帶式輸送機(jī)的傳動(dòng)裝置&;一級(jí)閉式圓柱齒輪減速器（全套圖紙和說(shuō)明書(shū)）

帶式輸送機(jī)的傳動(dòng)裝置&;一級(jí)閉式圓柱齒輪減速器（全套圖紙和說(shuō)明書(shū)）,輸送,傳動(dòng),裝置,一級(jí),圓柱齒輪,減速器,全套,圖紙,以及,說(shuō)明書(shū),仿單 設(shè) 計(jì) 計(jì) 算 及 說(shuō) 明 結(jié) 果 一 設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū) 1. 設(shè)計(jì)方案 設(shè)計(jì)題目：帶式輸送機(jī)的傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)方案圖如下： 2. 設(shè)計(jì)條件 2．1工作條件 空載起動(dòng)、連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)，運(yùn)輸帶允許誤差為5%； 2 .2使用期限及檢修間隔 工作期限為10年，小批量生產(chǎn)，兩班制,每年工作250日；檢修期定為三年； 3. 設(shè)計(jì)要求 1）設(shè)計(jì)一級(jí)閉式圓柱齒輪減速器； 2）完成裝配圖1張，零件圖2張； 3）設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書(shū)一份，按指導(dǎo)老師的要求書(shū)寫(xiě) 4）相關(guān)參數(shù)：運(yùn)輸帶卷筒所需功率P=5.0KW； 運(yùn)輸帶卷筒工作轉(zhuǎn)速n=84； 卷筒中心高H=300mm。 二 傳動(dòng)方案簡(jiǎn)述 1. 電動(dòng)機(jī)選擇 1．1 電動(dòng)機(jī)類型的選擇 按工作要求和工作條件選用Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)。 1.2確定電動(dòng)機(jī)的功率和型號(hào) ：聯(lián)軸器效率 ：圓柱齒輪傳動(dòng)效率 ：開(kāi)式齒輪傳動(dòng)效率 ：滾動(dòng)軸承傳動(dòng)效率 （一對(duì)） 由參考書(shū)[1]表2-4查得：=0.99（齒式聯(lián)軸器）, =0.98(7級(jí)精度), =0.95, =0.99(球軸承)， （1）傳動(dòng)裝置的總效率： （2）計(jì)算電動(dòng)機(jī)所需功率 由參考書(shū)[1] 表16-3可選取電動(dòng)機(jī)的額定功率為7.5KW。 （3）確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速 電動(dòng)機(jī)通常采用的同步轉(zhuǎn)速有和兩種，現(xiàn)對(duì)兩種轉(zhuǎn)速作對(duì)比。 由參考書(shū)[1]表16-3可知，同步轉(zhuǎn)速是的電動(dòng)機(jī)，其滿載轉(zhuǎn)速是；同步轉(zhuǎn)速是的電動(dòng)機(jī)，其滿載轉(zhuǎn)速是 總傳動(dòng)比，其中為電動(dòng)機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速。 現(xiàn)將兩種電動(dòng)機(jī)的有關(guān)數(shù)據(jù)列于表1作比較 表1 兩種電動(dòng)機(jī)的數(shù)據(jù)比較 方案 電動(dòng)機(jī)型號(hào) 額定功率/KW 同步轉(zhuǎn)速/(r/min) 滿載轉(zhuǎn)速/(r/min) 總傳動(dòng)比i Ⅰ Y160M-6 7.5 1000 970 11.548 Ⅱ Y132M-4 7.5 1500 1440 17.142 綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置尺寸、重量、價(jià)格和帶傳動(dòng)、減速器的傳動(dòng)比，為了使傳動(dòng)裝置結(jié)構(gòu)緊湊，選用方案Ⅰ較合理。 （4）確定電動(dòng)機(jī)型號(hào) 根據(jù)電動(dòng)機(jī)功率和同步轉(zhuǎn)速，選定電動(dòng)機(jī)的型號(hào)為Y160M-6。