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本科 课程设计 _V 带单级斜齿 圆柱齿轮 减速器

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本科课程设计_V带单级斜齿圆柱齿轮减速器 目录 一、传动方案拟定…………….……………………………….3 二、电动机的选择……………………………………….…….4 三、计算总传动比及分配各级的传动比……………….…….5 四、运动参数及动力参数计算………………………….……5 五、传动零件的设计计算………………………………….….6 六、轴的设计计算………………………………………….....13 七、滚动轴承的选择及校核计算………………………….…26 八、键联接的选择及计算………..……………………………30 九、联轴器的选择………………………………………….....31 十、减速器附件的选择………………………………….….32 十一、润滑与密封…………………………………………....34 计算过程及计算说明 一、传动方案拟定 （1） 设计题目：设计一用于带式运输机上的一级斜齿圆柱齿轮减速器 （2） 工作条件：两班制，连续单向运转，载荷轻微冲击；工作年限5年，环境最高温度35℃。 （3） 原始数据：运输带工作拉力 F=2100N；带速V=1.6m/s（允许运输带速度误差为5%）；滚筒直径D=400mm。 一：传动方案拟定（已给定） 1）、外传动为v带传动 2）、减速器为一级圆柱斜齿轮减速器 3）、方案简图如下：. 4）、该工作机有轻微振动，由于V带具有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准程度高，大幅度降低了成本。 二、电动机选择 1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机，电压380V 2、电动机功率选择： （1）电动机工作所需的有效功率为 P= FV/1000=21001.6/1000=3.36 KW （2）传动装置的总功率： 带传动的效率η带=0.95 齿轮传动效率η齿轮=0.97 联轴器效率η联轴器=0.99 滚筒效率η滚筒=0.96 轴承效率η轴承=0.99 η总=η带η2轴承η齿轮η联轴器η滚筒 =0.950.9920.970.990.96 =0.87 （3）电机所需的工作功率： Pd= P/η总=3.36/0.87 =3.86KW 根据Po选取电动机的额定功率Ped，使Pm=(1~1.3)Po=3.86~5.018KW 查手册得Ped =4KW 选电动机的型号：Y 132M1-6 则 n满=960r/min 三、计算总传动比及分配各级的传动比 工作机的转速 n=601000v/(πD) =6010001.6/3.14400 =76.43r/min i总=n满/n=960/76.43=12.56 查表取i带=3 则 i齿=12.56/3=4.19 四、运动参数及动力参数计算 1、计算各轴转速 n0=n满 =960(r/min) nI=n0/i带=960/3=320（r/min） nII=nI/i齿=320/4.19=76.37(r/min) nIII=nII=76.37 (r/min) 2、 计算各轴的功率（KW） P0=Pd=4KW PI=P0η带=40.95=3.8KW PII=PIη轴承η齿轮=3.80.990.97=3.65KW PIII=PIIη联η轴承=3.650.990.98=3.54KW 3、 计算各轴扭矩（Nmm） T0=9550P0/n0=95504/960=39.79Nm TI=9550PI/nI=95503.8/320=113.41 Nm TII=9550PII/nII =95503.65/76.37=456.43 Nm TIII =9550PIII/nIII =95503.54/76.37=442.67 Nm 五、传动零件的设计计算 1、 带轮传动的设计计算 (1)根据设计要求选择普通V带截型 由表8-7查得：kA=1.1 Pca=KAP=1.14=4.4KW 由图8-11查得：选用A型V带 (2)确定带轮基准直径，并验算带速 由表8-6和表8-8取主动轮基准直径为dd1=112mm 从动轮基准直径dd2= idd1=3112=336mm 取dd2=335mm 带速V：V=πdd1n1/601000 =π112960/601000 =5.63m/s 在5~25m/s范围内，带速合适。 （3）确定带长和中心矩 0. 7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2) 0. 7(112+355)≤a0≤2(112+355) 所以有：326.9≤a0≤934 初步确定a0 =600mm 由 L0=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1) 2/4a0得： L0=2600+π(112+355)/2+(355-112)2/4600 = 1957.79mm 由表8-2确定基准长度Ld=2000mm 计算实际中心距 a≈a0+( Ld-L0) /2=600+（2000-1957.79）/2 =621.105mm 取a=620mm (4) 验算小带轮包角 α1=1800-( dd2-dd1) /a57.30 =1800-（355-112）/621.10557.30 =157.50>1200（适用） （5）确定带的根数 由n0=960r/min dd1=112mm i=3 查表8-4a和表8-4b得 P0=1.20kw △P0=0.12kw 查表8-5得Kα=0.93 查表8-2得KL=1.03 由Z=Pca/[p]=KAP/(P1+△P1)KαKL得： =4.4(1.20+0.12) 0.931.03 =3.5 取Z=4 (6) 计算张紧力F0 由表8-3查得q=0.1kg/m，则： F0=500Pca （2.5- k a）/ k a ZV+qV2 =5004.4/（2.5-0.93）/0.9345.63 +0.15.632N=168.09N 则作用在轴承的压轴力FQ： FQ=2ZF0sinα1/2=24168.09sin157.580/2 =1324.96N 2、齿轮传动的设计计算 （1）选择齿轮材料及精度等级 参考表6-2初选材料。小齿轮选用45钢,调质;齿面硬度为197~286HBW。大齿轮选用45钢，正火，齿面硬度156~217HBW；根据小齿轮齿面硬度236HBW和大齿轮齿面硬度190HBW,按图10-21a线查得齿面接触疲劳极应力为：限 σHlim1 =580MPa σHlim2=530 Mpa 按图10-20b线查得轮齿弯曲度疲劳极限应力为：σEF1 =244Mpa σEF2=204 Mpa 按图10-20c查得接触寿命系数KHN1=1.02 KHN2=1.1 按图10-20c查得弯曲寿命系数YN1=0.9 YN2=0.95 其中 N1=60rn1tn=601(960/3)530016=4.610 8 N2= N1/4.19=1.09810 8 根据要求取安全系数S=1 [σH1]=(KHN1σHlim1) /S=(1.02580) =591 MPa [σH2 ]=( KHN2 σHlim2)/S=(1. 1 530)=583 MPa (2) 按齿面接触疲劳强度设计 由d1≥2.23[(KT1/φd)(u+1/u)(ZE /σH) 2 ] 1/3 确定有关参数如下 可用齿数比： u= 320/76.。37 根据齿轮为软齿面和齿轮在两轴承间为对称布置 由表10-7取φd=1.1 1) 转矩T1 T1=95.510 5P/ n 1=95.510 53.8/320 =113406Nm 2) 载荷系数k 由原动机为电动机，工作机为带式输送机，载荷平稳，齿轮在两轴承间对称布置。试选K=1.2 3）由表10-6得材料的弹性影响系数ZE=189.9 d1≥2.32[(KT1/φd)(u+1/u)(ZE /σH) 2 ] 1/3 =2.32[(1.2113406 / 1.1 ) ( 4.19 + 1 / 4.19 ) ( 189.9591.6 ) 2 ] 1/3 =58.18mm (3) 确定齿轮传动主要参数及几何尺寸 中心距a=（1+u）d1/2=（1+4.19） 58.18/2 =150.98mm 取a=150mm 由经验公式m=（0.007~0.02）a=1.2~3. 