帶式輸送機傳動裝置-機械設計課程設計說明書

1、xxx大學機械設計課程設計說明書題目： 帶式輸送機傳動裝置 學院（系）： 機械工程學院 年級專業(yè)： 11級機電2班 學 號： 110107010076 學生姓名： xxx 指導教師： 教師職稱： 副教授 目錄一傳動方案的擬定.1二電動機選擇計算及傳動裝置的運動和動力計算.11原始數(shù)據(jù).12電動機類型和結構形式的選擇.23傳動參數(shù)系統(tǒng)的運動和動力參數(shù).2三傳動零件的設計計算.41蝸桿-蝸輪的選擇計算.42斜齒輪傳動選擇計算.9四軸的設計和計算.161. 初步計算軸徑.162軸的結構設計.173軸的強度校核.18五鍵聯(lián)接的選擇與校核.27 1. 鍵聯(lián)接的選擇.27 2. 軸上的鍵的靜聯(lián)接強度校核.

2、27六滾動軸承的選擇計算.28 1. 滾動軸承的選擇.28 2. 滾動軸承基本額定壽命計算.28七聯(lián)軸器的選擇.30八潤滑和密封的選擇.301.蝸桿、齒輪及蝸輪的潤滑.302. 滾動軸承的潤滑.31 3. 密封形式的選擇.31 9 減速器附件的選擇3110 裝配、拆卸時的注意事項33十一設計小結.34參考資料.35燕山大學課程設計說明書 設計及計算過程一、傳動方案的擬定 減速器采用蝸輪-齒輪二級減速器，結構簡單，緊湊，以實現(xiàn)在滿足較大傳動比的同時擁有較高的效率，和比較緊湊的結構，同時封閉的結構有利于在粉塵較大的環(huán)境下工作。蝸桿傳動布置在高速級，有利于嚙合處油膜的形成，齒輪傳動布置在低速級，可適

3、當降低制造精度，降低成本；蝸桿下置式潤滑條件較好。圖1.1二.電動機選擇計算及傳動裝置的運動和動力計算1原始數(shù)據(jù)1）運輸鏈牽引力f=1835n2）運輸鏈工作速度v=0.38m/s3）滾筒直徑 d=0.30m2電動機類型和結構形式的選擇按工作條件和要求，選用一般用途的y系列（ip44）三相異步電動機，封閉結構。1) 已知卷筒所需功率：設計及計算過程 ； 電機效率：73.5電動機功率： 2) 確定電動機轉速卷筒轉速 由于kw 所以在相關手冊中查閱符合這一轉速和功率范圍的電機，綜合考慮結構尺寸及成本，選擇同步轉速為1000rpm的電動機，型號為y90l-6，其技術數(shù)據(jù)如下表：電機型號額定功率kw同步

4、轉速r/min額定轉速r/miny90l-61.11000 91022.23 傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)1) 計算總傳動比： 2) 分配減速器的各級傳動比：設計及計算過程 在蝸桿傳動比范圍內取，故齒輪傳動，符合齒輪傳動比的推薦值范圍 3) 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)a) 計算各軸轉速電機軸：1軸：2軸：3軸：b) 計算各軸輸入功率電機軸：1軸：2軸：3軸：=c) 計算各軸輸入轉矩電動機輸出轉矩：1軸：設計及計算過程2軸： 3軸：將運動和動力參數(shù)計算結果進行整理并列于下表：軸號功率p（kw）轉矩t(nm)轉速n（r/min)傳動比i效率電機軸0.99610.459101.000.99軸0.986

5、10.3591015.040.80軸0.789 123.29 60.52.50.96軸0.758259.9924.21.000.98卷筒軸0.743290.1024.2三、傳動零件的設計計算1蝸桿蝸輪的選擇計算1) 選擇蝸桿的傳動類型設計及計算過程根據(jù)gb/t 100851988的推薦,采用漸開線蝸桿(zi)。2) 選擇材料、精度等級和蝸桿頭數(shù) 材料：蝸桿：45鋼，調質處理；蝸輪：鑄錫青銅zcusn10p1，砂膜鑄造。精度等級：初選取8級蝸桿頭數(shù)：=2（由i=20?。?則圓整為303) 按齒面接觸疲勞強度進行設計計算根據(jù)閉式蝸桿傳動的設計準則,先按齒面接觸疲勞強度進行設計,再校核齒根彎曲疲勞強

