带式传输机的传动装置.doc

1、目录1.机械设计课程设计任务书22.电动机选择33.计算总传动比及分配各级的传动比44.运动参数及动力参数计算45.传动零件的设计计算46.轴的设计计算137.滚动轴承的选择及校核计算188.键联接的选择及校核计算189.联轴器设设计及校核计算2110.减速器的润滑及密封21心得与体会22参考文献：231.机械设计课程设计任务书一、 设计题目：带式传输机的传动装置题目数据：运输机工作拉力2.8KN，运输带工作速度0.8m/s，卷筒直径300mm二、 运输机工作条件工作时不逆转，载荷有轻微冲击；工作年限为9年，二班制；设计任务1进行二级斜齿圆柱齿轮减速器传动方案的设计（已拟定完成）2 电动机功率

2、及传动比分配，3 主要传动零件的参数设计标准件的选用.4 减速器结构、箱体各部分尺寸确定，结构工艺性设计。5 装配图的设计要点及步骤等。6 设计和绘制零件工作图7 整理和编写设计说明书三、 设计成果要求1. 二级圆柱齿轮减速器装配图1张；2. 零件工作图2张；3. 设计计算说明书1份。2.电动机选择1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机2、电动机功率选择：（1）传动装置的总功率：总=带4轴承齿轮联轴器滚筒=0.940.9940.980.990.96=0.824电机所需的工作功率：P工作=FV/1000总=28000.8/10000.824=2.718KW3、确定电动机转速：计算滚筒工作转

3、速：n筒=601000V/D=6010000.8/300=50.96r/min按手册P7表1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动二级减速器传动比范围Ia=36。取V带传动比I1=24，则总传动比理时范围为Ia=624。故电动机转速的可选范围为nd=Ia50.96=4591834r/minn筒=（624）50.96=4591834r/min符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：因此有三种传支比方案：如指导书P15页第一表。综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=

4、1000r/min。4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132S-6。其主要性能：额定功率：3KW，满载转速960r/min，额定转矩2.0。质量63kg。电动机型号额定功率满载转速额定转矩质量Y132S-63KW960r/min2.063kg3.计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=960/50.96=18.842、分配各级伟动比（1） 据指导书V带传动比2-4，取3（2） i总=i齿轮I带i齿轮=i总/ i带=18.84/3=6.34.运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）nI=n电机/i带=960

5、/3r/min=320( r/min)nII=nI/i齿轮=320/2.5=128(r/min)nIII=nII/i齿轮=128/2.5=51.2(r/min)2、 计算各轴的功率（KW）PI=PD带轴承=2.7180.940.99=2.53KWPII=PI 轴承齿轮=2.530.990.98=2.45KWPIII=PII轴承齿轮=2.450.990.98=2.38 KW3、 计算各轴扭矩（Nmm）TI=9.55106PI/nI=9.551062.53/320=75504NmmTII=9.55106PII/nII=9.551062.45/128=182792NmmTIII=9.55106PII

6、I/nIII=9.551062.38/51=445666Nmm轴号功率扭矩转速一轴 2.53KW75504Nmm320( r/min)二轴2.45KW182792Nmm128(r/min)三轴2.38 KW445666Nmm51.2(r/min)5.传动零件的设计计算1、 皮带轮传动的设计计算（1） 选择普通V带截型由课本P83表5-9得：kA=1.2PC=KAP=1.23=3.6KW由课本P157图8-11得：选用A型V带（2） 确定带轮基准直径，并验算带速由课本图5-10得，推荐的小带轮基准直径为75100mm则取dd1=100mmdmin=75dd2=n1/n2dd1=960/32010

7、0=300mm由课本P157表8-8，取dd2=315mm实际从动轮转速n2=n1dd1/dd2=960100/315=304.76r/min转速误差为：n2-n2/n2=320-304.76/320=-0.04761200（适用）（5）确定带的根数根据课本P152表（8-4a）P1=0.9576KW根据课本P153表（8-4b）P1=0.1116KW根据课本P155表（8-5）K=0.926根据课本P146表（8-2）KL=0.99Z=PC/P=PC/(P1+P1)KKL=3.6/(0.9576+0.1116) 0.9260.99=3.67(6)计算轴上压力由课本P149表8-3查得q=0.

