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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 a?<?5   
设计任务书……………………………………………………1 wL eHQ]  
传动方案的拟定及说明………………………………………4 C-#.RI7  
电动机的选择…………………………………………………4 el@XK}<dr  
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 gL]'B!dGd  
传动件的设计计算……………………………………………5 O3_B<Em  
轴的设计计算…………………………………………………8 &:vsc Ol  
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 5RhF+p4  
键联接的选择及校核计算……………………………………16 g,?\~8-c  
连轴器的选择…………………………………………………16 kEAhTh&g*  
减速器附件的选择……………………………………………17 q+/l"&j.  
润滑与密封……………………………………………………18 6F5,3&  
设计小结………………………………………………………18 KS! iL=i  
参考资料目录…………………………………………………18 AVpuMNd@  
机械设计课程设计任务书 r{"uv=,`  
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 46ChMTt  
一. 总体布置简图 0eA5zFU7  
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 FGVb@=TO>  
二. 工作情况: a J-}  
载荷平稳、单向旋转 (v;A'BjN  
三. 原始数据 pN k8! k  
鼓轮的扭矩T(N•m):850 8kbBz  
鼓轮的直径D(mm):350 i<:p.ug-O  
运输带速度V(m/s):0.7 #:W%,$ 9\P  
带速允许偏差(%):5 x(6vh2#vD  
使用年限(年):5 /+P5)q TKL  
工作制度(班/日):2 @zs1>\J7  
四. 设计内容 q%.bnF/Yd  
1. 电动机的选择与运动参数计算; C9Wojo.  
2. 斜齿轮传动设计计算 %MNk4UsV  
3. 轴的设计 $[Q cEk  
4. 滚动轴承的选择 2fBYT4*P;  
5. 键和连轴器的选择与校核; Ut;'Gk  
6. 装配图、零件图的绘制 ohTd'+Lm  
7. 设计计算说明书的编写 Z!)f*  
五. 设计任务 p,s&61]  
1. 减速器总装配图一张 IDmsz  
2. 齿轮、轴零件图各一张 5 ZUy:  
3. 设计说明书一份 vTcZ8|3e  
六. 设计进度 b6Xi  
1、 第一阶段:总体计算和传动件参数计算 +/Z0  
2、 第二阶段:轴与轴系零件的设计 UC#"=Xd 4  
3、 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 KDaN-r^{%  
4、 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 K051usm  
传动方案的拟定及说明 (olLB  
由题目所知传动机构类型为:同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。 ~._ko  
本传动机构的特点是:减速器横向尺寸较小,两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂,轴向尺寸大,中间轴较长、刚度差,中间轴承润滑较困难。 yI4DVu.  
电动机的选择 i"fCpkAP  
1.电动机类型和结构的选择 cP('@K=p  
因为本传动的工作状况是:载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y(IP44)系列的电动机。 1O9$W?)Q  
2.电动机容量的选择 kraVL%72  
1) 工作机所需功率Pw Y`=z.D{  
Pw=3.4kW :'ihE\j  
2) 电动机的输出功率 T8mY#^sW_  
Pd=Pw/η nO}$ 76*'0  
η= =0.904 ze$Y=<S  
Pd=3.76kW \3: L Nt  
3.电动机转速的选择 "$Y(NFb  
nd=(i1’•i2’…in’)nw q@w"yz>  
初选为同步转速为1000r/min的电动机 J2=*-O:  
4.电动机型号的确定 ( w5f(4  
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 -Fa98nV.WB  
计算传动装置的运动和动力参数 5d(qtFH1  
传动装置的总传动比及其分配 8LeK wb  
1.计算总传动比 TL]bY'%  
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: p&m ^IWD  
i=nm/nw ~Q_F~0y  
nw=38.4 GGp{b>E+ #  
i=25.14 DUQ9AT#3  
2.合理分配各级传动比 OU6^+Ta  
由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。 8eN%sm  
因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5 }*Dd/'2+1  
速度偏差为0.5%<5%,所以可行。 "s> >V,  
各轴转速、输入功率、输入转矩 4"z;CGE7  
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 iW":DOdi_  
转速(r/min) 960 960 192 38.4 38.4 R^|!^[WE  
功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57 V3 qT<}y|  
转矩(N•m) 39.8 39.4 191 925.2 888.4 a\>+=mua  
