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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 09P2<oFLn  
设计任务书……………………………………………………1 ._A4 :  
传动方案的拟定及说明………………………………………4 W-|C K&1  
电动机的选择…………………………………………………4 =L1%gQJJ&  
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 5%QYe]D  
传动件的设计计算……………………………………………5 pp1Kor  
轴的设计计算…………………………………………………8 BQ[R)o  
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 SEg{Gso9b  
键联接的选择及校核计算……………………………………16 j1->w8  
连轴器的选择…………………………………………………16 }S')!3[G  
减速器附件的选择……………………………………………17 AX6:*aZB  
润滑与密封……………………………………………………18 <3N\OV2  
设计小结………………………………………………………18 ZBx,'ph}4  
参考资料目录…………………………………………………18 1R*;U8?  
机械设计课程设计任务书 Ei+lVLoC  
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 Lk$Mfm5"M  
一. 总体布置简图 vRW;{,d  
1—电动机;2—联轴器;3—齿轮减速器;4—带式运输机;5—鼓轮;6—联轴器 gp 11/ .  
二. 工作情况: TC'SDDX  
载荷平稳、单向旋转 EXH,+3fQp  
三. 原始数据 Q"eqql<h#  
鼓轮的扭矩T(N•m):850 {6Nbar@3  
鼓轮的直径D(mm):350 tP2.D:( R  
运输带速度V(m/s):0.7 0LzS #J+  
带速允许偏差(%):5 ,|?#+O{  
使用年限(年):5 N M),2%<  
工作制度(班/日):2 ;ZcwgsxTM  
四. 设计内容 |9$C%@8  
1. 电动机的选择与运动参数计算; IN#/~[W  
2. 斜齿轮传动设计计算 5?Q5cD2]\6  
3. 轴的设计 ,aP5)ZN-  
4. 滚动轴承的选择 B%tj-h(a  
5. 键和连轴器的选择与校核; PGxv4(%  
6. 装配图、零件图的绘制 {|<r7K1<  
7. 设计计算说明书的编写 [h' 22 W  
五. 设计任务 %z[=T@  
1. 减速器总装配图一张 =u0a/2u|  
2. 齿轮、轴零件图各一张 E#tfCM6  
3. 设计说明书一份 o>d0R w4h  
六. 设计进度 QKvaTy#  
1、 第一阶段:总体计算和传动件参数计算 "W4|}plnu  
2、 第二阶段:轴与轴系零件的设计 [9~EH8  
3、 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 g26_#4 P  
4、 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 x N>\t& c  
传动方案的拟定及说明 _(io8zqe{j  
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。 =c#mR" 1  
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。 R\5fl[  
电动机的选择 QFhyidm=]  
1.电动机类型和结构的选择 mKV31wvK}  
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@j!JI&  
2.电动机容量的选择 `-b{|a J  
1) 工作机所需功率Pw %zEy.7Ux  
Pw=3.4kW {(F}SF{  
2) 电动机的输出功率 yEJ3O^(F  
Pd=Pw/η O)&ME  
η= =0.904 J?Q@f  
Pd=3.76kW /J!hKK^k  
3.电动机转速的选择 &A/b9GW^-  
nd=(i1’•i2’…in’)nw Xf{p>-+DL  
初选为同步转速为1000r/min的电动机 A93(} V7I  
4.电动机型号的确定 <bhJ>  
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 7hMh%d0d(_  
计算传动装置的运动和动力参数 )ytP$,r![S  
传动装置的总传动比及其分配 Y}yh6r;i  
1.计算总传动比 I7|a,Q^f  
由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为: rXTdhw?+  
i=nm/nw tN.BI1nB  
nw=38.4 TOSk+2P  
i=25.14 B"*PBJuOA  
2.合理分配各级传动比 #zSNDv`  
由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。 r<P?F  
因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5 l#+@!2z  
速度偏差为0.5%<5%,所以可行。 vt(n: Xk  
各轴转速、输入功率、输入转矩 L-q)48+^k  
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 6BQq|:U  
转速(r/min) 960 960 192 38.4 38.4 YxU->Wi]G  
功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57 Dp^=%F{t  
转矩(N•m) 39.8 39.4 191 925.2 888.4 qla=LS\-A+  
传动比 1 1 5 5 1 ^y|`\oyqwN  
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 [fkt3fS  
k4:=y9`R}$  
传动件设计计算 OMYbCy^  
1. 选精度等级、材料及齿数 vZ=dlu_t  
1) 材料及热处理; ^tjM1uaZ5(  
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。 %JA^b5''  
2) 精度等级选用7级精度; cauKG@:2F  
3) 试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的; mwz!7Q   
4) 选取螺旋角。初选螺旋角β=14° r>"l:GZ  
2.按齿面接触强度设计 'Q*lp!2>  
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 ~_-+Q=3  
按式(10—21)试算,即 i5*/ZA_  
dt≥ ,|UwZ_.  