8、1kg/m，单根V带的初拉力：F0=500PC/ZV（2.5/K-1）+qV2=5003.6/45.02(2.5/0.926-1)+0.15.022N=154.89N则作用在轴承的压力FQ，由课本P87式（5-19）FQ=2ZF0sin1/2=24158.01sin167.6/2=1205.9N结构草图：2、 齿轮传动的设计计算高速级大小齿轮的设计（1）选择齿轮材料及精度等级考虑减速器传递功率不在，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240260HBS。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220HBS；根据课本P139表6-12选7级精度。齿面精糙度Ra1.63.2m。 (2)按

9、齿面接触疲劳强度设计由d176.43(kT1(u+1)/duH2)1/3 由式（6-15）确定有关参数如下：传动比i齿=2.5取小齿轮齿数Z1=24。则大齿轮齿数：Z2=iZ1=2.524=60实际传动比I0=60/24=2.5传动比可用齿数比：u=i0=2.5由课本P205表10-7取d=1(3)转矩T1TI=9.55106PI/nI=9.551062.53/320=75504Nmm (4)载荷系数k由课本P128表6-7取k=1由表106查的材料的弹性影响系数为18908MPa(5)许用接触应力HH= HlimZNT/SH由课本P209图10-21d查得：HlimZ1=600Mpa Hli

10、mZ2=550Mpa计算应力循环次数NLN1=60n1rLh=603201(1630010)=9.216108N2=NL1/i=9.216108/2.5=3.6864108由课本P207图10-19查得接触疲劳的寿命系数：KNT1=0.92 KNT2=0.98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=1.0H1=Hlim1ZNT1/SH=6000.92/1.0Mpa=552MpaH2=Hlim2ZNT2/SH=5500.98/1.0Mpa=539Mpa故得：d1t2.32(kT1(u+1)/duH2)1/3=2.32175504(2.6+1)/12.534321/3mm=59.

11、6mm计算圆周速度vv=m/s=0.998m/sb=d* d1t=59.6mm模数：m=d1tZ1=59.6/24=2.48mm齿高h=2.25m=5.5875计算载荷系数根据v=0.998m/s7级精度，由图10-8查的动载荷系数=1.06直齿轮= =1由表查的使用系数=1由表用插值法查的7级精度，小齿轮相对支撑非对称布置时=1.421由=10.67，=1.421查表得=1.35，故载荷系数K= 1.594按实际载荷系数校正所得分度圆直径得d1= d1t =62.0599mm计算模数m m= / =62.0599/24=2.608mm按齿根弯曲强度设计弯曲强度设计公式为 查的小齿轮弯曲疲劳强

12、度极限FE1 =500MPa, 大齿轮弯曲强度极限FE1 =380MPa由图取得弯曲疲劳寿命系数=0.85，=0.88计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得= =(0.85*500)/1.4MPa=303.57MPa =（0.88*380）/1.4=238.83MPa计算载荷系数K K= =1*1.12*1*1.35=1.512查取齿形系数由表查的YFa1=2.65 YFa2=2.28 插曲应力校正系数 YSa1=1.58 YSa2=1.73计算大小齿轮的并加以比较= （2.65*1.58）/303.57=0.01379=（2.28*1.73）238.86=0.0165大齿轮的

13、数值大设计计算m=1.87对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数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并就近圆整为2，按接触强度算得的分度圆直径62.0599mm，算出小齿轮模数= =32大齿轮模数 =2.5*32=80这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。几何尺寸计算分度圆直径 d1=mZ1=2.32=64mmd2=mZ2=20mm=16mm计算中心距 a=( d1 + d2 )/2=(6

14、4+160)/2=112计算齿轮宽度 b= d1 d =64 低速级大小齿轮的设计（1）选择齿轮材料及精度等级考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240260HBS。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220HBS；根据课本P139表6-12选7级精度。齿面精糙度Ra1.63.2m。(2)按齿面接触疲劳强度设计由d3t76.43(kT2(u+1)/duH2)1/3 由式（6-15）确定有关参数如下：传动比i齿=2.5取小齿轮齿数Z3=24。则大齿轮齿数：Z4=iZ1=2.524=60实际传动比I0=60/24=2.5 传动比可用齿数比：u=i0=2.5由课

15、本P205表10-7取d=1(4)载荷系数k由课本P128表6-7取k=1(5)许用接触应力HH= HlimZNT/SH由课本P209图10-21d查得：HlimZ3=600Mpa HlimZ4=550Mpa计算应力循环次数NLNL3=60n1rth=601281(1630010)=3.6864108NL4=NL3/i=3.6864108/2.5=1.47456108由课本P207图10-19查得接触疲劳的寿命系数：KNT3=1.04 KNT4=1.05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S=1.0H3=Hlim3KNT3/S=6001.04/1.0Mpa=624MpaH4=H

