直圓柱齒輪減速器說明書

1、機械設計課程設計說明書二級圓柱直齒輪減速器專業(yè)：機械工程班級：1303班設計者：赫思堯學號：指導教師：王青溫徐雙滿2020-4-18一、設計任務書5設計題目5設計任務5設計時間5傳動方案5設計參數（原始數據）6其它條件6任務分析6二、傳動方案論證7方案一：原方案7方案二：高速級帶傳動傳動改為齒輪傳動7方案三：低速齒輪傳動傳動改為鏈傳動7三、電動機的選擇8電動機的類型和結構型式的選擇8電機選擇9總傳動比的確定及各級傳動比分配11理論總傳動比11各級傳動比的分配及其說明11齒輪傳動各級傳動比的分配說明11計算傳動裝置的運動和動力參數12各軸傳動和動力參數匯總表（理論值）13五、各級傳動的設計計算1

2、5V帶傳動15高速級齒輪傳動設計計算18低速級齒輪設計22六、軸、鍵、軸承的設計計算及校核26軸最小直徑的估算26高速軸及軸上零件的設計和校核28中速軸及軸上零件的設計和校核34低速軸及軸上零件的設計和校核38七、箱體結構的設計40機體的剛度40機體內零件的潤滑，密封散熱40機體結構的工藝性40附件設計40減速器機體結構尺寸40八、潤滑密封設計40九、經濟性分析40電機的選擇40軸最小直徑的選擇40軸承的選擇40其他零件的選擇40十、心得感受40一、設計任務書設計題目混凝土攪拌機上用的傳動裝置，單項運轉兩班制工作。設計任務1 、減速器裝配圖（0號）1張2 、中速軸工程圖（3號）1張3 、高速級

3、大齒輪工程圖（3號）1張4 、減速器裝配圖草圖（3號）1張5 、設計計算說明書.T份設計時間2015年11月至2016年1月傳動方案1-外圈齒輪2-攪拌桶4-展開式兩級圓柱齒輪減速器3- 聯(lián)軸器5-V帶6-電機7-輸出齒輪設計參數（原始數據）（1） 攪拌機所需功率10kw（2） 傳給大齒圈的輸入軸轉速：60r/min（3）使用年限10年（4）大齒圈直徑1500mm,速14r/min其它條件（1）雙班制工作、使用期限為10年（有效工作時間48000h）。（2）工作時有輕微震動，單向運轉。任務分析1）V帶傳動需要放在高速級2）采用閉式軟齒面斜齒輪傳動3）結構要求均勻4）電動機選擇：三相異步電動機二

4、、傳動方案論證方案一：原方案將傳動能力較小的帶傳動及其它摩擦傳動裝置布置在高速級，有利于整個傳動系統(tǒng)結構緊湊及均勻。當裝置負裁時，V帶通過打滑很好的保護系統(tǒng)/、受損害。帶傳動布置在高速級更有利于體現(xiàn)其傳動平穩(wěn)、緩沖吸震、減小噪音的特點方案二：高速級帶傳動傳動改為齒輪傳動齒輪傳動較帶傳動效率高，傳動比更能準確的保證，但更換齒輪較更換V帶價格貴，會增加成本，且?guī)X輪工作噪聲大，在工作中會因為扭轉變動引起的載荷不均勻現(xiàn)象。方案三：低速齒輪傳動傳動改為鏈傳動齒輪傳動平穩(wěn)，占用空間小，但后殘渣火入齒輪時會影響壽命。鏈傳動安裝空間大，且由于攪拌桶的直徑較大，所用鏈條的重量和長度會給工作造成不便，且工作效率

5、也會收到極大的影響。綜和考慮后，高速級用帶傳動，低速級用齒輪傳動，即原方案。三、電動機的選擇電動機的類型和結構型式的選擇根據直流電動機需直流電源，結構復雜，價格高且維護不便等原因，一般在實際生產中較普遍采用三相交流電源的電動機?？紤]到粉塵的影響，采用臥式。選擇Y系列籠型三相交流異步電動機。它效率高、工作可靠、結構簡單、維護方便，價格低，適用于不易燃、不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的場合。由于啟動性能較好。也適用于某些要求較高起動轉矩的機械。電機選擇由電動機至工作機的總效率a“0、”1、”2、”3、44分別為帶傳動、軸承、齒輪傳動、聯(lián)軸器、攪拌桶的效率取“0=,11=,22=,33=,44=總

