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带式运输机传动装置2


《机械设计》课程设计计算说明书





第一章、设计题目· · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · ·2 第二章、电动机的选择· · · · · · · · · · · · · · · · ·

· · · · · · · · · · · · · · · · · · · · ·3 第三章、计算传动装置的运动和动力参数· · · · · · · · · · · · · · · · · · ·5 第四章、传动零件的设计计算
4.1 斜齿圆柱齿轮传动的设计· · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · ·7 4.2 直齿圆柱齿轮传动的设计· · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · ·11 4.3 减速器高速轴的设计· · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · ·14 4.4 减速器低速轴的设计· · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · ·19 4.5 滚动轴承和联轴器的选择· · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · ·22 4.6 键的选择与校核· · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · ·24

第五章、减速器箱体及附件的设计
5.1 箱体结构设计· · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · ·26 5.2 减速器附件及其结构设计· · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · ·27

第六章、设计小结与心得体会· · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · ·30 第七章、参考文献· · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · · ·31

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第一章、设计题目
1.设计题目 带式运输机传动装置。传动装置简图如右图所示。 (开式齿轮传动啮合点的位置自行确定。 ) (1) 带式运输机数据 运输机滚筒轴功率 P= 4.5KW 运输机滚筒轴转速 n= 78m/s 运输带滚筒直径 D= 300mm 滚筒轮中心高度 H= 300mm (2) 工作条件 用于锅炉房运煤, 三班制工作, 每班工作 四小时,空载启动,单向、连续运转,载荷 平稳。 (3) 使用期限 工作期限为十年,每年工作 300 天;检 修期间隔为三年。 (4) 生产批量及加工条件 小批量生产,无铸造设备。 2.设计任务 1)选择电动机型号; 2)确定开式齿轮传动的主要参数及尺寸; 3)设计减速器; 4)选择联轴器。 3.具体作业 1)减速器装配图一张; 2)零件工作图二张(大齿轮,输出轴) ; 3)设计说明书一份 4.数据表
表 1-1 设计数据表

P/KW n/(r/min) H/mm

3.2 74

3.3 75

3.4 74

3.5 76

4.2 76

4.5 78 300

4.8 80

5.0 84

5.2 85

5.5 86

5.8 90

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第二章

、电动机的选择

1、选择电动机的类型 按工作要求选用 Y 系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机,电压 380V。 2、选择电动机的容量 电动机所需功率为 Pd ?
pw

?

,工作机所需工作功率 Pw 为

Pw=4.5Kw。

电动机与运输机之间传动装置的总效率

? ? ?1 ??2 ??33 ??4 ??5 ;
弹性联轴器效率 斜齿圆柱齿轮效率 滚动轴承效率(三对) 开式齿轮传动效率 滚筒效率 故总效率

?1 ? 0 . 9 ; 9

?2 ? 0 . 9 ; 7
?3 ? 0 . 9 ; 9 ?4 ? 0 . 9 ; 6 ?5 ? 0 . 9 ; 6

? ?0.99 ? 0.9 ? 7 30 .? 99
Pd ? Pw ?

? 0.96?0.96

0.8587

所需电机功率:

?

4.5 ? 5.24 kw 0.8587

根据 Y 系列电动机技术数据知,选电动机额定功率为 5.5 kw 。 3、确定电动机转速 滚筒轴工作转速

n=78r/min,

通常一级斜齿圆柱齿轮传动比范围为 i1 ? 1 ~ 5 ; 一级圆柱开式齿轮传动比范围为 i2 ? 2 ~ 5 ; 则总传动比为 i=2~25;电动机转速可选范围为
nd ? i ? nw ? (2 ~ 25) ? 78 ? 164 ~ 1950 r / min

符合这一范围的同步转速有 750,1000,1500 三种。现以这三种同步转速方 案进行比较。

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方案 1 2 3

表 2 额定功率为 7.5kw 时电动机选择方案 额定功率 电动机型号 同步转速/满载转速 nm /kw (r/min) Y132S-4 Y132M2-6 Y160M2-8 5.5 5.5 5.5 1500/1440 1000/960 750/720

经过三种方案的比较,选择方案 1,Y132S-4 型电动机是最合理的 。

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第三章、计算传动装置的运动和动力参数
1.传动比分配 (1) 传动装置的总传动比要求为:
ia ? nm / nw ? 1440 / 78 ? 18.46 ;

(2) 分配传动装置各级传动比 电动机和减速器的输入轴是同轴的,故它们之间的传动比为 i01 =1; 一级斜齿圆柱齿轮的传动比为 i12 =4.5; 则开式齿轮传动的传动比为 i23 =18.46/4.5=4.1;
n0, n1 , n2 , n3 为电动机轴,高速轴,输出轴,滚筒轴的转速,单位 r/min;

P0 , P 1, P 2, P 3 为电动机轴,高速轴,输出轴,滚筒轴的功率,单位 kw; T0 , T1 , T2 , T3 为电动机轴,高速轴,输出轴,滚筒轴的输入转矩。单位 N ? m ;

各轴的运动和动力参数计算如下: 0 轴(电动机轴)
P0 ? Pd ? 5.24kw
n0 ? nm ? 1440r/min T0 ? 9550 P0 / n0 ? 9550 ? 5.24 / 1440 ? 34.75 N ? m

1 轴(高速轴)
P 1 ? P 0?1? 2 ? 5.24 ? 0.99 ? 0.99 ? 5.14 kw n1 ? n0 / i01 ? 1440 r / min

T1 ? 9550 P 1 / n1 ? 9550 ? 5.14 / 1440 ? 34.09 N ? m

2 轴(低速轴)
P2 ? P1? 2? 3 ? 5.14 ? 0.99 ? 0.97 ? 4.94 kw

n2 ? n1 / i12 ? 1440 / 4.5 ? 320 r / min T2 ? 9550 P2 / n2 ? 9550 ? 4.94 / 320 ? 147 .4 N ? m

