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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 (~6D`g`B  
设计任务书……………………………………………………1 #nD]G#>e  
传动方案的拟定及说明………………………………………4 6m~N2^z  
电动机的选择…………………………………………………4 ;R_H8vp  
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 1edeV48{:  
传动件的设计计算……………………………………………5 !kTI@103Wd  
轴的设计计算…………………………………………………8 R_vF$X'Ow  
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 + a,x  
键联接的选择及校核计算……………………………………16 Rk8oshS+2  
连轴器的选择…………………………………………………16 xJ);P.  
减速器附件的选择……………………………………………17 F> H5 ww9E  
润滑与密封……………………………………………………18 6EX_IDb  
设计小结………………………………………………………18 R5,ISD +s  
参考资料目录…………………………………………………18 [z2jR(+`U  
机械设计课程设计任务书 Fk-}2_=v i  
题目:设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器 +o4W8f=Ga  
一. 总体布置简图 7m<;"e)  
1—电动机;2—联轴器;3—齿轮减速器;4—带式运输机;5—鼓轮;6—联轴器 Ag82tDL[u  
二. 工作情况: yP~O C|Z  
载荷平稳、单向旋转 Iq[ d5)M4  
三. 原始数据 dsUt[z1w5  
鼓轮的扭矩T(N•m):850 ZLS\K/F>>=  
鼓轮的直径D(mm):350 O>M4%p  
运输带速度V(m/s):0.7 G@N-+  
带速允许偏差(%):5 mu>L9Z~(L_  
使用年限(年):5 !&f>,?wlP  
工作制度(班/日):2 L'@@ewA  
四. 设计内容 &^I2NpT  
1. 电动机的选择与运动参数计算; dfa^5`_  
2. 斜齿轮传动设计计算 zz7#g U  
3. 轴的设计 7rZE7+%]  
4. 滚动轴承的选择 VGVb3@  
5. 键和连轴器的选择与校核; D-S"?aO-  
6. 装配图、零件图的绘制 :&'[#%h8  
7. 设计计算说明书的编写 y.6Yl**l  
五. 设计任务 w(EUe4 w{  
1. 减速器总装配图一张 a9sbB0q-K@  
2. 齿轮、轴零件图各一张 ?j:g.a+U  
3. 设计说明书一份 q=J8SvSRl  
六. 设计进度 M,R**z  
1、 第一阶段:总体计算和传动件参数计算 {Rv0@)P$  
2、 第二阶段:轴与轴系零件的设计 .!^}sp,E  
3、 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 ]iHSUP  
4、 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 5/f"dX  
传动方案的拟定及说明 <0M 2qt8  
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。 LPRvzlY=  
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。 q(n PI  
电动机的选择 .}4^b\   
1.电动机类型和结构的选择 @krh<T6|  
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。 OV+|j  
2.电动机容量的选择 ndE"v"_H  
1) 工作机所需功率Pw 7K`Z<v&*  
Pw=3.4kW RX cfd-us  
2) 电动机的输出功率 $psPNJG  
Pd=Pw/η Y *?hA'  
η= =0.904 r1R\cor  
Pd=3.76kW vk K8D#K  
3.电动机转速的选择 -SeHz.` N  
nd=(i1’•i2’…in’)nw Mf_urbp]  
初选为同步转速为1000r/min的电动机 1<n'F H3  
4.电动机型号的确定 0/~20KD{s  
由表20-1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW,满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求 6qYK"^+xu  
计算传动装置的运动和动力参数 "NOll:5"(  
传动装置的总传动比及其分配 FC&841F  
1.计算总传动比 kWm[Lt  
由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为: ~z$+uK  
i=nm/nw _2 Hehw  
nw=38.4 '6zk> rN  
i=25.14 47yzI-1H+  
2.合理分配各级传动比 ;]A:(HSZj  
由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。 ZhnRsn9  
因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5 (V:)`A_-  
速度偏差为0.5%<5%,所以可行。 )ipTm{  
各轴转速、输入功率、输入转矩 I;rh(FMV  
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 CWx_9b zk  
转速(r/min) 960 960 192 38.4 38.4 i^_?C5  
功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57 = t!$72g\  
转矩(N•m) 39.8 39.4 191 925.2 888.4 c[zaYcbl  
传动比 1 1 5 5 1 7a5G,C#QQ  
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 b[;Zl<  
~H\1dCW  
传动件设计计算 <HMmsw  
1. 选精度等级、材料及齿数 {Ip)%uR  
1) 材料及热处理; 34s>hm=0.  