16、lim4KNT4/S=5501.05/1.0Mpa=577.5Mpa故得：d3t2.32(KT2(u+1)/duH2)1/3=76.431182792(2.5+1)/12.5577.521/3mm=70.18mm计算圆周速度vv=0.47m/sb=d* d2t=70.18mm计算齿宽与齿高比 b/h模数：m=d2tz =70.18/24=2.92齿高h=2.25m=6.58b/h=10.67计算载荷系数根据v=0.998m/s7级精度，由图10-8查的动载荷系数=1.01直齿轮= =1由表查的使用系数=1由表用插值法查的7级精度，小齿轮相对支撑非对称布置时=1.072由=10.67，=1.07

17、2查的=1.062，则载荷系数为K= 1.08272按实际载荷系数校正所得分度圆直径得 = =72.06计算模数m m=3按齿根弯曲强度设计查的小齿轮弯曲疲劳强度极限FE3=500MPa ,大齿轮弯曲疲劳极限FE4=380MPa由图取得弯曲疲劳寿命系数=0.85，=0.88计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得= =303.57MPa= =238.89MPa计算载荷系数K K= =1*1.12*1*1.35=1.512查取齿形系数由表查的YFa1=2.65 YFa2=2.28 插曲应力校正系数 YSa1=1.58 YSa2=1.73计算大小齿轮的并加以比较= （2.65*1.5

18、8）/303.57=0.01379=（2.28*1.73）238.86=0.0165大齿轮的数值大设计计算m=2.51mm圆整为标准值2.5对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数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2.51园整为2.5. 按接触强度算得的分度圆直径72.06mm, 算出小齿轮模数= =28=2.5*28=72这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。几何尺寸计算分度圆直径 =m =28

19、*2.5=70=m =72*2.5=180计算中心距 a=（+ ）/2=（64+160）/2=125计算齿轮宽度b= d=70取大齿轮齿宽70，小齿轮齿宽73结构草图：6.轴的设计计算轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质，硬度217255HBS根据课（15-3）式，并查表15-3，取A0=115d115 (2.53/320)1/3mm=22.9mm考虑有键槽，将直径增大10%，则d=22.9(1+10%)mm=25.19选d=25mm2、轴的结构设计（1）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中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键

20、作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定（2）确定轴各段直径和长度工段：d1=25mm 长度取L1=112mmh=2c c=1.5mmII段:d2=d1+2h=25+221.5=30mmd2=30mm初选用6206c型深沟球球轴承，其内径为30mm,宽度为16mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为24mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为40mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：L2=（24+16）=40mmIII段直径d3=35.5mmL3=71mm段直径d4=

21、45mm由手册得：c=1.5 h=2c=21.5=3mmd4= 45mm即L4=10mm但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3段直径d5=40mm. 长度L5=67mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=340mm结构草图：(3)按弯矩复合强度计算求分度圆直径：已知d1=64mm求转矩：已知T2=75504Nmm求圆周力：Ft根据课本（6-34）式得Ft=2T2/d2=275504/64=2359.5N求径向力Fr根据课本（6-3式得Fr=Fttan=2359.5tan200=858.78NLA=132,LB=134 ,Lc=53(1)绘制轴受

22、力简图（如图a）（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）轴承支反力：FAY=-L3/(L2+L3)Fr=-242.39NFAZ= -L3/(L2+L3)Ft=-6687NFBY=-L2/(L2+L3)Fr=-615.382NFBZ=-L2/(L2+L3)Ft=-1690N截面C在垂直面弯矩为MC1=FAyL2=242.39L2=32.4Nm(3)绘制水平面弯矩图（如图c）截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZL2=6687134=89.5Nm(4)绘制合弯矩图（如图d）MC=(MC12+MC22)1/2=(32.42+89.52)1/2=95Nm(5)绘制扭矩图（如图e）转矩：T1=9.55（P2/n

23、2）106=75.504Nm(6)绘制当量弯矩图（如图f）转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取=1，截面C处的当量弯矩：Mec=MC2+(T)21/2=952+(0.675.504)21/2=111.55Nm(7)校核危险截面C的强度e=Mec/0.1d33=111.55/0.1643=0.2MPa -1b=60MPa该轴强度足够。轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质钢，硬度（217255HBS）根据课本式（15-3），表（15-3）取A0=115dA0(P2/n2)1/3=115(2.45/7128)1/3=30.76mm考虑有键槽，将直径增大10%，则d=30.76(1+10