滚筒轴
P3 ? P2? 2? 4 ? 54.94 ? 0.99 ? 0.96 ? 4.6kw

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n3 ? n2 / i23 ? 320 / 4.1 ? 78r / min T3 ? 9550 P3 / n3 ? 9550 ? 4.6 / 78 ? 563 .2 N ? m

轴名 参数 转速 r/min 输入功率 kw

表 3-1 电动机 1440 5.24

各轴的运动和动力参数 1轴 2轴 1440 5.14 34.06 0.99 320 4.94 147.4 0.97 4.5 80 4.6

滚筒轴

输 入 转 矩 34.75 N ?m 效率 0.99 传动比 i 1

563.2 0.96 4.1

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第四章、传动零件的设计计算
4.1、斜齿圆柱齿轮传动的设计 1、选定高速级齿轮类型、精度等级、材料,齿数及螺旋角。 (1) 、按传动方案选用圆柱斜齿齿轮; (2) 、运输机一般工作速度不高,故可选用 7 级或者 8 级精度,这里选择 7 级精度进行计算。 (3) 、材料选择。由教材表 10—1 选择小齿轮材料为 40cr,调质处理,平均 硬度为 280HBS,大齿轮材料为 45#钢,调质处理,硬度为 240HBS, 二者材料硬度差为 40HBS。 (4) 、初选小齿轮齿数为 z1 ? 24 ,则大齿轮齿数为 z2 ? i12 z1 ? 4.5 ? 24 ? 108,

取 z2 ? 108; (5) ,螺旋角:初步选择螺旋角 ? ? 14? . 2、按齿面接触强度设计
K ?T u ?1 ? ZH ZE ? 由 d1t ? 3 t 1 ? 进行试算。 ?? ? ? ?d ? ? u ? ? ?? H ? ? (1) 、确定公式内的各计算数值
2

a、选定载荷系数

Kt ? 1 . 6 ;

b、小齿轮传递的转矩

由前面已计算得 T1 ? 34090 N ? mm ;

c、由教材表 10—7 选取齿宽系数

?d ? 1 ;

d、由图 10-30 选取区域系数 Z H ? 2.433; 由图 10-26 查得 ?? 1 ? 0.78

? ? 2 ? 0.89, ? ? ? ? ? 1 ? ? ? 2 ? 1.67
e、由教材表 10—6 查得材料的弹性影响系数 Z E ? 189.8 MPa 2 ; f、由教材图 10—21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为
1

? ? H l i m? 1 600 MP a ,大齿轮的接触疲劳强度极限
g、由教材式 10—13 计算应力循环次数
N1 ? 6 0n jhL ? 6 0? 1 4 4?0 ?1 ? ( 3 ?4 ? 10

?Hl i m ? 2 550 MP a

3? 0 0 )9 ; ?3 . 1 1 1 0

N2 ?

N1

i12

? 3.11?10

9

4.5

? 6.91?108 ;
K HN1 ? 0 . 9, 2

h 、 由 教 材 图 10 — 19 查 得 接 触 疲 劳 寿 命 系 数
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K HN2 ? 0.93;

i、 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%,安全系数 S=1,由教材式 10—12 得

?? H ?1 ? ?? H ?2 ?

K HN1 ? ? H l i m 1 0 . 9 ? 2 ? S 1 KH N ?? 2 S
H l i m 2

600 ? 552MPa ;

?

0 . 9? 3 550 ?511. MP 5 a; 1

则许用接触应力为:
[? H ] ? [? H 1 ] ? [? H 2 ] 552 ? 511 .5 ? ? 531 .75 MPa 2 2

(2) 、计算 a、试算小齿轮分度圆直径 d1t ,代入 ?? H ? 中较小的值
2 Kt ? T1 u ? 1 ? Z E ? d1t ? 3 ? ?? ? ? ?d ? ? u ? ? ?? H ? ?
3

2

2 ? 1.6 ? 363000 5.5 ? 189.8 ? 2.433 ? ? ? ?? ? 1?1.67 4.5 ? 531.75 ? ? 40.02mm

2

b、计算圆周速度 v ? d1t n1 ? ? 40.02 ?1440 v? ? ? 3.02m / s 60 ?1000 60 ?1000 c、计算齿宽 b
b ? ?d ? d1t ? 1? 40.02 ? 40.02mm

d、计算齿高 h 模数 齿高
mnt ? d1t c o s ? 4 0 . 0?2 ? z1 24 0.97 ? 1 . 6mm 2

h?2.25 m 2.2 ?5 1 ? . 6 2 m3 m .65 t ?

e、计算齿宽与齿高之比 b/h b / h ? 40.02 / 3.65 ? 10.96 g、计算纵向重合度 ? ? ? 0.318?d z1 tan ? ? 0.318 ?1? 24 ? tan14? ? 1.903; h、计算载荷系数 k 根据 v ? 3.02m / s , 7 级精度,由教材图 10 — 8 查得动载系数
Kv ? 1.12; 由教材表 10—4 查得
K H ? ? 1.309

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由教材表 10—13 查得 K H? ? K F? ? 1.2 由教材表 10—2 查得使用系数 查教材图 10—13 得 K F ? ? 1.28 故载荷系数为
K ? KA K V K ? H K ?H ? 1 . 7 6

KA ? 1

h、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由教材图 10—10a 得
d1 ? d1t 3 K Kt ? 40.02 ? 3 1.76 1.6 ? 41.31mm

i、计算模数 mn
mn ? d1 c o β s z1 ?1 . 6 7 mm

3、按齿根弯曲疲劳强度设计
2 ? YFa ? YSa ? 2 KTY 1 ? cos ? 由公式 mn ? 进行设计 ? ? ? ?? ? ? ? ?d z12? ? F ? ? 3

(1) 、确定公式内的各计算数值 a、计算载荷系数
K ? KA K v K ? F K ?2 1 ?. 2 ? 1.28 ?F ? 1? 1 . 1 1.72

b.根据纵向重合度 ? ? =1.9.6, Y? =0.88;计算当量齿数;
zv1 ? z1 / cos3 ? ? 24 / cos3 14 ? ? 26.27 z v 2 ? z 2 / cos3 ? ? 108 / cos3 14 ? ? 118 .23

由教材图 10—20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ? FE1 ? 500MPa , 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ? FE2 ? 380MPa c、由教材图 10—18 查得弯曲疲劳寿命系数 K FN1 ? 0.9, K FN2 ? 0.92 d、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

?? F ?1 ? ?? F ?2 ?

