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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 DRS68^  
设计任务书……………………………………………………1 U)IW6)q  
传动方案的拟定及说明………………………………………4 ?-"xP'#  
电动机的选择…………………………………………………4 6Y!hz7D  
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 #"tHT<8u  
传动件的设计计算……………………………………………5 C@!C='b,  
轴的设计计算…………………………………………………8 ,E&PIbDL1  
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 c\2+f7o@  
键联接的选择及校核计算……………………………………16 H.\gLIr  
连轴器的选择…………………………………………………16 |e+8Xz1>  
减速器附件的选择……………………………………………17 R@lmX%Z1  
润滑与密封……………………………………………………18 (Uo:WyVj|F  
设计小结………………………………………………………18 z#qlu=  
参考资料目录…………………………………………………18 S *3N6*-l"  
机械设计课程设计任务书 H>8B$fi)$  
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 oU }eAZj{  
一. 总体布置简图 ^[]G sF  
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 Jw%0t'0Zi  
二. 工作情况: bMT1(edm  
载荷平稳、单向旋转 #$h~QBg  
三. 原始数据 p-]vf$u  
鼓轮的扭矩T(N•m):850 ]"'$i4I{R  
鼓轮的直径D(mm):350 N[$bP)h7  
运输带速度V(m/s):0.7 u,<#z0R|;$  
带速允许偏差(%):5 QR'yZ45n4  
使用年限(年):5 ;; z4EGr  
工作制度(班/日):2 -Y]ue*k{  
四. 设计内容 ;{Cr+lqTJ  
1. 电动机的选择与运动参数计算; $JKR,   
2. 斜齿轮传动设计计算 >Mml+4<5  
3. 轴的设计 oj.f uJD  
4. 滚动轴承的选择 VgfA&?4[  
5. 键和连轴器的选择与校核; BE n$~4-  
6. 装配图、零件图的绘制 q,k/@@Qd9  
7. 设计计算说明书的编写 " 9=F/o9  
五. 设计任务 p|mt2oDjw  
1. 减速器总装配图一张 BMlnzi  
2. 齿轮、轴零件图各一张 O*MC"%T  
3. 设计说明书一份 gg ;&a(  
六. 设计进度 Jv  
1、 第一阶段:总体计算和传动件参数计算 9}e`_z  
2、 第二阶段:轴与轴系零件的设计 "#uXpCuw  
3、 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 (_^pX  
4、 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 w6 C0]vh  
传动方案的拟定及说明 }Dk*Hs^E  
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。 Kk?P89=*  
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。 KiXXlaOs  
电动机的选择 8l(_{Y5(-  
1.电动机类型和结构的选择 /15e-(Zz/  
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。 Y8I*B =7  
2.电动机容量的选择 RhVQVjc  
1) 工作机所需功率Pw ?C#=Q6  
Pw=3.4kW ]IQTf5n  
2) 电动机的输出功率 |2mm@):  
Pd=Pw/η X}?`G?'  
η= =0.904 ^8S'=Bk  
Pd=3.76kW 98u$5=Z' /  
3.电动机转速的选择 P;R`22\3  
nd=(i1’•i2’…in’)nw BElVkb  
初选为同步转速为1000r/min的电动机 #DMt<1#:  
4.电动机型号的确定 HorFQ?8  
由表20-1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW,满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求 n6T@A;_g  
计算传动装置的运动和动力参数 0eQwi l@  
传动装置的总传动比及其分配 <u\j 4<p  
1.计算总传动比 s53 Pw>f  
由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为: #K1VPezN  
i=nm/nw ^6=y4t=%F  
nw=38.4 *QAcp` ;*  
i=25.14 =5bef8O  
2.合理分配各级传动比 <uUHr,#  
由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。 W7 9wz\a  
因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5 Bob K>db  
速度偏差为0.5%<5%,所以可行。 D$|@: mW  
各轴转速、输入功率、输入转矩 -3 .Sr|t  
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 Q[t|+RNKv2  
转速(r/min) 960 960 192 38.4 38.4 D/1{v  
功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57 *g =ey?1S  
转矩(N•m) 39.8 39.4 191 925.2 888.4 {[V<mT2/  
传动比 1 1 5 5 1 HIUB:  
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 g9 .b6}w!  
G]Fp},  
传动件设计计算 Vf S&V*un  
1. 选精度等级、材料及齿数 xij`Mr  
1) 材料及热处理; EHByo[  
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。 1-`Il]@?8  
2) 精度等级选用7级精度; o+e:H jZZ  
3) 试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的; QkJAjmB  
4) 选取螺旋角。初选螺旋角β=14° L F\4>(C2g  
2.按齿面接触强度设计 @BbqYX  
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 df}DJB  
按式(10—21)试算,即  egur}  
dt≥ 2H7b2%  
1) 确定公式内的各计算数值 Ke0j8|  
(1) 试选Kt=1.6 5>{S^i~!  
