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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 n;=A'g|Q  
设计任务书……………………………………………………1 m!2Dk#t  
传动方案的拟定及说明………………………………………4 (]V.#JM  
电动机的选择…………………………………………………4 0GR9opZtA  
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 n (|>7  
传动件的设计计算……………………………………………5 {Q-U=me\  
轴的设计计算…………………………………………………8 FjydEV  
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 D!P?sq_5r  
键联接的选择及校核计算……………………………………16 SH(kUL5  
连轴器的选择…………………………………………………16 [x)e6p)  
减速器附件的选择……………………………………………17 |HA7 C  
润滑与密封……………………………………………………18 q1gf9` 0  
设计小结………………………………………………………18 K@i*Nl  
参考资料目录…………………………………………………18 y8 Nb 8m  
机械设计课程设计任务书 nZT@d;]U9  
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 j*zK"n  
一． 总体布置简图 ##5/%#eZ  
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 <2 Q@^  
二． 工作情况： |. 6@-h~8  
载荷平稳、单向旋转 (LfVa`<1  
三． 原始数据 ZX0c_Mk=  
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 m7"f6zSo(  
鼓轮的直径D（mm）：350 } -vBRY  
运输带速度V（m/s）：0.7 _R<HC  
带速允许偏差（％）：5 ]M2<I#hF.  
使用年限（年）：5 zfZDtKq  
工作制度（班/日）：2 G4}q*&:k  
四． 设计内容 }*'ha=`J  
1. 电动机的选择与运动参数计算； |rvrSab)  
2. 斜齿轮传动设计计算 TH|hrL;:8  
3. 轴的设计 V9 VP"kD  
4. 滚动轴承的选择 |FFC8R%@]u  
5. 键和连轴器的选择与校核； ["F,|e{y$  
6. 装配图、零件图的绘制 W'jXIO  
7. 设计计算说明书的编写 E8i:ER $$7  
五． 设计任务 Wa(S20y F  
1． 减速器总装配图一张 /4?`F} 7)  
2． 齿轮、轴零件图各一张 Q7r,5w& cm  
3． 设计说明书一份 FT;JYkO  
六． 设计进度 b8>9mKs  
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 %Let AR  
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 _p&$X  
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 ~Z2eQx jtM  
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 P1wRt5  
传动方案的拟定及说明 q?L(V+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。 {*U:Wm<  
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。 m3!M L>nLt  
电动机的选择 b0X[x{k"  
1．电动机类型和结构的选择 Z-|C{1}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。 G C'%s  
2．电动机容量的选择 }^[@m#  
1） 工作机所需功率Pw CK(ev*@\D,  
Pw＝3.4kW md"%S-a_dT  
2） 电动机的输出功率 2-0cB$W+  
Pd＝Pw/η h*UUtLi%WU  
η＝ ＝0.904 c0&'rxi( B  
Pd＝3.76kW $0}bi:7  
3．电动机转速的选择 r6JkoP Mh  
nd＝（i1’•i2’…in’）nw wF8\  
初选为同步转速为1000r/min的电动机 9/Dt:R3QU  
4．电动机型号的确定 ap^=CEf   
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 od1omYsR  
计算传动装置的运动和动力参数 s RQh~5kM  
传动装置的总传动比及其分配 >UY_:cW4%m  
1．计算总传动比 o2d~  
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： JF%=Bc$C  
i＝nm/nw (Fzh1#  
nw＝38.4 lM^!^6=v0l  
i＝25.14 HY;?z `=  
2．合理分配各级传动比 WN +Jf  
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 _a$DY ,;  
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 L5 9oh  
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 =zeLs0s;  
各轴转速、输入功率、输入转矩 v8bl-9DQ  
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 $af}+:'  
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4  |7zP 8  
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 Treh{s  
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 qYZ7Zt;  
传动比 1 1 5 5 1 :IVMTdYf  
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 yM:~{;HLF  
yVHlT  
传动件设计计算 Sn2Ds)Pfx3  
1． 选精度等级、材料及齿数 *}ee"eHs  
1） 材料及热处理； _SC  
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。 NK9WrUj)  
2） 精度等级选用7级精度； A;-z#R#V5  
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； 7. 9s.*  
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° )]>G,.9C}  
2．按齿面接触强度设计 <ytKf<a%e  
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 >Y-TwD aE  
按式（10—21）试算，即 D4Y!,7WEVt  
dt≥ LQ\ ELJj  
1） 确定公式内的各计算数值 &rztC]jF  
（1） 试选Kt＝1.6 }&T<wm!  
