機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計(論文)帶式運輸機(jī)傳動裝置的設(shè)計二級圓柱齒輪減速器設(shè)計計算

1、 機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計(論文)題目: 帶式運輸機(jī)傳動裝置的設(shè)計 學(xué)生姓名 專 業(yè)機(jī)械設(shè)計制造及其自動化學(xué) 號_ 班 級_ 指導(dǎo)教師 成 績_ 工程技術(shù)學(xué)院2011年 7 月機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書學(xué)生姓名專業(yè)年級設(shè)計題目： 帶式運輸機(jī)傳動裝置的設(shè)計設(shè)計條件：1、 運輸帶工作拉力f = 2500n；2、 運輸帶工作速度v = 1.1m/s；3、 卷筒直徑d = 400mm；4、 工作條件：兩班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有粉塵，環(huán)境最高溫度35c； 5、 使用折舊期：8年；6、 檢修間隔期：四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修；7、 動力來源：電力，三相交流，電壓380/220v；8、

2、 運輸帶速度允許誤差：5%；9、 制造條件及生產(chǎn)批量：一般機(jī)械廠制造，小批量生產(chǎn)。設(shè)計工作量：1、 減速器裝配圖1張（a1）；2、 零件工作圖3張；3、 設(shè)計說明書1份。指導(dǎo)教師簽名： 2011年7月5日目 錄前 言31.電動機(jī)選擇 41.1確定電機(jī)功率 41.2確定電動機(jī)轉(zhuǎn)速 52.傳動比分配 52.1總傳動比 52.2分配傳動裝置各級傳動比 53.運動和動力參數(shù)計算 53.1各軸轉(zhuǎn)速 53.2各軸功率 53.3各軸轉(zhuǎn)矩 64.傳動零件的設(shè)計計算 64.1第一級（高速級）齒輪傳動設(shè)計計算 64.2第二級（低速級）齒輪傳動設(shè)計計算 105. 裝配草圖13 5.1 軸最小直徑初步估計135.2

3、聯(lián)軸器初步選擇135.3 軸承初步選擇145.4 鍵的選擇145.5 潤滑方式選擇146.減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸147.軸的受力分析和強(qiáng)度校核16 7.1 高速軸受力分析及強(qiáng)度校核167.2 中間軸受力分析及強(qiáng)度校核177.3 低速軸受力分析及強(qiáng)度校核198.軸承壽命計算21 8.1 高速軸壽命計算218.2 中間軸壽命計算228.3 低速軸壽命計算239.鍵連接強(qiáng)度計算 25 9.1 高速軸上鍵連接強(qiáng)度計算259.2 中間軸鍵強(qiáng)度計算269.3 低速軸鏈接鍵強(qiáng)度計算26參考文獻(xiàn)28 前 言機(jī)械設(shè)計綜合課程設(shè)計在機(jī)械工程學(xué)科中占有重要地位，它是理論應(yīng)用于實際的重要實踐環(huán)節(jié)。本課程設(shè)計培養(yǎng)了我們

4、機(jī)械設(shè)計中的總體設(shè)計能力，將機(jī)械設(shè)計系列課程設(shè)計中所學(xué)的有關(guān)機(jī)構(gòu)原理方案設(shè)計、運動和動力學(xué)分析、機(jī)械零部件設(shè)計理論、方法、結(jié)構(gòu)及工藝設(shè)計等內(nèi)容有機(jī)地結(jié)合進(jìn)行綜合設(shè)計實踐訓(xùn)練，使課程設(shè)計與機(jī)械設(shè)計實際的聯(lián)系更為緊密。此外，它還培養(yǎng)了我們機(jī)械系統(tǒng)創(chuàng)新設(shè)計的能力，增強(qiáng)了機(jī)械構(gòu)思設(shè)計和創(chuàng)新設(shè)計。本課程設(shè)計的設(shè)計任務(wù)是展開式二級圓柱齒輪減速器的設(shè)計。減速器是一種將由電動機(jī)輸出的高轉(zhuǎn)速降至要求的轉(zhuǎn)速比較典型的機(jī)械裝置，可以廣泛地應(yīng)用于礦山、冶金、石油、化工、起重運輸、紡織印染、制藥、造船、機(jī)械、環(huán)保及食品輕工等領(lǐng)域。本次設(shè)計綜合運用機(jī)械設(shè)計及其他先修課的知識，進(jìn)行機(jī)械設(shè)計訓(xùn)練，使已學(xué)知識得以鞏固、加深和擴(kuò)

