带传动的单级圆柱斜齿减速器说明书

机械设计课程设计

计算说明书

设计题目：带传动的单级圆柱斜齿减速器

目 录

第一部分 总体设计

1. 方案选择及评价 ??????????????????????????? 3 2. 电机的选择 ????????????????????????????? 4 第二部分 斜齿齿轮设计 ?????????????????????????? 9

附：齿轮受力分析 ??????????????????????????? 13

第三部分 轴的设计

1. 高速级轴的设计 ?????????????????????????? 15 2. 低速级轴的设计 ?????????????????????????? 21 第四部分 轴承、润滑密封、连接件和联轴器的选择及校核

1. 轴承的确定及校核 ????????????????????????? 28 2. 键的校核 ????????????????????????????? 33 3. 联轴器的校核 ??????????????????????????? 34 4. 润滑密封的选择 ?????????????????????????? 34 第五部分 减速器的附件的设计及说明 ??????????????????? 36 第六部分 主要尺寸及数据 ???????????????????????? 37 参考文献 ???????????????????????????????? 40

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第一部分 传动装置的总体设计

一、 传动方案（已给定）

1. 题目：

设计用于带式运输机的“带传动——单级圆柱斜齿减速器”，图示如下，连续单向运转，载荷平稳，空载起动，使用期限10年，小批量生产，两班制工作，运输带速度允许误差为±5%。

2. 设计数据：

运输带工作拉力F(N) 1900

二、 分析传动方案

该工作机在工作时有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。这种减速器的传动比一般小于6，传递功率可达数万千瓦，效率较高，工艺简单，精度易于保证，一般工厂均能制造，应用广泛。

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运输带工作速度V(m/s) 1.5 卷筒直径D(mm) 270 设 计 内 容 １.电机的选择[1] 1) 选择电动机类型： 按工作要求和工作条件选用Y系列三相鼠笼式异步电动机，其结构为全封闭扇冷式结构，电压380V。 2) 选择电动机的容量 工作机的有效功率为 确定工作机各个部位的效率 分别表示V带，联轴器、轴承、齿轮和卷筒处的传动效率。由表9.1（《机械设计课程设计》书由）可知：，则 所以电动机的功率为 3) 确定电动机的转速： 按《机械设计课程设计》表9.2推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比在２～４的范围，一级圆柱齿轮的传动比在３～６的范围，而工作机的转速为： 所以电动机的可选范围为 - 4 -

在综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为其相关数据为： 额定功率电动机型号 （Y132M1-6 ） 960 的电动机。根据《课设》表15.1选择Y132M1-6型三相异步电动机。满载转速 2.0 2.0 4.0 ２、计算传动装置的总传动比并分配传动比 (1) 总传动比： (2) 分配传动比： 考虑减速器结构，故 3. 计算传动装置各轴的运动和动力参数 (1) 各轴的转速： Ⅰ 轴 Ⅱ 轴 Ⅲ 轴 卷筒轴 (2) 各轴的输入功率： Ⅰ轴 - 5 -

Ⅱ轴 Ⅲ轴 卷筒轴 (3) 各轴的输入转矩 电机轴的输入转矩为 Ⅰ轴：Ⅱ轴： Ⅲ轴： 卷筒轴： Sdf 将上述计算值都汇总于下表１,以备查用。 - 6 -

表1 带式传动装置的运动和动力参数 转矩轴 名 功率 电机轴 3.32 960 转速传动比 效率 1 0.99 Ⅰ轴 3.287 960 2.5 0.95 Ⅱ轴 3.12 384 3.62 0.97 Ⅲ轴 3.03 106 1 0.97 卷筒轴 2.997 106 - 7 -

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第二部分 斜齿齿轮设计 由前面的计算得到的表1可以知道，该对齿轮传动的输入功率为转速，小齿轮的，传动比为3.62，工作时间10年（按每年300天计算），两班制工作，载荷平稳，连续单向运转。由这些条件，就可以对齿轮进行设计计算。(该部分所用到的表都是在《机械设计》书中) 1. 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1) 按照设计要求，选择右旋斜齿传动； 2) 运输机为一般工作机器，该对齿轮转速不高，故可以选用7级精度； 3) 材料选择。由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS； 4) 选小齿轮齿数初选螺旋角： ，大齿轮齿数，取； 2. 按齿面接触强度设计 由设计计算公式进行计算，即： (1) 确定公式内的各计算数值 1) 试选载荷系数 2) 由表1可以得到小齿轮传递的扭矩3) 由表10-7选齿宽系数4) 计算应力循环次数。 5) 由图10-19取接触疲劳寿命系数- 9 -

