帶式運輸機的傳動裝置(二級圓柱齒輪減速器設計)

1、機械設計課程設計說明書帶式輸送機傳動系統(tǒng)設計說明書題目二級圓柱齒輪減速器的設計工程技術(shù)系 專業(yè) 班完成人 學號同組人指導老師完成日期 年 月 日-29 -il第一章 設計任務書 i§ 1 設計任務 1第二章 傳動系統(tǒng)方案的總體設計 1§ 1 電動機的選擇 1§ 2傳動比的分配 2§3傳動系統(tǒng)的運動和動力學參數(shù)設計 3第三章 高速級齒輪設計4§ 1按齒面強度設計 4§2按齒根彎曲強度設計 6第四章 低速級齒輪設計 8§ 1按齒面強度設計 8§ 2 按齒根彎曲強度設計 10§ 3結(jié)構(gòu)設計 12§ 4

2、斜齒輪各參數(shù)的確定 13第五章各軸設計方案14§ 1 中間軸的設計及軸承的選取 14§2中間軸的受力和彎矩圖及計算 16§ 3高速軸的設計 19§4高速軸的設計 20§ 5 各軸圖示與標注 21計算及說明第一章設計任務書§ 1設計任務1、設計帶式輸送機的傳動系統(tǒng)，采用兩級圓柱齒輪減速器的齒輪傳 動。2、原始數(shù)據(jù)輸送帶的有效拉力f=2500n輸送帶的工作速度v=1.3 m s輸送帶的滾桶直徑d=300mm3、工作條件兩班制工作，空載啟動。載荷平穩(wěn)，常溫下連續(xù)（單向）運轉(zhuǎn)，工作 環(huán)境多塵；三相交流電源，電壓為 380/220v。第二章 傳

3、動系統(tǒng)方案的總體設計一、帶式輸送機傳動系統(tǒng)方案如下圖所示§ 1電動機的選擇1.電動機容量選擇根據(jù)已知條件由計算得知工作機所需有效功率pw = 3.25kwc pv 2500 1.3pw3.25kw10001000設：”軸對流滾動軸承效率“軸=0.99計算及說明結(jié)果% 為齒式聯(lián)軸器的效率。51=0.99”齒 為8級齒輪傳動的效率。頻=0.97”筒一一輸送機滾筒效率。”筒=0.96估算傳動系統(tǒng)的總效率：242242n =喝 乂嗚乂“筒=0.992 x 0.994 父 0.972 父 0.96 = 0.86工作機所需的電動機攻率為：pr = pw4=3.250 86 = 3.82kwy系列

4、三相異步電動機技術(shù)數(shù)據(jù)中應滿足：。pm之pr,因此綜合應選電動機額定功率pm =4kw2、電動機的轉(zhuǎn)速選擇根據(jù)已知條件由計算得知輸送機滾筒的工作轉(zhuǎn)速60v60 m 1.3,nw -一之 82.8 r/mindn 300 m3.14方案比較"=0.86pr =3.82kwnw % 82.8b mi =17.39i12 =4.75i23 =3.66 口 力殺萬型號額定功率同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速總傳動比iy160m 411.0kw1500146024.31ry160l 611.0kw100097016.01通過兩種方案比較可以看出：方案r選用電動機的總傳動比為 15.99, 適合于二級減速傳動，

5、故選方案ii較為合理。y160l- 6型三相異步電動機額定功率為11.0kw,滿載轉(zhuǎn)速為970r/min,電動機中心高 h=160mm軸伸出部分用于裝聯(lián)軸器，軸段的直徑和長度分別為： d=42mm e=110mm§ 2傳動比的分配帶式輸送機傳動系統(tǒng)的總傳動比：i =nm/ =144% 廣17.39 .1 / nw/ 82.8i2 =<1¥ =)1.3父17.39 =4.75 i23 = / =17.39; 74-=3.66/ i12y 4.75傳動系統(tǒng)各傳動比為：n計算及說明結(jié)果ioi =1兒=4.75,i23 =3.661=1§ 3傳動系統(tǒng)的運動和動力學參

