JX04-248@钢丝绳电动葫芦起升用减速器设计
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机械毕业设计全套
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JX04-248@钢丝绳电动葫芦起升用减速器设计,机械毕业设计全套
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课程设计说明书 课程名称：机械系统设计学 设计题目：冲压式蜂窝煤成型机 课程设计时间： 08.12.29-09.01.16 指导教师：姚文席、候悦民 班级：机 0505 学号： 30501010535 姓名：冯潇 nts 课程名称：机械系统设计学 设计题目：钢丝绳电动葫芦起升用减速器设计 课程设计时间： 指导教师： 班级： 学号： 姓名： nts目录 1 题目分析（ 1） 2 设计计算 1)电动机的确定（ 1） 2）总体设计计算 （ 1）总传动比及各级传动比的确定（ 2） （ 2） 运动及动力参数的计算（ 3） 3） 齿轮的设计计算及校核 1） 第一对齿轮的 设计与校核（ 4） 2）第二对齿轮的设计与校核（ 9） 3）第三对齿轮的设计与校核（ 13） 4）轴的设计及危险轴的校核（ 17） 5）课程设计总结（ 20） 6）参考文献（ 20） nts1 题目分析 电动葫芦是一种常用的搬运设备，在工厂中使用十分广泛。电动葫芦由两部分组成，即行走机构和提升机构。 下面分别介绍各组成部分。 1 行走机构组成：行走电动机、传动机构两部分组成。 2 提升机械组成：提升电动机、卷扬机构、机械制动器（一般为盘式制动器）。 3 制动器介绍：电动葫芦（或起重机）的提升机构一定要有机械制动 装置，当物体起吊到一定高度后全靠机械制动器将其制停在空中。制动器的工作机理有液压驱动、气压驱动和牵引电磁铁驱动。不同的驱动方式其制动的性能也不相同。 在小型电动葫芦上一般采用电磁驱动制动器。 电动葫芦（或起重机）上提升机构采用的制动器种类繁多， 在小型电动葫芦上较多采用的制动器是 盘式制动器，盘式制动器又称为碟式制动器。盘式制动器重量轻、构造简单、调整方便、制动效果稳定。 为了安全起见，在起重设备上一般均采用常闭式制动器。所谓常闭式是指在电磁机构不得电的情况下，制动器处于制动状态。制动器安装在电动机的一端，一 般情况是封闭的，用眼晴直接是看不到的，但这没有关系，一般会将牵引电磁铁的线圈引出线留在外面。我们只要将线圈接正确就行。 当电动机得电的同时（接触器吸合时），制动器的牵引电磁铁也同时得电，制动器打开。这种联接方式的优点是，当发生停电事故时可以立即进行制动以避免事故的发生。其缺点是制动瞬间设备的机械抖动较大。 2 设计计算 1)电动机的确定 由公式得： P=FV/1000=GV/1000=10000 (4/60)/1000=0.67kw 与电机与与输出轴与筒与输出轴总 =0.96 (0.99 0.99) (0.99 0.99) (0.99 0.99) 0.98 =0.8857 nts电动机功率： dp=wp/总=0.67/0.8857=0.75266kw 由于钢丝绳电葫芦起吊和停止时有一些冲击，根据冲击程度一般使用系数 Ak =1.4 故p 1.4 dp =1.0537kw 电机转速取 : n 电 =1380r/min 由于功能需要，采用锥形转子电机。 2）总体设计计算 （ 1）总传动比及各级传动比的确定 由于电动葫芦吊钩为一动滑轮装置，钢丝绳一段固定，一段被卷筒缠绕，所以卷筒钢丝绳的受载仅为起重量的一半，但钢丝绳的速度为起重速度的两倍。 卷筒转速： 卷筒n=2 Lv / d ( Lv 为起升速度 ) 由于起重速度误差不超过百分之五， 即单位时间钢丝上升速度为 : 2 Lv （ 1 0.05） =8 0.4m/min（采用一段固定的动滑轮结构） 故卷筒转速 卷筒n=2 Lv （ 1 0.05） / d=26.526 1.326 即 25.2r/min卷筒n 27.852r/min 传动比总u=电机n/卷筒n=1380/（ 26.526 1.326） 即 49.55总u 54.76 取总u=54.76 单级传动比 u 取 3 至 5 故采用三级外啮合定轴齿轮减速设计， 每级传动比大概为 4，分配各级传动比： u1=4， u2 =3.7， u3=3.7 nts (2) 运动及动力参数的计算 计算各轴的转速： 0轴： n0= n 电机 =1380r/min 轴 : n =1380r/min 轴 : n =345 r/min 轴 : n =93.243 r/min 轴： n =25.2 r/min 轴 : nV=25.2 r/min 计算各轴的输入功率： 0轴： P0=1.0537kw 轴 : P = P0与电机=1.032626kw 轴 : P = P与=1.012kw 轴 : P = P与=0.99186kw 轴： P = P输出轴与=0.972kw 轴： P = P筒与输出轴=0.93312kw 计算各轴的输入转矩： 0轴： T0=9.55 61000np=7291.9 Nmm 轴 : T1=9.55 61011np=7146.07 Nmm 轴 : T2=9.55 61022np=28013.3 Nmm 轴 : T3=9.55 61033np=101586.5887 Nmm 轴： T4=9.55 61044np=368345.2913 Nmm 轴： T5=9.55 61055np=353611.4797 Nmm nts 现将各轴的运动和动力参数结果整理于表中，具体见表 运动和动力参数表 轴名 功率 P(W) 转速 (r/min) 转距 (Nmm) 传动比 u 效率 0轴 1.0537 1380 7291.9 轴 1.032626 1380 7146.07 1 0.98 轴 1.012 345 28013.3 4 0.99 0.99 轴 0.99186 93.243 101586.5887 3.7 0.99 0.99 轴 0.972 25.2 368345.2913 3.7 0.99 0.99 轴 0.93312 25.2 353611.4797 1 0.96 3） 齿轮的设计计算及校核 1） 第一对齿轮的设计与校核 1. 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （ 1）传动方案可选用斜齿圆柱齿轮传动。 （ 2）此电葫芦升降机为一般重载工作机器，速度不高，齿轮用 7级精度即可。 （ 3）所设计的齿轮可选用便于制造且价格便宜的材料 由 1P191机械设计表 10 1选取：小齿轮材料为 40Cr， 1HB =280； 大齿轮材料为 45 号钢， 2HB 240。 1HB 2HB 40，合适。 （ 4）选取小齿轮齿数 z1 20;大齿轮齿数 z2 uz1=80 （ 5）选取螺旋角。初选螺旋角 =14 按齿面接触疲劳强度条件设计，然后校核齿根弯曲疲劳强度，最后作齿轮的结构设计。 2按齿面接触疲劳强度设计 由强度计算公 式总表查得设计公式为 nts 32HHEd1t1t ZZu1uT2Kd（ 1)确定公式内的各计算数值 试选 Kt 1 6 由图 10-30选取区域系数 HZ =2.433 由图 10-26差得1=0.78，2=0.87，则=1+2=1.65 Tt=95.5 105P1/n1=95.5 105 1.032626/1380 N mm =7146.07N mm 由 1P205表 10 7选取 d=1（两支撑相对于小齿轮做非对称布置） 由 1P201表 10-6查得材料的弹性影响系数为 ZE=189.8MPa 由 1P209 图 10-21 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为 lim1=600MPa , lim2=550 MPa。 由公式 N=60njLh N1=60 1380 1 (3200)=2.6496 108 N2=N1/u=2.6496 108/4=0.6624 108 图 10-19查得接触疲劳强度 KHN1=0.90 KHN2=0.95 计算接触疲劳应力 取失效概率为 1%，安全系数 S=1 1H= KHN1 lim1/S=0.9 600/1=540 MPa. 2H= KHN2 lim2/S =0.95 550=522.5 MPa H = 2 21 HH = 2 5.522540 =531.25 MPa （ 2)计算 1)计算小齿轮分度圆直径 d1t代入 中较小的值 3 2HHEd1t1t ZZu1uT2Kd= 3225.5312 . 4 3 31 8 9 . 84565.117 1 4 6 . 0 71 . 62 =23.567mm nts2）计算圆周速度 116 0 1 0 0 0tdn 100060 1380567.2314.3 =1.7m/s 3）计算齿宽 b及模数 mt 1dbd1 23.567mm=23.567mm mt=11tzcosd =20 14cos23.567 =1.1433mm 计算齿宽与齿高之比 b/h 齿高 h=2.25mt=2.57mm b/h=9.17 4）计算纵向重合度=0.318 d 1z tan =1.5857 5）计算载荷系数 根据 v=1.7m/s,7级精度，由 1P194图 10-8查得动载荷系数 Kv=1.05。 