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 -*hb^MvP  
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 mERrcYY{  
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 t9n   
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa Cxk$"_  
（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； Eqmv`Z [_  
（7） 由式10－13计算应力循环次数 207O["Y  
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 S2ppKlVv  
N2＝N1/5＝6.64×107 *76viqY;dE  
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 G:c8`*5Q  
（9） 计算接触疲劳许用应力 HS6Imi  
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 $wYuH9(  
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa 9MB\z"b?A  
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa ?FV7|)f  
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa 37 O#aJ,K  
2） 计算 mE^tzyh  
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t J4[x,(iq(  
d1t≥ = =67.85  m-'(27  
（2） 计算圆周速度 ?Tc)f_a  
v= = =0.68m/s J`+`Kq1T  
（3） 计算齿宽b及模数mnt ECS<l*i57&  
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm -[=AlqL  
mnt= = =3.39 L_U3*#Zdz7  
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm I,<>%Z|'  
b/h=67.85/7.63=8.89 RZd4(7H=q  
（4） 计算纵向重合度εβ /%uZKG P  
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 I#S~  
（5） 计算载荷系数K qXB03}] G  
已知载荷平稳，所以取KA=1 J[<pZ [  
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， "zedbJ0  
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 N{^>MRK=5  
由表10—13查得KFβ=1.36 ,"N3k(g  
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 i_0 ,BV C  
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 c3zT(FgO>N  
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 xMSNrOc  
d1= = mm=73.6mm 1akD]Z  
（7） 计算模数mn RD6h=n4B  
mn = mm=3.74 jTd4H)  
3．按齿根弯曲强度设计 | or 8d>,  
由式(10—17 mn≥ #FqFH>-*2  
1） 确定计算参数 I|F~HUzA"  
（1） 计算载荷系数 _b!;(~ @p  
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 h/1nm U]  
（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 84p[N8  
Ez/\bE  
（3） 计算当量齿数 _H4$$  
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 Q(=Vk~v  
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 c#{Ywh  
（4） 查取齿型系数 {+ C%D'  
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 `R=a@DQ  
（5） 查取应力校正系数 23}BW_m  
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 28T\@zi  
（6） 计算[σF] YQ8j  
σF1=500Mpa ~T>jBYI0  
σF2=380MPa nr<WO~Xw~  
KFN1=0.95 W(uP`M%][0  
KFN2=0.98 _.d}lK3$2  
[σF1]=339.29Mpa Gd30Be2gd  
[σF2]=266MPa 4Vu'r?  
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 'a;ini  
= =0.0126 gx!*O<|e4  
= =0.01468 1u"R=D9p,=  
大齿轮的数值大。 L4YVH2`0)  
2） 设计计算 O+G~Qp0b>  
mn≥ =2.4 ]z-']R;  
mn=2.5 g.[+yzuE6  
4．几何尺寸计算 Bs+c2R  
1） 计算中心距 -1jjB1  
z1 =32.9，取z1=33 ?%cn'=>ZI  
z2=165 nB cp7e  
a =255.07mm a. h?4+^bN  
a圆整后取255mm B>~k).M&,  
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 6 QN1+MwB  
β=arcos =13 55’50” 4R& *&GZ#  
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 x @1px&^  
d1 =85.00mm +M44XhT  
d2 =425mm k~0#'I9  
4） 计算齿轮宽度 RH!SW2o<  
b=φdd1 BN+V,W  
b=85mm )^t!|*1LA  
B1=90mm，B2=85mm xGKfej9  
5） 结构设计 G_V.H \w  
以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。 b7,  
轴的设计计算 t{_!Z(Rt5)  
拟定输入轴齿轮为右旋 !2GHJHxv]c  
II轴： N=>- Q)  
1．初步确定轴的最小直径 eQ$N:]  
d≥ ＝ =34.2mm '"oo;`g7  
2．求作用在齿轮上的受力 iKg75%;t  
Ft1= =899N }Q/G &F  
Fr1=Ft =337N WwW"fkv  
Fa1=Fttanβ=223N； "Jb3&qdU  
Ft2=4494N %lXbCE:[  
Fr2=1685N C= >B_EO  
Fa2=1115N Y{,2X~ 7  
3．轴的结构设计 j h; 9 [  
1） 拟定轴上零件的装配方案 `Jn,IDq  
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 n4^*h4J7  
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 N g58/}zO  
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 Kn']n91m  
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 pp(H PKs=}  
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 ows^W8-w  
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 fCLcU@3W?  
