带式运输机传动装置设计课程设计.docx

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机械基础综合课程设计说明书设计题目:带式运输机传动装置设计学院:机械工程学院专业年级: 12级姓名:宋东宪班级学号:机设12-01-10指导教师:杨秋晓二一四年九月十日目 录一、课程设计任务书及其方案拟定- 1 -二、电动机的选择- 2 -三、计算总传动比及分配各级的传动比- 3 -四、运动参数及动力参数计算- 4-五、传动零件的设计计算- 5 -六、轴的设计计算- 12 -七、滚动轴承的选择及校核计算- 22-八、键的选择计算- 27 -九、联轴器的选择及校核计算- 28-十、减速箱的附件选择- 29 -十一、润滑方式的确定- 30-十二、心得体会- 31-十三、参考文献- 32-北华大学机械工程学院宋东宪机设12-1 20121501000323 课程设计一、课程设计任务书及其方案拟定1、题目:带式运输机传动装置设计2、工作条件:连续单向运转,工作时有轻微振动,空载起动;使用期10年,每年300个工作日,小批量生产,两班制工作,运输带速度允许误差为5%。3、 原始数据:表1.1 已知数据题号10-10运输带拉力F(KN)2.5卷筒直径D(mm)280带速V(m/s)1.64、传动方案:1-电动机;2-联轴器;3-圆锥-圆柱齿轮减速器;4-卷筒;5-运输带题目A图1.1带式运输机传动示意图1)选择电动机,进行传动装置的运动和动力参数计算。2)进行传动装置中的传动零件设计计算。3)绘制传动装置中减速器装配图和箱体、齿轮及轴的零件工作图。4)编写设计计算说明书。- 32 -二、电动机的选择1、电动机类型的选择电动机分交流和直流电机两种。由于直流电机需要直流电源,结构较复杂,价格较高维护不方便,因此用交流电动机,一般用三相交流电源。交流电机有异步和同步电机两类。异步电机有笼型和绕线型,其中一普通笼型异步电机应用最多。其机构简单、工作可靠、价格便宜、维护方便。从工作要求、经济和实用角度考虑以及用Y系列380v三相笼型异步电动机。2、电动机功率选择1)电动机至运输带的传动总效率为(2.1)式中分别为轴承、圆柱齿轮传动、圆锥齿轮传动、联轴器、卷筒的效率。由机械设计综合课程设计指导表2-4查得:圆锥滚子轴承(一对)=0.98;深沟球轴承(一对)=0.99;圆柱齿轮传动=0.97;圆锥齿轮传动=0.96;弹性联轴器=0.98;卷筒轴滑动轴承=0.97;传动装置的总效率:2)工作机所需工作功率:kW3)所需电机功率: kW (2.2)因载荷平稳,电机额定功率略大于即可,由机械设计综合课程设计指导第六章Y系列电动机技术数据,选电机的额定功率kW。3、 确定电动机转速计算滚筒工作转速(2.3)根据机械设计综合课程设计指导P19表2-4推荐的传动比合理范围,取圆锥圆柱齿轮传动二级减速器传动比范围,=8-15。故电动机转速的可选范围为:(2.4)由机械设计综合课程设计指导第六章相关资料查得,符合这一范围的同步转速有1000r/min,1500即进行比较选定电机型号为Y132M2-6,其主要性能:额定功率 kW、满载转速为。三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比(3.1) 2、各级传动比分配对于圆锥-圆柱齿轮减速器,为了便于加工,大锥齿轮尺寸不应过大,为此应限制高速机锥齿轮的传动比,一般可取所以取=2.2;低速级圆柱齿轮传动比为=4。四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速(4.1)2、计算各轴的功率kW=50.98=4.95 kW=4.950.980.96=4.655kW(4.2)=4.6550.990.97=4.47 kW =4.470.980.99=4.38kW3、计算各轴扭矩T0=9550=49.740 NmT1=9550=49.24NmT2=9550=101.88Nm(4.3)T3=9550=390.92 NmT4=9550=383.04 Nm五、传动零件的设计计算(一)高速级锥齿轮传动的设计计算1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1)、选择精度等级输送机为一般工作机器,速度不高,根据教材机械设计(以下均简称教材)P210表10-8选用7级精度(GB10095-88)。