二级减速器机械设计课程设计计算说明书.doc

学 号： 机械设计课程设计题 目热处理车间清洗零件输送设备的传动装置教 学 院机电工程学院专 业机械设计制造及其自动化班 级姓 名指导教师年月日目录目录1一、传动方案拟定2二、电动机选择21.电动机功率选择32.确定电动机转速33.确定电动机型号3三、理论总传动比及各级传动比分配3四、运动参数及动力参数计算4五、传动零件的设计计算41.皮带轮传动的设计计算42.齿轮传动的设计计算62.1高速级齿轮设计计算及校核62.2低速级齿轮设计计算113.轴的设计计算143.1中间轴的设计计算143.1.1初算轴径143.1.2键连接153.1.3轴的受力分析153.1.4校核轴的强度163.1.5键校核183.1.6校核轴承寿命183.2高速轴的设计计算193.2.1初算轴径193.2.2键连接213.2.3轴的受力分析213.2.4校核轴的强度223.2.5校核键连接的强度243.2.6校核轴承寿命243.3低速轴设计计算263.3.1初算轴径及联轴器的选择263.3.2键连接273.3.3轴的受力分析273.3.4校核轴的强度283.3.6校核键的强度303.3.7校核轴承寿命30六、润滑方式及密封装置的选择311. 润滑方式322.密封装置32七、箱体的结构设计32八、参考文献34计算过程及计算说明一、传动方案拟定第六组：热处理车间清洗零件输送设备的传动装置工作条件：该装置单向传送，载荷平稳，空载起动，两班制工作，使用期限5年（每年按300天计算），输送带速度容许误差为5% 。（1） 原始数据：滚筒直径D=380N；带速V=0.9m/s；滚筒轴转矩T=950N.m。 1 电动机2 V带传动3 减速器4 联轴器5 滚 筒6 输送带图1 清洗零件输送设备的传动装置运动简图二、电动机选择1.电动机功率选择（1）传动装置的总效率：总=带3轴承2齿轮联轴器滚筒=0.960.9930.980.990.96=0.84(2)电机所需的工作功率P工作=FV/1000总=50000.9/10000.84=5.36KW2.确定电动机转速计算滚筒工作转速：n筒=601000V/D=6010000.9/3.14380=45.3r/min按手册P7表1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动二级级减速器传动比范围Ia=840。取V带传动比I1=24，则总传动比理时范围为Ia=624。故电动机转速的可选范围为nd=Ian筒=（16160）45.3=724.87248r/min符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：因此有三种传支比方案：如指导书P15页第一表。综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第3方案比较适合，则选n=1500r/min。3.确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132S-4。其主要性能：额定功率：5.5KW，满载转速1440r/min，额定转矩2.2。质量68kg。三、理论总传动比及各级传动比分配1.总传动比：i总=n电动/n筒=1440/45.3=31.792.分配各级伟动比（1） V带传动比i带=24，取V带传动比i带=2.5（2） i总=i二级i带i二级=i总/i带 =31.79/2.5=12.716齿轮传动i1=（1.31.5）i2 取i1=1.4 i2故i1=4.2 i2=3.02四、运动参数及动力参数计算1.计算各轴转速（r/min）nI= nw/i0=1440/2.5=576r/minnII=nI/i1=576/4.2=137r/minnIII=nII/i2=137/3.02=45.4r/min2.计算各轴的功率（KW）PI=Pd0I=5.360.96=5.28KWPII=PI1=Pd0II II=5.360.960.98=5.12KW PIII=PIIII III=5.120.98=4.97KW3.计算各轴扭矩（Nmm）TI=9.55106PI/nI=9.551065.28/576=87.6NmTII=9.55106PII/nII=9.551065.12/137=356.88NmTIII=9.55106PIII/nIII=9.551064.97/45.4=1045Nm五、传动零件的设计计算1.