斜齿轮，由 1P195表 10-3查得 KHa1=KFa2=1.4 由 1P193表 10-2查得使用系数 KA=1 由 1P196表 10-4查得 7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时 KHB=1.12+0.18(1+0.6 d2) d2+0.23 10-3b 将数据代入得 KHB=1.12+0.18（ 1+0.6 12） 12+0.23 10-3 23.567=1.4134 由 b/h=9.17, KHB =1.4134 ,查图 10-13得 KFB=1.3 故载荷系数 K=KAKvKHaKHB=1 1.05 1.4 1.4134=2.078 6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 1d = 1td (K/Kt)1/3= 23.567 (2.078/1.6)1/3=25.713mm 7)计算模数 m=11 zcosd =20 14cos25.713 =1.247mm 3.按齿根弯曲强度的设计 由 1P216式 10-17得弯曲强度的设计公式为 ntsmn 3 F2121zc o s2 K T SaFadYYY （ 1) 确定计算参数 1）由 1P208图 10-20查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1=500Mpa 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE2=380MPa 2）由 1P206图 10-18查得弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.85 KFN2=0.88 3）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,由式 10-12 得 1F = KFN1 FE1/S=303.57MPa 2F= KFN2 FE2/S=238.86 MPa 4）计算载荷系数 K K=KAKvKFaKFB=1 1.05 1.4 1.3=1.911 5）根据纵向重合度=1.5857，从图 10-28 查得螺旋角影响系数Y=0.88 6)计算当量齿数。 v1z=31cosz=14cos203=21.894 v2z=32cosz=14cos803=87.574 7）查取齿形系数 由 1P200表 10-5可查得 YFa1=2.72,YFa2=2.21 8）查取应力校正系数 由 1P200表 10-5知 YSa1=1.57,YSa2=1.78 9)计算大小齿轮的 YFaYSa/ F,并加以比较。 YFa1YSa1/ 1F=0.0141 YFa2YSa2/ 2F=0.01647 大齿轮的数值较大 nts （ 2）设计计算 mn 322 0 1 6 4 7.065.120114c o s88.07 1 4 6 . 0 71 . 9 1 12 =0.8265mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 mn 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，而由齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取弯曲疲劳强度模数 1.247，并近似圆整为标准 m=1.25。 按接触强度算得的分度圆直径 d1=25.713mm ， z1=d1cos /m=19.959， z2=uz1=79.837。 取 z1=20， 则 z2=uz1=80 4. 几何尺寸计算 （ 1）计算中心距 a=(z1+z2)mn /(2cos )=64.413mm 将中心距圆整为 65mm。 （ 2）按圆整后的中心距修正螺旋角 =arccosa2 )z(z 21 nm= arccos652 25.1)80(20 =15.94 因 值改变不多，故参数，k， Hz 等不必修正。 （ 3）计算大小齿轮的分度圆直径 d1=cosmz1 n=25.999mm d2=cosmz2 n=103.998mm （ 4）计算齿轮宽度 1dbd1 25.999=25.999mm 圆整后取 B2=26mm， B1=30mm 2）第二对齿轮的设计与校核 1. 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （ 1）传动方案可选用斜齿圆柱齿轮传动。 （ 2）此电葫芦升降机为一般重载工作机器，速度不高，齿轮用 7级精度即可。 nts（ 3）所设计的齿轮可选用便于制造且价格便宜的材料 由 1P191机械设计表 10 1选取：小齿轮材料为 40Cr，3HB=280； 大齿轮材料为 45 号钢， 4HB 240。3HB- 4HB 40，合适。 （ 4）选取小齿轮齿数 z3 20;大齿轮齿数 z4 uz1=74 （ 5）选取螺旋角。初选螺旋角 =14 按齿面接触疲劳强度条件设计，然后校核齿根弯曲疲劳强度，最后作齿轮的结构设计。 