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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 sP'U9l  
设计任务书……………………………………………………1 _ g8CvH)?!  
传动方案的拟定及说明………………………………………4 h]>QGX[kC  
电动机的选择…………………………………………………4 vmj'X>Q  
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 3T= ?!|e  
传动件的设计计算……………………………………………5 f'oO/0lx  
轴的设计计算…………………………………………………8 iCtDV5  
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 8)o%0#;0B  
键联接的选择及校核计算……………………………………16 _t/~C*=:=  
连轴器的选择…………………………………………………16 F%tV^$%  
减速器附件的选择……………………………………………17 TFAd  
润滑与密封……………………………………………………18 GyZpdp!  
设计小结………………………………………………………18 yp!7^  
参考资料目录…………………………………………………18 Uk'bOp  
机械设计课程设计任务书 (k^o[HF  
题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器 Ht"?ajW{  
一． 总体布置简图 B6yTD7  
1—电动机；2—联轴器；3—齿轮减速器；4—带式运输机；5—鼓轮；6—联轴器 6KRC_-  
二． 工作情况： Tpd|+60g  
载荷平稳、单向旋转 t+ vz=`  
三． 原始数据 ! }>CEE  
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 0sA+5*mdM  
鼓轮的直径D（mm）：350 `PUGg[Zx^  
运输带速度V（m/s）：0.7 X=KC +1e  
带速允许偏差（％）：5 dJjkH6%}  
使用年限（年）：5 kRb  %:*  
工作制度（班/日）：2 k.ttrKy<q/  
四． 设计内容 L"tzUYxg  
1. 电动机的选择与运动参数计算； q"e]\Tb=we  
2. 斜齿轮传动设计计算 YvG=P<_xw  
3. 轴的设计 sR4B/1'E  
4. 滚动轴承的选择 oMNSQMlI  
5. 键和连轴器的选择与校核； 8CUlE-R5  
6. 装配图、零件图的绘制 g.*DlD%%  
7. 设计计算说明书的编写 Nl'@Y^8N  
五． 设计任务 6]sP"  
1． 减速器总装配图一张 .|e8v _2J  
2． 齿轮、轴零件图各一张 }n( ?|  
3． 设计说明书一份 !$hi:3{U ,  
六． 设计进度 1{A K=H')  
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 !<3!ORFO  
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 b+CJRB1  
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 v&qL r+_7  
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 t$e'[;w  
传动方案的拟定及说明 c`@";+|r  
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。 $Jo4n>/  
本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。 `=$p!H8  
电动机的选择 T I|h  
1．电动机类型和结构的选择 DF>3)oTF  
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。 P-/"sD  
2．电动机容量的选择 *M ^ <oG  
1） 工作机所需功率Pw Xp.$FJ1)  
Pw＝3.4kW PX*}.L *x  
2） 电动机的输出功率 bC /Ql  
Pd＝Pw/η 9:P\)'y?  
η＝ ＝0.904 TwsI8X  
Pd＝3.76kW P1R5}i  
3．电动机转速的选择 M@z_tR'3\  
nd＝（i1’•i2’…in’）nw j5[Y0)pV\  
初选为同步转速为1000r/min的电动机 O 6ph_$nt.  
4．电动机型号的确定 GC~nr-O  
由表20－1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求 ^=k=;   
计算传动装置的运动和动力参数 aaP6zJXi  
传动装置的总传动比及其分配 nV`U{}x  
1．计算总传动比 9a]{|M9  
由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为： O7CW#F  
i＝nm/nw TuEM  
nw＝38.4 J5(^VKj  
i＝25.14 f92z/5%V  
2．合理分配各级传动比 ?N(<w?Gat  
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 wB bCGU  
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 d'"|Qg_'  
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 Bf.iRh0Q5  
各轴转速、输入功率、输入转矩 snWe&-  
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 1F_$[iIX]  
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 fTso[r:F.  
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 SpImd IpD  
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 fwvwmZW  
传动比 1 1 5 5 1 JA*+F1s  
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 ]}kw'&  
=Oq *9=v|  
传动件设计计算 '#XT[\  
1． 选精度等级、材料及齿数 zE<Iv\Q  
1） 材料及热处理； q|:wzdmNZ  
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。 yM`u]p1  
2） 精度等级选用7级精度； Vm[F~2+HX  
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； C5~n^I|  
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° |RXQ_|  
2．按齿面接触强度设计 /z_]7]  
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 P@keg*5@  
按式（10—21）试算，即 Z+u.LXc|c  
dt≥ m8;w7S7,j~  
1） 确定公式内的各计算数值 LP=y$B  
（1） 试选Kt＝1.6 *`rfD*  
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 c6lCF &  
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 aU~?&]  
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 $4^SWT.  
