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文本内容:
目录设计任务书2
一、电动机的选择3
二、传动装置的运动参数5
三、V带的设计6
四、齿轮的设计8
五、轴的设计及校核18
六、轴承的校核计算27
七、键连接的选择和校核28
八、箱体结构设计30
九、设计小结35参考文献36设计任务书
一、课题名称皮带运输机传动装置
二、技术数据输送带有效拉力F=2000N带速V=
0.85m/s滚筒直径D=300mm
三、工作条件及技术要求电源380V;工作年限10年;工作班制两班制,运输机单向运转,工作平稳
四、传动装置总体示意图组成传动装置由电机、减速器、工作机组成特点齿轮相对于轴承不对称分布,故沿轴向载荷分布不均匀要求轴有较大的刚度确定传动方案考虑到电机转速高,传动功率大,将V带设置在高速级
五、设计要求.减速器装配图一张AloCAD绘制轴、齿轮零件图各一张A3设计说明书一份1电动机的选择
一、选择电动机系列按工作要求及工作条件选用Y系列三相异步电动机,封闭式结构电压380Vo
二、选择电动机功率工作机的有效功率为从电动机到工作机输送带间的总效率为按表
9.1取V带轮传动的效率ni=
0.96滚动轴承的效率”2=°・99球轴承齿轮传动的效率n3=
0.978级精度的一般圆柱齿轮传动联轴器的传动效率耳4=0・98鼓轮上的传动效率75=
0.97那么传送总效率^=
0.96X
0.994X
0.972X
0.98X
0.97=
0.825p17电动机所需工作功率为Pd=—=——=
2.06kwd作
0.825查表
14.1可选Y系列三相异步电动机Y132S-8型,Y112M-6型,Y100L1-4型这三者的额定功率都是
2.2KWo
三、确定电机转速鼓轮转速经查表按推荐的传动比合理范困,V带传动的传动比i;=2〜4二级圆柱齿轮减速器传动比i;=8〜40按表
9.1查找推荐的传动比合理范围,得到传动比范围迂=16〜160所以电动机转速的可选范围为残=iznw=16〜160x54=864〜8640r/minr/min现以同步转速为1000r/min.1500r/min三种方案比拟,由表
14.1查得电动机数据计算出总传动比比拟两方案可得方案2选用电机虽然价格较低高速电机的磁极对数少,结构简小,价格低,但总传动比大综合比拟,为使传动装置结构紧凑,决定选用方案
1.电动机型号为Y112M-6额定功率为
2.2KW同步转速为lOOOr/min满载转速为940r/min由表
14.2查得电动机中心高位H=112mm外伸轴DXE=28mmX60mmo单位mm2传动装置的运动参数-、分配传动比初步分配据表
9.1取编.二2减速器的传动比为,=】总也带=
17.41/2=
8.705考虑到润滑条件,为使两级大齿轮的直径相近,取两级齿轮减速器高速级的传动比L=aOT二Jl.4x
6.964二
3.49那么低速级传动比i2=^-=—=
2.49L
3.49
二、传动装置的运动和动力参数计算从电动机开始计算各轴运动及动力参数,此时选P.=
2.06kw即为工作机所需功率各轴转速nA=nm/z0=940/2=47Or/min〃〃==470/
3.49=
134.7r/min〃〃/=〃〃/=
120.51/
2.23=
54.1r/minnIV=n[n=
54.1r/min各轴输入功率Pl=pdX77=
2.06X
0.96=
1.98kWF〃=p/X中X〃3=
1.98X
0.99X
0.97=
1.90kWP/〃=P〃X中X切=
1.90X
0.99X
0.97=
1.83kWPIV=PmXr2Xr4=
1.83X
0.99X
0.98=
1.78kW各轴输入转矩Tx-TdXiXN-m电动机轴的输出转矩7;=9550互=9550X
2.06/940=
20.93N・mm所以=
20.93X2X
0.96=
40.19N-mT〃=〃XX亿X〃3=
40.19X
3.49X
0.99X
0.97=
134.68N・mTm=TffXi2X%X〃3=
134.68X
2.49X
0.99X
0.97=
322.04N・mTn=TluX爪X=
322.04X
0.97X
0.98=
306.13N-m3V带的设计由电动机为Y112M-6型额定功率P=
2.2kw满载转速n=940r/min两班制工作,传动比为「带二2贝IJ大轮转速为n=史=地=470r/min1带2⑴确定计算功率Ra由表8-7查得工作情况Ka=
1.2⑵选择带型号根据Pca=
2.64n=940r/min查课本图8-11选用带型为A型带⑶选取带轮基准直径烦心初选小带轮的基准直径得小带轮基准直径dd]=U2mm那么大带轮基准直径dd2=i0xd(/l=2x112=224mm圆整后dd2=224mm⑷验算带速v在5~25m/s范围内,V带充分发挥⑸确定中心距a和带的基准长度九根据
0.7(《〃+均2)〈心2(心+均2),初步选取中心距a%=400mm带长由8-2选择带的基准长度^d=1400mm⑹验算小带轮包角%适宜⑺确定v带根数z查表8-2得得Kyf).