6、效率4a=*A4*A3*=4a=電動機所需的輸出功率PdDPwPdI-=10/=Kw總電動機額定功率Ped,查表取Ped=15KWPd=KW電動機額定轉速n1n4=60r/minn5=14r/minR=kw所以i3=n4/n5=60/14=由機械設計課程指導書（以下未經說明都是這本書）P7查的i1*i2=840,i0=24（i0位為帶傳動傳動比，i1為減速箱高速級傳動比，i2為減速箱低速級傳動比，i3為減速器輸出軸與工作軸的傳動比）n1=i0*i1*i2*n4=9609600r/min選擇電機及相關參數符合這一范圍的異步轉速有1000r/min、1500r/min、3000r/min當選擇轉速

7、高的電動機時，極對少的電動機更便宜，而且?guī)鲃咏Y構更緊湊，但使傳動裝置的總傳動比、結構尺寸和重量增加。1500轉的電機較1000轉的電機價格便宜，較3000轉的工作噪聲小，且由于單向工作，3000轉電機不適合。根據以上所述綜合考慮，選取nd=1500r/min下面是所選電機的一些參數：選電機：Ped =15 kwn1=1500r/mi四、總傳動比的確定及各級傳動比分配理論總傳動比ia=nm/n5=1460/14=i0*i1*i2*i3ia=式中：nm電動機的滿載轉速，單位r/min。各級傳動比的分配及其說明V帶理論傳動比2-4,初選i0=兩級齒輪理論傳動比i1*i2=ia/(i0*i3)=*=

8、i0=齒輪傳動各級傳動比的分配說明(1)各級傳動比應在推薦值內，一發(fā)揮其性能，并使結構緊湊。(2)應使各級傳動的結構尺寸協(xié)調、勻稱。(3)應使傳動裝置外廓尺寸緊湊，重量輕。(4)使各級大齒輪直徑相近，以使大齒輪有接近的浸油深度，有利于潤滑，同時還能使減速器具有較小的輪廓尺寸。(5)不能使高速級傳動比過大，否則會使傳動零件與零件之間發(fā)生干涉碰撞。(6)為了有利于浸油潤滑，應使兩級大齒輪直徑相近，這樣做也有利于使傳動裝置外廓尺寸更加緊湊。應使i1>i2。i1=i2=式中：i-高速級齒輪理論傳動比；i2低速級齒輪理論傳動比。計算傳動裝置的運動和動力參數各軸轉速n1=1460r/minn5=14

9、r/minn2=n1/i0=1460/=584r/minn3=n2/i1=584/=minn4=n3/i2=60r/min各軸輸入功率P1=P2=P1、0=*=KWP3=P2*i1*42=KWP4=P3*i1*t2=KWP5=P4*i1*t2*t3=KWi 1 =i 2=n1=1460n2=584n3=n4=60P1 =P2=P3=P6=P5*t1=KWP4=P5=P6=T1 =T2=T3=T4=T5=各軸輸入轉矩T1=9550*Pd/nm=9550*1460=N'mT2=T1*ti0*i0=N'mT3=T2*i1*t1*t2=N'mT4=T3*i2*t1*t2=N&#

10、39;mT5=T4*i3*t1*t2*t2=N'm各軸傳動和動力參數匯總表（理論值）各軸的輸入功率、轉矩、轉速軸號p(KvyTn(r/min)傳動比i效率刀電機軸1460i0=70I584i1=Y1Y2Ri2=Y1m60Y2Y1Y2桶軸14i3=73工作14Y144五、各級傳動的設計計算V帶傳動主要傳動參數已知：工作條件為雙班工作制，載荷平穩(wěn)，工作機為帶式輸送，主要參數如下：電動機功率Pd=kw轉速n1=1460r/min,i0=設計計算1 .確定計算機功率Peaca查課本P156表8-8得工作情況系數5Pca=KA*Pd=*=kw2 .選取V帶帶型由課本P157-表-8-9知，選用B

11、型帶3 .確定帶輪基準直徑(1)初選小帶輪的基準直徑為dd1由課本P157-表8-9,P155-表-8-7選取，dd1100mm(2)計算大帶輪的基準直徑由1式(8-15a)計算大帶輪的基準直徑dd2dd2dd1i帶100=420mm260(3)驗算帶速V ddm60 10005m /s V 30m/s100 1440 60000 7.536m/s所以選取合適4.由1表8-20確定V帶的基準長度和傳動中心距0.7(dd1 dd2) a。有 252a0720初選小抵加a0=06000002(dd1 dd2)Ld0 2a0-(d d1 dd2)2(d d24add1)2(2* 600500/22(