K FN1? FE1 S K FN2 ? FE2 S

?

0.9 ? 500 ? 321.43MPa ; 1.4 0.92 ? 380 ? 249.71MPa 1.4
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?

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e、查取齿型系数,由教材表 10—5 查得 YFa1 ? 2.592, YFa2 ? 2.164 f、查取应力校正系数,由教材表 10—5 查得 g、计算大小齿轮的
YFa1YSa2
YSa1 ? 1.596, YSa2 ? 1.806

YFaYSa

?? F ?

并比较

?? F ?1

?

2.592 ?1.596 ? 0.01287 ; 321.43 2.164 ?1.806 ? 0.01565 。 249.71

YFa2 YSa2

?? F ?2

?

大齿轮的数值大 (2) 、设计计算
2 ? Y ?Y ? 2 KTY 1 ? cos ? m? 3 ? ? Fa Sa ? 2 ? ?? ? ? ?d z1 ?? F ? ?

?

3

2 ?1.72 ? 36300 ? 0.88 ? 0.97 2 ? 0.01565 ? 1.2mm 1? 242 ?1.67

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(即模数与齿数 的乘积)有关,可取由弯曲强度计算得的模数 1.5m‘按接触强度算得的分度 圆直径 d1 ? 41.31mm ,算出小齿轮齿数:
z1 ? d1 cos ? 41.31? 0.97 ? ? 26.72 ;则取 z =27; 1 mn 1.5

则大齿轮的齿数为 :
z2 ? i12 z1 ? 4.5 ? 27 ? 121.5 ? 122 ;

即取 z1 ? 27, z2 ? 122 ; 这样设计出的齿轮传动即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。 4、几何尺寸计算 (1) 、分度圆直径
d1 ? z1 ? mn 27 ?1.5 ? ? 41.7mm ; cos ? 0.97 z2 ? mn 122 ?1.5 ? ? 188.3mm cos ? 0.97
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d2 ?

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(2) 、计算中心距
a?

? z1 ? z2 ? mn
2 ? cos ?

?

(27 ? 122) ?1.5 ? 114.51mm 2 ? 0.97

圆整到 115mm. (3) 、计算齿轮宽度
b ? ?d d1 ? 1? 41.7 ? 41.7mm

取 B2 ? 45mm ,

B1 ? 50mm ;

4.2、直齿圆柱齿轮传动的设计 1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 (1) 、按传动方案选用直齿圆柱齿轮; (2) 、选用 7 级精度; (3) 、材料选择。由教材表 10—1 选择小齿轮材料为 40cr,调质处理,平均 硬度为 280HBS,大齿轮材料为 45#钢,调质处理,硬度为 240HBS, 二者材料硬度差为 40HBS。 (4) 、初选小齿轮齿数 z3 ? 18 ,则大齿轮数 z4 ? i23 z3 ? 4 ?18 ? 72 ; 2、按齿面接触强度设计
K ?T u ?1 ? ZE ? 由 d1t ? 2.32 3 t 2 ? 进行试算。 ?? ? ? ?d u ? ? ? ? ? H ? (1) 、确定公式内的各计算数值
2

a、选定载荷系数

Kt ? 1 . 3

b、小齿轮传递的转矩

由前面已计算得 T2 ? 157000 N ? mm

c、由教材表 10—7 选取齿宽系数

?d ? 1
ZE ? 1 8 9 . MP 8a
1 2

d、由教材表 10—6 查得材料的弹性影响系数

e 、由教材图 10 — 21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为

? H l i m? 1 600 MP a ,大齿轮的接触疲劳强度极限
教材式 10—13 计算应力循环次数
N3 ? 6 0n jhL ? 6 0? 3 2 ? 0 ? 1 ( ?3 ?4 1 ?0

?Hl i m ? 2 550 MP a f、由
6?. 9 1 2 1 0

30 ?0 )

8

N4 ?

N3 ?1 . 7 2 8 ? 81 0 4
K HN3 ? 0 . 9 , 3 K HN4 ? 0.97

f、由教材图 10—19 查得接触疲劳寿命系数 g、计算接触疲劳许用应力
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取失效概率为 1%,安全系数 S=1,由教材式 10—12 得

?? H ?3 ?

K HN1 ? ? H lim3 S

?

0.93 ? 600 ? 558MPa 1 0.97 ? 550 ? 533.5MPa 1

?? H ?4 ?
(2) 、计算

K HN2 ? ? H lim 4 S

?

a、试算小齿轮分度圆直径 d1t ,代入 ?? H ? 中较小的值
K ?T u ?1 ? ZE ? d3t ? 2.32 3 t 2 ? ?? ? ? ?d u ? ? ?? H ? ?
? 2.32 ? 3
2

1.3 ? 15700 5 ? 189.8 ? ? ?? ? 1 4 ? 533.5 ?