查參考書(shū)[1]表16-3和16-4，可知電動(dòng)機(jī)有關(guān)參數(shù)如下： 電動(dòng)機(jī)的額定功率 電動(dòng)機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速= 電動(dòng)機(jī)的外伸軸直徑D=42mm 電動(dòng)機(jī)的外伸軸長(zhǎng)度E=110mm 2．傳動(dòng)比確定 傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比和分配各級(jí)傳動(dòng)比 1）傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比 i= 2）分配到各級(jí)傳動(dòng)比 因?yàn)闇p速器傳動(dòng)比。i=i其中i為齒輪高速級(jí)的傳動(dòng)比，i為齒輪低速級(jí)的傳動(dòng)比。根據(jù)，取=1.3則 3）傳動(dòng)裝置中各軸的轉(zhuǎn)速計(jì)算 根據(jù)傳動(dòng)裝置中的安裝順序，對(duì)軸依次編號(hào)：0軸、Ⅰ軸、Ⅱ軸、Ⅲ軸。 3．傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算 電動(dòng)機(jī)： 轉(zhuǎn)速：n=970 輸入功率：P=P=KW 輸出轉(zhuǎn)矩：T=9550= Ⅰ軸： 轉(zhuǎn)速： 輸入功率： 輸入轉(zhuǎn)矩：T= T=9550= Ⅱ軸： 轉(zhuǎn)速： 輸入功率： 輸入轉(zhuǎn)矩： Ⅲ軸： 轉(zhuǎn)速： 輸入功率： 輸入轉(zhuǎn)矩： 現(xiàn)將兩種電動(dòng)機(jī)的有關(guān)數(shù)據(jù)列于表2作比較 表2 各軸運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) 軸 號(hào) 功率（KW） 轉(zhuǎn)矩（） 轉(zhuǎn)速（） 電機(jī)軸 970 Ⅰ軸 970 Ⅱ軸 Ⅲ軸 84 三 傳動(dòng)件設(shè)計(jì) 1. 齒輪設(shè)計(jì) （一）閉式齒輪設(shè)計(jì) 1.選定齒輪類型，精度等級(jí)，材料及模數(shù) 1）按要求的傳動(dòng)方案，選用圓柱斜齒輪傳動(dòng)； 2）運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故用8級(jí)精度齒輪傳動(dòng)； 3）材料的選擇。由[2]表10-1選擇小齒輪材料為45鋼，并進(jìn)行調(diào)質(zhì)處理，平均硬度為235HBS，大齒輪的材料為45鋼，并進(jìn)行正火處理，平均硬度為190HBS，兩者硬度差為50HBS； 4）選小齒輪齒數(shù)為Z=31，大齒輪齒數(shù)Z可由Z=i 得Z=120.125，取120； 5）初選螺旋角=13; 2.按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 按公式： m 1）確定計(jì)算參數(shù) (1）試選載荷系數(shù)K=1.7； (2）小齒輪傳遞的扭矩 T= T=9550= =5.3969； (3）由[2]圖10-30選取區(qū)域系數(shù)； (4）由[2]圖10-26查得： 故端面重合度； (5）由[2]表10-7，選取齒寬系數(shù)； (6）大小齒輪均采用45鋼鍛造，由[2]表10-6查得材料系數(shù)； （7) 由[2]圖10-20(c),按齒面硬度查得：查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極=380MPa，大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限=325MPa； （8）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。按[2]中式（10-13）。 N=60njL，式中：j為齒輪每轉(zhuǎn)一圈時(shí)，同一齒面嚙合的次數(shù)，在此處中j=1；L為齒輪的工作壽命，單位為小時(shí)。