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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℃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=2100×
1.6/1000=
3.36KW
(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=
0.99η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒=
0.95×
0.992×
0.97×
0.99×
0.96=
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~
1.3Po=
3.86~
5.018KW查手册得Ped=4KW选电动机的型号Y132M1-6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=60×1000v/πD=60×1000×
1.6/
3.14×400=
76.43r/mini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=960r/minnI=n0/i带=960/3=320(r/min)nII=nI/i齿=320/
4.19=
76.37r/minnIII=nII=
76.37r/min计算各轴的功率(KW)P0=Pd=4KWPI=P0×η带=4×
0.95=
3.8KWPII=PI×η轴承×η齿轮=
3.8×
0.99×
0.97=
3.65KWPIII=PII×η联×η轴承=
3.65×
0.99×
0.98=
3.54KW计算各轴扭矩(N·mm)T0=9550P0/n0=9550×4/960=
39.79N·mTI=9550PI/nI=9550×
3.8/320=
113.41N·mTII=9550PII/nII=9550×
3.65/
76.37=
456.43N·mTIII=9550PIII/nIII=9550×
3.54/
76.37=
442.67N·m
五、传动零件的设计计算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=
1.1Pca=KAP=
1.1×4=
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=3×112=336mm取dd2=335mm带速V V=πdd1n1/60×1000=π×112×960/60×1000=
5.63m/s在5~25m/s范围内,带速合适
(3)确定带长和中心矩7dd1+dd2≤a0≤2dd1+dd27112+355≤a0≤2×112+355所以有
326.9≤a0≤934初步确定a0=600mm由L0=2a0+πdd1+dd2/2+dd2-dd12/4a0得L0=2×600+π112+355/2+355-1122/4×600=
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=620mm4验算小带轮包角α1=1800-dd2-dd1/a×
57.30=1800-(355-112)/
621.105×
57.30=
157.501200(适用)
(5)确定带的根数由n0=960r/mindd1=112mmi=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+△P1KαKL得=
4.
41.20+
0.12×
0.93×
1.03=
3.5取Z=46计算张紧力F0由表8-3查得q=
0.1kg/m,则F0=500Pca(
2.5-ka)/kaZV+qV2=500×
4.4/(
2.5-
0.93)/
0.93×4×
5.63+
0.1×
5.632N=
168.09N则作用在轴承的压轴力FQ FQ=2ZF0sinα1/2=2×4×
168.09×sin
157.580/2=
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=580MPaσHlim2=530Mpa按图10-20b线查得轮齿弯曲度疲劳极限应力为σEF1=244MpaσEF2=204Mpa按图10-20c查得接触寿命系数KHN1=
1.02KHN2=
1.1按图10-20c查得弯曲寿命系数YN1=
0.9YN2=
0.95其中N1=60rn1tn=60×1×960/3×5×300×16=
4.6×108N2=N1/
4.19=
1.098×108根据要求取安全系数S=1[σH1]=KHN1×σHlim1/S=
1.02×580=591MPa[σH2]=KHN2×σHlim2/S=
1.1×530=583MPa2按齿面接触疲劳强度设计由d1≥
2.23[KT1/φdu+1/uZE/σH2]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=
1.11转矩T1T1=
95.5×105P/n1=
95.5×105×
3.8/320=113406N·m2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=
1.23)由表10-6得材料的弹性影响系数ZE=
189.9d1≥
2.32[KT1/φdu+1/uZE/σH2]1/3=
2.32[
1.2×113406/
1.
14.19+1/
4.