选择小齿轮材料为40Cr(调质),硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢(调质),硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。 } :9UI  
2) 精度等级选用7级精度; 88~ lP7J  
3) 试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的; LP:U6 Z  
4) 选取螺旋角。初选螺旋角β=14° 3uJ>:,~r  
2.按齿面接触强度设计 =CGB}qU l0  
因为低速级的载荷大于高速级的载荷,所以通过低速级的数据进行计算 I?#B_R#  
按式(10—21)试算,即 "Wz74ble  
dt≥ p5?8E$VHV  
1) 确定公式内的各计算数值 NWt5)xl  
(1) 试选Kt=1.6 r]yI5 ;  
(2) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433 jB-wJNP/  
(3) 由表10-7选取尺宽系数φd=1 ^,,lo<d_L  
(4) 由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62 jQRl-[n  
(5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa W;y ,Xs  
(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; `bMwt?[*  
(7) 由式10-13计算应力循环次数 y_A7CG"^  
N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8 {q^?Rw  
N2=N1/5=6.64×107 )uxXG `,h  
(8) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.98 kO'_g1f<[  
(9) 计算接触疲劳许用应力 _;8+L\  
取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得 "Qfw)!#  
[σH]1==0.95×600MPa=570MPa 8iKupaaOX  
[σH]2==0.98×550MPa=539MPa l.AG^b  
[σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa !PuW6  
2) 计算 kf>L  
(1) 试算小齿轮分度圆直径d1t ` 8OA:4).  
d1t≥ = =67.85 8^)K|+_'m  
(2) 计算圆周速度 lgei<\6~n5  
v= = =0.68m/s a]nyZdt`  
(3) 计算齿宽b及模数mnt &.`/ln  
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm ;y%C\YB#  
mnt= = =3.39 [2Rw)!N  
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm B%^ $fJ|  
b/h=67.85/7.63=8.89 ]CZ&JL  
(4) 计算纵向重合度εβ lL]8~3b  
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 &Dw8GU}1  
(5) 计算载荷系数K i=DoK{`L  
已知载荷平稳,所以取KA=1 ?> SH`\  
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, elw}(l<F  
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 o])2_e5  
由表10—13查得KFβ=1.36 &] euL:C  
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 N,Ys}qP  
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 7.DAwx.HYK  
(6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得 q)E J?-  
d1= = mm=73.6mm a eo/4  
(7) 计算模数mn ;zZGV4Qc~  
mn = mm=3.74 p@x1B &Z  
3.按齿根弯曲强度设计 A"` (^#a  
由式(10—17 mn≥ kTe0"  
1) 确定计算参数 {S;/+X,  
(1) 计算载荷系数 ~IP3~m D  
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 EPMdR66  
(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 d}e/f)(  
2 - ?  
(3) 计算当量齿数 _O*"_^6  
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 yg-uL48q  
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 7<?~A6  
(4) 查取齿型系数 \%ZF<sV W  
由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172 wtL_c  
(5) 查取应力校正系数 %`Q<_LTU  
由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798 !`-/E']/  
(6) 计算[σF] *=O~TY<](  
σF1=500Mpa m+Bt9|d  
σF2=380MPa ZZXQCP6]  
KFN1=0.95 Gj}P6V _  
KFN2=0.98 L8zY?v(bG  
[σF1]=339.29Mpa .5PcprE/  
[σF2]=266MPa B{0m0-l  
(7) 计算大、小齿轮的 并加以比较 8`/nk `;  
= =0.0126 nS}XY  
= =0.01468 e2 ?7>?  