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 T}UT 7W|  
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 LRWOBD  
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。 aw1P5aPmX  
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 Was'A+GZ  
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 zCBplb  
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。  G]b8]3^  
6. VI-VIII长度为44mm。 /4yOs@#  
4． 求轴上的载荷 !~kEtC  
66 207.5 63.5 ,aI,2U91  
Fr1=1418.5N xFOBF")  
Fr2=603.5N 1:_=g#WH  
查得轴承30307的Y值为1.6 .%_)*NUZ  
Fd1=443N u2 7S %2P  
Fd2=189N +Z ><  
因为两个齿轮旋向都是左旋。 T0r<O_ubOA  
故：Fa1=638N kg:l:C)Tq  
Fa2=189N UIn^_}jF`  
5．精确校核轴的疲劳强度 d^tVD`Fm  
1） 判断危险截面 VQ2Fnb4  
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 l1}R2lSEO  
2） 截面IV右侧的 !#.\QU|  
c )03Ms4 D  
截面上的转切应力为 KCD5*xH  
由于轴选用40cr，调质处理，所以 j$+gq*I&E  
（[2]P355表15-1） A]j}'  
a) 综合系数的计算 g&bwtEZ  
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， `0?^[;[u[  
（[2]P38附表3-2经直线插入） B3Mx,uXT\  
轴的材料敏感系数为 ， ， q8/ihA6:  
（[2]P37附图3-1） >&1um5K  
故有效应力集中系数为 R3?:\d{  
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， QTYYghz  
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） d Qai4e>[  
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， sYW[O"oNi  
（[2]P40附图3-4） rhIGOk1k  
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 WV2~(/hX&  
b) 碳钢系数的确定 FOSbe]  
碳钢的特性系数取为 ， 847 R   
c) 安全系数的计算 rCE;'? Y  
轴的疲劳安全系数为 dnwdFsf  
故轴的选用安全。 qC..\{z  
I轴： ".E5t@ }?m  
1．作用在齿轮上的力 {S *!B  
FH1=FH2=337/2=168.5 Mb/L~gd"  
Fv1=Fv2=889/2=444.5 -AC`q/bCD  
2．初步确定轴的最小直径 a1|c2kT  
*0~M  
3．轴的结构设计 xorTL8  
1） 确定轴上零件的装配方案 6b<+8w  
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 [fxuUmU  
d) 由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mm。 ;R!*I%  
e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30。 U{}!y3[wK  
f) 该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30207型，即该段直径定为35mm。 y AOg\+  
g) 该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。 <m0{'xw  
h) 为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为46mm。 ]\BUoQ7I/  
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 ]`d2_mu  
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 ZBJ3VK  
2） 各段长度的确定 JOHR mfqR  
各段长度的确定从左到右分述如下： d=y0yq{L  
a) 该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。 sPy2/7Wqd  
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 } L <,eV  
c) 该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。 { 5-zyE  
d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm（采用油润滑），轴承宽18.25mm，定为41.25mm。 @!<d0_dnC  
e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为57mm。 ~ezCu_  
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm 4V$fGjJ3  
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 "yW&<7u1  
W=62748N.mm [4XC #OgA  
T=39400N.mm |1l&@#j!2  
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 k" YHsn  
j#VIHCzlr  
III轴 E:w:4[neh  
1．作用在齿轮上的力 9U^$.Lb  
FH1=FH2=4494/2=2247N DjwQ`MA  
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N {6O0.}q]&  
2．初步确定轴的最小直径  so fu  
3．轴的结构设计 8%ik853`  
1） 轴上零件的装配方案 J &{xP8uq_  
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 G52Z)^  
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII HabzCH  
直径 60 70 75 87 79 70 Go <'  
