機械廠裝配車間輸送帶傳動裝置設計課程設計說明書

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1、機械課程設計說明書 q 課程名稱: 機械設計 題目名稱: 機械廠裝配車間輸送帶傳動裝置設計 學 院: 徐海學院 專業(yè)班級: 機自10-5班 目 錄 機械設計任務書 機械課程設計任務書 1 機械課程設計第一階段 1.1、確定傳動方案2 1.2、電動機選擇 3 1.3、傳動件的設計 5 機械課程設計第二階段 2.1裝配草圖設計第一階段說明17 2.2軸的設計及校核17 2.3滾動軸承的選擇21 2.4鍵和聯(lián)軸器的選擇22 機械課

2、程設計第三階段 3.1、減速器箱體及附件的設計23 3.2、潤滑方式、潤滑劑及密封裝置的選擇24 機械課程設計小結 4.1、機械課程設計小結 25 附1：參考文獻 機械課程設計任務書 一、課程設計的內容 題目D10.機械廠裝配車間輸送帶傳動裝置設計 設計一帶式運輸機傳動裝置（見 圖1）。圖2為參考傳動方案。 圖1 帶式運輸機傳動裝置 圖2 參考傳動方案 二、課程設計的要求與數(shù)據(jù) 1、設計條件： 1）機器功用 由輸送帶傳送機器的零部件； 2）工作情況 單向運輸、輕度振動、環(huán)境溫度不超過35℃；

3、3）運動要求 輸送帶運動速度誤差不超過5%； 4）使用壽命 10年，每年350天，每天16小時； 5）檢修周期 一年小修；兩年大修； 6）生產(chǎn)批量 單件小批量生產(chǎn)； 7）生產(chǎn)廠型 中型機械廠 2、設計任務 1）設計內容 1、電動機選型；2、帶傳動設計；3、減速器設計；4、聯(lián)軸器選型設計；5、其他。 2）設計工作量 1、傳動系統(tǒng)安裝圖1張；2、減速器裝配圖1張；3、零件圖2張；4、設計計算說明書一份。 3、原始數(shù)據(jù) 主動滾筒扭矩（Nm

4、） ：1400 主動滾筒速度（m/s） ：0.8 主動滾筒直徑（mm） ：380 設計計算及說明 結　　果 一、機械課程設計第一階段 1.1 確定傳動方案 （1）、傳動方案： 方案：電動機直接通過帶傳動接在兩級圓柱齒輪減速器上，該方案的優(yōu)點是圓柱齒輪的設計、加工制造容易，采用臥式兩級圓柱齒輪減速器。 （2）、減速器內部工作方式：展開式斜齒嚙合和直齒嚙合。 （3）、減速器的總傳動比為36.30，其中帶傳動為2，高速級為4.86,低速級為3.74。 （4）、部分面形式：水平剖分面形式。 （5）、軸承類型：圓錐滾子軸承和深溝球軸

5、承。 （6）、聯(lián)軸器類型： HL和TL系列 （7）、傳動方案簡圖如下： 1.2電動機的選擇 1、電動機的輸出功率的計算 已知工作機的扭矩T和卷筒轉速，則工作機輸入功率： 上式中：工作機的扭矩T=1400 Nm，卷筒轉速： =40.22r/min １． V帶傳動效率： η1 = 0.96 ２． 4對深溝球軸承傳動效率： η24 =0.994 ３． 2對8級圓柱齒輪傳動效率： η32 = 0.972 ４． 聯(lián)軸器的傳動效率： η4 = 0.99 ５． 滾筒傳動效率：