19189.9×
591.62]1/3=
58.18mm3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=uZ1=
4.19×25=
104.8取Z2=105反算中心距a=m/2Z1+Z2cosβ=
2.5/225+105cos15°=165a=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/
4.19×100%=
0.2%5%允许螺旋角β=arccosm(Z1+Z2/2a=arccos
2.5×
(2105)/(2×165)=
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=
2.5×25/cos
12.753°=
63.7mmd2=mZ2/cosβ=
2.5×105/cos
12.753°=
267.9mm齿顶高ha=h*am=1×
2.5=
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+2×
2.5=
68.7mmda2=d2+2ha=
267.9+2×
2.5=
272.9mm齿根圆直径df1=d1-2hf=
63.7×
3.125=
57.45mmdf2=d2-2hf=
261.65mm齿宽b=φdd1=
1.1×
63.7mm=
70.07mm取b1=70mmb2=b1-5~10mm=65mm4计算齿轮的圆周速度VV=πd1n1/60×1000=
3.14×
63.7×320/60×1000=
1.067m/s5精确计算载荷KT1=KAKfaKfβKVT1K=KAKfaKfβKV查表10-2,KA=1;查图10-8KV=
1.05查表10-13Kfa=
1.3查表10-4φd=
1.1,得Kfβ=
1.32K=KAKfaKfβKV=1×
1.05×
1.3×
1.32=
1.80KT1=KAKfaKfβKVT1=
1.80×
113.41=
204.34N·mKFtI=2KT1/d1=2×
204.34×103/
63.7=
6.42KN6验算轮齿接触疲劳承载能力σH=ZHZE[KFt/bd1u+1/u]1/2=
2.4×
189.9×[
2.69×103/67×
564.764+1/
4.764σH]1/2=
400.3MPa[σH]=
537.8MPa7验算轮齿弯曲疲劳承载能力查图6-20Yβ=
0.9ZV1=Z1/cos3β=22/cos
311.1863°=
23.31ZV2=Z2/cos3β=104/cos
311.1863°=
110.17根据课本表7-10得,:YF1=
4.28YF2=
3.93σF1=KFtYF1Yβ/bm=
2.69×103×
4.28×
0.9/67×
2.5=
61.86MPa[σF1]1σF2=KFtYF2Yβ/bm=
2.69×103×
3.39×
0.9/67×
2.5=
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估算轴的基本直径根据表15-3,取C=105主动轴d≥CPI/nI1/3=
1053.8/3201/3=
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≥CPII/nII1/3=
1053.65/
76.371/3=
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=40mmL3=L4=16mm安装轴承和挡油盘所以取d4=35mL4=26mmd5=30mmL5=55mm由前面计算得d6=26mm取L6=31mm3按弯矩复合强度计算1主动轴的强度校核圆周力Ft=2T1/d1=2×113406/
63.7=
3560.63N径向力Fr=Fttanα/cosβ=
3560.63×tan20°/cos
12.753°=
1180.53N轴向力Fa=Fttanβ=
3560.63×tan
12.7530=
721.93N2计算轴承支反力图1214水平面RAH=FQ×82+Fa×d1/2-Fr×
67.5/
67.5+
67.5=
1324.96×82+
721.93×
63.7/2-
1180.53×
67.5/135=
555.17NRBH=FQ+Fr+FAN=
1324.96+
1180.53+
288.61+=
2505.49N垂直面RAV=RBV=Fr/2=
1180.53/2=
590.27N绘制水平面弯矩图(如图13)和垂直面弯矩图(如图15)小齿轮中间断面左侧水平弯矩为MCHL=RAH×
67.5=
3.7473×104N·mm小齿轮中间断面右侧水平弯矩为MCHR=RAH×
67.5-Fa×d1/2=
555.17×
67.5-
721.93×
31.85=
1.448×104N·mm右轴颈中间断面处水平弯矩为MBH=FQ×82=
1324.96×82=
1.0864×105N·mm小齿轮中间断面处的垂直弯矩为MCV=RAV×
67.5=
800.54×
67.5=
3.9845×104N·mm2按下式合成弯矩图(如图1
(6))M=MH2+MV21/2小齿轮中间断面左侧弯矩为MCL=MCHL2+MCV21/2=[
