一級圓柱齒輪減速器》設計說明書.doc

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機械設計課程設計 一級圓柱齒輪減速器 設計說明書姓名 學 號 學院 機械電氣化工程學院 專 業(yè) 機械設計及其自動化 班 級 指導教師 張 涵 課程設計任務書目 錄一 前言3二 設計題目5三 電動機的選擇6四 傳動裝置動力和運動參數(shù)7五 傳動零件的設計計算9六 減速器軸的設計17七 滾動軸承的驗算24八 鍵的選擇的驗算26九 聯(lián)軸器的選擇 26十 鑄鐵減速器結構主要尺寸 28十一小結29十二 致謝 29十三 參考文獻 30課程設計任務書一、機械設計課程的目的和意義機械設計基礎課程設計是機械類專業(yè)和部分非機械類專業(yè)學生第一次較全面的機械設計訓練，是機械設計和機械設計基礎課程重要的綜合性與實踐性教學環(huán)節(jié)。其基本目的是：(1) 通過機械設計課程的設計，綜合運用機械設計課程和其他有關先修課程的理論，結合生產實際知識，培養(yǎng)分析和解決一般工程實際問題的能力，并使所學知識得到進一步鞏固、深化和擴展。(2) 學習機械設計的一般方法，掌握通用機械零件、機械傳動裝置或簡單機械的設計原理和過程。(3) 進行機械設計基本技能的訓練，如計算、繪圖、熟悉和運用設計資料（手冊、圖冊、標準和規(guī)范等）以及使用經驗數(shù)據(jù)，進行經驗估算和數(shù)據(jù)處理等。（4）機械設計基礎課程設計還為專業(yè)課課程設計和畢業(yè)設計奠定了基礎。二、機械設計課程的內容選擇作為機械設計課程的題目，通常是一般機械的傳動裝置或簡單機械。課程設計的內容通常包括：確定傳動裝置的總體設計方案；選擇電動機；計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)；傳動零件、軸的設計計算；軸承、聯(lián)軸器、潤滑、密封和聯(lián)接件的選擇及校核計算；箱體結構及其附件的設計；繪制裝配工作圖及零件工作圖；編寫設計計算說明書。在設計中完成了以下工作： 減速器裝配圖1張（A0或A1圖紙）； 零件工作圖23張（傳動零件、軸、箱體等）； 設計計算說明書1份，60008000字。三、機械設計課程設計的步驟機械設計課程設計的步驟通常是根據(jù)設計任務書，擬定若干方案并進行分析比較，然后確定一個正確、合理的設計方案，進行必要的計算和結構設計，最后用圖紙表達設計結果，用設計計算說明書表示設計依據(jù)。機械設計課程設計一般可按照以下所述的幾個階段進行：1 設計準備 分析設計計劃任務書，明確工作條件、設計要求、內容和步驟。 了解設計對象，閱讀有關資料、圖紙、觀察事物或模型以進行減速器裝拆試驗等。 浮系課程有關內容，熟悉機械零件的設計方法和步驟。 準備好設計需要的圖書、資料和用具，并擬定設計計劃等。2 傳動裝置總體設計 確定傳動方案圓柱斜齒齒輪傳動，畫出傳動裝置簡圖。 計算電動機的功率、轉速、選擇電動機的型號。 確定總傳動比和分配各級傳動比。 計算各軸的功率、轉速和轉矩。3 各級傳動零件設計 減速器外的傳動零件設計（帶傳動、鏈傳動、開式齒輪傳動等）。 減速器內的傳動零件設計（齒輪傳動、蝸桿傳動等）。4 減速器裝配草圖設計 選擇比例尺，合理布置試圖，確定減速器各零件的相對位置。 選擇聯(lián)軸器，初步計算軸徑，初選軸承型號，進行軸的結構設計。 確定軸上力作用點及支點距離，進行軸、軸承及鍵的校核計算。 分別進行軸系部件、傳動零件、減速器箱體及其附件的結構設計。5 減速器裝配圖設計 標注尺寸、配合及零件序號。 編寫明細表、標題欄、減速器技術特性及技術要求。 完成裝配圖。6 零件工作圖設計 軸類零件工作圖。 齒輪類零件工作圖。 箱體類零件工作圖。四、課程設計的基本要求1、 認真、仔細、整潔。2、 理論聯(lián)系實際，綜合考慮問題，力求設計合理、實用、經濟、工藝性好。3、 正確處理繼承與創(chuàng)新的關系，正確使用標準和規(guī)范。