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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 w"D"9 G  
设计任务书……………………………………………………1 NO<myN+N  
传动方案的拟定及说明………………………………………4 `*slQ }i  
电动机的选择…………………………………………………4 .-r 1.'.A  
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5  Op|Be  
传动件的设计计算……………………………………………5 [ -%oO  
轴的设计计算…………………………………………………8 4Qw!YI#40$  
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 H95VU"  
键联接的选择及校核计算……………………………………16 6"wY;E  
连轴器的选择…………………………………………………16 7(oxmv}#Q  
减速器附件的选择……………………………………………17 Lt*H|9  
润滑与密封……………………………………………………18 -AbA6_j  
设计小结………………………………………………………18 P }PSS#nn  
参考资料目录…………………………………………………18 &38Fj'l  
机械设计课程设计任务书 A*$vk2VWw  
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 IXH;QwR:  
一． 总体布置简图 > 4^U=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 B}3s=+L@8  
二． 工作情况： UqAvFCy  
载荷平稳、单向旋转 n"Ev25%  
三． 原始数据 k'{lo _  
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 m{1By/U  
鼓轮的直径D（mm）：350 ]s u\[?l  
运输带速度V（m/s）：0.7 ve>8vw2  
带速允许偏差（％）：5 #de]b  
使用年限（年）：5 `=.{i}V  
工作制度（班/日）：2 &r_:n t  
四． 设计内容 X`22Hf4ct  
1. 电动机的选择与运动参数计算； h rZ\ O?j  
2. 斜齿轮传动设计计算 s*VZLKO  
3. 轴的设计 `W-:@?PmQx  
4. 滚动轴承的选择 ld3,)ZY  
5. 键和连轴器的选择与校核； FNZnz7  
6. 装配图、零件图的绘制 `T mIrc  
7. 设计计算说明书的编写 f[X>?{q  
五． 设计任务  u2DsjaL  
1． 减速器总装配图一张 ?1[go+56X  
2． 齿轮、轴零件图各一张 L 5>>gG ,  
3． 设计说明书一份 T$+}Srb  
六． 设计进度 "=Ziy4V  
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 {yJ{DU?%Y  
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 I5-/K VWb  
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 3fGy  
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 SQEXC*08  
传动方案的拟定及说明 l lQ<x  
由题目所知传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。 wi&m(f(~  
本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。  - @  
电动机的选择 r^]0LJ  
1．电动机类型和结构的选择 lD{9o2  
因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。 k1]?d7g$w  
2．电动机容量的选择 B^KC~W  
1） 工作机所需功率Pw k6dSj>F>  
Pw＝3.4kW D L$P  
2） 电动机的输出功率 Qz $1_vO  
Pd＝Pw/η f}@]dFr  
η＝ ＝0.904 >0f5Mjug  
Pd＝3.76kW Haturg  
3．电动机转速的选择 Ble <n6  
nd＝（i1’•i2’…in’）nw vuD tEz  
初选为同步转速为1000r/min的电动机 4u"O/rt  
4．电动机型号的确定 yy%J{;  
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 (0Y6tcV]R  
计算传动装置的运动和动力参数 i8 dv|oa  
传动装置的总传动比及其分配 Q~`]0R159e  
1．计算总传动比 }B"kJNxV  
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： ^d!-IL_  
i＝nm/nw 6W~F nJI  
nw＝38.4 MF=@PE][  
i＝25.14 TG'A'wXxy  
2．合理分配各级传动比 8p PAEf  
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 u dH7Q&"  
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 cA_v*`YL  
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 3{ `fT5]U  
各轴转速、输入功率、输入转矩 u YJ6 "j  
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 {X8F4  
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 >\MV/!W  
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 \ <V{6#Q=  
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 IspY%UMl  
传动比 1 1 5 5 1 $S6AqUk$  
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 =:5yRP  
1!,lI?j,  
传动件设计计算 _ 57m] ;&  
1． 选精度等级、材料及齿数 I2D<~xP~2+  
1） 材料及热处理； #Mi>f4T;  
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。 FJ~Dg3F1  
2） 精度等级选用7级精度； 5q" ;R$+j  
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； ?. CA9!|   
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° $T~|@XH  
2．按齿面接触强度设计 CkIICx  
因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算 sexnO^s  
按式（10—21）试算，即 mM>{^%2Q:  
dt≥ %  &{>oEQ  
1） 确定公式内的各计算数值 WCU[]A  
（1） 试选Kt＝1.6 C S+6!F]  
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 .~C*7_  
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 q1Ah!9B  
