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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 EYD{8Fw-  
设计任务书……………………………………………………1 U4I` xw'  
传动方案的拟定及说明………………………………………4 >u#VHaB  
电动机的选择…………………………………………………4 aZCT|M1  
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 \osQwGPV  
传动件的设计计算……………………………………………5 ?{P6AF-xcf  
轴的设计计算…………………………………………………8 J#Eh x|  
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 e(% Solkm?  
键联接的选择及校核计算……………………………………16 cTx/Y&\9  
连轴器的选择…………………………………………………16 x{o5Ha{  
减速器附件的选择……………………………………………17 (eE}W~Z  
润滑与密封……………………………………………………18 /<pQ!'/G  
设计小结………………………………………………………18 }? '9L:  
参考资料目录…………………………………………………18 3NZFW{u  
机械设计课程设计任务书 7Cp_ 41._  
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 :%oj'm44!  
一． 总体布置简图 "fJ|DE&@<i  
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 O}!@28|3"  
二． 工作情况： &/FwV'  
载荷平稳、单向旋转 Z6@J-<u  
三． 原始数据 ho$%7mc  
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 la7QN QW  
鼓轮的直径D（mm）：350 Y rnqi-P  
运输带速度V（m/s）：0.7 TN_$E&69I  
带速允许偏差（％）：5 z6r/ w  
使用年限（年）：5 xTJ5VgG  
工作制度（班/日）：2 L umD.3<  
四． 设计内容 2![W N*N>O  
1. 电动机的选择与运动参数计算； JLn<,Gn)<\  
2. 斜齿轮传动设计计算 jn Y3G  
3. 轴的设计 {# _C  
4. 滚动轴承的选择 *uM*)6O 3  
5. 键和连轴器的选择与校核； x}j41E}  
6. 装配图、零件图的绘制 bj{f[nZ d  
7. 设计计算说明书的编写 ,lM2BXz%  
五． 设计任务 =nZd"t'p|  
1． 减速器总装配图一张 =)5a=^ 6  
2． 齿轮、轴零件图各一张 6^u(PzlA|~  
3． 设计说明书一份 ?M(Wx  
六． 设计进度 0lN8#k>H  
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 .LHe*JC  
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 uelTsn  
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 XnOl*#P  
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 0+i,,^x.  
传动方案的拟定及说明  p ivS8C  
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。 1`\kXaG  
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。 3s`3}DKK  
电动机的选择 6s2g+[  
1．电动机类型和结构的选择 X  jN.X  
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。 XS/TYdXB8  
2．电动机容量的选择 4gENV{ L  
1） 工作机所需功率Pw J)NpG9iN  
Pw＝3.4kW KIJ[ cIw  
2） 电动机的输出功率 0n=E.qZ9c  
Pd＝Pw/η "FS.&&1(  
η＝ ＝0.904 #9Z-Hd<  
Pd＝3.76kW rd{( E  
3．电动机转速的选择 `I$A;OPK7  
nd＝（i1’•i2’…in’）nw gK#w$s50  
初选为同步转速为1000r/min的电动机 [Nc  Ok,  
4．电动机型号的确定 mo$*KNW%\  
由表20－1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求 tEs$+b  
计算传动装置的运动和动力参数 Km-B=6*QY  
传动装置的总传动比及其分配 5yID%  
1．计算总传动比 iN*@f8gf  
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： UtrbkuT  
i＝nm/nw eGil`:JY"  
nw＝38.4 *Rd&4XG  
i＝25.14 cj *4 XYu  
2．合理分配各级传动比 DBRJtU!5x  
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 X;NTz75  
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5  tS7u#YMh  
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 Y)`+u#` R  
各轴转速、输入功率、输入转矩 qfU3Cwy  
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 4KnDXQ%  
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 rpmDr7G  
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 rGWTpN  
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 /slML~$t<  
传动比 1 1 5 5 1 G w[&P%  
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 1F|+4  
%Y TIS*+0  
传动件设计计算 "K<VZ  
1． 选精度等级、材料及齿数 TfPx   
1） 材料及热处理； RAC-;~$WB  
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。 o[ 6hUX0tN  
2） 精度等级选用7级精度； )[1m$>  
