机械设计课程设计压床机械.doc

目 录一、设计任务书 2、 工作原理 2、 设计要求 2、 设计数据 3、 设计内容及工作量 3二、传动方案拟定与分析 3三、电动机的选择 4四、计算传动装置的总传动比及分配各级传动比 4五、计算传动装置的运动，动力参数 4六、传动零件设计计算 5、 锥齿轮传动设计 5、 圆柱齿轮传动设计 8七、减速器装配草图设计 12、 选择结构方案 12、 初绘装配草图 13、 校核低速轴上的键联接，轴与轴承 14、 校核滚动轴承的寿命和键联结强度 18八、联轴器的选择 19九、润滑和密封 20十、主要零部件三维CATIA建模 20十一、设计小结 24十二、参考资料 24机械设计课程设计压床机械一、设计任务书：、工作原理：压床机械是由六杆机构中的冲头（滑块）向下运动来冲压机械零件的。下图为其参考示意图，其执行机构主要由连杆机构和凸轮机构组成。电动机经过减速传动装置（齿轮传动）带动六杆机构的曲柄转动，曲柄通过连杆、摇杆带动滑块克服阻力F冲压零件。当冲头向下运动时，为工作行程，冲头在0.75H内无阻力；当在工作行程后0.25行程时，冲头受到的阻力为F；当冲头向上运动时，为空回行程，无阻力。在曲柄轴的另一端，装有供润滑连杆机构各运动副的油泵凸轮机构。、设计要求：电动机轴与曲柄轴垂直，使用寿命10年，每日一班制工作，载荷有中等冲击。允许曲柄转速偏差为5。要求凸轮机构的最大压力角应在许用值之内，从动件运动规律见设计数据。执行构件的传动效率按0.95计算。按小批量生产规模设计。、设计数据：曲柄转速 n2 = 95 r/min , 距离 x1 = 40 mm , 距离 x2 = 170 mm , 距离 y = 180 mm ,冲头行程 H = 180 mm , 上极限角 1 =120 ，下极限角 2 = 60 ， 连杆质量 m3 = 70 kg ,连杆质心转动惯量 Js3 = 0.32 kgm2 , 摇杆质心转动惯量 Js4 = 0.28 kgm2 ,摇杆质量 m4 = 52 kg ， 滑块质量 m6 = 38 kg ，工作阻力 Fmax = 4600 N .、设计内容及工作量：1、 确定传动装置的类型，画出机械系统传动简图。2、 选择电动机，进行传动装置的运动和动力参数计算。3、 传动装置中的传动零件设计计算。4、 绘制传动装置中减速器装配图一张（A0）。5、 绘制减速器箱体、齿轮及轴的零件图各一张（A1）。6、 编写设计计算说明书一份。完成以上工作后准备机械设计部分的答辩。二、传动方案拟定与分析:1、 设计要求电动机轴与工作轴垂直，且传动比较大（见下文i）,同时为使传动更加平稳，齿轮强度应较高，考虑采用直齿锥齿轮-斜齿圆柱齿轮传动。2、 锥齿轮的加工比较困难,特别是大尺寸锥齿轮。一般应放在高速级，以减小其直径和模数。但需注意，当锥齿轮的速度过高时，此时还应考虑能否达到制造精度及成本问题。3、 采用闭式齿轮传动，可以得到良好的润滑与密封，更能适应在铸造车间繁重恶劣的条件下长期工作，且使用与维护方便。4、 综上所诉，所采用的系统传动方案如下图所示：计算及说明结果三、电动机的选择：1、 择电动机类型：按已知条件和要求，选用Y系列一般用途的三相异步电动机。2、 择电动机的容量：Pw = = = 2.23 kw8级精度锥齿轮传动效率g1 = 0.95 , 滚动轴承效率r = 0.99 , 联轴器效率c = 0.98，8级精度圆柱齿轮传动效率g2 = 0.97 , 则 = g1g2r 3c 2 = 0.950.970.9930.982 = 0.86Pd = = = 2.6 kw因载荷平稳，电动机额定功率Ped只需略大于Pd即可，选电动机的额定功率Ped为3 kw 。3、 确定电动机转速：工作机轴转速为 nw = 95 r/min , 按表2 4推荐的各级传动比范围ia = 815，可见电动机转速可选范围：nd = ianw = (815)95 = 7601425 r/min，考虑到重量和价格，选用同步转速为1000 r/min 的Y系列异步电动机Y132S 6，其满载转速nm = 960 r/min 。四、计算传动装置的总传动比及分配各级传动比：1、 传动装置总传动比：i = = 10.112、 分配传动比装置各级传动比：i = i1i2 ， 取 i1 = 0.25i，得i1 = 2.53，i2 = 4 .