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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 /wi*OZ7R  
设计任务书……………………………………………………1 }j)][{i*x  
传动方案的拟定及说明………………………………………4 a S;z YD  
电动机的选择…………………………………………………4 BT^Im=A  
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 SuR+Vv  
传动件的设计计算……………………………………………5 9]L4`.HM  
轴的设计计算…………………………………………………8 /Moyn"Kj{  
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 mI,a2wqi  
键联接的选择及校核计算……………………………………16 FfRvi8  
连轴器的选择…………………………………………………16 " k0gZb  
减速器附件的选择……………………………………………17 Gh5 3 Pne  
润滑与密封……………………………………………………18 NwcRH9};i  
设计小结………………………………………………………18 6ys|'<?  
参考资料目录…………………………………………………18 + Pc2`,pw|  
机械设计课程设计任务书 2RU/oqmR  
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 J4]tT pu"K  
一. 总体布置简图 79z/(T +  
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 FrsXLUY  
二. 工作情况: eemC;JV%  
载荷平稳、单向旋转 v8"Zru  
三. 原始数据 r0Zj'F_e  
鼓轮的扭矩T(N•m):850 < ZG!w^  
鼓轮的直径D(mm):350 g8R@ol0  
运输带速度V(m/s):0.7 \IhHbcF`d  
带速允许偏差(%):5 <CcSChCg  
使用年限(年):5 |;(>q  
工作制度(班/日):2 B un^EJ)  
四. 设计内容 Bdcs}Ga  
1. 电动机的选择与运动参数计算; \;+TZ1i_  
2. 斜齿轮传动设计计算 ?>1wZ  
3. 轴的设计 Y1;jRIOA  
4. 滚动轴承的选择 z%;_h-  
5. 键和连轴器的选择与校核; ^v&"{2  
6. 装配图、零件图的绘制 Doe:m#aNj  
7. 设计计算说明书的编写 65vsQ|Zw  
五. 设计任务 \Ez&?yb/  
1. 减速器总装配图一张 uO((Mg  
2. 齿轮、轴零件图各一张 ?X+PNw|pf  
3. 设计说明书一份 U]&/F{3 im  
六. 设计进度 pwv mb\  
1、 第一阶段:总体计算和传动件参数计算 G '%ZPh89  
2、 第二阶段:轴与轴系零件的设计 ^)o#/"JA  
3、 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 mT>RQ.  
4、 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写  Xb~i?T;f  
传动方案的拟定及说明 Byh!Snoe  
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。 ,*sKr)9)  
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。 #bS}?fj  
电动机的选择 _Qq lOc9  
1.电动机类型和结构的选择 ?^ R"a##  
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。 w5vzj%6i  
2.电动机容量的选择 _&M^}||UH  
1) 工作机所需功率Pw pQ xv_4  
Pw=3.4kW !iL6/  
2) 电动机的输出功率 f.c2AY~5[  
Pd=Pw/η ;D<;pW  
η= =0.904 5S ) N&%  
Pd=3.76kW RS|*3 $1  
3.电动机转速的选择 d/b\:[B@  
nd=(i1’•i2’…in’)nw '(zP;  
初选为同步转速为1000r/min的电动机 wkY$J\J  
4.电动机型号的确定 ba)hWtenH  
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 /vPr^Wv  
计算传动装置的运动和动力参数 R1Fcd@DWD  
传动装置的总传动比及其分配 NOFH  
1.计算总传动比 Q$5%9  
由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为: z2jS(N?J1  
i=nm/nw CropHB/t  
nw=38.4 a{Y8 hR  
i=25.14 (/S6b  
2.合理分配各级传动比 +fHqGZ]  
由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。 D|2lBU  
因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5 7HJH9@8V  
速度偏差为0.5%<5%,所以可行。 Y}h&dAr  
各轴转速、输入功率、输入转矩 sRQ4pnnrn  
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 1I%niQv5t  
转速(r/min) 960 960 192 38.4 38.4 59(kk;  
功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57 zhh6;>P  
转矩(N•m) 39.8 39.4 191 925.2 888.4 _y:a Pn  
传动比 1 1 5 5 1 Z ?ATWCa  
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 [KMS/'; ]  
QrLXAK\5  
传动件设计计算 bV:MOj^  
1. 选精度等级、材料及齿数 bR J]avR  
1) 材料及热处理; wS [k}  
选择小齿轮材料为40Cr(调质),硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢(调质),硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。 [4-u{Tu  
2) 精度等级选用7级精度; } : T }N]  
3) 试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的; wsj5;(f+  
4) 选取螺旋角。初选螺旋角β=14° 0IQ|`C.  