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 +9[SVw8  
<GF@L  
5．求轴上的载荷 /K|:9Q$K6  
Mm=316767N.mm Uo6(|mm  
T=925200N.mm w^{! U  
6. 弯扭校合 .GCR!V  
滚动轴承的选择及计算 2+'|kt2  
I轴： [bjN f2  
1．求两轴承受到的径向载荷 \A<v=VM|  
5、 轴承30206的校核 :wipE]~4t  
1） 径向力 "K?Q  
2） 派生力 TvQ^DZbe  
3） 轴向力 y94kX:q  
由于 ， r5 yO5W  
所以轴向力为 ， \H4U8)l  
4） 当量载荷 4x,hj  
由于 ， ， q4ipumy*  
所以 ， ， ， 。 3.vgukkk5  
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 aFY u}kl  
5） 轴承寿命的校核 nbmc[!PwG  
II轴： =_PvrB2'  
6、 轴承30307的校核 PAZ$_eSK6  
1） 径向力 D.*>;5:0'  
2） 派生力 Ld(NhB'7  
， %0XvJF)s  
3） 轴向力 Zw$ OKU  
由于 ， (}gcY  
所以轴向力为 ， ai;\@$ cq  
4） 当量载荷 M35Ax],:^  
由于 ， ， ]V<-J   
所以 ， ， ， 。 #?&0D>E?k  
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 3KcaT5(&  
5） 轴承寿命的校核 ;h~er6&   
III轴： ^o d<JD4  
7、 轴承32214的校核 HZZDv+  
1） 径向力 2o5;Uz1{  
2） 派生力 n?E}b$6  
3） 轴向力 f z}?*vPW  
由于 ， Q$a  
所以轴向力为 ， Q2s&L]L=  
4） 当量载荷 <1@ (ioPH  
由于 ， ， iiNSDc  
所以 ， ， ， 。 qLjT.7 .x  
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 \##5O7/1  
5） 轴承寿命的校核 ,X/-  
键连接的选择及校核计算 s".HEP~]=  
1`-r#-MGG  
代号 直径 9%!dNnUk  
（mm） 工作长度 Mqv[XHfB  
（mm） 工作高度 Dp!zk}f|  
（mm） 转矩 $<w)j!  
（N•m） 极限应力 '*R%^RK  
（MPa） -]XP2}#d  
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 T bf:eVIG  
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 zY%. Rq-  
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 IOEM[zhb$  
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 Z8&' f,  
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 ctJ&URCi#  
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。 ai^|N.!  
连轴器的选择 )^/0cQcJ  
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 ]J@/p:S>  
二、高速轴用联轴器的设计计算 ycX{NDGs  
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 ， J(iV0LAZb  
计算转矩为 g7V_ [R(6  
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） p;%<mUI  
其主要参数如下： U5+vN[ K  
材料HT200 J?Iq9f  
公称转矩 3QCVgo i\  
轴孔直径 ， (|u31[  
轴孔长 ， g>0vm2|  
装配尺寸 g.C5r]=+&  
半联轴器厚 -:`V<   
（[1]P163表17-3）（GB4323-84 rC }}r!!  
三、第二个联轴器的设计计算 w*~Tm>U  
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 ， ]~jN^"o_B  
计算转矩为 wahZK~,EaY  
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） 9l !S9d  
其主要参数如下： (:sZ b?*  
材料HT200 }5n  
公称转矩 p^X^1X7  
轴孔直径 j _ ;fWBD:  
轴孔长 ， hh"-w3+  
装配尺寸 3 ^}A %-bS  
半联轴器厚 &jf7k <^  
（[1]P163表17-3）（GB4323-84 J8Z0D:5  
减速器附件的选择 bFGDgwe z  
通气器 ];FtS>\x  
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 Zb(t3I>n  
油面指示器 |NMO__l@  
选用游标尺M16 w^;DG  
起吊装置 :.nRN`e  
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 0k[2jh  
放油螺塞 Eipp ~GD  
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 o8S"&O ?  
润滑与密封 ]U_ec*a  
一、齿轮的润滑  y4jU{,  
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。 + ^ yq;z  
二、滚动轴承的润滑 s3 B'>RG}  
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 v1+U;Th>g  
三、润滑油的选择 <kc# thL  
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。 {j SmoA  
四、密封方法的选取 b?VV'{4  
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。 @;)PSp*j  
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。 S# we3  
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 `_qK&&s  
设计小结 1r9f[j~  
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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