6、度。計算公式 a) 查表得：9.47cos=9.26b) 確定載荷：微 震 ： 預估v23m/s，取kv=1.1則k=11.11.1=1.21c) 作用在蝸輪上的轉距：d) 查表得彈性系數(shù)： e) 蝸輪材料許用接觸應力：設計及計算過程f) 計算m3qg) 查表取 所以 4).蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)及幾何尺寸a) 中心距 圓整為 120mm 變位系數(shù)x=b) 蝸桿 設計及計算過程 蝸桿頭數(shù) z1=2；直徑系數(shù) q=7.936；分度圓直徑 =50mm；分度圓導程角 = 蝸桿齒頂圓直徑 da1=d1+2mha*=50+26.3=62.6mm蝸輪齒根圓直徑 df1=d1-2m(hf*+c*)=34.25

7、mmc) 蝸輪 蝸輪齒數(shù) z2=30 蝸輪分度圓直徑 d2=mz2=6.330=189mm 蝸輪齒頂圓直徑 da2=d2+2m（ha*+x）=202.6mm 蝸輪齒根圓直徑 df2=d2-2m(hf*+c*-x)=174.89mm 蝸輪齒寬 圓整取d) 確定精度等級 故初選8級精度等級合適。5) 校核齒根彎曲疲勞強度 設計及計算過程a) 齒形系數(shù)：蝸輪有變位,變位系數(shù)當量齒數(shù) 由此，查表可得齒形系數(shù)b) 重合度系數(shù)： c) 許用彎曲應力 d) 彎曲應力 滿足彎曲強度。6).精度等級公差和表面粗糙度的確定考慮到所設計的蝸桿傳動是動力傳動，屬于通用機械減速器，從gb/t 100891988 圓柱蝸

8、桿、蝸輪精度中選擇8級精度，側隙種類為f，標注為8f gb/t 100891988。設計及計算過程7) .熱平衡核算。其中工作環(huán)境溫度 ，散熱系數(shù) 查得箱體面積 嚙合效率（由vs = 2.45 m/s ，= 1.645）總效率 則工作油溫為 滿足溫度要求。8） 復核設計及計算過程復核通過2斜齒輪傳動選擇計算1).選精度等級、材料及齒數(shù)a) 運輸機一般工作機器，速度不高，故選用8級精度。b) 材料選擇：選擇小齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240hbs，大齒輪材料為45鋼（正火）硬度為200hbs。c) 選齒輪齒數(shù)： 齒數(shù)比的誤差為 d) 螺旋角：初取e) 齒寬系數(shù)：（軸承相對齒輪不對稱布置）2

9、).按齒面接觸疲勞強度設計 a) 使用系數(shù) 查表取 ka=1設計及計算過程b) 動載系數(shù) 估計圓周速度 動載系數(shù)c) 查圖取齒間載荷分配系數(shù)和齒向載荷分布系數(shù)分別為 d) 材料的彈性影響系數(shù) 查表得 e) 節(jié)點區(qū)域系數(shù) 查圖取 zh=2.43f) 重合度系數(shù) 設計及計算過程g) 螺旋角系數(shù) h) 接觸疲勞強度極限查圖取 i) 應力循環(huán)次數(shù) 查表得 接觸疲勞壽命系數(shù) khn1=1.18 khn2 =1.25j) 計算接觸疲勞許用應力取安全系數(shù)sh=1(失效概率為1%)則 故 取 代入公式得 設計及計算過程k) 圓周速度 l) 修正載荷系數(shù)m) 校正分度圓直徑 n) 法向模數(shù)o) 中心距p) 修正

10、螺旋角 q) 修正系數(shù)k 設計及計算過程 齒間載荷分配系數(shù) s） 修正區(qū)域系數(shù) t） 修正重合度系數(shù)因1,取=1 ， u） 修正螺旋角系數(shù) v） 修正小輪分度圓直徑d1 w） 計算法向模數(shù)，所以合理 x）計算分度圓直徑設計及計算過程y）齒頂圓直徑da1=d1+2mha*=79.54+6=85.54mmda2=d2+2mha*=200.45+6=206.45mmz）齒根圓直徑df1=d1-2m(hf*+c*)=79.54-231.25=72.04mmdf2=d2-2m(hf*+c*)=200.45-231.25=192.95mma）齒寬3）按齒根彎曲疲勞強度校核a) 重合度系數(shù)b) 螺旋角系數(shù)設