2.按齿面接触强度设计 qxHsmGV  
因为低速级的载荷大于高速级的载荷,所以通过低速级的数据进行计算 ;I>77gi`]  
按式(10—21)试算,即 jF{)2|5  
dt≥ zomg$@j  
1) 确定公式内的各计算数值 UdFYG^i  
(1) 试选Kt=1.6 s5ILl wr  
(2) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433 3V/f-l]X/  
(3) 由表10-7选取尺宽系数φd=1 "R[6Q ^vw  
(4) 由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62 f|,2u5 ;z  
(5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa f.RwV+lq  
(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; hOe$h,E']  
(7) 由式10-13计算应力循环次数 ! H4uc  
N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8 uvA2`%T/  
N2=N1/5=6.64×107 %p};Di[V  
(8) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.98 Q[bIkvr|  
(9) 计算接触疲劳许用应力 [ZETyM`  
取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得 J!:v`gb#@A  
[σH]1==0.95×600MPa=570MPa *B+YG^Yu^  
[σH]2==0.98×550MPa=539MPa 9!wm`'G8  
[σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa '~76Y9mv  
2) 计算 ;{rl Y>  
(1) 试算小齿轮分度圆直径d1t {ZgycMS  
d1t≥ = =67.85 y9Q"3LLic`  
(2) 计算圆周速度 `(L<Q%  
v= = =0.68m/s w&}UgtEm  
(3) 计算齿宽b及模数mnt !Op18hP$  
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm L\^H#:?t  
mnt= = =3.39 0.!Q 4bhD  
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm (d-j/v*4  
b/h=67.85/7.63=8.89 (<#Ns W!z  
(4) 计算纵向重合度εβ +e) RT<  
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 @3>nVa  
(5) 计算载荷系数K [oS.B\Vc  
已知载荷平稳,所以取KA=1 ?Tk4Vt  
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, @_Ly^' "  
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 4?e7s.9N  
由表10—13查得KFβ=1.36  h93  
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 s}":lXkrw  
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 }UHoa  
(6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得 <*&2b  
d1= = mm=73.6mm 0N3S@l#,\A  
(7) 计算模数mn [u`9R<>c"U  
mn = mm=3.74 q,eXH8 x  
3.按齿根弯曲强度设计 Jx= v6==7  
由式(10—17 mn≥ \6v*c;ZF  
1) 确定计算参数 yO0 9NQ 5u  
(1) 计算载荷系数 V %Rz(a+c  
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 qbdv  
(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 ]6EXaf#  
-%)8=  
(3) 计算当量齿数 AT,?dxP J  
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 Z=P=oldH  
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 ?\Z-3l%M  
(4) 查取齿型系数 M kadl<  
由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172 ~0@+8%^>;  
(5) 查取应力校正系数 w`OHNwXh#I  
由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798 Xa32p_|5~  
(6) 计算[σF] @uI_4a  
σF1=500Mpa c6)q(zz  
σF2=380MPa O}_Z"y  
KFN1=0.95 ceqYyVy  
KFN2=0.98 [ Lo}_v&  
[σF1]=339.29Mpa L`{EXn[  
[σF2]=266MPa YG6Kvc6T  
(7) 计算大、小齿轮的 并加以比较 o\YF_235  
= =0.0126 }nJG<rY  
= =0.01468 JMq00_  
大齿轮的数值大。 Fu cLcq2Z  
2) 设计计算 ,, G6L{&Z  
mn≥ =2.4 nY<hfqof  
mn=2.5 y(RK|r  
4.几何尺寸计算 KI="O6 h  
1) 计算中心距 #5x[Z[m  
z1 =32.9,取z1=33 W=EvEx^?%  
z2=165 ul$YV9 [\  
a =255.07mm ]n:)W.|`R  
a圆整后取255mm DOm5azO!>  
2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 T9+ ?A l  
β=arcos =13 55’50” $dLPvN  
3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 G&Sp }  
d1 =85.00mm v+|N7  
d2 =425mm A@0%7xm  
4) 计算齿轮宽度 V/G'{ q  
b=φdd1 lS(?x|dO  
b=85mm }9xEA[@;  
B1=90mm,B2=85mm @E$PjdB5M  
5) 结构设计 :d<;h:^_  
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。 ivbuS-f =r  
轴的设计计算 &V&0kp@+  
拟定输入轴齿轮为右旋 U/oncC5  
II轴: rs R0V+(W  
1.初步确定轴的最小直径 O9k9hRE]z  
d≥ = =34.2mm  98os4}r  
2.求作用在齿轮上的受力 ]64mSB  
Ft1= =899N wK CHG/W  
Fr1=Ft =337N B&`hvR  
Fa1=Fttanβ=223N; h*Y);mc$#  
Ft2=4494N Wb"*9q06  
Fr2=1685N ?*z#G'3z1  
Fa2=1115N #<bt}Tht  
3.轴的结构设计 451r!U1Z  
1) 拟定轴上零件的装配方案 !z;a>[T'  
i. I-II段轴用于安装轴承30307,故取直径为35mm。 mlY0G w_e  
ii. II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为44mm。 ! \H!9FR  
iii. III-IV段为小齿轮,外径90mm。 +?~'K&@  
iv. IV-V段分隔两齿轮,直径为55mm。 \z<B=RT\  
v. V-VI段安装大齿轮,直径为40mm。 s45Y8!c  
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为35mm。 M ,8r{[2  
2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ,iU ]zN//  
1. I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。 $@t-Oor;  
2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm,轴承和箱体的间隙4mm,所以长度为16mm。 ` =!&9o  
3. III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。 tqE LF  
4. IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。 V$+xJ  m  
5. V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。 Mrp'wF D  
6. VI-VIII长度为44mm。 j3rBEQ,R  
4. 求轴上的载荷 KD^>Vv#  
66 207.5 63.5 s!09Pxc  
Fr1=1418.5N 0sRby!  