传动比 1 1 5 5 1 t+jIHo  
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 u9 %;{:]h  
G IK u  
传动件设计计算 G}s;JJax  
1. 选精度等级、材料及齿数 ~U/8 @gR  
1) 材料及热处理; Pb3EnNqYbM  
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。 \A ;^ UxG  
2) 精度等级选用7级精度; x{~_/;\p3  
3) 试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的; j_(?=7Y3g  
4) 选取螺旋角。初选螺旋角β=14° n}42'9p  
2.按齿面接触强度设计 Rnz8 f}  
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 hl*MUD,  
按式(10—21)试算,即 (2cGHYU3N<  
dt≥ bd.j,4^  
1) 确定公式内的各计算数值 "Jf4N  
(1) 试选Kt=1.6 2$iw/ r  
(2) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433 M\9IlV?'  
(3) 由表10-7选取尺宽系数φd=1 8u/3?Kc  
(4) 由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62 s87 a %  
(5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa rA[nUJ,  
(6) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa;大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2=550MPa; Io2,% !D  
(7) 由式10-13计算应力循环次数 5s#R`o %Z  
N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8 N&x@_t""   
N2=N1/5=6.64×107 YmZC?x_{M2  
(8) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.98 |&9tU  
(9) 计算接触疲劳许用应力 `CPZPp,l6`  
取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得 b8eDD+ulk  
[σH]1==0.95×600MPa=570MPa U`:lAG  
[σH]2==0.98×550MPa=539MPa m2jwqx{G  
[σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa 3D{82*&  
2) 计算 /DK*y S  
(1) 试算小齿轮分度圆直径d1t \a\^(`3a[  
d1t≥ = =67.85 P0a>+^:%  
(2) 计算圆周速度  =7*oC  
v= = =0.68m/s "tqS|ok.  
(3) 计算齿宽b及模数mnt t)YFTO"Jj  
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm D%6ir*%T  
mnt= = =3.39 `MN&(!&C*  
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm Pw0{.W~r  
b/h=67.85/7.63=8.89 <{3q{VW*  
(4) 计算纵向重合度εβ @ARAX\F  
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 H Jnv'^yn  
(5) 计算载荷系数K J,CJPUf&  
已知载荷平稳,所以取KA=1 8h55$j  
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, ,)0/Ec  
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 C~3@M<X  
由表10—13查得KFβ=1.36 U/}AiCdj@  
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 r0rJ.}!  
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 mABwM$_  
(6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得 pE9aT5 L  
d1= = mm=73.6mm Fcu Eeca  
(7) 计算模数mn !~6'@UYo  
mn = mm=3.74 X; e`y:9  
3.按齿根弯曲强度设计 .Y=Z!Q  
由式(10—17 mn≥ 8Cf^$  
1) 确定计算参数 ctnAVm  
(1) 计算载荷系数 >FK)p   
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96  r*~n`  
(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 PM#$H  
+z~ !#j4Q  
(3) 计算当量齿数 e<ism?WG  
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89  eLe,=  
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 \i&vOH'  
(4) 查取齿型系数 3G:NZ)p  
由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172 A8A:@-e8A  
(5) 查取应力校正系数 ogkz(wZ  
由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798 mR!&.R?  