2

? 34.29mm

b、计算圆周速度 v ? d3t n2 ? ? 34.29 ? 320 v? ? ? 0.57m / s 60 ?1000 60 ?1000 c、计算齿宽 b
b ? ?d ? d3t ? 1? 34.29 ? 34.29mm

d、计算齿高 h 模数 齿高
mt ? d 3t 3 4 . 2 9 ? ?1 . 9 0 mm 5 z3 18
4.2 m9 m

h?2.25 m t ?

e、计算齿宽与齿高之比 b/h b / h ? 34.29 / 4.29 ? 7.99 f、计算载荷系数 根据 v ? 0.57m / s , 7 级精度,由教材图 10 — 8 查得动载系数
Kv ? 1.04 , K H? ? K F? ? 1

由教材表 10—2 查得使用系数

KA ? 1

由教材表 10—4 查得 7 级精度,小齿轮相对支承非对称布置时
KH ? ? 1 . 3 0 9

由 b / h ? 7.99 , K H ? ? 1.309 。查教材图 10—13 得 K F ? ? 1.27 故载荷系数为
K ? KA K V K ? H K ?4 ? 1 1 .? 309 ?H ? 1? 1 . 0
第 12 页

1.361

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g、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由教材图 10—10a 得
d3 ? d3t 3 K ? 34.29 ? 3 1.361 ? 34.811mm 1.3

Kt

h、计算模数 m d m ? 3 ? 3 4 . 8 1 ? 1 . 9mm 3 z3 18 3、按齿根弯曲疲劳强度设计 由公式 m ?
3

2 KT2 ? YFa ? YSa ? 进行设计 ?? ? ? ?d z32 ? ? ?? F ? ?

(1) 、确定公式内的各计算数值 a、由教材图 10—20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ? FE1 ? 500MPa ,大齿 轮的弯曲疲劳强度极限 ? FE2 ? 380MPa b、由教材图 10—18 查得弯曲疲劳寿命系数 K FN ? 0.9, K FN ? 0.92
3 4

c、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

?? F ?3 ? ?? F ?4 ?

K FN3? FE3 S K FN4 ? FE4 S

?

0.9 ? 500 ? 321.43MPa ; 1.4 0.92 ? 380 ? 249.71MPa 1.4

?

d、计算载荷系数
K ? KA K v K ? F K ?4 ? 1 1? .27 ?F ? 1? 1 . 0 1.321

e、查取齿型系数,由教材表 10—5 查得 YFa3 ? 2.91, YFa4 ? 2.236 f、查取应力校正系数,由教材表 10—5 查得 g、计算大小齿轮的
YFa3 YSa3

YSa3 ? 1.53, YSa4 ? 1.754

YFaYSa

?? F ?

并比较

?? F ?3

?

2.91?1.53 ? 0.01385 ; 321.43 2.736 ?1.754 ? 0.01922 249.71

YFa4 YSa4

?? F ?4

?

大齿轮的数值大。 (2) 、设计计算
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m?

3

2 KT2 ? YFa3 ? YSa3 ?? ?d z32 ? ? ?? F ?3

? 2 ?1.321?1.57 ?104 3 ? ? 0.01922 ? 1.35mm ? 2 ? 1 ? 18 ?

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(即模数与齿数的乘积)有 关 , 可 取 由 弯 曲 强 度 计 算 得 的 模 数 2mm, 按 接 触 强 度 算 得 的 分 度 圆 直 径
d3 ? 34.81mm ,

算出小齿轮齿数: d 34.81 z3 ? 3 ? ? 18 ; m 2 则大齿轮的齿数为
z4 ? i23 z3 ? 4 ?18 ? 72

这样设计出的齿轮传动即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。 4、几何尺寸计算 (1) 、分度圆直径
d3 ? z3m ? 18 ? 2 ? 36mm ; d 4 ? z4 m ? 72 ? 2 ? 144mm ;

(2) 、计算中心距
a?

? d3 ? d4 ? ? 90mm
2

(3) 、计算齿轮宽度
b ? ?d d3 ? 1? 36 ? 36mm

取 B4 ? 40mm ,

B3 ? 45mm

4.3、减速器高速轴的设计 1、轴上的功率
P kW 1 ?5 . 4 8 n1 ? 1 4 4 r 0 min T1 ? 3 6 . 3 N? m

2、作用在齿轮上的力。 小齿轮分度圆的直径
Ft ?

d1 ? 4 1 . 7 mm 。

2T1 2 ? 3 . 6?3 41 0 ? ? 1741N d1 41.7

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Fr ? Ft

? tan ?n tan 2 0 ? 1 7 4? 1 ? 6N 57 ? cos ? cos15 .17

Fa ? Ft t a n ? ? 1 7? 4 1 t a n ?1?5 . 1 N 7

472

圆周力径向力轴向力的方向如图 4-3 所示。 3、初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为 45 调质钢,根据表 15—3,取 A0 ? 112
d min ? A0 3 p1 5.48 ? 112 ? 3 ? 17.5mm n1 1440

输出轴的最小直径是安装连轴器处轴的直径 d1? 2 与连轴器的孔径相适应,故需 同时选择连轴器的型号。连轴器的计算扭矩 Tca ? k AT1 ,查表 14—1,取 k A ? 1.5 ,
Tca ? 1.5 ? 36300 ? 54450 N ? mm

按照计算扭矩 Tca 应小于连轴器公称转矩的条件,查标准 GB/T 4323-2002, 选取 LT4 型弹性套柱销连轴器,其公称直径转矩为 63000N ? mm ,连轴器的 孔径为 d1 =20mm,取 d??? ? 20mm ,连轴器的长度为 L ? 52mm ,连轴器与轴配 合的轮毂长度为 L1 ? 38mm 4、轴的结构设计 拟定轴上零件的装配方案,如图所示

36

40

42.75

46

5

1 3

20.75

O 20

O 27

O 33

O 40

O 30

图 4—1

轴上零件装配与轴的结构示例

5、根据轴的轴向定位要求确定各段的直径和长度。 (1)为满足联轴器的定位要求,1—2 轴段左端需制一轴肩,故取 2—3 轴段的
第 15 页

O 37

O 30

《机械设计》课程设计计算说明书

直径 d2?3 ? 27mm ,右端用轴端挡圈定位,按轴端直径去挡圈直径 D ? 32mm ,联 轴器与轴配合的毂孔长度 L1 ? 38mm ,为了保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压 在联轴器的端面上,故 1—2 的长度应比 L1 略短些,现取 l1?2 ? 35mm 。 (2)初步选择滚动轴承 滚动轴承应有轴向力和颈向力的作用,故选择深沟球轴承,参照工作要求,
d2?3 ? 27mm ,所以初选深沟球轴承 6206。