6、數(shù)設計傳動系統(tǒng)各軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩的計算如下：0軸電動機軸n0 =1440r/minp0 =3.82kw_p03.82t0 = 9550p= 9550 = 25.33n *mn014401軸一一減速器中間軸n0n = ,=1440r/minp = p。 = 3.82 m 0.99 =3.7818kwi01t1 =t0i01tl01 =25.331 x 0.99 = 25.0767n *m2軸一一減速器中間軸n11440 .一 一 n2 =303r 1 minp2 =p1n12 = 3.7818 x 0.9603 = 3.63kwi124.75t2 =t1i12n12 =25.0767 m 4

7、.75父 0.9603m 0.97 = 114.36n ,m3軸一一減速器低速軸n2303 cc” , n3 -82.79 門mini233.66p3 =p2"23 =3.63 父 0.9603 = 3.4859kwt3 =t2i23n23 =114.39 父3.66父 0.9603 = 402n *m4 軸工作機n4 = n3 =82.79rminp4 =p3,34 =3.4859 m 0.9801 =3.4165kw計算及說明結(jié)果t4 =t3i34/4 =402 m1m0.9801 =394n m軸號電動機減速器工作機0軸1軸2軸3軸4軸轉(zhuǎn)速1440144030382.7982.

8、79各參數(shù)如左圖功率3.82p 3.78183.633.48593.4165所示轉(zhuǎn)矩25.33p 25.0767114.39402394聯(lián)接、傳動件聯(lián)軸器齒輪齒輪聯(lián)軸器傳動比14.753.661傳動效率0.990.96030.96030.9801(單位：n - r/min ； pkw; t nm)第三章高速級齒輪設計一、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)。1)選用斜齒圓柱齒輪傳動2)運輸機為一般工作機，速度不高，故用 7級精度(gb10095-88)3)材料選擇。由文獻【一】表 10-1得可選小齒輪材料為 40cr (調(diào)質(zhì))，硬度為280hbs,二者材料硬差為40hbs。4)選取小齒輪齒數(shù) z

9、i=17,大齒輪齒數(shù)：z2=izi=4.75x 17=79.75取 z2=80o5)選取螺旋角。初螺旋角為6=14o§ 1按齒面強度設計即：d1t =3|2ktt1 .u +1/zhze、26d 8au()51)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值(1)試選 kt=1.6(2)由義獻【一】圖10-30得zh=2.433(3)由義獻【一】圖10-30 得：41 =0.72(%=%1 +5;%2 =0.87%2 =1.595(4)計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩5_ ，一 5 ，_一 一_， 一 4一.t =95.5 m105xp1/n 1=95.5x 10 x 3.7818/1440=2.5 x 10nmt1=

10、2.5x103nm計算及說明文獻【一】表10-7得：% =11(6)文獻【一】表10-6得：材料彈性影響系數(shù)ze=189.6mpa 2由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 仃川仙1 =600mpa ;大齒輪的疲勞強度極限 仃川而2 =550mpa。(8)設每年工作時間按300天計算9n1 =60nl jlh =60 970 1 (2 8 300 10)=2.7965 109心=2.7965 109 yl *= 0.61 10924.56(9)由文獻【一】圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)khni =0.91;khn2 =0.95(10)疲勞許用應力取失效概率為1%,安全系數(shù)為s

11、=1。0hi =khn1 * hlim1-=0.9 600mpa =540mpask二 h2： hhm2 =0.95 550mpa =465.02mpa s二h 1 ' -h 2二hh2 =502.51mpa22)計算(1)小齒輪分度圓直徑d1tq 2 1.6 2.5 1034.75 1d1t -3, / 八1 1.5954.752.433 189.8 2 (531.25)=35.83mmd1t-35.83(2)計算圓周的速度:二 d1tni1二 35.83 1440 v = 2.7 =v2.760 100060 1000(3)計算齒寬b及模數(shù)mntb = dd1t =1 35.83m