3.7473×1042+
3.9845×1042]1/2=
5.4698×104N·mm小齿轮中间断面右侧弯矩为MCR=MCHR2+MCV21/2=[
1.448×1042+
3.985×1042]1/2=
4.239×104N·mm3画出轴的转矩T图1
(7)T=113406Nmm4按下式求当量弯矩并画当量弯矩图1
(8)Me=MH2+aT21/2这里,取a=
0.6,aT=
0.6×113406=
6.8043×104N·mm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+aT21/2=[
6.8043×1042+
4.2394×1042]1/2=
8.107×104N·mmMB=MBH2+aT21/2=[
1.086467×1052+
6.80436×1042]1/2=
7.656×104N·mm5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=
1.28195×105/
0.1×353=
29.90[σ-1]C截面处的强度条件σ=MC/W=MC/
0.1d3=
1.281953×105/
0.1×
57.453=
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20mmd1=50mm 由于要安装挡油盘所以取L1=39mmd2=66mmL2=8mm安装齿轮的所以d3=58mm,L3=64mm安装轴承和挡油盘所以取d4=48mmL4=50mmd5=44mmL5=54mm由前面计算得d6=42mm取L6=50mm3从动轴的强度校核
①圆周力Ft Ft=2T2/d2=2×456429/
267.9=
3407.5N
②径向力Fr Fr=Fttanα/cosβ=
3407.5×tan200/cos
12.753°=
1271.6N
③轴向力Fa Fa=Fttanβ=
3407.5×tan
12.7530=
691.9N4计算轴承支反力水平面RAH=Fa×d2/2-Fr×
67.5/
67.5+
67.5=
721.9×
267.9/2-
1271.6×
67.5/135=
807.5NRBH=Fr+FAN=
1271.6+
807.5=
2079.1N垂直面RAV=RBV=Fr/2=
1271.6/2=
635.8N3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=RAH×67.5=54506Nmm大齿轮中间断面右侧水平弯矩为MCHR=RAH×67.5-Fad2/2=8
07.5-
691.9×
267.9/2=-3.967×104Nmm大齿轮中间断面处的垂直弯矩为MCV=RAV×67.5=
4.292×104Nmm4计算合成弯矩M=(MH2+MV22)1/2大齿轮中间断面左侧弯矩为MCL=MCHL2+MCV21/2=
4.380×104N·mm大齿轮中间断面右侧弯矩为MCR=MCHR2+MCV21/2=
5.744×104N·mm5画出轴的轴转矩T图2(7)T=
4.56429×105N·mm6按下式求当量弯矩并画当量弯矩图2(8) Me=MH2+aT21/2这里,取a=
0.6,aT=
2.73857×105N·mm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+aT21/2=[574402+
2.73857×1052]1/2=
2.79816×105N·mm(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=
2.79826×105/
0.1×583=
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
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16×300×5=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7210AC7207AC型号的轴承的主要参数d=35mm Cr=
22.5KNCor=1
6.5KN D=72mmB=17mm7210AC型号轴承的主要参数d=50mm Cr=
32.8KNCor=
26.8KN D=90mm B=20mm2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=
721.93NA端轴承所受的径向力FRA=RAH2+RAV21/2=[
555.172+
590.272]1/2=
810.33NB端轴承所受的径向力FRB=RBH2+RBV21/2=[
2505.492+
590.272]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=
1272.95NFSB因而轴有向左移动的趋势,即轴承A被压紧,轴承B被放松FAa=Fa+FSB=-
721.93+
1750.37=
1028.44NFAb=FSB=
1750.37N
(2)计算当量动载荷FAa/FRA=
1028.44/
810.33=
1.