大齿轮的数值大。 $A/$M\ :  
2) 设计计算 b-x,`s  
mn≥ =2.4 h) . ([  
mn=2.5 l'2a?1/q  
4.几何尺寸计算 f/:XIG  
1) 计算中心距 k^IC"p Uc  
z1 =32.9,取z1=33 6k=ink-/  
z2=165 O)tZ`X;  
a =255.07mm 1x^(vn#=  
a圆整后取255mm >|[74#}7  
2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 JRC+>'}Xj  
β=arcos =13 55’50” ttwfWfX  
3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 i-b++R/WN  
d1 =85.00mm hl[!4#b]K  
d2 =425mm HZ1e~IIw  
4) 计算齿轮宽度 P*# H]Pv  
b=φdd1 3PEv.hGx  
b=85mm [8VB"{{&  
B1=90mm,B2=85mm bw8~p%l?  
5) 结构设计 JRm:hf'  
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。 W:7oGZ>4  
轴的设计计算 <[H1S@{W  
拟定输入轴齿轮为右旋 <Cvlz^K[  
II轴: w6fVZY4  
1.初步确定轴的最小直径 >HUU`= SC  
d≥ = =34.2mm GB(o)I#h  
2.求作用在齿轮上的受力 z~/z>_y$nv  
Ft1= =899N v [_C^;  
Fr1=Ft =337N =-`}(b2N  
Fa1=Fttanβ=223N; "b!EtlT9  
Ft2=4494N ['MG/FKuv  
Fr2=1685N l!plw,PYC  
Fa2=1115N 1A4!zqT;  
3.轴的结构设计 4*4s{twG  
1) 拟定轴上零件的装配方案 &cSTem 0  
i. I-II段轴用于安装轴承30307,故取直径为35mm。 [=Y@Ul  
ii. II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为44mm。 (>x4X@b  
iii. III-IV段为小齿轮,外径90mm。 DAG2pc8zA  
iv. IV-V段分隔两齿轮,直径为55mm。 c]>s(/}T  
v. V-VI段安装大齿轮,直径为40mm。 9=j"kXFf  
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为35mm。 Y{TzN%|LV  
2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 X=Q)R1~6v  
1. I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。 F#X&Tb{  
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。 XHgwK @GU  
3. III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。 vs/.'yD/C  
4. IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。 0sv#* &0=  
5. V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。 4|uh&4"*@W  
6. VI-VIII长度为44mm。 X ?/C9  
4. 求轴上的载荷 dyRKmLb  
66 207.5 63.5 zo-hH8J:  
Fr1=1418.5N u=h:d+rq@  
Fr2=603.5N U5]{`C0H?  
查得轴承30307的Y值为1.6 i2SR.{&  
Fd1=443N ~a:0Q{>a  
Fd2=189N {H+~4XG  
因为两个齿轮旋向都是左旋。 \ %Er%yv)  
故:Fa1=638N NKD<VMcqw  
Fa2=189N LMf_wsp  
5.精确校核轴的疲劳强度 \`\& G-\  
1) 判断危险截面 CA)DQYp{  
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 `H6-g=C  
2) 截面IV右侧的 IWvLt  
D9M<>Xz)  
截面上的转切应力为 n*6Oa/JG7  
由于轴选用40cr,调质处理,所以 %e2,p&0G  
([2]P355表15-1) {OP[Rrm  
a) 综合系数的计算 7q<2k_3<  
由 , 经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为 , , [R[]&\W  
([2]P38附表3-2经直线插入) @U CGsw  
轴的材料敏感系数为 , , $<.\,wW*'w  
([2]P37附图3-1) :?%$={m  
故有效应力集中系数为 =m.Lw  
查得尺寸系数为 ,扭转尺寸系数为 , rmS.$h@7 m  
([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3) oa(R,{_*q  
轴采用磨削加工,表面质量系数为 , A*jU&3#  
([2]P40附图3-4) )mw#MTv<[  
轴表面未经强化处理,即 ,则综合系数值为 T u>5H`  
b) 碳钢系数的确定 ?IR]y-r  
碳钢的特性系数取为 , QFMR~6 ?  
c) 安全系数的计算 1'or[Os3=  
轴的疲劳安全系数为 ~Rd,jfx  
故轴的选用安全。 pj:s+7"t  
I轴: vt@5Hb)  
1.作用在齿轮上的力 "c8 -xG  
FH1=FH2=337/2=168.5 =e2|:Ba!  
