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1、目錄 設(shè)計任務(wù)書……………………………………………………1 傳動方案的擬定及說明………………………………………4 電動機(jī)的選擇…………………………………………………4 計算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)……………………………5 傳動件的設(shè)計計算……………………………………………5 軸的設(shè)計計算…………………………………………………8 滾動軸承的選擇及計算………………………………………14 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算……………………………………16 連軸器的選擇…………………………………………………16 減速器附件的選擇……………………………………………17 潤滑與密封………………………………

2、……………………18 設(shè)計小結(jié)………………………………………………………18 參考資料目錄…………………………………………………18 本人有此說明書的 CAD 圖，需要和 我聯(lián)系 869260800 機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書 題目：設(shè)計一用于帶式運(yùn)輸機(jī)傳動裝置中的同軸式二級圓柱齒輪 減速器 一． 總體布置簡圖 1—電動機(jī)；2—聯(lián)軸器；3—齒輪減速器；4—帶式運(yùn)輸機(jī)；5—鼓輪；6—聯(lián)軸器 二． 工作情況 載荷平穩(wěn)、單向旋轉(zhuǎn) 三． 原始數(shù)據(jù) 鼓輪的扭矩T （N?m）： 850 鼓輪的直徑 D（mm）： 350 運(yùn)輸帶速度 V（ m/s）： 0.7 帶速允許偏差（％

3、）： 5 使用年限（年）： 5 工作制度（班/日）： 2 四． 設(shè)計內(nèi)容 1. 電動機(jī)的選擇與運(yùn)動參數(shù)計算 2. 斜齒輪傳動設(shè)計計算 3. 軸的設(shè)計 4. 滾動軸承的選擇 5. 鍵和連軸器的選擇與校核； 6. 裝配圖、零件圖的繪制 7. 設(shè)計計算說明書的編寫 五． 設(shè)計任務(wù) 1．減速器總裝配圖一張 2． 齒輪、軸零件圖各一張 3．設(shè)計說明書一份 六． 設(shè)計進(jìn)度 1、 第一階段：總體計算和傳動件參數(shù)計算 2、 第二階段：軸與軸系零件的設(shè)計 3、 第三階段：軸、軸承、聯(lián)軸器、鍵的校核及草圖繪制 4、 第四階段：裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫 傳動方案的擬定及

4、說明 由題目所知傳動機(jī)構(gòu)類型為：同軸式二級圓柱齒輪減速器。故只要對本傳動機(jī)構(gòu)進(jìn)行分 析論證。 本傳動機(jī)構(gòu)的特點(diǎn)是：減速器橫向尺寸較小，兩大吃論浸油深度可以大致相同。結(jié)構(gòu)較 復(fù)雜，軸向尺寸大，中間軸較長、剛度差，中間軸承潤滑較困難。 電動機(jī)的選擇 1．電動機(jī)類型和結(jié)構(gòu)的選擇 因?yàn)楸緜鲃拥墓ぷ鳡顩r是：載荷平穩(wěn)、單向旋轉(zhuǎn)。所以選用常用的封閉式Y(jié) (IP44)系 列的電動機(jī)。 2．電動機(jī)容量的選擇 1) 工作機(jī)所需功率 Pw Pw=3.4kW 2) 電動機(jī)的輸出功率 pd=Pw/n n =n n3 n 2n n =0.904 聯(lián) 軸承 齒 聯(lián) 軸承 Pd=3.76kW 3．

5、電動機(jī)轉(zhuǎn)速的選擇 nd=(i1'? i2'-in') nw 初選為同步轉(zhuǎn)速為1000r/min的電動機(jī) 4．電動機(jī)型號的確定 由表20 — 1查出電動機(jī)型號為Y132M1-6，其額定功率為4kW,滿載轉(zhuǎn)速960r/min?；痉?合題目所需的要求。 計算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù) 傳動裝置的總傳動比及其分配 1．計算總傳動比 由電動機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機(jī)主動軸轉(zhuǎn)速nw可確定傳動裝置應(yīng)有的總傳動比為： i= nm/nw nw=38.4 i = 25.14 2．合理分配各級傳動比 由于減速箱是同軸式布置，所以訂=i2。 因?yàn)?i=25.14,取 i=25,訂=i2=5 速度

