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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 m_~ p G  
设计任务书……………………………………………………1 )7=B]{B_  
传动方案的拟定及说明………………………………………4 B{a:cz>0<  
电动机的选择…………………………………………………4 !U}A1)  
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 [6BL C{2  
传动件的设计计算……………………………………………5 pOD|  
轴的设计计算…………………………………………………8 F1R91V|  
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 ]>/YU*\  
键联接的选择及校核计算……………………………………16  m3 ;  
连轴器的选择…………………………………………………16 ?LgR8/Io@5  
减速器附件的选择……………………………………………17 b>E%&sf  
润滑与密封……………………………………………………18 PB4E_0}h  
设计小结………………………………………………………18 shxr^   
参考资料目录…………………………………………………18 ADA%$NhJ!  
机械设计课程设计任务书 a*CP1@O  
题目:设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器 -'JTVfm.  
一. 总体布置简图 Rp A76ug  
1—电动机;2—联轴器;3—齿轮减速器;4—带式运输机;5—鼓轮;6—联轴器 [6 wI22  
二. 工作情况: qLKyr@\'  
载荷平稳、单向旋转 PqPLy  
三. 原始数据 COFs?L.`  
鼓轮的扭矩T(N•m):850 n<8$_?-  
鼓轮的直径D(mm):350 B+);y  
运输带速度V(m/s):0.7 Ol9U^  
带速允许偏差(%):5 aRq7x~j )\  
使用年限(年):5 og MLv}  
工作制度(班/日):2 Y+iC/pd  
四. 设计内容 D[ 7K2G+  
1. 电动机的选择与运动参数计算; 52m^jT Sx  
2. 斜齿轮传动设计计算 ixBM>mRK  
3. 轴的设计 5h1!E  
4. 滚动轴承的选择 S n.I ]:l  
5. 键和连轴器的选择与校核; X~0l1 @!  
6. 装配图、零件图的绘制 b-]E -$Uz  
7. 设计计算说明书的编写 k(=\& T  
五. 设计任务 r{)d?Ho=  
1. 减速器总装配图一张 H24g+<Tv  
2. 齿轮、轴零件图各一张 =G}_PRn  
3. 设计说明书一份 =t@m:  
六. 设计进度 u>& \@?(  
1、 第一阶段:总体计算和传动件参数计算 - c<<A.X  
2、 第二阶段:轴与轴系零件的设计 *IGxa  
3、 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 MGc=TQ.  
4、 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 <tf4j3lwH  
传动方案的拟定及说明 c/;t.+g  
由题目所知传动机构类型为:同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。 L)8+/+  
本传动机构的特点是:减速器横向尺寸较小,两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂,轴向尺寸大,中间轴较长、刚度差,中间轴承润滑较困难。 X$ /3  
电动机的选择 kjaz{&P  
1.电动机类型和结构的选择 dwrc"GK!o  
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。 z$7YC49^  
2.电动机容量的选择 1GOa'bxm  
1) 工作机所需功率Pw |r}%AN6+  
Pw=3.4kW g ywI@QD%#  
2) 电动机的输出功率 bQXxb(^  
Pd=Pw/η UgJlXB|a%2  
η= =0.904 (&x~pv"+  
Pd=3.76kW bIp;$ZHy`K  
3.电动机转速的选择 IL.Jx:(0  
nd=(i1’•i2’…in’)nw ,z1# |Y  
初选为同步转速为1000r/min的电动机 ,EZ&n[%Ko  
4.电动机型号的确定 =#BeAsFfO  
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 82$By]Y9  
计算传动装置的运动和动力参数 b8b-M]P-=  
传动装置的总传动比及其分配 4bAgbx-^  
1.计算总传动比 Z6D4VZVF  
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: T:)>Tcv}:  
i=nm/nw T d;e\s/]  
nw=38.4 zNE!m:s  
i=25.14 ATnD~iACY  
2.合理分配各级传动比 ]2h[.qa  
由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。 wW%I < M  
因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5 v[Q)cqj/  
速度偏差为0.5%<5%,所以可行。 /2FX"I[0V%  
各轴转速、输入功率、输入转矩 ykM#EyN  
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 4 T^M@+&|  
转速(r/min) 960 960 192 38.4 38.4 P*aD2("Z  
