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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 ~YP Jez  
设计任务书……………………………………………………1 uR;gVO+QC  
传动方案的拟定及说明………………………………………4 lDc-W =X=  
电动机的选择…………………………………………………4 &<y2q/U}  
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 ( #D*Pl  
传动件的设计计算……………………………………………5 vxFTen{-F  
轴的设计计算…………………………………………………8 oVvc?P  
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 r%@Lej5+  
键联接的选择及校核计算……………………………………16 "{D6J809  
连轴器的选择…………………………………………………16 vI1i, x#i  
减速器附件的选择……………………………………………17 NGC,lv  
润滑与密封……………………………………………………18  6e,xDr  
设计小结………………………………………………………18 0(U#)  
参考资料目录…………………………………………………18 ^n1%OzGK#  
机械设计课程设计任务书 /./"x~@  
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 g{IF_ 1  
一. 总体布置简图 O.G'?m<: #  
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 g.py+ ZFJ  
二. 工作情况: DdQ;Q5|  
载荷平稳、单向旋转 );V2?G`/  
三. 原始数据 oA] KE"T  
鼓轮的扭矩T(N•m):850 sRSz}]  
鼓轮的直径D(mm):350 7hP<f}xL  
运输带速度V(m/s):0.7 x5}'7,A  
带速允许偏差(%):5 Byl^?5  
使用年限(年):5 !Ucjax~  
工作制度(班/日):2 54lu2gD'  
四. 设计内容 U>Ld~cw  
1. 电动机的选择与运动参数计算; o+w;PP)+=  
2. 斜齿轮传动设计计算 M<O{O}t<  
3. 轴的设计 {8$=[;  
4. 滚动轴承的选择 x8Loyt_C  
5. 键和连轴器的选择与校核; (*}yjUYLZ  
6. 装配图、零件图的绘制 c 'uhK8|  
7. 设计计算说明书的编写 C%d_@*82  
五. 设计任务 &LO"g0w  
1. 减速器总装配图一张 k.<]4iS  
2. 齿轮、轴零件图各一张 }%b;vzkG5  
3. 设计说明书一份 o[oM8o<  
六. 设计进度 L`f^y;Y.  
1、 第一阶段:总体计算和传动件参数计算 o#) {1<0vg  
2、 第二阶段:轴与轴系零件的设计 'c2W}$q  
3、 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 6+r$t#  
4、 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 L86n}+ P\  
传动方案的拟定及说明 gE#>RM5D  
由题目所知传动机构类型为:同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。 )?+$x[f!*  
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-F)%T[  
电动机的选择 d->|EJP  
1.电动机类型和结构的选择 E_Z{6&r  
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。 We0.3aG  
2.电动机容量的选择 valtev0<  
1) 工作机所需功率Pw JB!:JML  
Pw=3.4kW x{D yTtX<  
2) 电动机的输出功率 =q N2Xg/  
Pd=Pw/η *I}`dC[  
η= =0.904 w=b)({`M  
Pd=3.76kW DPi_O{W>  
3.电动机转速的选择 X%yO5c\l2  
nd=(i1’•i2’…in’)nw BA\/YW @  
初选为同步转速为1000r/min的电动机 HhO".GA  
4.电动机型号的确定 =*p/F  
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 4iSa7YqhBT  
计算传动装置的运动和动力参数 c/c$D;T  
传动装置的总传动比及其分配 N0hE4t  
1.计算总传动比 )`^p%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: *JggU  
i=nm/nw f0Bto/,>~  
nw=38.4 *s@Qtgu  
i=25.14 vJAZ%aW  
2.合理分配各级传动比 3u%{dGa  
由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。 P[s8JDqu  
因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5 2WUT/{:X  
速度偏差为0.5%<5%,所以可行。 jzU.Bu.  