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； =j0V/=  
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° A?/?9Gr  
2．按齿面接触强度设计 2wd(0K}b  
因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算 g i)/iz`  
按式（10—21）试算，即 \w3wh*  
dt≥ CvN~  
1） 确定公式内的各计算数值 dQ[lXV[}v  
（1） 试选Kt＝1.6 ^4"_I   
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 'SmdU1]4BD  
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 /Q!F/HY3ZS  
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 _MU'he^W  
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa  J{y@ O  
（6） 由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa； gT.-Cf{  
（7） 由式10－13计算应力循环次数 yrjm0BM#  
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 u2t<auE9^  
N2＝N1/5＝6.64×107 i]nE86.;  
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 &a`-NRU#  
（9） 计算接触疲劳许用应力 9c6=[3)V  
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 n>HNpy  
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa ^{w&&+#,q  
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa j!s&yHE1  
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa &eg,*K}'  
2） 计算 S;])Nt'X'  
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t L6a8%%`  
d1t≥ = =67.85 ' |Oi#S  
（2） 计算圆周速度 .#n?^73  
v= = =0.68m/s MWl@smRh  
（3） 计算齿宽b及模数mnt [Ue>KG62=  
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm vZ08/!n  
mnt= = =3.39 zE[c$KPP  
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm  lcr=^  
b/h=67.85/7.63=8.89 2C-u2;X2  
（4） 计算纵向重合度εβ bYtF#Y   
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 ]HRZ9oP  
（5） 计算载荷系数K ; H3kb +  
已知载荷平稳，所以取KA=1 g5 E]o)  
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， p})&Zl)V  
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 8.,PgS  
由表10—13查得KFβ=1.36 h %nZKhm  
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 sJr$[?  
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 e9 NHbq  
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 {\V)bizY;  
d1= = mm=73.6mm @.})nU  
（7） 计算模数mn /eI38>v  
mn = mm=3.74 ESO(~X+  
3．按齿根弯曲强度设计 IOA{l N6  
由式(10—17 mn≥ Qu\E/T`  
1） 确定计算参数 y?rsfIth`  
（1） 计算载荷系数 &(0iSS  
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 TC2aD&cw{  
（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 WDZEnauE  
3]!(^N>V  
（3） 计算当量齿数 1t)6wk N  
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 L+,{*Uj[;  
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 [J^,_iN[.  
（4） 查取齿型系数 0QGl'u{F  
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 $exu}%  
（5） 查取应力校正系数 `jV0;sPd;  
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 /`1zkBj<&  
（6） 计算[σF] xpV8_Gz;  
σF1=500Mpa 9orza<#  
σF2=380MPa u%|VmM>  
KFN1=0.95  oCduY2  
KFN2=0.98 i->sw#  
[σF1]=339.29Mpa aA:Ky&5e  
[σF2]=266MPa D^A_0@  
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 F;zmq%rK  
= =0.0126 l"cYW9  
= =0.01468 89L -k%R  
大齿轮的数值大。 V{"5)Ly?fu  
2） 设计计算 'C[gcp  
mn≥ =2.4 b*bR<|dTj  
mn=2.5 7mu%|!  
4．几何尺寸计算 (s9?#t6  
1） 计算中心距 )ow3Bl8w  
z1 =32.9，取z1=33 wHAh6lm  
z2=165 _-D(N/  
a =255.07mm ^wX_@?aKtt  
a圆整后取255mm rf9RG!  
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 wo*/{KFvh  
β=arcos =13 55’50” Db2G)63  
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 >_5D`^  
d1 =85.00mm <cl$?].RE!  
