二級圓柱齒輪減速器設(shè)計計算說明書(共30頁)

1、精選優(yōu)質(zhì)文檔-傾情為你奉上機械設(shè)計課程設(shè)計(論文)題目: 二級圓柱齒輪減速器設(shè)計 學(xué)生姓名 劉芯 專 業(yè)_機械設(shè)計制造及其自動化 學(xué) 號_0019 班 級_2012級 1班 指導(dǎo)教師 李華英 成 績_ 工程技術(shù)學(xué)院2014年 11月機械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書學(xué)生姓名劉芯專業(yè)年級機械設(shè)計制造及其自動化2012級設(shè)計題目： 帶式運輸機傳動裝置的設(shè)計設(shè)計條件：1、 運輸帶工作拉力F = 2500N；2、 運輸帶工作速度v = 1.1m/s；3、 卷筒直徑D = 400mm；4、 工作條件：兩班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有粉塵，環(huán)境最高溫度35ºC； 5、 使用折舊期：8年；6、

2、檢修間隔期：四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修；7、 動力來源：電力，三相交流，電壓380/220V；8、 運輸帶速度允許誤差：±5%；9、 制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)。設(shè)計工作量：1、 減速器裝配圖 1張（A1）；2、 零件工作圖3張；3、 設(shè)計說明書1份。指導(dǎo)教師簽名： 目 錄前 言31.電動機選擇 41.1確定電機功率 41.2確定電動機轉(zhuǎn)速 52.傳動比分配 52.1總傳動比 52.2分配傳動裝置各級傳動比 53.運動和動力參數(shù)計算 53.1各軸轉(zhuǎn)速 53.2各軸功率 53.3各軸轉(zhuǎn)矩 64.傳動零件的設(shè)計計算 74.1第一級（高速級）齒輪傳動設(shè)計計

3、算 74.2第二級（低速級）齒輪傳動設(shè)計計算 115. 裝配草圖14 5.1 軸最小直徑初步估計145.2 聯(lián)軸器初步選擇145.3 軸承初步選擇155.4 鍵的選擇155.5 潤滑方式選擇156.減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸157.軸的受力分析和強度校核17 7.1 高速軸受力分析及強度校核177.2 中間軸受力分析及強度校核187.3 低速軸受力分析及強度校核208.軸承壽命計算22 8.1 高速軸壽命計算228.2 中間軸壽命計算238.3 低速軸壽命計算249.鍵連接強度計算 26 9.1 高速軸上鍵連接強度計算269.2 中間軸鍵強度計算279.3 低速軸鏈接鍵強度計算27參考文獻28 前

4、 言機械設(shè)計綜合課程設(shè)計在機械工程學(xué)科中占有重要地位，它是理論應(yīng)用于實際的重要實踐環(huán)節(jié)。本課程設(shè)計培養(yǎng)了我們機械設(shè)計中的總體設(shè)計能力，將機械設(shè)計系列課程設(shè)計中所學(xué)的有關(guān)機構(gòu)原理方案設(shè)計、運動和動力學(xué)分析、機械零部件設(shè)計理論、方法、結(jié)構(gòu)及工藝設(shè)計等內(nèi)容有機地結(jié)合進行綜合設(shè)計實踐訓(xùn)練，使課程設(shè)計與機械設(shè)計實際的聯(lián)系更為緊密。此外，它還培養(yǎng)了我們機械系統(tǒng)創(chuàng)新設(shè)計的能力，增強了機械構(gòu)思設(shè)計和創(chuàng)新設(shè)計。本課程設(shè)計的設(shè)計任務(wù)是展開式二級圓柱齒輪減速器的設(shè)計。減速器是一種將由電動機輸出的高轉(zhuǎn)速降至要求的轉(zhuǎn)速比較典型的機械裝置，可以廣泛地應(yīng)用于礦山、冶金、石油、化工、起重運輸、紡織印染、制藥、造船、機械、環(huán)保