4、 學會正確處理設計計算和結構設計間的關系，要統(tǒng)籌兼顧。5、 所繪圖紙要求準確、表達清晰、圖面整潔，符合機械制圖標準；說明書要求計算準確、書寫工整，并保證要求的書寫格式。五、減速器的設計計算、校核、說明和結果1.設計任務書1.1設計任務設計一用于帶式運輸機上的三角帶單級圓柱齒輪減速器，傳動系統(tǒng)為采用兩級圓柱齒輪減速器和圓柱齒輪傳動。1.2原始數(shù)據(jù)運輸帶拉力：F=4750N運輸帶速度：V=1.6m/s卷筒直徑：D=390mm1.3工作條件工作機空載啟動，載荷變化不大，單向運轉使用期限10年，每天工作8小時，每年工作300天。運輸帶允許速度誤差5%。2.傳動系統(tǒng)的方案擬定 傳動方案如圖：3.電動機的選擇3.1選擇電動機類型按按工作要求和條件，選用三相籠形異步電動機，封閉式結構，電壓380V，Y型。3.2選擇電動機的容量電動機所需工作功率為 P= KW因為 P= KW因此 P= KW由電動機至運輸帶的傳動總效率為 =式中：，分別為帶傳動、軸承、齒輪傳動和聯(lián)軸器的傳動效率。取=0.96，=0.98，=0.97，=0.96則=0.960.980.970.96=0.85所以 P=8.94kW3.3確定電動機轉速卷筒機工作轉速：n=r/min. 按表1推薦的傳動比合理范圍，取V帶傳動的傳動比 i=24，一級圓柱減速器傳動比 i=36,則總傳動比合理范圍為：i=624，故電動機轉速可選范圍為： nd= in=（624）78.35=（4701880.4） r/min.符合這一范圍的同步轉速有：750，1000和1500 r/min.性能如下頁表1根據(jù)容量和轉速，由有關手冊查出，列表如下表，綜合考慮選第二方案較合適，因此選型號Y160L6，表1方案電動機型號額定功率Pkw電動機轉速 r/min電動機重量N傳動裝置的傳動比同步轉速滿載轉速總傳動比V帶傳動減速器1Y160M4111500146012318.633.55.322Y160L611100097014712.382.84.423Y180L8117507301849.322.53.734.計算傳動裝置的總傳動比和分配各級傳動比4.1總傳動比由式（7）i= 4.2分配傳動裝置傳動比由式（8） i=ii式中i,i分別為帶傳動和減速器的傳動比。為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取i=2.8，則i=n=87.31r/min.4.3分配減速器的各級傳動比因為為一級齒輪，故齒輪傳動比為：i=4.425.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 5.1各級軸轉速軸 n= r/min軸 n= r/min 卷筒軸 n= n=78.38 r/min5.2各軸輸入功率 軸 P=P= P=8.940.96=8.5824KW 軸 P= P= P=8.58240.980.97=8.158KW 卷筒軸 P= P= P=8.1580.980.96= 7.84KW其輸出功率則分別為輸入功率乘軸承效率0.98。軸 P= P0.98=8.58240.98=8.41kw軸 P= P0.98=8.1580.98=7.99kw 卷筒軸 P= P0.98=7.840.98=7.68kw5.3各軸輸入轉矩電動機輸出轉矩：T=9550Nm、軸輸入轉矩：軸：T= Ti= Ti= Nm軸：T= Ti=Ti= Nm卷筒軸輸入轉矩：T= T= Nm 各軸輸出轉矩軸：T= T0.98=236.540.98=231.8m軸：T=T0.98=993.850.98=973.97 Nm卷筒軸輸出轉矩：T=T0.98=954.50.98=935.41 Nm的輸出轉矩則分別為各軸的輸入轉矩乘軸承效率0.98.6.傳動零件的設計計算6.1 V帶的設計6.1.1已知：電動機轉速n=970r/min,軸n=346.43 r/min,電動機輸出功率P=8.94KW。查表13-8得 K=1.1，故P= KP=1.18.94=9.83Kw6.1.2選V帶型號由P=9.83KW，n=970 r/min,由圖13-15查知，選V.