6、偏差為 0.5%<5%，所以可行。 各軸轉(zhuǎn)速、輸入功率、輸入轉(zhuǎn)矩 項(xiàng)目 電動機(jī)軸 高速軸I 中間軸II 低速軸III 鼓輪 轉(zhuǎn)速(r/min) 960 960 192 38.4 38.4 功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57 轉(zhuǎn)矩(N ? m) 39.8 39.4 191 925.2 888.4 傳動比 1 1 5 5 1 效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 傳動件設(shè)計計算 1． 選精度等級、材料及齒數(shù) 1 ) 材料及熱處理； 選擇小齒輪材料為40Cr (調(diào)質(zhì))，硬度為280

7、HBS,大齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì))，硬度 為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 2) 精度等級選用7 級精度； 3) 試選小齒輪齒數(shù)z1=20，大齒輪齒數(shù)z2 = 100的； 4) 選取螺旋角。初選螺旋角B =14° 2．按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計 因?yàn)榈退偌壍妮d荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據(jù)進(jìn)行計算 按式( 10—21)試算，即 2 3「2 KT dt 三. t 一 少￡ d a 1) 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 (1) 試選 Kt=1.6 (2) 由圖10—30選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.433 (3) 由表10—7選取尺寬系數(shù)Q d=1 4)由圖10—2

8、6查得￡ a 1=0.75， ￡ a 2=0.87，則￡ a =￡ a 1＋￡ a 2=1.62 (5) 由表10—6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8Mpa (6) 由圖10—21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限O Hlim1 = 600MPa；大齒輪 的解除疲勞強(qiáng)度極限O Hiim2=550MPa； 7)由式10—13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1 = 60n1jLh=60X192X1X(2X8X300X5)=3.32X10e8 N2=N1/5=6.64X107 (8)由圖10—19查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHNl = 0.95； KHN2=0.98 9)計算接觸疲勞許用應(yīng)力

9、取失效概率為1 %,安全系數(shù)S = 1,由式(10—12)得 [O H]1 = =0.95X600MPa=570MPa [O H]2==0.98X550MPa=539MPa [O H] = [O H]1 + [O H]2/2=554.5MPa 2） 計算 1 ）試算小齒輪分度圓直徑 d1t 3 ■ 3.2 KT d1t 三 j 少￡ 3 1 d a =67.85 1 x 1.62 5 J 554.5 丿 2 x 1.6 x 191 x 103 6 ( 2.433 x 189.8 \2 2）計算圓周速度 v= 1t__2— 60 x 1000 n x 67.

10、85192 ：60 x 1000 =0.68m/s (3) 計算齒寬b及模數(shù)mnt b=Q dd1t=1 X67.85mm=67.85mm d cos0 67.85cos14。 mnt= 4 = =3.39 z 20 1 h=2.25mnt=2.25X 3.39mm=7.63mm b/h=67.85/7.63=8.89 (4) 計算縱向重合度￡ p ￡ b =0.318： z tanP =0.318X 1 Xtan14。=1.59 p B 1 (5) 計算載荷系數(shù)K 已知載荷平穩(wěn),所以取 KA=1 根據(jù)v=0.68m/s,7級精度，由圖10—8查得動載系數(shù)KV

11、=1.11；由表10—4查的 KHB 的計算公式和直齒輪的相同, 故 KHB =1.12+0.18(1+0.6X 12)1X1 2 +0.23X10 -3 67.85=1.42 由表 10—13 查得 KFB =1.36 由表10—3查得KHa =KHa =1.4。故載荷系數(shù) K=KAKVKHa KHB =1X1.03X1.4X1.42=2.05 (6) 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式(10—10a)得 dl=d^K / Kt =67?85 x 込05 /1.6 麗=73.6訕 7)計算模數(shù) mn d cosB 73.6 x cos14 。 mn

12、20 =—1 一 mm=3.74 3．按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計 由式(10—17) mn2：' 2KTY cos2B Y Y F ―B—— 屮z ￡ d 1 a 1 ) 確定計算參數(shù) (1) 計算載荷系數(shù) K=KAKVKFa KFB =1X1.03X1.4X1.36=1.96 2) 3) 計算當(dāng)量齒數(shù) 根據(jù)縱向重合度￡ B =0.318^ dz1tanB =1.59，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) YB =0。88 z1=z1/cos3 B =20/cos314。=21.89 z2=z2/cos 3 B =100/cos 3 14。=10

