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1、 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì) 計(jì)算說(shuō)明書 設(shè)計(jì)題目 帶式輸送機(jī)傳送裝置 飛行器制造工程 專業(yè) 05010902 班 設(shè) 計(jì) 者 李啟晨 指導(dǎo)老師 袁茹 2012年07月08日 西北工業(yè)大學(xué) 計(jì)算項(xiàng)目及內(nèi)容 主要結(jié)果 一、設(shè)計(jì)題目（4-E） 1.題目說(shuō)明 設(shè)計(jì)一帶式輸送機(jī)傳動(dòng)用的二級(jí)圓柱齒輪展開式減速器。 傳動(dòng)簡(jiǎn)圖如下圖所示： 1—電動(dòng)機(jī)；2—聯(lián)軸器；3—減速器； 4—鏈傳動(dòng)；5—輸送帶鼓輪 2.已知條件 題號(hào) 輸送帶牽引力 F/

2、KN 輸送帶的速度 V/（m/s） 輸送帶滾筒的直徑D/mm 4—E 2.7 1.1 400 連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，工作時(shí)有輕微震動(dòng)； 使用期10年（每年300個(gè)工作日）； 小批量生產(chǎn)，輸送機(jī)工作軸轉(zhuǎn)速允許誤差為5%； 帶式輸送機(jī)的傳動(dòng)效率為0.96 二、運(yùn)動(dòng)參數(shù)計(jì)算 1.電動(dòng)機(jī)選擇 初選電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速n=1500r/min 聯(lián)軸器的效率為，高速級(jí)齒輪組和低速級(jí)齒輪組的效率為和，鏈傳動(dòng)的效率為，帶式輸送機(jī)的效率為，軸承效率為 == 0.98 取精度為IT=7 = 0.96 選擇滾子鏈傳動(dòng) = 0.99 彈性套柱銷聯(lián)軸器 = 0.96 由已

3、知條件得到 = 0.99 選用角接觸球軸承 工作機(jī)所需功率：= 3.09KW 傳動(dòng)裝置的總效率 =0.89 電動(dòng)機(jī)所需功率：=3.47KW 根據(jù)以上數(shù)據(jù)選擇電動(dòng)機(jī)參數(shù)如下: 工作功率= 4KW，轉(zhuǎn)速= 1440r/min Y112M-4三相異步電動(dòng)機(jī)滿足要求,可供選用. 軸伸出端直徑= 28mm 長(zhǎng)度E= 60mm 鍵槽截面尺寸F*G*D=8*24*28 電動(dòng)機(jī)中心高112mm 2.傳動(dòng)比選擇 根據(jù)各類機(jī)械傳動(dòng)的傳動(dòng)比范圍及傳動(dòng)比分配原則選擇各傳動(dòng)比： i=nm/nw=1440/67.14=27.42 高速級(jí)傳動(dòng)比;i1=3.45低速級(jí)傳動(dòng)比i2

4、=3；鏈輪傳動(dòng)比i3=3 3．各軸傳動(dòng)參數(shù) (1) 各軸的轉(zhuǎn)速n(r/min)的確定 高速軸的轉(zhuǎn)速： 中間軸的轉(zhuǎn)速： 低速軸的轉(zhuǎn)速： 滾筒軸的轉(zhuǎn)速： (2) 各軸的輸入功率（KW） 高速軸的輸入功率： 中間軸的輸入功率： 低速軸的輸入功率： (3) 各軸的輸入扭矩（Nm） 高速軸的輸入扭矩： 中間軸的輸入扭矩：Nm 低速軸的輸入扭矩： 三、傳動(dòng)零件設(shè)計(jì) 1.高速級(jí)齒輪傳動(dòng)計(jì)算 (1) 選定齒輪類型，精度等

5、級(jí)，材料及齒數(shù) 1) 選用斜齒圓柱齒輪 2) 初選小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 3) 精度等級(jí)取7(GB10095-88) 4) 初選小齒輪齒數(shù)，則大齒輪齒數(shù)，取51單排鏈傳動(dòng)，初選螺旋角β=14 (2) 按按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) （1.1） 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 1) 工作時(shí)有輕微振動(dòng)，選Kt=1.6 2) 由參考文獻(xiàn)[2]圖10-30選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.435 3) 由參考文獻(xiàn)[2]表10-7選取齒寬系數(shù)Φd=1 4) 由參考文獻(xiàn)[2]圖10-26查得