(2)、材料选择由教材表10-1选择小齿轮材料为调质钢40Cr(调质),硬度大齿轮材料为45号钢(调质),硬度,二者材料硬度相差40。(3).齿数选择试选小齿轮齿数25,大齿轮齿数252.2=55;2 按齿面接触强度设计:(1)确定公式内的各计算值根据教材式10-26:(5.1)1)根据教材有:通常取=0.250.35,最通常用的值为=0.35;转矩;2)载荷系数k=1.8;3)许用接触应力可根据教材式10-12H=HlimkHN/SH4)根据教材式(10-15)计算应力循环次数60 n1jLh609601(2830010)2.765(5.2)所以=1.257(5.3)5)由教材图10-25d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限650MPa;齿轮的解除疲劳强度极限550MPa;6)由教材图(10-23)查得接触疲劳寿命系数0.89;0.97)安全系数S1所以= 0.89650MPa578.5MPa=0.94550MPa495MPau=2.2;=189.8(5.4)(2)设计计算1)所以小齿轮直径t =2)计算圆周速度V 4.28m/s3)计算载荷系数 系数=1,根据V=4.28m/s,7级精度查图表(图10-8)得动载系数=1.15 查图表(表10-3)得齿间载荷分布系数=1 根据大齿轮两端支撑,小齿轮悬臂布置查表10-4得=1.25的=1.5X1.25=1.875 得载荷系数 =2.1564)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,得 = 5)计算模数M 3 按齿根弯曲疲劳强度校核(1)根据教材公式10-23有(5.14)1)由图(10-24C)查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限:,大齿轮的弯曲强度极限2)由图(10-22)取弯曲疲劳寿命系数3)取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式(10-12)得:=308.28Mpa=242.86Mpa (5.15) 4) 选载荷系数 Kft=1.35)计算当量齿数=27.4,=133.56)查取齿形系数由表(10-17)查得:YFa1=2.562 YFa2=2.15327)查取应力校正系数由表(10-18)查得:YSa1=1.604 8)计算大小齿轮的,并加以比较(5.16)所以 =1.42mm对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿面弯曲疲劳强度计算的模数,由于齿轮的模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径有关,可取由弯曲强度算得的模数1.42,并就近圆标为标准值m=2,按接触强度算得=90.5mm算出小齿轮齿数。,取46(5.17) 所以大齿轮齿数2.2X46=101.2,取z2=1024、 计算几何寸(1) d=92mm(2) d=204mm(3) =24.(4)(5) mm(6) =38.37圆整取=36mm =41mm(二)低速级圆柱齿轮传动的设计计算1、选精度等级、材料及齿数1)材料及热处理:选择小齿轮材料为调质钢40Cr(调质),硬度为HBS,大齿轮材料为调质钢45钢(调质),硬度为HBS,二者材料硬度差为40HBS;2)精度等级选用7级精度(GB 1009588);3)试选小齿轮齿数22,大齿轮齿数;2、按齿面接触强度设计由教材公式(109a)进行计算,即(5.18)(1)确定公式内的各计算数值1)转矩=101880Nmm2)试选载荷系数=1.6u=43)根据教材表(10-7)选取尺宽系数1。4) 由教材表(10-5)查得材料的弹性影响系数189.85) 小齿轮的接触疲劳强度极限650Mpa;大齿轮的解除疲劳强度极限 =550Mpa;6) 根据教材式(10-13)计算应力循环次数:60 jLh60436.361(2830010)1.256=1.256/4=0.314(5.19)7) 由教材图10-23查得接触疲劳的寿命系数:KHN1=0.90 KHN2=0.958) 通用齿轮和一般工业齿轮,按一般可靠度要求,选取安全系数SH=1.0,由公式(10-12)得:H1=Hlim1 KHN1/SH=6500.90/1.0Mpa=585MpaH2=Hlim2 KHN2/SH=5500.95/1.0Mpa=553.75Mpa (5.20)=2=553.75 (2)设计计算1)所以小齿轮分度圆直径:=55.67mm2)算圆周速度m/s(5.21)3)运输带速度允许误差为5%,所以合理。