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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 EQ2#/>  
设计任务书……………………………………………………1 "rTQG6`  
传动方案的拟定及说明………………………………………4 avjpA ?Vz  
电动机的选择…………………………………………………4 hZ[E7=NTQ^  
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 Yaj0;Lo[wt  
传动件的设计计算……………………………………………5 Fd#?\r.  
轴的设计计算…………………………………………………8 h"`ucC8X  
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 Cv }Qwy  
键联接的选择及校核计算……………………………………16 yphS'AG  
连轴器的选择…………………………………………………16 Xf0M:\w=M  
减速器附件的选择……………………………………………17 - *F(7$  
润滑与密封……………………………………………………18 W8Q|$ZJ88F  
设计小结………………………………………………………18 ,PlO8;5]  
参考资料目录…………………………………………………18 yPM3a7-Bm  
机械设计课程设计任务书 NxSu 3e~PS  
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 1D16   
一． 总体布置简图 N03G>fZ  
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 Z:ni$7<.  
二． 工作情况： &-s'BT[PGq  
载荷平稳、单向旋转 qNI, 62  
三． 原始数据 KiRUvWqa  
鼓轮的扭矩T（N•m）：850  pnMEB,)  
鼓轮的直径D（mm）：350 |4 v0:ETb$  
运输带速度V（m/s）：0.7 17D"cP  
带速允许偏差（％）：5 rX*H)3F  
使用年限（年）：5 Tq NadHQ  
工作制度（班/日）：2 Mmj;'iYOwF  
四． 设计内容 w0|gG+x jS  
1. 电动机的选择与运动参数计算； jxiC Kx,G  
2. 斜齿轮传动设计计算 np%\&CVhN  
3. 轴的设计 ~CtL9m3tO  
4. 滚动轴承的选择 J%V-Q>L  
5. 键和连轴器的选择与校核； $=5=NuX  
6. 装配图、零件图的绘制 tS|9fBdCs  
7. 设计计算说明书的编写 Q F-LU  
五． 设计任务 1?)Xp|O  
1． 减速器总装配图一张 GQ*wc?f3  
2． 齿轮、轴零件图各一张 [(o7$i29|%  
3． 设计说明书一份 uqM yoIc  
六． 设计进度 7uT:b!^f[  
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 Wqc)Fv70m  
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 D6CS8 ~"  
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 7~9S 9  
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 O_cbP59Y.  
传动方案的拟定及说明 :`E8Z:-R  
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。 bfA=3S"0  
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。 DjI3?NN  
电动机的选择 76V 6cI=+  
1．电动机类型和结构的选择 Vm5c+;  
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。 <cZGxff01  
2．电动机容量的选择 0E?jW7yr  
1） 工作机所需功率Pw # S}Z8  
Pw＝3.4kW |X,|QC*7?  
2） 电动机的输出功率 ZeUvyIG  
Pd＝Pw/η "8 ~:[G#  
η＝ ＝0.904 uA,>a>xYI  
Pd＝3.76kW ; l&4V  
3．电动机转速的选择 `Q+ (LBP  
nd＝（i1’•i2’…in’）nw I#m-g-J  
初选为同步转速为1000r/min的电动机 MS>t_C(  
4．电动机型号的确定 .~Fp)O:!  
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 F.-R r  
计算传动装置的运动和动力参数 pAb.c  
传动装置的总传动比及其分配 !Gu%U$d  
1．计算总传动比 S;~g3DC d  
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>nPbv)  
i＝nm/nw @Ys!DScY,  
nw＝38.4 Jg]'+>,J  
i＝25.14 '\Jj8oJQj  
2．合理分配各级传动比 {~h*2n  
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 BBH0OiV=  
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 UbEb&9}  
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 1BAgtd$3  
各轴转速、输入功率、输入转矩 ?+g`HTY u  
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 9R;/*$  
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 r|PFw6  
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 6'kS_Zu{<  
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 56e r`=ms  
传动比 1 1 5 5 1 ?."&MZ  
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 D\@m6=L  
G2]4n T  
传动件设计计算 tp6M=MC%  
1． 选精度等级、材料及齿数 @HRC \OG  
1） 材料及热处理； '"<6.,Ae  
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。 V$"ujRp  
2） 精度等级选用7级精度； VOc8q-hK  
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； T[,/5J  
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° ,*&G1|_6  
2．按齿面接触强度设计 |,#t^'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 [zL7Q^~  
按式（10—21）试算，即 s@z}YH  
dt≥ is1's[  
1） 确定公式内的各计算数值 f;&]:2.j  
（1） 试选Kt＝1.6 !L;\cl  
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 +2K:qvzZ  
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 UOGuqV-  
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 {/X4(;~0  
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa i `s|,"0o  
（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； "S&@F/  
（7） 由式10－13计算应力循环次数 ~6pr0uyO`  
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8  *[r!  
