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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 ua -cX3E  
设计任务书……………………………………………………1 @'yD(ZMAz  
传动方案的拟定及说明………………………………………4 N>$Nw<wV  
电动机的选择…………………………………………………4 '[h|f  
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 oU.LYz_  
传动件的设计计算……………………………………………5 I}aiy.l  
轴的设计计算…………………………………………………8 =Qcz:ng  
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 XdDy0e4{%<  
键联接的选择及校核计算……………………………………16 T"2D<7frbo  
连轴器的选择…………………………………………………16 >/DyR+?>4  
减速器附件的选择……………………………………………17 -$]Tn#`Fb  
润滑与密封……………………………………………………18 MOIH%lpe  
设计小结………………………………………………………18 }"'^.FG^_  
参考资料目录…………………………………………………18 N}*|*!6hI  
机械设计课程设计任务书 27t23@{YL  
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 ci@U a}T  
一． 总体布置简图 @ qfVt  
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 yBPaGZ{f  
二． 工作情况： ZMHb  
载荷平稳、单向旋转 TuBl9 p'6  
三． 原始数据 &.Jp,Xt)  
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 hK+Iow-  
鼓轮的直径D（mm）：350 Vc! ;O9dP  
运输带速度V（m/s）：0.7 /8GgEW9Q~G  
带速允许偏差（％）：5 ueiXY|  
使用年限（年）：5 yB7=8 Pcx  
工作制度（班/日）：2 ^fLePsmd  
四． 设计内容 A(mU,^  
1. 电动机的选择与运动参数计算； }/yhwijg  
2. 斜齿轮传动设计计算 ov=[g l  
3. 轴的设计 d (Fb_  
4. 滚动轴承的选择 ?dukK3u  
5. 键和连轴器的选择与校核； @}K'Ic  
6. 装配图、零件图的绘制 A3p@hQl  
7. 设计计算说明书的编写 n+M:0{Y|  
五． 设计任务 !po8[fz~x  
1． 减速器总装配图一张 `5[d9z/6  
2． 齿轮、轴零件图各一张 2z7+@!w/  
3． 设计说明书一份 /3! KfG  
六． 设计进度 3hOiHO ;  
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 C|"h]  
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 d7y`AS@q6  
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 a{7>7%[  
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 &i8AB{OU  
传动方案的拟定及说明 t%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。 2Y)3Ue  
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。 /RuGh8qzP  
电动机的选择 8I)66  
1．电动机类型和结构的选择 `/:ZB6  
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。 O!}TZfC  
2．电动机容量的选择 Fg)Iw<7_2  
1） 工作机所需功率Pw .$/Su3]K/  
Pw＝3.4kW y]B?{m``6  
2） 电动机的输出功率 ,~-"EQT  
Pd＝Pw/η [V~(7U  
η＝ ＝0.904 TC80nP   
Pd＝3.76kW )\C:|  
3．电动机转速的选择 ugEh}3  
nd＝（i1’•i2’…in’）nw $9DV }  
初选为同步转速为1000r/min的电动机 XYtDovbv&  
4．电动机型号的确定 G};os+FxF  
由表20－1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求 \0iF <0oy  
计算传动装置的运动和动力参数 QAigbSn]  
传动装置的总传动比及其分配 PpD ?TAlA  
1．计算总传动比 V,<3uQD9a  
由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为： tr6<89e(o  
i＝nm/nw {OP[Rrm  
nw＝38.4 ^uIP   
i＝25.14 [R[]&\W  
2．合理分配各级传动比 @U CGsw  
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 &v7$*n27  
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 *Ppb;   
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 /s"mqBXCG  
各轴转速、输入功率、输入转矩 ]a )o@FI  
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 Bb2;zOGdA  
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 HV-c DL  
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 *HFRG)[V  
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 `9BZ))Pg  
传动比 1 1 5 5 1 ct+ ;W  
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 p]/HZS.-b  
p< i;@H;:  
传动件设计计算 C?jk#T  
1． 选精度等级、材料及齿数 {.=089`{  
1） 材料及热处理； a>x3UVf_  
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。 K' xN>qc  
2） 精度等级选用7级精度； w Q /IT}-  
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； n,hl6[OL7  
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° InnjZ>$  
2．按齿面接触强度设计 +eSNwR=  
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 qRkY-0vBP  
按式（10—21）试算，即 ;i*<HNQ  
dt≥ QOA7#H-m9  
1） 确定公式内的各计算数值 b^[Ab:`}[V  
（1） 试选Kt＝1.6 e&WlJ  
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 2Wwzcvs@  
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 22aS <@}  
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 F !DDlYUz.  