取标准m=2.5 取β=15 Z1 =d1cosβ/m=（58.18cos15）/2.5=22.18 取Z1=25则Z2=u Z1=4.1925=104.8 取Z2=105 反算中心距 a=m/2(Z1+ Z2) cosβ=2.5/2(25+105) cos15=165 a=165 符合要求 实际传动比u0= Z2/Z1=105/25=4.2 传动比误差 (u-u0)/u=(4.2-4.19)/4.19100%=0.2%<5%(允许) 螺旋角β=arccos m（Z1＋Z2/2a =arccos 2.5（2105）/（2165）=12..753 在8~15内，合适 确定有关参数和系数 分度圆直径:d1=mZ1 /cosβ=2.525 / cos12.753 =63.7mm d2= m Z2 / cosβ=2.5105/cos12.753=267.9mm 齿顶高 ha=h*am=12.5=2.5mm 齿根高 hf=(h*a+c*) =(1+0.25)2.5=3.125mm 齿全高 h= ha+ hf=5.625mm 齿顶圆直径da1=d1+2ha =63.7+22.5=68.7mm da2=d2+2ha =267.9+22.5=272.9mm 齿根圆直径df1=d1-2hf =63.73.125=57.45mm df2=d2-2hf =261.65mm 齿宽：b=φdd1=1.163.7mm=70.07mm 取b1=70mm b2= b1-(5~10)mm=65mm (4)计算齿轮的圆周速度V V=πd1n1/601000=3.1463.7320/601000=1.067m/s (5)精确计算载荷 KT1=KAKf aKfβKVT1 K=KAK faKfβKV 查表10-2，KA=1; 查图 10-8 KV=1.05 查表10-13 Kf a=1.3 查表10-4 φd=1.1，得Kfβ=1.32 K=KAK faKfβKV=11.051.31.32=1.80 KT1=KAKf aKfβKVT1=1.80113.41=204.34Nm KFtI=2KT1/d1=2204.34103/63.7=6.42KN (6)验算轮齿接触疲劳承载能力 σH=ZHZE[KFt/bd1(u+1/u)] 1/2 =2.4189.9 [2.69103/6756(4.764+1/4.764) σH] 1/2 =400.3MPa<[σH]=537.8MPa (7)验算轮齿弯曲疲劳承载能力 查图6-20 Yβ=0.9 ZV1=Z1/ cos3β=22/ cos3 11.1863=23.31 ZV2=Z2/ cos3β=104/ cos3 11.1863=110.17 根据课本表7-10得，:YF1= 4.28 YF2=3.93 σF1=KFt YF1 Yβ/ bm =2.691034.280.9/672.5 =61.86MPa<[σF1]1 σF2= KFt YF2 Yβ/ bm =2.691033.390.9/672.5 =56.8<[σF2] 齿根弯曲强度足够 六、轴的设计计算 输入轴的设计计算 1.选择轴的材料确定许用应力 由于设计的是一级减速器的输入轴，旋转方向假设左旋，属于一般轴的设计问题，选用45钢 调质处理 硬度217~255HBW [σ1]=60Mpa 2、 估算轴的基本直径 根据表15-3，取C=105 主动轴：d≥C(PI/nI) 1/3=105(3.8/320) 1/3=23.96 考虑有键槽,将直径增5%.则 d1=23.96(1+5%)mm=25.15mm 取d1 =26mm 从动轴：d≥C(PII/nII) 1/3=105(3.65/76.37) 1/3 =38.10考虑有键槽,将直径增大5% 则 d2=38.10(1+5%)mm=40.10mm 取d2=42mm 3、轴的结构设计 （1）轴上零件的定位，固定和装配 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，主动轴采用齿轮轴. （2）确定轴各段直径和长度 初选用7207C角接触球轴承，其内径为35m,宽度为17mm要安装挡油盘所以取 d1=35m L1=26mm。