N2＝N1/5＝6.64×107 `+zWu 55;  
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 \k]x;S<a  
（9） 计算接触疲劳许用应力 &K43x&mFF  
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 _bzqd" 31I  
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa V7Z4T6j4  
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa S@}1t4Ls:  
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa Iq#ZhAk  
2） 计算 KjFK/Og.  
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t P7 ]z  
d1t≥ = =67.85 oT{@_U{*J  
（2） 计算圆周速度 ~`GhS<D  
v= = =0.68m/s {ekCQeDo  
（3） 计算齿宽b及模数mnt ?_oF:*~\  
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm Dy]I8_  
mnt= = =3.39 ~%/Wupf  
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm |.F  
b/h=67.85/7.63=8.89 j ,)P9V  
（4） 计算纵向重合度εβ h'i{&mS_b  
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 Ja]?&j  
（5） 计算载荷系数K osOVg0Gyj  
已知载荷平稳，所以取KA=1 Io|X#\K  
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， 6 4D]Ypx  
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 B aO1/zk  
由表10—13查得KFβ=1.36 u>Rb ?`  
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 yJsH=5A  
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 /Y&02L%\3s  
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 $55U+)C<  
d1= = mm=73.6mm GyW.2  
（7） 计算模数mn )jCo%P/  
mn = mm=3.74 D?~8za`5  
3．按齿根弯曲强度设计 )-Ej5'iHr  
由式(10—17 mn≥ aYn8 ^  
1） 确定计算参数 WKr X,GF  
（1） 计算载荷系数 4g}FB+[u  
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 WKpA|  
（2） 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，从图10－28查得螺旋角影响系数 Yβ＝0。88 yoRU_%xA  
ygS L  
（3） 计算当量齿数 FP#FB$eP  
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 ,;<RW]r-P  
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 (>=7ng^  
（4） 查取齿型系数 _ 1*7Z=|  
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 O lfn  
（5） 查取应力校正系数 2$ !D* <  
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 Z?NEO>h7  
（6） 计算[σF] _Cy:]2o  
σF1=500Mpa LhzMAW<L4  
σF2=380MPa 8ZcU[8r  
KFN1=0.95 {kLGWbo|Q  
KFN2=0.98 Fl{WAg  
[σF1]=339.29Mpa D -IR!js ]  
[σF2]=266MPa mPPk )qy  
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 IN7<@OS7  
= =0.0126 _Mc>W0'5@  
= =0.01468 y/? &pKH^  
大齿轮的数值大。 p<`+sf}A:  
2） 设计计算 TFR( 4W  
mn≥ =2.4 6  P`)%zj  
mn=2.5 zTo8OPr  
4．几何尺寸计算 Aaw(Ed  
1） 计算中心距 1%J.WH6eQ  
z1 =32.9，取z1=33 q (+ZwaV@  
z2=165 "R9Yb,tIN  
a =255.07mm /}5B&TZ=(3  
a圆整后取255mm hzY[ G :  
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 Nf9fb?  