6、 5) 小齒輪轉(zhuǎn)距 6) 由參考文[2]表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) 7) 由參考文獻(xiàn)[2]圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 8) 由參考文獻(xiàn)[2]式（10-13）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 9) 由參考文獻(xiàn)[2]圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù) ； 10) 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由參考文獻(xiàn)[2]式（10-12） 得： 計(jì)算各數(shù)據(jù) 1) 試計(jì)算小齒輪分度圓直徑，有計(jì)算公式得 2) 計(jì)算圓周速度 m/s 3) 計(jì)算齒寬b及模數(shù) 4) 計(jì)算縱向重合度

7、 5) 計(jì)算載荷系數(shù)K 已知載荷平穩(wěn)，由參考文獻(xiàn)[2]表10-2選取使用系數(shù)取 根據(jù)，7級(jí)精度，由參考文獻(xiàn)[2]圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)；由表10-4查得的計(jì)算公式和直齒輪的相同故； 由參考文獻(xiàn)[2]圖10-13查得 由表10-3查得 故載荷系數(shù) 6) 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由參考文獻(xiàn)[2]式（10-10a）得 7) 計(jì)算模數(shù) (3) 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由參考文獻(xiàn)[2]式（10-17） 確定計(jì)算參數(shù) 1) 計(jì)算載荷系數(shù) 2) 根據(jù)縱向重合度，從參考文獻(xiàn)[2]圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)Yb=0.88 3

8、) 計(jì)算當(dāng)量齒數(shù) 4) 查取齒型系數(shù) 由參考文獻(xiàn)[2]表10-5查得； 5) 查取應(yīng)力校正系數(shù) 由參考文獻(xiàn)[2]表10-5查得； 6) 由參考文獻(xiàn)[2]圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞極限，大齒輪的彎曲疲勞極限 7) 由參考文獻(xiàn)[2]圖10-18，查得彎曲疲勞壽命系數(shù)，； 8) 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞許用應(yīng)力S=1.4，由文獻(xiàn)[2]式（10-12）得 9) 計(jì)算大，小齒輪的 ，并加以比較 大齒輪的數(shù)值大 設(shè)計(jì)計(jì)算 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)大于由齒跟彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取，已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)滿

9、足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算出的分度圓直徑=41.19mm來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由 取20 則 取69 (4) 幾何尺寸計(jì)算 1) 計(jì)算中心距 將中心距圓整為92mm。 2) 按圓整后的中心距修正螺旋角 因b值改變不多，故參數(shù)、、等不必修正。 3) 計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑 4) 計(jì)算齒輪寬度 圓整后取；。 2.低速級(jí)齒輪傳動(dòng)計(jì)算 (1) 選定齒輪類型，精度等級(jí)，材料及齒數(shù) 1) 選用斜齒圓柱齒輪 2) 初選小齒輪材料小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為28

10、0HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 3) 精度等級(jí)取7 4) 初選小齒輪齒數(shù)，則大齒輪齒數(shù)，取73。初選螺旋角β=14 (2) 按按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) （1.1） 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 1) 工作時(shí)有輕微振動(dòng)，選Kt=1.6 2) 由參考文獻(xiàn)[2]圖10-30選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.435 3) 由參考文獻(xiàn)[2]表10-7選取齒寬系數(shù)Φd=1 4) 由參考文獻(xiàn)[2]圖10-26查得 5) 小齒輪轉(zhuǎn)距T2=87.86Nm 6) 由由參考文[2]表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) 7) 由參考文獻(xiàn)[2]

11、圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 8) 由參考文獻(xiàn)[2]式（10-13）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 9) 由參考文獻(xiàn)[2]圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù) ； 10) 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由參考文獻(xiàn)[2]式（10-12）得： 計(jì)算數(shù)據(jù) 1) 試計(jì)算小齒輪分度圓直徑，有計(jì)算公式得 取=52mm 2) 計(jì)算圓周速度 3) 計(jì)算齒寬b及模數(shù) 4) 計(jì)算縱向重合度 5) 計(jì)算載荷系數(shù)K 已知載荷平穩(wěn)，由參考文獻(xiàn)[2]表10-2選取使用系數(shù)取 根據(jù)，7級(jí)精度

12、，由參考文獻(xiàn)[2]圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)；由表10-4查得的計(jì)算公式和直齒輪的相 同故 ； 由參考文獻(xiàn)[2]圖10-13查得 由表10-3查得 故載荷系數(shù) 6) 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由參考文獻(xiàn)[2]式（10-10a）得： mm 7) 計(jì)算模數(shù) mm (3) 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由參考文獻(xiàn)[2]式（10-17） 確定計(jì)算參數(shù) 1) 計(jì)算載荷系數(shù) 2) 根據(jù)縱向重合度，從參考文獻(xiàn)[2]圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)Yb=0.875 3) 查取齒型系數(shù) 由參考文獻(xiàn)[2]表10-5查得YFa1=2.5919；YFa2=2.