11、計及計算過程計算當量齒數(shù)c) 查取齒形系數(shù) yfa1=2. 53，yfa2=2.25d) 查取應力集中系數(shù) ysa1=1.63，ysa2=1.77e) 計算彎曲疲勞許用應力 f=kfnflim/sh彎曲疲勞極限應力 flim1=450mpa，flim2=390mpa查取壽命系數(shù) 由n=8.4810 得 kfn1=kfn2=1安全系數(shù) sh=1 (取失效概率為1%)則 f1=1450/1=450mpaf2=1390/1=390mpaf) 代入公式計算彎曲應力故設計合理。 設計及計算過程參數(shù)整理于下表：mnq第一級120mm2306.3mm50 mm189mm7044 mm7.93614.15第二

12、級140mm25633mm79.54mm200.54mm70mm65mm四軸的設計和計算1.初步計算軸徑軸的材料選用常用的45鋼當軸的支撐距離未定時， 無法由強度確定軸徑，要用初步估算的方法，即按純扭矩并降低許用扭轉切應力確定軸徑d，計算公式為： 考慮到各軸均有彎矩，取c=112，初算軸頭直徑 考慮到軸與電機軸相聯(lián)接和軸要與帶輪聯(lián)接，d1和d3應增大3，且初算直徑d1必須與聯(lián)軸器孔相匹配及d3必須和聯(lián)軸器孔相匹配；軸直接與軸承配合，考慮軸承為標準件，軸徑需以0,5結尾；所以初設計及計算過程定，2軸的結構設計軸的軸向尺寸：軸肩分定位軸肩與非定位軸肩；定位軸肩軸徑變化（68）mm；非定位軸肩軸徑變

13、化（13）mm。綜合考慮，聯(lián)軸器孔徑、標準軸承孔徑、密封圈高度，所以取軸徑尺寸如圖所示。軸的徑向尺寸：軸上安裝傳動零件的軸段長度是由所裝零件的輪轂寬度決定的，而輪轂寬度一般是和軸的直徑有關，確定了直徑，即可確定輪轂寬度。軸的端面與零件端面應留有距離l，以保證零件端面與擋油板接觸起到軸向固定作用，一般可取l=（13）mm。軸上的鍵槽在靠近軸的端面處的距離?。?3）mm，靠近軸肩處的距離應?。?7）mm，軸承透蓋處外伸軸長?。?520）mm。1) （輸出）軸的初步設計如下圖： 裝配方案：左端，聯(lián)軸器，軸承透蓋，深溝球軸承，套筒依次從軸的左端向右安裝；右端，軸承端蓋，深溝球軸承，套筒，低速級大齒輪，

14、依次從軸的右端向左安裝。尺寸設計方案：r) 軸段的設計 軸段上安裝聯(lián)軸器，此段設計應與聯(lián)軸s) 器的設計同步，選用剛性固定式聯(lián)軸器，選聯(lián)軸器gy5y型，其中其輪轂孔直徑為35mm，軸孔長度82mm，相應的軸段的直徑d=35mm，其長度小于轂孔長度，取82mm。t) 軸段設計 確定軸段的軸徑需考慮聯(lián)軸器的軸向定位u) 及密封圈的尺寸，所以綜合考慮其他零件取42mm。v) 軸段的設計 軸段上安裝軸承，考慮到大齒輪的軸向w) 力的存在，選用角接觸球軸承，其直徑應既便于軸承安裝，又應符合軸承內徑系列，現(xiàn)暫取軸承為7209c其內經(jīng)為45mm，外徑為85mm, 軸向寬度為19mm。故選軸徑為45mm，由于

15、大齒輪的圓周速度大于2m/s，故軸承采用油潤滑，為補償箱體的設計及計算過程鑄造誤差，軸承靠近箱體內壁的端面距箱體內壁的距離x) ，故取軸的第三段為37mm。軸段的長度設計 軸段的長度除與軸上零件有關外，還與軸承座寬度和軸承端蓋等零件有關，軸承端蓋連接螺栓為gb/t m1015,其安裝圓周大于聯(lián)軸器輪轂外徑。為使輪轂半徑不與端蓋上的螺栓的拆裝發(fā)生干涉，故取聯(lián)軸器輪轂端面與端蓋外端面的距離為15mm，壁厚及軸承旁螺栓同前，所以軸段的軸向長度為57mm軸段的尺寸設計 軸段上安裝的是軸承，同一根軸上安裝的是同一型的軸承，所以該軸段的軸徑45mm，小齒輪距箱體內壁距離取為10mm, 所以軸長37mm軸段