尺寸为 所以

d ? D? T ? 3 0 m m?6 2 m m ?1 6 m m
d 3? 4 ? d
? 7

? 8 30mm

, l7 ?8 ? 16mm 。

(3)轴承端盖的总宽度为 20mm ,根据轴承盖的装拆便于对轴承添加润滑油的 要求,轴端盖与联轴器左端面间的距离 l ? 35mm ,所以 l2?3 ? 50mm 。 (4) 左端滚动轴承采用轴肩定位, 由手册查得 6206 型轴承的定位高度 h ? 6mm , 因此,取. d6?7 ? 42mm 。 (5)安装齿轮处的轴段 4—5 的直径 d4?5 ? 35mm ,根据齿轮宽度取 l4?5 ? 46mm 。 (6)以 2 轴(中间轴)做参照,按几何关系可得
l6?7 ? 20.5mm



l4?5 ? 46mm

考虑齿轮与箱体内壁沿轴向不发生干涉,计入尺寸 s ? 8mm 已知滚动轴承宽度 B=16mm,则
l3?4 ? B ? S ? a ? (44.5 ? 40.5) ? 41mm l6?7 ? a ? s ? l5?6 ? 14mm ;

至此,已初步确定了轴的各段直径和长度. 6.按许用弯曲应力校核轴强度 (1) 轴上力的作用点及支点跨距的确定 齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿轮宽的中心,因此可决定中间轴上 两齿轮力的作用点位置
l1 ? 92mm ; l2 ? 57 mm ; l3 ? 59mm 。

(2) 轴的受力图,见下图

第 16 页

《机械设计》课程设计计算说明书


图 4-2 高速轴的总体受力图

图 4-3

高速轴水平面受力分析图

图 4-4

高速轴水平面受力扭矩图

图 4-5

高速轴竖直面受力分析图

图 4-6

高速轴竖直面受力扭矩图

图 4-7

高速轴总体扭矩图
第 17 页

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图 4-8

高速轴总体转矩图

(3)计算轴上的作用力
Ft1 ? 1753N ; Fr1 ? 657 N ;

? M ( D) ? 0
Fnh1 ( L 2 ? L3) ? Ft1 L3 ? 0 Fnh1 ? 892 N

? M ( B) ? 0
Ft1 L 2 ? Fnh 2 ( L 2 ? L3) ? 0 Fnh 2 ? 861N

M H ? Fnh1 ?L2 ? 49.5 N ?M
F 1nv1 ? Fa1 ? 436.5 N

Ma ?

Fa1D ? 436.5 ? 0.035 ? 7.64 N ?m ; 2 L3 Fnv1 ? Fr ? 334 N ; L2 ? L3 L2 Fnv 2 ? Fr ? 323N ; L2 ? L3

M v1 ? Fnv1 ?L2 ? 334 ? 0.0555 ? 18.537 N ?m ; M v 2 ? M a ? M v1 ? 7.64 ? 18.537 ? ?10.897 N ?m ;

T=39Nm;
表 4-1 高速轴危险截面的分析

载荷 支反力

水平面 H
FNH 1 ? 892 N FNH 2 ? 861N

垂直面 V ,
FNV 1 ? 334 N , FNV 2 ? 323N MV 1 ? 18.537 N ?m

弯矩 M

M H ? 49.5 N ?m

M V 2 ? ?10.897 N ?m

总弯矩

M 1 ? 49.52 ? 18.537 2 ? 52.86 Nm M 2 ? 49.52 ? (?10.897) 2 ? 50.69 Nm

扭矩 T

T=39Nm

第 18 页

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根据第三强度理论进行校核:

? ca ? M 2 ? (aT ) 2 / W ? 528602 ? 390002 / 0.1? 352
? 15.3 ? 60MPa

故前面设计合理,尺寸能够满足要求。 4.4、减速器低速轴的设计

43

40

43.75

41

6 1 5 1 9.75

O 45

O 53 O 47

O 40

图 4-9

中间轴简图

1.各轴段的直径的确定 (1)各轴段的直径的确定
d12 ? 30mm ; d 23 ? 37mm ; d34 ? 40mm ; d 45 ? 45mm ; d56 ? 57mm ; d67 ? 52mm ;

d78 ? 40mm

(2)各轴段长度的确定
l12 ? 81mm; l23 ? 42.5mm ; l34 ? 52.5mm ; l45 ? 42mm ; l56 ? 12mm ; l67 ? 14mm ; l78 ? 23mm .

2. 按许用弯曲应力校核轴强度 (1)由上述对高速轴的计算,同理计算轴上作用力
l AB ? l1 ? 99mm ; lBC ? l2 ? 58mm ; lCD ? l3 ? 6 0 .mm 5 。

(2)轴的受力图,见下图 .

图 4-10

输出轴的总体受力图

第 19 页

O 40

O 30

O 37

《机械设计》课程设计计算说明书

图 4-11

输出轴水平面受力分析图

图 4-12 输出轴水平面受力扭矩图

图 4-13 输出轴竖直面受力分析图

图 4-14

输出轴竖直面受力扭矩图

图 4-15

输出轴总体转矩图

(3)计算轴上的作用力 2T 3 2 ?157080 Ft 2 ? ? ? 1712 N ; d2 183.5
Fr 2 ? Ft tan an 1712 ? 0.3639 ? ? 642 N ; cos ? 0.9711

Fa 2 ? Ft tan ? ? 1712 ? 0.249 ? 426 N ;

第 20 页

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Ft1 ?