在此處， L=2班制8小時(shí) 所以，應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為 N=60njL==2.79410 N= N/=2.79410/=7.210 （9）由[2]圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)K=0.86，K=0.91 （10）計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)。 Z==33.51 Z===129.73 （11）查取齒形系數(shù) 由[2]表10-5查得Y=2.471，Y=2.156； (12）查取應(yīng)力校正系數(shù) 由[2]表10-5查得Y=1.643，Y=1.814 (13）選取螺旋角系數(shù) (14）計(jì)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： []== []== (15）計(jì)算大、小齒輪的 ，并加以比較 = = 所以，大齒輪的數(shù)值較大。 2）設(shè)計(jì)計(jì)算 （1）計(jì)算齒輪模數(shù) m= = （2）計(jì)算圓周速度 (3)計(jì)算載荷系數(shù) 由[2]表10-2查得：使用系數(shù)K=1;根據(jù)，8級(jí)精度，由[2]圖10-8查得：動(dòng)載荷系數(shù)K=1.11; 由[2]表10-3查得：K=1.4，由[2]圖10-13查得K=1.4。 故 （4）校正并確定齒輪模數(shù) 查[3]表10-1取齒輪模數(shù)2.5； 3.計(jì)算齒輪傳動(dòng)的幾何尺寸 （1）計(jì)算中心距a ，將中心距a圓整為193 mm； （2）按圓整后的中心距修正螺旋角 （3）計(jì)算大、小齒輪寬度 （4）計(jì)算大、小齒輪寬度 ，其中為齒寬系數(shù)，此處齒輪對(duì)稱布置，查[2]表10-7，選=1，所以，圓整后取b=80mm； 所以，大齒輪寬度為80mm，小齒輪寬度為85mm； 4．校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度 1) 確定公式內(nèi)各項(xiàng)參數(shù)值 （1） 由[2]圖10-30，選取區(qū)域系數(shù)； （2） 大、小齒輪均采用45鋼鍛造，由[2]表10-6查得材料系數(shù) （3） 重合度系數(shù)，齒數(shù)多時(shí)取小值，此處齒數(shù)中等，取=0.8； （4） 螺旋角系數(shù)； （5） 小齒輪的扭矩 T= T=9550= =5.3969； （6） 計(jì)算載荷系數(shù)K 由[2]表10-2查得：使用系數(shù)K=1;根據(jù)，8級(jí)精度，由[2]圖10-8查得：動(dòng)載荷系數(shù)K=1.11; 由[2]表10-3查得K=1.4；由[2]表10-4查得當(dāng)8級(jí)精度、調(diào)小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算用的齒向載荷分布系數(shù): 所以， （7） 根據(jù)齒面硬度，由[2]圖10-21（d）查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限，由[2]圖10-21（c）查得大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限； （8） 由[2]圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)； （9） 計(jì)算許用接觸疲勞應(yīng)力 取安全系數(shù)S=1，失效率為1%。則 2）校核計(jì)算 所以，齒面接觸疲勞強(qiáng)度滿足要求。 5.齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 由于小齒輪的直徑較小，故采用齒輪軸結(jié)構(gòu)。 大齒輪采用孔板式結(jié)構(gòu)，結(jié)構(gòu)尺寸按[1]表5-11的經(jīng)驗(yàn)公式來(lái)計(jì)算。