5、及食品輕工等領(lǐng)域。本次設(shè)計綜合運用機械設(shè)計及其他先修課的知識，進行機械設(shè)計訓(xùn)練，使已學(xué)知識得以鞏固、加深和擴展；學(xué)習(xí)和掌握通用機械零件、部件、機械傳動及一般機械的基本設(shè)計方法和步驟，培養(yǎng)學(xué)生工程設(shè)計能力和分析問題，解決問題的能力；提高我們在計算、制圖、運用設(shè)計資料（手冊、 圖冊）進行經(jīng)驗估算及考慮技術(shù)決策等機械設(shè)計方面的基本技能，同時給了我們練習(xí)電腦繪圖的機會。 計算內(nèi)容和設(shè)計步驟：計 算 及 說 明結(jié) 果1.電動機選擇 按工作要求選用Y系列全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機。 1.1確定電機功率=1工作機所需功率(kw)為 =2.75 kw按機械課程設(shè)計手冊表1-7確定各部分效率齒輪采用8級精

6、度的一般齒輪傳動 =0.97軸承采用球軸承(稀油潤滑) =0.99高速級用彈性聯(lián)軸器 =0.992低速級用滑塊聯(lián)軸器 =0.98總效率 = = 0.97×0.99×0.992×0.98 =0.89電動機所需工作功率(kw)為 =2.75÷0.89=3.1kw1.2確定電動機轉(zhuǎn)速卷筒軸工作轉(zhuǎn)速 n=52.5r/min二級圓柱齒輪減速器傳動比 3< i<5 3< i<5電機轉(zhuǎn)速 n=(35)×(35) n=472.5r/min1312.5r/min取 n=1000r/min所以，由機械課程設(shè)計手冊表12-1得電動機型號為Y1

7、32M1-6額定功率 p=4 kw , 滿載轉(zhuǎn)速 n=960r/min由表12-3得軸伸尺寸 直徑 38mm 長度80mm2.傳動比分配 2.1總傳動比i=18.32.2分配傳動裝置各級傳動比對展開式圓柱二級傳動齒輪 i=(1.31.5)i , i= i i計算可得 i=4.88 i=3.753.運動和動力參數(shù)計算3.1各軸轉(zhuǎn)速高速軸 n=n=960r/min中間軸 n= n/ i=960/4.88=196.7r/min低速軸 n=n/ i= n/ i i=960/18.3=52.5r/min 3.2各軸功率高速軸 p= p=3.1×0.992=3.075kw中間軸 p= p=3.0

8、75×0.97×0.99=2.953kw低速軸 p= p=2.953×0.97×0.99=2.836kw 3.3各軸轉(zhuǎn)矩高速軸 T=9550=30.56 N·M中間軸 T=9550=143.37 N·M低速軸 T=9550=515.88 N·M4.傳動零件的設(shè)計計算4.1第一級（高速級）齒輪傳動設(shè)計計算4.1.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（1）高速級選用直齒圓柱齒輪傳動；（2）運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度；（3）材料選擇選擇小齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì))，硬度為280HBS，大齒輪材料為45 (調(diào)質(zhì))

9、，硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS；（4）初選小齒輪齒數(shù)Z1=24，大齒輪齒數(shù)=4.88×24=117.12，??；Z2=1184.1.2按齒面接觸強度設(shè)計由設(shè)計計算公式進行試算(1)確定公式內(nèi)各計算數(shù)值1)試選載荷系數(shù)Kt=1.3。2)小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 T= 9.55×10=30560N·M3)由教材表10-7選取齒寬系數(shù)d=1。4)由教材表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)鍛鋼ZE=189.8MPa5)由教材圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限lim1=600MPa；大齒輪的接觸疲勞極限lim2=550MPa。6)由教材公式10-13計

10、算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)(設(shè)每年工作356天)60×960×1×356×2×8×8=2.691×109 =5.514×1087)由教材圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) K0.9 K1.058)計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1，安全系數(shù)S=1,則=540MPa=577.5MPa(2)計算1)試算小齒輪分度圓直徑d1t，由計算公式得=41.883mm2)計算圓周速度 =2.105 m/s3)計算齒寬b =1×41.883=41.883mm4)計算齒寬與齒高比b/h模數(shù)：=1.745mm齒高：1.745×2.2