Fv1=Fv2=889/2=444.5 '\8gY((7   
2.初步确定轴的最小直径 *Y"Kbn 6  
^'j? { @  
3.轴的结构设计 b(JQ>,hX  
1) 确定轴上零件的装配方案 jC3ta  
2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ol QT r  
d) 由于联轴器一端连接电动机,另一端连接输入轴,所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制,选为25mm。 oc+TsVt  
e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠,定位轴肩高度应达2.5mm,所以该段直径选为30。 hK F*{,'  
f) 该段轴要安装轴承,考虑到轴肩要有2mm的圆角,则轴承选用30207型,即该段直径定为35mm。 1p&e:v  
g) 该段轴要安装齿轮,考虑到轴肩要有2mm的圆角,经标准化,定为40mm。 xj8 yQ Y1  
h) 为了齿轮轴向定位可靠,定位轴肩高度应达5mm,所以该段直径选为46mm。 N `-\'h  
i) 轴肩固定轴承,直径为42mm。 ~NT2QY5!K  
j) 该段轴要安装轴承,直径定为35mm。 5VD(fW[OW]  
2) 各段长度的确定 iV#sMJN9  
各段长度的确定从左到右分述如下: jFbj)!;  
a) 该段轴安装轴承和挡油盘,轴承宽18.25mm,该段长度定为18.25mm。 W^{zlg  
b) 该段为轴环,宽度不小于7mm,定为11mm。 q`1"]gy.  
c) 该段安装齿轮,要求长度要比轮毂短2mm,齿轮宽为90mm,定为88mm。 jdz]+Q`jq  
d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm(采用油润滑),轴承宽18.25mm,定为41.25mm。 VfWU-lJ  
e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸,定为57mm。 G?`{OW3:_  
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm jc rLUs+\  
4.按弯扭合成应力校核轴的强度 ~6YTm6o  
W=62748N.mm kr ,&aP<,  
T=39400N.mm !C13E lf  
45钢的强度极限为 ,又由于轴受的载荷为脉动的,所以 。 e ]-fb{oVH  
Er /:iO)_  
III轴 j#:IG/)GL  
1.作用在齿轮上的力 Cngi5._Lb  
FH1=FH2=4494/2=2247N qiEw[3Za]'  
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N .V~z6  
2.初步确定轴的最小直径 }7?n\I+n"  
3.轴的结构设计 =PU! hZj"L  
1) 轴上零件的装配方案 @ sLb=vb  
2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ViZ Tl~  
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII X5[.X()M4  
直径 60 70 75 87 79 70 +H"[WZ5  
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 >3aB{[[N  
1ym^G0"s  
5.求轴上的载荷 7]\_7L|>]  
Mm=316767N.mm 'uy\vR&Pz  
T=925200N.mm 2bIP.M2Fs  
6. 弯扭校合 8v{0=9,Z  
滚动轴承的选择及计算 ;t6)(d4z?  