大齒輪的孔徑根據(jù)后續(xù)設(shè)計(jì)的中間軸配合的部分的直徑來(lái)確定，設(shè)計(jì)結(jié)果見(jiàn)表3； 表3 大齒輪結(jié)構(gòu)尺寸 名稱 結(jié)構(gòu)尺寸及經(jīng)驗(yàn)計(jì)算公式 結(jié)果/mm 轂孔直徑 根據(jù)中間軸設(shè)計(jì)而定 = 60 輪轂直徑 =1.6 96 輪轂寬度l L=(1.2~1.5) 80 腹板最大直徑 =-（10~14）m 270 板孔分布圓直徑 =0.5（+） 183 板孔直徑 =15~23mm 25 腹板厚度C C=(0.2~0.3)b 24 大齒輪的結(jié)構(gòu)草圖如圖1所示，閉式齒輪傳動(dòng)的尺寸列于表4。 圖1 表4 閉式齒輪傳動(dòng)的尺寸 名稱 計(jì)算公式 結(jié)果/mm 法面模數(shù) 2.5 法面壓力角 傳動(dòng)比 i 分度圓直徑 齒頂圓直徑 84.251 311.780 齒根圓直徑 73.001 300.53 中心距 a= 193 齒寬 85 80 齒數(shù) 31 120 螺旋角 注：表中和分別稱為齒頂高系數(shù)和頂隙系數(shù)。在此取=1，=0.25。 （二）開(kāi)式齒輪設(shè)計(jì) 開(kāi)式齒輪的設(shè)計(jì)過(guò)程與閉式類似，故省略。 開(kāi)式式齒輪傳動(dòng)的尺寸列于表5。 表5 開(kāi)式式齒輪傳動(dòng)的尺寸 名稱 計(jì)算公式 結(jié)果/mm 法面模數(shù) 4 法面壓力角 傳動(dòng)比 i 分度圓直徑 119.959 359.876 齒頂圓直徑 127.959 367.876 齒根圓直徑 117.959 357.876 中心距 a= 240 齒寬 125 120 齒數(shù) 29 87 螺旋角 注：表中和分別稱為齒頂高系數(shù)和頂隙系數(shù)。在此取=1，=0.25。 2. 軸設(shè)計(jì) 1.軸的材料選擇 根據(jù)軸的工作條件，初選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理 2.軸的最小直徑估算 按[1]中式（5-1）進(jìn)行最小直徑估算，即： 當(dāng)該軸上有一個(gè)鍵槽時(shí)，d增大5%~7%；當(dāng)該軸上有兩個(gè)鍵槽時(shí)，d增大10%~15%。C值由[1]表5-5來(lái)確定：C=120。 1）閉式級(jí)高速軸 因?yàn)樵谧钚≈睆教庨_(kāi)有一個(gè)鍵槽為了安裝聯(lián)軸器，所以 ，最后取 =30mm； 2）閉式級(jí)低速軸 因?yàn)樵谠撦S上開(kāi)有兩個(gè)鍵槽，所以 最后取=40mm； 3. 閉式級(jí)高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 閉式級(jí)高速軸的結(jié)構(gòu)草圖如圖2所示 圖2 1）.各軸段直徑的確定 D15:軸的最小直徑，取=30mm； D14：密封處軸段直徑，根據(jù)軸向定位以及密封圈的尺寸要求，取45mm； D13：滾動(dòng)軸承處軸段直徑，取50mm，由[1]表13-2初選滾動(dòng)軸承6010； D12：齒輪處軸段，由于小齒輪直徑較小，故采用齒輪軸結(jié)構(gòu)； D11：滾動(dòng)軸承處軸段直徑，取50mm； 2）各軸段長(zhǎng)度的確定 D15:由外接的聯(lián)軸器確定，取50mm； D14：由箱體結(jié)構(gòu)、軸承端蓋尺寸、裝配要求等確定，取75mm； D13：由滾動(dòng)軸承、擋油盤(pán)等確定，取30mm； D12：齒輪處軸段，取110mm； D11：滾動(dòng)軸承處軸段直徑，取30mm 閉式級(jí)高速軸的結(jié)構(gòu)尺寸列于表6 表6 閉式級(jí)高速軸的結(jié)構(gòu)尺寸 軸段 D11 D12 D13 D14 D15 直徑/mm 50 80 50 45 30 長(zhǎng)度/mm 30 110 30 75 50 4. 閉式級(jí)低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 閉式級(jí)低速軸的結(jié)構(gòu)草圖如圖3所示 圖3 1）.