β=arcos =13 55’50” K{cbn1\,H  
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 /^#G0f*N  
d1 =85.00mm YCy22@C  
d2 =425mm MS<SAD>w  
4） 计算齿轮宽度 )F pJ 1  
b=φdd1 R^MiP|?ZH  
b=85mm 99OD= pxQ  
B1=90mm，B2=85mm 0{^H]Y  
5） 结构设计 ] c}91  
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。 Uh|>Skic4  
轴的设计计算 ?4z8)E9Ju  
拟定输入轴齿轮为右旋 !q4x~G0d  
II轴： Bmo$5$  
1．初步确定轴的最小直径 |@j _2Q,  
d≥ ＝ =34.2mm U3#dT2U  
2．求作用在齿轮上的受力 nhdTTap&9  
Ft1= =899N Psa@@'w  
Fr1=Ft =337N $_j1kx$  
Fa1=Fttanβ=223N； Az,- Cq  
Ft2=4494N UQd6/mD`e  
Fr2=1685N H5nS%D  
Fa2=1115N TSo:7&|  
3．轴的结构设计 *]s&8/Gmb  
1） 拟定轴上零件的装配方案 Mth6-^g5  
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 )u@c3?$6  
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 tSv0" L  
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 S7n"3.k  
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 SFjU0*B$  
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 Y?Vz(udD  
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 FUeq \Wuo  
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 3@5p"X  
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 ilEi")b=  
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。 Pg^h,2h  
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 0H=9@  
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 J\W-dI  
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 oEzDMImJ5  
6. VI-VIII长度为44mm。 M?o{STt  
4． 求轴上的载荷 Q!CO0w  
66 207.5 63.5 #i@h{ R01  
Fr1=1418.5N 6Dm+'y]l  
Fr2=603.5N l+ T, 2sd  
查得轴承30307的Y值为1.6  Iao[Pyk  
Fd1=443N 3n(*E_n  
Fd2=189N [}""@?  
因为两个齿轮旋向都是左旋。 VEh]p5D  
故：Fa1=638N 85>S"%_  
Fa2=189N ZTf_#eS$  
5．精确校核轴的疲劳强度 Uh6mGL z*&  
1） 判断危险截面 c%<2z  
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 rB]W,8~%  
2） 截面IV右侧的 Fu0.~w  
6 S*zzJ.0K  
截面上的转切应力为 =Nl5{qYz^&  
由于轴选用40cr，调质处理，所以 %{ ~>n"  
（[2]P355表15-1）  *q"G }  
a) 综合系数的计算 ` *9EKj  
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， Oje|bxQ  
（[2]P38附表3-2经直线插入） #)i&DJ^Y  
轴的材料敏感系数为 ， ， )|T`17-  
（[2]P37附图3-1） '\4fU%  
故有效应力集中系数为 ATO 5  
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， J'7 y   
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） ec?1c&E  
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， D=w9cKa  
（[2]P40附图3-4） ?Y`zg`  
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 0_V*B[V  
b) 碳钢系数的确定 7jezw'\=~  
碳钢的特性系数取为 ， m'.T2e.u  
c) 安全系数的计算 nL;K|W  
轴的疲劳安全系数为 ]I XAucI]  
故轴的选用安全。 X\G)81Q.S  
I轴： U2&HSE|2J  
1．作用在齿轮上的力 B007x{-L  
FH1=FH2=337/2=168.5 `V~LV<v5  
Fv1=Fv2=889/2=444.5 R"Y?iZed3  
2．初步确定轴的最小直径 JFJIls  
1E^{B8cm  
3．轴的结构设计 }wkaQQh  
1） 确定轴上零件的装配方案 n `#+L~X  
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 *K!7R2Rat  
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。 rIp'vy S\p  
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。 8 DL hk  
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。 ) :}Fu  
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。 6BPAux.]  
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。 )6C`&Mj  
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 KQW!\y?$"  
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 b#}t:yy  
2） 各段长度的确定 ^(m0M$Wk*  
各段长度的确定从左到右分述如下： 8v$ g  
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。 :>ZzP:QD  
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 67ZYtA|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。 \SzGzCJ  
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。 :D^Y?  
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。 johmJLC  
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm |3"NwM>  
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 1[[TB .xF  
W=62748N.mm 7n [12:  
T=39400N.mm lSs^A@s  
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 rkP4<E-M  
]#M/$?!]g2  
III轴 UJ9q-r  
1．作用在齿轮上的力 Cl-S=q@>V  
FH1=FH2=4494/2=2247N &Ky3Jb<:Gt  
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N AAdD\ %JZ  
2．初步确定轴的最小直径 +Gp!cGaAm  
3．轴的结构设计 )MMhlcNC  
1） 轴上零件的装配方案 lxCX-a`@p  
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 A@\qoS[  
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII Skr iX\p  
直径 60 70 75 87 79 70 B5 tx f.  