6、 η5 = 0.96 =0.82 把上述值代入后得： =7.20KW 2、電動機的輸入功率P的計算： 本題中起動系數(shù) kd=1.1，故 KW 查表16-2得，Y系列1500r/min 電動機的具體牌號為：Y160M-4 額定功率為：11kW; 額定轉矩：2.2; 最大轉矩/額定轉矩：2.2 3、計算總傳動比并確定傳動比 1）、計算總傳動比 在上面已經(jīng)確定了電機滿載轉速為=1460r/min 傳動裝置的總傳動比 為 1460/40.22=36.30 2）、傳動比的分配 取帶傳動比為 =2 而 而設高速級與低速級傳動滿足=（1.3-1.4

7、）即： ，得 4.86 3.74 4、傳動裝置運動參數(shù)的計算 1）、各個參數(shù)說明： 、 、——I、II、III軸的轉速（） 、 、——I、II、III軸的輸入功率（） 、 、——I、II、III軸的輸入轉矩() ——電動機實際輸出功率（） ——電動機滿載轉（） 2）、各個軸轉速的計算： n1=n/i0=1460/2=730r/min n2=n1/i12=730/4.86=150.21r/min n3=n2/i23=150.21/3.74=40.16r/min 3）、各個軸功率的計算：

8、 4)、各個軸扭矩的計算 T1=9550P1/n1=95507.51/730=98.25 T2=9550P1/n2=95507.21/150.21=458.39 T3=9550P3/n3=95506.92/40.16=1645.58 將以上數(shù)據(jù)列表如下： 軸號 轉速 輸出功率 輸出扭矩 傳動比 效率 電機軸 1460 7.90 51.67 2 0.95 軸Ⅰ 730 7.51 98.25 4.86 0.96 軸Ⅱ 150.21 7.21 458.39 3.74 0.96 軸Ⅲ 40.16 6.92

9、 1645.58 1 0.99 卷筒軸 40.22 6.85 1626.49 1.3、傳動件的設計 1、V帶的設計 1) 確定V帶型號 工作情況系數(shù)KA 查表4-6 計算功率Pc 由Pc=KAP=1.2 x 7.9=9.48kw V帶型號 根據(jù)Pc和n1值查圖4.6得取A型 2) 確定帶輪基準直徑D1和D2 小帶輪直徑D1 查表4.7 大帶輪直徑D2 D2=(n0/n1)D1=1460/730x100=200 mm 按表4.7圓整 3) 驗算帶速v v=πD1n0/60000=πx100x1460/60

10、000 要求V帶速在5~25 m/s 范圍內 4) 確定V帶長度Ld和中心距a 按0.7(D1+D2)≤ a0≤2(D1+D2) 初選a0 a0=600mm，初算帶基準長度L’ L’=2 a0++ =2x600++ =1675 mm 按表4.3圓整 a≈a0+=500+(1800-1675)/2 5) 驗證小帶輪包角 =180- (200-100)/662x57.3 6) 確定V帶根數(shù)z 單根V帶試驗條件下許用功率P0 查表4.4 傳遞功率增量⊿P0 查表4.5(i=200/100=2) 包角系數(shù)Ka 查表4.8 長度系數(shù)KL

11、 查表4.3 z= ==4.43 7) 計算初拉力F0 F0= = =141.45N 8) 計算軸壓力Q Q=2zF0 =2 x 5x 141.45.4 x =1410.43 N 2、齒輪的設計 1、高速級圓柱齒輪設計及計算（斜齒圓柱齒輪） 1） 選擇齒輪材料，確定許用應力 由（機械設計課本）表6.2選 ： 小齒輪40Cr調質： 大齒輪45正火： 許用接觸應力與齒輪材料、熱處理方法、齒面硬度、應力循環(huán)次數(shù)等因素有關。 其計算公式為： 接觸疲勞極限 查（機械設計課本）圖6－4得： 接