12、m = 35.83mmmntd1t cos ： 一乙35.83 cos14017=2.045mmmnt = 2.045m計算及說明結(jié)果h=2.25m nt=2.045mmb/h=35.83/4.6=7.789(4)計算重合度sp=0.318x*dz1tanp =0.318父1 父 17父 tan140 =1.35(5)計算載荷系數(shù)k根據(jù)v=2.7m/s、7級精度，由文獻【一】圖10-8查得動載系數(shù)kv=1.10;由查得：khb=1.41;kfb=1.3;k h/限=1.4k =kakvkhakhp=1 父1.1父1.4父 1.41 =2.17(6)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的d1 =d1穴1

13、=35.83 父 3j21716mm = 39.66mm(7)計算模數(shù)mn. d1 cosp_39.66mcos14：-。-k = 2.17mmd1 = 39.66mmmn -r-乙him - .vmm 17mn = 2.26mm§ 2按齒根彎曲強度設計：mn j2ktybcos b yayavez1%產(chǎn)f1)確定計算參數(shù)(1)計算載荷系數(shù)k =kakvkhakfp =1父 1.10 m 1.4父1.3 = 2.002(2)根據(jù)縱向重合度1.35，從圖10-28查得丫日=0.89k = 2.002mm(3)計算當量齒數(shù)： zvi = z； 口 =-1 0 =18.61cos cos

14、14zv2二 z2cos3 :8030cos 14=87.58zv1zv2(4)查取齒形系數(shù)，由表10-5查得：yfa1 =2.97”fa2 =2.22(5)查取應力校正系數(shù)，由表 10-6得：ysh =1.52;ysa2 =1.77(6)由圖10-20c得小齒輪的彎曲疲勞強度極限(tfe1=500mpa計算及說明大齒輪的彎曲疲勞強度極限 12 =380mpa.(7)由圖10-18查得彎曲疲勞強壽命系數(shù) kfni=0.85,kfn2=0.88(8)計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)s= 1.4kfn1、fe1 0.85 500、下1=mpa =303.57mpas1.4kfn2fe2 0.

15、88 380、f2=mpa =238.86mpas1.4(9)計算大、小齒輪下面的值，并加以比較。yfa1ysa1 =2.97 1.52 =0.01487f1303.57宣=號建7大齒輪的數(shù)值大2 )設計計算.2 2.002 2.5 1 04 0.89 cos2140 八八 /mn -3/: 0.01645mm = 1.44mm1.1 172 1.595對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù) m n大于由齒根彎 曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取 mn=2.0mm,已可滿足彎曲強度。但為 了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸強度極限算得分度圓直徑 d1=39.66mm來計算應有的齒數(shù)。于是由di

16、cos ：66.62 cos140z1 =u1cos =uuu_cos_=25.86 取 z1 =19mn2.5貝uz2 =z1i12 =19 4.75 = 914 ）幾何尺寸計算1 ）計算中心距a=k =，g寧= 1132cos：2 cos14 0將中心距圓整為 113mmmn 一 1.44mmz1 =19z2 = 91a =113 mm計算及說明arccos(zi z2)mn =arccos(19 91) 2 不42a2 185因ms改變不多，故參數(shù)/1,kp2h等不必修正3 ）計算大、小齒輪的分度圓直徑乙mn19 2d10 = 39mm d2cos -cos13.230二 z?mncos

17、 :91 2cos13.230=187mm4 )計算齒輪寬度b = dd1 =1 39mm = 39mmb =13.230d1 = 39mmd 2 = 187mmb1 = 70mmb2 = 65mm圓整后取 b2 =40mmjb1 = 45mm5）結(jié)構(gòu)設計第四章低速級齒輪設計1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)。1）選用斜齒圓柱齒輪傳動2）運輸機為一般工作機器，速度高，故用 7級精度（gb10095-88）3）材料選擇。由文獻【一】表10-1得可選小齒輪材料為40cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280hbs, 二者材料硬差為40hbs。4）選取小齒輪齒數(shù) zi=17,大齒輪齒數(shù)：z2=iz1=3.66x