Fr2=603.5N l'(Cxhf.W  
查得轴承30307的Y值为1.6 m El*{]  
Fd1=443N Z xLjh  
Fd2=189N ,ORZtj  
因为两个齿轮旋向都是左旋。 A?3hNvfx  
故:Fa1=638N tgDmHxB]0  
Fa2=189N pK#Ze/!  
5.精确校核轴的疲劳强度 Uq&ne 1  
1) 判断危险截面 uRKCvsisX  
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 REhXW_x  
2) 截面IV右侧的 86~HkHliv  
S'HM|&  
截面上的转切应力为 G.O0*E2V  
由于轴选用40cr,调质处理,所以 Z bxd,|<|  
([2]P355表15-1) "TKf" zc  
a) 综合系数的计算 y>u+.z a|  
由 , 经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为 , , |^Z1 D TAw  
([2]P38附表3-2经直线插入) hZ.Sj~> 7`  
轴的材料敏感系数为 , , jcN84AaRFI  
([2]P37附图3-1) 46*o_A,"  
故有效应力集中系数为 m~#S76!w  
查得尺寸系数为 ,扭转尺寸系数为 , 'Ol}nmJ'n  
([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3) XZA3T Z  
轴采用磨削加工,表面质量系数为 , iqghcY)  
([2]P40附图3-4) X4&{/;$  
轴表面未经强化处理,即 ,则综合系数值为 =R!=uml(  
b) 碳钢系数的确定 O%A:2Y79  
碳钢的特性系数取为 , ;'dw`)~jQ  
c) 安全系数的计算 R 3 Eh47  
轴的疲劳安全系数为 h/`OG>./  
故轴的选用安全。 M'W@K  
I轴: 3`J?as@^8  
1.作用在齿轮上的力 U}6'_ PRQ  
FH1=FH2=337/2=168.5 B @UaaWh  
Fv1=Fv2=889/2=444.5 FgNO#%  
2.初步确定轴的最小直径 )m"NO/sJ2  
YU[93@mCh  
3.轴的结构设计 RM-| ?%  
1) 确定轴上零件的装配方案 ?)7uwJsH  
2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 Qwk  
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。 lKI1bs]i  
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。 vyERt^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。 (}"r 5  
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||-Q &  
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。 WhSQ>h!@s  
i) 轴肩固定轴承,直径为42mm。 w]UYD;f  
j) 该段轴要安装轴承,直径定为35mm。 ._-^ 58[  
2) 各段长度的确定 p(%7|'  
各段长度的确定从左到右分述如下: vML01SAi  
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。 .jZmQtc  
b) 该段为轴环,宽度不小于7mm,定为11mm。 <dD}4c+/t  
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。 4/S 4bk*8  
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。 #DwTm~V0"  
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。 n%3rv?m7  
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm i15uHl  
4.按弯扭合成应力校核轴的强度 A<r@,*(g  
W=62748N.mm f3|ttUX  
T=39400N.mm 4s^5t6  
45钢的强度极限为 ,又由于轴受的载荷为脉动的,所以 。 IBf&'/ 8\  
$=4T# W=m  
III轴 utQE$0F  
1.作用在齿轮上的力 wZh&w<l'  
FH1=FH2=4494/2=2247N R?Ki~'k=  
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N 26yv w  
2.初步确定轴的最小直径 R?(0:f  
3.轴的结构设计 e4yd n  
1) 轴上零件的装配方案 C&,&~^_F  
2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 |J'@-*5?[8  
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII 9loWh5_1Z  
直径 60 70 75 87 79 70 A$WE:<^  
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 E08FUAth]#  
[95(%&k.Q  
5.求轴上的载荷 tjBs>w  
Mm=316767N.mm dZIAotHN:  
T=925200N.mm "8&pT^  
6. 弯扭校合 ~_QZiuq&  
滚动轴承的选择及计算 (\, <RC\  
I轴: JWr:/?  
