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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 bNpIC/#0K  
设计任务书……………………………………………………1 SA+%c)j29  
传动方案的拟定及说明………………………………………4 n!eqzr{  
电动机的选择…………………………………………………4 K0RYI69_  
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 %i -X@.P  
传动件的设计计算……………………………………………5 Hu(flc+z"  
轴的设计计算…………………………………………………8 ]{2{:`s  
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 Ld3Bi2d|  
键联接的选择及校核计算……………………………………16 OG^WZ.YU  
连轴器的选择…………………………………………………16 !eAdm  
减速器附件的选择……………………………………………17 ENx@Ex  
润滑与密封……………………………………………………18 % X ,B-h^  
设计小结………………………………………………………18 nHA`B.:B  
参考资料目录…………………………………………………18 m{$tO;c/Q  
机械设计课程设计任务书 syW9Hlm  
题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器 !Xx<~l IC  
一． 总体布置简图 {q tc \O  
1—电动机；2—联轴器；3—齿轮减速器；4—带式运输机；5—鼓轮；6—联轴器 >6l;/J  
二． 工作情况： JQ/t, v$G  
载荷平稳、单向旋转 j*La ,iF  
三． 原始数据 m$E^u[  
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 &e]]F#  
鼓轮的直径D（mm）：350 2~&hstd%  
运输带速度V（m/s）：0.7 _95}ifSVm  
带速允许偏差（％）：5 m,gy9$  
使用年限（年）：5 0fPHh>u  
工作制度（班/日）：2 /#qs(! d  
四． 设计内容 bxhg*A  
1. 电动机的选择与运动参数计算； f*T)*R_  
2. 斜齿轮传动设计计算 g#'fd/?Q  
3. 轴的设计 42J';\)oP  
4. 滚动轴承的选择 gF,[u  
5. 键和连轴器的选择与校核； Vy% :\p+  
6. 装配图、零件图的绘制 }6CXJ+-UR  
7. 设计计算说明书的编写 s@ 2 0#D  
五． 设计任务 6_%]\37_Z  
1． 减速器总装配图一张 $vTAF-~Ql  
2． 齿轮、轴零件图各一张 qF{DArc  
3． 设计说明书一份 4P4 Fo1  
六． 设计进度 W%>i$:Qq  
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 ovDJ{3L6O  
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 Q$3\ /mz  
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 {C/L5cZ]J  
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 i+)}aA  
传动方案的拟定及说明 [*9YIjn  
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。 Gin_E&%g  
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。 t/d',Khg  
电动机的选择 _)zmIB(}m  
1．电动机类型和结构的选择 dSe8vA!)  
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。 \]T=j#.S$  
2．电动机容量的选择 *gd?>P7\0  
1） 工作机所需功率Pw crJ7pe9  
Pw＝3.4kW #*Yi4Cn<  
2） 电动机的输出功率 Xq,UV  
Pd＝Pw/η >~5lYD  
η＝ ＝0.904 kqKj7L  
Pd＝3.76kW @e! Zc3  
3．电动机转速的选择  (# 6<k  
nd＝（i1’•i2’…in’）nw |*tWF! D6`  
初选为同步转速为1000r/min的电动机 j\`EUC  
4．电动机型号的确定 1p7cv~#95  
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 29Gwv  
计算传动装置的运动和动力参数 EjR_-8@FK  
传动装置的总传动比及其分配 PPoI>J  
1．计算总传动比 d~{jEg  
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： 3Q'[Ee2-3  
i＝nm/nw eVw\v#gd  
nw＝38.4 N5 SLF4R1  
i＝25.14 e2AN[Ar  
2．合理分配各级传动比 >=-GD2WK  
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 Hp)X^O"  
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 0?lp/|K  
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 E`Jp(gK9F  
各轴转速、输入功率、输入转矩 NP K#].F  
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 OUEI~b1  
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 ixIV=#  
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 E rop9T1  
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 AbUDn\0$  
传动比 1 1 5 5 1 cGgM8  
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 de> ?*%<  
_:35d1[  
传动件设计计算 L`9TB"0R+  
1． 选精度等级、材料及齿数 $%7I:  
1） 材料及热处理； dB@Wn!Y  
选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 #yW.o'S+  
2） 精度等级选用7级精度； -O|&c9W.O  
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； qbS'|--wH  
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° `]*%:NZP@  
2．按齿面接触强度设计 J=I:T2bV&s  
因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算 fCgBH~w,9  
按式（10—21）试算，即 ry.;u*F  
dt≥ A2m_q>> !  