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 G^oBu^bq~  
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa %Wn/)#T|  
（6） 由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa； 4RJ8 2yq-  
（7） 由式10－13计算应力循环次数 8%2*RKj  
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 <?QY\wyikz  
N2＝N1/5＝6.64×107 |fq1Mn8  
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 fq _6xs  
（9） 计算接触疲劳许用应力 s +^YGB  
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 hG; NJx-=R  
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa }kGJ)zh  
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa EzwYqw  
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa Z=4Krfn  
2） 计算 3,W2CN}  
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t Nmns3D  
d1t≥ = =67.85 YtE V8w_$  
（2） 计算圆周速度 ,~%Qu~\  
v= = =0.68m/s r B)m{)  
（3） 计算齿宽b及模数mnt @UE0.R<  
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm .}%$l.#a  
mnt= = =3.39 -Z)$].~|t  
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm d8/lEmv[  
b/h=67.85/7.63=8.89 On d"Eq=r  
（4） 计算纵向重合度εβ H>a3\M  
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 +u:8#!X$RD  
（5） 计算载荷系数K >J|I  
已知载荷平稳，所以取KA=1 uXyNj2(d.  
根据v=0.68m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.11；由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同， x]J{EA{+  
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 kfM}j  
由表10—13查得KFβ=1.36  \^w=T*  
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 !nC Z,  
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 &}wKC:LSP  
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 p;U[cGHC  
d1= = mm=73.6mm ^s_E|~U  
（7） 计算模数mn C<eeAWP3v  
mn = mm=3.74 0q>f x  
3．按齿根弯曲强度设计 k-Le)8+b  
由式(10—17 mn≥ s=u0M;A0Q  
1） 确定计算参数 ^7vh ize  
（1） 计算载荷系数 #c./<<P5}  
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 -;_NdL@  
（2） 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，从图10－28查得螺旋角影响系数 Yβ＝0。88 WQ|d;[E  
ko>SnE|w#  
（3） 计算当量齿数 jrvhTej  
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 &l-g3l[  
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 l92#F*  
（4） 查取齿型系数 w1h07_u;v  
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 &B/cy<;y,  
（5） 查取应力校正系数 *(& J^  
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 f @Hp,-  
（6） 计算[σF] 6WzE'0Nyr  
σF1=500Mpa --dGN.*xb4  
σF2=380MPa EAqTXB@XU  
KFN1=0.95  QSmE:Y  
KFN2=0.98 vx5;}[Bhm  
[σF1]=339.29Mpa kS8srT /H  
[σF2]=266MPa GL.& g{$#+  
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 %]nLCoQh  
= =0.0126 Cx} Yp-  
= =0.01468 U]@t\T3W  
大齿轮的数值大。 )jn|+M  
2） 设计计算 l)Q,*i  
mn≥ =2.4 N V^ktln  
mn=2.5 cs8bRXjHa  
4．几何尺寸计算 t9zPJQlT}  
1） 计算中心距 1e _V@Vy  
z1 =32.9，取z1=33 eN,s#/ip]  
z2=165 ?k<wI)JR  
a =255.07mm f]0kG  
a圆整后取255mm eWhv X9 <  
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 T=A7f6`  
β=arcos =13 55’50” :nd }e  
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 `Btdp:j8i  
d1 =85.00mm :2 n5;fp  
d2 =425mm R5H UgI  
4） 计算齿轮宽度 KQNSYI7a  
b=φdd1 YL;ZZ2A  
b=85mm }^pnwo9vV  
B1=90mm，B2=85mm ;KbnaUAS8  
5） 结构设计 fFqK.^Tn  
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。 k&n7 _[]n  
轴的设计计算 k(3 s^B  
拟定输入轴齿轮为右旋 bsR^H5O@  
II轴： 'B8fc-n  
1．初步确定轴的最小直径 /ZvNgaH5M  
d≥ ＝ =34.2mm Z@RAdwjR`p  
2．求作用在齿轮上的受力 M#=woj&[  
Ft1= =899N Bb}JyT  
Fr1=Ft =337N aEy_H-6f  
Fa1=Fttanβ=223N； /?9e{,\s  
Ft2=4494N |*Z'WUv  
Fr2=1685N X:j&+d2g0/  
Fa2=1115N RIC'JLWQ  
3．轴的结构设计 Yu9Ccj`  
1） 拟定轴上零件的装配方案 F<Z"W}I+6  
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 n 'ZlIh  
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 U :J~O y_Z  