5、展；學(xué)習(xí)和掌握通用機(jī)械零件、部件、機(jī)械傳動及一般機(jī)械的基本設(shè)計方法和步驟，培養(yǎng)學(xué)生工程設(shè)計能力和分析問題，解決問題的能力；提高我們在計算、制圖、運用設(shè)計資料（手冊、 圖冊）進(jìn)行經(jīng)驗估算及考慮技術(shù)決策等機(jī)械設(shè)計方面的基本技能，同時給了我們練習(xí)電腦繪圖的機(jī)會。 計算內(nèi)容和設(shè)計步驟：計 算 及 說 明結(jié) 果1.電動機(jī)選擇 按工作要求選用y系列全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機(jī)。 1.1確定電機(jī)功率=1工作機(jī)所需功率(kw)為 =2.75 kw按機(jī)械課程設(shè)計手冊表1-7確定各部分效率齒輪采用8級精度的一般齒輪傳動 =0.97軸承采用球軸承(稀油潤滑) =0.99高速級用彈性聯(lián)軸器 =0.992低速級用滑

6、塊聯(lián)軸器 =0.98總效率 = = 0.970.990.9920.98 =0.89電動機(jī)所需工作功率(kw)為 =2.750.89=3.1kw1.2確定電動機(jī)轉(zhuǎn)速卷筒軸工作轉(zhuǎn)速 n=52.5r/min二級圓柱齒輪減速器傳動比 3 i5 3 i5電機(jī)轉(zhuǎn)速 n=(35)(35) n=472.5r/min1312.5r/min取 n=1000r/min所以，由機(jī)械課程設(shè)計手冊表12-1得電動機(jī)型號為y132m1-6額定功率 p=4 kw , 滿載轉(zhuǎn)速 n=960r/min由表12-3得軸伸尺寸 直徑 38mm 長度80mm2.傳動比分配 2.1總傳動比i=18.32.2分配傳動裝置各級傳動比對展開式

7、圓柱二級傳動齒輪 i=(1.31.5)i , i= i i計算可得 i=4.88 i=3.753.運動和動力參數(shù)計算3.1各軸轉(zhuǎn)速高速軸 n=n=960r/min中間軸 n= n/ i=960/4.88=196.7r/min低速軸 n=n/ i= n/ i i=960/18.3=52.5r/min 3.2各軸功率高速軸 p= p=3.10.992=3.075kw中間軸 p= p=3.0750.970.99=2.953kw低速軸 p= p=2.9530.970.99=2.836kw 3.3各軸轉(zhuǎn)矩高速軸 t=9550=30.56 nm中間軸 t=9550=143.37 nm低速軸 t=9550=

8、515.88 nm4.傳動零件的設(shè)計計算4.1第一級（高速級）齒輪傳動設(shè)計計算4.1.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（1）高速級選用直齒圓柱齒輪傳動；（2）運輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級精度；（3）材料選擇選擇小齒輪材料為40cr(調(diào)質(zhì))，硬度為280hbs，大齒輪材料為45 (調(diào)質(zhì))，硬度為240hbs，二者材料硬度差為40hbs；（4）初選小齒輪齒數(shù)z1=24，大齒輪齒數(shù)=4.8824=117.12，?。粃2=1184.1.2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計由設(shè)計計算公式進(jìn)行試算(1)確定公式內(nèi)各計算數(shù)值1)試選載荷系數(shù)kt=1.3。2)小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 t= 9.5510=30560

9、nm3)由教材表10-7選取齒寬系數(shù)d=1。4)由教材表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)鍛鋼ze=189.8mpa5)由教材圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限lim1=600mpa；大齒輪的接觸疲勞極限lim2=550mpa。6)由教材公式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)(設(shè)每年工作356天)609601356288=2.691109 =5.5141087)由教材圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) k0.9 k1.058)計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1，安全系數(shù)s=1,則=540mpa=577.5mpa(2)計算1)試算小齒輪分度圓直徑d1t，由計算公式得=41.883mm2)計算圓

10、周速度 =2.105 m/s3)計算齒寬b =141.883=41.883mm4)計算齒寬與齒高比b/h模數(shù)：=1.745mm齒高：1.7452.25=3.926mm b/h =10.675)計算載荷系數(shù)k。由教材表10-2查得使用系數(shù)ka=1；根據(jù)2.105 m/s，7級精度，由教材圖10-8查得,動載系數(shù)kv=1.1；直齒輪1由教材表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，1.417；由10.67，1.417查教材圖10-13得1.38；故載荷系數(shù)11.111.417=1.55876)按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，有=44.495mm7)計算模數(shù)mn= 1.854