2690.68FAb/FRB=
1750.37/
2574.08=
0.679查手册,得:P1=
0.41FRa+
0.87FAa=
0.41×
810.33+
0.87×
1028.44=
1226.98NP2=FRB=
1750.37NP2P1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=106/60nftC/fpP3=106/(60×960)×22500/
1.02×
1750.373=34739h24000h∴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=
691.9NA端所承受的径向力FRA=RAH2+RAV21/2=[
807.52+
635.82]1/2=
1027.76NB端轴承所受的径向力FRB=RBH2+RBV21/2=[
2079.12+
635.82]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=
1390.8NFSB=
1478.42N因而轴有向左移动的趋势,即轴承A被压紧,轴承B被放松FAa=Fa+FSB=-
691.9+
1478.42=
786.52NFAb=FSB=
1478.42N
(2)计算当量动载荷FAa/FRA=
786.52/
1027.76=
0.
770.68FAb/FRB=
1478.42/
2174.14=
0.679查手册得:P1=
0.41FRa+
0.87FAa=
0.41×
1027.76+
0.87×
786.52=
1105.65NP2=FRB=
2174.14NP2P1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=106/60nftC/fpP3=106/(60×960)×32800/
2174.143=29608h24000h∴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8×30GB/T1096-1990b=8mmL=32mmh=8mmt=4mmk=h-t=4mm选择45钢,许用挤压应力[σ]p=100MPaσp=2T/dkl=2×113406/26×4×32=
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12×55GB/T1096-1990b=12mmL=55mmh=9mmt=5mmk=h-t=4mm选择45钢,许用挤压应力[σ]p=100MPaσp=2T/dkl=2×456429/42×4×55=
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16×50GB/T1096-1990b=16mmL=50mmh=9mmt=
5.5mmk=h-t=
3.5mm选择45钢,许用挤压应力[σ]p=100MPaσp=2T/dkl=2×456429/58×
3.5×50=
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=
1.3Tc=9550KP/n=9550×
1.3×
3.65/
76.37=
593.36N·m选用TL8型GB/T4353-1984弹性套注销联轴器公称尺寸转矩Tn=710N·mTcTn才用Y型轴孔长度L=112mm
十、减速器附件的选择
1.减速器箱体设计机座壁厚δ=
0.025a+1=
0.025×155+1=
4.875取δ=8mm机盖壁厚δ1=8mm机座凸缘厚度b=
1.5δ=12mm机盖凸缘厚度b1=
1.5δ1=12mm机座底凸缘厚度b2=
2.5δ=20mm地脚螺钉直径df=
0.036a+12=
17.58mm≈18mm地脚螺钉数目n=4轴承旁连接螺栓直径d1=
0.75df=16mm机盖与机座连接螺栓直径d2=(
0.5~
0.6)df=10mm轴承端盖螺钉直径d3=(
0.4~
0.5)df=8mm窥视孔盖螺钉直径d4=(
0.3~
0.4)df=6mm定位销直径d=(
0.7~
0.8)d2=8mm轴承旁凸台半径R1=C2=20mm外机壁至轴承座端面距离l1=50mm大齿轮顶圆于内机壁距离Δ1>
1.2δ=
9.6mm齿轮端面与内机壁距离Δ2>δ=8mm机盖、机座肋厚m1≈
0.85δ1=
6.8mm=7mm;m≈
0.85δ=7mm轴承端盖外径D1=D小+(5~
5.5)d3=66+44=110mm D2=D大+(5~
5.5)d3=78+42=120mm轴承端盖凸缘厚度t=(1~
1.2)d3=9mm轴承旁边连接螺栓距离s≈D2尽量靠近,不干涉Md1和Md3为准
2.其他技术说明窥视孔盖板A=90mm,A1=120mm通气器由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用M20×
1.5油面指示器 选用游标尺M16油塞螺钉 选用M16×
1.5启盖螺钉 选用M10定位销 选用Φ8吊环 箱体上采用起吊钩结构,箱盖上采用起吊耳环结构