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 +7sdQCO(Co  
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 Q^Y>T&Q  
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 )d>"K`3  
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 A:cc @ku  
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ,Uc\ Ajx  
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 4TG g`$e;  
2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm，轴承和箱体的间隙4mm，所以长度为16mm。 4Q z  
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 wAVO%8u  
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 tqmM7$}}P  
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 !#f4t]FM`B  
6. VI-VIII长度为44mm。 DJr 8<u  
4． 求轴上的载荷 qV/"30,K  
66 207.5 63.5 AZI%KM[  
Fr1=1418.5N ~.VWrHC  
Fr2=603.5N =uKK{\+|Y  
查得轴承30307的Y值为1.6 nC_<pq^tr  
Fd1=443N SXwgn >  
Fd2=189N KynQ <I/  
因为两个齿轮旋向都是左旋。 :>F:G%(DK  
故：Fa1=638N R)nhgp(~  
Fa2=189N f2uog$H k  
5．精确校核轴的疲劳强度 F2z^7n.S  
1） 判断危险截面 (x&#>5  
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\*`EM4  
2） 截面IV右侧的 U1 1rj,7  
X.j#??  
截面上的转切应力为 v?K X Tc%Z  
由于轴选用40cr，调质处理，所以   
（[2]P355表15-1） I]~xs0$4#  
a) 综合系数的计算 O<L /m[]  
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， `axNeqM  
（[2]P38附表3-2经直线插入） N95"dNZE  
轴的材料敏感系数为 ， ， rZKv:x}{6  
（[2]P37附图3-1） I@pnZ-5  
故有效应力集中系数为 7M3q|7 ?  
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， t{F6+dp  
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） 1YAy\F~`.  
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， tE(x8>5A:  
（[2]P40附图3-4） q>]v~  
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 y{!`4CxF  
b) 碳钢系数的确定 wW6?.}2zU  
碳钢的特性系数取为 ， *>$'aQ  
c) 安全系数的计算 i:qc2#O:J  
轴的疲劳安全系数为 i*.Z~$  
故轴的选用安全。 K*7*`6iU  
I轴： V=3NIw18  
1．作用在齿轮上的力 s^L\hr  
FH1=FH2=337/2=168.5 03$Ay_2  
Fv1=Fv2=889/2=444.5 oJ{)0;<~L  
2．初步确定轴的最小直径 D 67H56[  
_q3SR[k+`  
3．轴的结构设计 >+#TsX{  
1） 确定轴上零件的装配方案 wUh'1D<(r  
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 0t/S_Q  
d) 由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mm。 dAym)  
e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30。 `S;pn+5  
f) 该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30207型，即该段直径定为35mm。 o"7,CQye  
g) 该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。 :bLGDEC  
h) 为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为46mm。 1V FAfv%}  
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 cMC1|3  
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 @B7 ;  
2） 各段长度的确定 JeWW~y`e?{  
各段长度的确定从左到右分述如下： <ywxz1i  
a) 该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。 n)$ q*IN"  
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 AGLzA+6M  
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。 WVJN6YNd V  
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。 z#D@mn5\ 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。 c6BaC@2  
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm P1TL H2)  
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 Gx'mVC"{  
W=62748N.mm p1J%=  
T=39400N.mm khjW9Aa8t  
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 D2>=^WP6+  
i+21tG$  
III轴 F'pD_d9]e  
1．作用在齿轮上的力 +qzsC/y  
FH1=FH2=4494/2=2247N N@tzYD|hA  
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N u^!-Z)W  
2．初步确定轴的最小直径 /x0zZ+}V  
3．轴的结构设计 1G{$ B^ f  
1） 轴上零件的装配方案 TQID-I  
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 s49 AF  
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII AHn^^'&x[  
直径 60 70 75 87 79 70 `4\H'p  
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 mR8&9]g&  
h %MPppCEa  
5．求轴上的载荷 9.vHnMcq  
Mm=316767N.mm -qid.  