皮带轮传动的设计计算（1） 选择普通V带截型由课本P83表5-9得：kA=1.1PC=KAP=1.15.5=6.05KW 由课本图5-8得：选用A型V带确定带轮基准直径，并验算带速由课本图5-10得，推荐的小带轮基准直径为75100mm则取dd1=90mmdmin=75dd2= i带dd1=2.590=225mm由课本P74表5-4，取dd2=224mm实际从动轮转速n2=n1dd1/dd2=960100/200=480r/min验算带速V：V=dd1n1/601000=901440/601000=6.78m/s在525m/s范围内，带速合适。（2） 确定带长和中心矩根据课本P84式（5-14）得0. 7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)0. 7(90+224)a02(90+224)所以有：332.5mma0950mm初定中心距a0=500由课本P84式（5-15）得：Ld0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)/4a0=2500+1.57(90+224)+(224-90)2/4500=1546mm根据课本P71表（5-2）取Ld=1600mm根据课本P84式（5-16）得：aa0+Ld-L0/2=500+1600-1546/2=527mm(4)验算小带轮包角1=1800-(dd2-dd1)/a57.30 =1800-(224-90)/46257.30=165.401200（适用）（5）确定带的根数根据课本P78表（5-5）P1=1.064KW根据课本P79表（5-6）P1=0.169KW根据课本P81表（5-7）K=0.95根据课本P81表（5-8）KL=0.99由课本P83式（5-12）得Z=PC/P=PC/(P1+P1)KKL=6.05/(1.064+00.169) 0.95520.99=5.17取Z=6根(6)计算轴上压力由课本P70表5-1查得q=0.1kg/m，由式（5-18）单根V带的初拉力：F0=500PC/ZV（2.5/K-1）+qV2=5006.05/66.78(2.5/0.95-1)+0.160782=124.9N则作用在轴承的压力FQ，由课本P87式（5-19）FQ=2ZF0sin1/2=24124.9sin162.6/2=1481.5N2.齿轮传动的设计计算2.1高速级齿轮设计计算及校核（1）选择齿轮材料及精度等级考虑减速器传递功率不在，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为280HBS。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度240HBS；根据课本P139表6-12选7级精度。齿面精糙度Ra1.63.2m(2)按齿面接触疲劳强度设计由由式（6-15）确定有关参数如下：传动比i1=4.2取小齿轮齿数Z1=21。则大齿轮齿数：Z2=iZ1=4.221=88.2取Z2=89初取=140由课本P138表6-10取d=1 kt=1.6(3)转矩T1T1=9.55106P/n1=9.551065.28/576=87540Nmm(4)载荷系数k由课本P128表6-7取k=1(5)许用接触应力HH= HlimZNT/SH由课本P134图6-33查得：HlimZ1=600Mpa HlimZ2=550Mpa由课本P133式6-52计算应力循环次数NLNL1=60n1rth=605761(283005)=8.294108NL2=NL1/i=8.294108/4.2=1.97108由课本P135图6-34查得接触疲劳的寿命系数：ZNT1=0.9 ZNT2=0.95通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0H1=Hlim1ZNT1/SH=6000.9/1.0Mpa=540MpaH2=Hlim2ZNT2/SH=5500.95/1.0Mpa=522.5Mpa H=H1+H2/2=531.25 Mpa故d1t =54.15mmV=dd1tn1/601000=3.14x54.15x576/60x1000 =1.63 m/s计算齿宽B及模数mnt模数mnt= d1t xcos/ Z1= 54.15xcos140/21=2.5mmh=2.25mnt=2.25x2.5=5.625 mmb/h=54.15/5.625=9.62计算纵向重合度=0.318d x Z1 