12、1180) 4260)2(260 100)2(4504 150g /(4* 600) )2219.981578mm由P145表8-2選帶的基準長度 Ld 2180mma a0 (Ld Ld0)考慮到中心距的變化600 (2180 2219.98)/2 580.01mmV=s速度合適amin a 0.017* Ldamax a 0.03* Ld547.3mm645.4mm5.驗算主動輪上的包角100/-一180 (dd2 dd1)*57.3/a 180 (450 180*57.3 /58001 15333 120所以主動輪上包角符合要求。6.計算V帶的根數ZP04.448kwP00.47kwLd

13、 2180mm查表P155-表8-6,P145-表8-2分別得k0.92(0.930.92)/5*3.3260.927Pr(P0P0)*K*Kl(0.474.448)*0.927*0.994.51得ZPca/Pr19.53/4.514.33所以Z=57、計算單根V帶的初拉力的最小值(Fo)minF0min500pa(2.51)qV2VZK查1表8-3得B型帶的單位長度質量q=m所以單根V帶的初拉力：(Fo)min=500XPcaX-K“)/(ZXVxKa)+qV2=500XX/X5x+X應使帶的實際初拉力Fo>(Fo)min8、計算壓軸力Fp主動輪上包角符合要求(Fp)min=2XZX(

14、Fo)minXSin(qi/2)=2X5xXsin0/2)V帶傳動主要參數匯總表帶計算功率基準直徑基準度中心距小輪包角根型FCa(mm)Ld(mm)a民1數k kw)dd1dd2(mm)B1804502180547.6455單根帶初拉力F0=273 N實際計算結果由以上各步設計計算得帶傳動的：實際傳動比：iv=dd2/ddi=450/180=I軸實際轉速：m=nMiv=1460/=584r/minI軸實際轉矩：Ti=X106Pi/nI=x106x584=?m高速級齒輪傳動設計計算原始數據1、輸入轉矩Ti=204396N?mm小齒輪轉速ni=584r/min理論齒數比n=i'1=2、選定

15、齒輪類型、精度等級及齒數(1)、根據設計方案，采用標準直齒圓柱齒輪(2)、該減速器用于攪拌，其工作速度較低，周圍環(huán)境中粉塵偏高，故采用閉式軟齒面。于是，小齒輪45cr調質處理HBS=280HBS大齒輪45鋼正火處理HBS=240HBS由教課書上P207-209頁圖10-20和10-21帶數Z=5Fo=(THlim1=600Mpa,(TFE1=500Mpa(THiim2=550Mpa,(TFE2=380Mpa、精度等級為7級、初選Z1=24得：Z2=Z1ii=24X=圓整取：Z2=87Fp=按齒面接觸疲勞強度設計由dit>2kTi(1+1)(ZhZZ/cth)2/(/d上)1、確定公式中各

16、計算數值(1)初選載荷系數K=由課本表10-7,取得：高速級定：(J)d=1由1表10-6,得：乙=(Mpa)1/2(3)由圖P203-圖20,得：Zh=(an=20o,0t=0o)(4)由圖10-26得：£“產，£”2=付.£«1+£«2=所以Z£=(4-£a)A=(5)應力循環(huán)系數N=60niXLhXj=60X584X(8X2X300X10)X1_9=x10得：N=N1/N=x109/=X109(6)由1表10-23,查得kHNfkHN2=(7)通用齒輪和一般工業(yè)齒輪，按一般可靠度要求選取安全系數Sho所以由1

17、表，取S=1(8)(7h1=(kHN10"Hlim1)/S=(X600)/1=576Mpa(Th2=(kHN2(THlim2)/SH=X550)/1因為(Th1>(Th2所以?。?quot;=(Thi=576Mpa2、計算(1) dit>2ktTi(+1)(ZhZeZ：e/(th)2/(|)dp)1/3=2XX204396X+1)XX/(1X5402X1/3(2) 齒輪的圓周速度：V=ttd1tXm/(60X1000)二s(3) 齒竟：b=小ddt=1x=(4) 計算載荷系數ka. 由1表10-2查得：kA=b. 根據V=s及齒輪精度為7級由1表10-8,查得：動載系數k

18、v=c. kaE/b=2*T*KA/(b*小d)>100N/mm由1表10-3,查得：齒間載荷分配系數："=kF"=d. 由1表10-4,齒向載荷分布系數kHB二得到動裁系數：k=ka.kv.匕.1=XXX(6)按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑d1=d1tX(k/kt)1/3=x1/3=計算模數mmt=d1/z1=24=(8)計算齒厚b=(THim1=600Mpao-fe1=500Mpao-Hiim2=550Mpa(tfe2=380MpaZ1=24Z2=87Bt=0oK=(J)d=1按齒根彎曲疲勞強度計算mt，2kTiY(YFaYS.f)/(jdZ2)1/31 .