各轴转速、输入功率、输入转矩 .<kqJ|SVi  
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 'SQG>F Uy  
转速(r/min) 960 960 192 38.4 38.4 h iNEJ_f  
功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57 l5L.5 $N  
转矩(N•m) 39.8 39.4 191 925.2 888.4 [M+f-kl  
传动比 1 1 5 5 1 ~]ZpA-*@Ut  
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 wAnb Di{W  
=8U&[F  
传动件设计计算 H'Yh2a`!o  
1. 选精度等级、材料及齿数 n3J53| %v  
1) 材料及热处理; ,3nN[)dk  
选择小齿轮材料为40Cr(调质),硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢(调质),硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。 2<M= L1\  
2) 精度等级选用7级精度; qzb<J=FAU  
3) 试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的; @&[T _l  
4) 选取螺旋角。初选螺旋角β=14° 0uBl>A7qhn  
2.按齿面接触强度设计 JxyB(  
因为低速级的载荷大于高速级的载荷,所以通过低速级的数据进行计算 hYawU@R  
按式(10—21)试算,即 3sd"nR?aX  
dt≥ )7_"wD` z  
1) 确定公式内的各计算数值 `^lYw:xA  
(1) 试选Kt=1.6 &=4(l|wcg  
(2) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433 ~|<m,)!  
(3) 由表10-7选取尺宽系数φd=1 uc|45Zxt  
(4) 由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62 CbN!1E6).  
(5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa EbqcV\Kb  
(6) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa;大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2=550MPa; g2unV[()_  
(7) 由式10-13计算应力循环次数 c6Y\n%d&  
N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8 ! !PYP'e  
N2=N1/5=6.64×107 Rp$}YN  
(8) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.98 /lafve~  
(9) 计算接触疲劳许用应力 GguFo+YeZ  
取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得 `"%T=w  
[σH]1==0.95×600MPa=570MPa PfkrOsV/m  
[σH]2==0.98×550MPa=539MPa aF7nvu*N  
[σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa O:da-xWJ  
2) 计算 I$8" N]/C  
(1) 试算小齿轮分度圆直径d1t L\;6y*K  
d1t≥ = =67.85 ;'-olW~  
(2) 计算圆周速度 `9 {mr<  
v= = =0.68m/s j2 !3rI  
(3) 计算齿宽b及模数mnt 1T:Y0  
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm 3"rzb]=R  
mnt= = =3.39 n8. kE)?  
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm O@YTAT&d#  
b/h=67.85/7.63=8.89 .; &# )l  
(4) 计算纵向重合度εβ _v* nlc  
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 $-On~u0g  
(5) 计算载荷系数K ,K^4fL$C;3  
已知载荷平稳,所以取KA=1 Q:$Zy  
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, ] Eh}L  
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 hTwA%  
由表10—13查得KFβ=1.36 ^ :F.  
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 l&}y/t4%  
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 frBX{L  
(6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得 I2H6y"p N  
d1= = mm=73.6mm lSH6>0#B  
(7) 计算模数mn k^OV56  
mn = mm=3.74 H OBP`lf  
3.按齿根弯曲强度设计 p6vKoI#T  
由式(10—17 mn≥ 3"{.37Q  
1) 确定计算参数 ++DG5`  
(1) 计算载荷系数 x|{IwA9  
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 k#5}\w!  
