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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 RD=!No?  
设计任务书……………………………………………………1 qdAz3iye  
传动方案的拟定及说明………………………………………4 oMkB!s  
电动机的选择…………………………………………………4 *NFy%ktu  
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 ZT"?W $  
传动件的设计计算……………………………………………5 TJ?}5h5  
轴的设计计算…………………………………………………8 B5=L</Aj  
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 |jEKUTv,G  
键联接的选择及校核计算……………………………………16 /fBZRdB  
连轴器的选择…………………………………………………16 `5O<U~'d  
减速器附件的选择……………………………………………17 E@0w t^  
润滑与密封……………………………………………………18 +ulX(u(,  
设计小结………………………………………………………18 JBeC\ \QX  
参考资料目录…………………………………………………18 OAOG&6xu8  
机械设计课程设计任务书 P]yER9'  
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 uQ5NN*C=  
一． 总体布置简图 L)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 sOz jViv  
二． 工作情况： '+f!(teLz  
载荷平稳、单向旋转 {|%5}\%  
三． 原始数据 >^+Q`"SN  
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 G?<L{J2"Q  
鼓轮的直径D（mm）：350 iBV*GW  
运输带速度V（m/s）：0.7 }x~|XbG  
带速允许偏差（％）：5 X'7 T"5!  
使用年限（年）：5 m-, '  
工作制度（班/日）：2 O4]Ss}ol  
四． 设计内容 AH`tkPd  
1. 电动机的选择与运动参数计算； IR5 S-vO  
2. 斜齿轮传动设计计算 ugVsp&i#  
3. 轴的设计 *>$'aQ  
4. 滚动轴承的选择 i:qc2#O:J  
5. 键和连轴器的选择与校核； i*.Z~$  
6. 装配图、零件图的绘制 nITr5$f  
7. 设计计算说明书的编写 |pq z(j7  
五． 设计任务 EpOVrk  
1． 减速器总装配图一张 e%wbUr]c2  
2． 齿轮、轴零件图各一张 o1GWcxu*\  
3． 设计说明书一份 ?9mWMf%t  
六． 设计进度 x03GJy5  
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 I".d>]16|  
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 F] M3/M  
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 7:jSP$  
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 *v8Cj(69  
传动方案的拟定及说明 -S)HB$8  
由题目所知传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。 'G@Npp)&^  
本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。 *`|.:'  
电动机的选择 Y($"i<rN  
1．电动机类型和结构的选择 '9{H(DA  
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。 IBES$[  
2．电动机容量的选择 ZSKk*<=  
1） 工作机所需功率Pw GrVvOJr  
Pw＝3.4kW OFQsfW3O  
2） 电动机的输出功率 :_)Xe*O  
Pd＝Pw/η n; v8Vc'  
η＝ ＝0.904 c6BaC@2  
Pd＝3.76kW P1TL H2)  
3．电动机转速的选择 _Xsn1  
nd＝（i1’•i2’…in’）nw sAnStS=>  
初选为同步转速为1000r/min的电动机 M?)>, !Z)  
4．电动机型号的确定 ?|N:[.  
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 $sGX%u  
计算传动装置的运动和动力参数 [#lPT'l  
传动装置的总传动比及其分配 wy:.  
1．计算总传动比 8$?a?7,>|  
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： /vsQ <t;~  
i＝nm/nw &EA4`p  
nw＝38.4 }I05&/o.3p  
i＝25.14 NFmB ^@k  
2．合理分配各级传动比 ZLE4 XB]  
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 )Je iTh^  
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 xQWZk`6~L  
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 > { fX;l  
各轴转速、输入功率、输入转矩 ApU5,R0  
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 9FcCq*D  
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 2MtaOG2l&q  
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 L|!9%X0.  
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 IF5+&O  
传动比 1 1 5 5 1 ~y B[}BPf  
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 89'nbg  
PuUqWW'^  
传动件设计计算 UL"Jwq D  
1． 选精度等级、材料及齿数 }6^(  
1） 材料及热处理； K V  4>(  
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。 :rk]o*  
2） 精度等级选用7级精度； q SCt= eQ  
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； ~q-|cl<  
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° crZ\:LeJ  
2．按齿面接触强度设计 /oe="/y6  
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 cJi5\<b  
按式（10—21）试算，即 Er~5\9,/<]  
dt≥ Hr96sN.R   
1） 确定公式内的各计算数值  <&$!;d8  
（1） 试选Kt＝1.6 BR"*-$u0;  
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 ~3/>;[!  