6) 由表10-6查得材料的弹性影响系数 ；大齿轮7) 由图10-2d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限的接触疲劳强度极限8) 由图10-30选取区域系数9) 由计算式。 。 10) 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S＝1，由式（10-12）得， (2) 计算 1) 试计算小齿轮分度圆直径，由计算公式得 2) 计算圆周速度 3) 计算齿宽b及模数 - 10 -

4) 计算纵向复合度 5) 计算载荷系数K 已知使用系数KA=1，根据圆周速度系数KV=1.1；由表10-4查得故动载荷系数 和7级精度，由图10-8查得动载（插值法）；由表10-3查得。 6) 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 7) 计算模数 3. 按齿根弯曲强度进行设计 由设计公式 (1) 确定计算参数 1) 计算载荷系数 由表10-13查得； - 11 -

2) 根据纵向重合度3) 计算当量齿数 ，从图10-28查得螺旋角影响系数 4) 查取齿形和应力校正系数 由表10-5查得 5) 查10-20c得到弯曲强度极限 由图10-18查得6) 计算弯曲许用应力 取弯曲安全系数S＝1.4， 7) 计算大、小齿轮的并加以比较 大齿轮的计算数值大 - 12 -

(2) 设计计算 对比两种设计的计算结果，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，可取弯曲疲劳的模数1.538并圆整为标准值，按齿面接触强度算得的分度圆直径并算出小齿轮的齿数： 取4. 几何尺寸计算 (1) 计算中心距 ，取 圆整为(2) 修正螺旋角 由于β改变不大，故前面的参数不必修正。 (3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 (4) 计算齿轮宽度 - 13 -

圆整后 至此，齿轮的相关设计已经结束，齿轮零件图由图纸形式给出，其相应的参数都在图纸中标出。 附：齿轮受力分析 小齿轮： 大齿轮： 由于齿轮在啮合时有效率损失，因此两齿轮上的力不能简单的相等。因而，每个齿轮- 14 -

的值都应分开计算。 附：齿轮参数及其受力分析，以备查表 齿轮参数 表2 名 称 模 数 法向压力角 螺旋角 端面压力角 分度圆 齿顶圆 齿根圆 周向力 径向力 轴向力 - 15 -

值

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第四部分 轴的设计计算 一、 高速级齿轮设计 1. 材料选择及热处理 由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料45钢,调质处理. 2. 初定轴的最小直径 按扭转强度条件，可得轴的直径计算式 由《机械设计》表15-3查得； 所以 ，由第一部分的表1可查得 取中间值， ， 由于该轴有一个键槽，故轴的直径应加大故综合考虑，取3. 轴的结构设计 (1) 拟定零件的装配方案，如下图 C B - 17 -

(2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度，从右开始设计。 1) 由于在L11这段上所连接的是大带轮，根据它的扭转强度已经计算得到此处的最小直径，在这个直径下是满足大带轮所传递的扭矩的强度，故。此处轴段的长度由大带轮的轮毂的宽度所决定，由《机械设计》图8-14(d)查得： 取，为了使带轮上的挡板压紧带轮而不是压到轴，所以轴段长度略小于。 其轮毂值，取2) 初选滚动轴承。一般运输机传递载荷不是很大，由斜齿产生的轴向力不是很大，再根据这段轴的尺寸，可选择7307C型轴承。查《机械设计课程设计》表12.2得，，要求的定位轴肩是径是。因此取。 。该箱体壁与齿轮的距离。故，要求在这此处的定位套筒的直3) 由该说明书后面的箱体设计可以得到,轴承盖的长度是。由轴承端盖的厚度一般为左右，因此，整个，它与右端大带轮的距离至少要留一个螺栓的长度25mm，再。 ，这样会使齿轮的齿根到键槽顶的考虑轴承端盖的调整范围，可以确定4) 如果再按照这种方法选择下去，那么距离小于，齿轮很容易损坏，所以这里必须采用齿轮轴。则由表2可以得到 5) L5处的宽度大于1.4h，取； 则 - 18 -