1) 确定公式内的各计算数值 << YH4}wZ  
(1) 试选Kt=1.6 Ac +fL  
(2) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433 d,j)JnY3V  
(3) 由表10-7选取尺宽系数φd=1 ?#ywUEY* i  
(4) 由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62 {;JFoe+  
(5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa `<R^ZL,  
(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; i(q a'*  
(7) 由式10-13计算应力循环次数 F22]4DLHO  
N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8 nK]L0*s  
N2=N1/5=6.64×107 5'(#Sf  
(8) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.98 T^Xum2Ec  
(9) 计算接触疲劳许用应力 np7!y U  
取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得 /9-kG  
[σH]1==0.95×600MPa=570MPa W[73q>'  
[σH]2==0.98×550MPa=539MPa VK}H;  
[σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa jH9.N4L  
2) 计算 f2Tz5slE  
(1) 试算小齿轮分度圆直径d1t >+ Im:fD  
d1t≥ = =67.85 6ZGw 3p)  
(2) 计算圆周速度 !T]bz+  
v= = =0.68m/s XJ7mvLM;  
(3) 计算齿宽b及模数mnt Rd1I$| Y  
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm hBW,J$B  
mnt= = =3.39 Bjb8#n04  
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm nh"LdHqiDB  
b/h=67.85/7.63=8.89 %i.;~>  
(4) 计算纵向重合度εβ gvxOo#8]  
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 3 k)P*ME#  
(5) 计算载荷系数K z'Fu} ho  
已知载荷平稳,所以取KA=1 dJmr!bN\;  
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, nqib`U@"  
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 lhFv2.qR  
由表10—13查得KFβ=1.36 j sw0"d(  
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 %h=cwT6  
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 mH4Jl1S&  
(6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得 mS-{AK  
d1= = mm=73.6mm B%Z,Xjq  
(7) 计算模数mn QPz3IK%   
mn = mm=3.74  'v&f  
3.按齿根弯曲强度设计 XZpF<7l  
由式(10—17 mn≥ 9J f.Ls  
1) 确定计算参数 |-vn,zpe  
(1) 计算载荷系数 e?XQ,  
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 Lq5Eu$;r  
(2) 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59,从图10-28查得螺旋角影响系数 Yβ=0。88 DI:"+KMq{  
/m*+N9)  
(3) 计算当量齿数 9$N~OZ;-*x  
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 inv 5>OeG  
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 !K_ ke h  
(4) 查取齿型系数 l Gy`{E|  
由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172 :=,lG ou  
(5) 查取应力校正系数 lRA!  
由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798 XZ1<sm8t."  
(6) 计算[σF] @:G#[>nKe  
σF1=500Mpa K<D=QweOon  
σF2=380MPa uI_h__  
KFN1=0.95 |),3`*N  
KFN2=0.98 J~1 =?</  
[σF1]=339.29Mpa . ^JsnP  
[σF2]=266MPa ^CQVqa${]  
(7) 计算大、小齿轮的 并加以比较 CB%O8d #  
= =0.0126 H83/X,"!w  
= =0.01468 + |d[q?  