由于该处是齿轮轴处齿轮的长度为L=65mm, 所以d2= d3 =40mm L3= L4=16mm 安装轴承和挡油盘所以取d4=35m L4=26mm d5=30mm L5=55mm 由前面计算得d6=26mm取L6=31mm (3)按弯矩复合强度计算 1)主动轴的强度校核 圆周力Ft=2T1/d1=2113406/63.7=3560.63N 径向力Fr= Fttanα/cosβ =3560.63tan20/cos12.753 =1180.53N 轴向力Fa=Fttanβ=3560.63tan12.7530=721.93N 2)计算轴承支反力图1(2) 1(4) 水平面 RAH=(FQ82+Fad1/2-Fr67.5)/(67.5+67.5) =(1324.9682+721.9363.7/2-1180.5367.5)/135 =555.17N RBH=FQ+Fr+FAN =1324.96+1180.53+288.61+ =2505.49N 垂直面RAV=RBV=Fr/2=1180.53/2=590.27N (1) 绘制水平面弯矩图（如图1(3)）和垂直面弯矩图（如图1(5)） 小齿轮中间断面左侧水平弯矩为 MCHL=RAH67.5=3.7473104Nmm 小齿轮中间断面右侧水平弯矩为 MCHR= RAH67.5-Fad1/2 =555.1767.5-721.9331.85= 1.448104Nmm 右轴颈中间断面处水平弯矩为 MBH=FQ82=1324.9682=1.0864105Nmm 小齿轮中间断面处的垂直弯矩为 MCV=RAV67.5=800.5467.5 =3.9845104Nmm (2) 按下式合成弯矩图（如图1（6）） M=( MH 2+ MV 2) 1/2 小齿轮中间断面左侧弯矩为 MCL= ( MCHL 2 + MCV 2) 1/2 =[(3.7473104) 2 + (3.9845104)2]1/2 =5.4698104 Nmm 小齿轮中间断面右侧弯矩为 MCR= ( MCHR 2 + MCV 2) 1/2 =[(1.448104) 2 + (3.985104)2]1/2 =4.239104 Nmm (3)画出轴的转矩T图 1（7） T=113406Nmm (4) 按下式求当量弯矩并画当量弯矩图1（8） Me= ( MH2+(ａT 2)) 1/2 这里 ，取ａ=0.6， ａT=0.6113406=6.8043104 Nmm 由图1（1）可知，在小齿轮中间断面右侧和右侧轴弱中间断面处的最大当量弯矩分别为 MC=(MCR2+(ａT 2)) 1/2=[(6.8043104) 2 + (4.2394104)2]1/2=8.107104 Nmm MB=(MBH2+(ａT 2)) 1/2=[(1.086467105) 2 + (6.80436104)2]1/2=7.656104 Nmm (5)校核轴的强度 取B和C两截面作为危险截面B截面处的强度条件： σ=MB/W=MB/0.1d3=1.28195105/0.1353 =29.90<[σ-1] C截面处的强度条件： σ=MC/W=MC/0.1d3 =1.281953105/0.157.453 =6.76Ｍｐａ<[σ-1] 结论：按弯扭合成强度校核小齿轮轴的强度足够安全 ＲＡＶ ＲＡＨ Ａ Ft Fa Fr C RBV RBH B FQ T 1(1) RAH Fr Fa RBH FQ 1(2) 3.7473104 1.448104 1.08646104 1(3) 3.9845104 1(5) RAV Ft RBV 1(4) 5.4698104 3.9845104 1.08646105 1(6) 113406 6.8043104 T aT 1(7) 5.4698104 8.0170104 1.28195105 6.8043104 1(8) 从动轴的设计计算 1选择轴的材料，确定许用应力 由于设计的是单级减速器的输出轴，属于一般轴的设计问题，选用45#调质钢，硬度217~255HBS， [σ-1]=60Mpa 2、轴的结构设计 （1）轴的零件定位，固定和装配 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，靠平键和过盈配合实现周向固定。 （2）确定轴的各段直径和长度 初选用7210C型角接触球轴承，其内径为50mm,宽度为20mm。 d1=50mm由于要安装挡油盘所以取 L1=39mm。 d2= 66mm L2=8mm 安装齿轮的所以d3=58mm，L3=64mm 安装轴承和挡油盘所以取d4=48mm L4=50mm d5=44mm L5=54mm 由前面计算得d6=42mm。取L6=50mm (3)从动轴的强度校核 ①圆周力Ft： Ft=2T2/ d2=2456429/267.9=3407.5N ②径向力Fr： Fr= Fttanα/cosβ =3407.5tan200/cos12.753 =1271.6N ③轴向力Fa： Fa=Fttanβ =3407.5tan12.7530=691.9N (4)计算轴承支反力 水平面： RAH=(Fad2/2-Fr67.5)/(67.5+67.5) =( 721.9267.9/2-1271.667.5)/135 =807.5N RBH=Fr+FAN =1271.6+807.5 =2079.1N 垂直面ＲAV=RBV=Fr/2=1271.6/2=635.8N (3)画出水平弯矩MH图2（3）垂直弯矩ＭＶ图２（５） 大齿轮中间断面左侧水平弯矩 ＭＣＨＬ＝ＲＡＨ６７．５＝54506Ｎｍｍ 大齿轮中间断面右侧水平弯矩为 ＭＣＨＲ＝ＲＡＨ６７.５－Ｆａｄ２／２ ＝８07.5－691.9267.9/2 ＝－３．９６７１０４Ｎｍｍ 大齿轮中间断面处的垂直弯矩为 ＭＣＶ＝ＲＡＶ６７．５ ＝4.292１０４Ｎｍｍ (4)计算合成弯矩 M=（MＨ2+MＶ22）1/2 大齿轮中间断面左侧弯矩为 MCL= ( MCHL 2 + MCV 2) 1/2 =4.380104 Nmm 大齿轮中间断面右侧弯矩为 MCR= ( MCHR 2 + MCV 2) 1/2 =5.744104 Nmm (5)画出轴的轴转矩Ｔ图２（７） Ｔ＝4.5642910５Nmm (6)按下式求当量弯矩并画当量弯矩图２（８） 　　Me= ( MH2+(ａT 2)) 1/2 这里 ，取ａ=0.6， ａT=2.7385710５Nmm 由图２（1）可知，在大齿轮中间断面左侧处的最大当量弯矩分别为 MC=(MCR2+(ａT 2)) 1/2=[(57440) 2 + (2.7385710５)2]1/2 =2.7981610５ Nmm （７）校核轴的强度去Ｃ截面作为危险截面 Ｃ截面处的强度条件： σ=MC/W=MC/0.1d3 =2.7982610５/0.1583 =14.34Ｍｐａ<[σ-1] 结论：按弯扭合成强度校核大齿轮轴的强度足够安全 RAV RAH Ft Fa Fr RBV T A C B 2(1) RAV Fr Fa r 2(2) 54506 ３．8174１０４ 2(3) RAV Ft RBV 2(4) 4.292１０４ 2(5) 4.380104 5.744104 2(6) 4.56429105 2.73857105 T aT 2(7) 4.380104 2.79816105 2.73857105 2(8) 七、滚动轴承的选择及校核计算 根据根据条件，轴承预计寿命5年，要求一天工作16小时，一年工作日为300天，得 163005=24000小时 1、由上面的设计，初选轴承的内径 小齿轮轴的轴承内径d1=35mm 大齿轮轴的轴承内径d2=50mm 由于轴承要承受径向和轴向的载荷，故选择角接触球轴承,查手册: 小齿轮轴上的轴承选择型号为7207AC 大齿轮轴上的轴承选择型号为7210AC 7207ＡＣ型号的轴承的主要参数： ｄ＝３5ｍｍ　Ｃｒ＝22.5ＫＮ Ｃｏｒ＝１6.5ＫＮ　Ｄ＝72mm Ｂ＝１7mm 7210ＡＣ型号轴承的主要参数： ｄ＝５0ｍｍ　Ｃｒ＝32.8ＫＮ Ｃｏｒ＝26.8ＫＮ　Ｄ＝90ｍｍ　 Ｂ＝20ｍｍ ２小齿轮轴的轴承 （1）计算轴承的轴向载荷和径向载荷 小齿轮轴的轴向力Fa1=721.93N A端轴承所受的径向力 FRA=(RAH2+RAV2) 1/2=[(555.17) 2+(590.27) 2] 1/2 =810.33N B端轴承所受的径向力 FRB=(RBH2+RBV2) 1/2=[(2505.49) 2+(590.27) 2] 1/2 =2574.08N 两轴承的派生轴向力查表得: FS=0.68FR 则FSA=0.68FRA=551.02N 则FSB=0.68FRB =1750.37N 由于FSA水平向右FSB水平向左 Fa1水平向右 有FSA + Fa1=551.02+721.93=1272.95N0.68 FAb/FRB=1750.37/2574.08=0.679 查手册，得: P1= (0.41FRa+0.87FAa) = (0.41810.33+0.871028.44)=1226.98N P2= FRB= 1750.37N P2 >P1所以只需校核轴承2的寿命 (3)轴承寿命计算 由于有轻微冲击，故由表13-6，取fp=1.02工作温度低于1000C，查表13-4，得fT=1.0轴承2的寿命为:LH=106/60n(ftC/fpP) 3 =106/（60960）(22500/1.021750.37)3 =34739h>24000h ∴预期寿命足够 2、计算从动轴承 (1)计算轴的轴向载荷和径向载荷 大齿轮轴的轴向载荷Fa2=691.9N A端所承受的径向力 FRA=(RAH2+RAV2) 1/2=[(807.5) 2+(635.8) 2] 1/2 =1027.76N B端轴承所受的径向力 FRB=(RBH2+RBV2) 1/2=[(2079.1) 2+(635.8) 2] 1/2 =2174.14N 两轴承的派生轴向力查表得: FS=0.68FR 则FSA=0.68FRA=698.904N 则FSB=0.68FRB =1478.42N 由于FSA水平向右FSB水平向左 Fa2水平向右有: FSA + Fa2 =698.904+691.9=1390.8N0.68 FAb/FRB=1478.42/2174.14=0.679 查手册得: P1= (0.41FRa+0.87FAa) = (0.411027.76+0.87786.52)=1105.65N P2= FRB= 2174.14N P2 >P1所以只需校核轴承2的寿命 (3)轴承寿命计算 由于有轻微冲击，故由表13-6，取fp=1.0工作温度低于1000C，查表13-4，得fT=1.0轴承2的寿命为:LH=106/60n(ftC/fpP) 3 =106/（60960）(32800/2174.14)3 =29608h>24000h ∴此轴承合格 八、键联接的选择及校核计算 1、主动轴外伸端d=26mm,考虑到键在轴中部安装，故选键830GB/T1096-1990,b=8mm, L=32mm,h=8mm,t=4mm,k=h-t=4mm, 选择45钢，许用挤压应力 [σ]p=100MPa σp=2T/dkl=2113406/26432 =68.15Mpa<[σR](100Mpa) 则强度足够，合格 2、从动轴外伸端d=42mm,考虑到键在轴中部安装，故选键1255GB/T1096-1990,b=12mm, L=55mm,h=9mm,t=5mm,k=h-t=4mm, 选择45钢，许用挤压应力[σ]p=100MPa σp=2T/dkl=2456429/42455 =97.79Mpa<[σR](100Mpa)则强度足够，合格 3从动轴与齿轮联接处d=58mm,考虑键槽在轴中部安装，故选键1650 GB/T1096-1990, b=16mm,L=50mm,h=9mm,t=5.5mm, k=h-t=3.5mm, 选择45钢，许用挤压应力[σ]p=100MPa σp=2T/dkl=2456429/583.550 =89.8Mpa<[σR](100Mpa)则强度足够，合格 九、联轴器的选择 由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑装卸方便及经济问题，选用弹性套柱销联轴器K=1.3 Tc=9550KP/n =95501.33.65/76.37=593.36 Nm 选用TL8型GB/T4353-1984 弹性套注销联轴器公称尺寸转矩 Tn=710Nm, Tc30~50mm (4)每千瓦功率的油池体积为0.35~0.7L. 4、 密封方法 （1）选用嵌入式端盖易于调整，内圈采用封油圈进行密封； （2）油尺处以及排油孔处用石棉胶纸密封； ( 3 ) 视孔盖处用石棉橡胶纸密封. 十二、参考文献 [1] 濮良贵，记名刚，机械设计。