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa xj8 yQ Y1  
（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； N `-\'h  
（7） 由式10－13计算应力循环次数 ~NT2QY5!K  
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 5VD(fW[OW]  
N2＝N1/5＝6.64×107 iV#sMJN9  
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 f]Jn\7j4  
（9） 计算接触疲劳许用应力 \ng!qN  
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 XpWcf ([  
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa dm8N;r/w  
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa 2P3,\L  
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa L?_'OwaY  
2） 计算 iNj*G j  
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t I`k%/ei38  
d1t≥ = =67.85 2d),*Cvf  
（2） 计算圆周速度 T1,Nb>gBq^  
v= = =0.68m/s En01LrC?  
（3） 计算齿宽b及模数mnt c>I(6$  
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm M)sM G C  
mnt= = =3.39 9e5XS\  
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm \ZN>7?Vs  
b/h=67.85/7.63=8.89 .nDB{@#  
（4） 计算纵向重合度εβ <'WS -P%U  
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 sz;B-1^6  
（5） 计算载荷系数K yW3!V-iA  
已知载荷平稳，所以取KA=1 ?'>pfU  
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，  zciL'9  
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 P){b"`f  
由表10—13查得KFβ=1.36 D,R"P }G  
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 '" MT$MrT  
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 R( 2,1f=d  
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 i 'bviD  
d1= = mm=73.6mm py \KY R  
（7） 计算模数mn h{xq  
mn = mm=3.74 :Vdo.uUa  
3．按齿根弯曲强度设计 t UOqF  
由式(10—17 mn≥ ;og[ q  
1） 确定计算参数 b}&2j3-n,  
（1） 计算载荷系数 3[_zz;Y*d  
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 o2'^MxKb T  
（2） 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，从图10－28查得螺旋角影响系数 Yβ＝0。88 oU|yBs1  
O+f'Ql  
（3） 计算当量齿数 hYvWD.c}  
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 \S5YS2,P  
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 { Q?\%4>2  
（4） 查取齿型系数 n1Ic[cM}  
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 @wVq%GG}  
（5） 查取应力校正系数 %Z.!T  
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 L0^rw|Z%'  
（6） 计算[σF] S/?!ESW6  
σF1=500Mpa Z'Uc}M'U  
σF2=380MPa PiL[&_8g  
KFN1=0.95 PxAUsY  
KFN2=0.98 3'*}ZDC  
[σF1]=339.29Mpa {tKi8O^Rb  
[σF2]=266MPa N6R0$Br  
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 yb/v?q?Fk  
= =0.0126 K^6fg,&  
= =0.01468 @Z+(J:Grm5  
大齿轮的数值大。 z5tOsU  
2） 设计计算 n0 q$/Y.  
mn≥ =2.4 dj}y6V&  
mn=2.5 m)\wbkC  
4．几何尺寸计算 i3dV2^O  
1） 计算中心距 w]ihGh  
z1 =32.9，取z1=33 g&]n:qx  
z2=165 KtMD?  
a =255.07mm (R{|*:KP  
a圆整后取255mm ]r&dWF  
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 bnZ`Wc*5b  
β=arcos =13 55’50” 8+|7*Ud  
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 ^J-"8%  
d1 =85.00mm h\<;N*Xi  
d2 =425mm )O:T\{7+  
4） 计算齿轮宽度 h 0c&}kM  
b=φdd1 x2M{=MExE.  