13、2202, 4) 查取應(yīng)力校正系數(shù) 由參考文獻(xiàn)[2]表10-5查得；Ysa1=1.5964,Ysa2=1.7698 5) 由參考文獻(xiàn)[2]圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞極限，大齒輪的彎曲疲勞極限 6) 由參考文獻(xiàn)[2]圖10-18，查得彎曲疲勞壽命系數(shù)，； 7) 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞許用應(yīng)力S=1.4，由文獻(xiàn)[2]式（10-12）得 8) 計(jì)算大，小齒輪的 ，并加以比較 大齒輪的數(shù)值大 設(shè)計(jì)計(jì)算 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)大于由齒跟彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取mn=2mm，已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)滿足接觸

14、疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算出的分度圓直徑=77.2mm來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由 取Z1=28 則Z2=28x3=84取85 (4) 幾何尺寸計(jì)算 1) 計(jì)算中心距 將中心距圓整為117mm。 2) 按圓整后的中心距修正螺旋角 因b值改變不多，故參數(shù)、、等不必修正。 3) 計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑 mmmm 4) 計(jì)算齒輪寬度 圓整后取B1=65；B2=60。 小結(jié)： 項(xiàng)目 d/mm z mn /mm B /mm 材料 高 速 級(jí)

15、 齒輪1 41.35 20 2 40 40Gr 齒輪2 142.65 69 2 45 45鋼 低 速 級(jí) 齒輪3 57.98 28 2.5 75 40Gr 齒輪4 182.23 85 2.5 70 45鋼 四、鏈傳動(dòng)計(jì)算 選擇材料40,50.ZG310~570.熱處理回火熱處理硬度40~50HRC無(wú)劇烈振動(dòng)及沖擊的鏈輪 1. 選擇鏈輪齒數(shù) 取小鏈輪齒數(shù)=21取大鏈輪齒數(shù)=321=63 2. 確定計(jì)算功率 查表的=1.1, =1.21,單排鏈=1,則計(jì)算功率的 ===4.962KW 3. 選擇;鏈條型

16、號(hào)和節(jié)距 根據(jù)=4.962KW, =156.9r/min ,由[2]查圖9-11可選20A， ,查表9-1得鏈條節(jié)距為p=31.75mm 4. 計(jì)算鏈節(jié)數(shù)和中心矩 初選中心矩=(30~50)p=(30~50)31.75=952.5~1587.5取=1000mm 鏈節(jié)數(shù)=106.35 取=110 查表取中心矩計(jì)算系數(shù)=0.24421 最大中心矩=1055mm 5. 計(jì)算鏈速V,確定潤(rùn)滑方式 =6.04m/s 由=6.04m/s和鏈號(hào)20A查圖9-14可知應(yīng)采用油池潤(rùn)滑或油盤飛濺潤(rùn)滑 6. 計(jì)算壓軸力 軸材料為45號(hào)鋼,調(diào)質(zhì)處理 有效圓周力: =617.1N 鏈輪水平布置

17、時(shí)的壓軸力系數(shù)=1.15,則壓軸力為=1.15617.2=707.98N 五、軸的設(shè)計(jì)及校核 1. 材料選用及熱處理 軸一選用40Cr,調(diào)質(zhì)處理 軸二、軸三均選用45，調(diào)質(zhì)處理 由參考文獻(xiàn)[2]表15-3查得、、、、 2. 估算最小直徑(按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度) 由參考文獻(xiàn)[2]表15-3確定=110mm =15.41mm (按一個(gè)鍵槽,軸頸增大7%為17mm) 考慮到彈性套柱銷聯(lián)軸器的規(guī)格,取最小直徑為=25mm (第二根) =115mm =23.98mm (考慮到兩個(gè)鍵槽,軸頸增大15%為27.577mm) =28mm 考慮到角接觸球軸承的規(guī)格,取最小直徑為=30mm (

18、第三根)=115mm =33.06mm (考慮到兩個(gè)鍵槽,軸頸增大15%為38.02mm)=39mm 考慮到與鏈輪連接，取最小直徑為=40mm 3. 軸的設(shè)計(jì)校核(對(duì)于軸1) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)： 根據(jù)所設(shè)計(jì)的齒輪及選用的軸承7206C、聯(lián)軸器，設(shè)計(jì)計(jì)算每一段的長(zhǎng)度寬度，并根據(jù)定位確定軸肩的高度及寬度。 1.求齒輪上的載荷： 齒輪的分度圓直徑=41.35mm 扭矩=26.26 查得軸承7206C的a=14.2，B=16. 做出軸的受力分析，得到：，47608，22763。52770 六