12、觸強度壽命系數(shù) 應用循環(huán)次數(shù)N 由（機械設計課本）式6－7： N2=N1/i12=N1/4.86 查（機械設計課本）圖6－5得； 接觸強度最小安全系數(shù)：，則 所以取 許用彎曲應力 ： 由（機械設計課本）式6－12，， 彎曲疲勞強度極限 查（機械設計課本）圖6－7， 彎曲強度壽命系數(shù) 查（機械設計課本）圖6－8 彎曲強度尺寸系數(shù) 查（機械設計課本）圖6－9 彎曲強度最小安全系數(shù)： 則： 2）、齒面接觸疲勞強度設計計算 確定齒輪傳動精度等級，按，估取圓周速度，參考（

13、機械設計課本）表6.7、表6.8選取 齒輪為：2公差組8級 小輪分度圓直徑，由（機械設計課本）式6－5得 齒寬系數(shù) 查（機械設計課本）表6.9，按齒輪相對軸承為非對稱布置 小輪齒數(shù) ， 在推薦值20～40中選 大輪齒數(shù)： z2=iz1=4.8621=102.06 圓整取103 齒數(shù)比 傳動比誤差： 小輪轉矩 ： 載荷系數(shù)K： －使用系數(shù) 查表6.3 －動載系數(shù) 由推薦值1.05～1.4 取 －齒間載荷分配系數(shù) 由推薦值1.0～1.2 取 －齒向載荷分布系數(shù) 由推薦值1.0～1.2

14、 取 載荷系數(shù)K 得 材料彈性系數(shù) 查表6.4 節(jié)點區(qū)域系數(shù) 查圖6－3（） 螺旋角系數(shù) 重合度系數(shù) ，由推薦值0.75～0.88取0.78， 齒輪模數(shù)m 按表6.6圓整m＝2.5m 標準中心距a 圓整后?。? 分度圓螺旋角： 小輪分度圓直徑 ： 圓周速度v ： v=πd1n1/60000=π53.86730/60000=2.06m/s 齒寬b ， 大輪齒寬： 小輪齒寬 ： 3）、 齒根彎曲疲勞

15、強度校核計算 由（機械設計課本）式6－10 當量齒數(shù) 齒形系數(shù) 查表6.5 小輪 大輪 應力修正系數(shù) 查表6.5 小輪 大輪 重合度 ： 解得： 重合度系數(shù) 解得： 故 4）、齒輪其他主要尺寸計算 大輪分度圓直徑： 根圓直徑 ： 頂圓直徑 5）、 高速級圓柱齒輪幾何參數(shù) 項目 小齒輪 大齒輪 模數(shù)m 2.5 2.5

16、齒數(shù)Z 21 103 壓力角 20 20 分度圓直徑d 53.86 230.02 齒頂高ha 3.125 3.125 齒根高 f 2.5 2.5 齒頂圓直徑da 58.86 235.02 齒根圓直徑df 47.6 223.77 中心距a 144 齒寬b 50 43 2、低速級圓柱齒輪設計及計算（直齒圓柱齒輪） 1） 選擇齒輪材料，確定許用應力 由（機械設計課本）表6.2選 ： 小齒輪40Cr調質： 大齒輪45正火： 許用接觸應力與齒輪材料、熱處理方法、齒面硬度、應力循環(huán)次數(shù)等因素有關。 其計算公式為：

17、 接觸疲勞極限 查（機械設計課本）圖6－4得： 接觸強度壽命系數(shù) 應用循環(huán)次數(shù)N 由（機械設計課本）式6－7： N1=60n2jLh=60150.211035016 N2=N1/i23=N1/3.74 查（機械設計課本）圖6－5得； 接觸強度最小安全系數(shù)：，則 所以取 許用彎曲應力 ： 由（機械設計課本）式6－12，， 彎曲疲勞強度極限 查（機械設計課本）圖6－7， 彎曲強度壽命系數(shù) 查（機械設計課本）圖6－8 彎曲強度尺寸系數(shù) 查（機械設計課本）圖6－9 彎曲強度最小安全系數(shù)：