d2 =425mm 9 Iw+g]`y*  
4） 计算齿轮宽度 I\[*vgjm3G  
b=φdd1  Pg`^EJ+  
b=85mm 7ed*dXY*  
B1=90mm，B2=85mm < *XC`Ii  
5） 结构设计 QZDGk4GG  
以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。 g'mkhF(  
轴的设计计算 TzIgEn~  
拟定输入轴齿轮为右旋 D 0(gEb  
II轴： M]6=Rxq1:E  
1．初步确定轴的最小直径 ]qXfg c  
d≥ ＝ =34.2mm )d s(/P5b  
2．求作用在齿轮上的受力 B[k"xs  
Ft1= =899N VB[R!S=  
Fr1=Ft =337N #Q;#A |EZ  
Fa1=Fttanβ=223N； #Uudx~b  
Ft2=4494N ']qC,;2  
Fr2=1685N s_RYYaM  
Fa2=1115N mhcJ0\@_  
3．轴的结构设计 ~>C!l k  
1） 拟定轴上零件的装配方案 9gWQGkql  
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 oiklRf  
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 ^tpy8TQ  
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 6H3_q x  
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 -,Q<*)q{  
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 `pLp+#1 `R  
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 |ejrE,~1vb  
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 [V1gj9t=,  
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 ^P]: etld9  
2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm，轴承和箱体的间隙4mm，所以长度为16mm。 ,,@_r&f:  
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 RRV&!<l@$  
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 hI?<F^b  
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 O *jNeYA  
6. VI-VIII长度为44mm。 C@KYg/nYw  
4． 求轴上的载荷 Bw{W-&$o  
66 207.5 63.5 %,>,J`  
Fr1=1418.5N J H$  
Fr2=603.5N xNjA>S\]W5  
查得轴承30307的Y值为1.6 'W$qi@f_s  
Fd1=443N ?p$WqVN}  
Fd2=189N X_=oJi|:  
因为两个齿轮旋向都是左旋。 E{j6OX\  
故：Fa1=638N J,IOp-  
Fa2=189N 4}8Xoywi1  
5．精确校核轴的疲劳强度 {0e5<"i  
1） 判断危险截面 DrW]`%Ql  
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 B:9Z ;g@&  
2） 截面IV右侧的 n+xM))  
);=JoRQ{  
截面上的转切应力为 %S@XY3jZY  
由于轴选用40cr，调质处理，所以 $'e.bh  
（[2]P355表15-1）  dedi6Brl  
a) 综合系数的计算 !WDdq_n*v  
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， t7lRMCN  
（[2]P38附表3-2经直线插入） sz}Nal$AC  
轴的材料敏感系数为 ， ， p-ry{"XA  
（[2]P37附图3-1） GTLlQy)'=  
故有效应力集中系数为 HLk/C[`u,  
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， !(+?\+U lE  
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） m.lNKIknQ  
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， .}j@(D  
（[2]P40附图3-4） .p0;y3so4  
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 !M}&dW2  
b) 碳钢系数的确定 t6~|T_]  
碳钢的特性系数取为 ， >O~xu^N?  
c) 安全系数的计算 ?t<wp3bZ  
轴的疲劳安全系数为 bv|v9_i  
故轴的选用安全。 LV9\  
I轴： Ph-3,cC  
1．作用在齿轮上的力 *r(iegO$  
FH1=FH2=337/2=168.5 8whjPn0  
Fv1=Fv2=889/2=444.5 qf ]ax!bK  
2．初步确定轴的最小直径 ;r8,Wx@f1C  
c?wFEADn  
3．轴的结构设计 .llAiv  
1） 确定轴上零件的装配方案 bp5hS/A^1w  
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 M~3(4,  
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。 t$s)S>  
e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30。 %f?#) 01>  
f) 该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30207型，即该段直径定为35mm。 z#O{rwnl  
g) 该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。 p61"a,Xc  
h) 为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为46mm。 ][TS|\\  
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 i"_JF-IbN  
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 :Rq@%rL  
2） 各段长度的确定 X~W5Z(w(O  
各段长度的确定从左到右分述如下： )v'3pTs2  
a) 该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。 [_b10Z'{  
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 w6Ue5Ix,!  
c) 该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。 +)ro EJ_  
d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm（采用油润滑），轴承宽18.25mm，定为41.25mm。 Ik~5j(^E-  
e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为57mm。 LgB}!OLQ  
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm <sd Qvlx$-  
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 a#KxjVM  
W=62748N.mm <:/V`b3a  
T=39400N.mm arDY@o~  
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 mo <g'|0  
>YPfk=0f0  
III轴 |nMbf  
1．作用在齿轮上的力 oSE'-8(  
FH1=FH2=4494/2=2247N J]$%1Y  
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N %K?~$;Z.  