1） 确定公式内的各计算数值 &qJPwO  
（1） 试选Kt＝1.6 ;% 2wGT  
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 "pt+Fe|@c;  
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 G 1]"s@8(  
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 2Y400  
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa yGU .AM  
（6） 由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa； vB[~pQ;Z  
（7） 由式10－13计算应力循环次数 W7H&R,  
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 QL2Nz@|k  
N2＝N1/5＝6.64×107 kmryu=  
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 fJaubDxa  
（9） 计算接触疲劳许用应力 sU\c#|BSC"  
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 9]"S:{KSCn  
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa  s[3e=N  
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa led))qd@V-  
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa XC=%H'p  
2） 计算 )FRM_$t  
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t <"W?<VjO  
d1t≥ = =67.85 U4Z[!s$  
（2） 计算圆周速度 C)NC&fV  
v= = =0.68m/s Rj^7#,993  
（3） 计算齿宽b及模数mnt COR;e`%,  
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm 8O>}k  
mnt= = =3.39  3P1&;  
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm ^$!987"  
b/h=67.85/7.63=8.89 x<)G( Xe*  
（4） 计算纵向重合度εβ !BDUv(  
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 wu A^'T  
（5） 计算载荷系数K F*M|<E=  
已知载荷平稳，所以取KA=1 "NDxgJ%J35  
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， jk$86ma!  
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 ['z!{Ez  
由表10—13查得KFβ=1.36 %%>_B2vc  
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 U[R@x`  
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 } ^i b  
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 ,|+Gls  
d1= = mm=73.6mm =+Im*mgNn  
（7） 计算模数mn $$hv`HE^l  
mn = mm=3.74 n"6;\  
3．按齿根弯曲强度设计 77V .["=7  
由式(10—17 mn≥ p,F^0OU2}:  
1） 确定计算参数 [*)Z!)  
（1） 计算载荷系数 R[LsE^  
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 ZU^I H9  
（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 FW8-'~  
Bn?:w\%Ue  
（3） 计算当量齿数 m 41t(i  
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 V >Hf9sZ  
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 NBjeH tT  
（4） 查取齿型系数 [|[>}z:  
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 k6!4Zz_8  
（5） 查取应力校正系数 pQMtj0(y  
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 a8$kNtA  
（6） 计算[σF] ubYG  
σF1=500Mpa dA_YL?o r  
σF2=380MPa =p@8z /u  
KFN1=0.95 :~zv t  
KFN2=0.98 0)|Q6*E>  
[σF1]=339.29Mpa 8!mc@$Z  
[σF2]=266MPa WA$ JI@g  
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 &3Z?UhH  
= =0.0126 .R5y:O  
= =0.01468 -kpswP  
大齿轮的数值大。 1zftrX~v!X  
2） 设计计算 cu&,J#r%  
mn≥ =2.4 +Llo81j&  
mn=2.5 C5W>W4EM  
4．几何尺寸计算 Zj*\"Ol  
1） 计算中心距 GKiukX$'  
z1 =32.9，取z1=33 {_#yz\j  
z2=165 "w_N' -}#  
a =255.07mm 9 [jTs3l:  
a圆整后取255mm !:CJPM6j3  
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 ,RxYd6  
β=arcos =13 55’50” W `z 0"  
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 Y[Ltrk{  
d1 =85.00mm [zkikZy  
d2 =425mm N ]N4^A'  
4） 计算齿轮宽度 Z5(enTy-  
b=φdd1 >TjJA #  
b=85mm x;\wY'  
B1=90mm，B2=85mm S/[E 8T"  
5） 结构设计 a l&(-#1  
以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。 >dzsQ^Nj  
轴的设计计算 RthT \%R  
拟定输入轴齿轮为右旋 {HOy_Fiih  
II轴： x3p ND  
1．初步确定轴的最小直径 ^pnG0(9  
d≥ ＝ =34.2mm !xIm2+:(  
2．求作用在齿轮上的受力 Xz 4 x  
Ft1= =899N sZ&G%o  
Fr1=Ft =337N fyWO  
Fa1=Fttanβ=223N； up '  
Ft2=4494N =PHIpFIuk  
Fr2=1685N ,TJ D$^  
Fa2=1115N X"fh@.  