13、9.47 4） 查取齒型系數(shù) 由表 10-5 查得 YFa1=2.724； Yfa2=2.172 5） 查取應(yīng)力校正系數(shù) 由表 10-5 查得 Ysa1=1.569； Ysa2=1.798 （6） 計算[O F] O F1=500Mpa O F2=380MPa KFN1=0.95 KFN2=0.98 [O F1]=339.29Mpa [O F2]=266MPa YY （7） 計算大、小齒輪的節(jié)并加以比較 F Y Y 2.74 x1.569 普秤= =0.0126 O J 339.29 F1 YY —FFq2—ja 2 2.172 x 1.798 26

14、6 =0.01468 F2 大齒輪的數(shù)值大。 2)設(shè)計計算 3 ■ m 2 x L96 x cos214 x 0.88 x 191 0.01468=2.4 1 x 202 x 1.62 mn=2.5 4．幾何尺寸計算 1) 計算中心距 d cosB z1 二 1 =32.9，取 z1=33 m n z2=165 (z + z )m a = 1 2 n =255.07mm 2cos0 a 圓整后取 255mm 2)按圓整后的中心距修正螺旋角 (z + z )m B =arcos —1_—n =13。55'50" 2a 3) 計算大、小齒輪

15、的分度圓直徑 zm d1 = 1 n =85.00mm cosB zm d2 = 2 ? =425mm cosB 4) 計算齒輪寬度 b=Q dd1 b=85mm B1=90mm， B2=85mm 5) 結(jié)構(gòu)設(shè)計 以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm,而又小于500mm,故以選用腹板式 為宜。其他有關(guān)尺寸參看大齒輪零件圖。 軸的設(shè)計計算 擬定輸入軸齒輪為右旋 II 軸： 1．初步確定軸的最小直徑 、八[P 1 *3麗 & Ao\： N = 12&F792=34.2mm 2．求作用在齒輪上的受力 2T Ft1= =899N d Fr1=Ft

16、n =337N cosp Fa1=FttanP =223N； Ft2=4494N Fr2=1685N Fa2=1115N 3．軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1 )擬定軸上零件的裝配方案 i n in iv v vi vti vii] i. I-II段軸用于安裝軸承30307，故取直徑為35mm。 ii. II-III段軸肩用于固定軸承，查手冊得到直徑為44mm。 iii. III-IV段為小齒輪，外徑90mm。 iv. IV-V段分隔兩齒輪，直徑為55mm。 v. V-VI段安裝大齒輪，直徑為40mm。 vi. VI-VIII段安裝套筒和軸承，直徑為35mm。 2) 根據(jù)軸向定

17、位的要求確定軸的各段直徑和長度 1. I-II段軸承寬度為22.75mm,所以長度為22.75mm。 2. II-III段軸肩考慮到齒輪和箱體的間隙12mm,軸承和箱體的間隙4mm,所以 長度為 16mm。 3. III-IV段為小齒輪，長度就等于小齒輪寬度90mm。 4. IV-V段用于隔開兩個齒輪，長度為120mm。 5. V-VI段用于安裝大齒輪，長度略小于齒輪的寬度，為83mm。 4.求軸上的載荷 66 - 207.5 63.5 Fm I IITWlbimrnr^- Fr1=1418.5N Fr2=603.5N 查得軸承30307的Y值為1.6 Fd1

18、=443N Fd2=189N 因?yàn)閮蓚€齒輪旋向都是左旋。 故：Fa1=638N Fa2=189N 5.精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 1 ) 判斷危險截面 由于截面IV處受的載荷較大，直徑較小，所以判斷為危險截面 2)截面IV右側(cè)的 =17.5M Pa 截面上的轉(zhuǎn)切應(yīng)力為t廣W 二 7.64MPa 6. VI-VIII 長度為 44mm。 T 15.98 t =t = -^ = = 7.99 MPa b m 2 2 由于軸選用40cr，調(diào)質(zhì)處理，所以 b = 735MPa , b = 386MPa , t = 260MPa。 B -1 -1 ([2]P355 表 1

