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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 2A,iY}R  
设计任务书……………………………………………………1  o(q][:,h  
传动方案的拟定及说明………………………………………4 $$GmundqB  
电动机的选择…………………………………………………4 X~#jx(0_  
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 cW|M4`  
传动件的设计计算……………………………………………5 ~ "IjT'W3  
轴的设计计算…………………………………………………8 <D1>;C  
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 rB<za I\V  
键联接的选择及校核计算……………………………………16 reU*apZ/  
连轴器的选择…………………………………………………16 p,cw- lN  
减速器附件的选择……………………………………………17 }BR@vY'd  
润滑与密封……………………………………………………18 |cBeyqr  
设计小结………………………………………………………18 Z2.S:y.  
参考资料目录…………………………………………………18 /&T"w,D  
机械设计课程设计任务书 1vmK  d  
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 Gl@-RLo  
一． 总体布置简图 :SUU)jLq  
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 yn;sd+:z  
二． 工作情况： < gtqwH]   
载荷平稳、单向旋转 \_#Z~I{  
三． 原始数据 Qgel^"t]i  
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 ^kF-mM=  
鼓轮的直径D（mm）：350 O! t> @%)  
运输带速度V（m/s）：0.7 0>aAI3E  
带速允许偏差（％）：5 mv0JD(  
使用年限（年）：5 'u)zQAaw.  
工作制度（班/日）：2 w4"4(SR.  
四． 设计内容 j)vfI>  
1. 电动机的选择与运动参数计算； SFaG`T=  
2. 斜齿轮传动设计计算 iW\Q>~0#_  
3. 轴的设计 0IP5 &[-P  
4. 滚动轴承的选择 InCJ4D  
5. 键和连轴器的选择与校核； u*:;O\6l  
6. 装配图、零件图的绘制 Af V a[{E  
7. 设计计算说明书的编写 "y5LojdCs  
五． 设计任务 $ M8ZF(W  
1． 减速器总装配图一张 AD=qB5:  
2． 齿轮、轴零件图各一张 P%nN#Qm  
3． 设计说明书一份 yH:gFEJ:x  
六． 设计进度 ([+u U!  
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 wQnW2)9!  
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 ;n"Nv }<C  
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 EU0b>2n4  
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 o/6 'g)r*  
传动方案的拟定及说明 7: cmBkXm  
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。 E/Ng   
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。 q7!$-  
电动机的选择 P*\h)F/3}t  
1．电动机类型和结构的选择 #$ Q2ijT0  
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。 C'a%piX  
2．电动机容量的选择 \]a@ NBv  
1） 工作机所需功率Pw G5R"5d'  
Pw＝3.4kW TS~>9h\;  
2） 电动机的输出功率 =HGC<#  
Pd＝Pw/η 7[)IP:I>  
η＝ ＝0.904 Oapv`Z\i~  
Pd＝3.76kW a'U}.w}  
3．电动机转速的选择 c-dOb.v0  
nd＝（i1’•i2’…in’）nw 4J"S?HsW|  
初选为同步转速为1000r/min的电动机 e=yQFzQT)  
4．电动机型号的确定 SMMsXH  
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 jEkO #xI  
计算传动装置的运动和动力参数 Z fQzA}QD  
传动装置的总传动比及其分配 rda/  
1．计算总传动比 pm.Zc'23  
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： j-% vLL/  
i＝nm/nw `wzb}"gLsM  
nw＝38.4 eMDO;q  
i＝25.14 63EwV p/|  
2．合理分配各级传动比 n*Q~<`T  
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 W>*9T?  
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 U<aT%^_  
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 h yPVt6Gkj  
各轴转速、输入功率、输入转矩 Bj-80d,  
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 aT[qJbp1  
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 I>(3\z4s  
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 ZYi."^l  
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 :nYnTo`  
传动比 1 1 5 5 1 ,'KS:`m!  