11、mm4.1.3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計按教材式(10-17)試算，即 m(1)確定計算參數(shù) 1)由教材圖10-20查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限fe1=500mpa；大齒輪的疲勞強(qiáng)度極限fe2=380mpa；2)由教材圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)kfn1=0.85，kfn2=0.88；3)計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.4，則有 = 4)計算載荷系數(shù)k=11.111.38=1.5185)查取齒形系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù)由教材表10-5用插值法查得yfa1=2.65；yfa2=2.16；ysa1=1.58；ysa2=1.816)計算大、小齒輪的并加以比較。=0.01379=0.011973小

12、齒輪的數(shù)值大。(2)設(shè)計計算=1.31mm對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度的計算值，而齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，取m1=1.5mm，已可滿足彎曲強(qiáng)度。為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=44.495mm來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由 =29.6取z1=30，則z2=i1z1=4.8830=146.4,取 147。4.1.4幾何尺寸計算(1)計算大小齒輪的分度圓直徑d=z=301.5=45mmd=z=1471.5=220.5mm(2)計算中心距 a=( d+ d)/2=132.75mm (3)計算齒輪寬度 145=45

13、mm圓整后取b2=45mm, b1=50 mm4.2第二級（低速級）齒輪傳動設(shè)計計算（參照高速級設(shè)計）4.2.1選定齒輪類型、精度、材料及齒數(shù)低速級轉(zhuǎn)速低、傳遞轉(zhuǎn)矩大，故選用直齒圓柱齒輪傳動；精度仍選為7級；為了減少材料品種和工藝要求，小齒輪材料仍選用硬度為280 hbs的40cr(調(diào)質(zhì))，大齒輪為硬度240 hbs的45 (調(diào)質(zhì))；仍初選小齒輪齒數(shù)z1=24，大齒輪齒數(shù)z2=i2z1=3.7524=904.2.2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計試算公式： (1)確定公式內(nèi)各計算數(shù)值試選載荷系數(shù)kt=1.3；小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩t2=1 43.37 nm,=1；ze=189.8mpa；應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：=5.5141

14、08=1.47108；小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限hlim=600mpa；大齒輪hlim=550mpa；接觸疲勞壽命系數(shù)：khn1=1.05, khn2=1.12.取失效概率為1，安全系數(shù)s=1，計算得接觸疲勞許用應(yīng)力=630mpa=1.12550=616mpa(2)計算1)小齒輪分度圓直徑 =64.205mm2) 圓周速度=0.661m/s3) 齒寬 164.205=64.205mm模數(shù) =2.67 mm 齒高 h=2.25mt=2.252.67=6.019 mm寬高比 10.666 4)載荷系數(shù)。kv=1.01；直齒輪1.0；ka=1；1.423, 1.39；則1.56535)按實際的載荷系數(shù)

15、校正所算得的分度圓直徑:=68.305mm6)計算模數(shù) mm = 2.846mm4.2.3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計設(shè)計公式： (1)確定公式內(nèi)各計算數(shù)值小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限fe1=500mpa；大齒輪的疲勞強(qiáng)度極限fe2=380mpa；彎曲疲勞壽命系數(shù)kfn1=0.88，kfn2=0.9；載荷系數(shù)1.529；yfa1=2.65，yfa2=2.21；ysa1=1.58，ysa2=1.78；s=1.4；計算彎曲疲勞許用應(yīng)力： =314.2mpa =244.29 mpa則 ： =0.01332 =0.01610大齒輪數(shù)值較大(2)設(shè)計計算 =2.33 mm取m2=2.5，則小齒輪齒數(shù) =27.3取z1

16、=28大齒輪齒數(shù)z2=i2z1=3.7528=1054.2.4幾何尺寸計算(1)分度圓直徑 282.5=70mm 262.5mm(2)中心距 =166.25 mm(3)齒輪寬度 170 =70 mm取b4=70mm，b3=75 mm。5 裝配草圖 5.1 軸最小直徑初步估計 5.1.1 高速軸 材料40cr(調(diào)質(zhì))，硬度為280hbs，由教材表15-3取 a0=105=15.52 mm 取22mm 5.1.2 中間軸 材料40cr(調(diào)質(zhì))，硬度280hbs，由教材表15-3取 a0=110=27.14mm 取30mm 5.1.3低速軸 材料45鋼調(diào)質(zhì)，硬度250hbs，由教材表15-3取 a0