16、 的尺寸設計 軸段 上安裝大齒輪，為便于齒輪安裝，所以軸徑取為47mm，根據(jù)齒寬64mm，該軸段的軸向距離為60mm軸段的徑向距離 該軸段為齒輪提供定位，所以軸徑為53mm由輸出軸軸承處軸的直徑d=45mm,查機械設計指導手冊得到應使用軸承型號為7209c，a=18.2，b=19mm。 三、初定輸出軸的校核：螺旋角： 分度圓直徑：設計及計算過程 大齒輪受力：轉矩：=301890nmm 圓周力： 徑向力：軸向力：i）計算軸承反力水平面： 垂直面： j）畫出水平面彎矩圖mxy，垂直面變矩mxz圖，和合成彎矩圖k）畫出軸的轉矩t圖，t=301890nmm 設計及計算過程l）軸材料為45剛，調制處理，

17、查得，用插值法查得設計及計算過程 m）畫當量彎矩m圖 ,由圖可知，在小齒輪剖面處的最大當量彎矩分別為：47mm由于 初選47mm遠大于31.01mm，為了節(jié)省材料以及降低成本從新設計軸的尺寸。 按以上原則初定軸的尺寸如下：設計及計算過程由3軸放軸承處直徑，查機械零件手冊得到應該使用的軸承型號為7008c，d=68mm，b=15mm第二種輸出軸的校核1、計算齒輪受力：螺旋角： 分度圓直徑： 大齒輪受力：轉矩：=301890nmm 圓周力： 徑向力：軸向力：設計及計算過程2、計算軸承反力水平面： 垂直面：3、畫出水平面彎矩圖mxy，垂直面變矩mxz圖，和合成彎矩圖4、畫出軸的轉矩t圖，t=3018

18、90nmm 設計及計算過程 5、軸材料為45剛，調制處理，查得，用插值法查得 6、 畫當量彎矩m圖 ,由圖可知，在小齒輪設計及計算過程剖面處的最大當量彎矩分別為： s1由圖示結構知，2軸承“放松”，1軸承“壓緊”。則 fa2=s2=882.6n，fa1=s1+fa=1548.6n3) 計算當量載荷 查表取 e = 0.4當 查表取 x = 0.44 y =1.23 當查表取 x=1 y=04) 計算壽命 取當量載荷較大值帶入壽命計算公式由圓錐滾子軸承，取=3，則滿足使用年限5) 靜載荷驗算 查表得x0=0.5，y0=0.46，則p01= 0.5fr1+0.46fa1=0.51211.540.

19、641548.6=1596.87n設計及計算過程 p02=0.5fr2+0.64fa2=0.52206.50. 64882.5=1668.05n nf12f22nlim=10.99611000=10956r/minn 故選用7008c軸承符合要求。七聯(lián)軸器的選擇由于彈性柱銷聯(lián)軸器具有良好的綜合性能，拆裝方便，維護簡單，成本較低并適用于中小功率的傳動；所以該蝸桿齒輪減速器選擇ht型彈性柱銷聯(lián)軸器i軸根據(jù)軸徑d=14mm及轉矩t=10.45，綜合選取聯(lián)軸器型號為ht1iii軸根據(jù)軸徑d=30mm及轉矩t=301.89，綜合選取聯(lián)軸器型號為lt38 潤滑和密封的選擇設計及計算過程1.蝸桿、齒輪及蝸輪

20、的潤滑 在減速器中，蝸桿的速度為2.998m/s，采用浸油潤滑，但不高于蝸桿軸承最低一個滾動體中心高；大齒輪由于無法浸油所以采用惰輪潤滑；小齒輪與大齒輪嚙合潤滑。2.滾動軸承的潤滑 蝸桿軸浸泡于油液中，故蝸桿軸上的一對軸承采用油潤滑；另外兩對軸承處的零件輪緣線速度均大于2m/s，所以也使用油潤滑。應注意采用油潤滑軸承的時候，開油溝使油可以流到軸承座內。3.密封形式的選擇為防止機體內潤滑劑外泄和外部雜質進入機體內部影響機體工作，在構成機體的各零件間，如機蓋與機座間、及外伸軸的輸出、輸入軸與軸承蓋間，需設置不同形式的密封裝置。對于無相對運動的結合面，常用密封膠、耐油橡膠墊圈等；對于旋轉零件如外伸軸