18、 則： 2）、齒面接觸疲勞強度設計計算 確定齒輪傳動精度等級，按，估取圓周速度，參考（機械設計課本）表6.7、表6.8選取 齒輪為：2公差組8級 小輪分度圓直徑，由（機械設計課本）式6－5得 齒寬系數(shù) 查（機械設計課本）表6.9，按齒輪相對軸承為非對稱布置 小輪齒數(shù) ， 在推薦值20～40中選 大輪齒數(shù)： z2=iz1=3.7423=72.5 圓整取72.5 齒數(shù)比 u=z2/z1=86/23=3.74 傳動比誤差： 小輪轉矩 ： 載荷系數(shù)K： －使用系數(shù) 查表6.3 －動載

19、系數(shù) 由推薦值1.05～1.4 取 －齒間載荷分配系數(shù) 由推薦值1.0～1.2 取 －齒向載荷分布系數(shù) 由推薦值1.0～1.2 取 載荷系數(shù)K 得 材料彈性系數(shù) 查表6.4 節(jié)點區(qū)域系數(shù) 查圖6－3（） 重合度系數(shù) ，由推薦值0.75～0.88取0.78， 齒輪模數(shù)m 按表6.6圓整m＝4 標準中心距a mm 小輪分度圓直徑 ： 圓周速度v ： v=πd1n2/60000=π92150.21/60000 齒寬b ， 大輪齒寬：

20、小輪齒寬 ： 3）、 齒根彎曲疲勞強度校核計算 由（機械設計課本）式6－10 齒形系數(shù) 查表6.5 小輪 大輪 應力修正系數(shù) 查表6.5 小輪 大輪 重合度 ： 解得： 重合度系數(shù) 解得： 故 4）、齒輪其他主要尺寸計算 大輪分度圓直徑： 根圓直徑 ： 頂圓直徑 低速級圓柱齒輪幾何參數(shù)如下： 項目 小齒輪 大齒輪 模數(shù)m 4 4 齒數(shù)Z 23

21、 86 壓力角 20 20 分度圓直徑 92 290 齒頂高ha 5 5 齒根高 f 4 4 齒頂圓直徑da 100 298 齒根圓直徑df 82 280 中心距a 192 齒寬b 80.6 73.6 二、機械課程設計第一階段 2.1、裝配草圖設計第一階段說明 1）、減速器裝備圖采用三個視圖及必要局部剖視圖才能表達完整。根據(jù)傳動件尺寸大小，參考類似的減速器裝配圖，估計出待設計的減速器外部輪齒尺寸，并考慮標題欄、明細欄、零件序號及技術要求等位置，選擇合適的比例尺，合理的布局圖面。 2）、在俯視圖的位置上畫三根線作為傳動軸1、2、3的中

22、心線，并繪出傳動件的外廓。小輪寬度應大于大齒輪510mm，二級傳動件之間的軸向間隙=815mm。 3）、畫出箱體內壁線及減速器中心線。在俯視圖上小齒輪端面與箱體內壁之間間隙和大齒輪頂圓之間間隙為。 4）、按純扭矩初步估算軸徑。確定軸的跨距。先按純扭矩確定軸徑，在經(jīng)軸的階梯化吧跨距準確的確定下來。按照純扭矩計算軸徑時，用降低許用扭轉剪切應力的方法來計入彎矩的影響。 2.2、軸的設計及校核 1、軸1的設計計算 1）、計算作用在齒輪上的力 圓周力Ft=2T1/d1=298250/53.9 徑向力 軸向力 2）、初步估算軸的直徑

23、 選取45號鋼材作為軸的材料，調制處理 由式8-2：，計算軸的最小直徑并加大3%以考慮鍵槽的影響。查表8.6 取A=115 則 =23.66 高速軸工作簡圖如圖(a)所示 首先確定個段直徑 A段：=25mm 由最小直徑算出。 B段：=28mm。 C段：=30mm，與軸承（深溝球軸承6206）配合，取軸承內徑 D段：=38mm， 設計非定位軸肩取軸肩高度h=4mm E段：=46mm，將高速級小齒輪設計為齒輪軸，考慮依據(jù)《課程設計指導書》p116 F段：=87mm, 設計非定位軸肩取軸肩高度h=4mm G段， =30mm, 與軸承（深溝球軸承6360）配合