2T2 2 ?155509 ? ? 3888 N ; d3 80

Fr1 ? Ft1 ?tan ? ? 3888 ? 0.3639 ? 1415N

? M ( D) ? 0
Fnh1 ( L 2 ? L3) ? Ft 2 L3 ? Ft1 ( L1 ? L 2 ? L3) ? 0 Fnh1 ? 6587 N

?F ?0
Fnh1 ? Fnh 2? Ft 2 ? Ft ? 1 0 Fnh 2 ? ?6894 N

M H ? Ft1 ?L1 ? 3888 ?101.5 ? 394632 N ?mm
? MD ? 0 Fnv1 ( L 2 ? L3) ? Fr 2 L3 ? Fr1 ( L1 ? L 2 ? L3) ? 0 Fnv1 ? 2944 N

?F ?0 Fnv1 ? Fnv 2 ? Fr 2 ? Fr1 ? 0 Fnv 2 ? 887 N
F 1nv1 ? Fa1 ? 426 N

Ma ?

Fa1D ? 426 ? 22.5 ? 9585 N ?mm ; 2

M1 ? Fr1 ?L1 ? 1415 ? 99 ? 141500 N ?mm ;
M 2 ? Fnv 2 ?L3 ? M 'a ? 39643.5N ?mm ;

M ? M 2 H ? M 12 ? 388800 2 ? 141500 2 ? 413748 N ?mm

根据第三强度理论进行校核:

? ca ? M 2 ? (aT ) 2 / W ? 4137482 ? 1570802 / 0.1? 452
? 49MPa ? 60MPa

故前面设计合理,尺寸能够满足要求。 4.5、滚动轴承和联轴器的选择 1. 高速轴上滚动轴承的选择 由前计算,轴承承受径向力 Fr ? 301N , ;轴向载荷 Fa ? 436.5 N , 轴承的工作转速 n ? 960 r min ; 装轴承处的轴颈直径可在 27~35mm 范围内选择,运转时有轻微冲击,预算 寿命为 lh ,试选择轴承型号。

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Fr max ? Fnv12 ? Fnh12 ? 301N , F 'nv1 ? Fa ? 436.5 N , Ft ?

2T1 ? 1753 N d1

. Fa ? Ft ?tan ? ? 1753 ? 0.249 ? 436.5 N ;
lh ? 3 ? 4 ? 300 ?10 ? 36000h 。

2. 验证轴承寿命是否合格 (1)求比值
Fa 436.5 ? ? 1.45 Fr 301

根据表 13-5,深沟球轴承的最大 e 值为 0.44,故此时 (2)初步计算当量动载荷 p,根据 p ? f p ( xFr ? yFa ) 得: 按照表 13-6, f p ? 1.0 ~ 1.2 ,取 f p ? 1.2 。

Fa ?e Fr

按照表 13-5,x=0.56,y 值在已知型号和基本额定静载荷 C0 后才能求。 现先选一近似中间值,取 y=1.5,则
p ?1 . 2 ? ( 0 .?5 6 ?3 0 1 ? 1 . 5 ?4 3 6 . 5 N) 823.31

(3) 根据式(13-6) ,轴承应有的基本额定动载荷值
C ? p ? 60nlh /106 ? 823.31? 3 60 ? 960 ? 36000 /10 6 ? 10499h

(4)按照轴承样本或设计手册选择 C=19500N 的 6206 轴承。 根据 C=19500 查得 C0=11500N。 (5)求当量动载荷 P
p ? 1.2 ? (0.56 ? 301 ? 1.827 ? 436.5) ? 1159 N
?

(6)验算 6206 轴承的寿命
106 ? f t C ? 由公式 Lh ? ? ? ,其中 ft ? 1, ? ? 3, p取大值RA ;代入数据验算 60n ? p ?


106 ? 19500 ? Lh ? ? ? ? 82687h ? lh 60 ? 960 ? 1159 ?
3



所以,该轴承能满足要求。 3. 联轴器的选择 根据工作要求,为了隔离振动与冲击,高速轴选用弹性柱销联轴器。 考 虑 转 矩 变 化 小 , 查 教 材 ( 表 14 — 1 ), 取
第 22 页

K A ? 1.5 , 则

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Tca ? K A ? T1 ? 1.5 ? 39 ? 58.5 N ? m , 该 轴 的 转 速 为 n1 ? 960r / min , 查 标 准

,选 HL1 型弹性柱销联轴器,其公称转矩为 160 N ? m ,许 GB/ T5014 ? 1985 用转速 4600r / min ,故适用。 4. 滚子轴承的选择 由前计算,轴承承受径向力 Fr ? 7215N , ;轴向载荷 Fa ? 426 N , 轴承的工作转速 n ? 240 r min ; 装轴承处的轴颈直径可在 37~45mm 范围内选择,运转时有轻微冲击,预算 寿命为,试选择轴承型号。
lh ? 3 ? 4 ? 300 ?10 ? 36000h

(1)求比值
Fa 426 ? ? 0.059 Fr 7215

根据表 13-5,深沟球轴承的最大 e 值为 0.44,故此时 (2)初步计算当量动载荷 p,根据 p ? f p ( xFr ? yFa ) 得: 按照表 13-6, f p ? 1.0 ~ 1.2 ,取 f p ? 1.2 。 按照表 13-5,x=1,y=0。 则 p ? 1.2 ? (1? 7215 ? 0 ? 426) ? 8658 N (3) 根据式(13-6) ,轴承应有的基本额定动载荷值
C ? p ? 60nlh /106 ? 823.31? 3 60 ? 960 ? 36000 /10 6 ? 68432

Fa ?e Fr

所以,该 30308 轴承能满足要求。 4.6、键的选择与校核 1、高速轴上键的选择与校核 选择 A 型普通平键
d11 ? 30mm , L11 ? l11 ? ? 5 ?10 ? ? 58 ? ? 5 ?10 ? ? 48 ? 53mm 。

查表 6 — 1 (教材) ,初选键 b ? h ? L ? 8 ? 7 ? 50, 键宽 b ? 8mm ,键高

h ? 7mm ,键长 L ? 50mm 。
查表 6 — 2 (教材) ,键的许用挤压应力取为 ? ?? p ? ? ? 110 MPa 。由公式

?p ?