(6) 计算[σF] GN~[xXJU  
σF1=500Mpa s[vPH8qb  
σF2=380MPa W(]E04  
KFN1=0.95 mmpr]cT@'k  
KFN2=0.98 i9f7=-[U_  
[σF1]=339.29Mpa LZZ:P  
[σF2]=266MPa UH1S_:6  
(7) 计算大、小齿轮的 并加以比较 'p|Iwtjn>  
= =0.0126 V PLCic,T  
= =0.01468 ,6%hu|Y*  
大齿轮的数值大。 gKm@B{rC  
2) 设计计算 aHVdClD2o  
mn≥ =2.4 =+SVzK,+3  
mn=2.5 O,V6hU/ *  
4.几何尺寸计算 1DI"LIL  
1) 计算中心距 a V+o\fId  
z1 =32.9,取z1=33 S1x.pLHj8  
z2=165 QTrlQH&p  
a =255.07mm ZmYSi$B  
a圆整后取255mm lN][xnP  
2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 [EW$7 se~  
β=arcos =13 55’50” oZ\qT0*eb  
3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 1b %T_a  
d1 =85.00mm |R &3/bEr  
d2 =425mm } K hq  
4) 计算齿轮宽度 R|Q_W X  
b=φdd1 Ok~W@sYST  
b=85mm jmk*z(}#:  
B1=90mm,B2=85mm N.Wdi  
5) 结构设计 vS24;:f  
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。 _L `N^I.  
轴的设计计算 ?( dYW7S  
拟定输入轴齿轮为右旋 NP<F==,  
II轴: %M0mwty]  
1.初步确定轴的最小直径 x(/@Pt2B  
d≥ = =34.2mm $ <>EwW  
2.求作用在齿轮上的受力 aJa^~*N/Aa  
Ft1= =899N &xiDG=I#  
Fr1=Ft =337N 4 HJZ^bq9|  
Fa1=Fttanβ=223N; 5E oWyy  
Ft2=4494N !=h|&Vta  
Fr2=1685N 9Qs"X7iH  
Fa2=1115N v ACsppa>#  
3.轴的结构设计 P9tQS"Rs  
1) 拟定轴上零件的装配方案 jhEg#Q$  
i. I-II段轴用于安装轴承30307,故取直径为35mm。 k,*#I<($  
ii. II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为44mm。 5[j!\d}U  
iii. III-IV段为小齿轮,外径90mm。 0Z) ;.l^  
iv. IV-V段分隔两齿轮,直径为55mm。 |q.:hWYFpM  
v. V-VI段安装大齿轮,直径为40mm。 ,O&PLr8cJ?  
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为35mm。 ]Re~V{uh  
2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1f pS"_}  
1. I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。 mP$G9R  
2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm,轴承和箱体的间隙4mm,所以长度为16mm。 T m@1q!G  
3. III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。 D`~{[cv)\  
4. IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。 4xpWO6Q  
5. V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。 o"ah\"#el  
6. VI-VIII长度为44mm。 g<T`F  
4. 求轴上的载荷 1-NX>E5  
66 207.5 63.5 L..X)-D2 n  
Fr1=1418.5N ?"8A^ ^  
Fr2=603.5N *A1TDc$  
查得轴承30307的Y值为1.6 ZAM+4#@  
Fd1=443N Zqs-I8y  
Fd2=189N EAd:`X,Y  
因为两个齿轮旋向都是左旋。 X,Q=n2X?3  
故:Fa1=638N Z/05 wB  
Fa2=189N (8-lDoW  
5.精确校核轴的疲劳强度 "O*W]e  
1) 判断危险截面 ~~:8Yv[(  
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 4@mXtA  
2) 截面IV右侧的 $@qs(Xwr  
n\"LN3  
截面上的转切应力为 \`p~b(  
由于轴选用40cr,调质处理,所以 v yLAs;  
([2]P355表15-1) -z 5k4Y  
a) 综合系数的计算 ]z q_gV8k  
由 , 经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为 , , vsz^B :j  
([2]P38附表3-2经直线插入) Mm7n?kb6  
轴的材料敏感系数为 , , cD`O+WA2K  
([2]P37附图3-1) 6j"I5,-~!  