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 5Wyo!pRi  
orGkS<P  
传动件设计计算 L7}dvdtZ0  
1． 选精度等级、材料及齿数 zFn!>Tqe  
1） 材料及热处理； S>! YBzm&X  
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。 ?hXeZB+b4  
2） 精度等级选用7级精度； !(-lY(x  
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； rKtr&w7X  
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° ,?OWwm&J  
2．按齿面接触强度设计 H2plT  
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 9Ez>srH(  
按式（10—21）试算，即 &N`s@Ka  
dt≥ f<$>?o&y  
1） 确定公式内的各计算数值 mHiV};$  
（1） 试选Kt＝1.6 ;E!(W=]*F  
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 !P_8D*^9  
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 {`Jr$*;  
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 3 W%Bsqn  
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa C'_^DPzj  
（6） 由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa； "$lE~d">  
（7） 由式10－13计算应力循环次数 hI^Hqv  
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 aR2Vvo  
N2＝N1/5＝6.64×107 eL vbPE_  
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 tJ_6dH8Y  
（9） 计算接触疲劳许用应力 N>+s8L.?  
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 f4h|Nn%;  
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa FK^JCs^  
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa aLWNqe&1  
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa %ja8DRQ.  
2） 计算 2$fFl,v!z  
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t lU}y%J@  
d1t≥ = =67.85 4Z& i\#Q  
（2） 计算圆周速度 iK(G t6w  
v= = =0.68m/s 6r x%>\UkS  
（3） 计算齿宽b及模数mnt m$bX;F}T  
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm "RkbT O  
mnt= = =3.39 kPt] [1jo  
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm n0nvp@?7bJ  
b/h=67.85/7.63=8.89 :nt 7jm,  
（4） 计算纵向重合度εβ _>6xU t  
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 {Xc^-A[~  
（5） 计算载荷系数K z)Yk&;XC  
已知载荷平稳，所以取KA=1 Zgw;AY.R>  
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， mr4W2Z@L  
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 fpDx)lQ  
由表10—13查得KFβ=1.36 [\Ks+S  
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 {hXIP`  
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 5Oa`1?C1  
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 (eG9b pqr  
d1= = mm=73.6mm "<#-#j  
（7） 计算模数mn pq3W.7z;b  
mn = mm=3.74 iEA$`LhO\A  
3．按齿根弯曲强度设计 `.Oj^H6  
由式(10—17 mn≥ $s*nh>@7  
1） 确定计算参数 )*b dG'}  
（1） 计算载荷系数 j[^(<R8  
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 /|kR= ~  
（2） 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，从图10－28查得螺旋角影响系数 Yβ＝0。88 :|Ckr-k"1e  
(O$PJLI  
（3） 计算当量齿数 P ,%IZ.  
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 3y[uH'  
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 zQ&k$l9  
（4） 查取齿型系数 ?)Psf/  
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 3 N5un`K7  
（5） 查取应力校正系数 ??'>kQ4  
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 S\,~6]^T  
（6） 计算[σF] U #u=9%'  
σF1=500Mpa :c*_W /  
σF2=380MPa ?yfw3s  
KFN1=0.95 5$<\  
KFN2=0.98 MRI`h.  
[σF1]=339.29Mpa '=M4 (h  
[σF2]=266MPa S .KZ)  
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 w,6zbI/  
= =0.0126  -L.U4x  
= =0.01468 i;CVgdQ8  
大齿轮的数值大。 c}QWa"\2n  
2） 设计计算 dGNg[  
mn≥ =2.4 IbC8DDTD  
mn=2.5 F+c4v A})  
4．几何尺寸计算 pX\Y:hCug  
1） 计算中心距 DX*eN"z[  
z1 =32.9，取z1=33 &B3[:nS2  
z2=165 5t,W'a_  
a =255.07mm A;06Zrf1  
a圆整后取255mm aJ4y%Gy?  
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 XBmAD!  
β=arcos =13 55’50” 2;v1YKY  
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 l{2Y[&%  
d1 =85.00mm hxXl0egI  
d2 =425mm =SY`Xkj[  
4） 计算齿轮宽度 Wubvvm8U  
b=φdd1 Oi?+Z:lak  
b=85mm -MCDX^ >P  
B1=90mm，B2=85mm w~3~:w$  
5） 结构设计 5>S<9A|Q  
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。 !U 6 x_  
轴的设计计算 Y`U[Y Hx  
拟定输入轴齿轮为右旋 9On0om>  
II轴： [!<W{ ($5  
1．初步确定轴的最小直径 q2 pq~LI  
d≥ ＝ =34.2mm k|r+/gIV  
2．求作用在齿轮上的受力 LE'8R~4.<  
Ft1= =899N $GMva}@G`  
Fr1=Ft =337N 3YFbT Z  
Fa1=Fttanβ=223N； k)a3j{{  
Ft2=4494N RqONVytx  
Fr2=1685N R)>F*GsR  
Fa2=1115N jQV.U~25Q  
3．轴的结构设计 .?Pghqq.  