1.求两轴承受到的径向载荷 &&xBq?  
5、 轴承30206的校核 &v Lz{  
1) 径向力 3DV';  
2) 派生力 |[CsLn;  
3) 轴向力 e ,/I}W  
由于 , fB:9:NX  
所以轴向力为 , LUl6^JU  
4) 当量载荷 /WRS6n  
由于 , , \-0@9E<D  
所以 , , , 。 6B)(kPW  
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 C$vKRg\o  
5) 轴承寿命的校核 -X'HZ\)  
II轴: M")JbuI  
6、 轴承30307的校核 od{Y` .<  
1) 径向力 ]iRE^o6  
2) 派生力 |Up+Kc:z/n  
FAfk;<#'n+  
3) 轴向力 s:7^R-"  
由于 , .9 mwRYgD  
所以轴向力为 , {(w/_C9  
4) 当量载荷 K~H)XJFF  
由于 , , PBbJfm  
所以 , , , 。 G+stt(k:  
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 l_hM,]T0  
5) 轴承寿命的校核 q&Y'zyHLP  
III轴: klxVsx%I{G  
7、 轴承32214的校核 WjW+ EF8(  
1) 径向力 '3 w=D )  
2) 派生力 _T&?H&#  
3) 轴向力 mcy\nAf5%  
由于 , 9h> nP8  
所以轴向力为 , HYyO/U9z|I  
4) 当量载荷 [9(tIb!x  
由于 , , (MY#;v\AYE  
所以 , , , 。 MP(R2y  
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 XE* @*  
5) 轴承寿命的校核 1 0lvhzU  
键连接的选择及校核计算 VR ^qwS/  
oG M Ls  
代号 直径 f]`#BE)V  
(mm) 工作长度 X ,n4_=f  
(mm) 工作高度 AD#]PSB  
(mm) 转矩 <cNXe4(  
(N•m) 极限应力 k!3X4;F!_  
(MPa) Qz\yoI8JA,  
高速轴 8×7×60(单头) 25 35 3.5 39.8 26.0 rl4B(NZi}  
12×8×80(单头) 40 68 4 39.8 7.32 ZQXv-"  
中间轴 12×8×70(单头) 40 58 4 191 41.2 t ~ruP',~\  
低速轴 20×12×80(单头) 75 60 6 925.2 68.5 \ZX5dFu0  
18×11×110(单头) 60 107 5.5 925.2 52.4 fOJ 0#^Z  
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。 [Oen{c9 A  
连轴器的选择 dE19_KPm[j  
由于弹性联轴器的诸多优点,所以考虑选用它。 h6<abT@I  
二、高速轴用联轴器的设计计算 m^0r9y,  
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 , rt%?K.S/  
计算转矩为 XK??5'&{  
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) (DJLq  
其主要参数如下: ?j;e/r.  
材料HT200 d~F`q7F'?]  
公称转矩 tvXoF;Yq  
轴孔直径 , PLU8:H@X  
轴孔长 , Ls{z5*<FM  
装配尺寸 <~;;iM6  
半联轴器厚 }/&Q\Sc  
([1]P163表17-3)(GB4323-84 !>fYD8Ft,  
三、第二个联轴器的设计计算 ,Tc3koi  
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 , 7 K.&zn  
计算转矩为 bwo-9B  
所以选用弹性柱销联轴器TL10(GB4323-84) gwhd) .*  
其主要参数如下: w}No ^.I*4  
材料HT200 cpvN }G  
公称转矩 J@D5C4>i  
轴孔直径 U"$Q$ OFs  
轴孔长 , Mx<z34(T  
装配尺寸 ie|I*;#  
半联轴器厚 y_EkW f  
([1]P163表17-3)(GB4323-84 WeDeD\zy  
减速器附件的选择 aEU[k>&  
通气器 +13h *  
由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用M18×1.5 Y$xO&\&)  
油面指示器 ?&;d#z*4  
选用游标尺M16 f0p+l -iEv  
起吊装置 !<r+h, C  
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 0q'd }DW  
放油螺塞  }/~%Ysl  
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 I@Zd<Rn  
润滑与密封 RrrW0<Ed  
一、齿轮的润滑 vzV,} S*c  
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。 /~3~Xc ~=p  
二、滚动轴承的润滑  :VwU2  
由于轴承周向速度为,所以宜开设油沟、飞溅润滑。 } 8ZCWmd  
三、润滑油的选择 S\fEV"  
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。 HUqG)t*c1  
四、密封方法的选取 pRI<L'  
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。 }L Q9db1  
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。 RtVy^~=G  
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 iEx.BQ+  
设计小结 r~cmrLQa  
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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