xtan=0.318x1x21xtan140=1.989计算载荷系数查表10-2使用系数=1查图10-8动载荷系数=1.15查表10-4齿向载荷分布系数=1.455查表10-3齿向载荷分布系数=1.4则载荷系数 =1x1.15x1.4x1.455=2.34由实际的载荷系数校正所得的分度圆直径d1= d1t (K/ kt)1/3=54.15x(2.34/ 1.6)1/3=61.46 mmmn =d1cos/ Z1=61.46x cos140/21=2.84 (6)按齿根弯曲强度设计查机械设计基础表11-6，得齿宽系数小齿轮上的转矩齿形系数 许用弯曲应力可由参考文献1 P147公式8.29算得： 由参考文献1 P146图8.28（h）可得两齿轮的弯曲疲劳极限应力分别为：和。 由参考文献1 P147表8.7，取安全系数=1.4。 由参考文献1 P147图8.30查得弯曲强度寿命系数为： 故许用弯曲应力为 = 查机械设计基础图11-8得：， 查机械设计基础图11-9得：， 因为和比较所以对大齿轮进行弯曲强度计算。法向模数 取由Z1=d1cos/ mn=29.81取Z1=30则Z2=4.2x30=126计算中心距a圆整为161mm。确定螺旋角：确定齿轮的分度圆直径：齿轮宽度：圆整后取；。2.2低速级齿轮设计计算（1）选择齿轮材料及精度等级考虑减速器传递功率不在，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为280HBS。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度240HBS；根据课本P139表6-12选7级精度。齿面精糙度Ra1.63.2m(2)按齿面接触疲劳强度设计由由式（6-15）确定有关参数如下：传动比i1=3.02取小齿轮齿数Z1=24。则大齿轮齿数：Z2=iZ1=4.224=72.48取Z2=73初取=140由课本P138表6-10取d=1 kt=1.6(3)转矩T1T1=9.55106P/n1=9.551065.12/137=356000Nmm(4)载荷系数k由课本P128表6-7取k=1(5)许用接触应力HH= HlimZNT/SH由课本P134图6-33查得：HlimZ1=600Mpa HlimZ2=550Mpa由课本P133式6-52计算应力循环次数NLNL1=60n1rth=601371(283005)=1.972108NL2=NL1/i=8.294108/4.2=6.53107由课本P135图6-34查得接触疲劳的寿命系数：ZNT1=0.98 ZNT2=1通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0H1=Hlim1ZNT1/SH=6000.98/1.0Mpa=588MpaH2=Hlim2ZNT2/SH=5501/1.0Mpa=550Mpa H=H1+H2/2=569 Mpa故d1t =84.59mmV=dd1tn1/601000=3.14x84.59x137/60x1000 =0.61 m/s计算齿宽B及模数mnt模数mnt= d1t xcos/ Z1= 84.59xcos140/24=3.42mmh=2.25mnt=2.25x3.42=7.69 mmb/h=84.59/7.69=11计算纵向重合度=0.318d x Z1 xtan=0.318x1x24xtan140=1.903计算载荷系数查表10-2使用系数=1查图10-8动载荷系数=1.05查表10-4齿向载荷分布系数=1.465查表10-3齿向载荷分布系数=1.4则载荷系数 =1x1.05x1.4x1.465=2.15由实际的载荷系数校正所得的分度圆直径d1= d1t (K/ kt)1/3=84.59x(2.15/ 1.6)1/3=93.35 mmmn =d1cos/ Z1=93.35x cos140/24=3.8 (6)按齿根弯曲强度设计查机械设计基础表11-6，得齿宽系数小齿轮上的转矩齿形系数 许用弯曲应力可由参考文献1 P147公式8.29算得： 由参考文献1 P146图8.28（h）可得两齿轮的弯曲疲劳极限应力分别为：和。 由参考文献1 P147表8.7，取安全系数=1。 由参考文献1 P147图8.30查得弯曲强度寿命系数为： 故许用弯曲应力为 = 查机械设计基础图11-8得：， 查机械设计基础图11-9得：， 因为和比较所以对大齿轮进行弯曲强度计算。法向模数 取由Z1=d1cos/ mn=36.23取Z1=36则Z2=3.02x36=109.4取 Z2=110计算中心距a圆整为188mm。