17、=110=41.58mm 取40mm 5.2 聯(lián)軸器初步選擇 由教材表141查得工作情況系數(shù)k=1.5 計算轉(zhuǎn)矩 t=kt=1.530.56=45.84 nm t=kt=1.5515.88=773.82 nm高速軸選梅花形彈性聯(lián)軸器，由設(shè)計手冊表8-8得聯(lián)軸器型號為lm4低速軸選滑塊聯(lián)軸器，根據(jù)設(shè)計手冊表8-9得聯(lián)軸器型號為 wh75.3軸承初步選擇第一次放大第二次放大高速軸26mm 30mm中間軸33mm35mm低速軸46mm50mm根據(jù)以上數(shù)據(jù)，高速軸用角接觸球軸承，查手冊表6-6得軸承代號為7006c；中間軸用角接觸球軸承，查手冊表6-6得軸承代號為7007c；低速軸用深溝球軸承，查手冊

18、表6-1得軸承代號為6010。 5.4 鍵的選擇 高速軸： 輸入聯(lián)軸器連接鍵：6632 中間軸： 大齒輪連接鍵：12832 低速軸： 大齒輪連接鍵：161050 輸出聯(lián)軸器連接鍵：12870 材料都為q275a。 5.5潤滑方式選擇5.5.1 軸承潤滑方式選擇 高速軸dn=22800mmr/min,中間軸6884.5 mmr/min,低速軸dn=2625 mmr/min。都小于160000。所以選用脂潤滑。潤滑劑由手冊表7-2查得用通用鋰基潤滑脂zl-1。5.5.2 齒輪潤滑方式選擇 齒輪采用浸油潤滑。圓柱齒輪浸入油的深度最低約一個齒高，但不少于10mm，最高不超過三分之一分度圓半徑，大齒輪的

19、齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯x30mm。6.減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸 名稱符號尺寸關(guān)系結(jié)果 (mm)箱座壁厚0.025a+3=8.28788箱蓋壁厚10.02a+3=7.2388箱蓋凸緣厚度b11.5112箱座凸緣厚度b1.512箱座底凸緣厚度b22.520地腳螺釘直徑df0.036a+1220地腳螺釘數(shù)目na250,n=4 ；a250500,n=6，a500時，n=84軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d10.75df16蓋與座聯(lián)接螺栓直徑d2(0.50.6)df10連接螺栓d2的間距l(xiāng)150200150軸承端蓋螺釘直徑d3(0.40.5)df 8視孔蓋螺釘直徑d4(0.30.4)df8定位銷直徑d(0.70.8)d2

20、8d1 d2 df至外箱壁距離c1表11-2c1f=26c11=22c12=16df d2凸緣邊遠(yuǎn)距離c2表11-2c2f=24c21=20c22=14軸承旁凸臺半徑r1c2120凸臺高度h根據(jù)低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作 42外箱壁至軸承座端面距離l1c1+c2+(510) 47鑄造過渡尺寸x,y表1-38x=3y=15大齒輪頂圓與內(nèi)壁距離11.210齒輪端面與內(nèi)箱壁距離210箱蓋箱座肋厚m1,mm10.851， m0.86m1=7m=7軸承端蓋外徑d2d+（55.5）d3d21=95d22=102d23=120軸承旁聯(lián)接螺栓距離s盡量靠近，md1和md2互不干涉為準(zhǔn)，一般取sd2s

21、1=95s2=102s3=1207 軸的受力分析和強(qiáng)度校核 7.1 高速軸受力分析及強(qiáng)度校核如圖小齒輪受力：=1358.2 n =494.4 n受力分析：由軸的結(jié)構(gòu)圖得： l1=134mm l2=51.5mm水平面：由得： fnh1=137.3n fnh2=357.1n彎矩 m=18390.7 nmm鉛垂面：由 得： fnv1=377.1n fnv2=981.14 n 彎矩 m=50526.7 nmm總彎矩 m=53770 nmm扭矩 t=30560 nmm按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度，計算取=0.6 =21mpa之前已選軸材料為40cr，調(diào)質(zhì)處理，查教材表15-1得70 mpa,故安全。 7.

