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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 pk6<wAs*?#  
设计任务书……………………………………………………1 ;_0frX  
传动方案的拟定及说明………………………………………4 CD4@0Z+  
电动机的选择…………………………………………………4 "d2JNFIHb  
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 r6It )PQ  
传动件的设计计算……………………………………………5 R`,|08E  
轴的设计计算…………………………………………………8 % zO>]f&  
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 N;4wbUPL7h  
键联接的选择及校核计算……………………………………16 uvi&! )x  
连轴器的选择…………………………………………………16 5yjG\ ~  
减速器附件的选择……………………………………………17 q``/7  
润滑与密封……………………………………………………18 E@-5L9eJ\  
设计小结………………………………………………………18 xl9S=^`=  
参考资料目录…………………………………………………18 tRNMiU  
机械设计课程设计任务书 ]1M Z:]k  
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 N$u: !  
一． 总体布置简图 IA$=  
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 x+v&3YF  
二． 工作情况： 7Rn 4gT  
载荷平稳、单向旋转 P1 |3%#c  
三． 原始数据 |o@U L  
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 Z6&bUZF$bE  
鼓轮的直径D（mm）：350 (Dn1Eov  
运输带速度V（m/s）：0.7 l nJ  
带速允许偏差（％）：5 ^FZ9q  
使用年限（年）：5 c=aZ[  
工作制度（班/日）：2 iDdR-T|  
四． 设计内容 (px3o'lsh  
1. 电动机的选择与运动参数计算； =Z..&H5i  
2. 斜齿轮传动设计计算 B;nIKZ  
3. 轴的设计 *\*]:BIe&v  
4. 滚动轴承的选择 a6?t?: ~|  
5. 键和连轴器的选择与校核； (0Jr<16si$  
6. 装配图、零件图的绘制 X_)x Fg'k  
7. 设计计算说明书的编写 R_"6E8N  
五． 设计任务 g"`jWSt7Q  
1． 减速器总装配图一张 )( pgJLW  
2． 齿轮、轴零件图各一张 @VyF' ?}  
3． 设计说明书一份 ?QtM|e  
六． 设计进度 U&SSc@of  
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 \\{78WDA  
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 |nU%H=Rs/  
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 IsjN xBM  
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 cfy9wD  
传动方案的拟定及说明 iH>b"H >  
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。 JURg=r]LI  
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。 Y oZd,} i  
电动机的选择 X|L_}Q7  
1．电动机类型和结构的选择 u++a0>N  
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。 oG-Eac,  
2．电动机容量的选择 rddn"~lm1  
1） 工作机所需功率Pw ,V)hV@Dk  
Pw＝3.4kW X5= Ki $+  
2） 电动机的输出功率 ^;$9>yi1  
Pd＝Pw/η ^ '_Fd  
η＝ ＝0.904 X>Z83qV5d!  
Pd＝3.76kW Z/;hbbG  
3．电动机转速的选择 sosIu  
nd＝（i1’•i2’…in’）nw '1zC|:,  
初选为同步转速为1000r/min的电动机 3%u: c]-wF  
4．电动机型号的确定 Ds@K%f(.?w  
由表20－1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求 wkp$/IZKMj  
计算传动装置的运动和动力参数 P<9T.l  
传动装置的总传动比及其分配 cca]@Ox]  
1．计算总传动比 2\gbciJ[{(  
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： e.(RhajB  
i＝nm/nw "V,dH%&j  
nw＝38.4 ^}kYJvqA  
i＝25.14 ANR611-a  
2．合理分配各级传动比 Ko "JH=<  
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 z; >O5a>z  
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 3Q,p,  
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 L l,nt  
各轴转速、输入功率、输入转矩 ;cb='s  
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 RG/P]  
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 \P*%u  
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 $$R- >  
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 OQDx82E  
传动比 1 1 5 5 1 -CPLgT  
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 Q?'Ax"$D  
uuy0fQQ8ti  
传动件设计计算 5KssfI a  
1． 选精度等级、材料及齿数 o Y<vKs^  
1） 材料及热处理； {s?hXB  
选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 QdIoK7J 9  
2） 精度等级选用7级精度； o/!a7>xO4  
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； !DKl:8mx4  
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° W61:$y}8  
2．按齿面接触强度设计 P[e#j  
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 w_Z*X5u  
按式（10—21）试算，即 {Hw$`wL  
dt≥ U* T :p>&  
1） 确定公式内的各计算数值 0%3T'N%  
（1） 试选Kt＝1.6 `?T8NK  
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 OW8TiM mK  