确定螺旋角：确定齿轮的分度圆直径：齿轮宽度：圆整后取；。3.轴的设计计算3.1中间轴的设计计算3.1.1初算轴径选用45钢调质，硬度217255HBS根据课本P235（10-2）式，并查表10-2，取c=112d112 (2.304/458.2)1/3mm=37.42mm确定轴各段直径和长度轴段1与轴段5上要安装轴承，故其直径既便于安装轴承，又要复合轴承内径系列，初选轴承为7310C，由表11-9查得轴承内径d=50mm,B=27mm故d1=d5=50mm轴段2上安装齿轮3，轴段4上安装齿轮2，为了便于安装，d2和d4应分别略大于d1和d5，可初定d2=d4=55mm，齿轮左端采用轴肩固定，右端采用套筒固定，为使套筒能够顶到齿轮端面，轴段2和轴段4的长度应比相应齿轮轮毂略短，故取L2=92mm,L4=62mm.轴段3为中间轴两个齿轮提供定位，其轴肩高度范围为（0.070.1）d2=3.855.5，取其高度h=5故d3=62mm. 齿轮3左端面与箱体内壁距离与高速轴齿轮右端面距箱体内壁距离均取为10mm，齿轮2与齿轮3距离初取为10mm，则像体内壁之间的距离Bx=2x10+10+100+(65+70)/2=197.5mm，去齿轮2、3距离为10.5mm，则Bx=198mm，轴段3的长度为L3=10.5mm 该减速器的圆周速度小于2m/s，故采用脂润滑，需要挡油环防止箱体内润滑油进入到轴承座，轴承内端面距箱体内壁的距离取为12mm，则轴段1的长度为L1=52mm，轴段5的长度为L5=(27+12+12.5+3)mm=54.5mm 轴上力作用点的间距 轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离a3=22mm,则轴的支撑点及受力点的距离为 l1=(52+100/2-22-3)mm=76mm l2=(10.5+65+100/2)mm=93mm l3=(54.5+65/2-22-3)mm=62mm3.1.2键连接齿轮与轴间采用A型普通平键连接，查表4-1，的键的型号分别为键16X10X90GB/T 1096-1990和键16X10X56GB/T 1096-19903.1.3轴的受力分析 水平方向，轴承1 ，与所设方向相反。 轴承2。 竖直方向，轴承1 轴承2轴承1的总支撑反力： 轴承2的总支撑反力：3.1.4校核轴的强度 a-a剖面左侧，竖直方向 水平方向 b-b剖面右侧，竖直方向 水平方向a-a剖面右侧合成弯矩为 b-b剖面左侧合成弯矩为抗弯剖面模量 抗扭剖面模量 弯曲应力 扭剪应力b查表16.3得，满足的条件，故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度。3.1.5键校核齿轮2处键连接的挤压应力取键及齿轮材料都为钢，由表8-33查得，显然键的强度足够 齿轮3 处的键大于齿轮2处的键，故其强度也足够3.1.6校核轴承寿命 由参考文献2P138表12.2查7207C轴承得轴承基本额定动负荷=53.5KN，基本额定静负荷=4.72KN 轴承1的内部轴向力为： 轴承2的内部轴向力为： A=Fa3-Fa2=1262.8N S2+AS1 故轴承1的轴向力，轴承2的轴向力R1R2,Fa1Fa2,故只需要校核轴承1 的寿命由 由参考文献1P220表11.12可查得：又取故根据轴承的工作条件，查参考文献1P218219表11.9，11.10得温度系数，载荷系数，寿命系数。由P218公式11.1c得轴承1的寿命 已知工作年限为5年2班,故轴承预期寿命，故轴承寿命满足要求3.2高速轴的设计计算3.2.1初算轴径选取45号钢作为轴的材料，调质处理 根据公式计算轴的最小直径，并加大3%以考虑键槽的影响。 查表取A=112d112 (5.28/576)1/3mm=24.6mm取dmin=25mm 轴段1上安装带轮，此段轴的设计应与带轮轮毂轴孔设计同步进行。初定d1=30mm，带轮轮毂的宽度为（1.52.0）d1=45mm60mm，结合带轮结构，取带轮轮毂宽度为L带轮=50mm，轴段1的长度应略小于轮毂孔的长度，取L1=48mm，键选择8X7X45 在确定轴段2的轴径时，应考虑带轮的轴向固定及密封圈的尺寸、带轮用轴肩定位，轴肩高度h=（0.040.1）d1=2.1mm3mm，轴段2的轴径d2=d1+2h=34.1mm36mm，最终由其密封圈确定。该出的圆周速度小于3m/s，可选用毛毡圈油封，查表7-12，选毛毡圈35，则d2=35mm. 