(5.22)齿宽b与齿高h之比b=55.67mm (5.23) 模数;m =2.455mm(5.24)齿高:h=2.25m=5.24mm (5.25)4)所以=10.62(5.26)5)计算载荷系数K已知载荷较平稳,有轻微冲击,根据教材表(10-2)查取=16)根据v=0.92m/s,7级精度,由图10-8查得动载系数=1.08;由表10-4查取=1.420;由教材图10-13查得=1.32;由教材表10-3查得= =1.4故载荷系数K= =11.081.11.420=2.147(5.27)7)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10-10a)得 (5.28)8)计算模数=61.4/22=2.7, 取标准值m=33、按齿根弯曲疲劳强度计算1)根据教材P201式(10-5)得弯曲强度设计公式为:(5.29)转矩:=101880Nmm2)根据教材由图(10-24C)查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=520Mpa大齿轮的弯曲疲劳强度极限:=400 Mpa3)图(10-18)取弯曲疲劳寿命系数4)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式(10-12)得:= 315.71 Mpa(5.30)K=11.051.11.423=1.99 (5.31)5)根据教材P200由表(10-5)查得:查取应力校正系数由表(10-5)查得:6)计算大小齿轮的,并加以比较0.013260.01554大齿轮的数值大。7)设计计算=1.87mm对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿面弯曲疲劳强度计算的模数,由于齿轮的模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径有关,可取由弯曲强度算得的模数1.87,并就近圆标为标准值m=2,按接触疲劳强度算得的分度圆直径为61.4mm算出小齿轮齿数故取大齿轮齿数几何尺寸计算1) 中心距mm(5.32)2) 大、小齿轮的分度圆直径=75mm=300mm(5.33)3) 计算齿轮宽度mm(5.34)取小齿轮齿宽=80mm,大齿轮齿宽=75mm计算圆周速度:(5.35)4) 结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于,小于,故以选用腹板式为宜。 5)减速器机体结构尺寸的确定表5.1 减速器机体结构尺寸名称符号计算公式结果箱座厚度8箱盖厚度8箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地脚螺钉直径M20地脚螺钉数目查手册6轴承旁联结螺栓直径M14机盖与机座联结螺栓直径=(0.5 0.6)M10轴承端盖螺钉直径=(0.40.5)8视盖螺钉直径=(0.30.4)8定位销直径=(0.70.8)8,至外箱壁的距离查手册表112262014,至凸缘边缘距离查手册表1122414外箱壁至轴承端面距离=+(510)40大齿轮顶圆与内箱壁距离1.210齿轮端面与内箱壁距离10箱盖,箱座肋厚77轴承端盖外径+(55.5)72(1轴)85(2轴)115(3轴)轴承旁联结螺栓距离12(1轴)85(2轴)115(3轴)六、轴的设计计算 输入轴的设计计算图6.1 输入轴示意图1、按扭距初算轴的最小直径,选取轴的材料为45#钢,调质处理根据教材mm即dmin=19mm有键槽将直径增大4-5%,则d=19(1+5%)=19.95mm所以d=20mm (6.1)2、轴的结构设计a) 轴上零件的定位,固定和装配二级减速器中可将齿轮安排在箱体前端,相对两轴承对称布置,齿轮左面由轴肩定位,右面用套筒轴向固定,周向用平键连接。两轴承分别以轴肩和套筒定位。