6) 同样，也就确定了。 至此，已初步了轴的各段直径和长度。 (3) 轴上零件的周向定位 大带轮与轴的周向定位采用平键链接。按该截面直径查《课设》表11.28采用，键槽用键槽铣刀加工，保证大带轮与轴配合有良好的对中性。故大带轮与轴的配合为。滚动轴承与轴周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。 (4) 确定轴上圆角和倒角尺寸 按照《课设》表9.8确定轴两端的倒角均为1×45°，各处圆角半径都为4. 轴的受力分析 (1) 根据结构图画出轴的受力简图 。 F a1 Ft1 Fr1 FV1 FV2 F 带 (2) 受力计算 1) 由前面的计算可得 由前面带轮的压轴力计算可知 - 19 -

2) 计算支反力 在垂直面内进行计算 ； 在水平面内进行计算 3) 画出弯矩图和扭矩图 弯矩图：单位 - 20 -

扭矩图：单位 5. 由弯扭图上看，截面B是危险面。现将计算出的截面B处的- 21 -

的值列于下表3 表3 载荷 水平面 垂直面 支反力F 弯矩M 总弯矩 扭矩 6. 按弯扭合成应力校核轴的强度 只对轴上承受最大弯矩和扭矩的截面进行校核，由于轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力 根据前面选定轴的材料为45钢，调质处理，由《课程设计》表15-1查得因此 7. 精确校核轴的疲劳强度（所用的表来自《机械设计》） (1) 判断危险面 虽然键槽对轴有削弱，但轴的最小直径是按扭转强度确定的，因此这个截面不是危险面。只有在截面C处有较大的应力集中，因此必须对其进行精确校核。 - 22 -

。，故安全。 (2) 截面C右侧 抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面C右侧的弯矩M为 截面C上的扭矩 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 由表15-1查得： 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 及按附表3-2查取。因，用插值法可得 又由轴的材料的敏感系数为故有效应力集中系数为 由附图3-2的尺寸系数； - 23 -

由附图3-3的扭转尺寸系数 。 轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为 轴未经表面强化处理，即，则得综合系数为 又由3-1及3-2节得碳钢的特性系数 ，取，取于是，计算安全系数 值，按15-6到15-8式得： 故知其安全。 (3) 截面C左侧，由于该轴是齿轮轴，没有因过盈配合而造成的应力集中，因此不用校核。 (4) 由上面的计算，说明该轴的强度是足够的。 二、低速轴的设计 1. 材料选择及热处理 - 24 -

由于减速器传递的功率不大，可以和高速级轴的材料一致。并做调质处理。 2. 初定轴的最小直径 (1) 按扭转强度条件，可得轴的直径计算式 由《机械设计》表15-3查得； 所以 ，由第一部分的表1可查得 由于该轴有一个键槽，故轴的直径应加大故(2) 联轴器的选择 根据轴所传递的扭矩，可选择弹性套柱销联轴器，因为它是由， 蛹状的弹性套传递转矩，故可缓冲减振，其制造容易，装拆方便，成本较低，适用于连接载荷平稳、起动频繁的中小转矩的轴。 查《课设》表13.2选用LT7联轴器 42×84 GB/T 4323-2002 综合考虑，取3. 轴的结构设计 (1) 拟定结构方案如下图： - 25 -

(2) 根据轴各定位的要求确定轴的各段直径和长度 1) 从左端开始。为了满足半联轴器的轴向定位要求，L1轴段右端需制出一轴肩，故取。由于前面已经对联轴器进行了选择，故。半联轴器与轴配合的毂孔长度为，为了保证轴端挡圈中压在半联轴器上而不压在轴。 的端面上，则L1就比84略短一点，现取2) 初步选择滚动轴承。根据，初步选择0基本游隙组，选用角接触球轴承，由于该轴上轴力相对较大，故选择AC系列的轴承，查《课设》表12.2，选用7210AC，其尺寸为故定位套筒的直径为3) 取安装齿轮处的轴段的直径略小于轮毂的宽度，故取。因此， ，为了使套筒更加压紧齿轮，此轴段应，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩的高度，取轴环宽度应大于，取轴环宽度为。 ，则轴环处的直径，，其定位轴肩为3.5，4) 轴承端盖的总宽度为。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要，故取。 求，取端盖的外端面与半联轴器右端面的距离为5) 取齿轮与箱体之间的距离为箱体的距离为，则 至此，已初步确定了轴的各段直径及长度。 (3) 轴上零件的周向定位 （由后面的箱体设计确定）。滚动轴承到 齿轮、半联轴器的周向定位均采用平键连接。半联轴器与轴的连接，按直径设》表11.28查得平键选为- 26 -