考虑齿轮有轴向力存在，选用角接触球轴承，暂取轴承为7308C,其内径d=40mm，宽度B=23mm外径D=80mm，轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离a3=18.5mm，则d3=40mm。轴承采用脂润滑，需要挡油环防止箱体内润滑油进入到轴承座，轴承内端面距箱体内壁的距离取为12mm，挡油环的挡油凸缘内侧凸出箱体内壁12mm，挡油环轴孔宽度初定为B1=18mm，则L3=B+B1=(23+18)mm=41mm. 通常一根轴上的两个轴承应取相同型号，则d7=40mm，L7= B+B1=(23+18)mm=41mm. 轴段5上安装齿轮，为便于安装d5应略小于d3，可初定d5=42mm，由表4-1知该处键的截面尺寸为bXh=12mmX8mm，则该出齿轮上齿根圆与轮毂键槽底部的距离e=df/2-d3/2-t1=(56.69/2-42/2-3.3)=4.16b故a-a剖面右侧为危险截面。查表16.3得，满足的条件，故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度。3.2.5校核键连接的强度 联轴器处连接键由参考文献2P135表11.28选择=8745， =45mm。轴径为=30mm 联轴器处键连接的挤压应力由于键，轴的材料都为45号钢，由参考文献1查得，显然键连接的强度足够！3.2.6校核轴承寿命 由参考文献2P138表12.2查7308C轴承得轴承基本额定动负荷=40.2KN，基本额定静负荷=32.3KN 轴承1的内部轴向力为： 轴承2的内部轴向力为： 由于 故轴承1的轴向力，轴承2的轴向力由 由参考文献1P220表11.12可查得：又取故，故取根据轴承的工作条件，查参考文献1P218219表11.9，11.10得温度系数，载荷系数，寿命系数。由P218公式11.1c得轴承1的寿命 已知工作年限为5年2班,故轴承预期寿命，故轴承寿命满足要求3.3低速轴设计计算3.3.1初算轴径及联轴器的选择 选取45号钢作为轴的材料，调质处理 根据公式计算轴的最小直径，并加大5%以考虑键槽的影响。 查表取A=106d106 (4.97/45.4)1/3mm=50.7mmd=(1+5%)X50.7=53.24mmdmin=53.24mm 轴段1上安装联轴器，此段设计与联轴器的选择同步进行 为补偿联轴器所连接两轴的安装误差、隔离振动，选用弹性柱销联轴器。查表14-1，取KA=1.5则 Tc=KAT3=1.5x1045.51=1568.265N.mm 查表8-7取LX4 48X84GB/T5014-2003 联轴器，相应的轴段1的直径d1=55mm，轴段1的长度略小于联轴器轮毂宽度，故L1=82mm，键连接选用键8x740 密封圈与轴段2 在确定轴段2的轴径时，应考虑联轴器的轴向固定及轴承端盖密封圈的尺寸。联轴器用轴肩定位，轴肩高h=（0.070.1）d1=(3.855.5)mm，d2=d1+2h=(62.766)mm，最终由密封圈确定。该处轴的圆周速度小于3m/s，可选用毛毡圈油封，查表7-12选毛毡圈65，则d2=65mm 轴承与轴段3及轴段6的设计 轴段3和轴段6上安装轴承，其直径应该既便于轴承安装，又复合轴承内径系列。考虑齿轮有轴向力存在，选用角接触球轴承，暂取轴承为7314C，得其内径d=70mm，宽度B=35mm，外径D=150mm，轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离a3=29.2mm，则d3=70mm。轴承采用脂润滑，需要挡油环防止箱体内润滑油进入到轴承座，轴承内端面距箱体内壁的距离取为12mm，挡油环的挡油凸缘内侧凸出箱体内壁12mm，挡油环轴孔宽度初定为B1=18mm，则L3=B+B1=(35+18)mm=53mm. 通常一根轴上的两个轴承应取相同型号，则d6=70mm齿轮与轴段5 该段上安装齿轮4，为便于齿轮的安装，d5应该略大于d6，可初定d5=72mm，齿轮右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定，为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段5 的长度应该比轮毂略短，故取L5=93mm键连接采用键10X8x40。 轴段4 该轴段为齿轮提供定位和固定作用，定位轴间的高度h=（0.070.1）d5=(6.519.3)mm，取h=8mm，则d4=88mm，齿轮左端面距箱体内壁距离为10+（100-95）/2=12.5mm,则轴段4的长度L4=198-12.5-95+12-18=84.5mm。 