十一、减速器的润滑和密封
1、齿轮的润滑V齿=
1.07m/s<12m/s,采用浸油润滑,浸油高度h约为1/6大齿轮分度圆半径,取为45mm侵入油内的零件顶部到箱体内底面的距离H=40mm
2、 滚动轴承的润滑类型为角接触球轴承,故采用浸油润滑常温低压选择L-FC22牌润滑油注意事项润滑油中加抗氧化剂齿轮浸油深度h1=1~2个齿高3齿顶线到箱底的距离h230~50mm4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=2100NV=
1.6m/sD=400mmη总=
0.87Pd=
3.86KW电动机型号Y132M1-6Ped=4KWi总=
12.56i带=3i齿=
4.19no=960r/minnI=320r/minnII=
76.37r/minnIII=
76.37r/minPo=4KWPI=
3.8KWPII=
3.65KWPIII=
3.54KWT0=
39.79N·mTI=
113.41N·mTII=
456.43N·mTIII=
442.67N·mdd1=112mmdd2=355mmV=
5.63m/sLd=2000mma=
621.105mm取a=620mmα1=
157.580F0=
168.09NFQ=
1271.63NαHlim1=580MpaαHlim2=530MpaσEF1=244MpaσEF2=204MpaN1=
4.6×108N2=
1.098×108S=1[σH1]=591MPa[σH2]=583MPai齿=
4.19u=
4.764T1=113406N·mm=
2.5β=15°a=165mmZ1=25Z2=105β=
12..753°d1=
63.7mmd2=
267.9mmha=
2.5mmhf=
3.125mmh=
5.625mmda1=
68.7mmda2=
272.9mmdf1=
57.45mmdf2=
261.65mmb1=70mmb2=65mmV=
1.067m/s选取7级KA=1KV=
1.05Kfa=
1.3Kfβ=
1.32K=
1.80σH=
400.3MPaZV1=
23.31ZV2=
110.17σF1=
61.86MPaσF2=
56.8[σ1]=60Mpa取C=105取d1=26mm取d2=42mmd1=30mmL1=26mmd2=40mmL2=L3=16mmd3=40mmd4=35mL4=26mmd5=30mmL5=55mmd6=26mmL6=31mmFt=
3560.63NFr==
1180.53NFa=
721.93NRAH=
555.17NRBH=
2505.49NRAV=RBV=
590.27NMCHL=
3.7473×104N·mmMCHR=
1.448×104N·mmMBH=
1.0864×105N·mmMCV=
3.985×104N·mmMCL=
5.4698×104N·mmMCR=
4.239×104N·mmT=
1.13406×105N.mmaT=
6.8043×104N·mmMC=
8.01702×104N·mmMB=
1.281953×105N·mmd1=50mmL1=39mmd2=66mmL2=8mmd3=58mm,L3=64mmd4=48mmL4=50mmd5=44mmL5=54mmd6=42mmL6=42mmFt=
3407.5NFr=
1271.6NFa=
691.9NRAH=
807.5NRBH=
2079.1NRAV=RBV=
635.8NMCHL=54506N·mmMCHR=-3.8174×104N·mmMCV=
4.292×104N·mmMCL=
4.380×104N·mmMCR=
5.744×104N·mmT=
4.56429×105N·mmaT=
2.73857×105N·mmMC=
2.79816×105N·mmFa1=
721.93NFRA==
810.33NFRB==
2574.0NFSA=
551.02NFSB=
1750.37NFAa=
1028.44NFAb=
1750.37NFRA=
1027.76NFRB=
2174.14NFSA=
698.904NFSB=
1478.42NTc=
266.653N·mRAVRAHAFtFaFrCRBVRBHBFQT11RAHFrFaRBHFQ
123.7473×
1041.448×
1041.08646×
104133.9845×10415RAVFtRBV
145.4698×
1043.9845×
1041.08646×
105161134066.8043×104TaT
175.4698×
1048.0170×
1041.28195×
1056.8043×10418RAVRAHFtFaFrRBVTACB21RAVFrFar22545063.8174×10423RAVFtRBV
244.292×104
254.380×
1045.744×
104264.56429×
1052.73857×105TaT
274.380×
1042.79816×
1052.73857×10528。