96.查表8-5并由内插值法得K广
0.958需要3根V带⑻计算单根V带的初拉力的最小值(玲)mm由表8-3得A型带的单位长度质量q二O.lkg/m所以⑼计算作用在轴上的压轴力弓⑼带轮的结构设计由于带轮的转速不高,选用常选材料HT150o根据,dd300mm应选用腹板式带轮4齿轮的设计
一、高速级齿轮传动的设计计算由2中得知高速级主动轮传递的转矩7;=
40.19N・m转速nI=470r/min传动比L=
3.49工作十年,两班制,闭式齿轮
1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数选用斜齿圆柱齿轮传动,速度不高,选用精度等级8级材料选择高速级小齿轮选用40Cr调质,硬度为280HBS大齿轮材料为45刚调制,硬度为240HBS齿数初选小齿轮齿数z1=24大齿轮齿数z=诊=
3.49x24=
83.76取z2=84o试选p=14〃,查10-26查得%=
0.78勺2二°・88G二°・83+
0.88=
1.
662、初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计+i[ZhZEZz”丫
(1)确定各参数的值1)试选K=l.32)计算小齿轮传递的转矩3)由表10-7选取齿宽系数中d=124)由表10-6查出材料的弹性影响系数Za=
189.8MRi5)由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限^imI=600MPa;大齿轮的解除疲劳强度极限b加M=550a6)由式10-13计算应力循环次数7)由图10-19取接触疲劳寿命系数K心=
0.9;KHN2=
0.958)计算接触疲劳需用应力取失效概率为1%平安系数S=l由式(10-12)得[aH]l=Kh^h^=
0.9X600=540MPaS[]二hn2hmn2=095x550=
522.5MPaH2S9)选取区域系数Zw=
2.43310)由式(10-23)可得ZZ广Jew=』COS14=
0.985
(2)计算1)试算小齿轮分度园直径dn带入计算出最小的[司疽Vet•丁Irra-J2)圆周速度3)计算齿宽b和模数仞〃计算齿宽bb二饱/x=
48.04mm计算摸数m齿高h=
2.25m(=
4.5mmb/h=
10.673)计算载荷系数根据v=l.14m/s8级精度,由图10-8查表得动载荷系数K-=
1.07由表10-2查使用载荷系数Ka=1;直齿轮KUa=KFa=\.由表10-4由插值法查得8级精度、小齿轮非对支撑K.广
1.453;由b/h=
10.67查图10-13得K印=
1.35按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径3I3h.555禹二y/K/K=
48.04XI——=51^/
3、齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式3I2KT靖闩mV饱/Z%[crF]
(1)确定公式内的各个计算数值1)小齿轮传递的转矩7955x1O*=
95.5x10%
1.98=
40231.9Mmn4702)由图10-18取弯曲疲劳寿命系数kfni=
0.85Kfn2=
0.873)由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳轻度极限Sei=500MPa;大齿轮的弯曲强度疲劳极限FE2=380MPao4)计算弯曲疲劳需用应力,取弯曲疲劳平安系数S=
1.4【]KfnDff\=°・85x500=
303.6A/PasS
1.4[b]=KfnQFF2=0・87X380=236]彳由冲「2S
1.45)计算载荷系数Ko6)查齿形系数和应力校正系数由表10-5查得Yfm=
2.65;匕人2=
2.212;=
1.58;队=I7)计算大、小齿轮坚l并且比拟,得到大齿轮的数值较大[叫]⑵计算3I2K{(}%言mV1[bp]比照两种计算结果,齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳计算的模数,取m=2可满足齿根弯曲强度取齿轮的分度圆直径(1产51〃刀n于是有这样设计出得齿轮传动,既满足了齿面接触疲劳强度,又满足了齿根弯曲疲劳强度,并且做到结构紧凑,防止浪费