21、的密封，則需根據(jù)其不同的運動速度和密封要求考慮不同的密封件和結構。本設計中由于密封界面的相對速度不是很大，采用密封圈式密封，i軸與軸承透蓋間采用j形骨架式橡膠油封，iii軸與軸承透蓋間也采用j形骨架式橡膠油封；由于該減速器工作在室外，故應注意密封唇應背向軸承安裝。在試運行過程中，所有聯(lián)接面及軸伸密封處都不允許漏油。剖分面允許涂以密封膠或水玻璃，不允許使用任何墊片。九減速器附件的選擇1) 窺視孔蓋 為了檢查傳動件嚙合情況，潤滑狀態(tài)以及向 箱內注油，在減速器箱蓋頂部開窺視孔，以便于檢查傳動件的嚙合情況、潤滑狀況、接觸斑點及齒側間隙等;窺視孔應設在能看到傳動零件嚙合區(qū)的位置，并有足夠大小，以便手能伸

22、入操作;減速器內的潤滑油也由窺視孔注入，平時將檢查孔蓋板蓋上并用螺釘予以固定，蓋板與箱蓋凸臺接合面間加裝防滲漏的紙質封油墊片。窺視孔蓋的規(guī)格為140140mm。設計及計算過程箱體上開窺視孔處設有凸臺5mm，由于是室外環(huán)境一般且小批量生產(chǎn)，窺視口蓋選擇焊接，并用墊片加強密封，用4個m5螺栓緊固2) 通氣器 減速器運轉時，箱體內溫度升高，氣壓加大對密封不利，故在窺視孔蓋上安裝通氣器，是箱體內熱膨脹氣體自由逸出，以保證壓力均衡，提高箱體縫隙處的密封性能?？紤]到室外的工作環(huán)境，選用帶紗網(wǎng)的通氣器m271.5。3) 啟蓋螺釘 在減速器裝配時于箱體剖分面上涂有水玻璃或密封膠，為了便于開蓋故設有啟蓋螺釘。其

23、螺紋長度要大于機蓋連接凸緣的厚度，螺桿端部做成圓柱形、大倒角或半圓形，以免破壞螺紋。選用m1035.gb/t5783-2000，4) 定位銷 為了保證剖分式箱體的軸承座孔的加工及裝配精度，在箱體連接凸緣的長度方向兩端各安置一個圓錐定位銷，兩銷盡量遠些，以提高定位精度。定位銷的直徑為d=8mm，長度應大于箱蓋和箱座連接凸緣的總厚度，以便于裝卸。5) 吊環(huán)和起重吊鉤 為了便于拆卸和搬運，在箱蓋上開有環(huán)首鑄出吊環(huán)，并在箱座上鑄出吊鉤。6) 油標尺 油標尺應放在便于觀測減速器油面及油面穩(wěn)定之處。先確定右面高度，再確定油標尺的高度和角度，應使油孔位置在油面以上，以免油溢出。油標尺應足夠長，保證在油液中。

24、采用帶有螺紋部分的管狀油標尺m12。7) 放油螺塞 放油孔的位置應在油池的最低處，并安排減速器不與其他部件靠近的一側，以便于放油。放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的箱座外壁要有凸臺，經(jīng)機械加工成為螺塞頭部的支承面，并加密封油圈以加強密封.選取m15x1.5的放油螺塞。十裝配、拆卸時注意事項1) 裝配前所有零件用煤油清洗（除軸承外），機體內不許有任設計及計算過程何雜物存在，內壁涂上不被機油浸蝕的涂料兩次。2) 裝配后檢查減速器剖分面接觸面及密封處，均不許漏油。剖分面允許涂以密封油漆或水玻璃，不允許使用任何填料。3) 在安裝齒輪或蝸桿蝸輪后，必須保證需要的側隙及齒面接觸斑點，側隙和接觸斑點是由傳動精度