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa 5.*,IedY  
（6） 由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa； *FktI\tS  
（7） 由式10－13计算应力循环次数 Fuzb4Df  
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 haY]gmC  
N2＝N1/5＝6.64×107 /y$Fw9R;  
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 ``P9fd  
（9） 计算接触疲劳许用应力 s[sv4hq  
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 h=0a9vIXF  
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa x1?mE)n]  
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa w|6/i/X  
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa )A xD|A  
2） 计算 p_g`f9q6D  
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t BvsSrse  
d1t≥ = =67.85 'Y#'ozSQv  
（2） 计算圆周速度 :SS \2  
v= = =0.68m/s E]rXp~AZm  
（3） 计算齿宽b及模数mnt & W od  
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm ^?Mp(o  
mnt= = =3.39 Y X^c}t}U  
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm n."n?C'{  
b/h=67.85/7.63=8.89 $L 8>Ha}  
（4） 计算纵向重合度εβ y]0O"X-G  
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 s*[ I"iE  
（5） 计算载荷系数K L/[VpD  
已知载荷平稳，所以取KA=1 /wLGf]0  
根据v=0.68m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.11；由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同， >7PQOQMW'  
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 M2|!,2  
由表10—13查得KFβ=1.36 CNefk$/cR  
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 aTTkj\4  
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 2t9UJu4  
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 w8w0:@0(  
d1= = mm=73.6mm 5, ,~k=  
（7） 计算模数mn 1,%`vlYv  
mn = mm=3.74 v>#Njgo  
3．按齿根弯曲强度设计 DPjs? M<  
由式(10—17 mn≥ XZ~kXE;B(  
1） 确定计算参数 C[<}eD4bV  
（1） 计算载荷系数 Ai1"UYk\\Y  
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 rP3tFvOH  
（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 1oej<67PdJ  
6qHD&bv\%C  
（3） 计算当量齿数 X7huc*  
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 r=5 S0  
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 j*<J&/luYZ  
（4） 查取齿型系数 hHN[K  
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 | J3'#7  
（5） 查取应力校正系数 \Q|-Npw  
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 Ohk\P;}  
（6） 计算[σF] ?"mZb#%  
σF1=500Mpa !xfDWbvHV  
σF2=380MPa SK\@w9#&$  
KFN1=0.95 M; wKTTQy  
KFN2=0.98 Q3 8+`EhLA  
[σF1]=339.29Mpa T0tX%_6`  
[σF2]=266MPa 7.hBc;%2u  
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 q$:7j5E  
= =0.0126 S-S%IdL  
= =0.01468 Wp>t\S~N  
大齿轮的数值大。 iz#R)EB/g  
2） 设计计算 q*UHzE:LI  
mn≥ =2.4 miaH,hm  
mn=2.5 ZOEe-XW  
4．几何尺寸计算 lH4Nbluc^  
1） 计算中心距 |O_ JUl  
z1 =32.9，取z1=33 no3yzF3Hi  
z2=165 yMz#e0k  
a =255.07mm |@X^_L.!  
a圆整后取255mm {Nl?  