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 l_2YPon  
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 ?!bWUVC)_  
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa =I+5sCF{g  
（6） 由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa； *yW9-(  
（7） 由式10－13计算应力循环次数 ?_/T$b ]  
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 Ll^9,G"Tt  
N2＝N1/5＝6.64×107 dW#l3_'3T  
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 u_$Spbc]/  
（9） 计算接触疲劳许用应力 92*Y( >  
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 >JN[5aus  
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa .r@'9W^8  
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa &oDu$%dkT  
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa `]<~lf  
2） 计算 "C+Fl /v  
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t D&8*4>  
d1t≥ = =67.85 y(Q.uYz*  
（2） 计算圆周速度 Oin:5K)4-  
v= = =0.68m/s AdRt\H<  
（3） 计算齿宽b及模数mnt yy\d<-X~  
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm ?^: xNRE$j  
mnt= = =3.39 bJ6v5YA%  
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm N,`<:'  
b/h=67.85/7.63=8.89 }sGH}n<9*  
（4） 计算纵向重合度εβ q.RW_t~  
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 QBT_H"[  
（5） 计算载荷系数K =[^_x+x hE  
已知载荷平稳，所以取KA=1 t`A5wqm  
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， $e![^I]`  
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 Jm G)=$,  
由表10—13查得KFβ=1.36 wmgKh)`@_{  
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 L+" 5g@  
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 *AN2&>Y  
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 zDof e*  
d1= = mm=73.6mm 7~ok*yGw  
（7） 计算模数mn |;P9S  
mn = mm=3.74 gkNvvuQXc  
3．按齿根弯曲强度设计 eVbaxL!Q^  
由式(10—17 mn≥ l=< :  
1） 确定计算参数 @~<M_63  
（1） 计算载荷系数 nXqZkZE\  
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 /S+gh;2OC  
（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 QA&BNG  
*.9.BD9  
（3） 计算当量齿数 j*jO809%^  
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 KCkA4`IeM  
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 9 &~Rj 9  
（4） 查取齿型系数 nAJ<@a  
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 "b"Q0"w  
（5） 查取应力校正系数 xI7; (o"  
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 #:?vpV#i  
（6） 计算[σF] 'WG%O7s.  
σF1=500Mpa skn`Q>a  
σF2=380MPa 2*K _RMr~  
KFN1=0.95 wZm=h8d  
KFN2=0.98 ',yY  
[σF1]=339.29Mpa NK+iLXC  
[σF2]=266MPa *a7&v3X  
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 r9@Q="J_)  
= =0.0126 T)ra>r<#  
= =0.01468 Y&k6Xhuao  
大齿轮的数值大。 <tbsQ3  
2） 设计计算 t F<|Eja *  
mn≥ =2.4 FU|c[u|z  
mn=2.5 {g *kr1JM  
4．几何尺寸计算 PZRm.vC)k  
1） 计算中心距 ;m3SlP{F  
z1 =32.9，取z1=33 <5Jp2x#  
z2=165 dM(}1%2  
a =255.07mm joh=0nk;D  
a圆整后取255mm mzz77i  
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 sSC yjS'T  
β=arcos =13 55’50” 2rq)U+   
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 MeqW/!72$L  
d1 =85.00mm sW B;?7P  
d2 =425mm m1X0stFRs"  
4） 计算齿轮宽度 \KmjA )(  
b=φdd1 HPGi5rU  
b=85mm n; 0bVVMV  
B1=90mm，B2=85mm hgCeU+H  
5） 结构设计 MmBM\Dnv  
以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。 xGq,hCQHV  
轴的设计计算 aU3 m{pE  
拟定输入轴齿轮为右旋 \5$N> 2kO  
II轴： 6<+R55  
1．初步确定轴的最小直径 /YWoDHL  
d≥ ＝ =34.2mm w<<G}4~u|  
2．求作用在齿轮上的受力 ~\c]!%)o  
Ft1= =899N t,;1?W#  
Fr1=Ft =337N Q9N=yz  
Fa1=Fttanβ=223N； ;6I{7[  
Ft2=4494N >8~+[e  
Fr2=1685N +!6C^G  
Fa2=1115N *s/sF@8<X  
3．轴的结构设计 Yz0ruhEMk  
1） 拟定轴上零件的装配方案 )FM/^  
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。  s%Q pb{  
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 hSc$Sa8  
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 ^.F@yo2}  