由《课，配合为。齿轮与轴的连接，按查表11.28得，选用平键为，配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为(4) 确定轴上圆角和倒角尺寸 。 参考《课设》表9.8，取轴端倒角为B处的圆角半径4. 轴的受力分析 （1） 画出轴的受力简图 。 ，C、D、E处的圆角半径，A、 64 61 （2） 进行受力计算 1) 由前面的计算得 2) 支反力计算 垂直面内： 水平面内： - 27 -

3) 画出弯矩、扭矩图 弯矩图：(单位：) 扭矩图：(单位：) 273000 - 28 -

5. 由弯扭图上看，截面C-D是危险面。现将计算出的截面C-D处的于下表 表4 载荷 水平面 支反力F 弯矩M 垂直面 的值列总弯矩 扭矩 6. 按弯扭合成应力校核轴的强度 只对轴上承受最大弯矩和扭矩的截面进行校核，由于轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力 根据前面选定轴的材料为45钢，调质处理，由《课程设计》表15-1查得因此 7. 精确校核轴的疲劳强度（所用的表来自《机械设计》） (1) 判断危险面 在C-D这个截面上虽然受到的弯矩较大，但由于这个截面的直径很大，其抗弯能力是很强的。A、B截面只受扭矩作用，虽然键槽对轴有削弱，但轴的最小直径是按扭- 29 -

。，故安全。 转强度较为宽裕的情况下确定的。D、E截面的轴径都很大，也不必校核。由于键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核C截面的左右两侧。 (2) 截面C左侧 处弯矩的近似计算） 抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面C左侧的弯矩M为（作 截面C上的扭矩 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 由表15-1查得： 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 ，用插值法可得 及按附表3-2查取。因 又由轴的材料的敏感系数为故有效应力集中系数为 - 30 -

由附图3-2的尺寸系数由附图3-3的扭转尺寸系数 轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为 轴未经表面强化处理，即，则得综合系数为 ； 。 又由3-1及3-2节得碳钢的特性系数 ，取，取于是，计算安全系数 值，按15-6到15-8式得： 故知其安全。 (3) 截面C右侧 抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面C左侧的弯矩M为 - 31 -

截面C上的扭矩 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 过盈配合处的，由《机械设计》附表3-8用插值法求出，并取 得 ，于是 轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为 轴未经表面强化处理，即，则得综合系数为 于是，计算安全系数值，按15-6到15-8式得： - 32 -

因此，在截面C右侧的强度也是足够的。 至此，高速级、低速级两根轴的设计已经完成了。 第五部分 轴承、润滑密封和联轴器等的选择及校验计算 一、 轴承的确定及校核 1. 对初选高速级轴承7307C校核 (1) 受力分析 F ae Ft1 Fr1 F 带 由表3的数据可以计算： (2) 计算两轴承的轴向力 查《课设》表12.2，得到轴承7307C的对于70000C型轴承，它的派生轴向力此可估算 - 33 -

，而轴向力未知，故先取，因由于 所以 由《课设》表12.2进行插值计算，得 。再计算各力 两次计算的的值相差不大，因此确定 (3) 计算轴承的当量载荷 由《课设》表12.2查得，径向系数和轴向系数为 - 34 -

对轴承1： 对轴承2： 由《机械设计》表13-6查得，运输有轻微冲击，取(4) 计算轴承寿命 由于，所以按轴承1的受力大小验算 所选轴承满足寿命要求。故此轴承不用重选。 2. 对初选低速级轴承7210AC进行校核 64 61 由表3的数据可以计算： (5) 计算两轴承的轴向力