大齿轮的数值大。 8>~\R=SC  
2) 设计计算 _6&TCd<  
mn≥ =2.4 SRpPLY{:F  
mn=2.5 ?Y#x`DMh  
4.几何尺寸计算 }SF<. A  
1) 计算中心距 3/?{= {  
z1 =32.9,取z1=33 LuUfdzH  
z2=165 4"y1M=he  
a =255.07mm H+2m  
a圆整后取255mm '6W|,  
2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 N\WEp?%~  
β=arcos =13 55’50” o+.LG($+U  
3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 T@,tlIM  
d1 =85.00mm !Won<:.[0  
d2 =425mm 0 P-eC|0  
4) 计算齿轮宽度 ]W>kbH Imz  
b=φdd1 ]2o?Gnn@  
b=85mm ^SH8*7l7  
B1=90mm,B2=85mm pz@wbu=($4  
5) 结构设计 ;Jq 7E  
以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm,而又小于500mm,故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。 3Zeh$DZ  
轴的设计计算 0]^ke:(#  
拟定输入轴齿轮为右旋 '-5Q>d~&h  
II轴: CHX- 4-84{  
1.初步确定轴的最小直径 ;wvhe;!  
d≥ = =34.2mm C Nt  
2.求作用在齿轮上的受力 ,"Nfo`7  
Ft1= =899N ?3{:[*  
Fr1=Ft =337N GH!Lu\y\  
Fa1=Fttanβ=223N; MehMhHY  
Ft2=4494N V]$J&aD  
Fr2=1685N j)neVPf%v  
Fa2=1115N v*k}{M  
3.轴的结构设计 \ZPmPu9^(  
1) 拟定轴上零件的装配方案 f mQ`8b  
i. I-II段轴用于安装轴承30307,故取直径为35mm。 <; (pol|  
ii. II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为44mm。 ?$&iVN^UA  
iii. III-IV段为小齿轮,外径90mm。 y.'5*08S0  
iv. IV-V段分隔两齿轮,直径为55mm。 x^ruPiH  
v. V-VI段安装大齿轮,直径为40mm。 TUV&9wKXo  
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为35mm。 ic_q<Y}  
2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 gnPu{-Ec*  
1. I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。 `96PY !$u  
2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm,轴承和箱体的间隙4mm,所以长度为16mm。 Z_qOQ%l  
3. III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。 -*I Dzm  
4. IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。 hLf<-NM  
5. V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。 :6r)HJ5sg  
6. VI-VIII长度为44mm。 v0}R]h~>\H  
4. 求轴上的载荷 :n} NQzs  
66 207.5 63.5 c0%.GcF0{  
Fr1=1418.5N fxKhe[;  
Fr2=603.5N bdUe,2Yin  
查得轴承30307的Y值为1.6 z|:3,$~sN  
Fd1=443N vdLBf+Zi  
Fd2=189N  A/zZ%h  
因为两个齿轮旋向都是左旋。 !jeoB  
故:Fa1=638N e MT5bn  
Fa2=189N nr t3wqJ  
5.精确校核轴的疲劳强度 L6-zQztn  
1) 判断危险截面 z[q#Dw  
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 n%J {Tcn6  
2) 截面IV右侧的 W"a%IO%'  
'4""Gz  
截面上的转切应力为 J XKqQxZ[X  
由于轴选用40cr,调质处理,所以 V"T48~Ue  
([2]P355表15-1) muc>4!Q  
a) 综合系数的计算 \<bar ~  
由 , 经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为 , , a2MFZe  
([2]P38附表3-2经直线插入) Hmi]qK[F  
轴的材料敏感系数为 , , >*A"tk#oR  
([2]P37附图3-1) XsVp7zk\  
故有效应力集中系数为 _4]GP3`  
查得尺寸系数为 ,扭转尺寸系数为 , YFF\m{#  
([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3) o'8`>rb  
轴采用磨削加工,表面质量系数为 , >8*J ;(:W  
([2]P40附图3-4) Ob"48{w$  
轴表面未经强化处理,即 ,则综合系数值为 <oc"!c;T  
b) 碳钢系数的确定 M+akD  
碳钢的特性系数取为 , PSM~10l,  
c) 安全系数的计算 nF8|*}w  
轴的疲劳安全系数为 ;6T>p  
故轴的选用安全。 E mUA38  
I轴: f""+jc1  
1.作用在齿轮上的力 U;l!.mze  
FH1=FH2=337/2=168.5 "5+x6/9b  
Fv1=Fv2=889/2=444.5 9F&s9(=\  
2.初步确定轴的最小直径 1I{^]]qw  
gg-4ce/  
3.轴的结构设计 m|}};8  
1) 确定轴上零件的装配方案 t=IpV l!  
