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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 z{Z'2,#  
设计任务书……………………………………………………1 q3TAWNzI0  
传动方案的拟定及说明………………………………………4 03L+[F&"?  
电动机的选择…………………………………………………4 nAG2!2_8  
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 $(K[W}  
传动件的设计计算……………………………………………5 *=mtt^yZ  
轴的设计计算…………………………………………………8 <Qu]m.z[  
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 F\F_">5  
键联接的选择及校核计算……………………………………16 ='a[(C&Y  
连轴器的选择…………………………………………………16 yt}Ve6  m  
减速器附件的选择……………………………………………17 2Kovvh y#  
润滑与密封……………………………………………………18 QI'ule  
设计小结………………………………………………………18 wZ6LiYiHl  
参考资料目录…………………………………………………18 4UT %z}[!  
机械设计课程设计任务书 A}?n.MAX>  
题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器 ?%dsY\  
一． 总体布置简图 {Y6U%HG{{r  
1—电动机；2—联轴器；3—齿轮减速器；4—带式运输机；5—鼓轮；6—联轴器 -61{ MMiA  
二． 工作情况： XdjM/hB{fD  
载荷平稳、单向旋转 !f[LFQD  
三． 原始数据 3&:Us| }  
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 fmrd 7*MW  
鼓轮的直径D（mm）：350 YAQ]2<H  
运输带速度V（m/s）：0.7 |N/Grk4  
带速允许偏差（％）：5 6^y*A!xY  
使用年限（年）：5 ]Qm$S5tU  
工作制度（班/日）：2 s9+Rq*Qd  
四． 设计内容 AP5[}$TT  
1. 电动机的选择与运动参数计算； 0F> ils  
2. 斜齿轮传动设计计算 8Y?zxmwn]  
3. 轴的设计 k#X~+}N^  
4. 滚动轴承的选择 }vzP\  
5. 键和连轴器的选择与校核； 1Kszpt(Ld  
6. 装配图、零件图的绘制 4v9jGwnzt  
7. 设计计算说明书的编写 /5 yjON{  
五． 设计任务 6U~AKq"+f  
1． 减速器总装配图一张 o~<Xc  
2． 齿轮、轴零件图各一张  "TE F  
3． 设计说明书一份 'ol8lIa.P  
六． 设计进度 4Bg"b/kF  
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 F3+ ;2GG2  
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 HO[W2b  
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 `Cq&;-u  
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 >L[n4x\  
传动方案的拟定及说明 =f0qih5.4  
由题目所知传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。 z,dh?%H>X  
本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。 )tYu3*'  
电动机的选择 -i93  
1．电动机类型和结构的选择 S v3O${B|  
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#yv$LY#  
2．电动机容量的选择 q_iPWmf p*  
1） 工作机所需功率Pw Z 0&=Lw  
Pw＝3.4kW ? 1Os%9D*  
2） 电动机的输出功率 8LuM eGs  
Pd＝Pw/η :jL>sGvBv  
η＝ ＝0.904 ?-M?{De   
Pd＝3.76kW R 6JHRd  
3．电动机转速的选择 'kBg3E$y  
nd＝（i1’•i2’…in’）nw p1t qwV  
初选为同步转速为1000r/min的电动机 rSu+zS7`X  
4．电动机型号的确定 oVlh4"y#Lf  
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 4^uQB(}Z  
计算传动装置的运动和动力参数 -)N, HAM>  
传动装置的总传动比及其分配 +/O3L=QyJ  
1．计算总传动比 (|O9L s7N  
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： ($QQuM=  
i＝nm/nw |m{u]9  
nw＝38.4 fh%|6k?#M  
i＝25.14 -t#YL  
2．合理分配各级传动比 suKr//_  
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 [vv $"$z  
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 H@, h$$  
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 YMSZcI  
各轴转速、输入功率、输入转矩 qAI %6d  
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 a+mrsyM  
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 6LRvl6ik  
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 &|9K~#LVS  
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 KC+jHk  
传动比 1 1 5 5 1 I9  (6  
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 ?Vre" 6U  
4og/y0n,l"  
传动件设计计算 ohU}ST:9  