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查《课设》表12.2，得到轴承7210AC的对于70000AC型轴承，它的派生轴向力 由于 所以 。 由《课设》表12.2进行插值计算，得(6) 计算轴承的当量载荷 。 由《课设》表12.2查得，径向系数和轴向系数为 对轴承1： 对轴承2： - 36 - 由《机械设计》表13-6查得，运输有轻微冲击，取

(7) 计算轴承寿命 由于，所以按轴承1的受力大小验算 由于轴承寿命太大，应重新选择。对同一尺寸要求可选7210C。 (8) 对轴承7210C进行校核 查《课设》表12.2，得到轴承7210C的对于70000C型轴承，它的派生轴向力此可估算 由于 所以 ，而轴向力未知，故先取，因 由《课设》表12.2进行插值计算，得 。再计算各力 - 37 -

因此确定（插值计算） (9) 计算轴承的当量载荷 由《课设》表12.2查得，径向系数和轴向系数为 对轴承1： 对轴承2： 由《机械设计》表13-6查得，运输有轻微冲击，取(10) 计算轴承寿命 ，所以按轴承1的受力大小验算 由于 所选轴承满足寿命要求。这相对7210AC来说更加合适。由于7210C和7210AC结构尺寸都是一样，故原来设计好的轴不必再重新设计。 至此，轴承的选择及校核已全部完成。 二、 键的校核 - 38 -

1. 高速轴上的键 (1) 选择键连接的类型和尺寸 一般8级以上精度的齿轮有定心精度的要求，应选用平键连接。由于在这根轴的键是在轴端，而轴端的直径又很小，所以选用单圆头键（C型）。由轴的设计里已确定的键尺寸为 (2) 校核键连接的强度 键、轴的材料都是钢，而带轮的材料为铸铁，由《机械设计》表6-2查得挤压应力。键工作长度, 计算挤压强度 ，键与带轮键槽的接触高度 由于有 故，该键满足要求。 2. 键的标记为：键C 8×36 GB/T 1096—2003高速轴上的键 (3) 选择键连接的类型和尺寸 一般8级以上精度的齿轮有定心精度的要求，应选用平键连接。由于键槽不在轴端，故选用普通平键（A型）。由低速轴的设计里已确定的键尺寸为 齿轮处：联轴器处：(4) 校核键连接的强度 键、轴、齿轮和联轴器的材料都是钢，由《机械设计》表6-2查得挤压应力，取其平均值1) 齿轮处 键工作长度- 39 -

。 ，键与齿轮键槽的接触高度, 计算挤压强度 故，该键满足要求。 键的标记为：键 16×40 GB/T 1096—2003 2) 联轴器处 键工作长度, 计算挤压强度 ，键与齿轮键槽的接触高度 故asdf，该键满足要求。 键的asdf标记为：键 12×63 GB/T 1096—2003 三、 联轴器的校核 1. 参数asdf 为了隔离振动与冲击，选用弹性套柱销联轴器。由前面的设计已经选择了LT7弹性套柱销联轴器，由《课设》表13.2查得，其公称转矩2. 载荷计算 由表1可以得到由《机械设计》表14-1查得 ，故得计算转矩为 该联轴器合格。标记为：LT7联轴器 42×84 GB/T 4323-2002 四、润滑密封 1.齿轮的润滑 因齿轮的圆周速度 - 40 -

。

所以才用浸油润滑的润滑方式。 大齿轮浸入油高度不宜超过1个齿高（不小于10mm）。 2．滚动轴承的润滑 对于高速级轴承 对于低速级轴承 它们的 值都很小，故选用脂润滑，滚动轴承的装脂量一般以轴承内部空间容积的 为宜。 3. 密封形式 由于在轴承端处的轴表面速度 两者的速度都小于，所以选择“粗羊毛毡圈油封” - 41 -