2按齿面接触疲劳强度设计 由强度计算公式总表查得设计公式为 32HHEd3t3t ZZu1uT2Kd（ 1)确定公式内的各计算数值 试选 Kt 1 6 由图 10-30选取区域系数 HZ =2.433 由图 10-26差得3=0.78，4=0.87，则=3+4=1.65 T3=95.5 105P3/n3=95.5 105 1.012/345 N mm =28013.3N mm 由 1P205表 10 7选取 d=1（两支撑相对于小齿轮做非对称布置） 由 1P201表 10-6查得材料的弹性影响系数为 ZE=189.8MPa 由 1P209 图 10-21 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为 lim3=600MPa , lim4=550 MPa。 由公式 N=60njLh N3=60 345 1 (3200)=6.624 107 N4=N1/u=6.624 107/3.7=1.79 107 图 10-19查得接触疲劳强度 KHN3=1.17 KHN4=1.27 计算接触疲劳应力 取失效概率为 1%，安全系数 S=1 3H= KHN3 lim3/S=1.17 600/1=702 MPa. 4H= KHN4 lim4/S =1.27 550=698.5 MPa nts H = 2 43 HH = 2 5.698702 =700.25 MPa （ 2)计算 1)计算小齿轮分度圆直径3td代入 中较小的值 3 2HHEd3t3t ZZu1uT2Kd= 3225.7002 .4 3 31 8 9 .83 .77.465.113.280131 .62 =31.0765mm 2）计算圆周速度 100060 d 33 nv t 100060 3450765.3114.3 =0.56m/s 3）计算齿宽 b及模 数 mt 3tddb =1 31.0765mm=31.0765mm mt=33tzcosd =20 14cos31 .07 65 =1.508mm 计算齿宽与齿高之比 b/h 齿高 h=2.25mt=3.39mm b/h=9.17 4）计算纵向重合度=0.318 d3ztan =1.5857 5）计算载荷 系数 根据 v=0.56m/s,7级精度，由 1P194图 10-8查得动载荷系数 Kv=1.01。 斜齿轮，由 1P195表 10-3查得 KHa3=KFa4=1.4 由 1P193表 10-2查得使用系数 KA=1 由 1P196表 10-4查得 7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时 KHB=1.12+0.18(1+0.6 d2) d2+0.23 10-3b 将数据代入得 KHB=1.12+0.18（ 1+0.6 12） 12+0.23 10-3 31.0765=1.4151 由 b/h=9.17, KHB =1.4151 ,查图 10-13得 KFB=1.3 故载荷系数 ntsK=KAKvKHaKHB=1 1.01 1.4 1.4151=2 6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 3d=3td(K/Kt)1/3= 31.0765 (2/1.6)1/3=33.476mm 7)计算模数 m=33zcosd =20 14cos33.476 =1.624mm 3.按齿根弯曲强度的设计 由 1P216式 10-17得弯曲强度的设计公式为 mn 3 F2323zc o s2 K T SaFadYYY (2)确定计算参数 1）由 1P208图 10-20查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE3=500Mpa 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE4=380MPa 2）由 1P206图 10-18查得弯曲疲劳寿命系数 KFN3=0.92 KFN4=0.98 3）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,由式 10-12 得 3F = KFN3 FE3/S=328.57MPa 4F = KFN4 FE4/S=266 MPa 4）计算载荷系数 K K=KAKvKFaKFB=1 1.01 1.4 1.3=1.8382 5）根据纵向重合度=1.5857，从图 10-28 查得螺旋角影响系数Y=0.88 6)计算当量齿数。 v3z=33cosz=14cos203=21.894 v4z=34cosz=14cos743=81 nts7）查取齿形系数 由 1P200表 10-5可查得 YFa3=2.72,YFa4=2.22 8）查取应力校正系数 由 1P200表 10-5知 YSa3=1.57,YSa4=1.77 9)计算大小齿轮的 YFaYSa/ F,并加以比较。 