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 2+Z2`k]AC  
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 t i)foam  
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 AG2iLictv  
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 :<w3.(Z  
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 P.P3/,  
2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm，轴承和箱体的间隙4mm，所以长度为16mm。 x"~F=jT  
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 L=Q- r[  
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 ,8g~,tMr+  
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 c?Bi  
6. VI-VIII长度为44mm。 qn#\ro1H  
4． 求轴上的载荷 [1'`KJ]  
66 207.5 63.5 pr.Vfb  
Fr1=1418.5N KUVsCmiT  
Fr2=603.5N '|<+QAc  
查得轴承30307的Y值为1.6 eP-q[U?$n  
Fd1=443N FfN==2:b  
Fd2=189N  &(\z  
因为两个齿轮旋向都是左旋。 B2%)G$B  
故：Fa1=638N ?'p`Qv  
Fa2=189N 4_J* 0=U  
5．精确校核轴的疲劳强度 b#R3=TQS8  
1） 判断危险截面 _/ZIDIn  
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 g>x2[//pk  
2） 截面IV右侧的 A0yRA+  
$BG4M?Y  
截面上的转切应力为 ts3%cRN r  
由于轴选用40cr，调质处理，所以 l/`<iG%  
（[2]P355表15-1） a<FzHCw  
a) 综合系数的计算 zTBr<:  
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， x`w 4LF  
（[2]P38附表3-2经直线插入） f .rz2)o  
轴的材料敏感系数为 ， ， v I@Wuu:  
（[2]P37附图3-1） r80w{[S$  
故有效应力集中系数为 (F]f{8  
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， F'W{\4  
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） 9k ]$MR  
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， qr$=oCqa  
（[2]P40附图3-4） Z:09 ]r1  
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 m>$+sMZE  
b) 碳钢系数的确定 KP[ax2!x  
碳钢的特性系数取为 ， s"p}>BjMIC  
c) 安全系数的计算  |X`xJL  
轴的疲劳安全系数为 |]HU$Gt S  
故轴的选用安全。 ($' rV!}  
I轴： 9M:wUYHT  
1．作用在齿轮上的力 eHi|_3A&*  
FH1=FH2=337/2=168.5 b~  
Fv1=Fv2=889/2=444.5 \i}n1Qd  
2．初步确定轴的最小直径 EYd`qk 3  
^6mlE+WY  
3．轴的结构设计 aG8}R~wH&  
1） 确定轴上零件的装配方案 }]N7CWy  
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 `&b 8wF  
d) 由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mm。 ?3kfh R  
e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30。 RO=[Rr!   
f) 该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30207型，即该段直径定为35mm。 g4&zBn  
g) 该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。 1j# ~:=I  
h) 为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为46mm。 F*o{dLJ)  
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 z9U<Z^4z+  
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 J2Ocf&y;  
2） 各段长度的确定 ;#I(ucB<  
各段长度的确定从左到右分述如下： /_l%Dm?  
a) 该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。 n>)CCf@H  
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 1`r 4  
c) 该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。 j?29_Az  
d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm（采用油润滑），轴承宽18.25mm，定为41.25mm。 mm'n#%\G  
e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为57mm。 WmP"u7I4  
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm kB_GL>fc  
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 1mgLH  
W=62748N.mm ez&v"J  
T=39400N.mm |8 c3%jve  
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 o"R[#E&Yx  
VZ'[\3J  
III轴 @zB{Ig  
1．作用在齿轮上的力 ~tn*y4uK  
FH1=FH2=4494/2=2247N {3lsDU4  
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N 28C/^4  
2．初步确定轴的最小直径 .slA }  
3．轴的结构设计 )&+j#:  
1） 轴上零件的装配方案 3bu VU& ap  
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 EA|*|o4)  
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII Q}d6+C  
直径 60 70 75 87 79 70 S=~[6;G  
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 fAm^-uq[  
3ox%1x NA  
5．求轴上的载荷 9Iq[@v  
Mm=316767N.mm Ii%^z?'  