24、，取軸承內徑 第二、確定各段軸的長度 A段：=55mm。 B段：=55mm，考慮軸承蓋與其螺釘長度然后圓整取55mm C段：=29mm, 與軸承（深溝球軸承6206）配合,加上擋油盤長度（參考《減速器裝配草圖設計》p24） =B+△3+2=16+11+2=29mm D段：=98mm。 E段：，齒輪的齒寬 F段：，=△2-2=11-2=9mm G段：=14mm, 與軸承（深溝球軸承6360）配合,加上擋油盤長度 2、軸Ⅱ的設計計算 1）、按齒輪軸設計，軸的材料取與高速級小齒輪材料相同，40Cr，調質處理，查表15-31，取 2）初算軸的最小直徑 因為帶

25、輪軸上有鍵槽，故最小直徑加大3%，=45mm。根據(jù)減速器的結構，軸Ⅱ的最小直徑應該設計在與軸承配合部分，初選圓錐滾子軸承30209，故取=45mm 軸Ⅱ的設計圖見草圖，由下向上同一號軸知道： 首先，確定各段的直徑 A段:=45mm,與軸承（圓錐滾子軸承30209）配合，=27mm。 B段：=50mm, 非定位軸肩，與齒輪配合,=8mm。 C段：=58mm, 齒輪軸上齒輪的分度圓直徑,=75mm。 D段：=50mm, 。 E段：=45mm， =43mm。 3、軸Ⅲ的設計計算 軸的材料選用40Cr（調質），可由表15-3查得=107 所以軸的直徑: =47.5mm。因為軸上有兩

26、個鍵槽，故最小直徑加大6%，=50mm。 由表13.1(機械設計課程設計指導書)選聯(lián)軸器型號為LH4 軸孔的直徑=50mm長度L=84mm 軸Ⅲ設計圖 如下： 首先，確定各軸段直徑 A段: =60mm, 與軸承（深溝球軸承6212）配合 B段: =65mm,非定位軸肩,h取5mm C段: =75mm,定位軸肩，取h=5mm D段: =65mm, 非定位軸肩，h=3.5mm E段: =60mm, 與軸承（深溝球軸承6212）配合 F段: =58mm,按照齒輪的安裝尺寸確定 G段: =50mm, 聯(lián)軸器的孔徑 然后、確定各段軸的長度 A段: =43mm,由軸承長度，△

27、3，△2，擋油盤尺寸 B段: =72mm，齒輪齒寬減去2mm，便于安裝 C段: =10mm, 軸環(huán)寬度，取圓整值 根據(jù)軸承（深溝球軸承6212）寬度需要 D段: =86mm,由兩軸承間距減去已知長度確定 E段: =29mm, 由軸承長度，△3，△2，擋油盤尺寸 F段: =57mm, 考慮軸承蓋及其螺釘長度，圓整得到 G段: =84mm,聯(lián)軸器孔長度。 4、軸的校核計算 第一根軸: 求軸上載荷 已知： 設該齒輪軸齒向是右 旋，受力如右圖： 由材料力學知識可求得 水平支反力: 垂直支反力: 合成彎矩 由圖可知,危險

28、截面在C右邊 W=0.1=9469 =/W=14.49MPa<70MPa 軸材料選用40Cr 查手冊 符合強度條件! 第二根軸和第三根軸的具體校核步驟省略，兩根軸都符合強度條件。 2.3、滾動軸承的選擇 1) 高速軸（1軸）上滾動軸承的選擇 因為支撐跨距不大，故采用兩端固定式軸承組合方式， 軸承類型選擇深溝球軸承，軸承的預期壽命為 h。 由前計算結果所知， 軸承所受徑向力 N 軸向力 N 基本額定動載荷 KN， 基本額定靜載荷 KN 軸承工作轉速 r/min 初選滾動軸承 6206 GB∕T276－94 (參見附錄E-2)