2T ?103 4000T ? 校 验 , 其 中 键 的 d ? d11 ? 25mm , 键 的 工 作 长 度 kld hld
第 23 页

《机械设计》课程设计计算说明书

l ? L ? b ? 50 ? 8 ? 42mm ,传递的转矩 T ? T1 ? 29.54 N ? m ,代入得:

?p ?
要求

4T ? 103 4 ? 29.54 ?103 ? ? 11.72MPa ? ? ?? p ? ? ,则键的挤压强度满足 hld 8 ? 42 ? 30

标记为: 键 8 ? 36GB / T1096 ? 79 2、中间轴的键的选择与校核 选择 A 型普通平键 1)高速级大齿轮处
d 21 ? 40mm , L21 ? l21 ? ? 5 ?10 ? ? 47.5 ? ? 5 ?10 ? ? 37.5 ? 42.5mm

查教材表 6 — 1 ,选键 12? 40 , b ? 12mm , h ? 8mm , GB /T 1096 ? 79 L ? 40mm 则 d ? d21 ? 45mm , l ? L ? b ? 40 ?12 ? 28mm , T ? T2 ? 114.62 N ? m ,代 入得:

?p ?
要求

4T ? 103 4 ?114.62 ?103 ? ? 51.17 MPa ? ? ?? p ? ? ,则键的挤压强度满足 hld 8 ? 28 ? 40

标记为:

键 12 ? 40GB / T1096 ? 79

2)低速级小齿轮处
d 22 ? 40mm , L22 ? l22 ? ? 5 ?10 ? ? 83 ? ? 5 ?10 ? ? 73 ? 78mm

选键 12 ? 70GB / T1096 ? 79 , b ? 12mm , h ? 8mm , L ? 70mm 。则 键的接触高度 d ? d22 ? 40mm ,键的工作长度 l ? L ? b ? 70 ?12 ? 58mm , 传递的转矩 T ? T2 ? 114.62 N ? m ,代入得:

?p ?

4T ? 103 4 ?114.62 ?103 ? ? 24.70MPa ? ? ?? p ? ?, hld 8 ? 58 ? 40

则键的挤压强度满足要求 标记为: 键 14 ? 63GB / T1096 ? 79 3、低速轴键的选择与校核 选择 A 型普通平键 1)低速级大齿轮处
d31 ? 56mm , L31 ? l31 ? ? 5 ?10 ? ? 76 ? ? 5 ?10 ? ? 66 ? 71mm

查教材表 6 — 1 ,选键 16 ? 70GB / T1096 ? 79 , b ? 16mm , h ? 10mm , L ? 70mm
第 24 页

《机械设计》课程设计计算说明书

则 d ? d31 ? 56mm , l ? L ? b ? 70 ?16 ? 54mm , T ? T3 ? 277.95 N ? m ,代 入得:

?p ?

4T ? 103 4 ? 277.95 ?103 ? ? 36.76MPa ? ? ?? p ? ?, hld 10 ? 56 ? 54

键的挤压强度满足要求 标记为: 键 16 ? 70GB / T1096 ? 79 2)与联轴器联结处键的选择
d32 ? 38mm , L31 ? l31 ? ? 5 ?10 ? ? 60 ? ? 5 ?10 ? ? 50 ? 55mm

查教材表 6—1,选键 10 ? 8 ? 50GB / T1096 ? 79 , b ? 10mm , h ? 8mm , L ? 50mm 则 d ? d32 ? 50mm , l ? L ? b ? 50 ?10 ? 40mm , T ? T3 ? 277.95 N ? m ,代 入得:

?p ?

4T ? 103 4 ? 277.95 ?103 ? ? 91.43MPa ? ? ?? p ? ?, hld 10 ? 38 ? 40

键的挤压强度满足要求 标记为: 键 10 ? 50GB / T1096 ? 79

第 25 页

《机械设计》课程设计计算说明书

第五章、减速器箱体及附件的设计
5.1、箱体结构设计 参考课程设计书上的参数,可计算出尺寸如下表: 名称 箱座厚度 箱盖厚度 箱盖凸缘厚度 箱座凸缘厚度 箱座底凸缘厚度 箱座上的肋厚 箱盖上的肋厚 地脚螺栓直径 地脚螺栓数目 螺栓通孔直径 地 脚 螺 栓 螺栓沉头孔直径 符号 δ 减速器型式及尺寸关系 8mm 8mm 12mm 12 mm 20 mm 6.8mm 6.8mm M16 4 20mm 36mm 25mm 22mm M10 13.5mm 36mm 20mm 8mm 18mm

?1
b1

b
b2

m
m1
d?

n
d?'
d0 L1 L2

地脚凸缘尺寸

轴承旁螺栓直径 螺栓通孔直径 轴 承 螺栓沉头孔直径 旁 螺 栓 剖分面凸缘尺寸 定位销孔直径 轴承旁凸台半径

d1
d1'

D0 c1
d 3'

R?
第 26 页

《机械设计》课程设计计算说明书

轴承旁凸台高度 箱体外壁 至轴承 座端 面 距离 剖分面至底面高度 上下箱联结螺栓直径 螺栓通孔直径 上 下 箱 螺 栓 螺栓沉头孔直径

h K H
d2
' d2

60mm 42mm 250mm M8 9mm 20mm 15mm 12mm 表 5-1 箱体基本数据图

D0 c1 c2

剖分面凸缘尺寸

5.2、减速器附件及其结构设计 (1)油标 如左图杆式油标,螺纹直径选为 M16,则相应系数为:
d 2 ? 12mm d3 ? 4mm h1 ? 28mm a1 ? 10mm b1 ? 6mm D1 ? 20mm D2 ? 6mm
图 5-1 油标简图

第 27 页

《机械设计》课程设计计算说明书

(2)放油孔油塞 如图 21 放油螺塞的直径取为 则相应的其他参数为: M14 ?1.5 ,
D0 ? 22mm

L ? 22mm l ? 12mm a ? 3mm D ? 19.6mm
图 5-2 油塞简图 (3)起吊装置

图 5-3 吊耳简图

a、箱盖上的吊耳 箱盖上的吊耳结构如左图 22 所 示,其中

d ? b ??1 . 5 ~ 2 .5? ?? ?