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 ]ZcivnN#  
β=arcos =13 55’50” Iw`tb N L[  
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 6kH6"  
d1 =85.00mm !0,q[|m  
d2 =425mm ~a ([e\~  
4） 计算齿轮宽度 ,%TBW,>  
b=φdd1 <?KPyg2  
b=85mm lgaSIXDK  
B1=90mm，B2=85mm m[}k]PB>  
5） 结构设计 B-MS@ <2  
以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。 &u2;S?7m  
轴的设计计算 2R&\qZ<  
拟定输入轴齿轮为右旋 !i;6!w  
II轴： m !*F5x  
1．初步确定轴的最小直径 N:<$]x>  
d≥ ＝ =34.2mm 0V1GX~2  
2．求作用在齿轮上的受力 ,ErfTg&^  
Ft1= =899N KV_/fa~Ry  
Fr1=Ft =337N V'&;r'#O  
Fa1=Fttanβ=223N； lnyb4d/  
Ft2=4494N 9>~pA]j%  
Fr2=1685N i//H5D3  
Fa2=1115N ]bY|>q  
3．轴的结构设计 #hxYB  
1） 拟定轴上零件的装配方案 ~bZ$ d{o^  
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 ]Lub.r  
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 lcdhOjz!N  
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 y!=,u  
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 bTum|GWf  
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 Z_q+Ac{p  
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 .g8*K "  
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 4-yK!LR  
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 Uj(0M;#%o+  
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。 qq5X3K2&  
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 Pf[E..HF*d  
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 XDY]LAV  
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 1CB&z@  
6. VI-VIII长度为44mm。 aJ+V]WmA  
4． 求轴上的载荷 J~2SGXH)^?  
66 207.5 63.5 5%I3eL%s  
Fr1=1418.5N N{v)pu.  
Fr2=603.5N !/}3/iU  
查得轴承30307的Y值为1.6 NI s7v  
Fd1=443N "W7|Xp  
Fd2=189N TPN+jK  
因为两个齿轮旋向都是左旋。 (.4lsKN<  
故：Fa1=638N no*)M7  
Fa2=189N $:~;U xh=  
5．精确校核轴的疲劳强度 MNu0t\`p4  
1） 判断危险截面 RNk|h  
由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面 UMGiJO\yH  
2） 截面IV右侧的 <w9~T TS  
T`x|=}  
截面上的转切应力为 36=aahXd\  
由于轴选用40cr，调质处理，所以 jri"#H  
（[2]P355表15-1） fp [gKRSF  
a) 综合系数的计算 -ZaeX]^&Q\  
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， O <Rh[Aqn  
（[2]P38附表3-2经直线插入） {,%&}kd>  
轴的材料敏感系数为 ， ， FP=B/!g  
（[2]P37附图3-1） ;XN|dq  
故有效应力集中系数为 >bW=oTFz  
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， sT)>Vdwf_  
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） L2XhrLK.|  
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， :F:1(FDP  
（[2]P40附图3-4） 83vMj$P  
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为  cyl%p$  
b) 碳钢系数的确定 yx]9rD1cz  
碳钢的特性系数取为 ， YlrN^rO  
c) 安全系数的计算 3]*Kz*i  
轴的疲劳安全系数为 G8av5zR  
故轴的选用安全。 D4L&6[W  
I轴： g{'f%bkG  
1．作用在齿轮上的力 '7?Y+R@|L  
FH1=FH2=337/2=168.5 flmQNrC.8  
Fv1=Fv2=889/2=444.5 'I$FOH   
2．初步确定轴的最小直径 V%8(zt  
\W*L9azr  
3．轴的结构设计 R l ]x:  
1） 确定轴上零件的装配方案 ! 6(3Y  
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 hY&Yp^"}]^  
d) 由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mm。 gC1LQ!:;Oi  
e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30。 u9"=t  
f) 该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30207型，即该段直径定为35mm。 ZO<,V  
g) 该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。 A6]:BuP;c  
h) 为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为46mm。 >Z!!`0{  
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 ;E.]:Ia~  
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 &s".hP6  
2） 各段长度的确定 NH/A`Wm  
各段长度的确定从左到右分述如下： cfIC(d  
a) 该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。 5 bI :xL}  
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 <\#'o}  
c) 该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。 O)q4^AE$  
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。 cACIy yQ  
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。 [^"*I.Z_  
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm PBn7{( x  
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 ce;7  
W=62748N.mm  LSC[S:  
T=39400N.mm  t;o\"H  
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 =dAAb\:  
QD@O!}; T  
III轴 Vgj#-7bdyi  
1．作用在齿轮上的力 5SY%B#;5G  
FH1=FH2=4494/2=2247N Q5ASN"_  
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N L3%frIUd  
2．初步确定轴的最小直径 7ui<2(W@0  
3．轴的结构设计 H\>{<`sD;f  
1） 轴上零件的装配方案 ps<E f  
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 FOG{dio  
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII T1d@=&0"  
直径 60 70 75 87 79 70 )V1xL_hx/  
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 d'';0[W)  
Y+"1'W  
5．求轴上的载荷 6\7c:  
Mm=316767N.mm FsED9+/m  
T=925200N.mm !{-W%=Kf  
6. 弯扭校合 ZO%^r%~s  
滚动轴承的选择及计算 0 PYYG  
I轴： (,I:m[0  
1．求两轴承受到的径向载荷 i6#*y!3{  
5、 轴承30206的校核 ,!{8@*!=s  
1） 径向力 sOLh'x f.  