29、 e =0.21 X=0.56 Y =2.09, 徑向當量動載荷 因為< 所以選深溝球軸承6206 GB∕T276－94 滿足要求，相關數(shù)據(jù)如下： D=62 mm B=16 mm mm 低速軸的軸承校核同上，具體步驟省略，符合強度。 2.4、鍵聯(lián)接和聯(lián)軸器的選擇 1) 高速軸（1軸） 由前面的計算結果知：工作轉矩T=24.42 Nm， 工作轉速 r/min 選擇工作情況系數(shù) K=1.75 計算轉矩 Nm 選TL型彈性套柱銷聯(lián)軸器。 按附錄F，選用TL4聯(lián)軸器， 型號為: GB4323—84 許用轉矩[

30、T]=63 Nm,許用轉速[n]=5700 r/min. 因<[T],n<[n],故該聯(lián)軸器滿足要求。 選A型普通平鍵： 初選鍵：b=8 mm，h=7 mm，L=34 mm，l=26 mm 參考文獻[5]表4-3-18，[σ]=110MPa，[τ]=90MPa 由表4-3-16， < [σ] MPa < [τ] MPa 鍵的擠壓強度和剪切強度都滿足要求。 2) 中間軸（2軸）上鍵聯(lián)接的選擇 由前面的計算結果知： 工作轉矩T=112.33 Nm 選A型普通平鍵。 高速極大齒輪連接鍵： 初?。篵=12 mm，h=

31、8 mm，L=32 mm，l=20 mm 鍵 1232 GB1096—79 參考文獻[5]表4-3-18，[σ]=110 MPa，[τ]=90 MPa 由表4-3-16， < [σ] MPa < [τ] MPa 鍵的擠壓強度和剪切強度都滿足要求。 低速軸的鍵校核同上，具體步驟省略，符合強度。 三、機械課程設計第三階段 3.1、減速器箱體及附件的設計 箱體有關尺寸： 箱體壁厚： 箱蓋壁厚： 箱座凸緣厚度： 箱蓋凸緣厚度： 箱座底凸緣厚度： 箱座上的

32、肋厚： 箱蓋上的肋厚： 地腳螺栓直徑： 　　　　 地腳螺栓數(shù)目： 螺栓通孔直徑： 螺栓沉頭座直徑： 地腳凸緣尺寸： 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑： 螺栓通孔直徑： 螺栓沉頭座直徑： 剖分面凸緣尺寸： 上下箱聯(lián)結螺栓直徑： 螺栓通孔直徑： 螺栓沉頭座直徑： 剖分面凸緣尺寸： 定位銷直徑： 軸承旁凸臺半徑： 大齒輪頂

33、圓與內箱壁距離 箱體外壁至軸承座端面距離 剖分面至底面高度： 軸承蓋： 1軸： 2軸： 3軸： 3.2、潤滑方式、潤滑劑及密封裝置的選擇 齒輪采用脂潤滑,工業(yè)閉式齒輪油，GB 5903-95，粘度 牌號：L-CKB150，運動粘度135～165 mm/s(40℃)，傾點-8 ℃,粘度指數(shù)大于90軸承采用脂潤滑,通用鉀基潤滑脂，GB 7324-94，代號1號，滴點大于170℃，工作錐入度31～34 mm（25℃，150g）密封用氈圈密封。 四、課程設計小結 專業(yè)課課程設計當中，學到了很多東西。不僅加深了對所學知識的了解，鞏固了所學知識，知道了