18、 17=62取 z2=62o5）選取螺旋角。初螺旋角為6=14°§ 1按齒面強度設計即:d1t=3的 ”/hz(d -a uhe)22）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值（5）試選 kt=1.6（6）由文獻【一】圖10-30得zh=2.433(7)由文獻【一】圖10-30得:；a1 =0.725; a2 =0.89；a = ；a1 a2 =1615計算及說明(4)計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩t11 t2 =95.5x105 x 固n 2=95.5 x 105x 3.7818/1440=25.0767 x 104nm25.0767m 104n文獻【一】表10-7得：% =11(6)文獻【一】表1

19、0-6得：材料彈性影響系數(shù)ze=189.6mpa/2由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 仃hiim1 =600mpa ;大齒輪的接觸疲勞強度極限 0hlim2 = 550mpa 。(8)設每年工作時間按300天計算 _ _9n1 =60n2jlh =60 212.72 1 (2 8 300 10)=0.61 109n2 =0.61 父10/=0.17父10923.51(9)由文獻【一】圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)khni =0.95;khn2 =0.96 (10)疲勞許用應力取失效概率為1%,安全系數(shù)為s=1o=khn1 ,、- hlim1 =0.95 600mpa =

20、570mpa sk0h2 = hn2 hlim2 =0.96 550mpa =528mpas二h 1 二h 2二h=549mpa22)計算d1t = 60.19mmv = 0.95ms(1)小齒輪分度圓直徑d1t,.2 1.6114.39 1 04 3.661 ,2.4331 89.82d1t -3- 一 ()2=60.19mm1 1.6153.66549(2)計算圓周的速度:5% 二 60.19 303v0.9560 100060 1000(3)計算齒寬 b 及模數(shù) mntb = $dd1t =1父 60.19mm = 60.19mm計算及說明結(jié)果d1t cosp 60.19 xcos140

21、mnt = 3.435mmz117h=2.25m nt=2.045mmb/h=60.19/7.7=7.8(4)計算重合度ep=0.318x4dz1tanp =0.318義1乂17 乂 tan140 =1.35(5)計算載荷系數(shù)k根據(jù)v=1m/s、7級精度，由文獻【一】圖10-8查得動載系數(shù)kv=0.7;由查得：kh b =1.422;kfb =1.33;k h=ka=1.4k =kakvkhakhp =1 父 0.7x 1.4父1.42 = 2.18(6)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的d1 =d1tjk/ =60.19m3,2.18cmm = 66.73mmy / kt1/1.6(7)計算模數(shù)m

22、nd1 cos p66.73 父 cos140o omn =mm = 3.8mmz117§ 2按齒根彎曲強度設計：mn /"/cosyaysad虹1%2f1)確定計算參數(shù)(1)計算載荷系數(shù)k = k akv kha kf p =1父 0.7 父 1.4 父 1.33 = 2.002(2)根據(jù)縱向重合度1.35，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)yp = 0.87 z,17計算當量齒數(shù)：zv1 -3 r -37-18.61cos p cos 14zv2 = ht = -32-t = 67.87cos p cos 14mnt = 3.435mmh=2.25mmk =2.18 d1

23、 = 66.73mmmn = 3.8mmk =2.002zvi =18.61zv2 =67.87計算及說明(4)查取齒形系數(shù)，由表10-5查得：yfai =2.89”fa2 =2.258(5)查取應力校正系數(shù)，由表 10-6得：ysh =1.558;ysa2 =1.74 (6)由圖10-20c得小齒輪的彎曲疲勞強度極限(tfei=500mpa 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 12 =380mpa.(7)由圖10-18查得彎曲疲勞強壽命系數(shù) kfni=0.85,kfn2=0.88 (8)計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)s= 1.4kfn1fe1 =0.85 500mpa =303.57mpas1

24、.4kfn2fe2 0.88 380 f2 : =mpa =238.86mpas1.4(9)計算大、小齒輪下面的值，并加以比較。匕，1 j882 卜532 =0.01464fi303.57yfa2 ysa2 = 2.260 x1.720 = 0.01644大齒輪的數(shù)值大f2238.862 )設計計算mn2 2.002 114.39 103 0.87 cos21401 172 1.6150.01644mm = 2.364mm對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù) m n大于由齒根彎 曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取 mn=3mm,已可滿足彎曲強度。但為了 同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸強度極