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 "xnek8F  
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 urXM}^  
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa o6B!ikz 8  
（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； G ^r^" j  
（7） 由式10－13计算应力循环次数 }tc,3> /  
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 o*5|W9  
N2＝N1/5＝6.64×107 2E=E!Zwt_  
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 X} 8rrC=  
（9） 计算接触疲劳许用应力 QFDjsd4  
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 $n(@hT>?  
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa G} }oeS  
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa 7<-D_$SrU  
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa u) fbR  
2） 计算 $zxCv7  
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t K _O3DcQ  
d1t≥ = =67.85 mxP{"6  
（2） 计算圆周速度 9I^_n+E  
v= = =0.68m/s 2{@: :JZ  
（3） 计算齿宽b及模数mnt [4t_ 83  
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm {_ewc/~  
mnt= = =3.39 @36^4E>h  
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm %"+FN2nbm  
b/h=67.85/7.63=8.89 s)xfTr_$  
（4） 计算纵向重合度εβ 63-`3R?;  
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 ;'2y6"\Y  
（5） 计算载荷系数K ]O&TU X@)  
已知载荷平稳，所以取KA=1 =2->1<!x6<  
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， B\Rq0N]' M  
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 kpK: @  
由表10—13查得KFβ=1.36 3vVhE,1N  
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 |wVoJO!O}  
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 -D{~7&  
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 B3XVhUP  
d1= = mm=73.6mm e J2[=L'  
（7） 计算模数mn M*aE)D '  
mn = mm=3.74 <NT/+>:2  
3．按齿根弯曲强度设计 < ~x5{p  
由式(10—17 mn≥ (VwS 9:`  
1） 确定计算参数 .eq-i>  
（1） 计算载荷系数 D zl#[|q  
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 KJcdX9x  
（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 oBKZ$&_h  
EUUj-.dEN  
（3） 计算当量齿数 q0DoR@  
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 LNk 3=v2M  
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 fs>0{  
（4） 查取齿型系数 0#sk]Qz  
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 U{eC^yjt"o  
（5） 查取应力校正系数 "0zMx`Dh  
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 #@lr$^M  
（6） 计算[σF] *~2jP;$  
σF1=500Mpa .-c3f1i  
σF2=380MPa ?CL1^N%  
KFN1=0.95 +`.%aJIi9  
KFN2=0.98 C2ToT\^  
[σF1]=339.29Mpa >JCSOI  
[σF2]=266MPa G?>~w[#mQR  
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 J6NQ5S\  
= =0.0126 >,hJ5-9  
= =0.01468 ( 9dV%#G\  
大齿轮的数值大。 e0>@Yp[Kd  
2） 设计计算 CcAsJX~_  
mn≥ =2.4 kDO6:sjR7  
mn=2.5 8q_3*++D  
4．几何尺寸计算 }[ux4cd8Y  
1） 计算中心距 wrGd40  
z1 =32.9，取z1=33 &WvJg#f  
z2=165 '>'h7F=tY  
a =255.07mm UkXc7D^jwm  
a圆整后取255mm y%E R51+  
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 Ob0=ZW`+&  
β=arcos =13 55’50” Q7c_;z_  
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 |[k6X=5  
d1 =85.00mm Q 7B)t;^  
d2 =425mm uvD 6uIW<  
4） 计算齿轮宽度 B;W=61d  
b=φdd1 Z4h P  
b=85mm /1n}IRuw  
B1=90mm，B2=85mm h`3;^T  
5） 结构设计 { H9pF2C  
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。 0FTiTrTn  
轴的设计计算 TSHp.ABf  
拟定输入轴齿轮为右旋 ']+H P9i$  
II轴： rhNdXYY>  
1．初步确定轴的最小直径 +".&A#wU  
d≥ ＝ =34.2mm Ie4*#N_  
2．求作用在齿轮上的受力 }1;Ie0l=_e  
Ft1= =899N FopD/D{  
Fr1=Ft =337N ~}4H=[Zu  
Fa1=Fttanβ=223N； U@Aq@d+n  
Ft2=4494N B#EF/\5  
Fr2=1685N r<C^hs&]  
Fa2=1115N PO)5L  
3．轴的结构设计 &[RC4^;\V  
1） 拟定轴上零件的装配方案 B*DH^";t  
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 L=HL1Qe$G]  
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 .=^h@C*   
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 Dq2eX;c@  
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 +H ="5uO<  
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 ?]h+En5z8  
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 ' P-K}Y  
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 \ 0<e#0-V  
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 :Q\h'$C  
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。 hc0VS3 k)  