帶B型帶。6.1.3求大小帶輪基準直徑，由表13-9，取小帶輪的基準直徑=160mm，現(xiàn)取160mm由式表13-9得，= d（1-）=2.8160(1-0.02)=448mm由表（13-9）取=450mm（雖使n略有減小，但其范圍小于5，允許）。6.1.4驗算帶速VV= m/sV在525 m/s范圍內，合適。6.1.5求V帶基準長度L和中心距a初步選取中心距a=1.5（+）=1.5（160+450）=915mm取a=600mm，符合0.7（+）a2(+ )式（13-2）得帶長=2a+=2158mm查表13-2，對A型帶選用L=2240mm，再由式（13-16）計算實際中心距：aa+ mm。6.1.6驗算小帶輪包角由式（13-1）得=180120，合適。6.1.7求V帶根數(shù)由式（1315）得 z=令n=970 r/m，=160mm，i=2.8查表（13-3）得 P=2.67KW查表（13-5）得 =0.33 KW由= 查表（13-7）得K=0.925查表（13-2）得K=1.0，由此可得Z=3.54取4根6.1.8求作用在帶輪軸上的壓力表（131）得q=0.18 kg/m，故由式（1317）得單根v帶的初拉力 = =應使帶的實際初拉力F（F）。作用在軸上的壓力=2zsin=2570N6.1.9帶輪結構設計小帶輪轂孔徑 d= D=42mm小帶輪基準直徑 =84，即：故小帶輪采用實心式大帶輪基準直徑 =450 350mm，故采用腹板式6.2齒輪的設計已知：載荷變化不大，傳動比i=4.42，小齒輪軸轉速n=n=346.43 r/min，傳動功率P=8.94 KW。6.2.1決定傳動形式 因為i=4.42， 直齒圓柱齒輪傳動比i4 斜齒圓柱齒輪傳動比i7 所以選擇斜齒圓柱齒輪傳動。6.2.2 計算齒輪轉矩6.2.3選擇齒輪材料、精度等級及熱處理方法考慮減速器功率不大（結構尺寸要?。兴僦休d材料的工藝性、價格等因素，決定大小齒輪均選用45#鋼制造。采用軟齒面 標準齒形（）小齒輪調質處理 HBS1=241286 取260大齒輪?；ㄕ穑┨幚?HBS2=217255 取240查圖（10-20c），（10-20b） 得： =420 MPa =350 MPa查圖（10-21d），（10-21c） 得：=590 MPa =550 MPa查表（108） 選8級精度的齒輪。6.2.4 初選小齒輪的齒數(shù)和螺旋角 初選z=21，則z=i z=214.41=92.82 取z=92實際齒數(shù)比: 傳動比誤差: 5%所以所選齒數(shù)可用。選6.2.5 按齒面接觸疲勞強度設計參數(shù)由式（1021） 得：（1）初選=1.3 （表11-3）（2）查表（10-7） 對稱布置、軟齒面=0.9-1.4 取1（3）查表(10-6) =188（4）查圖（10-30） =2.45（5）査圖（10-26）可根據(jù)公式計算 1.645（6）計算許用應力、應力循環(huán)次數(shù)N=60njL=60342.91830010 7.4810 應力循環(huán)次數(shù) N=60njLi=7.4810/4.42 1.6910查圖（10-18），（10-19） 得:=0.89 =0.94=0.92 =0.98 =1.251.50 取1.4（發(fā)生折斷） 1（點蝕破壞）所以 ：=267MPa=230 MPa=554.6MPa=539M Pa（7）計算小齒輪的分度圓直徑 由式（1021）=48.62 mm（8）初算圓周速度=0.88m/s（9）查表（10-2） 載荷平穩(wěn) 電動機KA1.0 查圖（10-8） =0.88 8級 =1.08F=3619.91Nb=148.62=48.62=774.45N/mm100N/mm查表10-3 = =1.2查表10-4 對稱布置 =1 b=48.62mm=1.15+0.18+0.311.342 =2.37 h=（2h+c）m=（2+0.25）2.37=5.33 查表10-4 1.34查圖（10-13） =1.3K=1=1.74 K= =1=1.671（10）校正=48.62=53.58mm（11）重新計算模數(shù)=2.496 （12）計算實際中心距=167.09mm 取整數(shù) a167mm（13）校正螺旋角=11.7在8-20 范圍內且與假設值像接近，故其他參數(shù)無需修正。