轴段2与轴段6的长度 轴段2的长度除与轴上零件有关外，还与轴承座及轴承端盖等零件有关。轴承端盖连接螺栓安装圆周大于联轴器轮毂外径，轮毂外径不与端盖螺栓的拆装空间干涉，股联轴器轮毂端面与端盖外端面的距离为K2=10。则有L2=58+2+8+10-35-12=31mm则轴段6的长度L6=35+12+12.5=59.5mm轴上力作用点的间距 轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离a3=29.2mm，则轴的支点及受力点的间距为 l1=59.5+93-95/2-29.2=75.8mm l2=53+84.5+95/2-29.2=155.8mm l3=29.2+31+84/2=102.2mm3.3.2键连接 带轮与轴段1间采用A型普通平键连接，查表4-1得其型号为 键10X8X40 GB/T 1096-19903.3.3轴的受力分析 竖直方向，轴承1 轴承2 水平方向，轴承1 ， 轴承2， 轴承1的总支撑反力： 轴承2的总支撑反力：3.3.4校核轴的强度 a-a剖面左侧，竖直方向 水平方向 其合成弯矩为 a-a剖面右侧，竖直方向 水平方向 其合成弯矩为计算截面应力抗弯剖面模量 抗扭剖面模量 弯曲应力 扭剪应力 剪应力取=0.6b故a-a剖面右侧为危险截面。查表16.3得，满足的条件，故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度。 3.3.6校核键的强度 联轴器处键连接的挤压应力齿轮处键连接的挤压应力由于键，轴的材料都为45号钢，由参考文献1查得，显然键连接的强度足够！3.3.7校核轴承寿命 由参考文献2P138表12.2查7314C轴承得轴承基本额定动负荷=102KN，基本额定静负荷=91.5KN 轴承1的内部轴向力为： 轴承2的内部轴向力为： 由于轴承1的轴向力 故轴承2的轴向力由 由参考文献1P220表11.12可查得：又取故故取根据轴承的工作条件，查参考文献1P218219表11.9，11.10得温度系数，载荷系数，寿命系数。由P218公式11.1c得轴承2的寿命 已知工作年限为5年2班,故轴承预期寿命，故轴承寿命满足要求六、润滑方式、润滑剂牌号及密封装置的选择1. 润滑方式 齿轮的润滑 采用浸油润滑，浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为25mm。再加齿轮到箱底的距离15mm，所以油深40mm。 轴承的润滑 由于轴的转速较小，选择脂润滑 2.密封装置选用凸缘式端盖易于调整，采用毡圈油封密封圈实现密封。 密封圈型号按所装配轴的直径确定为 毡圈35JB/ZQ4606-86 毡圈65JB/ZQ4606-86七、箱体的结构设计在本次设计中箱体材料选择铸铁HT200即可满足设计要求代号名称设计计算结果箱座壁厚箱盖壁厚箱座加强肋厚箱盖加强肋厚箱座分箱面凸缘厚箱盖分箱面凸缘厚箱座底凸缘厚地脚螺栓=轴承旁螺栓联结分箱面的螺栓轴承盖螺钉检查孔螺钉定位销直径地脚螺栓数目时，、至外箱壁距离由推荐用值确定、至凸缘壁距离由推荐用值确定轴承旁凸台半径由推荐用值确定轴承座孔外端面至箱外壁的距离轴承座孔外的直径轴承孔直径轴承螺栓的凸台高箱座的深度，为浸入油池内的最大旋转零件的外圆半径八、参考文献：1.机械原理 孙桓、陈作模、葛文杰主编高等教育出版社 2006年。2.机械设计基础 杨可桢 程光蕴 李仲生主编 高等教育出版社第五版。3.机械设计课程设计手册吴宗泽 罗圣国主编 高等教育出版社 第三版。 4、机械制图高玉芬 朱凤艳主编 第三版V=0.9m/sD=380mmT=950N.mn滚筒=45.3r/min总=0.84P工作=5.36KW电动机型号Y132S-4i总=31.79据手册得i带=2.5i1=4.2i2=3.02nI =576r/minnII=137r/minnIII=45.4r/minPI=5.28KWPII=5.12KWPIII=4.97KWTI=87.6NmTII=356.88NmTIII=1045Nmdd2=224mmV=6.78m/s332.5mma0950mm取a0=500Ld0=1546mmLd=1600 mma0=500mm1=165.40Z=6根F0=124.9NFQ =1481.5NI1=4.2Z1=21Z2=89T1=87540NmmHlimZ1=600MpaHlimZ2=550MpaNL1=