(G$  
查得轴承30307的Y值为1.6 htL1aQ.  
Fd1=443N `8O Bw  
Fd2=189N N%Y!{k5T7  
因为两个齿轮旋向都是左旋。 iHf):J?8 y  
故：Fa1=638N ^W%F?#ELN2  
Fa2=189N J%xUO1  
5．精确校核轴的疲劳强度 ar,v/l>d4N  
1） 判断危险截面 _z%~ m2SP  
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 O;V^Fk(  
2） 截面IV右侧的 R[m{"2|,Lc  
cC/32SmY4  
截面上的转切应力为 dMsS OP0E  
由于轴选用40cr，调质处理，所以 \?Z7|   
（[2]P355表15-1） dZf1iFCP  
a) 综合系数的计算 +cYDz#3%  
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， 2ib,33 Z  
（[2]P38附表3-2经直线插入） WHOy\j},V  
轴的材料敏感系数为 ， ， P*K"0[\n  
（[2]P37附图3-1） *,:2O&P  
故有效应力集中系数为 5[B)U">]  
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， OvwoU=u  
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3）  !O`j  
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， -EFdP]XO  
（[2]P40附图3-4） Hf1b&8&:K  
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 n/*" 2  
b) 碳钢系数的确定 SDSP4W5  
碳钢的特性系数取为 ， GhcH"D%-  
c) 安全系数的计算 TJW8l[M  
轴的疲劳安全系数为 [:(O`#  
故轴的选用安全。 eFf9T@  
I轴： U&Atgv  
1．作用在齿轮上的力 "+qZv(  
FH1=FH2=337/2=168.5 R1Q,m  
Fv1=Fv2=889/2=444.5 G,P k3>I'  
2．初步确定轴的最小直径 6|n3Q$p  
vRW;{,d  
3．轴的结构设计 {g1R?W\LZ  
1） 确定轴上零件的装配方案 L>WxAeyu1K  
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 "%dENK  
d) 由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mm。 ;g+fY 6  
e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30。 tBZ?UAe;  
f) 该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30207型，即该段直径定为35mm。 =HIKn6C<  
g) 该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。 ;*FY+jM  
h) 为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为46mm。 IN#/~[W  
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 5&L*'kV@  
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 d!Y%7LmSE@  
2） 各段长度的确定 {|<r7K1<  
各段长度的确定从左到右分述如下： IQ~Anp^R  
a) 该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。 )>Z@')Uk:  
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 Er$&}9G+-  
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。 uX{g4#eG  
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。 ngd4PN>{4  
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。 fMW=ss^fu-  
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm ' Gx\  
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 R\5fl[  
W=62748N.mm QFhyidm=]  
T=39400N.mm mKV31wvK}  
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 Td7Q%7p:  
N~`r;E  
III轴 F/tRyq`D  
1．作用在齿轮上的力 Sa.nUj{M=  
FH1=FH2=4494/2=2247N Zg4wd/y?  
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N gwg~4:W  
2．初步确定轴的最小直径 .9g :-hv  
3．轴的结构设计 .Q@]+&`|}i  
1） 轴上零件的装配方案 &pz`gna  
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 <.BY=z=H  
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII \ E5kpm  
直径 60 70 75 87 79 70 6wq%4RI0  
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 vKdS1Dn1  
i^ILo,Q  
5．求轴上的载荷 Vz!{nL0Q(  
Mm=316767N.mm "OkZ [E)  
T=925200N.mm |@R/JGB^  
6. 弯扭校合 Dq!YB[Z$:  
滚动轴承的选择及计算 z1tCSt}7f  
I轴： @ZV>Cl@%2  
1．求两轴承受到的径向载荷 +mKII>{  
5、 轴承30206的校核 m)6-D-&7  
1） 径向力 }I`o%GL  
2） 派生力 AtAu$"ue  
3） 轴向力 e(DuJ-  
由于 ， /9P7;1?  