功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57 N e^#5T  
转矩(N•m) 39.8 39.4 191 925.2 888.4 GC4$9q}C4Z  
传动比 1 1 5 5 1 YvYavd  
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 Phb<##OB  
"*7I~.7U(*  
传动件设计计算 s{s0#g  
1. 选精度等级、材料及齿数 7PQedZ<\  
1) 材料及热处理; N.64aL|1  
选择小齿轮材料为40Cr(调质),硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢(调质),硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。 \&TTe8  
2) 精度等级选用7级精度; c U{LyZp  
3) 试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的; -g@pJ^>:  
4) 选取螺旋角。初选螺旋角β=14° V >['~|  
2.按齿面接触强度设计 _eO]awsA  
因为低速级的载荷大于高速级的载荷,所以通过低速级的数据进行计算 dt5gQ9(B  
按式(10—21)试算,即 Ys<wWfW  
dt≥ 4k#B5^iJ  
1) 确定公式内的各计算数值 Q'8v!/"}p{  
(1) 试选Kt=1.6 0(i`~g5  
(2) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433 qHKZ5w  
(3) 由表10-7选取尺宽系数φd=1 'R'>`?Nh  
(4) 由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62 #e|eWi>  
(5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa gIRCJ=e[b  
(6) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa;大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2=550MPa; AGv;8'`  
(7) 由式10-13计算应力循环次数 BMdr.0  
N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8 1B1d>V$*  
N2=N1/5=6.64×107 ;m5M: Z"  
(8) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.98 #zy%B  
(9) 计算接触疲劳许用应力 Ee|@l3)  
取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得 ^M80 F7  
[σH]1==0.95×600MPa=570MPa hCDI;'ls  
[σH]2==0.98×550MPa=539MPa fk"{G>&8  
[σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa w(G(Q>GI  
2) 计算 N!m%~},s//  
(1) 试算小齿轮分度圆直径d1t djSN{>S  
d1t≥ = =67.85 }`MO}Pz  
(2) 计算圆周速度 #E ~FF@a  
v= = =0.68m/s %bimcRX#W  
(3) 计算齿宽b及模数mnt %b*%'#iK  
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm 9.@(&  
mnt= = =3.39 3jI.!xD`  
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm NRl"!FSD;"  
b/h=67.85/7.63=8.89 +p[~hM6?  
(4) 计算纵向重合度εβ ?k3b\E3  
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 l~=iUZW<  
(5) 计算载荷系数K \ bhok   
已知载荷平稳,所以取KA=1 srSTQ\l4  
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, -?]ltn9!  
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 YL. z|{\e  
由表10—13查得KFβ=1.36 $YC~02{  
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 [a`i{(!  
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 {Q-U=me\  
(6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得 FjydEV  
d1= = mm=73.6mm D!P?sq_5r  
(7) 计算模数mn i f"v4PHq  
mn = mm=3.74 roA1= G\Q  
3.按齿根弯曲强度设计 dL\8^L  
由式(10—17 mn≥ {L=[1  
1) 确定计算参数 x3P@AC$\  
(1) 计算载荷系数 3(&.[o Z  
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 xL BG}C  
(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 C:K\-P9  
Jt)~h,68  
(3) 计算当量齿数 t#q> U%!  