各軸段直徑的確定 D26: 軸的最小直徑，取=40mm； D25: 密封處軸段直徑，根據(jù)軸向定位以及密封圈的尺寸要求，取45mm； D24：滾動(dòng)軸承處軸段直徑，取50mm； D23：大齒輪處軸段，由大齒輪確定，取60mm； D22：過(guò)渡軸段，取70mm； D21：滾動(dòng)軸承處軸段直徑，取50mm； 2）各軸段長(zhǎng)度的確定 D26:由外接齒輪等確定，取155mm； D25: 由箱體結(jié)構(gòu)、軸承端蓋尺寸、裝配要求等確定，取80mm； D24：由滾動(dòng)軸承、軸套等確定，取60mm； D23：由大齒輪確定，取80mm； D22：過(guò)渡軸段，取20mm； D21：滾動(dòng)軸承處軸段直徑，取30mm 閉式級(jí)低速軸的結(jié)構(gòu)尺寸列于表7 表7 閉式級(jí)低速軸的結(jié)構(gòu)尺寸 軸段 D21 D22 D23 D24 D25 D26 直徑/mm 50 70 60 50 45 40 長(zhǎng)度/mm 30 20 80 60 80 155 5. Ⅰ軸的校核 1）對(duì)稱循環(huán)彎曲許用應(yīng)力 選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由[4]表14-1查得對(duì)稱循環(huán)彎曲許用應(yīng)力=55MPa； 2）軸空間受力圖 齒輪嚙合處作用有徑向力、圓周力和軸向力，根據(jù)齒輪轉(zhuǎn)向和齒輪旋向，可確定三者方向，畫(huà)出軸空間受力圖，如圖4所示： 圖4 取集中力作用于齒輪和軸承寬度的中點(diǎn)，齒輪嚙合力即為作用于軸上的載荷，將其分解為垂直面受力和水平面受力，分別如圖5和圖6所示： 圖5 圖6 3）軸上載荷計(jì)算 齒輪圓周力： 齒輪的徑向力： 齒輪的軸向力： 4）軸上支反力計(jì)算 水平面內(nèi)的支反力： 垂直面內(nèi)的支反力： 5)軸彎矩計(jì)算及彎矩圖繪制 計(jì)算截面C處的彎矩： 分別畫(huà)出垂直面和水平面的彎矩圖，分別如圖7、圖8所示: 圖7 圖8 求合成彎矩并畫(huà)出其彎矩圖，如圖9所示： 圖9 6）畫(huà)出扭矩圖 如圖10所示： 圖10 7）按彎扭合成校核軸的強(qiáng)度 界面C處的彎矩最大，以其為危險(xiǎn)截面進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)[4]式（14-6）取α=0.6，則有 故安全。 四 其它零件設(shè)計(jì) 1. 鍵的選用 1. I軸上接聯(lián)軸器的鍵： 由[1]表11-26選擇b×h×L=8mm×7mm×45mm 標(biāo)記為：鍵8×7×45 GB/T 1096-2003; 2. II軸上分別與大小齒輪連接的鍵： 小齒輪：由[1]表11-26選擇b×h×L=12mm×8mm×125mm 標(biāo)記為：鍵12×8×125 GB/T 1096-2003; 大齒輪：由[1]表11-26選擇b×h×L=18mm×11mm×56mm 標(biāo)記為：鍵18×11×56 GB/T 1096-2003; 2. 滾動(dòng)軸承的選擇和校核 根據(jù)軸承受載荷及速度情況，擬定選用深溝球軸承，由[1]表13-2選擇滾動(dòng)軸承6010。由表可得出其相關(guān)參數(shù)： ,； 由[4]附表13-1，深溝球軸承的相對(duì)軸向載荷為 由[4]附表13-1，利用線性插值法求判別系數(shù) 因?yàn)? 故由[4]附表13-1直接查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)X=0.56，軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y利用線性插值法求得為2.187； 由于載荷有輕微沖擊，由[4]附表13-2.取 =1.1,由[4]式（13-1） 得軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷為 由[4]式（13-6）計(jì)算額定動(dòng)載荷 由[4]附表13-1查得，深溝球軸承的靜載荷系數(shù)為 由[4]式（13-9）可求得當(dāng)量靜載荷為 由[4]式（13-10）取，計(jì)算額定靜載荷為 因?yàn)? 