4、儿何尺寸计算
(1)计算分度圆直径
(2)计算中心距
(3)计算齿轮宽度取=52mm因小齿轮齿面硬度高,为补偿装备误差,防止工作时在大齿轮面上造成压痕,一般应比另宽些,取B2=55mm
二、低速级齿轮传动的设计计算由2中得知高速级主动轮传递的转矩7;=
134.68Mm转速n2=
134.7r/min,传动比i=
2.49o工作十年,两班制,闭式齿轮
1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数选用斜齿圆柱齿轮传动,速度不高,选用精度等级8级材料选择低速级小齿轮选用40Cr调质,硬度为280HBS大齿轮材料为45刚调制,硬度为240HBS齿数初选小齿轮齿数Z/30大齿轮齿数z2=
2.49X30=
74.7^Lz2=
75.
2、按齿面接触强度设计
(1)确定公式内的各计算数值1)试选K=l.3;区域系数Z广
2.522)计算小齿轮传递的转矩7)由表10-7选取齿宽系数中d=128)由表10-6查出材料的弹性影响系数Z《=
189.8M/^9)由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限b所前=600a;大齿轮的解除疲劳强度极限b协前=550依a10)由式10-13计算应力循环次数11)由图10-19取接触疲劳寿命系数K*=
0.94;KHN2=
0.950
⑤由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE-
189.8Mpa1/2
⑥由式10-9计算接触强度疲劳用重合度系数乙aai=arccos[Zicosa/Zi+2ha*]=
31.32°aa2=arccos[Z2COSQ/Z2+2ha*]=
24.51°=[Zitanaai・tana+Z2tanaa2-tana]/2it=
1.671Z二」W^=
0.88112)计算接触疲劳需用应力取失效概率为1%平安系数S,由式(10-12)得[^刁1二匕萨心】=
0.94X600=576MPaS〔<7刁2=乌如亟呈=
0.95X550=
522.5MPaS
(2)计算2)试算小齿轮分度园直径dn带入算出最小的2h]3bk7;”7—厂I3)圆周速度3)计算齿宽b和模数使”计算齿宽bxd}t=74mm计算摸数m齿高h=
2.25m=
5.55mmb/h=
13.334)计算载荷系数根据v=
0.52m/s8级精度,由图10-8查表得动载荷系数Kv=
1.04由表10-2查使用载荷系数《广1;直尺齿轮Ke=K^=l由表10-4由插值法查得8级精度、小齿轮非对支撑K瑚二
1.457;由=
13.33查图10-13得K印二
1.4按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d.^d3V77^=74XJ年f=
77.87mm
3、按齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式
(2)确定公式内的各个计算数值1)由图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfni=
0.89N2=
0.92)由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳轻度极限aFEl=5()()MPa;大齿轮的弯曲强度疲劳极限°FE2=380MPao4)计算弯曲疲劳需用应力,取弯曲疲劳平安系数S=
1.4[b厂]尸喝=°・89x500=3i
7.86M曲「、S
1.4[]KFN2bF=0・9x380=
244.29MR1F2S
1.45)计算载荷系数Ko6)查齿形系数和应力校正系数由表10-5查得YFAi=
2.52;Yfa2=
2.23;^=
1.625;盅2=1・767)计算大、小齿轮2《并且比拟,得到大齿轮的数值较大[f]