19、確定公式中各計算數值(1) 計算載荷系數根據kFt=,Ye=+=(2) 由1P200-圖10-17和P201-圖10-18得：齒形系數：YFa產，YFa2=應力校正系數：YSa1=,Ysa2=查得：彎曲疲勞壽命系數kFN=,kFN2=取安全系數Sf=又已知(TFE=500Mpa,(TFE2=380Mpa最終得到:(Tf1=(kFN1(TFE1)/SF(Tf2=(kFN2(TFE2)/SF(3)計算大小齒輪的Va1YFa1/(TF,并加以比較因為YFa1Ysa1/(TF1=YFa2YSa2/(Tf2=取二者中的大值，得到WaYfJ(TF=(4)計算模數mt>2k-T1-Ye2(YFa-Ys

20、a/(tf)/(一Z12)1/3=2XX204396XX242)1/3(5)計算載荷系數d1=mt*Z1=mmv=m/sb=小dd=mmh=Ze =_ 9N=x 10_ 9N= X10kHN =kHN=S=1(T h= 576Mpab/h=查得：kFB=KA=Kv=KA*2/(b*d1)=m/s>100m/s所以，kFa=得到：kF=kAikvkF«kF«d1>=XXX(6)重新計算模數1/3mF=mt*(K/KFt)=因為mF=<mH=V=s所以m=4整理參數d=96mmd2=348mmb=Z1=24Z2=87kv=b2=80mmb1=85mmm=4中心

21、距a=222mmkHz=kFa=k*低速級齒輪設計原始數據1、輸入轉矩T=701488N?mm小齒輪轉速ni=r/min理論齒數比n=i'產K=d尸2、選定齒輪類型、精度等級及齒數(1)、根據設計方案，采用標準直齒圓柱齒輪(2)、該減速器用于攪拌，其工作速度較低，周圍環(huán)境中粉塵偏高，故采用閉式軟齒面。于是，小齒輪45cr調質處理HBS=280HBs大齒輪45鋼正火處理HBS=240HBS由教課書上P207-209頁圖10-20和10-21(THiimi=600Mpa,(TFE1=500Mpa(THiim2=550Mpa,(TFE2=380Mpa(3)、精度等級為7級(4)、初選zi=3

22、0m=得：Z2=zii=30X=b=圓整?。篫2=81Ye=按齒面接觸疲勞強度設計由dit>2kTi(仙+1)(ZhZeZe/)2/(小d小)1/3kFN1=kFN2=0二1、確定公式中各計算數值(9)初選載荷系數K=(10)由課本表10-7,取得：高速級定：%a1=YFa2=(J)d=1YSa1=YSa2=由1表10-6,得：乙=(Mpa)1/2(11)由圖P203-圖20,得：Zh=(an=20o,0t=0o)(12) 由圖10-26得：£“尸，£*行.£«1+£«2=所以Z£=(4-£a)A=(13)

23、應力循環(huán)系數N=60n1XLhXj=60XX(8X2X300X10)X1=x108(TF1得：N=N1/p=X108/=X108(14)由1表10-23,查得kHN=,kHN2=CTF2(15)通用齒輪和一般工業(yè)齒輪，按一般可靠度要求選取安=全系數Sh。所以由1表,取S=1(16)(TH1=(kHN1(THliml)/S=(X600)/1=627Mpa(Th2=(kHN2(THlim2)/SH=X550)/1=605Mpa因為(Th1>(Th2所以?。?quot;=(7q2=605Mpa2、計算(1) d1t>2ktT1(+1)(ZhZeZ：e/(th)2/(|)dp)=2XX70

24、1488X+1)XXX2/(1X5402X1/3=mm(2) 齒輪的圓周速度：V=ttd1tXm/(60X1000)=m/s(3) 齒寬：b=小ddt=1x=mm(4) 計算載荷系數kb. 由1表10-2查得：kA=c. 根據V=s及齒輪精度為7級由1表10-8,查得：動載系數kv=d. kaR/b=2*T*KA/(b*小d)>100N/mm由1表10-3,查得：齒間載荷分配系數："=kF"=e. 由1表10-4,齒向載荷分布系數kHB二得到動載系數：k=ka.kv.匕.1=XXX(6)按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑d1=d1tx(k/kt)1/3=x1/3=m