19、5-1) a) 綜合系數(shù)的計算 r 2 D 由丐= 77 = 0.045 , = 1.6經(jīng)直線插入，知道因軸肩而形成的理論應(yīng) d 55 d 力集中為a = 2.23，? =1-81， bT ([2]P38附表3-2經(jīng)直線插入) 軸的材料敏感系數(shù)為q = 0.85，q = 0.87， bT ([2]P37 附圖 3-1) 故有效應(yīng)力集中系數(shù)為 k = 1 + q (a — 1) = 2.05 b b b k = 1 + q (a — 1) = 1.70 T T T 查得尺寸系數(shù)為￡ = 0.72，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)為￡ = 0.76， b T （[2]P37 附圖 3-2

20、）（[2]P39 附圖 3-3 軸采用磨削加工，表面質(zhì)量系數(shù)為卩=卩=0.92， b T （[2]P40 附圖 3-4） 則綜合系數(shù)值為 k 1 K =―b -+ -1 - 2.93 b ￡ p b b k 1 K =—T- + - —1= 2.11 T ￡ T p T 軸表面未經(jīng)強(qiáng)化處理，即卩q = 1 b） 碳鋼系數(shù)的確定 碳鋼的特性系數(shù)取為屮=0.1，屮 b = 0.05 T c） 安全系數(shù)的計算 軸的疲勞安全系數(shù)為 b S = -l = 6.92 b K b + 屮 b b

21、a b m -i = 24.66 K T +屮 T T a T m S ca =6.66 > 1.5 = S SS T ，■-S 2 + S 2 ' a t 故軸的選用安全。 I 軸： 1．作用在齒輪上的力 FH1=FH2=337/2=168.5 Fv1=Fv2=889/2=444.5 2．初步確定軸的最小直徑 [P d = A = 17.9mm a1 0 [' n 、i 3．軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1) 確定軸上零件的裝配方案 2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 d) 由于聯(lián)軸器一端連接電動機(jī)，另一端連接輸入軸，所以該段直徑尺寸 受到電動機(jī)外

22、伸軸直徑尺寸的限制，選為25mm。 e) 考慮到聯(lián)軸器的軸向定位可靠，定位軸肩高度應(yīng)達(dá)2.5m m,所以該段 直徑選為 30。 f) 該段軸要安裝軸承，考慮到軸肩要有2mm的圓角，則軸承選用30207 型，即該段直徑定為 35mm。 g) 該段軸要安裝齒輪，考慮到軸肩要有 2mm 的圓角，經(jīng)標(biāo)準(zhǔn)化，定為 40mm。 h) 為了齒輪軸向定位可靠，定位軸肩高度應(yīng)達(dá)5mm，所以該段直徑選為 46mm。 i) 軸肩固定軸承，直徑為 42mm。 j) 該段軸要安裝軸承，直徑定為 35mm。 2) 各段長度的確定 各段長度的確定從左到右分述如下： a） 該段軸安裝軸承和擋油盤,軸承寬18

23、.25mm,該段長度定為18.25mm。 b） 該段為軸環(huán)，寬度不小于7mm,定為11mm。 c） 該段安裝齒輪，要求長度要比輪轂短2mm,齒輪寬為90mm,定為 88mm。 d） 該段綜合考慮齒輪與箱體內(nèi)壁的距離取13.5m m、軸承與箱體內(nèi)壁距 離取4mm （采用油潤滑），軸承寬18.25mm,定為41.25mm。 e） 該段綜合考慮箱體突緣厚度、調(diào)整墊片厚度、端蓋厚度及聯(lián)軸器安裝 尺寸，定為 57mm。 f） 該段由聯(lián)軸器孔長決定為 42mm 4．按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 W=62748N.mm T=39400N.mm 45鋼的強(qiáng)度極限為0 ］二275MPa，又由于軸

24、受的載荷為脈動的，所以= 0.6。 p g Q = 43MPa < Q ] p W p III軸 1．作用在齒輪上的力 FH1=FH2=4494/2=2247N Fv1=Fv2=1685/2=842.5N 2．初步確定軸的最小直徑 d = A 3'亠=51.4mm a1 0 y n 7 1 3．軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1） 軸上零件的裝配方案 I 、 I廠 * II I II III IV V VI VII I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII 直徑 60 70 75 87 79 70 長度 105