22、2中間軸受力分析及強(qiáng)度校核如圖大齒輪受力：=1300.4n=473.3n小齒輪受力：=4096.3n=1490.9n.受力分析：由軸的結(jié)構(gòu)圖得：l1=64.5mm , l2=70mm , l3=52mm.水平面： 得： fnh1=-843.3n fnh2=174.3n彎矩 m=-54393 nmmm=fr3l2+fnh1(l1+l2)= 102987.6 nmm 鉛垂面： 得： fnv1=3042.2n fnv2=2354.5n彎矩 m=fnv1l1=196222 nmm m=ft3 l2fnv1(l1+l2)= 122434 nmm總彎矩 m.=203621 nmm m=159989 nmm

23、扭矩 t=143370 nmm按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度，計算取=0.6 =51.6mpa之前已選軸材料為40cr，調(diào)質(zhì)處理，查教材表15-1得70 mpa,故安全。 7.3低速軸受力分析及強(qiáng)度校核如圖所示，齒輪受力為： ft4= =3931n fr4= ft4 tan=3931tan20=1431n由軸的結(jié)構(gòu)圖得： l1=62.5mm l2=123mm受力分析水平面：得： fnh1=933.8 n fnh2=497.2 n彎矩 m=fnh1l1=61164 nmm垂直面： 得： fnv1=2565 n fnv2=1366n彎矩 m=fnv1l1=168008 nmm總彎矩： =178795n

24、mm扭矩 t =515880 nmm 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度，計算取=0.6=21.5mpa此軸材料為45,調(diào)質(zhì)處理，由教材表15-1查得60 mpa,故安全。8 軸承壽命計算 8.1 高速軸壽命計算 高速軸軸承為7006c。由機(jī)械設(shè)計手冊表6-6得基本額定動載荷： c=15.2kn軸承受到的徑向載荷：f=f=377.1n f=f=981.1n派生軸向力為：取e=0.4fd1=efr1=150.8 n fd2=efr2=392.4 n兩軸承正裝，由于齒輪為直齒，無軸向力，所以fae=0。因為fae+fd2fd1,所以左端軸承1被壓緊，右端軸承2放松。所以軸向力： fa1=fae+fd2=3

25、92.4 n fa2=fd2=392.4 n7006c軸承判斷系數(shù) e=0.4。 e 0.4由教材表13-5得動載荷系數(shù)： x1=0.44, y1=1.40 x2=1，y2=0由教材表13-6取fp=1.1當(dāng)量動載荷 p1=fp(x1fr1+y1fa1)=786.8n p2=fp(x2fr2+y2fa2)=1079.2 n因為p12年所以壽命滿足使用要求。 8.2 中間軸壽命計算中間軸軸承為7007c。由機(jī)械設(shè)計手冊表6-6得基本額定動載荷： c=19.5 kn軸承受到的徑向載荷：f=f=3042.2n f=f=2354.5n派生軸向力為：取e=0.4fd1=efr1=1216.9 n fd2

26、=efr2=941.8 n兩軸承正裝，由于齒輪為直齒，無軸向力，所以fae=0。因為fae+fd2p2，所以以軸承1作為壽命計算軸承。球軸承=3 =16765 h =2.9年2年所以壽命滿足使用要求。8.3 低速軸壽命計算低速軸軸承為6010。由機(jī)械設(shè)計手冊表6-6得基本額定動載荷： c=22kn軸承受到的徑向載荷：f=f=2565n f=f=1366n派生軸向力為：取e=0.37fd1=efr1=949n fd2=efr2=505.4n兩軸承正裝，由于齒輪為直齒，無軸向力，所以fae=0。因為fae+fd2p2，所以以軸承1作為壽命計算軸承。球軸承=3 =150493 h =25.8年2年所

27、以壽命滿足使用要求。9 鍵連接強(qiáng)度計算 9.1 高速軸上鍵連接強(qiáng)度計算高速軸上只有一個鍵連接，聯(lián)軸器鏈接鍵：6632。圓頭普通平鍵，材料q275a,許用壓應(yīng)力=120mpa。強(qiáng)度計算公式： 公式中數(shù)據(jù)： t1= 30.56nm k=3mm l= 26 mm d=22 mm計算得： =35.62 mpa因為 所以滿足強(qiáng)度要求。 9.2 中間軸鍵強(qiáng)度計算中間軸上只有一個鍵連接，大齒輪鏈接鍵：12832。圓頭普通平鍵，材料q275a,許用壓應(yīng)力=120mpa。強(qiáng)度計算公式： 公式中數(shù)據(jù)： t2= 143.37 nm k=4mm l= 20 mm d=40 mm計算得： =89.61mpa因為 所以滿