b=85mm b0:5i<"w6  
B1=90mm，B2=85mm dN)@/R^E;  
5） 结构设计 zNh$d;(O$^  
以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。 H_&z- g`  
轴的设计计算 BpR#3CfW  
拟定输入轴齿轮为右旋 1)N~0)dO  
II轴： b!l/O2 G  
1．初步确定轴的最小直径 \L5h&  
d≥ ＝ =34.2mm 2;`F` }BA  
2．求作用在齿轮上的受力 %CaF-m=Pq  
Ft1= =899N 0s2@z5bfX  
Fr1=Ft =337N <8sy*A?0z  
Fa1=Fttanβ=223N； d@QC[$qXj  
Ft2=4494N cERmCe|/CG  
Fr2=1685N au?5^u\  
Fa2=1115N }'c@E0"  
3．轴的结构设计 {)y8Y9G  
1） 拟定轴上零件的装配方案 ];U}'&  
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 O{&wqV5m"  
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 hcrx(oJ5  
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 2E/yZ ~2s  
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 _usi~m  
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。  Z5[f  
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 xA#'%|"  
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 K[Ao_v2g  
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 jHx)q|2\  
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。 1 GB  
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 Zt{\<5j  
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 _ ATIV  
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 R)u ${  
6. VI-VIII长度为44mm。 Q%Y r m  
4． 求轴上的载荷 V+MhS3VD  
66 207.5 63.5 Q VJvuiUh  
Fr1=1418.5N Ng;Fhv+  
Fr2=603.5N 1v"r8=Wt  
查得轴承30307的Y值为1.6 4K<T_B/  
Fd1=443N nd xijqw  
Fd2=189N @;T?R  
因为两个齿轮旋向都是左旋。 n<3*7/-  
故：Fa1=638N EVE<LF?  
Fa2=189N rxM)SC;P  
5．精确校核轴的疲劳强度 +ug[TV   
1） 判断危险截面 qcdENIy0b  
由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面 {WYmO1  
2） 截面IV右侧的 L |pJ\~  
EC0M0qQ  
截面上的转切应力为 x}*Y =Xh  
由于轴选用40cr，调质处理，所以 +E-f  
（[2]P355表15-1） 5^GFN*poig  
a) 综合系数的计算 (g 9G!I   
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， uom~, k$|  
（[2]P38附表3-2经直线插入） TU,k( `tn<  
轴的材料敏感系数为 ， ， `<x|< ey  
（[2]P37附图3-1） ,Z 1W3;O  
故有效应力集中系数为 S&w(H'4N  
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， /@~&zx&_  
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） AcCM W@e  
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， cc|"^-j-7  
（[2]P40附图3-4） 9CW8l0  
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 RI2Or9.  
b) 碳钢系数的确定 t 9Dr%#  
碳钢的特性系数取为 ， y+ ZCuX  
c) 安全系数的计算 W;9Jah.  
轴的疲劳安全系数为 2xJT!lN  
故轴的选用安全。 Hz] p]  
I轴： G*$a81dAX  
1．作用在齿轮上的力 !&=%#i  
FH1=FH2=337/2=168.5 TV&4m5  
Fv1=Fv2=889/2=444.5 {cF >, T  
2．初步确定轴的最小直径 {Q@pF  
QW_QizR>|  
3．轴的结构设计 H@R2mw  
1） 确定轴上零件的装配方案 B,dHhwO*l  
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ]p.eFYDh7  
d) 由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mm。 xK8R![x  
e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30。 _-.~>C  
f) 该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30207型，即该段直径定为35mm。 wcI4Y0+J  
g) 该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。 \p&a c&]  
h) 为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为46mm。 _U@;Z*(%vh  
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 /\B[lRn  
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 mp x/~`c  
2） 各段长度的确定 ;PrL)!  
各段长度的确定从左到右分述如下： At#'q>Dn  
a) 该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。 nPj/C7j  
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 :i24 @V~){  
c) 该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。 [@_zsz,`L  
d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm（采用油润滑），轴承宽18.25mm，定为41.25mm。 jt/ |u=  
e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为57mm。 }ST0?_0F*  
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm 43?J~}<Vs  
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 fP9k(mQX  
W=62748N.mm VC6S4FU4K  
T=39400N.mm N>A*N,+  
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 qt#a_F*rV  
&2!F:L  
III轴 t/baze;V  
1．作用在齿轮上的力 %Jr6pmc  
FH1=FH2=4494/2=2247N VK)K#!O8  
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N |5}~n"R5  
2．初步确定轴的最小直径 4IIXzMOa  
3．轴的结构设计 3GSoHsNk  
1） 轴上零件的装配方案 U/JeEI%L  
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度  :_qgpE<  
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII &dV|~xA6N  
直径 60 70 75 87 79 70 7 vS]O$w<4  
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25  t : =  
1/bu}?a  
5．求轴上的载荷 <p'~$vK  
Mm=316767N.mm oR=^NEJv  
T=925200N.mm ?6bk&"T?  
