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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 Q,&/V_  
设计任务书……………………………………………………1 ~+Z{Q25R  
传动方案的拟定及说明………………………………………4 Z}|(F RVk  
电动机的选择…………………………………………………4 OgF+O S  
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 Ela-,(Glk  
传动件的设计计算……………………………………………5 SZJ$w-<z  
轴的设计计算…………………………………………………8 %lg=YGLQB  
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 $.Q$`/dF  
键联接的选择及校核计算……………………………………16 q5>v'ZSo  
连轴器的选择…………………………………………………16 8ssJ<LP  
减速器附件的选择……………………………………………17 PQ@L+],C  
润滑与密封……………………………………………………18 Jvun?J m  
设计小结………………………………………………………18 4(-b x.V  
参考资料目录…………………………………………………18 ;Jd3u -  
机械设计课程设计任务书 )P7)0c  
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 erVO|<%=R  
一． 总体布置简图 UX]L;kI  
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 3pmWDG6L  
二． 工作情况： )"+(butI&  
载荷平稳、单向旋转 1Z{ZV.!  
三． 原始数据 !~Q2|r  
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 H5D*|42  
鼓轮的直径D（mm）：350 ?8W( "W   
运输带速度V（m/s）：0.7 9:I6( Zv0  
带速允许偏差（％）：5 pH`44KAuM  
使用年限（年）：5 "QvmqI>  
工作制度（班/日）：2 7OjR._@  
四． 设计内容 J<Pw+6B~  
1. 电动机的选择与运动参数计算； WW~+?g5  
2. 斜齿轮传动设计计算 'Wa,OFd\8  
3. 轴的设计 b,KcBQ.  
4. 滚动轴承的选择 xG;-bJu  
5. 键和连轴器的选择与校核； N25V ]  
6. 装配图、零件图的绘制 u !!X6<  
7. 设计计算说明书的编写 4[r/}/iGo  
五． 设计任务 b*ef);  
1． 减速器总装配图一张 7mm1P9Z  
2． 齿轮、轴零件图各一张 |a{Q0:  
3． 设计说明书一份 1,5E `J  
六． 设计进度 sZ?mP;Q  
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 eSW{Cb  
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 UU8pz{/  
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 /t-fjB{=G  
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 I5h[%T  
传动方案的拟定及说明 NAPX_B,6  
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。 :rP#I#,7w  
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。 n<B<93f/  
电动机的选择 fb  da  
1．电动机类型和结构的选择 `yF`x8  
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。 5[n(7;+gw  
2．电动机容量的选择 U.{l;EL:T  
1） 工作机所需功率Pw {)AMwq  
Pw＝3.4kW OxGE%R,  
2） 电动机的输出功率 =vT<EW}[  
Pd＝Pw/η {-BRt)L[  
η＝ ＝0.904 %7g:}O$  
Pd＝3.76kW fh^lO ^  
3．电动机转速的选择 l]<L [Y,E-  
nd＝（i1’•i2’…in’）nw l1]p'Liuu  
初选为同步转速为1000r/min的电动机 rWh6RYd<T  
4．电动机型号的确定 5Zw1y@k(  
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 /.M+fr S  
计算传动装置的运动和动力参数 _bD/D!|  
传动装置的总传动比及其分配 qaim6a  
1．计算总传动比 ^*~;k|;&  
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： ]59i>  
i＝nm/nw ps$7bN C  
nw＝38.4 <5=JE*s$NS  
i＝25.14 jp' K%P  
2．合理分配各级传动比 *._|-L  
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 8>/Q1(q0  
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 _Jv 9F8v  
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 7w;O}axI  
各轴转速、输入功率、输入转矩 lcV<MDS  
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 D#S\!>m  
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 , *qCf@$I  
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 dz>;<&2Z  
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 !.1%}4@Q]  
传动比 1 1 5 5 1 |w}xl'>q  
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 CQ;]J=|<_  
!EQ@#qW/  
传动件设计计算 L !4t[hhe=  
1． 选精度等级、材料及齿数 i ZL2p>  
1） 材料及热处理； E2L(wt}^  
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。 Vx_rc%'  
2） 精度等级选用7级精度； aCV4AyG  
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； ^KB~*'DN~s  
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° Jx#k,Z4  
2．按齿面接触强度设计 y$81Z q  
因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算 [Pe#kzLX  
按式（10—21）试算，即 ``ekR6[8c  
dt≥ 2k6 X,  
1） 确定公式内的各计算数值 ;O  0+,  
（1） 试选Kt＝1.6 aAu>Tn86D.  