故有效应力集中系数为 v4>"p!_C  
查得尺寸系数为 ,扭转尺寸系数为 , c'#J{3d  
([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3) X@AkA9'fq  
轴采用磨削加工,表面质量系数为 , eW*ae;-  
([2]P40附图3-4) 7(g&z%  
轴表面未经强化处理,即 ,则综合系数值为 b}L,kT  
b) 碳钢系数的确定 =O'%)Y&  
碳钢的特性系数取为 , rWfurB5f  
c) 安全系数的计算 'kg]|"M  
轴的疲劳安全系数为 #Xw[i  
故轴的选用安全。 L%O8vn^3  
I轴: (:Hbtr I  
1.作用在齿轮上的力 Cz);mOb%M%  
FH1=FH2=337/2=168.5 9"lW"lG!  
Fv1=Fv2=889/2=444.5 4x{ti5Y0  
2.初步确定轴的最小直径 yqb <<4I  
k mr 4cU5  
3.轴的结构设计 "gikX/Co=  
1) 确定轴上零件的装配方案 p+sPCF  
2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ecZOX$'5  
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。 s&`XK$p  
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。 @gjdyz  
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。  wY_-  
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。 EbYH?hPo  
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。 VrE5^\k<a  
i) 轴肩固定轴承,直径为42mm。 )zt4'b\)v  
j) 该段轴要安装轴承,直径定为35mm。 S=amjcC  
2) 各段长度的确定 :;WDPRx  
各段长度的确定从左到右分述如下: 1HWJxV"  
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。 r4ttEJ-jG  
b) 该段为轴环,宽度不小于7mm,定为11mm。 })SdaZ  
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。 HgATH  
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。 ~d `4W<1a  
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。 Q!e0Vb  
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm (<JDD]J  
4.按弯扭合成应力校核轴的强度 khIa9Nm  
W=62748N.mm NP'DuzC  
T=39400N.mm <a[8;YQC  
45钢的强度极限为 ,又由于轴受的载荷为脉动的,所以 。 xy3%z  
"}+/ 0$F  
III轴 F-,{+B66  
1.作用在齿轮上的力 KmOa^vY1.T  
FH1=FH2=4494/2=2247N V@'S#K#  
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N eniR}  
2.初步确定轴的最小直径 6MNA.{Jdd  
3.轴的结构设计 *9(1:N;#  
1) 轴上零件的装配方案 9ufs6 z  
2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 Z2jb>%  
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII c+/C7C o  
直径 60 70 75 87 79 70 HYmUxheN2  
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 }z-  
PSR `8z n  
5.求轴上的载荷 +M&S  
Mm=316767N.mm 7O^ S.(  
T=925200N.mm 9?$!=4  
6. 弯扭校合 iX6jvnJ:/  
滚动轴承的选择及计算 !*UdY(  
I轴: HWOH8q{f!  
1.求两轴承受到的径向载荷 r$Qh`[<  
5、 轴承30206的校核 wR$8drn]Rq  
1) 径向力 /-4B)mL  
2) 派生力 J4#]8!A  
3) 轴向力 wu&7#![,  
由于 , rXPx* /C  
所以轴向力为 , 4PM`hc  
4) 当量载荷 G@!9)v]9  
由于 , , A_|FsQ6$P  
所以 , , , 。 @\}36y  
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 T=dvc}  
5) 轴承寿命的校核 ):ZumG#o  
II轴: Kp8T;&<Iay  
6、 轴承30307的校核 P[8N58#  
1) 径向力 17MjIX  
2) 派生力 S`w)b'B!M  
~GYtU9s5  
3) 轴向力 9W$)W  
由于 , *S_Iza #&x  
所以轴向力为 , %]oLEmn}y  
4) 当量载荷 [`\Qte%UH  
由于 , , Vnb#N4vR  
所以 , , , 。 IuW10}"9  
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 (C@@e'e  
5) 轴承寿命的校核 0Jh:6F  
III轴: UdJV;T'rm  
7、 轴承32214的校核 @{lnfOESl  
1) 径向力 >;W(Jb7e  
2) 派生力 /z:K#  
3) 轴向力 :XZ pnjj  
由于 , TeqsP1{?  