五、计算传动装置的运动，动力参数：1、各轴转速：n= 960 r/min n= n/ i1= 960/2.53= 379.45 r/minn= n/ i2= 379.45/4= 95 r/min工作机轴：nw= n= 95 r/min2、各轴功率：P=Pdc= 2.60.98= 2.55 kwP= Prg1= 2.550.990.95 = 2.4 kwP= Prg2 = 2.40.990.97 = 2.3 kw工作机轴：Pw= Prc=2.30.990.98 = 2.23 kw3、各轴转矩：电机轴：T0=9550Pd/nm= 25.86 NmT=9550 P/ n= 25.37 NmT=9550 P/ n= 60.4 NmT=9550 P/ n= 231.21 Nm工作机轴：Tw=9550Pw/ nw= 224.17 Nm六、传动零件设计计算：、锥齿轮传动设计：1、 择齿轮材料，热处理，精度等级：齿轮材料选用45钢，软齿面齿轮传动，选小齿轮调质，齿面硬度为230240HBS,大齿轮正火，齿面硬度为190200HBS，精度等级为8级。2、 选择齿轮齿数、齿宽系数：选z1=22，z2=i1 z1= 55.66 , 取z2= 56，u = = 2.54锥齿轮推荐齿宽系数R = 0.25 0.3 ，因齿轮悬臂布置，取R = 0.26 。3、 确定相关系数：COS1 = = = 0.9305 , 1 = 21.49COS2 = = =0.3663，2 = 68.51当量齿数：zv1 = = 24 zv2 = = 153当量齿轮端面重合度: = 1.88 3.2 (+) = 1.734、 按齿面接触疲劳强度计算：设计公式 mm确定式中各项数值：因载荷平稳，转速不高，可初选载荷系数Kt=1.5；T1= 9.55 P/ n = 25367Nmm ;由表9-7，选取ZE=189.8， ZH= 2.5， Z= 0.88 由式9-12，N1=60n1jLn=609601830010=1.38109N2= N1/i1=5.44108由图9-15，按允许一定点蚀，查得ZN1=0.99 , ZN2=1.04由图9-16d,按小齿轮齿面硬度平均值235HBS,在MQ和ML线中间查取Hlim1=540Mpa同理，在图9-16c中查取Hlim2=390Mpa。由表9-8，选取SHmin=1.00H1=Hlim1 ZN1/SHmin=5400.99/1.00 = 534.6 MpaH2=Hlim2 ZN2/SHmin=3901.04/1.00 = 405.6 Mpa取H2 = 405.6 Mpa设计齿轮传动参数将确定出的各值代如接触强度设计式中得：d1t = 72.41 mm = = 3.17 m/s由表9-5，查取得KA=1.25，由图9-7，查取得KV=1.11，由图9-10，查取得K=1.11，由表9-6，查取得K=1.1，则K=KAKVKK=1.69.d1 = d1t(K/Kt)1/3 = 72.41(1.69/1.5)1/3 = 75.41 mmm = d1 /z1= 75.41/22 = 3.43 mm选取锥齿轮大端标准模数 m = 3.5 mm5、 校核齿根弯曲疲劳强度： = = 0.25 + = 0.25 + = 0.68 由图9-19，图9-20按zv查取得YFa1 = 2.67，YSa1 = 1.58YFa2 = 2.14，YSa2 = 1.83由图9-21查取得YN1= 0.88, YN2 = 0.92由图9-22c,按小齿轮齿面硬度均值235HBS,在ML线上查取得Flim1=340Mpa,同理，在图9-22b上查取得Flim2=310Mpa由表9-8，选取SFmin=1.25F1=Flim1 YN1/SFmin= 239.36 MpaF2=Flim2 YN1/SHmin= 228.16 Mpa将确定出的各项数值代如弯曲强度校核公式得： = = 175.25 Mpa F1 = =162.69 Mpa F2齿根弯曲疲劳强度足够。6、 确定锥齿轮传动的主要几何参数：d1 = m z1= 3.522 = 77 mm ， d2 = m z2= 3.556 = 196 mmR = = = 105.29 mmb = = 0.26105.29 = 27.38 mm取齿宽 B1 = B2 = 28 mm df1 = d1 - 2 hf COS1 = 77 - 21.23.50.9305 = 69.184 mm df2 = d2 - 2 hf COS2 = 196 - 21.23.50.3663 = 192.92 mm da1 = d1 + 2 ha COS1 = 77 + 23.50.9305 = 83.51 mm da2 = d2 + 2 ha COS2 = 196 + 23.50.3663 = 198.56 mm7、 附：机械课程设计软件设计的高速级齿轮组数据： 转距T1：25367.19 N*mm功率p：2.55 kW输入转数n1：960.00 r/min工作年限：10 year每天工作小时：8.00 hour每转一圈齿轮啮合次数：1 次是否是闭式：是小齿轮材料：45大齿轮材料：45小齿轮材料热处理：调质大齿轮材料热处理：正火小齿轮齿面硬度236.00大齿轮齿面硬度189.50弯曲疲劳极限Flim1：438.00 MPa弯曲疲劳极限Flim2：326.60 MPa接触疲劳极限Hlim1：586.00 MPa接触疲劳极限Hlim2：389.50 MPa弯曲强度寿命系数YN1：0.88弯曲强度寿命系数YN2：0.90最小安全系数SFmin：1.25最小安全系数SHmin：1.00许用弯曲应力F1：309.88 MPa许用弯曲应力F2：235.41 MPa许用接触应力H1：575.30 MPa许用接触应力H2：403.15 MPa小齿轮是否是硬齿面:否大齿轮是否是硬齿面:否齿轮精度等级：8小齿轮齿数Z1：22大齿轮齿数Z2：56模数m：3.50 mm小锥齿轮分度圆直径d177.00大锥齿轮分度圆直径d277.00锥距R54.45齿宽系数R0.26全齿高h:7.70齿宽B:15.00传动比i：2.53齿数比u：2.53小齿轮当量齿数Zv1：24大齿轮当量齿数Zv2：60小齿轮接触强度的寿命系数：Zn1：0.98大齿轮接触强度的寿命系数：Zn2: 1.04齿形系数YFa1：2.67齿形系数YFa2：2.32应力修正系数YSa1：1.58应力修正系数YSa2：1.71弹性系数ZE：189.80节点区域系数ZH：2.50接触强度重合度系数Z：0.89载荷系数k：1.59使用系数KA：1.25动载荷系数Kv：1.22齿间载荷分配系数K：1.20齿向载荷分布系数K：1.08弯曲应力F1：50.07MPa弯曲应力F2：47.01MPa、圆柱齿轮传动设计：1、 选择齿轮材料，热处理，精度等级： 齿轮材料选用45钢，软齿面齿轮传动，选小齿轮调质，齿面硬度为230 240HBS,大齿轮正火，齿面硬度为190 200HBS，精度等级为8级。2、 选取齿轮齿数和螺旋角： 闭式软齿面齿轮传动，z3可多选些，初选z1=22，z2= i2z1 = 88 ，传动比i2 = 88/22 = 4，初选 = 15。3、 按齿面接触疲劳强度设计： 对闭式软齿面齿轮传动，承载能力一般取决于齿面接触强度，故按接触强度设计，校核齿根弯曲疲劳强度。 设计公式 mm 确定式中各项数值：因载荷有中等冲击，可初选载荷系数Kt=1.5T1 = 9.55 P/ n = 60403 Nmm ;由表9-10，选取 d = 0.9由表9-7， 选取ZE = 189.8由图9-14，选取ZH = 2.42 = 1.88 3.2( + ) COS = 1.88 3.2( + )COS15 = 1.64 = 0.318d z1 tg = 0.3180.922tg 15= 1.69由图9-13，查得Z= 0.77，Z = 0.98N1 = 60n2 j Ln = 60379.451830010 = 5.46108 N2= N1/i2 = 1.37108由图9-15，按允许一定点蚀，查得ZN1= 1.04 , ZN2=1.13 ;由图9-16d,按小齿轮齿面硬度平均值235HBS,在MQ和ML线中间查取Hlim1=585Mpa同理，在图9-16c中查取Hlim2=395Mpa,由表9-8，选取SHmin = 1.00 H1 = Hlim1 ZN1/SHmin = 561.6MpaH2 = Hlim2 ZN2/SHmin = 440.7 Mpa取H2 = 440.7 Mpa设计齿轮传动参数将确定出的各值代如接触强度设计式中得：d1t = 53.8 mmv = = 1.07 m/s由表9-5， 查取得 KA=1.25由图9-7， 查取得 KV=1.08由图9-10，查取得 K=1.08由表9-6， 查取得 K=1.2则 K = KA KV K K = 1.75d1 = d1t (K / Kt) 1/3 = 56.63 mmmn = d1 cos / z3= 2.48 mm由表9-1，选取第一系列标准模数mn = 2.5 mm齿轮主要尺寸：a=mn ( z1+z2 )/ 2 cos = 142.35 mm取其中心距a = 142 mm , 则 = arcos mn ( z1+ z2 ) /2a = 14.46d1= mn z1 / cos = 56.8 mmd2= mn z2 / cos = 227.2 mmb = d d3 = 51.12 mm取B2 = 52 mm , B1 = 56 mm4、 校核齿根弯曲疲劳强度： = 计算当量齿轮端面重合度 n = / cos 2 bt = arctg ( tgn/cos )= 20.6cos b = cosn / cos t= 0.972n= / cos 2 b = 1.64 / 0.972 2= 1.74Y = 0.25 + 0.75 / n = 0.25 + 0.75 / 1.74 = 0.68由图9-28，查取得Y = 0.86zv1 = z1 / cos 3 = 24zv2 = z2 / cos 3 = 97由图9-19，图9-20按zv查取得YFa1 = 2.67，YSa2 = 1.58YFa1 = 2.19，YSa2 = 1.80由图9-21查取得YN1 = 0.89 ， YN2 = 0.92由图9-22c,按小齿轮齿面硬度均值235HBS ，在ML线上查取得Flim1= 340 Mpa，同理，在图9-22b上查取得 Flim2 = 310 Mpa。由表9-8，选取SFmin= 1.25F1= Flim1 YN1 / SFmin = 242.08 MpaF2= Flim2 YN2 / SHmin = 228.16 Mpa将确定出的各项数值代如弯曲强度校核公式得： = = 70.63 Mpa F1 = = = 66 Mpa 6.8mm， m6.8mm， 轴承端盖外径及轴承旁连接螺栓距离：S=D2=112mm，S=D2=102mm，S=D2=150mm、初绘装配草图：1、 初估轴径：设计公式为 d mm轴：取C = 115 ，dmin = = 15.93 mm 由于这段轴上有键，增大3%，为16.4 mm，圆整为18 mm d1 = 1.2 dmin 22 mm ， d2 = d4 = 3+ d1 = 25 mm， d3 = 1.2 d2 = 30 mm ， d5 = d2 - 3 = 22 mm . 轴向尺寸确定：阶梯轴的轴向尺寸是由轴上零件的位置，配合长度及支撑机构决定的，应根据轴上零件和箱体尺寸具体确定。 轴：取C=115，dmin = = 21.27 mm 由于这段轴上有键，增大3%，为21.91 mm，圆整为25 mm d1 = dmin + 5 = 30 mm， d2 = 1.2 d1 = 36 mm 轴向尺寸确定：阶梯轴的轴向尺寸是由轴上零件的位置，配合长度及支撑机构决定的，应根据轴上零件和箱体尺寸具体确定。轴：取C=115，dmin = = 33.27 mm 由于这段轴上有键，增大3%，为34.27 mm，圆整为35 mm d1 = 1.2 dmin = 42 mm ， d2 = 3+ d1 = 45 mm， d3 = 1.2 d2 = 54 mm ， d4 = 5+ d2 = 50 mm， d5 = 1.2 d4 = 60 mm . 轴向尺寸确定：阶梯轴的轴向尺寸是由轴上零件的位置，配合长度及支撑机构决定的，应根据轴上零件和箱体尺寸具体确定。2、 各轴简图及尺寸见下图： 轴轴轴 其他轴向尺寸根据箱体尺寸确定。由上图可知，轴选择7205C型轴承，轴选择7205C型轴承，轴选择7209C型轴承。、校核低速轴上的键联接，轴与轴承：1、 轴的强度校核计算：、输出轴的功率为 P3 = 2.3 kw ;、输出轴的转速为 n3 = 95 r/m ;、输出轴的扭矩为 T3 = 231210 Nmm2、 作用在齿轮上的力为：d2 = = = 227.2 mm = = = 2035.3 N 4、 求轴上的支反力及力矩：轴的结构设计如图 ( a ) ， 轴的内力图如图( b )图 ( a )由所确定的内力图（b）可确定出简支梁的支承距离:L1 = 69.5 mm , L2 = 119.5 mm , L3 = 87.5 mm据此求出齿轮所在的截面B的MH，Mv,M及Mca的值：水平方向的受力情况：由 可得， 垂直平面上的受力情况：由 可得， ， 合成弯矩：， 图（b）扭矩：T = 231210 Nmm当量弯矩： 5、 按弯扭合成应力校核轴的强度： 校核危险截面B的强度：前已选定轴的材料为45号钢，调制处理，由表11-1查得-1b=60Mpa,因为ca = 14.38 N/mm2 -1b = 60 N/mm2，故安全。6、 精确校核轴的疲劳强度： 1）.