b) 确定轴各段直径和长度由手册查得C=1.5mm h=2C=3mm因为输出轴的最小直径显然是安装联轴器输出轴的直径,联轴器的计算转矩Tca=KAT1,查教材P351表14-1,取KA=1.3则:Tca=KAT3=1.3453.307=589.299Nm。查标准GB/T4323-2002选LT8型弹性套柱销联轴器,其公称转矩为710Nm,半联轴器孔径d=24mm,半联轴器长度L=112mm,L1=84mm。初选32006型圆锥滚子轴承,其尺寸dDT=30mm55mm17mm。考虑齿轮端面和箱体内壁,轴承端面与箱体内壁应有一定矩离,取齿轮距箱体内壁的距离a=5mm 滚动轴承距箱体内壁的距离s=5mm,各段长度及直径如下:1段:长度:2段:长度:3段:长度:4段:长度:5段:长度:6段:长度:mm由于轴承由轴肩和套筒定位,所以轴要比轴承的宽度小2mmc) 按弯矩复合强度计算a) 求圆周力(根据教材P198式10-3)(6.2)b) 求径向力,根据教材P189,可得=436.25N(6.3)轴向力:=197.19N(6.4)c) 轴承所承担的力由一对圆锥滚子轴承分担扭矩T=41.821Nm(6.5)(6.6)图6.2 输入轴受力分析图d) 危险截面的弯矩(6.7)(6.8)(6.9)校核危险截面C的强度(6.10)所以,该输入轴的强度足够图6.3 弯矩、扭矩图 输出轴的设计计算图6.4 输出轴示意图1、按扭矩初算轴径选用45#调质钢,硬度217255HBS根据教材表15-3 式15-2取mm(6.11)选择圆锥滚子轴承,由机械设计手册第四版第三卷得其型号为 330102、轴的结构设计1) 轴上零件定位,固定和装配圆柱齿轮安装在两轴承之间,圆柱齿轮的第一端与轴肩固定,另一端与轴承间的套筒固定,周向采用键过渡配合,两轴承分别与轴肩、套筒定位,另一端与端盖装配固定。2) 确定轴的各段直径和长度,前已有叙述3) 按弯矩复合强度计算a) 求圆周力已知T3=488.32Nm(6.12)b) 由教材式P198式10-3(6.13)c)轴承所承担的力由一对圆锥滚子轴承分担扭矩T3=488.32Nm(6.14)图6.5 输出轴受力分析图 d) 转矩(6.15)(6.16)(6.17)校核危险截面C的强度(6.18)所以,该输入轴的强度足够图6.6 扭矩弯矩图 传动轴的设计计算图6.7 传动轴示意图1、按扭矩初算轴径选用45#调质钢,硬度217255HBS根据教材表15-3 式15-2取mm(6.19)选择圆锥滚子轴承,由机械设计手册第四版第三卷得其型号为 332062、轴上零件定位,固定和装配圆柱齿轮安装在两轴承之间,圆柱齿轮的第一端与轴肩固定,另一端与轴承间的套筒固定,周向采用键过渡配合,两轴承分别与轴肩、套筒定位,另一端与端盖装配固定。3、确定轴的各段直径和长度,前面已有叙述4、按弯矩复合强度计算a)求圆周力(6.19)(6.20)图6.7 传动轴受力分析图b) 由教材式P198c) 转矩(6.21)(6.22)校核危险截面C的强度(6.23)所以,该传动轴的强度足够。图6.7 弯矩扭矩图七、滚动轴承的选择及校核计算1、 计算输入轴的轴承已知:轴承寿命:两轴承径向反作用力 (7.1)初选轴承为圆锥滚子轴承 33206型基本尺寸(mm):d=30 D=62 B=25 C=19.5 T=25安装尺寸(mm):由教材P322表13-7得轴承内部轴向力则1) 由教材P322得被“放松”的轴承1只受其派生轴向力(7.2)2) 求系数则 (7.3)则(7.4)3) 计算当量动载荷根据教材P322表13-7根据教材P320得(7.5)(7.6)4) 寿命计算角接触球轴承,根据机械设计手册查得7207AC型由教材P319(7.7)2、 计算输出轴的轴承寿命已知试选33010型圆锥滚子轴承基本尺寸(mm):d=50 D=85 T=26安装尺寸(mm):根据教材1)求(7.8)2)求X,Y(7.9)(7.10)3)计算当量的动载荷根据教材(7.11)(7.12)4)寿命计算根据机械设计手册查得7209AC型由教材(7.13)预期寿命足够,两轴承合格3、 计算传动轴轴承寿命已知,两轴承径向反作用力:初选轴承为圆锥滚子轴承 33206型基本尺寸(mm):d=30 D=62 B=25 C=19.5 T=25安装尺寸(mm):(7.14)1)由教材得被“放松”的轴承1只受其派生轴向力(7.15)2) 求系数则 (7.16)则(7.17)3)计算当量动载荷根据教材根据教材(7.18)(7.19)4)寿命计算角接触球轴承,根据机械设计手册查得7207AC型由教材(7.20)预期寿命足够,两轴承合格。