第六部分 减速器的附件及其说明 1. 窥视孔和窥视孔盖 为了检查传动件的啮合情况，并向机体内注入润滑油，应在机体上设置窥视孔。窥视孔应设置在减速器机体的上部，可以看到所有什么支件啮合的位置，以便检查齿面接触斑点和齿侧间隙，检查轮齿的失效情况和润滑状况。 2. 放油孔及放油螺塞 更换油时，应把污油全部排出，并进行机体内清洗。因此，应在机体底部油池最低位置开设放油孔。平时，放油孔用油螺塞和防漏垫圈壎。为了便于加工，放油孔处的机体外壁应有加工凸台，经机械加工成为放油螺塞头部的面，并加封油垫圈以免漏油，封油垫圈可用石棉橡胶板或皮革制成，放油螺塞带有细牙螺纹。 3. 油面指示器 油面指示器用来显示油面的高度，以保证油池有正常的油量。油面指示器一般设置在机体便于观察，油面较稳定的部位。在保证顺利拆装和加工的前提下，不与机体凸缘相干涉，油标尺的位置尽量高一些。与油面的夹角为45°。 4. 通气器 减速器运转时，由于摩擦生热时使机体内温度升高，若机体密闭，则机体内气压会增大，导致润滑油缝隙及密封外向处渗漏。故在盖顶部或窥视孔盖上安装通气器。 5. 吊环 为了拆装和搬运，应在机盖上设置吊环，根据《课设》表11.14选择标准件。 - 42 -

6. 定位销 为了保证轴承座孔的加工和装配精度，在机盖和机座用螺栓连接后在镗孔之前，在连接凸缘上应装配两个定位销。两定位销成非对称布置，以加强定位效果。 7. 启盖螺钉 为了提高密封性能，机盖与机座连接凸缘的结合面上，常涂有水玻璃和密封胶，因此，连接结合较紧不易分开。故，在凸缘上安装 至此，减速器的设计就到此结束，部分计算只在图纸中注明其结果，在说明书中并未详细说明。 个启盖螺钉。 第七部分 主要尺寸及数据 减速器机体结构尺寸 名 称 机座壁厚 机盖壁厚 机座凸缘厚度 地脚螺栓直径 地脚螺栓数量 轴承旁连接螺栓直径 机盖与机座连接螺栓的间距 轴承端盖螺栓直径 窥视孔盖螺栓直径 定位销直径 符 号 值 8 8 12 16.5 4 12.3 10 8 5 8 - 43 -

螺栓至外机壁距离 螺栓至凸缘边距离 轴承旁凸台半径 凸台高度 外机壁与轴承座端面的距离 大齿轮齿顶圆与内机壁的距离 齿轮端面与内机壁的距离 机盖筋板厚度 机座筋板厚度 18 16 16 25 40 15 10 6.8 6.8 112 130 130 轴承端盖外径 轴承旁连接螺栓距离 电机的选择 额定功率电动机型号 （Y132M1-6 带式传动装置的运动和动力参数 转矩轴 名 功率 电机轴 3.32 - 44 -

满载转速 960 2.0 2.0 ） 4.0 转速传动比 效率 960 1 0.99 Ⅰ轴 3.287 960 2.5 0.95 Ⅱ轴 3.12 384 3.62 0.97 Ⅲ轴 3.03 106 1 0.97 卷筒轴 2.997 106 齿轮结构 名 称 模 数 法向压力角 螺旋角 端面压力角 续上表 变位系数 齿数 分度圆 齿顶圆 值 - 45 -

齿根圆 齿宽 参考文献

[1] 王连明，宋宝玉. 机械设计课程设计. 3版. 哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，2008 [2] 濮良贵，纪名刚. 机械设计. 8版. 北京：高等教育出版社,2006 [3] 王巍. 机械制图. 1版. 北京：高等教育出版社,2003.6

[4] 陆凤仪，王春燕. 机械原理. 3版. 北京：机械工业出版社,2001

[5] 廖念钊，莫雨松. 互换性与技术测量. 5版. 北京：中国计量出版社,2008.6 [6] 荣涵锐. 机械设计课程设计简明图册. 8版. 哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社,2005

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齿根圆 齿宽 参考文献

[1] 王连明，宋宝玉. 机械设计课程设计. 3版. 哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，2008 [2] 濮良贵，纪名刚. 机械设计. 8版. 北京：高等教育出版社,2006 [3] 王巍. 机械制图. 1版. 北京：高等教育出版社,2003.6

[4] 陆凤仪，王春燕. 机械原理. 3版. 北京：机械工业出版社,2001

[5] 廖念钊，莫雨松. 互换性与技术测量. 5版. 北京：中国计量出版社,2008.6 [6] 荣涵锐. 机械设计课程设计简明图册. 8版. 哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社,2005

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