34、如何很好地學以致用，把握繼承與創(chuàng)新的結合，同時對一項設計過程如何去展開有一個大體的把握，即應該有一個大體的輪廓，采用自頂向下的設計方法，同時考慮在每一個部分、每一個過程當中與其他部分、過程的相互聯(lián)系。感覺最繁瑣的莫過于忽視了某個因素，導致了該部件設計必須重新開始，降低了設計速度，這應該在以后的設計過程當中應當盡量避免。同時要加深對專業(yè)知識的學習，對某些知識還是不是很清楚，只能簡簡單單套套公式進行計算或是計算不熟練，往往忽略某一因素而導致重新計算，突出的地方就是軸上力分析的時候，要么忽略力或由力產(chǎn)生的力矩，要么方向弄錯，總之，第一根軸力分析還有軸承校核的時候計算了三四遍，在這以后要相當注意，要加

35、強力學與工程應用這方面的學習。 通過本次課程設計，不僅對以往所學的知識的理解有了提高，還對一些必要軟件的使用有了一定的了解，尤其是AutoCAD2010的使用，和Word 2007的排版和使用都有很大的提高。 還有一點就是設計是一門需要通過長期準備的工作，剛開始是就匆匆下手，到后來才發(fā)現(xiàn)有許多的不合適之處，需要把以前的結果重新計算，有一種欲速則不達感覺。通過本次課程設計，我明白了不論做任何設計都不是一蹴而就的，需要一步一步的完成，一個一個細節(jié)部件的去完成同時還要考慮各個部件之間的聯(lián)系，之后再檢查、完善、修改，最后整理思路，在回顧設計，查缺補漏，最后完成整個設計。 機械課程設計是一門相當綜

36、合的學科，它幾乎包含了我們所學的所有專業(yè)基礎課程，如《機械原理》、《機械設計》、《理論力學》、《材料力學》、《幾何公差與檢測》、《畫法幾何及機械制圖》等等。進行課程設計，對以往所學內容的掌握情況也是一種考驗，對不熟悉的內容進行鞏固和學習。 參考文獻 【1】 程志紅 唐大放主編 機械設計課程上機與設計 東南大學出版社 2006 【2】 程志紅主編 機械設計 東南大學出版社 2006 【3】 王洪欣 馮雪君主編 機械原理 東南大學出版社 2007 【4】 甘永立主編 幾何量公差與檢測 上?？茖W技術出版社 2010 【5】 李愛軍 陳國平主編 畫法幾何及機械制圖 中國礦業(yè)大學出版社 20

37、07 【6】 吳宗澤主編 機械設計手冊 機械工業(yè)出版社 2002 =40.22 =0.82 =7.2kW P=7.9KW 36.30 4.86 3.74 n1=730r/min n2=150.21r/min n3=40.16r/min P1=7.51KW P2=7.21KW

38、 P3=6.92KW T1=98.25 T2=458.39 T3=1645.58 KA=1.2 Pc=9.48 kw A 型 D1=100 mm D2=200 mm V=7.64 m/s 帶速符合要求 Ld=1800 mm a=662 mm =171.3>120 P0=1.32 ⊿P0 =0.17 Ka=0.98 KL=1.01 Z=5 F0=141.45 Q=1410.43

39、 N1=2.45109 N2=5.04108 2公差組8級 z1=21 合格 m＝2.5m v=2.06m/s

40、 b=45mm b2=45mm N1=5.05108 N1=1.35108 2公差組8級

41、 u=3.74 合格 m＝4 v=0.723m/s b=73.6mm Ft=3645.64

42、N Fr=1361.15N Fa=311.23N =25mm =25mm =28mm =30mm =38mm =46mm =54mm =30mm =38mm =55mm =55mm =29mm =29mm =98mm =45mm =45mm =41mm =50mm =8mm =58mm=75mm =50mm =60mm =65mm =

43、75mm =75mm =65mm =60mm =58mm =50mm =43mm =78mm =10mm =62mm =29mm =57mm =84mm =14.49MPa 6206 GB∕T276－94