24、%)mm=33.84mm选d=40mm2、轴的结构设计（1）轴的零件定位，固定和装配二级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。（2）确定轴的各段直径和长度初选6208型深沟球轴承，其内径为40mm，宽度为18mm。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，则取套筒长为24mm，则该段长42.5mm。(3)按弯扭复合强度计算求分度圆直径：已知d2=160 mm求转矩：已知

25、T2=182.792Nm求圆周力Ft： Ft1=2T2/d2=2182.792103/160=2284.9NFt2=2T2/d2=2182.792103/160=5222.65N求径向力Fr Fr1=Ft1tan=2284.90.36379=831NFr2=Ft2tan=5222.650.36379=1900.88N两轴承对称LA=75,LB=80mm,Lc=58mm(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAy=Fr/2=-1960NFBY=Fr/2=-1274NFAZ=Ft/2=-4327NFBZ=Ft/2=-3501N(2) 截面C在垂直面弯矩为MC1=FAYLA=196075=14

26、7Nm(3)截面C在水平面弯矩为MC2=FAZLA=432775=324Nm(4)计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/2=（1472+3242）1/2=355Nm(5)计算当量弯矩：Mec=MC2+(T)21/2=3552+(1182.7)21/2=398Nm(6)校核危险截面C的强度e=Mec/（0.1d）=398/(0.1703)=0.81Mpa-1b=60Mpa此轴强度足够轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质钢，硬度（217255HBS）根据课本式（15-3），表（15-3）取A0=115dA0(P2/n2)1/3=115(2.38/51)1/3=41.4mm考虑有键槽，

27、将直径增大10%，则d=41.4(1+10%)mm=45.5mm选d=48mm2、轴的结构设计（1）轴的零件定位，固定和装配二级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。（2）确定轴的各段直径和长度初选6210型深沟球轴承，其内径为50mm，宽度为20mm。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，则取套筒长为20mm，则该段长40mm。(3)按弯扭复合强度计算求分度圆直径

28、：已知d2=180 mm求转矩：已知T3=453.251Nm求圆周力Ft： Ft1=2T2/d2=2453.251103/180=5036N求径向力Fr Fr1=Ft1tan=50360.36379=1832N两轴承对称LA=73.5,LB=149.5mm,Lc=170mm(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAy=Fr/2=-4064NFBY=Fr/2=-13834NFAZ=Ft/2=-11165NFBZ=Ft/2=-12770.4N(2) 截面C在垂直面弯矩为MC1=FAYLA=4064221+1832147.5=1168.49Nm(3)截面C在水平面弯矩为MC2=FAZLA=11

29、165221+1832147.5=3210.3Nm(4)计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/2=（1168.492+3210.32）1/2=3415Nm(5)计算当量弯矩：Mec=MC2+(T)21/2=34152+(1182.7)21/2=3445Nm(6)校核危险截面C的强度e=Mec/（0.1d）=3445/(0.11803)=13.66Mpa43200h预期寿命足够 (2) 已知=128r/min两轴承径向载荷：FR3=5222.65N初先两轴承为深沟球轴承6408型查表得此轴承的基本额定静载荷=50200N根据式13-5得LH=16670/n(ftCr/P)=16670/12

30、8(150200/5222.65)3=107516h43200h预期寿命足够2、计算输出轴承(1)已知n=51.2r/min FR5=6873.7试选6310型深沟球轴承查表得此轴承的基本额定静载荷=47500N根据式13-5得LH=16670/n(ftCr/P)=16670/51.2(147500/6873.7)3=1047500h43200h预期寿命足够8.键联接的选择及校核计算带轮上的键轴径d1=40mm,平带宽度63mm传递扭矩TI= 75504Nmm选择键连接的类型和尺寸一般7级以上精度的齿轮有定心的精度要求，应选择平键。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A型）根据 d1=40m

31、m，查的键的截面尺寸为：宽度b=12,高h=8.有轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L=56mm.校核键连接强度各材料都是钢，查的许用挤压应力，取其平均值110MPa.键的工作长度l=L-b=44mm,键与轮毂键槽的接触高度为k=0.5h=4mm.可得21.45MPa p 符合要求所以所选键为blh=8756一轴上的键轴径d1=40mm,齿轮轮毂宽度69mm传递扭矩TI= 75504Nmm选择键连接的类型和尺寸一般7级以上精度的齿轮有定心的精度要求，应选择平键。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A型）根据 d1=40mm，查的键的截面尺寸为：宽度b=12,高h=8.有轮毂宽度并参考键的长度

