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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 8.n#@%  
设计任务书……………………………………………………1 jwa6`u  
传动方案的拟定及说明………………………………………4 ,;Wm>V)o  
电动机的选择…………………………………………………4 /51$o\4 S  
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 z k/`Uz  
传动件的设计计算……………………………………………5 iD G&Muc  
轴的设计计算…………………………………………………8 H-+U^@w  
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 'z AvQm  
键联接的选择及校核计算……………………………………16 k6&~)7 -f  
连轴器的选择…………………………………………………16 $wp>2  
减速器附件的选择……………………………………………17 R20 .dA_N  
润滑与密封……………………………………………………18 7@\.()  
设计小结………………………………………………………18 3*~`z9-z  
参考资料目录…………………………………………………18 Gd_0FF.  
机械设计课程设计任务书 ?'+]d;UO&  
题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器 R/Bjc}J'  
一． 总体布置简图 m~AAO{\:b  
1—电动机；2—联轴器；3—齿轮减速器；4—带式运输机；5—鼓轮；6—联轴器 )'T].kWW  
二． 工作情况： ))f@9m  
载荷平稳、单向旋转 =VzJ>!0  
三． 原始数据 Mf#@8"l  
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 R}gdN-941  
鼓轮的直径D（mm）：350 \-pwA j?  
运输带速度V（m/s）：0.7 AXHY$f|  
带速允许偏差（％）：5 r=0PW_r:  
使用年限（年）：5 # o/;du  
工作制度（班/日）：2 RU7+$Z0K  
四． 设计内容 ?.Vuet  
1. 电动机的选择与运动参数计算； /y{: N  
2. 斜齿轮传动设计计算 JX&]>#6|E  
3. 轴的设计 EQ,`6UT>  
4. 滚动轴承的选择 0*b8?e  
5. 键和连轴器的选择与校核； A{ T9-f@X  
6. 装配图、零件图的绘制 @I?,!3`jS  
7. 设计计算说明书的编写 zPp22  
五． 设计任务 #%k_V+o3  
1． 减速器总装配图一张 klnNBo!  
2． 齿轮、轴零件图各一张 @2hhBW  
3． 设计说明书一份 (0q`eO2  
六． 设计进度 .O1w-,=  
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 aOGoJCt C  
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 3WF]%P%  
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 4;J.$  
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 #~nXAs]Q  
传动方案的拟定及说明 Ve%ua]qA  
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。 j!i* &  
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。 /)J]ItJlz  
电动机的选择 Kt*fQ `9  
1．电动机类型和结构的选择 d.~ns4bt9  
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。 "[~yu* S  
2．电动机容量的选择 k1xx>=md|C  
1） 工作机所需功率Pw .:}<4;Qz94  
Pw＝3.4kW &?bsBqpN  
2） 电动机的输出功率 /kG?I_z  
Pd＝Pw/η iXo; e  
η＝ ＝0.904 |Jd8ul:&e  
Pd＝3.76kW 8A&N+sT  
3．电动机转速的选择 2[`n<R\  
nd＝（i1’•i2’…in’）nw V[kJ;YLPN  
初选为同步转速为1000r/min的电动机 - @>]iBl  
4．电动机型号的确定 9`/e= RL  
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 6 :3Id  
计算传动装置的运动和动力参数 mz.,j(Ks-  
传动装置的总传动比及其分配 a%m )8N;C  
1．计算总传动比 jy.L/s  
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： '6qH@r4Z<  
i＝nm/nw mvT /sC7I  
nw＝38.4 9_5>MmiB  
i＝25.14 J[6/dM  
2．合理分配各级传动比 yJC: bD1xi  
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 YT!iI   
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 +BtLd+)R  
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 A'jL+dI.  
各轴转速、输入功率、输入转矩 4h!yh2c..  
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 ;W5.g8  
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 ,^c-}`!K  
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 h )Y .jY  
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 q!0HsF  
传动比 1 1 5 5 1 HLDv{G'7  
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 |+ Rx)  
h/\ Zq  
传动件设计计算 :!Q(v(M  
1． 选精度等级、材料及齿数 Xk%eU>d  
1） 材料及热处理； >ph=?M KD  
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。 dLH@,EKl)  
2） 精度等级选用7级精度； 83V\O_7j  
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； 4uO88[=  
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° 9'H:pb2  
2．按齿面接触强度设计 Szu @{lpP@  
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 0AWxU?$A4  
按式（10—21）试算，即 ',[AKXJ  
dt≥ 5Xxdm-0  
1） 确定公式内的各计算数值 ?E!M%c@,  
（1） 试选Kt＝1.6 h#UPU7;  
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 {wSz >,  
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 9s5s;ntz"  
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 _X?_|!;J  
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa %u9 Q`  
（6） 由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa； ckFPx l.  