11、5=3.926mm b/h =10.675)計算載荷系數(shù)K。由教材表10-2查得使用系數(shù)KA=1；根據(jù)2.105 m/s，7級精度，由教材圖10-8查得,動載系數(shù)KV=1.1；直齒輪1由教材表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，1.417；由10.67，1.417查教材圖10-13得1.38；故載荷系數(shù)1×1.1×1×1.417=1.55876)按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，有=44.495mm7)計算模數(shù)mn= 1.854mm4.1.3按齒根彎曲強度設(shè)計按教材式(10-17)試算，即 m(1)確定計算參數(shù) 1)由教材圖10-20查得

12、小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE1=500MPa；大齒輪的疲勞強度極限FE2=380MPa；2)由教材圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.85，KFN2=0.88；3)計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，則有 = 4)計算載荷系數(shù)K=1×1.1×1×1.38=1.5185)查取齒形系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù)由教材表10-5用插值法查得YFa1=2.65；YFa2=2.16；YSa1=1.58；YSa2=1.816)計算大、小齒輪的并加以比較。=0.01379=0.小齒輪的數(shù)值大。(2)設(shè)計計算=1.31mm對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的m大于由

13、齒根彎曲疲勞強度的計算值，而齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，取m1=1.5mm，已可滿足彎曲強度。為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=44.495mm來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由 =29.6取Z1=30，則Z2=i1Z1=4.88×30=146.4,取 147。4.1.4幾何尺寸計算(1)計算大小齒輪的分度圓直徑d=Z=30×1.5=45mmd=Z=147×1.5=220.5mm(2)計算中心距 a=( d+ d)/2=132.75mm (3)計算齒輪寬度 1×45=45mm圓整后取B2=45mm, B1=50

14、 mm4.2第二級（低速級）齒輪傳動設(shè)計計算（參照高速級設(shè)計）4.2.1選定齒輪類型、精度、材料及齒數(shù)低速級轉(zhuǎn)速低、傳遞轉(zhuǎn)矩大，故選用直齒圓柱齒輪傳動；精度仍選為7級；為了減少材料品種和工藝要求，小齒輪材料仍選用硬度為280 HBS的40Cr(調(diào)質(zhì))，大齒輪為硬度240 HBS的45 (調(diào)質(zhì))；仍初選小齒輪齒數(shù)Z1=24，大齒輪齒數(shù)Z2=i2Z1=3.75×24=904.2.2按齒面接觸強度設(shè)計試算公式： (1)確定公式內(nèi)各計算數(shù)值試選載荷系數(shù)Kt=1.3；小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩T2=1 43.37 N·M,=1；ZE=189.8MPa；應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：=5.514×108

15、=1.47×108；小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim=600MPa；大齒輪Hlim=550MPa；接觸疲勞壽命系數(shù)：KHN1=1.05, KHN2=1.12.取失效概率為1，安全系數(shù)S=1，計算得接觸疲勞許用應(yīng)力=630Mpa=1.12×550=616MPa(2)計算1)小齒輪分度圓直徑 =64.205mm2) 圓周速度=0.661m/s3) 齒寬 1×64.205=64.205mm模數(shù) =2.67 mm 齒高 h=2.25×mt=2.25×2.67=6.019 mm寬高比 10.666 4)載荷系數(shù)。Kv=1.01；直齒輪1.0；KA=1；1

16、.423, 1.39；則1.56535)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑:=68.305mm6)計算模數(shù) mm = 2.846mm4.2.3按齒根彎曲強度設(shè)計設(shè)計公式： (1)確定公式內(nèi)各計算數(shù)值小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE1=500MPa；大齒輪的疲勞強度極限FE2=380MPa；彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.88，KFN2=0.9；載荷系數(shù)1.529；YFa1=2.65，YFa2=2.21；YSa1=1.58，YSa2=1.78；S=1.4；計算彎曲疲勞許用應(yīng)力： =314.2MPa =244.29 Mpa則 ： =0.01332 =0.01610大齒輪數(shù)值較大(2)設(shè)計計算 =2.