28、足強(qiáng)度要求。 9.3 低速軸鏈接鍵強(qiáng)度計算低速軸上有兩個鍵，第二級大齒輪鏈接鍵和輸出聯(lián)軸器鏈接鍵。第二級大齒輪鏈接鍵：161050聯(lián)軸器鏈接鍵：12870都為圓頭普通平鍵，材料q275a,許用壓應(yīng)力=120mpa。強(qiáng)度計算公式： 公式中數(shù)據(jù)：第二級大齒輪： t3= 515.88nm k=5 mm l= 34 mm d=55 mm聯(lián)軸器鏈接鍵：t3= 515.88 nm k=4mm l= 58 mm d=40 mm計算得： 第二級大齒輪：=110.35 mpa聯(lián)軸器鏈接鍵：=111.2 mpa因為都有 所以都滿足強(qiáng)度要求。=2.75 kw =0.89p=3.1kwn=52.5r/minn=100

29、0r/minp=4 kwn=960r/mini =18.3i=4.88i=3.75n=960r/minn=196.7r/minn=52.5r/minp=3.075kwp=2.953kwp=2.836kwt=30.56 nmt=143.37nmt=515.88 nm類型：直齒圓柱齒輪，7級精度材料：小齒輪40cr(調(diào)質(zhì))280hbs大齒輪45鋼(調(diào)質(zhì))240hbs=540mpa=577.5mpad=41.883mmv=2.105m/sb=41.883mmm=1.745mmh=3.926mmk=1.5587d=44.495mmm=1.854mm=303.75mpa=238.86mpak=1.518

30、m1=1.31 mmz1=30z2=147d1=45mmd2=220.5mma=132.75mmb1=50mmb2=45mm類型：直齒圓柱齒輪材料：小齒輪280 hbs40cr(調(diào)質(zhì))大齒輪240 hbs45鋼(調(diào)質(zhì))=630 mpa=616 mpad=64.205mmv=0.661m/sb=64.205mmm=2.67mmh=6.019mmk=1.5653d=68.305mmm=2.846mm=314.2mpa=244.29 mpam=2.33mmz1=28z2=105d3=70mmd4=262.5mma2=166.25mmb3=75 mmb4=70mmd=22mmd=30mmd=40mmt

31、=45.84 nmt=773.82 nm高速軸 7006c中間軸7007c低速軸6010f=1358.2nf=494.4nfnh1=137.3nfnh2=357.1nm=8390.7 nmmfnv1=377.1nfnv2=981.14nm=50526.7 nmmm=53770 nmm=21mpa安全f=1300.4nf=473.3nf=4096.3nf=1490.9nfnh1=-843.3nfnh2=174.3nfnv1=3042.2nfnv2=2354.5nm.=203621 nmmm=159989 nmm=51.6mpa安全ft4=3931nfr4=1431nfnh1=933.8n fnh

32、2=497.2 nfnv1=2565n fnv2=1366nm=178795 nmm=21.5mpa 安全f=377.1nf=981.1np1=786.8np2=1079.2 n=8.3年合格f=3042.2nf=2354.5np1=3346.4 np2=3013.6 n=2.9年合格f=2565n f=1366np1=2821.5np2=2094.1n=25.8年合格=35.62 mpa=89.61mpa=110.35 mpa=111.2 mpa參考文獻(xiàn)：1 機(jī)械設(shè)計（第八版）濮良貴，高等教育出版社 2006.52 機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計手冊吳宗澤，羅圣國 高等教育出版社2006.53 機(jī)械原理（

33、第七版）孫桓，高等教育出版社4 材料力學(xué) 劉鴻文，高等教育出版社 ,2004.15 工程圖學(xué)基礎(chǔ)丁一，何玉林，高等教育出版社 2008.66wnsk28xmkxmfhgj477rl2qy0jqohep3gbqa5dh2zkf7oewq4qexppq9jn2rzxxtttp7poyar5ph6bkyc4exl22xcbgwq8vfgivy5bdtdu3qjff0nezu7yzbfq3foeqdh15sok1lyxfdhu8vpbwtzcopmewa9rx0id4wj4dgxftiligdsst4f2caxaeteinrhwkhx7c1xmuht8unvfbpwjcdru4fknry8nnjkkn3vwipduwanzfjovqg