32、系列，取键长L=63mm.校核键连接强度各材料都是钢，查的许用挤压应力，取其平均值110MPa.键的工作长度l=L-b=51mm,键与轮毂键槽的接触高度为k=0.5h=4mm.可得18.5MPa p 符合要求所以所选键为blh=12863二轴上的键轴径d2=45mm 大齿轮轮毂宽度64mm传递扭矩T2= 182792Nmm选用圆头普通平键（A型）根据 d2=45mm，查的键的截面尺寸为：宽度b=14,高h=9.有轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L=56mm.校核键连接强度各材料都是钢，查的许用挤压应力，取其平均值110MPa.键的工作长度l=L-b=42mm,键与轮毂键槽的接触高度为k=0.

33、5h=4.5mm.可得42.98MPa p 符合要求所以所选键为blh=14956大齿轮轴径为轮毂为73mm，d3=45mm选用圆头普通平键（A型）根据 d3=45mm，查的键的截面尺寸为：宽度b=14,高h=9.有轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L=63mm.校核键连接强度各材料都是钢，查的许用挤压应力，取其平均值110MPa.键的工作长度l=L-b=49mm,键与轮毂键槽的接触高度为k=0.5h=4.5mm.可得36.8MPa p 符合要求所以所选键为blh=14963三轴上的键轴径d3=56mm 大齿轮轮毂宽度70mm传递扭矩T3= 445666Nmm选用圆头普通平键（A型）根据 d3

34、=56mm，查的键的截面尺寸为：宽度b=16,高h=10.有轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L=63mm.校核键连接强度各材料都是钢，查的许用挤压应力，取其平均值110MPa.键的工作长度l=L-b=47mm,键与轮毂键槽的接触高度为k=0.5h=5mm.可得67.7MPa p 符合要求所以所选键为blh=161063联轴器处的键轴径d=45mm 联轴器宽度112mm传递扭矩T3= 445666Nmm选用圆头普通平键（A型）根据 d=45mm，查的键的截面尺寸为：宽度b=14,高h=9.有联轴器宽度并参考键的长度系列，取键长L=100mm.校核键连接强度各材料都是钢，查的许用挤压应力，取其平

35、均值110MPa.键的工作长度l=L-b=86mm,键与轮毂键槽的接触高度为k=0.5h=4.5mm.可得51.2MPa p 符合要求所以所选键为blh=1491009.联轴器设计计算及校核1.类型选择.为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器2.载荷计算.公称转矩：T=95509550443.9Nm查课本,选取所以转矩 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查机械设计手册P199-表8-35得选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm。10.减速器的润滑及密封对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的

36、50号润滑。密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为 6.3。密封的表面要经过刮研。凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大。并匀均布置，保证部分面处的密封性。F=2800NV=0.8m/sD=300mmn滚筒=50.96r/min总=0.824P工作=2.718KW电动机型号Y132S-6i总=18.84据手册得i齿轮=6.3i带=3nI =320r/minnII=128r/minnIII=51r/minPI=2.53KWPII=2.45KWPIII=2.38KWTI=75504NmmTII=182792NmmTIII=445666Nmmdd2=3

37、00mm取标准值dd2=315mmn2=304.76r/minV=5.02m/s290mma0830mm取a0=500Ld=1600mma0=463mmZ=4根F0=154.89NFQ =1204.9Ni齿=2.5Z1=24Z2=60u=2.5T1=75504NmmHlimZ1=600MpaHlimZ2=550MpaNL1=8.29108NL2=2.14108ZNT1=0.92ZNT2=0.98H1=552MpaH2=539Mpad1=60mmm=2.5mmd1=60mmd2=150mmb=60mmb1=60mmYFa1=2.80YSa1=1.55YFa2=2.14YSa2=1.83Flim1=290MpaFlim2 =210MpaYNT1=0.88YNT2=0.9YST=2SF=1.25F1=77.2MpaF2=11.6Mpad=25mmd1=25mmL1=112mmd2=30mmL2=40mmd3=35.5mmL3=71mmd4=45mmL4=10mmd5=40mmL5=67mmFt =2359.5NFr=858.78NFAY =-242.39NFBY =-615.382NFAZ =-6687NFBZ=-1690NMC1=32.4NmMC2=89.5NmMC =95NmT=75.5NmMec =111.55Nm