(2)计算综合考虑,选择蚌2分度圆直径山=74】厕那么得到小齿轮的齿数这样设计出得齿轮传动,既满足了齿面接触疲劳强度,又满足了齿根弯曲疲劳强度,并且做到结构紧凑,防止浪费
5、几何尺寸计算
(4)计算分度圆直径
(5)计算中心距
(6)计算齿轮宽度取B2=74mn小齿轮宽度因小齿轮齿面硬度高,为补偿装备误差,防止工作时在大齿轮面上造成压痕,一般用应比旦宽些,取Bi=80mm
6、结构设计及绘制齿轮零件图低速级大齿轮如图V带齿轮各设计参数附表
1.各传动比
2.各轴转速n
3.各轴输入功率P
4.各轴输入转矩T
5.带轮主要参数
6.齿轮主要参数5轴的设计及校核I轴的设计计算
1、由表中得出I轴的P]=l.98Kwn=470/minT.MO.19N.m
3、确定轴的最小轴径按式15-2初步估算轴的最小直径选取轴的材料为45钢,调制处理根据表15-3取=112于是有取dmin=20mm令其为安装带从动轮处的轴径
4、确定轴承选用深沟球轴承6206能承受径向力其参数dx£)xB=30mmx62mmx16mm到右1)第一段轴用于安装带轮,外形尺寸为:dXl=20X60mni直径为20颇,长度为60mm2)第二段轴肩用于对带轮进行轴向固定,取直径为24mm长度为44mm3)第三段用于安装深沟球轴承6206和挡油盘,取内径为30mni长度28i™4)第四段为轴肩,为深沟球轴承进行轴向定位,直径为38mm长度为92im.5)第五段为小齿轮,齿轮采用齿轮轴的形式,直径为50i™长度为55mmo6)第六段用于安装深沟球轴承6206和挡油盘及套筒,取内径为30赋长度34nmi载荷分析水平面上,将带轮的轴向力看成作用在水平面上%=782N计算得到Fri=1117NFR2=335N弯矩图垂直方向,受力图为E=782N计算得到FK]=430TVFr=1116N弯矩图弯矩合成图得到最大当量弯矩M=7m2+zT2=7782062+
0.6x
40.19x1032=818397V-mm危险截面是齿轮所在截面
7、按弯扭合成应力校核轴的强度前己选定轴的材料为45钢,调制处理,查表15-1得[a}]=OMPa因此,轴平安II轴的设计计算
1、由表中得出I轴的P2=l.9Kwn2=
134.7/minT2=
134.68N.m
2、选取轴的材料为45钢,调质处理根据表15-3取的值为112由此确定最小轴的直径dN/LJ—=1123-=
27.06mm\n2V
134.7选最小轴径d=30mm
3、求作用在齿轮上的力,己知高速级大齿轮的分度圆d2=186mm;低速级小齿轮的分度圆直径d=74mm
4、确定轴承选用深沟球轴承6206能承受径向力其参数dx£)xB=30mmx62mmx16mm
5、拟定轴上零件的装配方案从左到右:1)、第一段轴用于安装轴承6206和挡油盘及套筒取直径为30赋,长度为39响用套筒对轴承和齿轮进行轴向定位,套筒外径为36mm2)、第二段轴用于装高速级传动大齿轮,取直径为38mm长度为48nmi3)、第三段轴肩,取外形尺寸为dXl二48X8nini4)、第四段轴,安装低速级传动小齿轮,直径为38颇,长度为78mm5)、第五段轴安装轴承和挡油盘和套筒,直径为30n)ni长度为37呗套筒对轴承和齿轮进行轴向定位,套筒外径为36mm
6、载荷分析轴向载荷分析,受力图为FR1FflFt2-R2巳知氏2=364ON氏2=1546N通过计算,得到FKl=3161TVFK2=20(25N画出弯矩图,扭矩图,得出当量弯矩图
7、按弯扭合成应力校核轴的强度通过合成,得到最大的弯矩为气心=188855Mmm进行校核时,通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面,即危险截面取a=°・6按下式进行校核前已选定轴的材料为45钢,调制处理,查表15-1得
[0]=60财儿因此,轴安全III轴的设计计算
1、求轴上的功率P3=l.83kwn3=
54.lr/minT3=
322.04A^-mm
2、初步确定轴的最小直径选取轴的材料为为45钢,调质处理根据表15-3取的值为112于是dNA)3—=112*旧^=
36.2mm选d=40mmV
54.