八、键的选择计算键的选择包括类型选择和尺寸选择两个方面。键的类型应根据键联接的结构特点,使用要求和工作条件来选择;键的尺寸则按符合标准规格和强度要求来取定。1输入轴与齿轮连接键的选择及计算1) 键联接的选择根据联接的结构特点、使用要求和工作条件,选用圆头普通平键(A型),由轴径=22mm,则两处键的型号可取一样,又由教材P106表4-1,两处的选用键分别为:安装小齿轮段 GB/T 1096-1979 键87252) 键的强度校核键、轴和轮毂的材料都是钢,由教材P106表6-2查许用挤压应力=100160,取 =150。键与轮毂键槽的接触高度。=0.57mm=3.5mm (8.1)键的工作长度=2510mm=15mm (8.2)则有:=(合适)(8.3)2输出轴键的选择及计算1) 键联接的选择根据联接的结构特点、使用要求和工作条件,选用圆头普通平键(A型),由轴径d=55mm和由教材P106表4-1,选用键GB/T 10961979 键161035;联轴器段由2表4-1,选用键GB/T 1096 键181156。2) 键的强度校核键、轴和轮毂的材料都是钢,由1表6-2查许用挤压应力=100160,取,=150。键与轮毂键槽的接触高度=0.510mm=5mm (8.4) 键的工作长度=25mm (8.5)则有:=(合适)(8.6)3传动轴与齿轮连接键的选择及计算1) 键联接的选择根据联接的结构特点、使用要求和工作条件,选用圆头普通平键(A型),由轴径=36mm,则两处键的型号可取一样,又由教材P106表4-1,两处的选用键分别为:安装小齿轮段 GB/T 1096-1979 键108202) 键的强度校核键、轴和轮毂的材料都是钢,由教材P106表6-2查许用挤压应力=100160,取 =150。键与轮毂键槽的接触高度。=0.58mm=4mm (8.7)键的工作长度=206mm=14mm (8.8)则有:=158(合适)(8.9)九、联轴器的选择及校核计算根据传递载荷的大小,轴转速的高低,被连接件的安装精度等,参考各类联轴器特性,选择一种合用的联轴器类型。输入轴处联轴器的选择:1类型选择由于此处并无剧烈冲击,且功率小。在输入轴处弹性套柱销联轴器。2载荷计算转距:=9.55106=9.551063.153/720=41.821Nm由1表14-1,考虑到转矩变化很小取计算转矩:=2.341.182 Nm=94.719Nm (9.1)3型号的选择选择弹性联轴器的型号为:弹性套柱销联轴器,GB/T4223-2002许用转矩为63Nm,许用转速5700r/m轴径为20-28mm之间,由前面计算可知此联轴器适用。输出轴处联轴器的选择:1类型选择由于此处并无剧烈冲击,且功率小。在输出轴处选择弹性套柱销联轴器。2载荷计算转矩:=9.55106=9.551062.848/60=453.307 Nm由1表14-1,考虑到转矩变化很小取计算转矩:KAT3=2.3453.307 Nm=1042.751Nm (9.2)3型号的选择选择弹性联轴器的型号为:弹性套柱销联轴器GB/T4223-2002,许用转矩为250Nm,许用转速3800r/m轴径为32-42mm之间,由前面计算可知此联轴器适用。十、减速箱的附件选择1.检查孔和视孔盖检查孔用于检查传动件的啮合情况,润滑状态、接触斑点及齿侧间隙,还可用来注入润滑油,故检查孔应开在便于观察传动件啮合区的位置,其尺寸大小应便于检查操作。视孔盖可用铸铁、钢板或有机玻璃制成,它和箱体之间应加密封垫,还可在孔口处加过滤装置,以过滤注入油中的杂质,如2图16-64所示。2放油螺塞放油孔应设在箱座底面的最低处,或设在箱底。在其附近应有足够的空间,以便于放容器,油孔下也可制出唇边,以利于引油流到容器内。箱体底面常向放油孔方向倾斜11.5,并在其附近形成凹坑,以便于污油的汇集和排放。放油螺塞常为六角头细牙螺纹,在六角头与放油孔的接触面处,应加封油圈密封。也可用锥型螺纹或油螺塞直接密封。选择M101.5的外六角螺塞(2表7-11)。3 油标油标用来指示油面高度,应设置在便于检查及油面较稳定之处。常用油标有圆形油标(2表7-7),长形油标(2表7-8)和管状油标(2表7-9)、和杆式油标(2表7-10)等。由2表7-10得M14的杆式油标。4通气器通气器用于通气,使箱内外气压一致,以免由于运转时,箱内油温升高,内压增大,而引起减速器润滑油的渗漏。