(2) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433 `9IG//  
(3) 由表10-7选取尺宽系数φd=1 r(g:b ^S  
(4) 由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62 }GV5':W@WG  
(5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa ,,_$r7H`  
(6) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa;大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2=550MPa; R-Y07A  
(7) 由式10-13计算应力循环次数 iYwzdW1  
N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8 p*F.WxB)4  
N2=N1/5=6.64×107 xY] Y  
(8) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.98 .EJo 9s'  
(9) 计算接触疲劳许用应力 ~I'1\1  
取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得 N"A863>  
[σH]1==0.95×600MPa=570MPa \.m"u14[b  
[σH]2==0.98×550MPa=539MPa bb@@QzR  
[σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa y8j wfO3  
2) 计算 T0=8 U; =  
(1) 试算小齿轮分度圆直径d1t `_`\jd@  
d1t≥ = =67.85 mUFg(;ya  
(2) 计算圆周速度 sFh mp  
v= = =0.68m/s Tw^b!74gq  
(3) 计算齿宽b及模数mnt 4hRc,Vq  
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm QrmiQ]d*p  
mnt= = =3.39 H{ Fww4pn  
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm K"lZwU\:On  
b/h=67.85/7.63=8.89 b#ih= qE  
(4) 计算纵向重合度εβ 3[*E>:)qh  
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 ;onhc*{lv  
(5) 计算载荷系数K 6x?3%0Km  
已知载荷平稳,所以取KA=1  R d|#-7  
根据v=0.68m/s,7级精度,由图10—8查得动载系数KV=1.11;由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同, l_Ee us  
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 {<f |h)r  
由表10—13查得KFβ=1.36 BO6u<cu"-  
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 J0{;"  
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 ZdcG6IG+  
(6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得 ?]1_ 2\M  
d1= = mm=73.6mm s/' ]* n  
(7) 计算模数mn ;"gUrcuY  
mn = mm=3.74 /*v} .fH%  
3.按齿根弯曲强度设计 nQy%av$  
由式(10—17 mn≥ o*\Fj}l-  
1) 确定计算参数 B4 XN  
(1) 计算载荷系数 >fX_zowX  
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 ?g7O([*[  
(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 >m66j2(H*Z  
 nIWZo ~  
(3) 计算当量齿数 l)1FCDV  
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 YfB8  
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 ZA1u  
(4) 查取齿型系数 _VvXE572  
由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172 B)^uGS W  
(5) 查取应力校正系数 $G $147z  
由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798 w-2?|XvDmf  
(6) 计算[σF] y5oC|v7  
σF1=500Mpa R]Iv?)Y  
σF2=380MPa P LHiQ:  
KFN1=0.95 *3A`7usU  
KFN2=0.98 6qAs$[  
[σF1]=339.29Mpa 5!tiu4LU  
[σF2]=266MPa ;s$bVGHr  
(7) 计算大、小齿轮的 并加以比较 }VetaO2*  
= =0.0126 %d%$jF`  
= =0.01468 iS/faXe5  
大齿轮的数值大。 LBCat=d<  
2) 设计计算 5:" zs  
mn≥ =2.4 q!r4"#Y"@Z  
mn=2.5 G]NnGL<xk  
4.几何尺寸计算 VZ o,AP~  
1) 计算中心距 uaiCyh1:  
z1 =32.9,取z1=33 j B.ZF7q  
z2=165 o?T01t=  
a =255.07mm ,p3moD 3  
a圆整后取255mm e7# B?  
2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 Ei$@)qS/  
β=arcos =13 55’50” i,3[0*ge  
3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 -n>JlfCd2  
d1 =85.00mm 0q4E^}iR  
d2 =425mm *F_ dP  
4) 计算齿轮宽度 FF}A_ZFY  
b=φdd1 v"Z`#Bi  
b=85mm v c r5  
B1=90mm,B2=85mm M@ TXzn!&o  
5) 结构设计 S*0P[R  
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。 e [}m@a  
轴的设计计算 Gdi8Al]\Nl  
拟定输入轴齿轮为右旋 8i?Hh?Mf}  
II轴: 2A,iY}R  
1.初步确定轴的最小直径 #0F6{&; M  
d≥ = =34.2mm s\Zp/-Q  
2.求作用在齿轮上的受力 0Qa kFt  
Ft1= =899N vwc)d{ND  
Fr1=Ft =337N ){_D  
Fa1=Fttanβ=223N; I7Uj<a=(q  
Ft2=4494N [Y%H8}  
Fr2=1685N [WAnII  
Fa2=1115N Da@H^  
3.轴的结构设计 0}:wM':G  
1) 拟定轴上零件的装配方案 A/xo'G  
i. I-II段轴用于安装轴承30307,故取直径为35mm。 l&2}/A  
ii. II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为44mm。  Ie<`WU K  
iii. III-IV段为小齿轮,外径90mm。 9^AfT>b~f  
iv. IV-V段分隔两齿轮,直径为55mm。 0=,vdT  
v. V-VI段安装大齿轮,直径为40mm。 4!3mSWNV  
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为35mm。 Z: e|~#  
2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 3P&K<M#\  
1. I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。 R, J(]ew  
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。 G\I DgPj`  
3. III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。 'TdO6-X  
4. IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。 X-mhz3Q&a  
5. V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。 }2X"  
6. VI-VIII长度为44mm。 =ghN)[AZV  
4. 求轴上的载荷 #xlT,:_:)  
66 207.5 63.5 f(}AdW}?  