(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 5^j45'%I  
D0BI5q  
(3) 计算当量齿数 Iuh/I +[7  
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 [b$4Shx  
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 %8~3M75$  
(4) 查取齿型系数 *s;|T?~i  
由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172 T\r@5Xv  
(5) 查取应力校正系数 l{D'uI[&  
由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798 r:]1 O*  
(6) 计算[σF] ox ;  
σF1=500Mpa j+HHQd7Y  
σF2=380MPa P bQk<"J1  
KFN1=0.95 N;+[`l  
KFN2=0.98 pBw0"ff  
[σF1]=339.29Mpa ?)\a_ Tn  
[σF2]=266MPa *FJZi Py  
(7) 计算大、小齿轮的 并加以比较 K!KMQr`  
= =0.0126 _ A 0w[n  
= =0.01468 J "FC%\|  
大齿轮的数值大。 [= |jZVhT  
2) 设计计算 0VK-g}"x  
mn≥ =2.4 "HXYNS>  
mn=2.5 C2{lf^9:&  
4.几何尺寸计算 u_).f<mUdF  
1) 计算中心距 `N5|Ho*C  
z1 =32.9,取z1=33 Sv;_HZ  
z2=165 l (3bW1{n  
a =255.07mm "gD-8C3  
a圆整后取255mm q=lAb\i  
2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 q5 L51KP2  
β=arcos =13 55’50” 5cWw7V<m  
3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 $mCarFV-T  
d1 =85.00mm [7 YPl9  
d2 =425mm %N#%|2B  
4) 计算齿轮宽度 V:G>G'Eh0  
b=φdd1 t R6 +G  
b=85mm =!Q7}z1QI  
B1=90mm,B2=85mm lb:/EUd5  
5) 结构设计 *]i!fzI']  
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。 $\k0Nup}  
轴的设计计算 RV&^g*;E  
拟定输入轴齿轮为右旋 VS&TA>  
II轴: )3h^Y=43  
1.初步确定轴的最小直径 K|oacOF9  
d≥ = =34.2mm d`1I".y  
2.求作用在齿轮上的受力 al 20V  
Ft1= =899N {6oE0;2o'  
Fr1=Ft =337N V _c @b%  
Fa1=Fttanβ=223N; |T{C,"9y  
Ft2=4494N 0KD]j8^  
Fr2=1685N )yo a  
Fa2=1115N q%5eVG  
3.轴的结构设计  ykrr2x  
1) 拟定轴上零件的装配方案 xW[ -n  
i. I-II段轴用于安装轴承30307,故取直径为35mm。 G/v/+oX  
ii. II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为44mm。 G"T',~  
iii. III-IV段为小齿轮,外径90mm。 4H+Ked&Oq  
iv. IV-V段分隔两齿轮,直径为55mm。 (|d34DOJ  
v. V-VI段安装大齿轮,直径为40mm。 ai*f F  
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为35mm。 mE^o-9/  
2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 j:w{;(1=W  
1. I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。 }za[E>z  
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。 * 9p |HX=  
3. III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。 .SWt3|Pi5  
4. IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。 nhN);R~o"1  
5. V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。 -rKO )}  
6. VI-VIII长度为44mm。 )z8!f}:De=  
4. 求轴上的载荷 Pf F=m'  
66 207.5 63.5 )a3IQrf=  
Fr1=1418.5N ~8m=1)A{(  
Fr2=603.5N <9sO  
查得轴承30307的Y值为1.6 Er k?}E  
Fd1=443N $3,ryXp7  
Fd2=189N Va$Pi19 O  
因为两个齿轮旋向都是左旋。 ``A 0WN  
故:Fa1=638N Z#.f&K )xX  
Fa2=189N >{ me  
5.精确校核轴的疲劳强度 *. &HD6Qr  
1) 判断危险截面 +I>p !v  