判断危险截面截面D，C只受扭矩作用，且轴各段直径变化不太大，所以均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面，处的过盈配合引起的应力集中最严重；从受载情况看，截面B上Mca2最大，但应力集中不大，故截面B也不必校核。由第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因此该轴只需校核截面即可。由于60轴段直径较大，古仅校核截面左侧面就可以了。 2）.计算安全系数 截面左侧面抗弯截面模量W = 0.1d3 = 12500 mm3抗扭截面模量 wT = 0.2d3 = 25000 mm3作用于截面上弯矩M为M = 114389.33(119.5-25)/119.5 = 90458.51 Nmm作用于截面上扭矩为 T = 231210 Nmm截面上的弯曲应力为 b= M / W = 90458.51 / 12500 = 7.24 N/mm2截面上的扭转剪应力为TT = T /wT = 231210 / 25000 = 9.25 N/mm2轴的材料为45号钢，调质处理，由表11-1查得B=640Mpa， -1=275Mpa，T-1=155Mpa，截面左侧由于轴肩圆角形成的理论应力集中系数及按附表3-2查取。因r / d = 2 / 50 = 0.04，D / d = 60 / 50 = 1.2，于是由表3-2，按r / d = 0.04及D / d = 1.2，经内插后可查得： = 2.09， = 1.66又由附图3-1可得轴材料的敏性系数为q = 0.82，q = 0.85故有效应力集中系数为k=1+ q(-1)=1+ 0.82(2.09-1) = 1.89k =1+ q(-1) =1+ 0.85(1.52-1) = 1.56由附图3-2得尺寸系数 =0.72；由附图3-3得尺寸系数 = 0.84轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为 = = 0.92轴未经表面强化处理，即 q = 1，按下式计算可得综合影响系数值为K = ( k / + 1 / -1 ) 1 / q = (1.89 / 0.72+1 / 0.92-1 )1 = 2.71K = ( k / + 1 / -1 ) 1 / q = (1.56 / 0.84+1 /0.92 -1)1 =1.94截面左侧附近由于键槽引起的有效应力集中系数k，k按附表3-4用插入法求得为k = 1.65，k = 1.55由附图3-2得尺寸系数=0.68；由附图3-3得尺寸系数=0.81，由附图3-4得表面质量系数为 = = 0.92，同理，取q = 1故得综合影响系数值为K = ( k / + 1 / - 1 ) 1 / q = (1.65/0.72+1 / 0.92-1)1 = 2.38K = ( k / + 1 / - 1 ) 1 / q = (1.55 / 0.84+1 / 0.92-1)1 = 1.93截面左侧附近由于过盈配合引起的应力集中系数按附表3-8用插入法求得为k / = k / = 3.61故得综合影响系数值为K = ( k / +1 / -1 ) 1 / q = ( 3.61+1 / 0.92-1)1 = 3.7K = ( k / +1 / -1 ) 1 / q = ( 3.61+1 / 0.92-1)1 = 3.7取KK中的较大值，所以取K=3.7 ，K=3.7，故轴截面左侧的计算安全系数Sca值可按下式计算得截面右侧轴径较粗，因此不必进行强度较核，故该轴在截面的强度足够。、 校核滚动轴承的寿命和键联结强度：1、 校核滚动轴承的寿命：、计算轴承承受的径向载荷R1和R2 、计算轴承的轴向载荷A1和A2查设计手册（GB/T 292-93）,7209C轴承的C = 29.8 KN，C0 = 23.8 KN对于70000C型轴承，按表12-14，轴承内部派生轴向力S=e R,其中e为表12-12中的判断系数，其值由A/C0的大小来确定，但现由于轴承轴向力A未知，故先估取e=0.4,因此可估算，S1=0.4R1= 0.41297.82 =519.128 NS2=0.4R2 = 0.4957.23 = 382.892 N因为S1 + Fa = 519.128 +524.85 = 1043.978 S2 = 382.922 N所以轴承2压紧，轴承1放松。