（7） 由式10－13计算应力循环次数 |qQ6>IZ  
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 fI;nVRf p  
N2＝N1/5＝6.64×107 U+B{\38  
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 3; z1Hp2X  
（9） 计算接触疲劳许用应力 ux^rF  
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 4s|qxCks  
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa mvpcRe <  
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa )Az0.}  
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa L:&'z:,<  
2） 计算 ;>ml@@Z  
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t A?n5;mvq#  
d1t≥ = =67.85 oc-&}R4=  
（2） 计算圆周速度 :_HdOm  
v= = =0.68m/s DQu)?Rsk  
（3） 计算齿宽b及模数mnt a6 :hH@,  
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm #G(ivRo  
mnt= = =3.39 X^&--@l}T!  
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm 0[Yks NNl1  
b/h=67.85/7.63=8.89 L^C B#5uG  
（4） 计算纵向重合度εβ t; #@t/`  
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 M7Xn=jc  
（5） 计算载荷系数K _ j'm2BA O  
已知载荷平稳，所以取KA=1 {C]tS5$Z  
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， w `d9" n  
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 D{d%*hlI 3  
由表10—13查得KFβ=1.36 'HV@i)h0%V  
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 "-:g.x*d  
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 PS!or!m  
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 #$U/*~m $  
d1= = mm=73.6mm \O~/^ Y3U!  
（7） 计算模数mn @v&P;=lU  
mn = mm=3.74 x3 ( _fS  
3．按齿根弯曲强度设计 wLI1qoDM  
由式(10—17 mn≥ _'y`hKeI[  
1） 确定计算参数 W4P\HM>2  
（1） 计算载荷系数 +,7vbs3  
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 `DGI|3  
（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 8yOhKEPX  
"ig)7X+Wz|  
（3） 计算当量齿数 b$ 8R  
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 u!+;Iy7  
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 ] NW_oRH  
（4） 查取齿型系数 4%<wxrod  
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 'Zex/:QS  
（5） 查取应力校正系数 D8*6h)~  
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 vqoK9  
（6） 计算[σF] h{\S'8  
σF1=500Mpa aS>cXJ;=  
σF2=380MPa 3,hu3"@k  
KFN1=0.95 u+6L>7t88I  
KFN2=0.98 k MV1$  
[σF1]=339.29Mpa ;ioF'ov  
[σF2]=266MPa E}0g  
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 c% wztP;L  
= =0.0126 c1R[Hck  
= =0.01468 ;5T}@4m|r  
大齿轮的数值大。 x{G 'IEf  
2） 设计计算 .*+jD^Gr  
mn≥ =2.4 N<KsQsy=  
mn=2.5 NTCFmdbs 6  
4．几何尺寸计算 `d/* sX?k  
1） 计算中心距 Tk 'Pv  
z1 =32.9，取z1=33 F_/ra?WVH  
z2=165 |RXXj[z  
a =255.07mm $Dv5TUKw  
a圆整后取255mm f }.t  
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 K0I.3| 6C  
β=arcos =13 55’50” f\RTO63|O  
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 "8a ?K Q  
d1 =85.00mm '4M;;sKW  
d2 =425mm p7izy$Wc  
4） 计算齿轮宽度 y La E]  
b=φdd1 *].qm g%  
b=85mm &(p5z4Df  
B1=90mm，B2=85mm kPAg *  
5） 结构设计 sC2NFb-+&  
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。 XW2ZQMos1  
轴的设计计算 23'<R i  
拟定输入轴齿轮为右旋 nLANWQk9  
II轴： qq?o^_^4  
1．初步确定轴的最小直径 E*,nKJu'r  
d≥ ＝ =34.2mm c|k(_#\B  
2．求作用在齿轮上的受力 Qk|+Gj  
Ft1= =899N 8`1]#Vw  
Fr1=Ft =337N `6#s+JA[  
Fa1=Fttanβ=223N； rmWs o b  
Ft2=4494N ])?h ~  
Fr2=1685N  3U!=R-  
Fa2=1115N 7.)_H   
3．轴的结构设计 OOABn*  
1） 拟定轴上零件的装配方案 g2M1zRm;  
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 RHbbj}B  
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 F$:UvW@e1  