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 ?b!Fa  
2) 截面IV右侧的 YJ:3!B>Zo  
.ZMW>U>  
截面上的转切应力为 CDi<< ,  
由于轴选用40cr,调质处理,所以 [&*6_q"V  
([2]P355表15-1) C%~a`e|/Y  
a) 综合系数的计算  mA7m  
由 , 经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为 , , .qA{xbu  
([2]P38附表3-2经直线插入) GjB]KA^  
轴的材料敏感系数为 , , +\"-P72vjk  
([2]P37附图3-1) gKg-O  
故有效应力集中系数为 tb?YLxMV  
查得尺寸系数为 ,扭转尺寸系数为 , ;#MB7A  
([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3) 7a=S  
轴采用磨削加工,表面质量系数为 , N S#TW  
([2]P40附图3-4) s6o>m*{  
轴表面未经强化处理,即 ,则综合系数值为 na^sBq?\  
b) 碳钢系数的确定 V Yw%01#  
碳钢的特性系数取为 , {7Mj P+\  
c) 安全系数的计算 `c+/q2M  
轴的疲劳安全系数为 umLb+GbI4  
故轴的选用安全。 {RB-lfrWs  
I轴: 7DlOW1|  
1.作用在齿轮上的力 !6}O.Nu  
FH1=FH2=337/2=168.5 u =gt<1U  
Fv1=Fv2=889/2=444.5 g+PPW88P;  
2.初步确定轴的最小直径 9%sM*[A  
&:=$wc  
3.轴的结构设计 iK{T^vvk  
1) 确定轴上零件的装配方案 [_xyl e  
2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 2u?zO7W)-L  
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。 7< 9L?F2  
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。 FEz>[#eOX  
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。 wNE$6  
g) 该段轴要安装齿轮,考虑到轴肩要有2mm的圆角,经标准化,定为40mm。 _#o' +_Z  
h) 为了齿轮轴向定位可靠,定位轴肩高度应达5mm,所以该段直径选为46mm。 D=RU`?L  
i) 轴肩固定轴承,直径为42mm。 zdSh:  
j) 该段轴要安装轴承,直径定为35mm。 U/;]zdP.K  
2) 各段长度的确定  j<"nO(  
各段长度的确定从左到右分述如下: R.s|j=  
a) 该段轴安装轴承和挡油盘,轴承宽18.25mm,该段长度定为18.25mm。 Q+i\8RJ  
b) 该段为轴环,宽度不小于7mm,定为11mm。 c<+;4z  
c) 该段安装齿轮,要求长度要比轮毂短2mm,齿轮宽为90mm,定为88mm。 nT#JOmv  
d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm(采用油润滑),轴承宽18.25mm,定为41.25mm。 H(Ms^8Vs~:  
e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸,定为57mm。 G%# 05jH  
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm Lv1{k\aw  
4.按弯扭合成应力校核轴的强度 ( #&|Dp^'  
W=62748N.mm ngi<v6i  
T=39400N.mm NN 0Q`r,8}  
45钢的强度极限为 ,又由于轴受的载荷为脉动的,所以 。 p$;I'  
8Z85D  
III轴 A\te*G0:S  
1.作用在齿轮上的力 -Cid3~mX3  
FH1=FH2=4494/2=2247N Kud'pZ{P  
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N u}6v?!  
2.初步确定轴的最小直径 /vE]2Io  
3.轴的结构设计 NBl __q  
1) 轴上零件的装配方案 t^E hE  
2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 `#IcxweA  
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII #l1Qe`  
直径 60 70 75 87 79 70 f"&Xr!b.h  
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 `0#H]=$2h  
Ul Mi.;/^  
5.求轴上的载荷 DlE_W+F  
Mm=316767N.mm &S74mV  
T=925200N.mm 6-,m}Ce\  
6. 弯扭校合 klWYuStZ  
滚动轴承的选择及计算 n"aCt%v  
I轴: xk~Nmb}  
1.求两轴承受到的径向载荷 n<V1|X  
5、 轴承30206的校核 O2-M1sd$  
1) 径向力 G@d`F  
2) 派生力 k4KHS<n0  
3) 轴向力 bdc\  
由于 , 8V4V3^_xs  
所以轴向力为 , VGH/X.NJ  
4) 当量载荷 F@YV]u>N  
由于 , , %hT4qzJj  
所以 , , , 。 <R1X \s.  