1） 拟定轴上零件的装配方案 .!B>pp(9  
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 Os5Xejh`I  
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 >U.f`24  
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 Rg3cqe#O/  
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 S, *  
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 g]ct6-m  
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 KysJ3G.k\  
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 -(Z%?]+  
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。  t=6[FK  
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。 TA~FP#.  
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 /_?y]Ly[r  
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 _ Cu,"  
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 WlF}R\N!  
6. VI-VIII长度为44mm。 |E(`9  
4． 求轴上的载荷 b}C6/ zW  
66 207.5 63.5 ^&Re-{ES]  
Fr1=1418.5N *%(BE*C}  
Fr2=603.5N ?kF_C,k/>N  
查得轴承30307的Y值为1.6 PdkS3Hz  
Fd1=443N #\{j/{VZ  
Fd2=189N B< 6E'  
因为两个齿轮旋向都是左旋。 SXJ]()L?[v  
故：Fa1=638N E[nJ'h<h  
Fa2=189N v!~ ;Q O  
5．精确校核轴的疲劳强度 vz *'1ugaA  
1） 判断危险截面 7R{(\s\9:  
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 z+=wql*Eo  
2） 截面IV右侧的 .Z2zv*  
`:4bg1u  
截面上的转切应力为 B.T|e,g26  
由于轴选用40cr，调质处理，所以 ITmW/Im5  
（[2]P355表15-1） 50?5xSEM0_  
a) 综合系数的计算 ,iy;L_N  
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， $yi[wwf 4  
（[2]P38附表3-2经直线插入） 1%^d <%,]  
轴的材料敏感系数为 ， ， 5{.g~3"  
（[2]P37附图3-1） >~vZ+YO  
故有效应力集中系数为 UEb'b,O_9  
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， _ft)e3Gf  
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） _ l$1@  
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， -IP3I  
（[2]P40附图3-4） /BaXWrd+  
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 Aq5@k\[  
b) 碳钢系数的确定 \qA^3L~;5  
碳钢的特性系数取为 ， YZHqy++x  
c) 安全系数的计算 B'U;i5u4'  
轴的疲劳安全系数为 hj*Fn  
故轴的选用安全。 .zMM!l3  
I轴： b~L8m4L  
1．作用在齿轮上的力 #R#o/@|  
FH1=FH2=337/2=168.5 .o"FT~}z  
Fv1=Fv2=889/2=444.5 1^HUu"Kt  
2．初步确定轴的最小直径 ]ICBNJ  
Kd%>:E*  
3．轴的结构设计 &58TX[#  
1） 确定轴上零件的装配方案 =I6u*$9<  
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 [h=[@jiB  
d) 由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mm。 D_(K{? KU  
e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30。 oKlOcws}  
f) 该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30207型，即该段直径定为35mm。 /`x)B(b  
g) 该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。 <M,A:u\qSQ  
h) 为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为46mm。 ;<~lzfs  
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 8ba*:sb  
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 !arTR.b\  
2） 各段长度的确定 ;=ci7IT'  
各段长度的确定从左到右分述如下： !P"=57d}"l  
a) 该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。 /U1 jCLR'  
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 &qP@WFl  
c) 该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。 zr1,A#BV  
d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm（采用油润滑），轴承宽18.25mm，定为41.25mm。 6lKM5,Oa  
e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为57mm。 TXDb5ZCzM  
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm HbUadPr  
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 S$egsK"~  
W=62748N.mm "p[FFg  
T=39400N.mm ,2y " \_  
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 |:{H4  
5%Xny8 ]|D  
III轴 Ac@ zTK6>  
1．作用在齿轮上的力 |vLlEN/S  
FH1=FH2=4494/2=2247N 3~uWrZ.u  
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N R2%>y5dD  
2．初步确定轴的最小直径 g0n 5&X  
3．轴的结构设计 R{hq1-  
1） 轴上零件的装配方案 U}]uPvu  
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 G'\x9%  
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII Q x]zz4jD  
直径 60 70 75 87 79 70 )b_ GKA `  
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 ti}g?\VT  
Jjgy;*hM  
5．求轴上的载荷 G;CB%qXI  
Mm=316767N.mm /j`v N  
T=925200N.mm }s7ibm'  
6. 弯扭校合 zs_^m1t1s  
滚动轴承的选择及计算 Nsd7?|@HI  
I轴： 'r2VWavT  
1．求两轴承受到的径向载荷 #!n"),3  
5、 轴承30206的校核 V,W":&!x  
1） 径向力 IUJRP  
2） 派生力 sJHN4  
3） 轴向力 nLfITr|5  
由于 ， xqA XfJ.  