（14）計算分度圓直徑d、d =61.58mm = =272.15mm d、d不能圓整,而且后面的小數(shù)部分相加應為整數(shù)(15) 計算齒寬 =1=61.58mm (實際嚙合寬度)取 b=65mm，b=65mm（16）驗算取b=60 b=65 b b 510查圖(10-22)在8級精度范圍內，所以選8級精度合適設計匯總：Z =26 d=85.88mm b=65mm Z=115 d=272.15mm b =60mmm=2 a=167mm 6.2.6 齒根彎曲疲勞強度校核 =22.44 =98.3 查表(10-5) 用插入法 求得:查取齒形系數(shù)。由表105查得=2.705，=2.185取應力校正系數(shù)。 由表105查得 =1.577，=1.788=1.419Y=2.705，Y=2.185Y=1.577, Y=1.788 查圖(10-28) 得: Y=0.90按式（1016）驗算輪齒彎曲強度（按最小齒寬52計算） =22.66MPa =20.72齒根彎曲疲勞強度安全6.2.7齒輪結構設計齒頂圓直徑： d=66.36mmd=277.3mm齒根圓直徑： d=55.7mm=266.63mm6.2.8 齒輪的潤滑因為.v=0.88m/s2mn 此軸為齒輪軸。7.4.2 低速軸的結構設計（1）擬訂裝配方案齒輪，軸套，擋油環(huán)，軸承，軸承端蓋，聯(lián)軸器從左邊裝入；軸套，擋油環(huán)，軸承，軸承端蓋從右邊裝入。（2）根據(jù)定位要求確定各段軸的直徑和長度 裝聯(lián)軸器的軸徑最小，d=55mm。查手冊 d=55mm，L1=84mm。 預選用30213軸承，查手冊 d=65mm，D=140mm。 dn1.4h 取=23。VI-VIII段軸安裝擋油環(huán)和軸承，直徑為65mm.，軸長為20。 則軸的總長L=84+76+44+58+23+20=305。 查手冊 軸的總長無需圓整。7.5軸的校核7.5.1高速軸的校核 求垂直面的支承反力F=390.02 F= FF=539.05 求水平面的支承反力（圖c）F=F=1245.46 繪垂直面的彎矩圖（圖b）M=F=83.55 NmM= F=60.45 Nm繪水平面的彎矩圖（圖c）M=F=193.05 Nm求合成彎矩圖（圖e）。M= 210.35NmM= = 202.29 Nm求軸傳遞的轉矩（圖f）T= F=106.96 Nm求危險截面的當量彎矩校正系數(shù)=-1/0=0.6T=0.6106.96=64.18從圖可見，a-a截面最危險，其當量彎矩為M=226.07計算危險截面處軸的直徑軸材料為45號鋼，調質處理，由表141查得=650 MP，由表143查的許用彎曲應力=55 MP，則d mm考慮到鍵槽對軸的削弱，將d值加大5，故d=1.0533=34.65 mm取軸徑，合適，安全。7.5.2低速軸的校核求垂直面的支承反力（圖b）F=94 F= FF=791.17 求水平面的支承反力（圖c）F=F=1189.15 繪垂直面的彎矩圖（圖b）M=F=141.2 NmM= F=16.78 Nm繪水平面的彎矩圖（圖c）M=F=212.26 Nm求合成彎矩圖（圖e）。M= 258.27NmM= = 216.91 Nm求軸傳遞的轉矩（圖f）T= F=424.5 Nm求危險截面的當量彎矩校正系數(shù)=-1/0=0.6T=0.6424.5=254.7從圖可見，a-a截面最危險，其當量彎矩為M= =334.54 Nm計算危險截面處軸的直徑軸材料為45號鋼，調質處理，由表141查得=650 MP，由表143查的許用彎曲應力=55 MP，則d mm考慮到鍵槽對軸的削弱，將d值加大5，故d=1.0538=39.9mm取軸徑，合適，安全。