Fr1=1418.5N B(z?IW&  
Fr2=603.5N r^j iK\*  
查得轴承30307的Y值为1.6 <O]TM-h  
Fd1=443N > ]()#z  
Fd2=189N 0IP5 &[-P  
因为两个齿轮旋向都是左旋。 hG8 !aJo  
故:Fa1=638N HpQuro'Qh  
Fa2=189N <q dM  
5.精确校核轴的疲劳强度 e ; #"t  
1) 判断危险截面 tu%!j}3s  
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 p^yuz (  
2) 截面IV右侧的 P%nN#Qm  
F^xhhz&e  
截面上的转切应力为 )j^~=Sio.  
由于轴选用40cr,调质处理,所以 jJ B+UF=  
([2]P355表15-1) 42If/N?  
a) 综合系数的计算 2X@| H  
由 , 经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为 , , e 2@{Ab  
([2]P38附表3-2经直线插入) F6vN{ FI  
轴的材料敏感系数为 , , ujt0?DM  
([2]P37附图3-1) pod=|(c  
故有效应力集中系数为 bL)7 /E  
查得尺寸系数为 ,扭转尺寸系数为 , -76l*=|  
([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3) p3N/"t&>  
轴采用磨削加工,表面质量系数为 , bV~z}V&  
([2]P40附图3-4) &E(KOfk#  
轴表面未经强化处理,即 ,则综合系数值为 Z WVN(U  
b) 碳钢系数的确定 OZ'=Xtbn  
碳钢的特性系数取为 , 1J tt\yq  
c) 安全系数的计算 nJ]oApb/-  
轴的疲劳安全系数为 S{sJX5R;  
故轴的选用安全。 [RqL0EP  
I轴: [;E~A  
1.作用在齿轮上的力 c[h{C!d1  
FH1=FH2=337/2=168.5 jEkO #xI  
Fv1=Fv2=889/2=444.5 Z fQzA}QD  
2.初步确定轴的最小直径 rda/  
^@"EI|fsP  
3.轴的结构设计 v_7?Zik8E  
1) 确定轴上零件的装配方案 .0[ zZ  
2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 5R?[My  
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。 ?)# qBE ]  
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。 Vh1R!>XY  
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。 42{\u08Z  
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。 h:J0d~u  
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。 X/8CvY#n  
i) 轴肩固定轴承,直径为42mm。 7tEkQZMDI  
j) 该段轴要安装轴承,直径定为35mm。 +Ui @3Q  
2) 各段长度的确定 2D"n#O`y  
各段长度的确定从左到右分述如下: L T.u<ThR}  
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。 tE~OWjL  
b) 该段为轴环,宽度不小于7mm,定为11mm。 W'B=H1  
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。 p#yq'kY  
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。 >Fzs%]M  
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。 L7}dvdtZ0  
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm zFn!>Tqe  
4.按弯扭合成应力校核轴的强度 ry2ZVIFa  
W=62748N.mm 6hW ~Q  
T=39400N.mm VN5UJ!$?J  
45钢的强度极限为 ,又由于轴受的载荷为脉动的,所以 。 feI%QnK)U  
D #`o  
III轴 %+=y!  
1.作用在齿轮上的力 ,/XeG`vk  
FH1=FH2=4494/2=2247N T=NF5kj-=  
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N 2%|0c\y|z=  
2.初步确定轴的最小直径 91Fx0(  
3.轴的结构设计 ;g:!WXd  
1) 轴上零件的装配方案 2!7)7wlj0  
2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 \Y4>_Mk  
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII 3\!DsPgW  
直径 60 70 75 87 79 70 s"7$SxMT  
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 '#;%=+=;  
cg]\R1Gm  
5.求轴上的载荷 ^uDNArDmj5  
Mm=316767N.mm %YH+=b:uW  
T=925200N.mm b%TS37`^[  
6. 弯扭校合 _gGI&0(VM  
滚动轴承的选择及计算 *i=+["A  
I轴: 0# )I :5  
1.求两轴承受到的径向载荷 ;`{PA !>  
5、 轴承30206的校核 4dB6cg  
1) 径向力 06Irx^n  
2) 派生力 t=K;/ 1  
3) 轴向力 kwcH$w<I  
由于 , X:un4B}O  
所以轴向力为 , 1&Fty'p  
4) 当量载荷 n{b(~eL?  