3．轴的结构设计 ul f2vD  
1） 拟定轴上零件的装配方案 =*vMA#e  
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 (Y% Q|u  
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 Q&'}BeUbm  
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 clw%B  
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 qmy%J  
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 Mwp$  
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 ]iNEw9  
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 #-% A[7Cdp  
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 ;a{:%t  
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。 NS)}6OI3~"  
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 7Q w|!  
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 G~7 i@Zs  
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 KInk^`C/H  
6. VI-VIII长度为44mm。 YC_5YY(k  
4． 求轴上的载荷 6]zd.W  
66 207.5 63.5 !2UOC P  
Fr1=1418.5N bI)u/  
Fr2=603.5N 8X|r4otn4  
查得轴承30307的Y值为1.6 3@Z#.FV~C[  
Fd1=443N r|e-<t4.9L  
Fd2=189N ((tv2  
因为两个齿轮旋向都是左旋。 9+s.w25R  
故：Fa1=638N 73#x|lY  
Fa2=189N hI?sOR!  
5．精确校核轴的疲劳强度 )}vNOE?X~  
1） 判断危险截面 jn >d*9u  
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 -x8nQ%X  
2） 截面IV右侧的 mGUO6>g  
,#d? _?/:O  
截面上的转切应力为 <<](XgR(  
由于轴选用40cr，调质处理，所以 U7uKRv9  
（[2]P355表15-1） C98]9  
a) 综合系数的计算 Uy ?  
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， ,lA.C%4au~  
（[2]P38附表3-2经直线插入） g.c8FP+  
轴的材料敏感系数为 ， ， ;$Y4xM`=m  
（[2]P37附图3-1） 0;4t&v7  
故有效应力集中系数为 A1P K  
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， ~8"8w(CG*I  
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） "H -"  
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， <<=WY_m}  
（[2]P40附图3-4） ydw)mT44K  
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 o9xlu.QL{c  
b) 碳钢系数的确定 p~noM/*2r  
碳钢的特性系数取为 ， Q#h 9n]5  
c) 安全系数的计算 Xc"&0v%;#  
轴的疲劳安全系数为 %sHF-n5P  
故轴的选用安全。 `qd+f{Q  
I轴：  (x^BKnZ  
1．作用在齿轮上的力 O+ }qQNe<  
FH1=FH2=337/2=168.5 K=!Bh*  
Fv1=Fv2=889/2=444.5 qd"_Wu6aF=  
2．初步确定轴的最小直径 :l|%17N  
|#6QThK  
3．轴的结构设计 MlLb|!,)T  
1） 确定轴上零件的装配方案 lds- T  
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 54 >-  
d) 由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mm。 !mWiYpbU+  
e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30。 =+ t^f  
f) 该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30207型，即该段直径定为35mm。 ^c:Fy+fb  
g) 该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。 K\XH4kic  
h) 为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为46mm。 }y9mNT  
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 T3`ludm^u  
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 "\0v,!@  
2） 各段长度的确定 Ag F,aZU  
各段长度的确定从左到右分述如下： h3dsd  
a) 该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。 0b4R  
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 It2" x;  
c) 该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。 [<'-yQ{l\  
d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm（采用油润滑），轴承宽18.25mm，定为41.25mm。 )_/5*Ly@  
e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为57mm。 `--TP  
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm @+atBmt  
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 NPFpq,P>  
W=62748N.mm 5/po2V9)  
T=39400N.mm S"Zp D.XX  
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 E ;<l(.Ar  
kOh{l: 2-+  
III轴 H\XP\4#u  
1．作用在齿轮上的力 4)1s M=u  
FH1=FH2=4494/2=2247N keB&Bjd&  
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N {uGP&cS~(  
2．初步确定轴的最小直径 KiJT!moB  
3．轴的结构设计 oh$Q6G  
1） 轴上零件的装配方案 F <hJp,q9  
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 /4xki_}  
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII eds26(  
直径 60 70 75 87 79 70 5Hcf;P7   
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 ,=l7:n  
irN6g#B?  