8. 滾動軸承的校核8.1高速軸：預選30209軸承。d=45mm，D=85mm。軸承端蓋的選擇： 選用凸緣式軸承端蓋（根據(jù)結構），HT150。螺釘直徑：10 螺釘數(shù)：4 d=d+1=10+1=11mmD= D+2.5 d=135mmD= D+2.5 d=160mme=1.2* d=12mmD=D-(1015)=100mmD= D-3 d=105mmD=D-(24)=107mm1）基本額定動載荷：C=53.5KN基本額定靜載荷：C=47.2 KN極限轉速：5600 r/min所需軸承的壽命為：L=830010=24000h2）求相對軸向載荷對應的e值與Y值。已知Fa=530.52N,所以相對應的軸向載荷為=0.011243） 在表中可查得X=1,Y=0。當量動載荷P=f（XF+YF）=722.4N4) 驗算軸承7310的壽命（）=1.9724000h經計算，所需軸承壽命：LL=48000 h.5） 故所選7310型號角接觸軸承合適。8.2低速軸：軸承端蓋的選擇：預選7313軸承， d=65mm，D=140mm。選用凸緣式軸承端蓋（根據(jù)結構），HT150。螺釘直徑：10 螺釘數(shù)：6 d=d+1=10+1=11mmD= D+2.5 d=135mmD= D+2.5 d=160 mme=1.2* d=12 mm D=D-(1015)= 100 mmD= D-3 d=105 mmD=D-(24)=107 mm1）基本額定動載荷：C=89.8KN基本額定靜載荷：C=75.5 KN極限轉速：4500 r/min所需軸承的壽命為：L=830010=24000h2） 求相對軸向載荷對應的e值與Y值。已知Fa=506.82N,所以相對應的軸向載荷為=0.00673） 在表中可查得X=1,Y=0。當量動載荷P=f（XF+YF）=1062.204N4) 驗算軸承7313的壽命（）=2.9424000h經計算，所需軸承壽命：LL=24000 h.5） 故所選7313型號角接觸軸承合適。所以采用脂潤滑方式潤滑。軸承端蓋的選擇：選用凸緣式軸承端蓋（根據(jù)結構），HT150。軸承外徑D=140mm，螺釘直徑d=12，螺釘個數(shù)：6個9聯(lián)軸器的選擇：計算轉矩：T=KT，（查表141得，K=1.3）則 T= KT=1.5316.64= 736.398Nm按照計算轉矩T，半聯(lián)軸器公稱轉矩的條件。 選LT9型公稱轉矩：T=100Nmn=2850r/min L=112mm L=84 D=250mm d=50mm材料：鑄鋼10 鍵聯(lián)結的選擇與驗算10.1鍵聯(lián)結的選擇10.1.1高速軸鍵 所需開鍵槽軸徑分別為：d=40 mm軸段長度為：L=61mm，選擇A型圓頭普通平鍵，其參數(shù)分別為：鍵：鍵寬 b=10 mm鍵高 h=8 mm鍵長 L=22110，取L=50mm鍵槽 t=5.0 mm，t=3.3 mm，鍵槽倒角 r=0.250.4 10.1.2低速軸鍵所需開鍵槽、的軸徑分別為：d=55 mm，d=68 mm軸段長度分別為：L=82 mm，L=58mm，鍵：鍵寬 b=14 mm鍵高 h=9 mm鍵長 L=36160，取L=70 mm鍵槽 t=5.5 mm，t=3.8 mm，鍵槽倒角 r=0.250.4 鍵：鍵寬 b=20 mm鍵高 h=12 mm鍵長 L=36160，取L=50 mm鍵槽 t=7.5 mm，t=4.9mm，鍵槽倒角 r=0.250.4 10.2校核鍵的強度高速軸 鍵：查表（10-10）可知，鍵聯(lián)結的許用擠壓應力為： =100120，由平鍵聯(lián)結的擠壓強度條件= 得：= MP 因為： 故高速軸鍵是安全的，合適。低速軸1鍵：查表10-10可知，=100120 由= MP 因為： 低速軸1鍵是安全的，合適。低速軸2鍵：查表10-10可知，=100120 由= MP 因為：低速軸2鍵是安全的，合適。