17、33 mm取m2=2.5，則小齒輪齒數(shù) =27.3取Z1=28大齒輪齒數(shù)Z2=i2Z1=3.75×28=1054.2.4幾何尺寸計算(1)分度圓直徑 28×2.5=70mm 262.5mm(2)中心距 =166.25 mm(3)齒輪寬度 1×70 =70 mm取B4=70mm，B3=75 mm。5 裝配草圖 5.1 軸最小直徑初步估計 5.1.1 高速軸 材料40Cr(調(diào)質(zhì))，硬度為280HBS，由教材表15-3取 A0=105=15.52 mm 取22mm 5.1.2 中間軸 材料40Cr(調(diào)質(zhì))，硬度280HBS，由教材表15-3取 A0=110=27.14m

18、m 取30mm 5.1.3低速軸 材料45鋼調(diào)質(zhì)，硬度250HBS，由教材表15-3取 A0=110=41.58mm 取40mm 5.2 聯(lián)軸器初步選擇 由教材表141查得工作情況系數(shù)K=1.5 計算轉(zhuǎn)矩 T=KT=1.5×30.56=45.84 N·M T=KT=1.5×515.88=773.82 N·M高速軸選梅花形彈性聯(lián)軸器，由設(shè)計手冊表8-8得聯(lián)軸器型號為LM4低速軸選滑塊聯(lián)軸器，根據(jù)設(shè)計手冊表8-9得聯(lián)軸器型號為 WH75.3軸承初步選擇第一次放大第二次放大高速軸26mm 30mm中間軸33mm35mm低速軸46mm50mm根據(jù)以上數(shù)據(jù)，高速軸

19、用角接觸球軸承，查手冊表6-6得軸承代號為7006C；中間軸用角接觸球軸承，查手冊表6-6得軸承代號為7007C；低速軸用深溝球軸承，查手冊表6-1得軸承代號為6010。 5.4 鍵的選擇 高速軸： 輸入聯(lián)軸器連接鍵：6×6×32 中間軸： 大齒輪連接鍵：12×8×32 低速軸： 大齒輪連接鍵：16×10×50 輸出聯(lián)軸器連接鍵：12×8×70 材料都為Q275A。 5.5潤滑方式選擇5.5.1 軸承潤滑方式選擇 高速軸dn=22800mm·r/min,中間軸6884.5 mm·r/min,低速

20、軸dn=2625 mm·r/min。都小于。所以選用脂潤滑。潤滑劑由手冊表7-2查得用通用鋰基潤滑脂ZL-1。5.5.2 齒輪潤滑方式選擇 齒輪采用浸油潤滑。圓柱齒輪浸入油的深度最低約一個齒高，但不少于10mm，最高不超過三分之一分度圓半徑，大齒輪的齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯x30mm。6.減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸 名稱符號尺寸關(guān)系結(jié)果 (mm)箱座壁厚0.025a+3=8.28788箱蓋壁厚10.02a+3=7.2388箱蓋凸緣厚度b11.5112箱座凸緣厚度b1.512箱座底凸緣厚度b22.520地腳螺釘直徑df0.036a+1220地腳螺釘數(shù)目na250,n=4 ；a250500,n=6

21、，a500時，n=84軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d10.75df16蓋與座聯(lián)接螺栓直徑d2(0.50.6)df10連接螺栓d2的間距L150200150軸承端蓋螺釘直徑d3(0.40.5)df 8視孔蓋螺釘直徑d4(0.30.4)df8定位銷直徑d(0.70.8)d28d1 d2 df至外箱壁距離C1表11-2C1f=26C11=22C12=16df d2凸緣邊遠(yuǎn)距離C2表11-2C2f=24C21=20C22=14軸承旁凸臺半徑R1C2120凸臺高度h根據(jù)低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作 42外箱壁至軸承座端面距離L1C1+C2+(510) 47鑄造過渡尺寸x,y表1-38x=3y=15大齒輪頂