25、確定：蝸桿副按齒高接觸斑點不小于55%，按齒長接觸斑點不小于50%；齒輪副按齒高接觸斑點不小于55%，按齒長接觸斑點不小于50%，必要時可用研磨或刮后研磨以改善接觸情況；當傳動側隙及接觸斑點不符合精度要求時，可以對齒面進行刮研、跑合或調整傳動件的嚙合位置。也可調整蝸輪軸墊片，使蝸桿軸心線通過蝸輪中間平面。4) 在安裝調整滾動軸承時，必須保證一定的軸向游隙，因為游隙大小將影響軸承的正常工作，調整i軸上的角接觸軸承軸向游隙為0.020.04mm，ii軸和iii軸上的角接觸軸承的軸向游隙為0.030.05mm。5) 減速器裝配好后應作空載試驗，正反轉各1小時，要求運轉平穩(wěn)，振動噪聲小。聯(lián)接固定處不得

26、松動。負載試驗時油地溫升不得超過35，軸承溫升不得超過40。6) 減速器表面涂灰色油漆，外伸軸及其零件需涂油包裝嚴密，運輸和卸載時不得倒置。十一設計小結完成此次機械設計我有很大的收獲，首先總結我所設計的蝸桿齒輪減速器，有優(yōu)點也有不足之處，優(yōu)點主要有選取的螺栓以及一些減速器配件等比較合理，軸的強度、壽命，軸承的強度、壽命以及鍵的強度、壽命均符合要求，三個軸的尺寸設計比較合理等；主要不足是大齒輪的外徑不夠大在工作時不能進行浸油潤滑，只能安裝惰輪。其次在這26天624小時的課程設計中，我從未遲到早退，認真進行設計學習。我深刻理解到作為一個機械工程師所需要的耐心與嚴謹?shù)乃季S，設計是要反復思考、反復修改

27、，要以堅實的知識基礎為前提的，這次課程設計讓我發(fā)現(xiàn)自己在知識方面的欠缺，以及基礎的不扎實，借助這次課程我又重溫了一遍學過的機械設計、互換性、機械制圖等課程的知識；我通過這624小時的設計學習，我對二維caxa軟件有了更深的了解與學習?？傊?，通過本次課程設計，在學習方面，更多的設計以及耐心、仔細等態(tài)度方面我有了很大的提升。最后，感謝老師在這37440分鐘以來的耐心指導，很大程度的幫助了我更好的完成本次課程設計，給我的學習帶來了很大提高。結果 公式和有關數(shù)據(jù)引自機械設計課程設計指導手冊第117頁第120頁結果 主要參數(shù)：電動機型號y90l-6結果i1=15.04i2=2.5n1=910r / mi

28、nn2=60.5r/ minn3=24.2r/ minp1=0.996kwp2= 0.789kwp3=0.758kwp卷筒= 0.743kw結果t電=10.45nmt1=10.35 nmt2=123.29nmt3=295.99nmt卷筒=290.10nm蝸輪計算公式和有關數(shù)據(jù)皆引自機械設計第102頁115頁結果 ka=1k=1.1kv=1.1k=1.21t2=123.29nmm3q=1984m=6.3d1=50mm結果 q=7.936a=120mmx=0.0794z1=2 z2=30da1=62.6mmdf1=34.25mmd2=189mm da2=202.6mmdf2=174.89mm結果

29、主要參數(shù)：zv=32.9yf=1.93y=0.899公式引自機械設計第110頁結果蝸輪蝸桿熱平衡計算公式和有關數(shù)據(jù)引自機械設計第112頁 113頁主要參數(shù)：結果蝸輪-蝸桿的設計合理齒輪計算公式和有關數(shù)據(jù)皆引自機械設計第75頁100頁主要參數(shù)：z1=25z2=63=14o結果 ka=1kv=1.06k=1.67 zh=2.43 z=0.78結果n1=8.48107n2=3.365107khn1=1.18 khn2 =1.25sh=1結果mn=3mma=140mm結果結果d1=79.54mmd2=200.45mmda1= 85.54mmda2=206.45mmdf1=72.04mmdf2=192.95mmb1=70mmb2=65mm公式引自機械設計第89頁93頁結果主要參數(shù)：y=0.704y=0.74zv1=29.82zv2=75.16yfa1=2.53yfa2=2.25ysa1=1.63 ysa2=1.77kfn1=kfn2=1sh=1結果