1 . 5? ~ ? 2.5 ?

8 m 12 m~ 20

d ? 12mm

R ? ?1.0 ~ 1.2 ? d ? ?1.0 ~ 1.2 ? ?12 ? 12 ~ 14.4mm


R ? 12mm

e ? ? 0.8 ~ 1.0 ? d ? ? 0.8 ~ 1.0 ? ?12 ? 9.6 ~ 12mm


e ? 10mm

第 28 页

《机械设计》课程设计计算说明书

b、箱座上的吊钩 箱座上的吊钩尺寸的选择参照吊耳,则其中

b ? ?1 . 8 ~ 2 . 5 ?? ??

1 . 8 ? ~?2 . ? 5

8

1 m 4m ., 4 ~取 20 b ? 16mm

B ? c1 ? c2 ? 16 ? 14 ? 30mm

H ?0. 8 B ? 0 .? 8 3? 0 m 2m 4 h?0. 5 H ? 0 .? 5 2? 4 m 1m 2 r ? 0.25B ? 0.25 ? 30 ? 7.5mm (4)润滑
r 1、由于滚动轴承的速度较低, dn ? 2 ?105 mm?
,故可以采用脂润滑 min 2、齿轮可以浸泡在箱体内的油液内,用油液直接进行润滑;

第 29 页

《机械设计》课程设计计算说明书

第六章、设计小结与心得体会
在本次的课程设计中,我们综合运用了各方面的知识,如机械设计、机 械原理、工程材料、机械制造基础、材料力学、理论力学、Auto CAD、Solid edge 等科目,在本次的设计中,我们学会了把自己所有的知识学以致用, 综合考虑各方面的因素,如质量,体积,材料,造价,安装,工艺等。通过 本次的作业,让我们有了一个对问题的整体把握,最重要的是使我掌握了设 计的基本步骤和设计的逻辑思维, 相信在不久将来我们就都可以胜任一件复 杂的机械设计工作,进而我们可以做一名机械设计的工程师。 在本次设计中, 也遇到许多问题, 设计也不是很合理, 如箱体的工艺性, 齿轮的计算不够精确 ,螺钉的数量和大小的选用也不够合理 ,起用吊环和吊 钩的设计有许多地方都是凭着自己的所谓的经验等等缺陷,不过在最后都得 到了妥善的解决,或是自己有了一定的认识与体会,能够确信下一次会合理 的解决这些问题,并且在本次的设计中,对一些问题还有了一些突破性的认 识,如只有多做才能够积累足够的经验,只有自己动手了,才能发现问题, 有了自己的经验,才会在设计初选时能根据经验作出合理的初想。 通过这次的课程设计,既是让我们锻炼自己的能力,也是对我们知识的 一次全方位的检验,让我们能够在实践中发现自己的问题与不足,然后才能 鞭策自己去学习、解决问题,也只有这样,我们才能在前进中不断的提升自 己的实力,不断充实自己,让自己成长为一个合格的机械工程师。

第 30 页

《机械设计》课程设计计算说明书

第七章、参考文献
1、吴宗泽,罗圣国主编。机械设计课程设计手册。北京:高等教育出版社, 1992 2、濮良贵,纪名刚主编。机械设计。第七版。北京:高等教育出版社,1996 3、徐灏主编。机械设计手册。北京:机械工业出版社,1991 4、周开勤主编。机械零件手册。第四版。北京:高等教育出版社,1994 5、吴宗泽主编。机械结构设计。北京:机械工业出版社,1988 6、章日晋等主编。机械零件的结构设计。北京:机械工业出版社,1987 7、减速器实用技术手册编委会编。减速器实用技术手册。北京:机械工业 出版社,1992 8、齿轮手册编委会。齿轮手册。北京:机械工业出版社,1990 9、机械工业部洛阳轴承研究所编。全国滚动轴承产品样本,1995 10.余梦生,吴宗泽主编。机械零部件手册 械工业出版社,1996 11.廖念钊,古莹庵,莫雨松,李硕根,杨兴骏编。互换性与技术测量第四 版。中国计量出版社,2001 造型 设计 指南。北京:机

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二级-带式运输机传动装置(2)轴的设计(有全套CAD图纸)
带式运输机传动装置(有全... 7页 2财富值 Auto_CAD全套建筑图纸设计... 62页 5财富值如要投诉违规内容,请到百度文库投诉中心;如要提出功能问题或意见建议,...
带式运输机传动装置的设计
75页 2财富值 机械设计课程设计 暂无评价 32页 免费 一级带式运输机传动装置 有... 35页 10财富值如要投诉违规内容,请到百度文库投诉中心;如要提出功能问题或...
带式运输机传动装置设计
31 -2- 一、课程设计的内容设计一带式运输机传动装置(见图 1) 。设计内容应包括:传动装置的总体设计;传动零件、轴、 轴承、联轴器等的设计计算和选择;减速器...
带式运输机传动装置的二级圆柱齿轮减速器
30 (一)、机械设计课程设计任务书 )、机械设计课程设计任务书 题目:带式输送 题目:带式输送机传动装置中的二级圆柱齿轮减速器 1、总体布置简图 1—电动机; 2...
减速器题目2:带式运输机传动装置设计
带式运输机传动装置的设计已知条件: 1.运输工作拉力: 2.运输带工作速度: 3.滚筒直径: 4.滚筒效率: F=7 kN; V= 1.1 m/s; D=400 mm; η = 0.96 ;...
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