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 ^$8Vh =D  
`6n!$Cxo  
5．求轴上的载荷 SAQs {M  
Mm=316767N.mm hq]xmM?&  
T=925200N.mm T&mbXMN  
6. 弯扭校合 p5D5%B/  
滚动轴承的选择及计算 rSzQUn<  
I轴： CF,8f$:2  
1．求两轴承受到的径向载荷 Q Id"Cl)3  
5、 轴承30206的校核 zL6 \p)y  
1） 径向力 ./'; P <)  
2） 派生力 /kAwe *)  
3） 轴向力 DXt]b,  
由于 ， )#)nBM2\  
所以轴向力为 ， <8g *O2  
4） 当量载荷 3^j~~ "2,w  
由于 ， ， e!.7no  
所以 ， ， ， 。 -MQZiq7H4  
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 xcAF  
5） 轴承寿命的校核 d.L OyO  
II轴： +p8qsT#7  
6、 轴承30307的校核 d*]Dv,#X  
1） 径向力 YG-Z.{d5Z  
2） 派生力 JTSq{NN  
， FLi(#9  
3） 轴向力 `WraOsoY  
由于 ， XKpL4]{&q4  
所以轴向力为 ， HKq2Js  
4） 当量载荷 *4r s  
由于 ， ， v@F|O8t:s  
所以 ， ， ， 。 Fl8w7LcF7  
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 }R7sj  
5） 轴承寿命的校核 +3NlkN#  
III轴： aW52.X z%8  
7、 轴承32214的校核 h9tB''ePE  
1） 径向力 "$`wk  
2） 派生力 D{Hh#x8Y  
3） 轴向力 ?ZSXoy-kr  
由于 ， [K"U_b}w  
所以轴向力为 ， bd@*vu}?}  
4） 当量载荷 Xtu:  
由于 ， ， HA$^ *qn  
所以 ， ， ， 。 V%X:1 8j  
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 xn%l  
5） 轴承寿命的校核 o(B<!ji~'  
键连接的选择及校核计算 OqEg{o5 a&  
oG4w8+N  
代号 直径 B2ek&<I7N  
（mm） 工作长度 &:!ZT=  
（mm） 工作高度 Oz4,Y+[#  
（mm） 转矩 %igFHh?  
（N•m） 极限应力 N/`TrWVF  
（MPa） Q0 uP8I}n  
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 hqhu^.}]  
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 H<rnJ  
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 lpM>}0v   
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 1YF+(fk  
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 el2*\(XT  
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。 _IQU<Za  
连轴器的选择 4yJ*85e]  
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 Sleu#]-  
二、高速轴用联轴器的设计计算 Dz"u8 f  
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 ， FR@PhMUS  
计算转矩为 @2GhN&=  
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） d- Z+fz  
其主要参数如下： t%]^5<+X58  
材料HT200 cJ7{4YK_#/  
公称转矩  #{)r*"%  
轴孔直径 ， J1gEjd   
轴孔长 ， E3FW*UNg[y  
装配尺寸 1_33;gP  
半联轴器厚 c&| '3i+  
（[1]P163表17-3）（GB4323-84 xN{"%>Mx  
三、第二个联轴器的设计计算 Tc'{i#%9j  
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 ， YJ$Vn >6Z  
计算转矩为 ex@,F,u>o  
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） .pB8=_e:  
其主要参数如下： 8osS OOzM  
材料HT200 U- *8%>Qp  
公称转矩 |d B1R%  
轴孔直径 )JY_eG&2Dx  
轴孔长 ， Z uFV tW@  
装配尺寸 &.+n L  
半联轴器厚 cKi^C  
（[1]P163表17-3）（GB4323-84 QKUBh-QFK  
减速器附件的选择 LEn=dU  
通气器 P*0nT  
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 HX /GLnY/X  
油面指示器 0]h8)EW  
选用游标尺M16 OUIUgej  
起吊装置 M3jv aI  
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 P- `~]]  
放油螺塞 ;mo\ yW1  
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 xZ S\#{  
润滑与密封 @qO8Jg"Q  
一、齿轮的润滑 [U3D`V$xD  
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。 @sg T[P*ut  
二、滚动轴承的润滑 iX>!ju'V  
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 :cmI"Bo  
三、润滑油的选择 qUDz(bFk/  
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。 8}pcanPg  
四、密封方法的选取 mNnw G);$  
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。 guUr1Ij  
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。 JXSqtk=  
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 MWn L#!  
设计小结 8[`^(O#\E  
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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