七版。北京：高等教育出版社，2001 [2] 王步瀛机械零件强度计算的理论和方法。北京：高等教育出版社，1986 [3]张之明，滑动轴承的留体力润滑理论。北京：高等教育出版社，1995 [4]减速器实用技术编委会，减速器实用技术手册。北京：机械工业出版社1992 [5]汝元功，唐照明，机械设计手册。北京：高等教育出版社，1995 [] F=2100N V=1.6m/s D=400mm η总=0.87 Pd=3.86KW 电动机型号 Y 132M1-6 Ped=4KW i总=12.56 i带=3 i齿=4.19 no=960 r/min nI =320r/min nII=76.37r/min nIII=76.37r/min Po=4 KW PI=3.8KW PII=3.65KW PIII=3.54KW T0=39.79Nm TI=113.41Nm TII=456.43Nm TIII=442.67Nm dd1=112mm dd2=355mm V=5.63m/s Ld=2000mm a=621.105mm 取a=620mm α1=157.580 F0 =168.09N FQ=1271.63N αHlim1=580Mpa αHlim2=530Mpa σEF1 =244Mpa σEF2=204 Mpa N1=4.610 8 N2=1.09810 8 S=1 [σH1]=591MPa [σH2]=583MPa i齿=4.19 u=4.764 T1=113406Nm m=2.5 β=15 a=165mm Z1=25 Z2=105 β=12..753 d1=63.7mm d2=267.9mm ha=2.5mm hf=3.125mm h=5.625mm da1=68.7mm da2=272.9mm df1=57.45mm df2=261.65mm b1=70mm b2=65mm V =1.067m/s 选取7级 KA=1 KV=1.05 Kf a=1.3 Kfβ=1.32 K=1.80 σH=400.3MPa ZV1=23.31 ZV2=110.17 σF1=61.86MPa σF2=56.8 [σ1]=60Mpa 取C=105 取d1=26mm 取d2=42mm d1=30mm L1=26mm d2=40mm L2=L3=16mm d3=40mm d4=35m L4=26mm d5=30mm L5=55mm d6=26mm L6=31mm Ft=3560.63N Fr==1180.53N Fa=721.93N RAH=555.17N RBH=2505.49N RAV=RBV =590.27N MCHL=3.7473104Nmm MCHR= 1.448104Nmm MBH=1.0864105Nmm MCV=3.985104Nmm MCL=5.4698104 Nmm MCR=4.239104 Nmm T=1.13406 105N.mm ａT=6.8043104 Nmm MC=8.01702104 Nmm MB=1.281953105 Nmm d1=50mm L1=39mm。 d2= 66mm L2=8mm d3=58mm，L3=64mm d4=48mm L4=50mm d5=44mm L5=54mm d6=42mm L6=42mm Ft=3407.5N Fr=1271.6N Fa=691.9N RAH=807.5N RBH=2079.1N ＲAV=RBV =635.8N ＭＣＨＬ=54506 Nmm ＭＣＨＲ＝－３.8174１０４Nmm ＭＣＶ＝4.292１０４Nmm MCL =4.380104 Nmm MCR=5.744104 Nmm Ｔ＝4.5642910５Nmm aT=2.7385710５Nmm MC=2.7981610５ Nmm Fa1=721.93N FRA==810.33N FRB==2574.0N FSA=551.02N FSB=1750.37N FAa=1028.44N FAb=1750.37N FRA=1027.76N FRB=2174.14N FSA=698.904N FSB=1478.42N Tc=266.653Nm 34

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