11減速器機體結構尺寸名稱符號尺寸關系（mm）機座壁厚一級：0.025a+18 取=8機蓋壁厚一級：0.025a+38 取=8機座凸緣厚度b1.5取b=12mm機蓋凸緣厚度b1.5取b1=12mm機座底凸緣厚度b2.5b2=20mm地腳螺釘直徑df0.036a+12取d=22.38mm M24地腳螺釘數(shù)目n當a250時，n=6 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d0.75d取d=17mm M20機蓋與機座聯(lián)結螺栓直徑d（0.50.6）d取d2=12mm M16軸承端蓋螺釘直徑d（0.40.5）d取d3=10mm M12窺視孔蓋螺釘直徑d（0.30.4）d取d4=8mm M8定位銷直徑d（0.70.8）d d=9mmd、d、d至外機壁距離c分別為34mm,26mm,22mmd、d、d至凸緣邊緣距離c分別為28mm,20mm,14mm軸承旁凸臺半徑Rc=28mm凸臺高度h應保證大軸承旁凸臺的扳手空間外機壁至軸承座端面距離lc+c+（812）取l=50mm大齒輪頂圓與內機壁距離1.2取=11mm齒輪端面與內機壁距離取=10mm機蓋、機座肋厚m、mm0.85，m0.85軸承端蓋外徑DD=1.25D+10軸承端給凸緣厚度t（11.2）d軸承旁聯(lián)結螺栓距離S盡量靠近，以M d與M d互不干涉為準，一般取SD六、小結: 通過近一個學期的努立，我基本上按要求完成了機械設計課程設計中指定的各項任務，通過這次設計，進一步提高了我的機械知識水平，鞏固了所學課程；無論是看圖能力還是畫圖能力都得到了較大的提高，使我們對機械有了更深刻的理解和認識，培養(yǎng)了我綜合運用所學知識解決工程實踐問題的能力。由于實踐經驗和資料的缺乏，加之時間緊迫，在設計過程中遇到了許多問題，大部分問題在老師的指導和同學們的幫助下下得以解決。但也有很多地方設計的不近人意，例如所繪制的圖紙有些地方表達的不是很清楚，希望各位老師給予諒解。七、致謝: 對于這次設計的完成,首先感謝母校塔里木大學的辛勤培育，感謝學校給我提供了如此難得的學習環(huán)境和機會，使我學到了許多新的知識、知道了知識的可貴與獲取知識的辛勤。承蒙張涵老師的耐心指導，我順利地完成了我的課程設計。在此深深感謝我的老師張涵給予了我耐心的指導和幫助,表現(xiàn)了他對工作高度負責的精神，同時也感謝給給我?guī)М嫹◣缀巍C械工程材料、互換性與測量技術以及材料力學的老師，沒有這些課程做基礎，是無法完成機械課程設計的，感謝你們！在我的設計過程中，還得到了眾多同學的支持和幫助，在此，我對這些同學表示我衷心的感謝和永遠的祝福！ 對于這次的課程設計，還有許多美好的設想由于時間和自身因素無法得以實現(xiàn)，這不能不說是本次設計的遺憾之處。不過，至少它啟發(fā)了我的的思維，提高了我的動手能力，豐富了我為人處世的經驗，進一步鞏固了所學知識，這為我在以后的學習過程當中奠定了堅實的基礎 。也為以后在自己的工作崗位上發(fā)揮才能奠定了堅實的基礎。最后，再一次衷心的感謝贈與我知識、給予我?guī)椭乃欣蠋?，你們傳遞的知識使我受用一生，你們的恩情我會銘記一生！雖然說謝謝二字不足以表達我的感情，但是仍然對你們說聲“謝謝”，“桃李不言，下子成溪”！參考文獻1西北工業(yè)大學機械原理及機械零件教研室 濮良貴 紀名剛主編機械設計（第 七 版） 高等教育出版社2清華大學、北京科技大學 吳宗澤 羅圣國主編機械設計課程設計手冊（第二版） 高等教育出版社3龔桂義主編機械設計課程設計指導書（第二版） 高等教育出版社4哈爾濱工業(yè)大學龔桂義編機械設計課程設計圖冊（第三版） 高等教育出版社5劉小年 劉大魁主編機械制圖高等教育出版社出版6何志剛主編(第三版)中國農業(yè)出版社7單輝祖主編材料力學（第二版） 高等教育出版社8東南大學 戴枝榮主編 高等教育出版社見機械設計課程設計手冊 第12頁P=8.94KWn= 78.35r/min電動機的選擇見機械設計課程設計手冊第167頁i=12.38i=2.8i=4.42n=78.38r/min.