2） 派生力 (9u`(|x  
3） 轴向力 Wr[LC&  
由于 ， -PPwX~;!  
所以轴向力为 ， Jq0sZ0j  
4） 当量载荷 |qX ?F`  
由于 ， ， |XB<vj07G  
所以 ， ， ， 。 Y~}MfRE3z  
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 Ir JSU_  
5） 轴承寿命的校核 $ +WXM$N  
II轴： @}q, ';H7  
6、 轴承30307的校核 U,U=udsi  
1） 径向力 ?2"g*Bak  
2） 派生力 *y4g\#o.  
， lR %#R  
3） 轴向力 #m U\8M,  
由于 ， YhH3fVM  
所以轴向力为 ， nFlN{_/  
4） 当量载荷 *)Pm   
由于 ， ， WHC/'kvF  
所以 ， ， ， 。 KiXfR\S~C  
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 u{4P)DIQ  
5） 轴承寿命的校核 JzEg`Sn^  
III轴： XNa{_3v  
7、 轴承32214的校核 F$8:9eL,T  
1） 径向力 iM8Cw/DS  
2） 派生力 ;!HQ!#B  
3） 轴向力 8U@f/ P  
由于 ， ]+e zg(C}  
所以轴向力为 ， HB )+.e  
4） 当量载荷 \IQG%L{  
由于 ， ， h!wq&Vi4  
所以 ， ， ， 。 cpk\;1&t  
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 ]2-Qj)mZ]  
5） 轴承寿命的校核 P.Tnq  
键连接的选择及校核计算 &W>\Vl1  
HW[&q  
代号 直径 j*QdD\)  
（mm） 工作长度 9po=[{Bp  
（mm） 工作高度 qq!ZYWy2  
（mm） 转矩 _EMX x4J  
（N•m） 极限应力 N-l`U(Z~P  
（MPa） [lIX&!T"  
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 vL_yM  
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 /5E0'y,|P  
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 {U-z(0  
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 .J-k^+-  
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 N%Bl+7,q  
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。 ~Y43`@3H:  
连轴器的选择 6KGT?d  
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 $x }R2  
二、高速轴用联轴器的设计计算 3sV$#l P  
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 ， W)1nc"WqY  
计算转矩为 iJOoO"Ai  
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） qVU<jt  
其主要参数如下： 0-PT%R  
材料HT200 KF&8l/f  
公称转矩 =H7p&DhD[  
轴孔直径 ， [`tOhL  
轴孔长 ， G>pedE\  
装配尺寸 ?n<F?~  
半联轴器厚 W.4R+kF<  
（[1]P163表17-3）（GB4323-84 C1A  X  
三、第二个联轴器的设计计算 ->qRGUW  
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 ， 'sAkrl8kt  
计算转矩为 # N3*SE  
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） ]+G\1SN~  
其主要参数如下： #>_t[9;  
材料HT200 !ldE9 .  
公称转矩 H.?`90IQ  
轴孔直径 Hd4 ~v0eS  
轴孔长 ， ~7aD#`amU  
装配尺寸 {31X  
半联轴器厚 G>^= Bm_$  
（[1]P163表17-3）（GB4323-84 H5]q*D2  
减速器附件的选择 euY+jc%  
通气器 !rgXB(  
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 v$`3}<3-  
油面指示器 "LYhYkI  
选用游标尺M16 s j-oaWt  
起吊装置 8Ud.t =2  
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 YeJTB}  
放油螺塞 f`vWCb  
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 1grcCL q  
润滑与密封 Up-^km  
一、齿轮的润滑 D7R;IA-w  
采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。 1$))@K-I  
二、滚动轴承的润滑 ?`vGpi~  
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 D0\*WK$  
三、润滑油的选择 tZ) ,Z<  
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。 J%Y-3{TQK  
四、密封方法的选取 hJFxT8B/  
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。 TH>uL;?=  
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。 &%3}'&EBv  
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 J}Z\I Y,  
设计小结 Z>`frL  
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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