YFa3YSa3/ 3F=0.013 YFa4YSa4/ 4F=0.01477 大齿轮的数值较大 （ 2）设计计算 mn 322 0 . 0 1 4 7 765.120114c o s88.02 8 0 1 3 . 31 . 8 3 8 22 =1.2406mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 mn 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，而由齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取弯曲疲劳强度模数 1.624，并近似圆整为标准 m=1.75。 按接触强度算得的分度圆直径 d3=33.476mm ， z3=d3cos /m=18.56， z4=uz4=68.675。 取 z3=19。 则 z4=uz3=71 4. 几何尺寸计算 （ 1）计算中心距 a=(z3+z4)mn /(2cos )=81.16mm 将中心距圆整为 82mm。 （ 2）按圆整后的中心距修正螺旋角 =arccosa2 )z(z 43 nm= arccos822 75.1)71(19 =16.18 因 值改变不多，故参数，k， Hz 等不必修正。 （ 3）计算大小齿轮的分度圆直径 d3=cosmz3 n=34.62mm ntsd4=cosmz4 n=129.37mm （ 4）计算齿轮宽度3ddb =1 34.62=34.62mm 圆整后取 B4=40mm， B3=35mm 3）第三对齿轮的设计与校核 1. 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （ 1）传动方案可选用斜齿圆柱齿轮传动。 （ 2）此电葫芦升降机为一般重载工作机器，速度不高，齿轮用 7级精度即可。 （ 3）所设计的齿轮可选用便于制造且价格便宜的材料 由 1P191机械设计表 10 1选取：小齿轮材料为 40Cr，5HB=280； 大齿轮材料为 45 号钢，6HB 240。5HB-6HB 40，合适。 （ 4）选取小齿轮齿数 z5 20;大齿轮齿数 z6 uz5=74 （ 5）选取螺旋角。初选螺旋角 =14 按齿面接触疲劳强度条件设计，然后校核齿根弯曲疲劳强度，最后作齿轮的结构设计。 2按齿面接触疲劳强度设计 由强度计算公式总表查得设计公式为 32HHEd5t5t ZZu1uT2Kd（ 1)确定公式内的各计算数值 试选 Kt 1 6 由图 10-30选取区域系数 HZ =2.433 由图 10-26差得5=0.78，6=0.87，则=5+6=1.65 T5=95.5 105P5/n5=95.5 105 0.9918/93.243 N mm =101586.5887N mm 由 1P205表 10 7选取 d=1（两支撑相对于小齿轮做非对称布置） nts由 1P201表 10-6查得材料的弹性影响系数为 ZE=189.8MPa 由 1P209 图 10-21 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为 lim5=600MPa , lim6=550 MPa。 由公式 N=60njLh N5=60 93.243 1 (3200)=1.79 107 N6=N1/u=1.79 107/3.7=0.484 107 图 10-19查得接触疲劳强度 KHN5=1.27 KHN6=1.39 计算接触疲劳应力 取失效概率为 1%，安全系数 S=1 5H= KHN5 lim5/S=1.27 600/1=762 MPa. 6H= KHN6 lim6/S =1.39 550=764.5 MPa H = 2 65 HH = 2 5.764762 =763.25 MPa （ 2)计算 1)计算小 齿轮分度圆直径5td代入 中较小的值 3 2HHEd5t5t ZZu1uT2Kd= 327 6 3 .2 52 .4 3 31 8 9 .83 .77.465.1171 0 1 5 8 6 . 5 8 81 .62 =45.08mm 2）计算圆周速度 100060 d 55 nv t 1 00 060 9 3. 24 308.4514.3 =0.22m/s 3）计算齿宽 b及模数 mt 5tddb =1 45.08mm=45.08mm mt=55tzcosd =20 14cos45.08 =2.187mm 计算齿宽与齿高之比 b/h 齿高 h=2.25mt=4.92mm b/h=9.17 nts4）计算纵向重合度=0.318 d5ztan =1.5857 5）计算载荷系数 根据 v=0.22m/s,7级精度，由 1P194图 10-8查得动载荷系数 Kv=1.005。 