1． 选精度等级、材料及齿数 &&PXWR!%]  
1） 材料及热处理； njxfBA:  
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。 ) kMF~S|H  
2） 精度等级选用7级精度； 8 $qj&2 N  
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； HPryq )z  
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° &9Kni/  
2．按齿面接触强度设计 T W#s)iDi  
因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算 J7;8 S  
按式（10—21）试算，即 ,>p1:pga  
dt≥ )JrG`CvdU  
1） 确定公式内的各计算数值 Z ".Xroq~  
（1） 试选Kt＝1.6 Lv&9s  
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 9Bao~(j/k  
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 Y_zMj`HE  
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 q0C%">>1 #  
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa rnyXMt.q  
（6） 由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa； *^oL$_Y  
（7） 由式10－13计算应力循环次数 FG!2h&k  
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 xyD2<?dGUb  
N2＝N1/5＝6.64×107 %?hvN  
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 QHXA?nBX  
（9） 计算接触疲劳许用应力 bWgRGJqt  
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 KAJR.YNm  
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa w,i?e\5  
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa $ \+x7"pI  
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa s*Nb=v.e9  
2） 计算 Y&<]:)  
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t NDUH10Y:[  
d1t≥ = =67.85 ZsNZ3;d@u(  
（2） 计算圆周速度 eDsB.^|l  
v= = =0.68m/s ZkJLq[:cM  
（3） 计算齿宽b及模数mnt c)3.AgT  
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm }K^v Ujl  
mnt= = =3.39 @O`T|7v  
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm _\8jnpT:  
b/h=67.85/7.63=8.89 -7KoR}Ck!  
（4） 计算纵向重合度εβ jF@BWPtF=  
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 ;}Ei #T,D  
（5） 计算载荷系数K zpD?5  
已知载荷平稳，所以取KA=1 >0z`H|;  
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， G@KDRv  
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 8_VGB0~3i  
由表10—13查得KFβ=1.36 I7wR[&L885  
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 jddhX]>I  
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 !w}b}+]GB  
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 ?[uHRBR'  
d1= = mm=73.6mm +T&YYO8>5  
（7） 计算模数mn riL|B 3  
mn = mm=3.74 5 JlgnxRq  
3．按齿根弯曲强度设计 %JHv2[r^P  
由式(10—17 mn≥ 9Fy 'L#%  
1） 确定计算参数 "=w:LRw  
（1） 计算载荷系数 'QQq0.  
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 Y7zs)W8xTT  
（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 &~Y%0&F,&  
:c|Om{;  
（3） 计算当量齿数 H C=ZcK'W  
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 :C>iV+B j  
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 `Se2f0",  
（4） 查取齿型系数 Q}G2f4  
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 otdRz<C  
（5） 查取应力校正系数 }SC&6B?G  
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 YKz#,  
（6） 计算[σF] Ab]tLz|Z  
σF1=500Mpa suzK)rJ9i  
σF2=380MPa b*Q3j}cZ  
KFN1=0.95 z#Fel/L`O  
KFN2=0.98 Zf1 uK(6X  
[σF1]=339.29Mpa wAw1K2d  
[σF2]=266MPa c:e3hJ  
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 2WDe 34   
= =0.0126 (5@H<c^6  
= =0.01468 ">G*hS  
大齿轮的数值大。 4 ob?M:S  
2） 设计计算 O\ _ro.  