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 @W==)S%O  
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 (WY9EJ<s,  
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 'w<^4/L Q  
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 N K@6U_/W  
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 =@hCc  
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 O69TU[Vn  
2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm，轴承和箱体的间隙4mm，所以长度为16mm。 .*W7Z8!e  
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 !\Cu J5U  
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 ,R7j9#D  
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 ZnuRy:  
6. VI-VIII长度为44mm。 MJH>rsTQ  
4． 求轴上的载荷 7A$mZPKh  
66 207.5 63.5 q['3M<q  
Fr1=1418.5N <y7Hy&&y-  
Fr2=603.5N [ `_sH\  
查得轴承30307的Y值为1.6 4v{Ye,2  
Fd1=443N (Gapv9R  
Fd2=189N \CS4aIp  
因为两个齿轮旋向都是左旋。 *%atE  
故：Fa1=638N "&;X/~j  
Fa2=189N e5; YY  
5．精确校核轴的疲劳强度 . _Jypk8  
1） 判断危险截面 7;r3Bxa Q  
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 Y~#F\v  
2） 截面IV右侧的 Es\J%*\u  
%t74*cX  
截面上的转切应力为 yWT1CID  
由于轴选用40cr，调质处理，所以 qa8?bNd'f  
（[2]P355表15-1） OI6m>XH?  
a) 综合系数的计算 Q{miI N  
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， Xw|-v$'y  
（[2]P38附表3-2经直线插入） VuK>lY &  
轴的材料敏感系数为 ， ， WqCj;Tj|  
（[2]P37附图3-1） hD,|CQ  
故有效应力集中系数为 INCD5dihJ  
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， Q+_z*  
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） 1C*mR%Q  
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， f%[xl6VE;  
（[2]P40附图3-4） *7L1SjZw  
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 #P!M"_z  
b) 碳钢系数的确定 '9&@?P;  
碳钢的特性系数取为 ， 28- z  
c) 安全系数的计算 q$ j  
轴的疲劳安全系数为 Tn\{*A  
故轴的选用安全。 OKu~Nb*  
I轴： k!6m'}v  
1．作用在齿轮上的力 H_1&>@ 3  
FH1=FH2=337/2=168.5 Kf,AnKkn'  
Fv1=Fv2=889/2=444.5 i;IhsKO0R  
2．初步确定轴的最小直径 Df(+@L5!  
'bg'^PN>z  
3．轴的结构设计 oBo |eRIt|  
1） 确定轴上零件的装配方案 DC_k0VBn  
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 e9QjRx  
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。 ]Qp-$)N  
e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30。 \E05qk_;K  
f) 该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30207型，即该段直径定为35mm。 aQ&K a  
g) 该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。 wMCgL h\wi  
h) 为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为46mm。 P9q=tC3^  
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 ''z]o#=^9  
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 )N\B C  
2） 各段长度的确定 D& &71X '  
各段长度的确定从左到右分述如下： [ThAv Q_$  
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。 |fgh ryI,  
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 >S{8sN  
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。 W}%[i+  
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。 0&tr3!h\  
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。 jL'R4z  
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm ;Uy}(  
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 MvaX>n !o  
W=62748N.mm n(SeJk%>9  
T=39400N.mm q{f (T\  
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 d%E*P4Ua  
w2lO[o~x}  
III轴 l2Rnyb<;;  
1．作用在齿轮上的力 x>T+k8[n  
FH1=FH2=4494/2=2247N 3Lv5>[MnN  
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N T~g`;Q%i  
2．初步确定轴的最小直径 sx'eu;S  
3．轴的结构设计 ~K(mt0T )  
1） 轴上零件的装配方案 2gEF$?+q?  