2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 a=m7pe ^  
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。 zuq7 x7  
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。 ^+hqGu]M  
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。 uTemAIp $u  
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。  yO7xAb  
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。 jI-\~  
i) 轴肩固定轴承,直径为42mm。 / p_mFA]@  
j) 该段轴要安装轴承,直径定为35mm。 ?-y!FD}m&  
2) 各段长度的确定 /n9yv  
各段长度的确定从左到右分述如下: /qYo*S_cG  
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。 .fQ/a`AsU  
b) 该段为轴环,宽度不小于7mm,定为11mm。 1h"CjOp,7  
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。 7~2/NU?  
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。 zPC&p{S>  
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。 "`aNNIG&  
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm f^tCD'Vmi  
4.按弯扭合成应力校核轴的强度 ~(BvI zzD  
W=62748N.mm LV^V`m0#  
T=39400N.mm $[p<}o/6v]  
45钢的强度极限为 ,又由于轴受的载荷为脉动的,所以 。 &s +DK `  
M7\; Y  
III轴 ~F</ s.  
1.作用在齿轮上的力 `YZK$ -,  
FH1=FH2=4494/2=2247N Y55Yo5<j/+  
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N *$t<H-U-  
2.初步确定轴的最小直径 [ _jd  
3.轴的结构设计 #~ :j< =o  
1) 轴上零件的装配方案 tP?pN]Q$,  
2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 `*A!vO8  
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII +x7b9sHJ  
直径 60 70 75 87 79 70 Z# +{ksU  
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 AE_7sM  
K%XQdMv  
5.求轴上的载荷 b"au9:F4@7  
Mm=316767N.mm j2U iZLuV  
T=925200N.mm Ddf7wszW  
6. 弯扭校合 ux[h\Tp  
滚动轴承的选择及计算 @E(_H$|E  
I轴: JAjXhk<=  
1.求两轴承受到的径向载荷 y?ps+ce93  
5、 轴承30206的校核 }`O_  
1) 径向力 Z*Sa%yf  
2) 派生力 k *a?Ey$  
3) 轴向力 M@G <I]\  
由于 ,  h :[8$]  
所以轴向力为 , %s+H& vfQs  
4) 当量载荷 k/"^W.B aj  
由于 , , Ya#,\;dTT  
所以 , , , 。 j^t#>tZS  
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 l>KkK|!T^i  
5) 轴承寿命的校核 VSK!Pc.G}  
II轴: ;*3OkNxa3  
6、 轴承30307的校核 #~&SkIhBE  
1) 径向力 -,M*j|   
2) 派生力 qjK'sge/  
F"3LG"  
3) 轴向力 @~4Q\^;NX  
由于 , 0Zt=1Tv  
所以轴向力为 , 5hVp2 w-  
4) 当量载荷 S%h[e[[fST  
由于 , , U"1z"PcV  
所以 , , , 。 *5SOXrvhu6  
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 J>I.|@W4  
5) 轴承寿命的校核 R]0p L   
III轴: IZ<d~ [y  
7、 轴承32214的校核 !`u  
1) 径向力 RXMzwk  
2) 派生力 {uurM` f}:  