简易的通气器钻有丁字型孔,常设置在箱顶或检查孔上,用于较清洁的环境。较完善的通气器具有过滤网及通气曲路,可减少灰尘进入。5起吊装置起吊装置用于拆卸及搬运减速器。它常由箱盖上的吊孔和箱座凸缘下面的吊耳构成2表11-3。6定位销为保证箱体轴承孔的加工精度与装配精度,应在箱体联接凸缘上相距较远处安置两个圆柱销,并尽量不放在对称位置,以使箱座与箱盖能正确定位。选择销 GB/T 11986 A430。十一、润滑方式的确定1.传动件的润滑减速器传动件和轴承都需要良好的润滑,其目的是为了减少摩檫、磨损,提高效率,防锈,冷却和散热。减速器润滑对减速器的结构设计有直接影响,如油面高度和需油量的确定,关系到箱体高度的设计;轴承的润滑方式影响轴承轴向位置和阶梯轴的轴向尺寸。因此,在设计减速器结构前,应先确定减速器润滑的有关位置。高速级齿轮在啮合处的线速度:v=2.288m/s (前面已经计算出)则采用浸油润滑,箱体内应有足够的润滑油,以保证润滑及散热的需要。2.滚动轴承润滑对齿轮减速器,当浸油齿轮的圆周速度v2m/s时,滚动轴承宜采用脂润滑;当齿轮的圆周速度时,滚动轴承多采用油润滑。由上有v=2.288m/s则采用油润滑。3.密封在润滑后,为防止油外漏,故减速器需密封。则轴出来需加密封圈,在据机械设计手册表7-14选择相应的密封圈。十二、心得体会我的设计题目是二级圆柱直齿轮减速器的设计。根据设计要求进行一系列的设计计算,按照一般的设计步骤:确定方案,选择电机,设计传动零件,选择标准件,绘图等。从设计到出图,这是一个比较完整的设计过程,在这个过程中,将会把我们所学过的专业知识,甚至没有学过的知识及理论联系起来。充分调动我们的主观能动性,让理论与实际结合,多方位地锻炼我们的能力。让我们深入了解设计概念和设计过程的实践考验,对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过三个星期的设计实践,使我对机械设计有了更多的了解和认识.为我们以后的工作打下了坚实的基础.这次的课程设计,我对自己的专业课程如机械原理、机械设计、理论力学、材料力学等,有了更深更全面的了解,掌握了很多以前没掌握的知识,通过自己查阅资料书和与同学讨论,我发现并更正了很多的错误,掌握了很多设计中要注意的细节,可以说是受益匪浅。同时,这次设计是自己第一次有了设计的概念,明确了自己学习的方向,我想在以后的专业学习中,我会更有效率。设计中还存在不少错误和缺点,需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识,继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力。最后,感谢老师提出建议和指正!十三、参考文献1机械设计(第九版)濮良贵,纪名刚主编高等教育出版社。2机械设计课程设计金清肃主编华中科技大学出版社。3机械原理朱理主编高等教育出版社。4工程制图赵大兴主编高等教育出版社。5材料力学刘鸿文主编高等教育出版社。6机械设计手册)机械设计手册编委机械工业出版社。7机械制图实例教程钟日铭主编清华大学出版社。8互换性与测量技术基础徐学林主编湖南大学出版社。9金属机械加工赵如福主编上海科学技术出版社。10减速器和变速器机械设计手册编委机械工业出版社。 kWr/min电动机型号:Y132M2-62555V=4.28m/sK=2.156=3.62mmd=90.5mm=133.5=27.4YFa1=2.56YFa2=2.06YSa1=1.605YSa2=1.97m=1.4246z2=102d=92mmd=204mmR=109.65mm=41mm=36mm=1.6650Mpa; =550MpaKHN1=0.90 KHN2=0.95b=55.67mmm=2.455mmh=5.24mmK=2.147mmm=3=101880NmmK=1.99m=1.87m=2a=187.5mmb=75mmv=1.40m/s结果见表d=38.6mm=3255.47Nd=26.59mme=0.68d=50D=85T=26=150弹性套柱销联轴器GB/T4223-2002弹性套柱销联轴器GB/T4223-2002M101.5M14GB/T 11986A430齿轮润滑采用油池润滑
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