25、 113.75 83 9 9.5 33.25 2) 據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 5．求軸上的載荷 Mm=316767N.mm T=925200N.mm 6. 彎扭校合 W = O.ld 3 = 0.1 x 603 = 21600mm 3 G =1^ (^2 = 512MPa < Q ] p W p 滾動軸承的選擇及計算 I 軸： 1．求兩軸承受到的徑向載荷 5、軸承 30206的校核 1) 徑向力 F = r；F 2 + F 2 = 168.5 r H1 V1 2) 派生力 FF F =—rA = 52.7N , F =—rB = 5

26、2.7N dA 2Y dB 2Y 3) 軸向力 由于 F + F = 223 + 52.7 = 275.7N > F , a1 dB dA 所以軸向力為F = 223 , F = 52.7 aA aB 4) 當(dāng)量載荷 由于一aA = 1.32 > e F rA F aB = 0.31 < e , F rB 所以 X A = 0.4 ， Y =1.6， X =1， Y = 0 。 A B B 由于為一般載荷’所以載荷系數(shù)為f =】?2，故當(dāng)量載荷為

27、 P 二 f (X F + Y F )二 509.04N P 二 f (X F + Y F )二 202.22 A p A rA A aA B p B rB B aB 5) 軸承壽命的校核 106 Cr L 二 (—)￡ 二 3.98 x 107 h > 24000h h 60n P 1A II 軸： 6、軸承 30307的校核 1) 徑向力 F =..--F 2 + F 2 = 1418.5 N rA H1 V1 F =.JF 2 + F 2 =

28、603.5N rb H 2 V 2 2) 派生力 FF F = —rA = 443N , F = —rB = 189N dA 2Y dB 2Y 3) 軸向力 由于 F + F 二 892 +189 二 1081N > F , a1 dB dA 所以軸向力為F = 638N , F = 189N aA aB 4）當(dāng)量 載荷 F =0.45 > e F =0.31 < e , 由于一ftA- , ——aB F F rA rB 所以 X A 二 0.4 , Y A =1.6, X 二1, Y 二0。 BB 由

29、于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為f二1.2，故當(dāng)量載荷為 p P 二 f (X F + Y F )二 1905.84N A p A rA A aA P 二 f (X F + Y F )二 724.2N B p B rB B aB 5) 軸承壽命的校核 106 Cr L 二 (一)￡= 1.50 x 107 h > 24000h h 60n P 1A III 軸： 7、軸承 32214的校核 1)徑向力 F = JF 2 + F 2 = 842.5N rA H1 V1 F =JF 2 + F 2 = 842.5N rb H 2 V 2 2） 派生力 FF

30、F = —rA = 294.6N , F = —rB = 294.6N dA 2Y dB 2Y 3） 軸向力 由于 F + F 二 294.6 +1115 二 1409.6N > F a1 dB dA 所以軸向 力為F - 11 15N ， F — 294.6N aA aB 4)當(dāng)量載荷 F —1.32 > e， F —0.34 < e， 由于—aA ——OB- F F rA rB 所以 X A - 0.4 ， Y - A 1.5， X —1， Y — 0 BB 由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為f二1.2，故當(dāng)量

31、載荷為 p P 二 f (X F + YF )二 2317.87 N P 二 f (X F + Y F )二 1011N A p A rA A aA B p B rB B aB 5) 軸承壽命的校核 106 Cr L 二 (—)￡= 56.1 X107 h > 24000h h 60n P 1A 鍵連接的選擇及校核計算 代號 直徑 （mm） 工作長度 (mm) 工作高度 (mm) 轉(zhuǎn)矩 （N ? m） 極限應(yīng)力 (MPa) 高 速 軸 8X7X60 （單頭） 25 35 3.5 39.8 26.0 12X8X80 （單頭） 40

32、 68 4 39.8 7.32 中 間 軸 12X8X70 （單頭） 40 58 4 191 41.2 低 速 軸 20X12X80 （單頭） 75 60 6 925.2 68.5 18X11X110 （單頭） 60 107 5.5 925.2 52.4 由于鍵采用靜聯(lián)接，沖擊輕微，所以許用擠壓應(yīng)力為9 p］二110MPa，所以上述鍵皆安全。 連軸器的選擇 由于彈性聯(lián)軸器的諸多優(yōu)點(diǎn)，所以考慮選用它 二、高速軸用聯(lián)軸器的設(shè)計計算 由于裝置用于運(yùn)輸機(jī)，原動機(jī)為電動機(jī)，所以工作情況系數(shù)為K二1.5 , A 計算轉(zhuǎn)矩為T 二 K T 二 1