見機械設計課程設計指導書第15頁n=346.43r/minn=78.38 r/minn=78.38 r/minP=8.5824KWP=8.158KWP=7.84KWP=8.41KWP=7.99KWP=7.68KWT= 88NmT=236.54 NmT=993.85 NmT=954.5 NmT=231.8NmT=973.97 NmT=935.41 Nm表13-8 見機械設計基礎第218頁P=9.83KW表13-9見機械設計基礎第219頁=160mm=450mmV=8.11m/s式（13-2）見機械設計基礎第205頁a=600mm式（13-16）見機械設計基礎第220頁L=2240mma641mm式（13-1）見機械設計基礎第205頁= 式（1315）見機械設計基礎第218頁表（13-3）見機械設計基礎第214頁表（13-5）見機械設計基礎第216頁表13-7見機械設計基礎第217頁K=0.925表13-2見機械設計基礎第212頁K=1.0Z=4表131見機械設計基礎第212頁=321.41N式（1317）見機械設計基礎第220頁=2570N表101見機械設計211頁圖10-20c，b見機械設計第208，207頁圖10-21d，c見機械設計第209頁表（108）機械設計第210頁z=21z=92式（10-21）見機械設計第218頁表10-7見機械設計第205頁表10-6見機械設計第201頁圖10-30見機械設計第217頁圖10-26見機械設計第215頁N=7.4810N=1. 6910圖10-18 ，10-19見機械設計第206，207頁=0.89=0.92 =0.94 =0.98267MPa=230MPa=554.6MPa=539M Pa圖10-21見機械設計第209頁d=48.62mmv=0.88 m/s表10-2見機械設計第193頁圖10-8見機械設計第194頁表10-3見機械設計第195頁表10-4見機械設計第196-197頁= =1.2 取h=9表10-4見機械設計第196-197頁圖10-13見機械設計第198頁1.34=1.29K=1.74K=1.67153.58mm167mm 11.98 61.58mm272.15mmb=78mmb=84mm圖10-22見機械設計第210頁22.4498.3表10-5見機械設計第200頁表10-5見機械設計第200頁=2.705，=2.185=1.577，=1.788表10-5見機械設計第200頁圖10-28見機械設計第217頁式10-16見機械設計第216頁d=66.36mmd=277.3mmd=55.7 mm=266.63mmT=236540 NmmT=993860 Nmm2490.92=927.09 =530.82 =11902.5 =885.17 =506.82 34.97mm 49.8mmdmin =55mm 2490.92 （N） 927.09（N） 530.82（N）F=390.02 F= 539.05 F=F=1245.46 M=83.55 NmM=60.45 NmM=193.05 NmM= 210.35NmM=202.29 NmT= 106.96 Nm表14-3見機械設計基礎第245頁2378.29 =885.17 =506.82 F=94 F=791.17 F=F=1189.15 M=141.2 NmM=16.78 NmM=212.26 NmM= 258.27NmM=216.91 NmT= 424.5 Nm表14-3見機械設計基礎第245頁表14-3見機械設計基礎第245頁M=334.54 Nm表143見機械設計基礎第246頁d=11mmD=135mmD=160mme=12mmD=100mmD=105mmD=107mmC=53.5KN C=47.2 KN P=722.4N 1.97d=11mm D=135mm D= 160 mme=12 mmD=100 mm D=105 mm D=107 mmC=89.8KN C=75.5 KN L=24000hP=1062.204N 2.94表14-1見機械設計第351頁T=736.398Nm查表10-10見機械設計基礎第158頁= 19.09MP=54.09 MP= 4.5MP