13、作用在齿轮上的力,氏二3640N
4、选择联轴器输出轴的最小直径为安装联轴器处的轴的直径为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器的型号联轴器的计算转矩7;=任由表14-1考虑转矩变化小,故取K=
1.5那么根据表
13.1选用LH3公称转矩为6307V・m的弹性柱销联轴器,半联轴器的孔径为40mn)半联轴器与毂孔的长度为
5、确定轴承选用深沟球轴承6210能承受径向力其参数dx0x3=50mmx90mmx20mm
6、轴的结构设计,拟定轴上零件的装配方案从右到左1)、第一段用于安装深沟球深沟球轴承6210和挡油盘及套筒直径为50mm长度为43mm用套筒将齿轮固定2)、第二段用于安装低速级传动大齿轮,直径为52im长度为73颇3)、第三段轴肩用于轴向固定齿轮,直径为65nmi长度为8mm4)、第四段用于固定深沟球轴承,直径为58mm长度为55mm5)、第五段用于装深沟球轴承和挡油盘,直径为50nmi长度为38nini6)、第六段轴是伸出端取直径%44mm长度为50mm8)、第一段轴用于安装联轴器,取直径为40颇,长度为112伽
7、载荷分析己知氏二3640N计算得到FK]=2390TVFrz=1250N
8、绘制弯矩图,扭矩图,得到当量弯矩图
9、按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时,通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面,即危险截面危险截面是低速级大齿轮定位截面,轴径为「二52从当量弯矩图中域睥=260129N.mm前已选定轴的材料为45钢,调制处理,查表15-1得[a}]=O)MPao因此,轴安全6轴承的校核计算
二、轴承的校核和计算在设计中,选用深沟球轴承,直径根据所配合的轴的轴径选择恰当的直径系列根据表
12.1深沟球轴承(GB/T276-1994摘录)查得轴承参数己知:对I轴左边轴承受力最大,Fr】=1197N将其带入公式内,得到=101C3=^0^x
19.5xl0003=1533i0h48000h合60nP60x4701197对II轴左边轴承受力最大,Fr】=3161N带入公式,得
16、
310619.5x
1000、3gg7455L.=―r=xV=110487h48000h合格60nP60x
134.73161对III轴左边轴承受力最大,=2390N带入公式,得乙碧中=、(零四5皿〉皿,合格7键联接的选择和校核
一、I轴键校核:查表
11.3己知II轴带处选择的键规格为公称尺寸bXh=6X6工作长度l=L-b=50-6=44mm7;=4O.i9N・m选择=键连接的挤压强度条件为所以键满足强度条件
二、II轴键校核
1、校核低速级小齿轮处链接键查表
11.35知该键规格为公称尺寸bXh=10X8工作长度l=Lb=70-10=60s=
134.68N・m键连接的挤压强度条件为键满足强度条件
2、校核高速级大齿轮处链接键查表
11.3该键规格为公称尺寸bXh=10X8工作长度l=L-b=40-10=30mm%=
134.68N・m键连接的挤压强度条件为所以键满足强度条件
三、III轴键校核
1、校核低速级大齿轮处链接键查表
11.3该键规格为公称尺寸bXh=16X10工作长度l=L-b=63-16=47mm=
322.O4N・m键连接的挤压强度条件为键满足强度条件
2、校核联轴器处的链接键查表
11.3该键规格为公称尺寸bXh=12X8工作长度l=L-b=100-12=88m/n己知7;=
322.29N・m键连接的挤压强度条件为所以键满足强度条件选用普通平键,材料为钢制8箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造HT200制成,采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量大端盖分机体采用如配合is
61、机体有足够的刚度在机体为加肋,外轮廓为长方形,增强了轴承座刚度
2、考虑到机体内零件的润滑,密封散热因其传动件速度小于12m/s故采用侵油润油,同时为了防止油搅得沉渣溅起,齿顶到油池底面的距离H为40mm为保证机盖与机座连接处密封,联接凸缘应有足够的宽度,联接外表应精创,其外表粗糙度为寸=
3、机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为8圆角半径为R=3机体外型简单,拔模方便.