mn≥ =2.4 /7])]vZ_  
mn=2.5 7~FHn'xt  
4．几何尺寸计算 z"T+J?V/  
1） 计算中心距 (6B;  
z1 =32.9，取z1=33 _  xym  
z2=165 5'NNwc\  
a =255.07mm <{k`K[)  
a圆整后取255mm "AZ|u#0P  
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 "{r8'qn  
β=arcos =13 55’50” z\oTuW*B  
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 tewp-M KA  
d1 =85.00mm g5y`XFY  
d2 =425mm @I-,5F|r  
4） 计算齿轮宽度 M 9-Q  
b=φdd1 'iF%mnJ  
b=85mm +WAkBE/  
B1=90mm，B2=85mm ;-8.~Sm  
5） 结构设计 JH{/0x#+  
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。 V]; i$  
轴的设计计算 ;&n iZKoe  
拟定输入轴齿轮为右旋 =y-yHRC7  
II轴： O-HS)g$2  
1．初步确定轴的最小直径 faDS!E' +  
d≥ ＝ =34.2mm T 5Zh2Q@  
2．求作用在齿轮上的受力 EYn?YiVFU  
Ft1= =899N h$kz3r;b,"  
Fr1=Ft =337N 5\# F5s}  
Fa1=Fttanβ=223N； XrM+DQ;  
Ft2=4494N _\KFMe= PV  
Fr2=1685N { PX&#,_  
Fa2=1115N #lrwKHZ+  
3．轴的结构设计 ?[d4HKs  
1） 拟定轴上零件的装配方案 r) x  
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 cN0 *<  
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 )I[f(f%W7  
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 ~;3#MAG  
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 BW7AjtxQ&  
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 $/s"It  
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 ;.Bz'Q  
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 wYf\!]}'  
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 _]OY[&R  
2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm，轴承和箱体的间隙4mm，所以长度为16mm。 g}v](Q  
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 mA{?E9W  
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 5aizWz  
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 ?VNtT/  
6. VI-VIII长度为44mm。 n!4\w>h  
4． 求轴上的载荷 }lIc{R@H  
66 207.5 63.5 >lV,K1Z  
Fr1=1418.5N Q__CW5&'u  
Fr2=603.5N F*[E28ia&  
查得轴承30307的Y值为1.6 v1 8<~  
Fd1=443N ?4%H(k5A  
Fd2=189N 4`Ud\Jm[s  
因为两个齿轮旋向都是左旋。 llP V{  
故：Fa1=638N gLX<> |)*  
Fa2=189N VkFh(Br<{  
5．精确校核轴的疲劳强度 L]H'$~xx*  
1） 判断危险截面 \1!Q.V  
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 4j=3'Z|  
2） 截面IV右侧的 YSeH;<'  
&^"Ru?MK  
截面上的转切应力为 D_d>A+  
由于轴选用40cr，调质处理，所以 K khuPBd2  
（[2]P355表15-1） Mwnr4$]  
a) 综合系数的计算 OM[MRZEh G  
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， /eQAGFG  
（[2]P38附表3-2经直线插入） !^% 3  
轴的材料敏感系数为 ， ， + f67y  
（[2]P37附图3-1） \Ip)Lm0  
故有效应力集中系数为 )k=KLQ\b  
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， btuG%D{a^  
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） L*Z.T^h  
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， fB3Jp~$  
（[2]P40附图3-4） P`lv_oV  
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 |T6K?:U7  
b) 碳钢系数的确定 {KWVPeh  
碳钢的特性系数取为 ， }qiZ%cT.G  
c) 安全系数的计算 J =^IS\m  
轴的疲劳安全系数为 Q]K` p(  
故轴的选用安全。 mLuNl^)3  
I轴： aj`&ca8  
1．作用在齿轮上的力 2|>\A.I|=  
FH1=FH2=337/2=168.5 >}V?GK36  
Fv1=Fv2=889/2=444.5 !"F;wg$  
2．初步确定轴的最小直径 @PvO;]]%  
+]%S}<R  
3．轴的结构设计 zL yI|%KH  
1） 确定轴上零件的装配方案 XYo,5-  
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 TN0KS]^A3  
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。 eB5>uKa  
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。 N]+6<  
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。 Mh7m2\fLbd  
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。 m8fj\,X  
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。 N_c44[z 1  
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 R])Eg&  
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 V\Cl""`XN  
2） 各段长度的确定 (!nkv^]  
各段长度的确定从左到右分述如下： cj[b^Wv:  
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。 &zJI~R  
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 6YM X7G]  
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。 )aIcA  
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。 W"Ip]LJ  
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。 @)U.Dbm  
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm ?#K.D vGJ  
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 LlX)xJ  
W=62748N.mm ZQfxlzj+X  
T=39400N.mm 4EqThvI{  
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 h0PDFMM<  
H3rA ?F#+*  
III轴 ;R*-cm  
1．作用在齿轮上的力 <VxA&bb7c  
FH1=FH2=4494/2=2247N ^~H}N$W"-q  
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N KOy{?  