5．求轴上的载荷 ?JL:CBvCp  
Mm=316767N.mm B/` !K  
T=925200N.mm UKM2AZ0lb  
6. 弯扭校合 uL[.ND2._&  
滚动轴承的选择及计算 qL,tYJ<m%  
I轴： !"eIV@7  
1．求两轴承受到的径向载荷 H@ t'~ZO  
5、 轴承30206的校核 G#MdfKH  
1） 径向力 / ~^rr f  
2） 派生力 {#)0EzV6  
3） 轴向力 6P';DB  
由于 ， =C~/7N,lW]  
所以轴向力为 ， .|/~op4;  
4） 当量载荷 W^s ;Bi+Nw  
由于 ， ，  4._( |  
所以 ， ， ， 。 T8^5=/  
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 [ :zO}r:  
5） 轴承寿命的校核 j\m_o% 4  
II轴： :sC qjz  
6、 轴承30307的校核 d 9q(xZ5  
1） 径向力 v'e[GB 0  
2） 派生力 6C-z=s)P&  
， l&[;rh  
3） 轴向力 ~q~MoN<R  
由于 ， vBog0KD);s  
所以轴向力为 ， A\#iXOd  
4） 当量载荷 &B|D;|7H  
由于 ， ， CP6LHkM9  
所以 ， ， ， 。 nB!&Zq  
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 SCz(5[MZJ  
5） 轴承寿命的校核 D&S26jrZ  
III轴： lv]hTH 4T  
7、 轴承32214的校核 3YZs+d.;ib  
1） 径向力 Yh>]-SCw  
2） 派生力 ,~"$k[M  
3） 轴向力 $H-!j%hV  
由于 ， 7P9=)$(EH  
所以轴向力为 ， AGbhJ=tB  
4） 当量载荷 4fKC6UR  
由于 ， ， "70WUx(\t  
所以 ， ， ， 。 mVR P~:+  
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 El@(mOu|  
5） 轴承寿命的校核 u{*SX k  
键连接的选择及校核计算 B` k\EL'  
x l#LrvxI  
代号 直径 2/0v B>  
（mm） 工作长度 qBCK40   
（mm） 工作高度 [B|MlrZ  
（mm） 转矩 d,=r 9.  
（N•m） 极限应力 4vwTs*eB `  
（MPa） .<Zy|1 4  
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 =X.9,$Y  
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 _~T!9  
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 -k"^o!p  
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 *;Ed*ibf  
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 B~_d^`  
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。 EcCFbqS4W  
连轴器的选择 sx`O8t  
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 a(0*um(  
二、高速轴用联轴器的设计计算 pi ,eIm  
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 ， L*~J%7  
计算转矩为 R>(@Z M&  
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） ?'<nx{!c  
其主要参数如下： lHhUC16>  
材料HT200 `4~H/'%QB  
公称转矩 Yx>"bv  
轴孔直径 ， iV eC=^1  
轴孔长 ， .Fa4shNV  
装配尺寸 $]A/ o(  
半联轴器厚 ,.qMEMm  
（[1]P163表17-3）（GB4323-84 mljh|[  
三、第二个联轴器的设计计算 P [k$vD  
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 ， a! u rew#  
计算转矩为 ~PHB_cyth  
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） Y14W?|KOB  
其主要参数如下： 3dRr/Ilc  
材料HT200 gw}Mw  
公称转矩 Yl.0aS  
轴孔直径 hc'-Dh  
轴孔长 ， Ed ,D8ND  
装配尺寸 C,.Ee3T  
半联轴器厚 _z1(y}u}  
（[1]P163表17-3）（GB4323-84 Z%n(O(^L  
减速器附件的选择 2[ r^M'J  
通气器 jWYV#ifs2  
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 xQp|;oW;z  
油面指示器 h`H,a7  
选用游标尺M16 HO' '&hz  
起吊装置 /0eYMG+K=  
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 xQ'2BAEa  
放油螺塞 P:N1#|g  
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 HuV J\%.  
润滑与密封 {pHM},WJ  
一、齿轮的润滑 U_{Ux 2  
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。 Nq@+'<@p$  
二、滚动轴承的润滑 ubmrlH\d  
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 L^{|uP15N  
三、润滑油的选择 "&%#!2  
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。 VV9_`myN7  
四、密封方法的选取 wWp(yvz  
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。 Q(\4]i< S  
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。 wX*K]VMn  
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 MXyaE~LK  
设计小结 }@^4,FKJ  
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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