6. 弯扭校合 FH'jP`  
滚动轴承的选择及计算 ve #cz2Z  
I轴： V^t5 Y+7  
1．求两轴承受到的径向载荷 35;)O -  
5、 轴承30206的校核 jaAv_=93f  
1） 径向力 !8|]R  
2） 派生力 2wWL]`(E  
3） 轴向力 G~{xTpL  
由于 ， I [J0r  
所以轴向力为 ， `O5kI#m)L*  
4） 当量载荷 }[u9vZL  
由于 ， ， |f^/((:D  
所以 ， ， ， 。 Hy<4q^3$G  
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 m<BL/ 7  
5） 轴承寿命的校核 #lax0IYY=  
II轴： A}#@(ma7  
6、 轴承30307的校核 <[^nD>t_  
1） 径向力 X,/@#pSOz  
2） 派生力 n ?%3=~9  
， DlR&Lnv  
3） 轴向力 4 []R?lL  
由于 ， C61KY7iyR  
所以轴向力为 ， [H#I:d-+\  
4） 当量载荷 NA`3   
由于 ， ， gFvFd:"uZ  
所以 ， ， ， 。 j\nnx8`7  
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 J ,fXXi)J  
5） 轴承寿命的校核 FeS6>/  
III轴： E0c5c  
7、 轴承32214的校核 [Bp[=\  
1） 径向力 %Hu Qc^  
2） 派生力 [&rW+/  
3） 轴向力 :y'D] ,_  
由于 ， x#e(&OjN7  
所以轴向力为 ， lC6#EU;  
4） 当量载荷 VG'oy  
由于 ， ， V9"Kro  
所以 ， ， ， 。 o(~>a  
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 }0uSm%,"  
5） 轴承寿命的校核 5cP]  
键连接的选择及校核计算 ~Gc+naE>  
g~%=[1  
代号 直径 :Qu!0tY  
（mm） 工作长度 CS cM;U=  
（mm） 工作高度 :*1Gs,  
（mm） 转矩 B[-%A!3 F  
（N•m） 极限应力 B|%=<1?  
（MPa） tqrvcnQr^  
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 BoP%f '0N  
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 #JZf]rtp  
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 H(]lqvO  
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 neQ2+W%oj  
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 g 4d 5G=y  
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。 7F3Hkvd[k  
连轴器的选择 'E0{zk  
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 >}<:5gZtA  
二、高速轴用联轴器的设计计算 l~&efAJ-$  
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 ， `S<uh9/  
计算转矩为 ~SZ0Yu: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） /k1&?e  
其主要参数如下： [_qBp:_j?s  
材料HT200 _Ux>BJmP  
公称转矩 [}lv!KmzW  
轴孔直径 ， . xX xjl  
轴孔长 ， ms ;RJT2O'  
装配尺寸 Q%QpG)E  
半联轴器厚 )TyL3Z\>(  
（[1]P163表17-3）（GB4323-84 nH% /  
三、第二个联轴器的设计计算 guSgTUJ}  
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[s+YGS  
计算转矩为 jzEimKDE's  
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） \I,<G7!0  
其主要参数如下： 7=T0Sa*;  
材料HT200 J~<:yBup}  
公称转矩 uz Z|w+3O  
轴孔直径 )J (ekfM  
轴孔长 ， DfV_08  
装配尺寸 r9s1\7]x  
半联轴器厚 :!tQqy2  
（[1]P163表17-3）（GB4323-84 RPaB4>  
减速器附件的选择 X.Z?Ie  
通气器 ,)GCg@7B  
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 ~v,LFIT  
油面指示器 =q5A@!D  
选用游标尺M16 {(7. X4\x  
起吊装置 [ Q=) f  
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 TmX~vZ  
放油螺塞 q.<q(r  
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 D9H|]W~   
润滑与密封 gMI%z2]'-  
一、齿轮的润滑 ^n]tf9{I  
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。 f 21w`Uk48  
二、滚动轴承的润滑 .Ji r<"*<  
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 uLhamE)  
三、润滑油的选择 pBL{DgX  
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。 .D4 D!!  
四、密封方法的选取 0yAvAx  
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。 T X6Ydd  
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。 3O#7OL68v  
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 2[M:WZ.1  
设计小结 mL6/NSSz  
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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