所以轴向力为 ， 7Ot&]M  
4） 当量载荷 ?h#F& y  
由于 ， ， tI9p2!  
所以 ， ， ， 。 #q&N d2y  
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 Z%3)w.  
5） 轴承寿命的校核 ,~l4-x.,  
II轴： bsI?=lO  
6、 轴承30307的校核 -I#<?=0B  
1） 径向力 C^U>{jf !  
2） 派生力 =PjdL3 2  
， K3rsew n  
3） 轴向力 z!k  
由于 ， qCm%};yt  
所以轴向力为 ， =3 ;! 5P  
4） 当量载荷 ~1,$  
由于 ， ， "zFTPL"  
所以 ， ， ， 。 oVfRp.a  
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 t`V U<  
5） 轴承寿命的校核 Di$++T8"  
III轴： 4Xv."L  
7、 轴承32214的校核 4!'4 l=jO  
1） 径向力 ukD:4s v  
2） 派生力 0? KvR``Aj  
3） 轴向力 [>QzT"=  
由于 ，  .^rs VNG  
所以轴向力为 ， }Q,BI*}*  
4） 当量载荷 9Z3Y,`R,  
由于 ， ， MP Q?Q]'  
所以 ， ， ， 。 k)9 pkPl  
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 8}Maj  
5） 轴承寿命的校核 }~<9*M-P  
键连接的选择及校核计算 Y#U0g|UDn  
GN|xd+O_  
代号 直径 }.<]A  
（mm） 工作长度 dFnu&u"  
（mm） 工作高度 ;,B $lgF  
（mm） 转矩 vFgnbWxG  
（N•m） 极限应力 dJ{'b '#  
（MPa） U owbk:  
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 DwXSlsN3v  
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 Rd1I$| Y  
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 hBW,J$B  
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 Bjb8#n04  
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 M8FC-zFs  
由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为 ，所以上述键皆安全。 @Y&(1Wl  
连轴器的选择 9NC'iFQ#  
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 vH?3UW  
二、高速轴用联轴器的设计计算 c 9zMI  
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ， @c%h fI  
计算转矩为 iN+&7#x;/  
所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4（GB4323-84），但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL5（GB4323-84） ~_4$|WKl  
其主要参数如下： ~NwX,-ri  
材料HT200 >t $^U  
公称转矩 r@H7J 5<Y-  
轴孔直径 ， 59a7%w  
轴孔长 ， T`Qg+Q$  
装配尺寸 4Mj cx.21  
半联轴器厚 E uk[ @1  
（[1]P163表17-3）（GB4323-84 >xm:?WR  
三、第二个联轴器的设计计算 )^Md ^\?  
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 ， 1Qo2Z;h@  
计算转矩为 C;eM:v0A[  
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） tt]ZGn*  
其主要参数如下： 1\if XJ  
材料HT200 kQ $.g<  
公称转矩 ?\T):o;/  
轴孔直径 w 8oIq*  
轴孔长 ， ;rJ/Diz!g  
装配尺寸 +Zi@+|"BCN  
半联轴器厚 '0E^th#u-0  
（[1]P163表17-3）（GB4323-84 PQ`~qM:3st  
减速器附件的选择 mM;p 7 sJ  
通气器 D7(kkr:r  
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 p#fV|2'  
油面指示器 ; Uf]-uS  
选用游标尺M16 ]tDuCZA  
起吊装置 a2`|6M;  
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 d"hW45L  
放油螺塞 !&8HA   
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 Oxhc!9F  
润滑与密封 P[bj {lo  
一、齿轮的润滑 /?g:`NT  
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。 *we*IhIP  
二、滚动轴承的润滑 h(wu5G0C#u  
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 f<aJiVP  
三、润滑油的选择 &KZr`"cT#  
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。 xHY#"   
四、密封方法的选取 d%='W|i\p&  
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。 %N }0,a0  
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。 2W 9N-t2 1  
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 9Jhc5G  
设计小结 1'>wrGr  
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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