T=925200N.mm |{t}ULc  
6. 弯扭校合 ZuBVq  
滚动轴承的选择及计算 CFRo>G  
I轴： (8=Zr0He  
1．求两轴承受到的径向载荷 1xT^ ,e6  
5、 轴承30206的校核 KZ/}Iy>As  
1） 径向力 )7c^@I;7  
2） 派生力 QVzLf+R~  
3） 轴向力 Bz /NFNi[p  
由于 ， G78rpp  
所以轴向力为 ， ;I5HMc_a"  
4） 当量载荷 b*?="%eE(  
由于 ， ， U{i9h6b"18  
所以 ， ， ， 。 ;v8,r#4  
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为  "}Ya.  
5） 轴承寿命的校核 LR-op?W  
II轴： mQo]k  
6、 轴承30307的校核 |}'}TYX0:  
1） 径向力 *k=Pk  
2） 派生力 )9L1WOGi  
， +de.!oY  
3） 轴向力 VpTp*[8O  
由于 ， ^[^uDE <  
所以轴向力为 ， Bv3?WW  
4） 当量载荷 s&8QRI.  
由于 ， ， *K-,<hJ#L  
所以 ， ， ， 。 4vE,nx=  
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 ) 1H]a'j  
5） 轴承寿命的校核 (W*yF2r  
III轴： O6k[1C  
7、 轴承32214的校核 i aP+Vab  
1） 径向力 "QGP]F  
2） 派生力 #l8CUg~Uj  
3） 轴向力 vP88%I;  
由于 ， QJGRi  
所以轴向力为 ， NoDq4>   
4） 当量载荷 KWN0$*4  
由于 ， ， }ndH|,  
所以 ， ， ， 。 :^J(%zy  
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 jf.ikxm  
5） 轴承寿命的校核 j0:F E  
键连接的选择及校核计算 #Cbn"iYee  
OO53U=NU  
代号 直径 qX-Jpi P  
（mm） 工作长度 >/$Q:92T  
（mm） 工作高度 ]'2p"A0U  
（mm） 转矩 IxgnZX4N  
（N•m） 极限应力 F N(&3Ull  
（MPa） UI>-5,X  
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 stoBjDS  
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 %Ljc#AVg  
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 SQa.xLU  
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 tty 6  
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 _xUiHX<  
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。 }_5z(7}3  
连轴器的选择 /EKfL\3  
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 ]<W1edr  
二、高速轴用联轴器的设计计算 \!z=x#!O$  
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 ， V,|9$A;  
计算转矩为 j!m~ :D  
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） K& 2p<\2  
其主要参数如下： ^x:4%%Q]l  
材料HT200 P,D >gxl  
公称转矩 $T]1<3\G  
轴孔直径 ， <fs2;  
轴孔长 ， J>XaQfzwU  
装配尺寸 LF*3Iw|v  
半联轴器厚 cGOE$nL  
（[1]P163表17-3）（GB4323-84 R/<  /g=  
三、第二个联轴器的设计计算 +S0A`rL  
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 ， OkA-=M)RI:  
计算转矩为 My_fm?n  
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） Mr/^V,rA  
其主要参数如下： 9c#9KCmc  
材料HT200  /=[M  
公称转矩 D1#E&4   
轴孔直径 v`x~O+  
轴孔长 ， ][wS}~):  
装配尺寸  v+G}n\F  
半联轴器厚 .B#Lt,m  
（[1]P163表17-3）（GB4323-84 owYfrf3ZLX  
减速器附件的选择 k_O"bsI)  
通气器 ,FS iE\  
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 ;$[o7Qm5r  
油面指示器 7b@EvW6X}  
选用游标尺M16 gtjgC0   
起吊装置 f&^Ea-c  
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 &~||<0m  
放油螺塞 Er{[83  
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 T7cT4PAW  
润滑与密封 Ra~n:$tg2  
一、齿轮的润滑 B>a`mFM  
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。 K%Q^2"Eb0  
二、滚动轴承的润滑  LFGu|](  
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 !v`q%JW(  
三、润滑油的选择 CAc nH  
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。 2Ni{wg"  
四、密封方法的选取 ] ^  
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。 8 _`Lx_R  
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。 rhNdXYY>  
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 +".&A#wU  
设计小结 Ie4*#N_  
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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