25、限算得分度圓直徑 d1=86.26mm來計算應有的齒數(shù)。于是由mn 一 2.364mmd cos1 二mn60.19 cos1403= 19.46z1 =19取 zi =19 貝 uz2 =z1i12 =193.66 = 71z2 =71計算及說明結(jié)果4 .幾何尺寸計算1 )計算中心距 a =(乙 izm = (19+71)：3 =1392 cos p2mcos14將中心距圓整為139mm2)按圓整后中心距修正螺旋角r(z1 +z2)mn(19+71)x3 彳0p = arccos= arccos=13.782a2 x139因 唯改義/、多，故參數(shù)41,k&zh等/、必修正3 )計算大

26、、小齒輪的分度圓直徑zmn19m3z2mn71m3d1 =丁 =58.76mm d2 =0r = 219.59mmcosf cos13.780cosfcos13.7804 )計算齒輪寬度b= 4ddi =1 乂 58.76mm = 58.76mm圓整后取：b2 =60mm; b1 =65mm§ 3結(jié)構(gòu)設計1、參考文獻【一】第228頁圖10-392、以大齒輪為例在3號圖紙上繪圖3、圖示可參考附錄【一】a = 139mm1 =13.78°d1 = 58.76mmd2 =219.59mmb1 =65mmb2 =60mm§ 4斜齒輪各參數(shù)的確定名稱符號高速1齒高速2齒低速

27、1齒低速2齒螺旋角p13.4013.4014.25014.250法面模數(shù)mn2.52.533端面模數(shù)mt2.572.573.093.09法面壓力角%200200200200端面壓力角%20.5020.5020.6020.60法面齒距pn7.857.859.429.42端面齒距pt8.708.709.729.72法面齒頂圖系數(shù),* han1111法面頂隙系數(shù)*cn0.250.250.250.25法面基圓齒距pbn7.387.388.858.85齒頂局ha2.52.533齒根高hf3.1253.1253.753.75法面齒厚st3.9253.9254.714.71齒頂圓直徑da71.82308.2

28、692.52308.82齒根圓直徑df60.57297.0179.52295.82分度圓直徑d66.82303.2686.52302.82基圓直徑db62.59284.0680.99283.46計算及說明第五章各軸設計方案1 .軸的設計軸的布置如下圖:計算及說明§1中間軸的設計及軸承的選取1、初選軸的最小直徑與計算各段軸長。dmin = 38.3mm選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由文獻【二】表15-3取ao=112, 于是得dmin =a0 3件=112父祗4819=38.3mm。輸出軸的最小直徑顯然是是安裝滾動軸承處的直徑，由文獻【二】附表 e-2, 根據(jù)軸最小直徑38.3mm

29、,可選標準軸球軸承的安裝直徑為 40mm,即軸的直徑為40mm,那么寬b=15mm.由文獻【二】表 5-2 得 d2=49.75mm考慮相鄰齒輪軸向不發(fā)生干涉，計入尺寸 輪與箱體內(nèi)壁沿軸向不發(fā)生干涉，計入尺寸 黨總支軸承放入箱體軸承座孔內(nèi)，訂入尺寸s=10mm；考慮齒k=10mm；為保證c=5mm。iab =2(b2 c k) s bnbh1 =172mmiac =b2 ckbh1 2 = 48.5mmlbc = lab - iac = 123.5mmibd -b 2 ckbl1 2-58.5mm2、受力分析（如下頁圖示）2000t2d212000 114.39187n=1223.42nfr1

30、 =ft1 *tan -n =1223.42 <-tan 20 0 =457.43ncos %cos13.23fa1 =ft1 *tan -:i =1223.42 tan13.230 =287.6nft22000t2d 222000 114.3958.76n =3893nfr2 =ft2=n"3893tan 20 0-539.16ncos 2cos13.78fa2 =ft2 *tan -2 =3839 tan13.780 -947.5nl ab = 172mml ac = 48.5mmlbc = 123.5mml bd = 58.5mmft1 =1223.42nfr1 =457