T=925200N.mm & V^ Z  
6. 弯扭校合  msM  
滚动轴承的选择及计算 Xa=oryDt  
I轴： 'Xoif"  
1．求两轴承受到的径向载荷 tisSj?+  
5、 轴承30206的校核 M' e<\wqm  
1） 径向力 iagl^(s  
2） 派生力 %%)"W n#`  
3） 轴向力 ~ P"@^cq  
由于 ， ~m8".Z"  
所以轴向力为 ， Zy|B~.@<j  
4） 当量载荷 L3GA]TIf  
由于 ， ， BCYTlxC'  
所以 ， ， ， 。 x^Q:U1  
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 ExeD3Zj  
5） 轴承寿命的校核 zflfV!vAg  
II轴： t6m3lq{  
6、 轴承30307的校核 dKTyh:_{  
1） 径向力 de1cl<  
2） 派生力 zsFzF`[k  
， njtz,qt_;G  
3） 轴向力 ~7+7{9g  
由于 ， Xyy;BO:  
所以轴向力为 ， H C(Vu  
4） 当量载荷 >lQ@" U  
由于 ， ， ;>np2K<`  
所以 ， ， ， 。 O B`(,m#  
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 Q)c3=.[>  
5） 轴承寿命的校核 \@;$xdA$  
III轴： r*HbglB  
7、 轴承32214的校核 SK [1h3d  
1） 径向力 Y[)b".K  
2） 派生力 fqrQ1{%UH  
3） 轴向力 @&?E3?5ll  
由于 ， 5xC4lT/U  
所以轴向力为 ， <}t~^E,  
4） 当量载荷 h?R{5?RxK  
由于 ， ， .Ds d Q4Y  
所以 ， ， ， 。 U;`C%vHff  
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 SQ8xfD*  
5） 轴承寿命的校核 vz5x{W  
键连接的选择及校核计算 .a2b&}/.d  
${m;x:'  
代号 直径 R d'P\  
（mm） 工作长度 "@^Pb$BLY  
（mm） 工作高度 T<yAfnTb`  
（mm） 转矩 ~hD!{([  
（N•m） 极限应力 x1]J  
（MPa） v+Eub;m   
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 0DtewN{Z  
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 p 4_j>JPv5  
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 Ipro6 I  
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 @<kY,ox@~  
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 TOapq9B]  
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。 5.ibH  
连轴器的选择 -Zq\x'  
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 $B%wK`J  
二、高速轴用联轴器的设计计算 q9Zp8&<EqH  
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ， j9gn7LS  
计算转矩为 /]j^a:#"6t  
所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4（GB4323-84），但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL5（GB4323-84） ]%M&pc3U  
其主要参数如下： JfD-CoQS'  
材料HT200 Gyx4}pV  
公称转矩 8;6j  
轴孔直径 ， `%QXaKO-  
轴孔长 ， a-e_q  
装配尺寸 &!P' M  
半联轴器厚 LMKhtOZ?  
（[1]P163表17-3）（GB4323-84 #[ f]-c(!  
三、第二个联轴器的设计计算 Z(j"\d!y  
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ， |RjAp.pm  
计算转矩为 tGE=!qk  
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） nTsKJX%\  
其主要参数如下： '9{`Czc(Gb  
材料HT200 Tp46K\}Uf  
公称转矩 WwsH7X)  
轴孔直径 ^H"o=K8=  
轴孔长 ， u9nJ;:  
装配尺寸 X)e#=w!fi3  
半联轴器厚 = 6Fpixq>  
（[1]P163表17-3）（GB4323-84 9xi nX-x;n  
减速器附件的选择 r7)qr%n  
通气器 QC,fyw\  
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 (E;+E\E  
油面指示器 xU/7}='T  
选用游标尺M16 {FQ@eeU  
起吊装置 ?(Se$iTZ  
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 Ii9[[I  
放油螺塞 \sMe2OL#z  
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 apOXcZ   
润滑与密封 acrR  
一、齿轮的润滑 +7\d78U  
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。 <Y]e  
二、滚动轴承的润滑 6Hbu7r*tm  
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 3v@h&7<E  
三、润滑油的选择 li hIPMU  
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。 NnH]c+  
四、密封方法的选取 Vwu dNjL  
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。 V7b;qC'  
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。 C.BlB  
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 d^=9YRc  
设计小结 %pIP#y[4  
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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