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 6a@~;!GlI  
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 S?{5DxilO  
(4) 查取齿型系数 6Te}"t>  
由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172 Y; w]u_  
(5) 查取应力校正系数 VZ,T`8"  
由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798 zb" hy"hKw  
(6) 计算[σF] \PFx# :-c  
σF1=500Mpa ${+.1"/[  
σF2=380MPa Lm?*p>\Q  
KFN1=0.95 93J)9T  
KFN2=0.98 "uCQm '  
[σF1]=339.29Mpa ]R@G5d  
[σF2]=266MPa p4t)Z#0  
(7) 计算大、小齿轮的 并加以比较 lP e$AI  
= =0.0126 |z'?3?,~  
= =0.01468 HFr3(gNj@  
大齿轮的数值大。 9yh@_~rZ  
2) 设计计算 ETOc4hMO  
mn≥ =2.4 p[)<d_  
mn=2.5 ]'Yw#YB  
4.几何尺寸计算 ]cr;PRyv  
1) 计算中心距 (HI%C@e9  
z1 =32.9,取z1=33 /)1-^ju  
z2=165 ]KeNC)R  
a =255.07mm @9h#o5y q  
a圆整后取255mm zl\#n:|  
2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 j 7 URg>i0  
β=arcos =13 55’50” a,~P_B|@  
3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 cnthtv+(~  
d1 =85.00mm GU3/s&9  
d2 =425mm ^0Q*o1W  
4) 计算齿轮宽度 pG @iR*?  
b=φdd1 IFxI>6<&  
b=85mm zRu`[b3u<  
B1=90mm,B2=85mm |esjhf}H>v  
5) 结构设计 [QbXj0en$  
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。 >n~p1:$  
轴的设计计算 P;%QA+%7  
拟定输入轴齿轮为右旋 05B+WJ1  
II轴: rbPs~C-[  
1.初步确定轴的最小直径 ef&@aB  
d≥ = =34.2mm kW&Z%k  
2.求作用在齿轮上的受力 3+3m`%G  
Ft1= =899N 5V~p@vCx  
Fr1=Ft =337N gi'agB^  
Fa1=Fttanβ=223N; .4> s2  
Ft2=4494N &|}IBu:T  
Fr2=1685N |nN/x<v  
Fa2=1115N FH8mK)  
3.轴的结构设计 lM^!^6=v0l  
1) 拟定轴上零件的装配方案 HY;?z `=  
i. I-II段轴用于安装轴承30307,故取直径为35mm。 WN +Jf  
ii. II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为44mm。 lmKq xs4  
iii. III-IV段为小齿轮,外径90mm。 *"FLkC4  
iv. IV-V段分隔两齿轮,直径为55mm。 O/9%"m:i  
v. V-VI段安装大齿轮,直径为40mm。 Ok~{@\  
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为35mm。 !`[I>:Ex  
2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ]A$^ l,  
1. I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。 7/_ VE  
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。 @O}j:b  
3. III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。 7&V^BW  
4. IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。 / 7XdV  
5. V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。 Hu8atlpo  
6. VI-VIII长度为44mm。 v\(m"|4(i  
4. 求轴上的载荷 k(z<Bm  
66 207.5 63.5 Z,!Xxv;4  
Fr1=1418.5N i `QK'=h[  
Fr2=603.5N gkML .u  
查得轴承30307的Y值为1.6 H r^15  
Fd1=443N <hZ}34?]i2  
Fd2=189N $;uWj|  
因为两个齿轮旋向都是左旋。 }<ONxg6Kb  
故:Fa1=638N S"TMsi  
Fa2=189N RyOT[J  
5.精确校核轴的疲劳强度 ;Z1U@2./  
1) 判断危险截面 ? ZHE8  
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 ~Oq,[,W  
2) 截面IV右侧的 Ge:-|*F  
;%7XU~<a  
截面上的转切应力为 xSDE6]  
由于轴选用40cr,调质处理,所以 _8b]o~[Z+  
([2]P355表15-1) NQ!N"C3u  
a) 综合系数的计算 j(6$7+2qN  