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 #+ n &  
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 ZMx_J  
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 (W@ ypK@  
6. VI-VIII长度为44mm。 $RA"NIZ:!  
4． 求轴上的载荷 7zQD.+&L  
66 207.5 63.5 a-%^!pN\M  
Fr1=1418.5N WNL3+  
Fr2=603.5N @}fnR(fS  
查得轴承30307的Y值为1.6 Tb{,WUJg2  
Fd1=443N A9lqVMp64  
Fd2=189N ~@got  
因为两个齿轮旋向都是左旋。 3_Oq4/  
故：Fa1=638N ?cg+RNI  
Fa2=189N zh50]tX  
5．精确校核轴的疲劳强度 D0x+b2x^  
1） 判断危险截面 CqrmdWN  
由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面 |h6 @hB\  
2） 截面IV右侧的 dHOz;4_  
|ZRl.C/e  
截面上的转切应力为 VK`b'U &l"  
由于轴选用40cr，调质处理，所以 v8pUt\m"  
（[2]P355表15-1） Ud{-H_m+  
a) 综合系数的计算 1N#TL"lMS  
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， ]$*N5Y  
（[2]P38附表3-2经直线插入） OQ[>s(`*{  
轴的材料敏感系数为 ， ， V?Nl%M[b  
（[2]P37附图3-1） typ*.j[q  
故有效应力集中系数为 AA05wpu8  
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， m41n5T`  
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） W:EXL@  
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， J`"1DlH  
（[2]P40附图3-4） @)}Vk  
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 AKAAb~{  
b) 碳钢系数的确定 u)Y#&qA  
碳钢的特性系数取为 ， 7Uj[0Awn  
c) 安全系数的计算 s0nihX1Z-  
轴的疲劳安全系数为 ?58pkg J  
故轴的选用安全。 Y1 -cz:  
I轴： &ul9N)A  
1．作用在齿轮上的力 SXod r}  
FH1=FH2=337/2=168.5 G_AAE#r`  
Fv1=Fv2=889/2=444.5 .s2d  
2．初步确定轴的最小直径 pr;L~$JW  
gXH89n  
3．轴的结构设计 wbr"z7}  
1） 确定轴上零件的装配方案 yyA/x,  
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 h+*  
d) 由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mm。 (.n" J2qj  
e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30。 Y%&6qt G  
f) 该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30207型，即该段直径定为35mm。 %F}`;>C3  
g) 该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。 q_oYI3  
h) 为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为46mm。 y*7ht{B  
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 FAQ:0 L$G  
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 VVe>}  
2） 各段长度的确定 3'.OghI  
各段长度的确定从左到右分述如下：  /?_{DMt  
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。 }xdI{E1 q)  
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 h_A}i2/{  
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。 }]n&"=Zk-  
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。 t*D[Q$v  
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。 aa".d[*1  
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm z5{I3 Y!1  
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 3\'.1p  
W=62748N.mm qc`_&!*D  
T=39400N.mm f}+G;a9Nj  
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 D#k>.)g  
"3hw]`a}  
III轴 'Y&yt"cs  
1．作用在齿轮上的力 FlkAo]  
FH1=FH2=4494/2=2247N ?Z14l0iZ%d  
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N L g%cVSz/C  
2．初步确定轴的最小直径 +T4<}+n  
3．轴的结构设计 3cfkJ|fuwe  
1） 轴上零件的装配方案 MRJdQCBV  
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 gK%&VzG4  
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII ,,G0}N@7s  
直径 60 70 75 87 79 70 $*@mxwMQ}  
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 HV?awc  
{+r?g J  
5．求轴上的载荷 2ag]p  
Mm=316767N.mm {)%B?75~  
T=925200N.mm N.isvDk%  
6. 弯扭校合 >?tcL *  
滚动轴承的选择及计算 }~ +  
I轴： a}Ov @7  
1．求两轴承受到的径向载荷 =)bZSb"<"  
5、 轴承30206的校核 MWB uMF  
1） 径向力 ]#*@<T*[  
2） 派生力 =ecv;uu2  
3） 轴向力 aG" UV\  
由于 ， i3Ffk+ |b  
所以轴向力为 ， [6-l6W  
4） 当量载荷 E?FPxs  
由于 ， ， }`h}h<B(  
所以 ， ， ， 。 = tog<7  
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 5-C6;7%:  
5） 轴承寿命的校核 \]r{73C  
II轴： De^is^{  
6、 轴承30307的校核 F\]rxl4(L  
1） 径向力 Cu`ZgK LQ  
2） 派生力 I&cb5j]C  
， DvhK0L*Qr  
3） 轴向力 :zZtZT!  