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 Tv~Ho&LS  
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII dqFp"Xe"%  
直径 60 70 75 87 79 70 L2%D$!9  
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 j;-2)ZLm  
yOk{l$+  
5．求轴上的载荷 p+7#`iICE  
Mm=316767N.mm |nqN95'u+]  
T=925200N.mm ,;<M+V3+  
6. 弯扭校合 vM:c70=  
滚动轴承的选择及计算 ^U,Dx  
I轴： U % ?+N  
1．求两轴承受到的径向载荷 )/2TU]//  
5、 轴承30206的校核 q_"w,28  
1） 径向力 BhiOV_}Hn  
2） 派生力 /2tP d  
3） 轴向力 "QBl "<<s  
由于 ， jI<_(T  
所以轴向力为 ， ni<\ AF]`  
4） 当量载荷 4Bt)t#0  
由于 ， ， S?c<Lf~W  
所以 ， ， ， 。 "x 3C3Zu.;  
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 152LdZevF  
5） 轴承寿命的校核 S/YHT)0x[  
II轴： K=pG,[ChA  
6、 轴承30307的校核 - "{hP  
1） 径向力 aO bp"  
2） 派生力 8~|v:qk  
， FiXqypT_(  
3） 轴向力 Id8e%)  
由于 ， cu)B!#<!&  
所以轴向力为 ， )d|s$l$?7  
4） 当量载荷 Fw#1?/K~  
由于 ， ， 8~BLTZ  
所以 ， ， ， 。 n_wF_K\h  
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 oqg +<m  
5） 轴承寿命的校核 7=&+0@R#/d  
III轴： 3/]~#y%2  
7、 轴承32214的校核 b%0@nu4  
1） 径向力 @![1W@J  
2） 派生力 KJs`[,;<  
3） 轴向力 ?>gr9w\  
由于 ， Cj/!m  
所以轴向力为 ， u 7 <VD  
4） 当量载荷 vjA!+_I6  
由于 ， ， BbPRPkV  
所以 ， ， ， 。 "EE (O9q  
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 #CW{y?=  
5） 轴承寿命的校核 EZT 8^m  
键连接的选择及校核计算 U_Q;WPJ  
J5z\e@?.0\  
代号 直径 f>&*%[fw  
（mm） 工作长度 Y3 -f68*(  
（mm） 工作高度 $6 4{Ff  
（mm） 转矩 BH}M]<5  
（N•m） 极限应力 &MB1'~Q,hq  
（MPa） Z&7Yl(|  
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 5@pLGMHT  
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 ZoCk]hk  
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 ~aXJ5sY"f&  
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 C 7YS>?^]  
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 q%,y66pFr  
由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为 ，所以上述键皆安全。 ;hh.w??  
连轴器的选择 Ag&K@%|*  
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 ~4xn^.w  
二、高速轴用联轴器的设计计算 '?LqVzZI  
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ， 6]4=8! J  
计算转矩为 Jid_&\  
所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4（GB4323-84），但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL5（GB4323-84） 6}Rb-\N  
其主要参数如下： yQ&C]{>TS  
材料HT200 g[\8s~g,  
公称转矩 Zlygx  
轴孔直径 ， #/\Zo &V8  
轴孔长 ， BJ5^-|  
装配尺寸 ;*d?Qe:  
半联轴器厚 GgE 38~A4  
（[1]P163表17-3）（GB4323-84 Vl'rO_?t  
三、第二个联轴器的设计计算  @l&{ j  
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ， V?-2FK]  
计算转矩为 +6n\5+5  
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） n]>L"D,  
其主要参数如下： Q9Go}}n  
材料HT200 k,ezB+  
公称转矩 m\_v{1g  
轴孔直径 p<y \ ^a  
轴孔长 ， Qtt3;5m  
装配尺寸 n;QFy5HB8  
半联轴器厚 .&h|r>*|J  
（[1]P163表17-3）（GB4323-84 L[U?{  
减速器附件的选择 B3I0H6O  
通气器 O(:/ &`)  
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 oxJAI4{y 4  
油面指示器 y(Em+YTD  
选用游标尺M16 D8{f7{nY  
起吊装置 3-)R'  
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 /03?(n= 3  
放油螺塞 PtGFLM9R  
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 _T;Kn'Gz(&  
润滑与密封 DU-dIq i  
一、齿轮的润滑 +,)Iv_Xl$  
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。 D4?cnwU  
二、滚动轴承的润滑 *@W B aN+  
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 &G?w*w_n  
三、润滑油的选择 *q@3yB}  
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。 ]@CXUa,>a  
四、密封方法的选取 }|nEbM]#  
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。 '>Thn{  
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。 Oe;1f#` 5  
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 `9A`pC  
设计小结 4{0vdpo3F  
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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