由于 , , 5 aT>8@$Z^  
所以 , , , 。 {DI`HB[  
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 "<e<0::  
5) 轴承寿命的校核 Ez= Q{g  
II轴: JB_<Haj  
6、 轴承30307的校核 9L"Z ~CUL  
1) 径向力 T~238C{vh  
2) 派生力 "M GX(SQ  
)t$<FP  
3) 轴向力 o:p6[SGd  
由于 , nO ^m  
所以轴向力为 , M<AjtDF%  
4) 当量载荷 j/oM^IY  
由于 , , |qn`z-  
所以 , , , 。 3k#?E]'  
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 *tWZ.I<<  
5) 轴承寿命的校核 cJ}J4?  
III轴: ir72fSe  
7、 轴承32214的校核 FuWMVT`Y  
1) 径向力 HFtl4P  
2) 派生力 F7FUoew<  
3) 轴向力 ,t2yw  
由于 , go6XUe  
所以轴向力为 , Ve]ufn6  
4) 当量载荷 GH6HdZ  
由于 , , f>*D@TrU  
所以 , , , 。 (P+TOu-y\  
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 \1[=t+/  
5) 轴承寿命的校核 aB=&XGV9  
键连接的选择及校核计算 &gP/<!#  
];3]/b)&  
代号 直径 P0Q]Ds|  
(mm) 工作长度 ,n}h_ct  
(mm) 工作高度 Y<x;-8)*  
(mm) 转矩 xrXfLujn%  
(N•m) 极限应力 i gyTvt!  
(MPa) ja<!_^h=At  
高速轴 8×7×60(单头) 25 35 3.5 39.8 26.0  -L.U4x  
12×8×80(单头) 40 68 4 39.8 7.32 )\k({S  
中间轴 12×8×70(单头) 40 58 4 191 41.2 c}QWa"\2n  
低速轴 20×12×80(单头) 75 60 6 925.2 68.5 K;,_P5J%  
18×11×110(单头) 60 107 5.5 925.2 52.4 &n}eF-  
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。 4 8}\  
连轴器的选择 $X>$)U'p&-  
由于弹性联轴器的诸多优点,所以考虑选用它。 ]12ypcf  
二、高速轴用联轴器的设计计算 _3;vir%)  
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 , :EkhF6B/  
计算转矩为 o\#C#NiT  
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) +9tm9<F8  
其主要参数如下: V5.=08L  
材料HT200 -$x5[6bN  
公称转矩 &| d6  
轴孔直径 , <\9M+  
轴孔长 , bm</qF'T6  
装配尺寸 qwERy{]Sp;  
半联轴器厚 <$V!y dO  
([1]P163表17-3)(GB4323-84 ib-)T7V`  
三、第二个联轴器的设计计算 K [.*8  
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 , "B$r{ vG  
计算转矩为 Y`U[Y Hx  
所以选用弹性柱销联轴器TL10(GB4323-84) 9On0om>  
其主要参数如下: &ody[k?'  
材料HT200 q2 pq~LI  
公称转矩 snH9@!cG8  
轴孔直径 J%:D%=9 )  
轴孔长 , )6t=Bel  
装配尺寸 1 m>x5Dbk!  
半联轴器厚 2fa1jl  
([1]P163表17-3)(GB4323-84 bW/^2B  
减速器附件的选择 qubyZ8hx  
通气器 jNC@b>E?~  
由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用M18×1.5 qgk-[zW#  
油面指示器 q#6K'=AC  
选用游标尺M16 Y*KP1=Md  
起吊装置 @[s+5_9nk  
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 8F;r$i2  
放油螺塞 ]y **ZFA  
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 GY3g`M   
润滑与密封 A_ftf 7,  
一、齿轮的润滑 4e0/Q!o,  
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。 g.V{CJ*V  
二、滚动轴承的润滑 }(yX$ 3?`  
由于轴承周向速度为,所以宜开设油沟、飞溅润滑。 Y\e8oIYu7  
三、润滑油的选择 hd'JXKMy  
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。 gQ0W>\xz  
四、密封方法的选取 x+%(z8wD  
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。 {'^!S" 9x  
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。 9iwSE(},  
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 =8p *Ijs  
设计小结 0C,2gcq  
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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