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 CXtU"X  
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 |+ge8uu?C  
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 _ .i3,-l)  
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa y$hp@m'@C  
（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； Da$r`  
（7） 由式10－13计算应力循环次数 $N2SfyX7  
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 FI8Oz,  
N2＝N1/5＝6.64×107 )Z+{|^`kJ  
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 ~](fFa{  
（9） 计算接触疲劳许用应力 ?t@v&s  
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 ~tB;@e  
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa AGA`fRVx  
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa (SVWdgb  
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa (eCFWmO  
2） 计算 Ut]+k+ 4  
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t ,D6v4<jh  
d1t≥ = =67.85 {J/I-=CmML  
（2） 计算圆周速度 #sKWd  
v= = =0.68m/s Kt>X3m,  
（3） 计算齿宽b及模数mnt O?EB8RB  
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm B@Nt`ky0*  
mnt= = =3.39 /RLq>#:h**  
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm o  A* G  
b/h=67.85/7.63=8.89 Wi n8LOC  
（4） 计算纵向重合度εβ b4Y8N"hL%  
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 #n\C |  
（5） 计算载荷系数K *5$&`&,  
已知载荷平稳，所以取KA=1 "HM{b?N  
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， $3=:E36K  
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 .'[/|4H  
由表10—13查得KFβ=1.36 v;y0jD#b  
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 ~fz[x9\  
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 ^C&+ ~+  
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 ?(KvQK|d4  
d1= = mm=73.6mm D}Ilyk_uUw  
（7） 计算模数mn q&'Lbxc>c  
mn = mm=3.74 M ixwK,  
3．按齿根弯曲强度设计 .DJDpP)M  
由式(10—17 mn≥ A CNfS9M_w  
1） 确定计算参数 ;@ WV-bLe  
（1） 计算载荷系数 Jeqxspn T  
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 | P6EO22p  
（2） 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，从图10－28查得螺旋角影响系数 Yβ＝0。88 r0m)j  
47 u@4"M  
（3） 计算当量齿数 4aZCFdc  
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 2^exL h  
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 t0PQ~|H<KV  
（4） 查取齿型系数 Z#`0txCF  
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 {F*N=pSq  
（5） 查取应力校正系数 . ,NB( s`  
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 #:3r4J%+~  
（6） 计算[σF] QL"gWr`R  
σF1=500Mpa oL/o*^  
σF2=380MPa zW{ 6Eg  
KFN1=0.95 nN`"z3o  
KFN2=0.98 7x.%hRk  
[σF1]=339.29Mpa @kngI7=E  
[σF2]=266MPa ^o<:;{  
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 X7aXxPCq1  
= =0.0126 DOD6Liau{Q  
= =0.01468 &yH#s 8^8  
大齿轮的数值大。 2]jPv0u  
2） 设计计算 twqFs  
mn≥ =2.4 i8V0Ty4~N  
mn=2.5 ].DY"  
4．几何尺寸计算 1JTbCS  
1） 计算中心距 4 9w=kzo  
z1 =32.9，取z1=33 UFZ"C,  
z2=165 bLG]Wa  
a =255.07mm 3_qdJ<,  
a圆整后取255mm ui.'^F<  
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 cV$lobqO  
β=arcos =13 55’50” 3\!F\tqD \  
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 0*(K DDv  
d1 =85.00mm @vH2Vydu  
d2 =425mm V> a*3D  
4） 计算齿轮宽度 l[n@/%2  
b=φdd1 $>vy(Y  
b=85mm lC9S\s  
B1=90mm，B2=85mm uIP iM8(  
5） 结构设计 O.:I,D&]  
以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。 < tQc_  
轴的设计计算 *8!w&ME+.  
拟定输入轴齿轮为右旋 'XfgBJF=  
II轴： ~"mj;5Id  
1．初步确定轴的最小直径 NXgRNca  
d≥ ＝ =34.2mm (DJvi6\H  
2．求作用在齿轮上的受力 PKtU:Eg  
Ft1= =899N #4y,a_)  
Fr1=Ft =337N )bW5yG!  