19、、軸承校核 1. 角接觸球軸承7211C的基本額定動(dòng)載荷 =52.8 KW,基本額定靜載荷=40.5KW。 2. 徑向載荷 =596-162=434N =274+75=349N =2584N =1799N 3.軸向力： 軸承派生軸向力 =是對(duì)應(yīng)表13-5中 =的Y值 Y=1.6 E=0.37 N N N =1.當(dāng)量動(dòng)載荷和和 對(duì)軸承1：， 對(duì)軸承2， 因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)中存在輕微沖擊 則 2.驗(yàn)算軸承 則因?yàn)閯t所以按照軸承1的受力大小驗(yàn)算。 年，則：滿足軸承壽命要求。 七 、鍵的選用以及校核 （軸一） 1. 與

20、聯(lián)軸器連接的鍵的選擇: 普通平鍵A型,主要參數(shù) L=32 T為第一根軸的扭矩 T=26263N*mm k=0.5h=3.5mm l=32-8=24mm d=25mm 鍵連接強(qiáng)度計(jì)算 因?yàn)檩d荷性質(zhì)為輕微沖擊 鍵的材料為鑄鐵為50~60MPa 所以滿足強(qiáng)度條件 （軸二） 1. 與大齒輪連接的鍵的選擇: 普通平鍵A型,主要參數(shù) L=56 T為第二根軸的扭矩T= 87861N*mm k=0.5h=4mm l=56-10=46mm d=35mm 鍵連接強(qiáng)度計(jì)算 因?yàn)檩d荷性質(zhì)為輕微沖擊 鍵的材料為鑄鐵為50~60MPa 所以滿足強(qiáng)度條件 2

21、. 與小齒輪連接的鍵的選擇: 普通平鍵A型,主要參數(shù) L=28 T為第二根軸的扭矩T= 87861N*mm k=0.5h=4mm l=28-10=18mm d=35mm 鍵連接強(qiáng)度計(jì)算 因?yàn)檩d荷性質(zhì)為輕微沖擊 鍵的材料為鋼，為120MPa 所以滿足強(qiáng)度條件 （軸三） 3. 與齒輪連接的鍵的選擇: 普通平鍵A型,主要參數(shù) L=56 T為第三軸的扭矩 226150N*mm k=0.5h=5.5mm l=56-18=38mm d=60mm 鍵連接強(qiáng)度計(jì)算 因?yàn)檩d荷性質(zhì)為輕微沖擊 鍵的材料為鑄鐵為50~60MPa 所以滿足強(qiáng)度條件 4.

22、 與鏈輪連接的鍵的選擇: 材料為鋼=120MPa 主要參數(shù)及強(qiáng)度校核 bh=149 L=36mm d=45mm =101.87=120MPa 所以滿足強(qiáng)度條件 八、減速箱的設(shè)計(jì) 箱體采用水平刨分式，刨分面與軸線平面重合，將箱體分為箱蓋和箱座兩部分。材料選為HT150。 箱體設(shè)計(jì)主要是在滿足強(qiáng)度，鋼度的前提下，同時(shí)考慮結(jié)構(gòu)緊湊，制造方便，重量輕及使用等方面要求進(jìn)行設(shè)計(jì)。 鑄鐵減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸之一 名稱 符號(hào) 圓柱齒輪減速器

23、 箱座壁厚 a:高速級(jí)與低速級(jí)的中心矩 0.025a+3=5.625 8mm 箱蓋壁厚 8 地腳螺拴直徑 20 地腳螺拴數(shù)目 4 鑄鐵減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸之二 名稱 符號(hào) 尺寸關(guān)系 箱座凸緣厚度 1.5=12 箱蓋凸緣厚度 1.5=12 箱座底凸緣厚度 2.5=20 軸承旁連接螺拴直徑 0.75=16 箱蓋與箱座連接螺拴直徑 (0.5~0.6)=12 軸承蓋螺釘直徑 軸承7211C為8；軸承7206為 6； 視孔蓋螺釘直徑 8 定位銷直徑 10 , ,至外箱壁距離 2