所以轴向力为 ， VIi/=mO]  
4） 当量载荷 yN Bb(!u  
由于 ， ， i7RW8*  
所以 ， ， ， 。 !UV/p"CfX  
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 =rrbS8To=  
5） 轴承寿命的校核 U'8ub(:&  
II轴： >10pk  
6、 轴承30307的校核 ;J)8#|  
1） 径向力 \EC=#E(  
2） 派生力 Gw;[maM!%`  
， /h!Y/\kI  
3） 轴向力 tUp'cG  
由于 ， `PY>p!E  
所以轴向力为 ， Js7D>GWP!  
4） 当量载荷 NSPa3NE  
由于 ， ， I'NE>!=Q  
所以 ， ， ， 。 J3$Ce%<   
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 -5Km 9X8  
5） 轴承寿命的校核 R4R SXV  
III轴： Fk 5;  
7、 轴承32214的校核 >;;tX3(  
1） 径向力 8#S}.|"?F  
2） 派生力 s|1BqoE  
3） 轴向力 M_4:~&N$  
由于 ， y+C.2 ca  
所以轴向力为 ， p=U/l#xO  
4） 当量载荷 A|D]e)/6+B  
由于 ， ， LD~s@}yH>  
所以 ， ， ， 。 aC&ZV}8of  
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 .kGlUb?^Q  
5） 轴承寿命的校核 P0En&g+~  
键连接的选择及校核计算 LQnkpy3A  
^rKA=siz  
代号 直径 ;I#S m;  
（mm） 工作长度 RRNoX }  
（mm） 工作高度 v GF<  
（mm） 转矩 W:8*Z8?7  
（N•m） 极限应力 E/MNz}+  
（MPa） JVORz-uBs  
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 iZVMDJ?(Z]  
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 2nQrCdRC  
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 n>w/T"  
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 &tULSp@J  
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 f4s^$Q{Q  
由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为 ，所以上述键皆安全。 yvgn}F{}  
连轴器的选择 .=VtMi$n  
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 .3B3Z&vr  
二、高速轴用联轴器的设计计算 ^Fl6-|^~  
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 ， myVV5#{  
计算转矩为 jDp]}d|f)  
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） 8"M*,?.]  
其主要参数如下： 0RLyAC|  
材料HT200 `J>76WN  
公称转矩 |vZ\tQ  
轴孔直径 ， %r<c>sFJN  
轴孔长 ， o|s JTY  
装配尺寸 ? 9.V@+i  
半联轴器厚 ;BEg"cm  
（[1]P163表17-3）（GB4323-84 rpgr5>  
三、第二个联轴器的设计计算 s_=/p5\  
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 ， b[^=GF>e  
计算转矩为 LvJ')HG  
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） \}ujSr#<  
其主要参数如下： m[7i<'+S  
材料HT200 x9#>0 4s  
公称转矩 ,t+5(qi  
轴孔直径 l_lm)'ag  
轴孔长 ， ?I`BbT}  
装配尺寸 rx*1S/\PPc  
半联轴器厚 P&/PCSf  
（[1]P163表17-3）（GB4323-84 3dnL\AqC  
减速器附件的选择 cJ G><'  
通气器 jb' hqz  
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 y(K?mtQ   
油面指示器 OE!:`Bo3T  
选用游标尺M16 5q`d=L,  
起吊装置 PMJe6*(x/  
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 <}RU37,W  
放油螺塞 ()}B]?  
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 l-yQ3/:  
润滑与密封 Ve,_;<F]S  
一、齿轮的润滑 s D] 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。 *f~X wy"  
二、滚动轴承的润滑 @L%9NqE`O  
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 _Cv({m&N  
三、润滑油的选择 ,w|f*L$  
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。 29K09 0f  
四、密封方法的选取 krTH<- P  
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。 _wWh7'u~G  
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。 4-`C !q  
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 #,O<E@E  
设计小结  4q)eNcs  
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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