I轴: LtrE;+%2oz  
1.求两轴承受到的径向载荷 w3hG\2)[HS  
5、 轴承30206的校核 =:neGqd\_E  
1) 径向力 4~8!3JH39  
2) 派生力 9):h %o  
3) 轴向力 <!qN<#$y  
由于 , 2!@ER i  
所以轴向力为 , LIah'6qR  
4) 当量载荷 py-5 :g}d  
由于 , , 9:\#GOg  
所以 , , , 。 U5[,UrC  
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 "}|&eBH^<  
5) 轴承寿命的校核 ~)fd+~4L  
II轴: }# cFr)4f  
6、 轴承30307的校核 ve3-GWT{C  
1) 径向力 5xb1FH d:  
2) 派生力 77zfRSb+  
cc0e(\  
3) 轴向力 GkU]>8E'"  
由于 , "pA24Ze  
所以轴向力为 , Zqi;by%  
4) 当量载荷 !3*:6  
由于 , , 0&21'K)pW  
所以 , , , 。 \I-bZ|^  
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 Uo]x6j<  
5) 轴承寿命的校核 S+*%u/;l  
III轴: l|jb}9(J  
7、 轴承32214的校核 A?zxF5rfp  
1) 径向力 <>l!  
2) 派生力 =w,cdU*  
3) 轴向力 rCH? R   
由于 , Lb=4\ _  
所以轴向力为 , RCC~#bb  
4) 当量载荷 zZE@:P&lf  
由于 , , wJ>.I<F6B  
所以 , , , 。 EJByYk   
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 ^2f2g>9j_C  
5) 轴承寿命的校核 nqv#?>Z^OT  
键连接的选择及校核计算 .9uw@ Eq  
Yn>y1~  
代号 直径 Y I?4e7Z+  
(mm) 工作长度 SbYs a  
(mm) 工作高度 -]Mbe2;  
(mm) 转矩 u27*-X 5  
(N•m) 极限应力 _mG>^QI.  
(MPa) 5^0K5R6GQf  
高速轴 8×7×60(单头) 25 35 3.5 39.8 26.0 A5q%yt I  
12×8×80(单头) 40 68 4 39.8 7.32 4xsnN@b  
中间轴 12×8×70(单头) 40 58 4 191 41.2 VT:m!<^  
低速轴 20×12×80(单头) 75 60 6 925.2 68.5 {8im{]8_  
18×11×110(单头) 60 107 5.5 925.2 52.4 Gi S{=+=5  
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。 m&I5~kD  
连轴器的选择 7nl  
由于弹性联轴器的诸多优点,所以考虑选用它。 >XU93 )CX  
二、高速轴用联轴器的设计计算 ^2<nn op  
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 , dk@j!-q^  
计算转矩为 y&(R1Y75  
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) _[p@V_my  
其主要参数如下: JANP_b:t  
材料HT200 Op 0Qpn  
公称转矩 dt1,! sHn  
轴孔直径 , @'lO~i  
轴孔长 , wf&1,t3Bgn  
装配尺寸 K[Ao_v2g  
半联轴器厚 WEZ)>[Xj?  
([1]P163表17-3)(GB4323-84 1 GB  
三、第二个联轴器的设计计算 \CKf/:"  
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 , $?Yw{%W  
计算转矩为 noSBwP| v*  
所以选用弹性柱销联轴器TL10(GB4323-84) ^hIKDc!.m  
其主要参数如下: k_A 9gj1  
材料HT200 F qH@i Z  
公称转矩 8pE0ANbq  
轴孔直径 5;yVA  
轴孔长 , \*x=q20  
装配尺寸 YA'_Ba(v)  
半联轴器厚 %>)&QZig/  
([1]P163表17-3)(GB4323-84 <cx,Z5W  
减速器附件的选择 @K}8zMmW#  
通气器 63Dm{ 2i}F  
由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用M18×1.5 ^[u*m%UB  
油面指示器 "~=\AB=+Z  
选用游标尺M16 lk. ;  
起吊装置 *JmU",X  
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 o ImW  
放油螺塞 > qDHb'  
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 N \Wd 0b  
润滑与密封 j[q$;uSD  
一、齿轮的润滑 !tr /$  
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。 ckg8x&Z  
二、滚动轴承的润滑 /ar/4\b  
由于轴承周向速度为,所以宜开设油沟、飞溅润滑。 qW(_0<E  
三、润滑油的选择 [ Cu3D  
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。 V9r58hbVT  
四、密封方法的选取 1WbawiG}  
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。 u9~RD  
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。 jy2@t*  
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 Ze>Pg.k+  
设计小结 3NA G}S  
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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