22、圓與內(nèi)壁距離11.210齒輪端面與內(nèi)箱壁距離210箱蓋箱座肋厚m1,mm10.851， m0.86m1=7m=7軸承端蓋外徑D2D+（55.5）d3D21=95D22=102D23=120軸承旁聯(lián)接螺栓距離S盡量靠近，Md1和Md2互不干涉為準(zhǔn)，一般取sD2S1=95S2=102S3=1207 軸的受力分析和強度校核 7.1 高速軸受力分析及強度校核如圖小齒輪受力：=1358.2 N =494.4 N受力分析：由軸的結(jié)構(gòu)圖得： L1=134mm L2=51.5mm水平面：由得： FNH1=137.3N FNH2=357.1N彎矩 M=18390.7 N·mm鉛垂面：由 得： FNV1

23、=377.1N FNV2=981.14 N 彎矩 M=50526.7 N·mm總彎矩 M=53770 N·mm扭矩 T=30560 N·mm按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度，計算取=0.6 =21MPa之前已選軸材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理，查教材表15-1得70 MPa<,故安全。 7.2中間軸受力分析及強度校核如圖大齒輪受力：=1300.4N=473.3N小齒輪受力：=4096.3N=1490.9N.受力分析：由軸的結(jié)構(gòu)圖得：L1=64.5mm , L2=70mm , L3=52mm.水平面： 得： FNH1=-843.3N FNH2=174.3N彎矩 M=-54

24、393 N·mmM=Fr3L2+FNH1(L1+L2)= .6 N·mm 鉛垂面： 得： FNV1=3042.2N FNV2=2354.5N彎矩 M=FNV1L1= N·mm M=Ft3 L2FNV1(L1+L2)= N·mm總彎矩 M.= N·mm M= N·mm扭矩 T= N·mm按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度，計算取=0.6 =51.6MPa之前已選軸材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理，查教材表15-1得70 MPa<,故安全。 7.3低速軸受力分析及強度校核如圖所示，齒輪受力為： Ft4= =3931N Fr4= Ft4 t

25、an=3931×tan20=1431N由軸的結(jié)構(gòu)圖得： L1=62.5mm L2=123mm受力分析水平面：得： FNH1=933.8 N FNH2=497.2 N彎矩 M=FNH1L1=61164 N·mm垂直面： 得： FNV1=2565 N FNV2=1366N彎矩 M=FNV1L1= N·mm總彎矩： =N·mm扭矩 T = N·mm 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度，計算取=0.6=21.5MPa此軸材料為45,調(diào)質(zhì)處理，由教材表15-1查得60 MPa<,故安全。8 軸承壽命計算 8.1 高速軸壽命計算 高速軸軸承為7006C。由機

26、械設(shè)計手冊表6-6得基本額定動載荷： C=15.2kN軸承受到的徑向載荷：F=F=377.1N F=F=981.1N派生軸向力為：取e=0.4Fd1=eFr1=150.8 N Fd2=eFr2=392.4 N兩軸承正裝，由于齒輪為直齒，無軸向力，所以Fae=0。因為Fae+Fd2Fd1,所以左端軸承1被壓緊，右端軸承2放松。所以軸向力： Fa1=Fae+Fd2=392.4 N Fa2=Fd2=392.4 N7006C軸承判斷系數(shù) e=0.4。 e 0.4由教材表13-5得動載荷系數(shù)： X1=0.44, Y1=1.40 X2=1，Y2=0由教材表13-6取fp=1.1當(dāng)量動載荷 P1=fp(X1

27、Fr1+Y1Fa1)=786.8N P2=fp(X2Fr2+Y2Fa2)=1079.2 N因為P1<P2，所以以軸承2作為壽命計算軸承。球軸承=3 =48507 h =8.3年>2年所以壽命滿足使用要求。 8.2 中間軸壽命計算中間軸軸承為7007C。由機械設(shè)計手冊表6-6得基本額定動載荷： C=19.5 kN軸承受到的徑向載荷：F=F=3042.2N F=F=2354.5N派生軸向力為：取e=0.4Fd1=eFr1=1216.9 N Fd2=eFr2=941.8 N兩軸承正裝，由于齒輪為直齒，無軸向力，所以Fae=0。因為Fae+Fd2<Fd1,所以左端軸承1放松，右端軸承