24、6,22,18 ,至凸緣邊緣距離 24,16 軸承旁凸臺(tái)半徑 20 凸臺(tái)高度 待定 外箱壁至軸承座端面距離 45 大齒輪齒頂圓與內(nèi)箱壁距離 38 箱座肋厚 8 軸承蓋外徑 軸承7211C 為 140 軸承7206C 為 92 軸承旁連接螺拴距離 軸承7211C 為 120 軸承7206C 為 77 九 、減速器的潤(rùn)滑及密封選擇 軸承潤(rùn)滑 采用脂潤(rùn)滑,在軸上加裝甩油環(huán)。 附 轉(zhuǎn)軸最高軸1 m/s 所以可選氈圈密封 十.減速器的附件選擇及說(shuō)明 1. 視孔和視孔蓋 確定檢查孔尺寸為 為

25、120， ， ， ， =箱體寬- ， ， 螺釘數(shù)， ， ， 2. 通氣器的選用 選擇簡(jiǎn)易式通氣器 ； 3. 游標(biāo)的選用 選用圓形游標(biāo)，尺寸為： 4. 油塞的選用 六角螺塞及封油圈尺寸： 5. 吊鉤吊耳的選用 吊鉤尺寸為： 吊耳尺寸為: d=b=15，R=15，e=15 6. 定位銷尺寸確定 定位銷直徑可取（為凸緣上螺栓的直徑）長(zhǎng)度應(yīng)大于分箱面凸緣的總厚度。 選用d=10mm，l=32mm 7. 起蓋螺釘?shù)拇_定 為便于開啟箱蓋，在箱蓋側(cè)邊的凸緣上裝

26、一個(gè)啟蓋螺釘。取的螺釘，材料為。 設(shè)計(jì)總結(jié) 通過這次二級(jí)展開式圓柱斜齒輪減速器的課程設(shè)計(jì)，我對(duì)機(jī)械機(jī)構(gòu)及其零件的設(shè)計(jì)流程和設(shè)計(jì)規(guī)范有了基本的認(rèn)識(shí)。同時(shí)，也應(yīng)用了以前在畫法幾何、機(jī)械制圖、材料力學(xué)、機(jī)械原理、機(jī)械設(shè)計(jì)等課程中學(xué)到的基礎(chǔ)知識(shí)，使我對(duì)這些知識(shí)的掌握更加深了一步。 在這次設(shè)計(jì)的過程中，我體會(huì)最深的就是經(jīng)驗(yàn)在機(jī)械設(shè)計(jì)中的重要性。如果沒有詳細(xì)、可靠的指導(dǎo)，一個(gè)人是很難完成最初的設(shè)計(jì)部分的。當(dāng)然，這也會(huì)對(duì)后面的設(shè)計(jì)造成很大的麻煩。例如，在本次設(shè)計(jì)中，裝配底圖的繪制一定要嚴(yán)格按照書上給定的流程，否則后面的一系列定位都將難以處理。 最后就是最初的設(shè)計(jì)中難免有錯(cuò)誤，而且有些錯(cuò)誤往往在設(shè)計(jì)快

27、結(jié)束時(shí)才表現(xiàn)出來(lái)。雖然這次作業(yè)中已經(jīng)無(wú)法修改或來(lái)不及修改，但是我們應(yīng)該記住這次教訓(xùn)，在以后的設(shè)計(jì)工作中盡量避免這些錯(cuò)誤。 【參考資料】 1、 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì).李育錫.高等教育出版社 2008 2、 機(jī)械設(shè)計(jì). 第八版. 濮良貴，紀(jì)名剛. 高等教育出版社，2006 3、 機(jī)械原理. 第七版. 孫桓，陳作模，葛文杰. 高等教育出版社，2006 4、 工程制圖基礎(chǔ). 第二版. 孫根正，王永平. 西北工業(yè)大學(xué)出版社，2005 5、 機(jī)械制圖. 第二版. 臧宏琦，王永平. 西北工業(yè)大學(xué)大學(xué)出版社，2004 6、 機(jī)械精度設(shè)計(jì)與檢測(cè)技術(shù) 王玉 國(guó)防工業(yè)出版社，2008 7、 AUTOCA

28、D2007中文版標(biāo)準(zhǔn)教程 夏文秀，倪祥明，胡仁喜，2006 電動(dòng)機(jī)工作功率= 4KW， 轉(zhuǎn)速= 1440r/min 選擇Y112M-4 三相異步電動(dòng)機(jī) 各級(jí)傳動(dòng)比： i1=3.45 i2=3 i3=3 i=27.43 各軸轉(zhuǎn)速： 各軸功率：

29、 各軸扭矩： mm mm

30、

31、

32、

33、