所以轴向力为 , nB0 ol-<  
4) 当量载荷 0+pJv0u  
由于 , , x)L@x Q  
所以 , , , 。 #sZes  
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 'v  X"l  
5) 轴承寿命的校核 ]#n4A|&H  
键连接的选择及校核计算 ht9b=1wd%s  
$8r:&Iw  
代号 直径 G].KJ5,y  
(mm) 工作长度 3: Uik  
(mm) 工作高度 }*.*{I  
(mm) 转矩  ?~IZ{!  
(N•m) 极限应力 Dm#k-y  
(MPa) _y UFe&  
高速轴 8×7×60(单头) 25 35 3.5 39.8 26.0 m@~x*+Iz  
12×8×80(单头) 40 68 4 39.8 7.32 )zo ;r!eP  
中间轴 12×8×70(单头) 40 58 4 191 41.2 cC.DBYV+-  
低速轴 20×12×80(单头) 75 60 6 925.2 68.5 nT"z(\i.!J  
18×11×110(单头) 60 107 5.5 925.2 52.4 gBu4`M  
由于键采用静联接,冲击轻微,所以许用挤压应力为 ,所以上述键皆安全。 7<D_ h/WV  
连轴器的选择 q?&&:.H"?5  
由于弹性联轴器的诸多优点,所以考虑选用它。 7l3q~dQ  
二、高速轴用联轴器的设计计算 mGvP9E"&  
由于装置用于运输机,原动机为电动机,所以工作情况系数为 , :f;|^(]"  
计算转矩为 J~.kb k  
所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4(GB4323-84),但由于联轴器一端与电动机相连,其孔径受电动机外伸轴径限制,所以选用TL5(GB4323-84) Ji q[VeLe  
其主要参数如下: %R"Fx$tQ  
材料HT200 fZ$2bI=  
公称转矩 t/|^Nt@XT  
轴孔直径 , 's<}@-]  
轴孔长 , h# 8b#  
装配尺寸 .U_=LV]C  
半联轴器厚 9lv 2  
([1]P163表17-3)(GB4323-84 qv\yQ&pj  
三、第二个联轴器的设计计算 `2B+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 , *Y Ox`z!R  
计算转矩为 ?*,q#ZkA9W  
所以选用弹性柱销联轴器TL10(GB4323-84) qv6]YPP  
其主要参数如下: UlrY  
材料HT200 tPsU7bFk  
公称转矩 ]mSVjF3l  
轴孔直径 {y'k wU  
轴孔长 , rtm28|0H'  
装配尺寸 Sf9+TW  
半联轴器厚 GcuZPIN%D  
([1]P163表17-3)(GB4323-84 k"J?-1L  
减速器附件的选择 AI2CfH#:C  
通气器 Sgj6tH2M  
由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用M18×1.5 o/R-1\Dn  
油面指示器 V QI7lJV"  
选用游标尺M16 G1rgp>m  
起吊装置 ^^#A9AM  
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 1a<~Rmcil  
放油螺塞 \B)<<[ $  
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 J3=jC5=J4  
润滑与密封 A@UnrbX:  
一、齿轮的润滑 pN[i%\vh  
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。 2 E^P=jU`  
二、滚动轴承的润滑 i&Ea@b  
由于轴承周向速度为,所以宜开设油沟、飞溅润滑。 I,D=ixK  
三、润滑油的选择 _ 0-YsD  
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。 Ax ^9J)C  
四、密封方法的选取 K\G|q}E/1  
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。 m`Z4#_s2  
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。 g:HIiGN0Ic  
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 rlD@O~P4  
设计小结 y03l_E,  
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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