2．初步确定轴的最小直径 cZh0\Dy U  
3．轴的结构设计 p1KhI;^  
1） 轴上零件的装配方案 Ljy797{f  
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 G WIsT\J  
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII fB$a )~  
直径 60 70 75 87 79 70 4eHSAN"$  
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 yzS^8,  
[bh?p+V  
5．求轴上的载荷 ?J:w,,4m  
Mm=316767N.mm M|DMoi8x  
T=925200N.mm MRLiiIrq,5  
6. 弯扭校合 cI2Ps3~"Q  
滚动轴承的选择及计算 U<j5s\Y,  
I轴： G8M~}I/)  
1．求两轴承受到的径向载荷 dtR"5TL<~}  
5、 轴承30206的校核 kd'b_D[$H  
1） 径向力 W;OGdAa_  
2） 派生力 b9j}QK  
3） 轴向力 ]F y' M  
由于 ， xvTtA61Vp  
所以轴向力为 ， mo| D  
4） 当量载荷 T~]~'+<Pi  
由于 ， ， 6F (z6_<  
所以 ， ， ， 。 t=P+m   
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 <j'K7We/tP  
5） 轴承寿命的校核 *?m)VvR>|  
II轴： #kW=|8X  
6、 轴承30307的校核 ^)dsi  
1） 径向力 .Pm5nS  
2） 派生力 ZG=]b%  
， %L.S~dN6  
3） 轴向力 ,j%\3g`  
由于 ， `PUqz&  
所以轴向力为 ， xv]z>4@z,  
4） 当量载荷 NljpkeX'  
由于 ， ， Dmh$@Uu#F  
所以 ， ， ， 。 E'WXi!>7p  
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 [5P-K{Ko  
5） 轴承寿命的校核 gNZwD6GMe?  
III轴： nd' D0<%  
7、 轴承32214的校核 E^-c,4'F  
1） 径向力 !BoGSI  
2） 派生力 !4p{ b f  
3） 轴向力 ;?Pz0,{h  
由于 ， 9 /H~hEVK  
所以轴向力为 ， $>/d)o  
4） 当量载荷 Gld~GyB\k  
由于 ， ， Q,NnB{R  
所以 ， ， ， 。 \n_7+[=E  
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为  %j&vV>2  
5） 轴承寿命的校核 *ra)u-  
键连接的选择及校核计算 !RKuEg4hQ  
}U7IMONU  
代号 直径 #*A&jo'E  
（mm） 工作长度 WM+8<|)n  
（mm） 工作高度 ,l&?%H9q  
（mm） 转矩 /O[6PG  
（N•m） 极限应力 &kb~N-  
（MPa） q{9vY:`[  
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 R2)@Q  
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 goR_\b SU  
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2  9tpyrGv  
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 :j]6vp 6  
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 +C`!4v\n  
由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为 ，所以上述键皆安全。 \6 \bD<  
连轴器的选择 Szz j9K  
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 ["nWIs[h  
二、高速轴用联轴器的设计计算 f,O10`4s  
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ， Xq1#rK(  
计算转矩为 VESvCei  
所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4（GB4323-84），但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL5（GB4323-84） 8>x5|  
其主要参数如下： G!FdTvx$  
材料HT200 Oem1=QpaC  
公称转矩 g+o$&'\  
轴孔直径 ， !/}4_s`,  
轴孔长 ， x)?V{YAL  
装配尺寸 e,s  S.  
半联轴器厚 JlSqTfA  
（[1]P163表17-3）（GB4323-84 F.TIdkvp  
三、第二个联轴器的设计计算 gxhp7c182  
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ， qBk[Afjgz  
计算转矩为 pqg2#@F.  
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） cEHpa%_5  
其主要参数如下： GIlaJ!/  
材料HT200 OG#^d5(  
公称转矩 7b1 yF,N  
轴孔直径 w (HVC  
轴孔长 ， N)(m^M(~0  
装配尺寸 f?Ex$gnI  
半联轴器厚 VY/r2o#  
（[1]P163表17-3）（GB4323-84 ,q*|R O  
减速器附件的选择 vT5GUO{5  
通气器 moM'RO,M  
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 ]Z[3 \~?  
油面指示器 M0m%S:2  
选用游标尺M16 6%EpF;T`  
起吊装置 R.|h<bur  
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 )-+tN>Bb  
放油螺塞  '0f!o&?g  
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 -~.+3rcZ]  
润滑与密封 gB#!g@  
一、齿轮的润滑 G,A?yM'Vw  
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。 jYU0zGpj  
二、滚动轴承的润滑 J*g<]P&p0  
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 a/E(GQ,,  
三、润滑油的选择 oi Q3E  
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。 h(2{+Y+  
四、密封方法的选取 <!dZ=9^^ 1  
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。 5@.8O VPz  
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。 MeD/)T{G~  
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 [GyPwb-  
设计小结 >o"s1* {  
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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