33、.5 x 39.8 二 59.7N - m ca A 1 所以考慮選用彈性柱銷聯(lián)軸器TL4 (GB4323-84),但由于聯(lián)軸器一端與電動機(jī)相連, 其孔徑受電動機(jī)外伸軸徑限制，所以選用TL5(GB4323-84) 其主要參數(shù)如下： 材料 HT200 公稱轉(zhuǎn)矩T = 125 N - m n 軸孔直徑 d = 38mm， d = 25mm 12 軸孔長 L = 82mm， L = 60mm 1 裝配尺寸A = 45mm 半聯(lián)軸器厚b二38mm ([1]P163 表 17-3)(GB4323-84) 三、第二個聯(lián)軸器的設(shè)計計算 由于裝置用于運(yùn)輸機(jī)，原動機(jī)為電動機(jī)，所以工

34、作情況系數(shù)為K二1.5， A 計算轉(zhuǎn)矩為T 二 K T 二 1.5 x 925.2 二 1387.8N - m ca A 3 所以選用彈性柱銷聯(lián)軸器TL10(GB4323-84) 其主要參數(shù)如下： 材料 HT200 公稱轉(zhuǎn)矩T二2000N - m n 軸孔直徑d = d = 63mm 12 軸孔長 L = 142mm， L = 107mm 1 裝配尺寸A二80mm 半聯(lián)軸器厚b二58mm ([1]P163 表 17-3)(GB4323-84) 減速器附件的選擇 通氣器 由于在室內(nèi)使用，選通氣器(一次過濾)，采用M18X1.5 油面指示器 選用游標(biāo)尺 M1

35、6 起吊裝置 采用箱蓋吊耳、箱座吊耳 放油螺塞 選用外六角油塞及墊片M16X 1.5 潤滑與密封 一、齒輪的潤滑 采用浸油潤滑，由于低速級周向速度為，所以浸油高度約為六分之一大齒輪半徑，取為 35mm。 二、滾動軸承的潤滑 由于軸承周向速度為，所以宜開設(shè)油溝、飛濺潤滑。 三、 潤滑油的選擇 齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設(shè)備，選用L-AN15潤滑油。 四、 密封方法的選取 選用凸緣式端蓋易于調(diào)整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉(zhuǎn)軸唇型密封圈實(shí)現(xiàn)密封。 密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為(F) B25-42-7-ACM, (F) B70-90-10-ACM。 軸承

36、蓋結(jié)構(gòu)尺寸按用其定位的軸承的外徑?jīng)Q定。 設(shè)計小結(jié) 由于時間緊迫，所以這次的設(shè)計存在許多缺點(diǎn)，比如說箱體結(jié)構(gòu)龐大，重量也很大。齒輪的 計算不夠精確等等缺陷，我相信，通過這次的實(shí)踐，能使我在以后的設(shè)計中避免很多不必要 的工作，有能力設(shè)計出結(jié)構(gòu)更緊湊，傳動更穩(wěn)定精確的設(shè)備。 參考資料目錄 [1] 《機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計》，高等教育出版社，王昆，何小柏，汪信遠(yuǎn)主編， 1995年12月第 一版； [2] 《機(jī)械設(shè)計(第七版)》，高等教育出版社，濮良貴，紀(jì)名剛主編， 2001 年7月第七版； [3] 《簡明機(jī)械設(shè)計手冊》，同濟(jì)大學(xué)出版社，洪鐘德主編， 2002年5月第一版； [4] 《減速器選用手冊》，化學(xué)工業(yè)出版社，周明衡主編， 2002年6月第一版； [5] 《工程機(jī)械構(gòu)造圖冊》，機(jī)械工業(yè)出版社，劉希平主編 [6] 《機(jī)械制圖（第四版）》，高等教育出版社，劉朝儒，彭福蔭，高治一編，2001 年 8 月第 四版； [7] 《互換性與技術(shù)測量（第四版）》，中國計量出版社，廖念釗，古瑩庵，莫雨松，李碩根 楊興駿編，2001 年 1 月第四版。