3) 轴向力 + _=&7  
由于 , (J c} K  
所以轴向力为 , xQ4'$rL1d  
4) 当量载荷 &f}a`/{@  
由于 , , 3GH@|id  
所以 , , , 。 "pb$[*_@$  
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 2"31k2H[  
5) 轴承寿命的校核 N;<.::x  
键连接的选择及校核计算 X8F@U ^@  
{Vc%ga|E  
代号 直径 d)'am 3Q  
(mm) 工作长度 n*tT <  
(mm) 工作高度 *O>OHX  
(mm) 转矩 8PWx>}XPt  
(N•m) 极限应力 JGP<'6"L$  
(MPa) * u_ nu>  
高速轴 8×7×60(单头) 25 35 3.5 39.8 26.0 0]x gE  
12×8×80(单头) 40 68 4 39.8 7.32 taS2b#6\+  
中间轴 12×8×70(单头) 40 58 4 191 41.2 B8+J0jdg6%  
低速轴 20×12×80(单头) 75 60 6 925.2 68.5 3Un{Q~6h  
18×11×110(单头) 60 107 5.5 925.2 52.4 I3;{II  
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。 a[<'%S#3x  
连轴器的选择 k7rFbrL Z  
由于弹性联轴器的诸多优点,所以考虑选用它。 $T\W'W R>  
二、高速轴用联轴器的设计计算 OnNWci|7  
由于装置用于运输机,原动机为电动机,所以工作情况系数为 , -WDU~VSU  
计算转矩为 H%,jB<-.A  
所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4(GB4323-84),但由于联轴器一端与电动机相连,其孔径受电动机外伸轴径限制,所以选用TL5(GB4323-84) e rz9CX  
其主要参数如下: XcOfQ s  
材料HT200 tb^8jC  
公称转矩 %9,:  
轴孔直径 ,  oCE=!75  
轴孔长 , )E--E+j  
装配尺寸 3F5Y#[L`  
半联轴器厚 'j^A87\M_  
([1]P163表17-3)(GB4323-84 ` ZO#n  
三、第二个联轴器的设计计算 dP>~ExYtm  
由于装置用于运输机,原动机为电动机,所以工作情况系数为 , gyqM&5b  
计算转矩为 .Dn.|A  
所以选用弹性柱销联轴器TL10(GB4323-84) a;=)`  
其主要参数如下: q=NI}k  
材料HT200 P5u Y1(  
公称转矩 <Fkm7ME]  
轴孔直径 yc4?'k!  
轴孔长 , wul$lJ?tE  
装配尺寸 k[TVu5R  
半联轴器厚 hu?Q,[+o  
([1]P163表17-3)(GB4323-84 d~i WV6Va  
减速器附件的选择 sVk+E'q  
通气器 ^/nj2"  
由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用M18×1.5 81m3j`b  
油面指示器 UDjmXQ2,  
选用游标尺M16 F32N e6Y6"  
起吊装置 @J`o pR  
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 |Z]KF>S]  
放油螺塞 DtXQLL*fl(  
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 cT2&nZ  
润滑与密封 HGuU6@~hu  
一、齿轮的润滑 K U 2LJ_~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。 4*k>M+o/C4  
二、滚动轴承的润滑 #6t 4 vJ1  
由于轴承周向速度为,所以宜开设油沟、飞溅润滑。 vNMndo!  
三、润滑油的选择 4@2<dw|*h  
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。 _n6ge*,E  
四、密封方法的选取  8*nv+  
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。 f`r o {p  
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。 6`K R  
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 UL9]LEGG  
设计小结 gYeKeW3)  
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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