4、对附件设计A、视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔,能看到传动零件齿合区的位置,并有足够的空间,以便于能伸入进行操作,窥视孔有盖板,机体上开窥视孔与凸缘一块,有便于机械加工出支承盖板的外表并用垫片加强密封,盖板用铸铁制成,用M6紧固B油螺塞:放油孔位于油池最底处,并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧,以便放油,放油孔用螺塞堵住,因此油孔处的机体外壁应凸起一块,由机械加工成螺塞头部的支承面,并加封油圈加以密封C油标:油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处油尺安置的部位不能太低,以防油进入油尺座孔而溢出油面指标装置的种类很多,有油面尺(杆式油标)、圆形油标、长行油标和管状油标等各种油标的结构和尺寸见《机械设计课程设计》第156页表在此我们选择型号是M16的油尺安装为45度倾斜角来测量箱体内油面高度D通气孔由于减速器运转时,机体内温度升高,气压增大,为便于排气,在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器,以便到达体内为压力平衡E盖螺钉启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度,钉杆端部要做成圆柱形,以免破坏螺纹F定位销定位销是标准件,定位销成对使用而且距离尽量远些以提高定位精度,为防止箱盖装反两定位销的未知应明显不对成选用圆柱定位销,其长度应稍大于上下凸缘的总厚度,并使两头露出便于安装和拆卸为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度,在机体联结凸缘的长度方向各安装一个定位销,以提高定位精度G吊钩吊钩和吊耳是吊电机作用的结构当减速器质量减少时,允许用箱盖的吊耳来调动整个减速器,当减速器质量较大时,箱盖上的吊耳值允许调动箱盖,用箱座上的吊钩来调动下箱座或整个减速器吊钩在开始起重时可能受到冲击,为了防止冲击折断,吊钩的材料应具有较大的韧性常用
20、16Mn、20Mn制造吊耳的结构简图如下
5.减速器机体结构尺寸如下:
6.润滑密封设计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
1.5〜2〃〃s所以采用脂润滑,箱体内选用SH0357-92中的50号润滑,装至规定高度.油的深度为H+九H=30色=34所以H+九=30+34=64其中油的粘度大,化学合成油,润滑效果好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,联接外表应精创,其外表粗度应为吊,密封的外表要经过刮研而且,凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大,国150i™并匀均布置,保证局部面处的密封性
7.选择联轴器
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=9550^=9550L翌=323N・mn
54.1查课本%表14-1选取=
1.5所以转矩Tca=KaT.=\.5x
322.04=
483.06TV•m因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查表
13.1选取LH3型弹性套柱销联轴器其公称转矩为630Nm型号HABCDEFXGDGKY112M-61121901407028608X72412bHAABBHA2451901152655018015400/2kL+i2ZeZ41huIJV带高速级齿轮低速级齿轮
23.
492.49rijr/minnnr/minninr/minnIVr/min
470134.
754.
154.1RkwPnkwPinkwPIVkw
1.
981.
91.
831.78TKN-mTnKN•mTinKN-mTIVKN-m
40.
19134.
68322.
04306.13小轮直径1mm大轮直径dmm中心距amm基准长度Ldmm带的根数z11222443014003小轮直径mm大轮直径mm中心距amm高速级52182117低速级74186130型号D/mmD/mmB/mmd/mmCr/KN
62063062163619.
562105092205735.1工作功用型号平键安装处直径nun工作长度min传递的转矩N.m挤压应力bpMpa许用挤压应力kJ带轮6X
6204440.
1930.45110齿轮a10X
83860134.
6829.54110齿轮b10X
83839134.
6859.07110齿轮c16X
105247322.
0452.71110联轴器12X
84088322.
0445.74110名称符号计算公式结果箱座壁厚8箱盖壁厚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轴承旁联接螺栓M12直径机盖与机座联接农
0.5~
0.6dfM12螺栓直径轴承端盖螺钉直二
0.4~
0.5df6206M6径6210M8视孔盖螺钉直径%=
0.3~
0.4必M6定位销直径d=
0.7^
0.8%8f《,%至查机械课程设计指导26外机壁距离书表41816勺至凸缘查机械课程设计指导26边缘距离书表416外机壁至轴承座4=G+2+8〜1250端面距离大齿轮顶圆与内18机壁距离齿轮端面与内机壁距离10机盖,机座肋厚m二12rri]=12轴承端盖外径2=+(5板5)%620692mm6210130mm。