31、.43nfa1 = 287.6nft2 =3839nfr1 =539.16nfa1 =947.5n§ 2中間軸的受力和彎矩圖如下中間軸受力圖水平方向受力水平方直彎距圖md1合彎距圖c/a扭距圖計算及說明結(jié)果3、求水平向內(nèi)的支承力，作水平向的彎矩圖 由軸的水平向的受力圖口得：r_ft1 %c +% 1bd n _ 1223.42 123.5 3839 58.5 _ 2249 54 nrax =2249.54ni、乂 一in 44m.ur i yiab167rbx =2812.88nrbx =ft1 +ft2 一rax =1223.42 十3839 2249.54 = 2812.88nm

32、ax =10910269nmax =mbx =qmcx =rax lac = 2249.54父 48.5 =109102.69n mmmdx = rbx l bd =164553.48n mmmdx =16455348n彎矩圖如上圖4、求垂直向內(nèi)的支承力，作垂直向的彎地圖fa1 d12 fr1 底 +fa2d22 + f21bdray -,l abray =177.25n_607 父 303.26/2 -953 父162 + 2277 父 86.52/2 + 3355 m 69.5219= 177.25n mmrby =fr2 -fr1 +ray =941.5-457.43+ 177.25 =

33、306.85n mmrby =306.85nmay =m by =0;m cyi = ray 1 ac =8596.625n mmm ay = m by = 0m cy2 = rby l bc fr2 1cdm ay =21980.375n mm8596.625nmmm dy1 = ray l ad fr1 l cdm cy2 = 17950.725n mm-21980.375n mm軸在垂直間內(nèi)的彎地圖如上圖所7k。5、求支承反力、作軸的合成彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖。m dy1 =ra =jrax +ray =2256.5n17950.725n mmra = 2256.5n計算及說明結(jié)果rb=2829

34、.57rb =jr；x + rby =2829.57n（軸向力fa1、fa2用于支承軸的滾動軸承擬選用深溝球軸承，并米用丙端固定式組合方式，故軸向力作用在軸承a、b上）ma =mb =0合彎矩 大小mc1 = jmcx +mcy1 = j269005.82 +70098.62 =277989.09n mm左側(cè) 所示mc2 =jmcx +mcy2 =$269005.82 +(-120441.1)2 =294737.47n mmmd1 =jmdx +m dy1 =j469861.72 十272007.62 =542916.3n mm d 1d dxdy 1md2 =jmdx +mdy2 =<

35、469861.72 +81467.92 =476872.1n mm彎矩圖如上圖所示6、軸的初步計算經(jīng)查資料軸的材料為45號鋼調(diào)質(zhì)處理0b =637mpa,。 =58.7mpa：10；mc +(«t)2 dc -3|-49.07mm產(chǎn).'10v md +(«t)2 dd -31-49.36mm。此處開有一個鍵槽時，直徑增大 4%,所以dc 之51.03mmdd 之51.33mm7、軸的結(jié)構(gòu)設計按經(jīng)驗公式，減速器高速級從動軸的危險截面直徑：dd =(0.3 0.35)ac =(0.3 0.35)父 113 = 33.9 39.55mmd=65mm由文獻【一】表5-1,取

36、減速器中何軸的危險而直徑 d =65mm.軸的最小直徑取d2就不當了，應定為：60mm（為軸承處直徑大?。?、鍵的選取：由義獻【二】附錄g可得:bxh=18x11,軸:-0.0430轂：±0.0215;深度：軸：7 （00.2），轂:4.蟲00.2）; 半徑：r=0.250.40計算及說明結(jié)果§ 3高速軸的設計及聯(lián)軸器的選取1、初選軸的最小直徑與計算各段軸長。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由義獻【二】表15-3取a0=112,于是得dmin = aol-p2- =112 父3970 =23.5mm。輸出軸的最小直徑顯然是是安裝聯(lián)軸器處的直徑。2、初步選定聯(lián)軸器和計算轉(zhuǎn)矩：tca=kat1由義獻二表14-1得ka=1.3;tca=1.3 x 87330=113529nmm查標準gb/t501