由 , 经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为 , , BQ9`DYIb  
([2]P38附表3-2经直线插入) _lPl)8k  
轴的材料敏感系数为 , , 8#]7`o  
([2]P37附图3-1) &O6;nJEI  
故有效应力集中系数为 FW)^O%2s  
查得尺寸系数为 ,扭转尺寸系数为 , LlA`QLe  
([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3) #EmffVtY  
轴采用磨削加工,表面质量系数为 , 5<O61Lgx  
([2]P40附图3-4) {nPkb5xbW  
轴表面未经强化处理,即 ,则综合系数值为 R8[i XXjku  
b) 碳钢系数的确定 _Hd1sx  
碳钢的特性系数取为 , 85|95P.<  
c) 安全系数的计算 !*?(Q6  
轴的疲劳安全系数为 &AQ;ze  
故轴的选用安全。 X4 }`>  
I轴: Sz|Y$,  
1.作用在齿轮上的力 1 x\VdT  
FH1=FH2=337/2=168.5 n-y^ 7'v  
Fv1=Fv2=889/2=444.5 ? gA=39[j  
2.初步确定轴的最小直径 WE5"A| =  
3j+=3n,  
3.轴的结构设计 <RoX|zJw  
1) 确定轴上零件的装配方案 V+=*2?1  
2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 sm2p$3v  
d) 由于联轴器一端连接电动机,另一端连接输入轴,所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制,选为25mm。 K/wiL69  
e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠,定位轴肩高度应达2.5mm,所以该段直径选为30。 1akD]Z  
f) 该段轴要安装轴承,考虑到轴肩要有2mm的圆角,则轴承选用30207型,即该段直径定为35mm。 RD6h=n4B  
g) 该段轴要安装齿轮,考虑到轴肩要有2mm的圆角,经标准化,定为40mm。 oDW<e'Jm  
h) 为了齿轮轴向定位可靠,定位轴肩高度应达5mm,所以该段直径选为46mm。 !$p2z_n$@.  
i) 轴肩固定轴承,直径为42mm。 of+phMev  
j) 该段轴要安装轴承,直径定为35mm。 yZ;k@t_WRD  
2) 各段长度的确定 h\=p=M  
各段长度的确定从左到右分述如下: MdVCD^B  
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。 vn0cKz@  
b) 该段为轴环,宽度不小于7mm,定为11mm。 us\%BxxI9  
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。 {{.sEi*  
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。 |5O >>a()  
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。 vZ[ $H  
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm ,5eH2W  
4.按弯扭合成应力校核轴的强度 t,=@hs hN  
W=62748N.mm wR Xn9  
T=39400N.mm POqRHuFq  
45钢的强度极限为 ,又由于轴受的载荷为脉动的,所以 。 [+;FV!M6  
7 >PF~=  
III轴 bmj8WZ  
1.作用在齿轮上的力 9C557$nS^  
FH1=FH2=4494/2=2247N -5V)q.Og  
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N ?418*tXd  
2.初步确定轴的最小直径 _W@,@hOH  
3.轴的结构设计 ( }]37  
1) 轴上零件的装配方案 r@*=|0(OrK  
2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 c&7Do}  
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII JCw{ ?^F"  
直径 60 70 75 87 79 70 ,+ns {ppn  
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 gdoJ4b  
r{K\(UT]!  
5.求轴上的载荷 ! Q|J']|  
Mm=316767N.mm u<l# xud  
T=925200N.mm ?%cn'=>ZI  
6. 弯扭校合 nB cp7e  
滚动轴承的选择及计算 @9OeC O  
I轴: =cf{f]N  
1.求两轴承受到的径向载荷 )"(V*Z  
5、 轴承30206的校核 X'V+^u@W  
1) 径向力 ]j& FbP)3  
2) 派生力 w1wXTt  
3) 轴向力 gCv"9j<j  
由于 , %B#hb<7}  
所以轴向力为 , 6#E]zmXO2  
4) 当量载荷 -Bo86t)F  
由于 , , <A#5v\{.;~  
所以 , , , 。 O24Jj\"  
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 =E;=+eqt  
5) 轴承寿命的校核 reJ"r<2  
II轴: 7<h.KZPc  
6、 轴承30307的校核 u$W Bc\ j  
1) 径向力 r#LnDseW  
2) 派生力 90Xt_$_}s  
s{yJ:WncI  
3) 轴向力 Px'R`1^  
由于 , 9aTL22U?  