28、2壓緊。所以軸向力： Fa1= Fd1=1216.9N Fa2=Fd1-Fae=1216.9 N7007C軸承判斷系數(shù) e=0.4。 0.4 e由教材表13-5得動載荷系數(shù)： X1=1，Y1=0 X2=0.44，Y2=1.40由教材表13-6取fp=1.1當(dāng)量動載荷 P1=fp(X1Fr1+Y1Fa1)=3346.4 N P2=fp(X2Fr2+Y2Fa2)=3013.6 N因為P1>P2，所以以軸承1作為壽命計算軸承。球軸承=3 =16765 h =2.9年>2年所以壽命滿足使用要求。8.3 低速軸壽命計算低速軸軸承為6010。由機械設(shè)計手冊表6-6得基本額定動載荷： C=22k

29、N軸承受到的徑向載荷：F=F=2565N F=F=1366N派生軸向力為：取e=0.37Fd1=eFr1=949N Fd2=eFr2=505.4N兩軸承正裝，由于齒輪為直齒，無軸向力，所以Fae=0。因為Fae+Fd2<Fd1,所以左端軸承1放松，右端軸承2壓緊。所以軸向力： Fa1= Fd1=949N Fa2=Fd1-Fae=949N6010軸承判斷系數(shù) e=0.37。 0.37 e由教材表13-5得動載荷系數(shù)： X1=1，Y1=0 X2=0.56，Y2=1.2由教材表13-6取fp=1.1當(dāng)量動載荷 P1=fp(X1Fr1+Y1Fa1)=2821.5N P2=fp(X2Fr2+Y2F

30、a2)=2094.1N因為P1>P2，所以以軸承1作為壽命計算軸承。球軸承=3 = h =25.8年>2年所以壽命滿足使用要求。9 鍵連接強度計算 9.1 高速軸上鍵連接強度計算高速軸上只有一個鍵連接，聯(lián)軸器鏈接鍵：6×6×32。圓頭普通平鍵，材料Q275A,許用壓應(yīng)力=120MPa。強度計算公式： 公式中數(shù)據(jù)： T1= 30.56N·m k=3mm l= 26 mm d=22 mm計算得： =35.62 MPa因為 所以滿足強度要求。 9.2 中間軸鍵強度計算中間軸上只有一個鍵連接，大齒輪鏈接鍵：12×8×32。圓頭普通平鍵，材料

31、Q275A,許用壓應(yīng)力=120MPa。強度計算公式： 公式中數(shù)據(jù)： T2= 143.37 N·m k=4mm l= 20 mm d=40 mm計算得： =89.61MPa因為 所以滿足強度要求。 9.3 低速軸鏈接鍵強度計算低速軸上有兩個鍵，第二級大齒輪鏈接鍵和輸出聯(lián)軸器鏈接鍵。第二級大齒輪鏈接鍵：16×10×50聯(lián)軸器鏈接鍵：12×8×70都為圓頭普通平鍵，材料Q275A,許用壓應(yīng)力=120MPa。強度計算公式： 公式中數(shù)據(jù)：第二級大齒輪： T3= 515.88N·m k=5 mm l= 34 mm d=55 mm聯(lián)軸器鏈接鍵：T3

32、= 515.88 N·m k=4mm l= 58 mm d=40 mm計算得： 第二級大齒輪：=110.35 MPa聯(lián)軸器鏈接鍵：=111.2 MPa因為都有 所以都滿足強度要求。=2.75 kw =0.89p=3.1kwn=52.5r/minn=1000r/minp=4 kwn=960r/mini =18.3i=4.88i=3.75n=960r/minn=196.7r/minn=52.5r/minp=3.075kwp=2.953kwp=2.836kwT=30.56 NmT=143.37NmT=515.88 Nm類型：直齒圓柱齒輪，7級精度材料：小齒輪40Cr(調(diào)質(zhì))280HBS大齒輪45鋼(調(diào)質(zhì))240HBS=540MPa=577.5MPad=41.883mmv=2.105m/sb=41.883mmm=1