Fa1=Fttanβ=223N； D3?N<9g  
Ft2=4494N GJak.,0t  
Fr2=1685N 5-p.MGso  
Fa2=1115N &tBA^igXK  
3．轴的结构设计 _om[VKJd  
1） 拟定轴上零件的装配方案 {'IFWD.5  
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 W(k:Pl#  
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 '0Zm#g  
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 fNxw&ke8&  
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 [-VGArD[k,  
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 `C<F+/q  
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 aF])"9  
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 lwsbm D  
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 ^gm>!-Gx  
2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm，轴承和箱体的间隙4mm，所以长度为16mm。 Iq,v  
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 } J;~P 9Y  
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 ??I:H  
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 >ITEd  
6. VI-VIII长度为44mm。 .YiaXP  
4． 求轴上的载荷 " Z;uu)NE  
66 207.5 63.5 6^ik|k|  
Fr1=1418.5N 1 ;Ju]  
Fr2=603.5N {&`VGXG  
查得轴承30307的Y值为1.6 {5 Kz'FT  
Fd1=443N Vi,Y@+4  
Fd2=189N t&pGQ  
因为两个齿轮旋向都是左旋。 U?EG6t  
故：Fa1=638N IozNjII$:.  
Fa2=189N JjDS"hK#  
5．精确校核轴的疲劳强度 #01/(:7  
1） 判断危险截面 QRagz, c  
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 ' fl(N2t  
2） 截面IV右侧的 AY@k-4  
r]-+bR  
截面上的转切应力为 'RQiLUF  
由于轴选用40cr，调质处理，所以 &NP6%}bR`  
（[2]P355表15-1） @WJf)  
a) 综合系数的计算 '8={ sMy  
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， 5*XH6g F  
（[2]P38附表3-2经直线插入） }#|2z}!  
轴的材料敏感系数为 ， ， h/9Sg*k  
（[2]P37附图3-1） 9/Wn!Ld  
故有效应力集中系数为  h.D^1  
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， x Zg7Jg  
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） @|'Z@>!/pV  
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， n531rkK-   
（[2]P40附图3-4） *cQz[S@F  
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 :1NYpsd.i  
b) 碳钢系数的确定 ]wR6bEm7  
碳钢的特性系数取为 ， D zE E:&*=  
c) 安全系数的计算 ;Lqm#]C  
轴的疲劳安全系数为 y0y+%H-  
故轴的选用安全。 _[0I^o  
I轴： N&,"kRFFo  
1．作用在齿轮上的力 YiO3<}Uf  
FH1=FH2=337/2=168.5 $4: ~* IQ  
Fv1=Fv2=889/2=444.5 ) _ #T c  
2．初步确定轴的最小直径 H<{*ub4'L*  
MKe *f%  
3．轴的结构设计 Qv74?B@  
1） 确定轴上零件的装配方案 ^[*AK_o_DQ  
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 .;j"+Ef   
d) 由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mm。 >7W"giWP  
e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30。 Yr:>icz|  
f) 该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30207型，即该段直径定为35mm。 |:}L<9Sq  
g) 该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。 -/1d&  
h) 为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为46mm。 r*>QT:sB  
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 P0Aas)!  
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 '2j~WUEmg  
2） 各段长度的确定 Zq9>VqGe  
各段长度的确定从左到右分述如下： KM EXT$p  
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。 }el,^~  
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 cx<h_  
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。 `dP? 2-Z  
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。 QZz&1n  
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。 3!1&DII4  
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm cFe V?a  
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 qP@L(_=g  
W=62748N.mm QK,=5~IJ  
T=39400N.mm Jr|K>  
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 "rL"K  
'\4c "Ho  
III轴 z)r8?9u  
1．作用在齿轮上的力 wX@H &)<s  
FH1=FH2=4494/2=2247N EwC5[bRjUp  
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N D~XU `;~u  
2．初步确定轴的最小直径 hLCsQYNDU  
3．轴的结构设计 9{T 8M  
1） 轴上零件的装配方案 aS2a_!f  
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1fmSk$ y.9  
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII 5Gc_LI&v7  
直径 60 70 75 87 79 70 g6HphRJ5s  
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 5^bh.uF  
3#7ENV`  
5．求轴上的载荷 RT1{+:l  
Mm=316767N.mm 9T?~$XlX  
T=925200N.mm hYs82P|2Ol  
6. 弯扭校合 9@JlaY)0  
滚动轴承的选择及计算 V}j %gy`  
I轴： @#'yPV1  
1．求两轴承受到的径向载荷 j0Id!o  
5、 轴承30206的校核 cu) @P0I  
1） 径向力 MYKs??]Y1  
2） 派生力 AEiWL.*.  