2．初步确定轴的最小直径 4oCn F+(  
3．轴的结构设计 ./.E=,j  
1） 轴上零件的装配方案  M3u[E  
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 LP.-  
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII e@@kTny(  
直径 60 70 75 87 79 70 &a1agi7M  
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 ZH/|L?Q1U  
R%SsHu">  
5．求轴上的载荷 awMm&8cIM  
Mm=316767N.mm Jtc?p{  
T=925200N.mm $eI[3{}X  
6. 弯扭校合 Jd/ 5Kx  
滚动轴承的选择及计算 W~R_- ]k@g  
I轴： W._vikR  
1．求两轴承受到的径向载荷 <XGOcekG  
5、 轴承30206的校核 7;c{lQOj}  
1） 径向力 )HR'FlxOd  
2） 派生力 awo=%vJ&  
3） 轴向力 vPpbm  
由于 ， '[:].?M  
所以轴向力为 ， )Z"7^ i  
4） 当量载荷 &`t-[5O\  
由于 ， ， >P+V!-%#  
所以 ， ， ， 。 2VMau.eQ  
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 5v!Uec'+  
5） 轴承寿命的校核 W:hR8 1ci  
II轴： $ 'HiNP {c  
6、 轴承30307的校核 &)<]AG.vd!  
1） 径向力 E70  
2） 派生力 $Pl>T09d  
， Wf>UI)^n  
3） 轴向力 7ugmZO}lL  
由于 ， )` '  
所以轴向力为 ， ,_P(!7Z8  
4） 当量载荷 A~O 'l&KB  
由于 ， ， o %Pi;8  
所以 ， ， ， 。 {ZN{$Ad3/  
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 X[grV e  
5） 轴承寿命的校核 [ZDJs`h!`  
III轴： D)4p8-=t  
7、 轴承32214的校核 jAN(r>zVL  
1） 径向力 !>gc!8Y'o  
2） 派生力 k $3.FO"  
3） 轴向力 B3)#Ou2  
由于 ， Q Gn4AW_  
所以轴向力为 ， q>!T*BQ  
4） 当量载荷 9]7+fu  
由于 ， ， f}nGWV%,  
所以 ， ， ， 。 ]^ZC^z;H  
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 9S.R%2xw`  
5） 轴承寿命的校核 uh`~K6&*\w  
键连接的选择及校核计算 a5]~%xdK  
Wb/@~!+i`  
代号 直径 /.7x[Yc  
（mm） 工作长度 w.^k':,"  
（mm） 工作高度 SS(jjpe&,  
（mm） 转矩 E(8O3*=  
（N•m） 极限应力 ~O |j*T  
（MPa） F#Z]Xq0r  
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 F''4j8  
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 o NJ/AT  
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 ' G) Wy|*  
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 :mL\KQ  
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 9tk}_+  
由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为 ，所以上述键皆安全。 0z.`  
连轴器的选择 hFylQfd  
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 }yS"C fM  
二、高速轴用联轴器的设计计算 [@Uc4LX  
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ， u&2uQ-T0  
计算转矩为 wz>j>e6k`  
所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4（GB4323-84），但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL5（GB4323-84） tul5:}x3  
其主要参数如下： \muyL?  
材料HT200 |44CD3A%  
公称转矩 g7_a8_  
轴孔直径 ， !i#;P9K  
轴孔长 ， dy|r:~j3  
装配尺寸 pZ OVD%  
半联轴器厚 ~wh8)rm  
（[1]P163表17-3）（GB4323-84 ~cU,3g  
三、第二个联轴器的设计计算 dKZffDTZ  
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ， ikyvst>O  
计算转矩为 Z+I[  
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） #HM0s~^w&  
其主要参数如下： k3^S^Bv\  
材料HT200 tGv4 S\  
公称转矩 ?%*Zgk!l7  
轴孔直径 [eG- &u  
轴孔长 ， -`f JhQ|  
装配尺寸 v<3i~a  
半联轴器厚 ,f} s!>j  
（[1]P163表17-3）（GB4323-84 cnhYrX^  
减速器附件的选择 ^J@Y?CQl\  
通气器 %8hhk]m\b>  
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 \>:(++g  
油面指示器 :+!hR4Z~\;  
选用游标尺M16 cz&FOP+!  
起吊装置   7&l  
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 }g>&l.2X  
放油螺塞 SijC E~P  
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 7NoB   
润滑与密封 ]U'KYrh  
一、齿轮的润滑 1w1(FpQO.  
采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。 g0_8:Gs}^  
二、滚动轴承的润滑 l,,5OZw  
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 2Hy$SSH  
三、润滑油的选择 !3?HpR/nV  
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。 ,v>P05  
四、密封方法的选取 Q 4_j`q  
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。 v3.JG]zLpP  
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。 0&c12W|B<L  
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 PlTY^N6Hn  
设计小结 !63x^# kg  
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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