故由[4]圖13-13查得 代入[4]式（13-11）得軸承實(shí)際許用的最高轉(zhuǎn)速為 綜合以上計(jì)算可知：所選軸承6010的額定動(dòng)載荷、額定靜載荷和極限轉(zhuǎn)速均能滿足使用要求，三者的安全余量都很大。 3. 聯(lián)軸器選用 I軸上所需聯(lián)軸器選用： 根據(jù)直徑選擇和工作要求，為了緩和沖擊，減速器的輸出軸應(yīng)選用彈性柱銷聯(lián)軸器。由[1]表14-1可知，取,所以聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩 按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件，可查[1]表15-6，確定選 LX1型彈性柱銷聯(lián)軸器； 標(biāo)記為：LX1聯(lián)軸器 五 減速器的潤(rùn)滑和密封 1. 齒輪的潤(rùn)滑 根據(jù)v﹤12m/s，故可采用浸油潤(rùn)滑，選N150號(hào)工業(yè)齒輪油。按每傳遞1KW的功率需油量為0.35 ~0.7L來(lái)計(jì)算，所需潤(rùn)滑油的量為： 0.5×5.0=2.5L。 2. 軸承潤(rùn)滑 軸承采用脂潤(rùn)滑，滾動(dòng)軸承的裝脂量一般為軸承內(nèi)部空間容積 1/3—2/3。 3. 密封類型的選擇 1. 軸伸出端的密封 軸伸出端的密封選擇毛氈圈式密封。 氈圈 30JB/ZQ4606 氈圈 45JB/ZQ4606 2. 箱體結(jié)合面的密封 箱蓋與箱座結(jié)合面上涂密封膠或水玻璃的方法實(shí)現(xiàn)密封。 3. 軸承箱體內(nèi)，外側(cè)的密封 （1）軸承箱體內(nèi)側(cè)采用擋油盤(pán)密封。 （2）軸承箱體外側(cè)采用毛氈圈密封。 六 減速器箱體 1. 箱體結(jié)構(gòu)形式及材料 本減速器采用剖分式箱體，分別由箱座和箱蓋兩部分組成。用螺栓聯(lián)接起來(lái)，組成一個(gè)完整箱體。剖分面與減速器內(nèi)傳動(dòng)件軸心線平面重合。 此方案有利于軸系部件的安裝和拆卸。剖分接合面必須有一定的寬度，并且要求仔細(xì)加工。為了保證箱體剛度。在軸承座處設(shè)有加強(qiáng)肋。箱體底座要有一定寬度和厚度，以保證安裝穩(wěn)定性和剛度。減速器箱體用HT200制造。鑄鐵具有良好的鑄造性能和切削加工性能，成本低。鑄造箱體多用于批量生產(chǎn)。 箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸可根據(jù)[1]中圖5-39和表5-1來(lái)確定。減速器主要附件（窺視孔蓋、通氣器、油標(biāo)、放油螺塞、定位銷、啟蓋螺釘?shù)龋┑慕Y(jié)構(gòu)尺寸可參照[1]中的表5-9 ~表5-25確定。 七 參考文獻(xiàn) [1] 《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)》周海主編 2011年8月第1版，西安電子科技大學(xué)出版社。 [2] 《機(jī)械設(shè)計(jì)》西北工業(yè)大學(xué)機(jī)械原理及機(jī)械零件教研室編著，濮良貴、紀(jì)明剛主編，2001年6月第7版，高等教育出版社。 [3] 《機(jī)械原理》（第七版）孫桓、陳作模、葛文杰主編2010年12月第13次印刷，高等教育出版社。 [4] 《機(jī)械設(shè)計(jì)》陳東主編，錢瑞明、金京、楊鐵牛副主編2010年7月第一次印刷，電子工業(yè)出版社 電動(dòng)機(jī)的型號(hào)為Y160M-6 額定功率： 滿載轉(zhuǎn)速：= 總傳動(dòng)比： i 高速級(jí)傳動(dòng)比： P=KW T=55.065 T=53.969 202.910 568.739 Z=31 Z=120 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N=2.79410 N=7.210 齒輪模數(shù)2.5 中心距a=193mm 螺旋角 = =79.251mm =306.780mm =0.8 0.9779 K=1 K=1.11 K=1.4 1.453 K=2.258 =464MPa 齒面接觸疲勞強(qiáng)度滿足要求