故A1= S1= 519.128 NA2= S1+ Fa = 1043.978 NA1/ C0 = 519.128 / 23800 = 0.022A2/ C0 = 1043.978 / 23800 = 0.044由表12-12线性插值得e1 = 0.49， e2 = 0.416，再计算A1= S1 = 506.15 NA2 = S1+Fa = 1064.74 N、计算轴承的当量动载荷P1和P2 因为A1 / R1= e1= 0.39A2 / R2 = 1.112 e2=0.416由表12-12可查得径向载荷系数和轴向载荷系数为对于轴承1 X1=1，Y1= 0对于轴承2 X2 = 0.44， Y2= 1.348 因轴承运转中有轻微冲击载荷，按表12-13，fp=1.21.8，取fp = 1.5 P1= fp (X1 R1+ Y1 A1) = 1.5 ( 11297.82 + 0506.15 ) = 1946.73 NP2= fp (X2 R2+ Y2 A2) = 1.5 ( 0.44957.23 + 1.3481064.74 ) = 2784.68 N、计算轴承寿命因为P2 P1该对轴承的最短寿命为所以该轴承寿命为215005h 。2、 校核键联结的强度：、选择键联接的类型和尺寸一般八级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键联接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A型）。根据d = 50 mm从标准中查得键的截面尺寸为：宽度b = 14 mm，高度h =9 mm，油轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L = 40 mm(比轮毂宽度小些)。、校核键联接的强度键，轴和轮毂的材料都是钢，由表5-1查得许用挤压应力为100120Mpa，取其平均值为110Mpa，键的工作长度l = L-b = 40-14= 26 mm，键与轮毂槽的接触高度k = 0.5 h = 0.59 = 4.5 mm，由式（5-1）可得可见联接的挤压强度满足。八、联轴器的选择：1、 低速轴末端对外接联轴器，该轴功率P = 2.3 KW，转速n = 95 r / min，轴端直径为35 mm。2、 类型选择为了隔离震动与冲击，选用弹性柱销联轴器。3、 载荷计算公称转矩T = 231.21 Nm由表14-1查得kA = 1.5，故由式（14-3）得计算转矩为Tca = kA T = 1.5231.21 = 346.815 Nm4、 型号选择从GB5014-85中查得HL3型弹性柱销联轴器的许用转矩为630 Nm，许用最大转速为5000r/min，轴径为3048 mm，故合用。九、润滑和密封：闭式减速器中传动件常采用油浴润滑，轴承一般采用滚子轴承，因v1.5m/s, 实现油润滑比较困难，轴承应采用脂润滑。上下箱盖之间用胶密封。因齿面应力小于350500N/mm2，对一般齿轮采用中负荷工业齿轮油（GB5903-87）, 选N100。工作温度在-10110。C的一般中负荷机械设备轴承润滑，选用钠基润滑脂（GB492-89）, 选ZN2。Pmax=2.12kw = 0.86Pd = 2.6 kwPed = 3 kwnm = 960 r/mini = 10.11n=960r/minn=379.45r/minn=95r/minnw=95r/minP= 2.55kwP= 2.4 kwP= 2.3 kwPw = 2.23 kwT0= 25.86 NmT= 25.37 NmT= 60.4 NmT= 231.21 NmTw= 224.17 Nm齿轮材料45钢小齿轮齿面硬度为230240HBS大齿轮齿面硬度为190200HBSz1=22, z2=56u=2.541 = 21.492 = 68.51T1= 25367NmmH1=534.6MpaH2=405.6Mpam=3.5mmF1=239.36MpaF2=228.16MpaF1=175.25 MpaF2=162.69 Mpad1 = 77 mmd2 = 196 mmR = 105.29 mmB1 = B2 = 28 mmdf1 = 69.184 mmdf2 = 192.92 mmda1 = 83.51 mmda2 = 198.56mm齿轮材料45钢小齿轮齿面硬度为230240HBS大齿轮齿面硬度为190200HBSz1=22 , z2= 88i2 = 4T1 = 60403 Nmm= 1.64 = 1.69H1=561.6MpaH2=440.7 Mpamn=