所以轴向力为 , )r ULT$;i@  
4) 当量载荷 ^4+r*YvcM  
由于 , , y7CWBTH0>  
所以 , , , 。 (l Lu?NpIi  
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 i4hJE  
5) 轴承寿命的校核 @Ppo &>  
III轴: ?sV[MsOsC  
7、 轴承32214的校核 ?K0U3V$s  
1) 径向力 jyNb(Z  
2) 派生力 FI\IY R  
3) 轴向力 1+R:3(AC  
由于 , 'KSa8;:=C  
所以轴向力为 , ] } '^`  
4) 当量载荷 ,,S9$@R  
由于 , , Was'A+GZ  
所以 , , , 。 1XG$ z@NN  
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 .\$Wy$ d  
5) 轴承寿命的校核 /4yOs@#  
键连接的选择及校核计算 WS5A Y @(~  
6A}eSG3  
代号 直径 iu +3,]7Fm  
(mm) 工作长度 :#WEx_]  
(mm) 工作高度 h9)RJSF4  
(mm) 转矩 Po> e kz_E  
(N•m) 极限应力 PJCnud F  
(MPa) |Td_S|:d  
高速轴 8×7×60(单头) 25 35 3.5 39.8 26.0 |H:<:*=6c  
12×8×80(单头) 40 68 4 39.8 7.32 RYt6=R+f  
中间轴 12×8×70(单头) 40 58 4 191 41.2 [KMS<4t'  
低速轴 20×12×80(单头) 75 60 6 925.2 68.5 N3Z iGD  
18×11×110(单头) 60 107 5.5 925.2 52.4 oB4#J*   
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。 r]9e^  
连轴器的选择 3)y{n%3L  
由于弹性联轴器的诸多优点,所以考虑选用它。 yOc|*O=]U  
二、高速轴用联轴器的设计计算 :.DI_XN`  
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 , }S,-uggz  
计算转矩为 NS Np  
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) e[}],W  
其主要参数如下: B3Mx,uXT\  
材料HT200 Z9xR  
公称转矩 or7pJy%4"  
轴孔直径 , <^Nk.E  
轴孔长 , dsK/6yu  
装配尺寸 *E}Oh  
半联轴器厚 2hy NVG&$  
([1]P163表17-3)(GB4323-84 K}Na3}m  
三、第二个联轴器的设计计算 Y[ ?`\c|  
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 , \BUqDd!  
计算转矩为 r sLc&2F  
所以选用弹性柱销联轴器TL10(GB4323-84) YwXXXh  
其主要参数如下: kQ~ %=pn  
材料HT200 AVv#\JrRW  
公称转矩 "c,!vc4  
轴孔直径 OTE<x"=h  
轴孔长 , ?ql2wWsQO  
装配尺寸 QF.3c6O@  
半联轴器厚 D M}s0O$ 0  
([1]P163表17-3)(GB4323-84 #d% vT!Bz~  
减速器附件的选择 UQ~4c,  
通气器 s@s/ '^`  
由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用M18×1.5 P_}/#N{C  
油面指示器 )tD6=Iz^5  
选用游标尺M16 ~0ooRUWU7  
起吊装置 xg} ug[  
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 "J !}3)n  
放油螺塞 +2Ql~w@$^l  
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 ]^ #`j  
润滑与密封 J\{ $ot  
一、齿轮的润滑 T(V8; !  
采用浸油润滑,由于低速级周向速度为,所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径,取为35mm。 H_Os4}  
二、滚动轴承的润滑 ?+Q$#pb  
由于轴承周向速度为,所以宜开设油沟、飞溅润滑。 IA2GUnUhu  
三、润滑油的选择 uY;R8CiD  
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?/c/rG  
四、密封方法的选取 bDWeU}  
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。 -\Z `z}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。 _q)!B,y-/N  
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 g4wZvra6%)  
设计小结 %$TEDr!  
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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