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 Y9}8M27vQG  
5) 轴承寿命的校核 |k-XBp  
II轴: #w3ru6*W  
6、 轴承30307的校核 F!KV\?eM$  
1) 径向力 w.kCBDL  
2) 派生力 2f:Mm'XdB  
T%CxvZ  
3) 轴向力 :7;[`bm(G  
由于 , Pl~P-n  
所以轴向力为 , tGqCt9;<  
4) 当量载荷 DacJ,in_I{  
由于 , , xNdIDj@  
所以 , , , 。 ekzjF\!y  
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 #7z|mVzH  
5) 轴承寿命的校核 vrrt@y  
III轴: ged,>  
7、 轴承32214的校核 6 `puTL?  
1) 径向力 Z}cIA87U  
2) 派生力 rH}fLu8,;Q  
3) 轴向力 P%o44|[][  
由于 , {tzxA_  
所以轴向力为 , Mz|L-62  
4) 当量载荷 ! sYf<  
由于 , , x% XT2+  
所以 , , , 。 3;BvnD7  
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 ?ei%RWo  
5) 轴承寿命的校核 I5pp "*u  
键连接的选择及校核计算 ]O@"\_}  
\5[-Ml  
代号 直径 zv%J=N$G  
(mm) 工作长度 }V^e7d  
(mm) 工作高度 J@bW^>g*6u  
(mm) 转矩 X!0kK8v  
(N•m) 极限应力 R# 6H'TVE  
(MPa) )}|mDN&P  
高速轴 8×7×60(单头) 25 35 3.5 39.8 26.0 ],?pe  
12×8×80(单头) 40 68 4 39.8 7.32 ^HFo3V }h  
中间轴 12×8×70(单头) 40 58 4 191 41.2 *h,3}\  
低速轴 20×12×80(单头) 75 60 6 925.2 68.5 #Go(tS~o  
18×11×110(单头) 60 107 5.5 925.2 52.4 Y. TYc;  
由于键采用静联接,冲击轻微,所以许用挤压应力为 ,所以上述键皆安全。 h;n\*[fDc  
连轴器的选择 R@ QQNYU.D  
由于弹性联轴器的诸多优点,所以考虑选用它。 UA0tFeH  
二、高速轴用联轴器的设计计算 |9]PtgQv7  
由于装置用于运输机,原动机为电动机,所以工作情况系数为 , MuSaK %  
计算转矩为 <$C<Ba?;?  
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) .;%q/hP  
其主要参数如下: 8?Wgawx  
材料HT200 IgA.%}II}  
公称转矩 {W'8T}q  
轴孔直径 , .wri5  
轴孔长 , -h9#G{2W[  
装配尺寸 k.>6nho`TV  
半联轴器厚 zv9M HC &  
([1]P163表17-3)(GB4323-84 <UAP~RH{  
三、第二个联轴器的设计计算  tJ1-DoU  
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 , fIEw(k<*  
计算转矩为 r9 ;`  
所以选用弹性柱销联轴器TL10(GB4323-84) T/7vM6u  
其主要参数如下: # `58F.  
材料HT200 Z3 n~&!  
公称转矩 `G0*l|m>  
轴孔直径 KZi' v6  
轴孔长 , ^+a  
装配尺寸 SauHFl8?  
半联轴器厚 9mm2Vps;  
([1]P163表17-3)(GB4323-84 =WjJN Q  
减速器附件的选择 n>T:2PQ3  
通气器 ULTNhq R*n  
由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用M18×1.5 AJ4r/b }  
油面指示器 ;&7,7 3!  
选用游标尺M16 |=,83,a  
起吊装置 n\* JaY  
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 (7 ijt  
放油螺塞 :B+Rg cqi  
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 Rd vn)K  
润滑与密封 sr4jQo  
一、齿轮的润滑 yI:r7=KO  
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。 $*i7?S@~-  
二、滚动轴承的润滑 p~FQcW'a~  
由于轴承周向速度为,所以宜开设油沟、飞溅润滑。 9 c6'  
三、润滑油的选择 86#-q7aX  
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。 *78)2)=~  
四、密封方法的选取 1M=   
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。 qdO[d|d  
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。 gs-@hR.,s0  
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 >.n;mk  
设计小结 5<^'Cy  
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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