由于 ， ~ib#x~Db  
所以轴向力为 ， 0CDTj,eK  
4） 当量载荷 jV7q)\uu^  
由于 ， ， R UX  
所以 ， ， ， 。 vfo[<"  
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 `b] NB^/  
5） 轴承寿命的校核 *wSl~J|ZM%  
III轴： 8l}|.Q#--  
7、 轴承32214的校核 0<s)xaN>Y  
1） 径向力 =W4cWG?+  
2） 派生力 2`Pk@,:_  
3） 轴向力 K]7@%cS  
由于 ， w6cPd'  
所以轴向力为 ， ~\oJrRYR`  
4） 当量载荷 L?Lp``%bI7  
由于 ， ， s@ q54  
所以 ， ， ， 。 cdh1~'q/  
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 oZ8SEC "]  
5） 轴承寿命的校核 )kd)v4#  
键连接的选择及校核计算 :7`,dyIqT  
G's/Q-'[\  
代号 直径 BHK_=2WYz  
（mm） 工作长度 d+IPa<N  
（mm） 工作高度 v |i(peA#  
（mm） 转矩 WK=!<FsC$  
（N•m） 极限应力 fe Q%L  
（MPa） :WxMv~e{U  
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 -~aVt~{k/  
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 #A))#sT'R  
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 wWm#[f],?  
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 +fwq9I>L  
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 JZ<O-G+  
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。 $Z(zO;k.  
连轴器的选择 * r%  
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 AX&1-U  
二、高速轴用联轴器的设计计算 \(z)]D  
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 ， Jz-f1mhQV  
计算转矩为 i$F)h<OU+  
所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4（GB4323-84），但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL5（GB4323-84） eR}d"F4W  
其主要参数如下： xp39TiXJ*  
材料HT200 >?DrC/  
公称转矩 U{R*WB b  
轴孔直径 ， )V>FU=  
轴孔长 ， u.arkp  
装配尺寸 0P)c)x5  
半联轴器厚 &3^40s/+  
（[1]P163表17-3）（GB4323-84 Y#Z&$&n  
三、第二个联轴器的设计计算 I#mT#xs6  
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 ， OI-%Ig%C#l  
计算转矩为 Z2`e*c-[E  
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） Z$pR_dazU  
其主要参数如下： D ,)~j6OG8  
材料HT200 ~f@;.  
公称转矩 7O{\^Jz1  
轴孔直径 E+01"G<Q  
轴孔长 ， 0p#36czqy  
装配尺寸 VJNPs6  
半联轴器厚 MKH7d/x  
（[1]P163表17-3）（GB4323-84 ~+d]yeDrhx  
减速器附件的选择 bVVa5? HP  
通气器 WL7:22nSHa  
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 &zm5s*yNt  
油面指示器 Y6CadC  
选用游标尺M16 sF|lhLi  
起吊装置 > W0hrt?b  
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 R<wb8iir  
放油螺塞 YGNX+6Lz  
选用外六角油塞及垫片M16×1.5  10DS  
润滑与密封 VVf~ULZ-  
一、齿轮的润滑 5i#B?+Y  
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%+nMjif  
二、滚动轴承的润滑 qS7*.E~j|]  
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 sX=!o})0  
三、润滑油的选择 # AY+[+  
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。 *Lufz-[1  
四、密封方法的选取 6\]-J*e>  
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。 2f-Z\3)9 J  
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。 vCi:c Ip/  
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 sC}/?^q  
设计小结 ElYHA  
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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