3） 轴向力 v#{G8'+%  
由于 ， &h98.A*&  
所以轴向力为 ， Zb 12:?  
4） 当量载荷 };4pZceV  
由于 ， ， ]t8{)r  
所以 ， ， ， 。 m 4wPuW  
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 ly9x1`?$  
5） 轴承寿命的校核 _Ac/ir[,:  
II轴： ubiQ8Bx  
6、 轴承30307的校核 3RBpbTNWp  
1） 径向力 UwvGr h  
2） 派生力 <L[T'ZE+  
， ]Om'naD  
3） 轴向力 Lg\8NtP   
由于 ， ,AGM?&A  
所以轴向力为 ， ~xsb5M5  
4） 当量载荷 $%N;d>[U,  
由于 ， ， T)$ 6H}[c  
所以 ， ， ， 。 we6+2  
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 bW,BhUb,|  
5） 轴承寿命的校核 5?#OR!N  
III轴： FU [8:o62  
7、 轴承32214的校核 }z9I`6[  
1） 径向力 ze#rYNvo/  
2） 派生力 r&H=i  
3） 轴向力 [XA&&EcU  
由于 ， wdN>KS2!  
所以轴向力为 ， 48*Oh2BA  
4） 当量载荷 )3D+gu  
由于 ， ， {ziYd;Ys1  
所以 ， ， ， 。 _RA{SO  
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 gNMKGf\Y  
5） 轴承寿命的校核 :8\*)"^E  
键连接的选择及校核计算 LLXg  
[="g|/M)  
代号 直径 Qd&d\w/  
（mm） 工作长度 rw40<SS"Z  
（mm） 工作高度 CWobvR)e  
（mm） 转矩 d=xI   
（N•m） 极限应力 2fHIk57jP  
（MPa） )sqp7["-  
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 ~#IWM+I  
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 @M1yBN  
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 H`+]dXLB  
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 &k%wOz1vM  
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 DRKc&F6Qy  
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。 !DY2{Wb  
连轴器的选择 ^-c si   
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 !"o1ve`{  
二、高速轴用联轴器的设计计算 >h/)r6  
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 ， it/C y\f  
计算转矩为 M; S-ESQ  
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） 1A)wbH)  
其主要参数如下： dctA`W@:-  
材料HT200 's7SZ$(  
公称转矩 ^Xt]wl*]+  
轴孔直径 ， jiw`i  
轴孔长 ， g#9*bF  
装配尺寸 Wj  
半联轴器厚 btB(n<G2#  
（[1]P163表17-3）（GB4323-84 @4  
三、第二个联轴器的设计计算 g O\f:Pg  
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ， ;k63RNT,M&  
计算转矩为 e5"-4udCn  
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） Js^r]=\F'  
其主要参数如下： f4aD0.K.g|  
材料HT200 t<EX#_i,  
公称转矩 7Da^Jv k  
轴孔直径 gl(6m`a>  
轴孔长 ， ,pGCgOG#}c  
装配尺寸 )n3bi QL_  
半联轴器厚 zYgK$u^H  
（[1]P163表17-3）（GB4323-84 _+ R_ms  
减速器附件的选择 oN1wrf}Sh  
通气器 {ZBb. $}RC  
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 MRl*r K  
油面指示器 gYH:EuY,  
选用游标尺M16 !tFU9Zt  
起吊装置 1+PNy d  
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 RZ,<D I  
放油螺塞 ~:RDw<PWp  
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 o`y*yucHI  
润滑与密封 e&a[k  
一、齿轮的润滑 ,[K)E  
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。 W<Vzd4hR  
二、滚动轴承的润滑 )1tnZ=&  
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 7gR;   
三、润滑油的选择 (j"~]T!)1  
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。 ,*}g r  
四、密封方法的选取 2M( PH]D  
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。 nLN6@  
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。 k @/SeE  
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 Ll E_{||h  
设计小结 n-| i  
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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