斜齿轮，由 1P195表 10-3查得 KHa5=KFa6=1.4 由 1P193表 10-2查得使用系数 KA=1 由 1P196表 10-4查得 7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时 KHB=1.12+0.18(1+0.6 d2) d2+0.23 10-3b 将数据代入得 KHB=1.12+0.18（ 1+0.6 12） 12+0.23 10-3 45.08=1.418 由 b/h=9.17, KHB =1.418 ,查图 10-13 得 KFB=1.3 故载荷系数 K=KAKvKHaKHB=1 1.005 1.4 1.418=2 6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 5d=5td(K/Kt)1/3= 45.08 (2/1.6)1/3=48.56mm 7)计算模数 m=55 zcosd =20 14cos48.56 =2.356mm 3.按齿根弯曲强度的设计 由 1P216式 10-17得弯曲强度的设计公式为 mn 3 F2525zc o s2 K T SaFadYYY (2)确定计算参数 1）由 1P208图 10-20查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE5=500Mpa 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE6=380MPa 2）由 1P206图 10-18查得弯曲疲劳寿命系数 KFN5=0.98 KFN6=0.995 3）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,由式 10-12 得 5F = KFN5 FE5/S=350MPa nts 6F = KFN6 FE6/S=270 MPa 4）计算载荷系数 K K=KAKvKFaKFB=1 1.005 1.4 1.3=1.8291 5）根据纵向重合度=1.5857，从图 10-28 查得螺旋角影响系数Y=0.88 6)计算当量齿数。 v5z=35cosz=14cos203=21.894 v6z=36cosz=14cos743=81 7）查取齿形系数 由 1P200表 10-5可查得 YFa5=2.72,YFa6=2.22 8）查取应力校正系数 由 1P200表 10-5知 YSa5=1.57,YSa6=1.77 9)计算大小齿轮的 YFaYSa/ F,并加以比较。 YFa5YSa5/ 5F=0.0122 YFa6YSa6/ 6F=0.01455 大齿轮的数值较大 （ 2）设计计算 mn3 22 0 . 0 1 4 5 565.120114c o s88.071 0 1 5 8 6 . 5 8 81 . 8 2 9 12 =1.893mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 mn 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，而由齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取弯曲疲劳强度模数 2.356，并近似圆整为标准 m=2.5。 按接触强度算得的分度圆直径 d5=48.56mm ， z5=d5cos /m=18.85， z6=uz6=69.73。 取 z5=19。 则 z6=uz5=71 nts 4. 几何尺寸计算 （ 1）计算中心距 a=(z5+z6)mn /(2cos )=115.94mm 将中心距圆整为 116mm。 （ 2）按圆整后的中心距修正螺旋角 =arccosa2 )z(z 65 nm= arccos1162 5.2)71(19 =14.11 因 值改变不多，故参数，k， Hz 等不必修正。 （ 3）计算大小齿轮的分度圆直径 d5=cosmz5 n=48.95mm d6=cosmz6 n=182.93mm （ 4）计算齿轮宽度5ddb =1 48.95=48.95mm 圆整后取 B6=55mm， B5=50mm 4）轴的设计及危险轴的校核 （ 1）轴的设计与校核 （ 1)输出轴上的功率 P，转速 n，转矩 T 功率 P=0.972W 转速 n=25.2r/min 转矩 T=368345.2913 N mm （ 2)作用在齿轮上的力 Ft=2T/d=2 368345.2913/182.93=4027.17N Fr= Fttana/cos =4027.17 tan20 /cos14.11 =151
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