25、mYFa1 Y SaJb f 1=Wa2 Y Sa2/(T f 2=a YFa/ (TFna>kFa= KA= Kv=kFa=k f=mF=m=4d=96mmd2=348 mm乙二24Z2=87b2=80mmb1=85mm計算模數mmt=di/z1=30=mm(9)計算齒厚b=按齒根彎曲疲勞強度計算mt>2kTiYe2(YFaYS(tf)/(小dZi2)1/31確定公式中各計算數值(1)計算載荷系數根據kFt=,Ye=+=(2)由1P200-圖10-17和P201-圖10-18得：齒形系數：YFa產，YFa2=應力校正系數：YSa產,Ysa2=查得：彎曲疲勞壽命系數kFN=,kFN

26、2=取安全系數Sf=又已知(TFE=500Mpa,(TFE2=380Mpa最終得到：bf1=(kFN10-FE1)/SF=Mpa(Tf2=(kFN2(TFE2)/SF=Mpa(3)計算大小齒輪的?a1YFa1/(TF,并加以比較因為YFa1YsaJ(TF1=YFa2YSa2/(Tf2=取二者中的大值，得到?aYFa/(TF=(5)計算模數mt>2k-T1-Y?(YFa-Ysa/(tf)/(一Z12)1/3=2XX701488xx302)1/3=mm(6)計算載荷系數d1=mt*Z1=mmv=m/sb=(|)d-d1=mmh=mmm=4中心距a=222mm(T Hlim1 =600Mpao

27、- fe1= 500Mpa"g2= 550Mpa(tfe2= 380MpaZ1=30Z2=81Bt=0ob/h=查得：kFB=KA=Kv=KA*2*T/(b*d1)=m/s>100m/s所以，kFa=得到：kF=kA<kvkF«kF«=XXX(6)重新計算模數1/3m=mt*(KF/KFt)=因為mf=<mH=所以m=整理參數d二135mmd2=mmZ1=30Z2=81m=b2=128mmb1=130mm中心距a=(d1+d2)/2=六、軸、鍵、軸承的設計計算及校核軸最小直徑的估算K=(J)d=Ze=N=x108N=x108kHN=kHN=S=1

28、軸的示意簡圖:I軸齒輪1II軸齒輪2齒輪3(Th=605Mpadi>V=sb=(1)選取軸的材料為45鋼，調質處理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：dA31P1軸為高速軸，初算軸徑作為最小直徑，應取較小的A值，選30MPa即Ao=;3軸為低速軸，初算軸徑作為最大直徑，應取較大的A值,選斤40MPa即Ao=;2為中速軸在兩者之間，選百35MPa即Ao=okHa=kFa=kHB=K=di=(2)按1式(15-2),d1min=A(Piii/n川)1/3=X(/584)1/3依次得,d2min=A(Piii/nI

29、II)1/3=x(/1/3.，一，、1/3D3min=Ao(PIII/nIII)=X(/60)1/3=mm(3)因為dmin小于100mm且軸上開啟鍵槽所以，需將最小直徑加大補償鍵槽對軸的強度的削弱。得到：d1min=mmd1min=mmd1min=mm圓整后，低速軸承受扭矩較大，應放大直徑，有d1=40mmd2=60mmd4=75mm高速軸及軸上零件的設計和校核高速軸設計尺寸m=b=Ye=S=YFa1=YFa2=YSa1=YSa2=kFN1=kFN2=(Tf1(TF2Wa1YSa1/0,f1=Wa2YSa2/(Tf2=¥aYFa/(TFb2=128mm123456d40455062

30、5054整理表格得:b1=130mm m=中心距a=(2)軸的各段安裝示意圖如下具體安裝尺寸應該滿足各齒輪嚙合完好，且齒輪與軸沒有交叉(軸和齒輪不想交)，經計算進一步確定確定，123456d404550625054L101623183校核軸和軸承、鍵的強度以及使用壽命1、軸的強度校核取軸承齒輪的的中心作為受力點分析T204N?md96mmFt2T/d2204000/964250NFrFttann/cos4250tan200/11546.873NFaFt?tan0MLA72.5mmLB215.5mmRv1215.5Fr/(72.5215,5)1160NRv272.5Fr/(72,5215,5)3

31、87NRh1215.5Ft/(72,5215,5)3187NRh272.5Ft/(72,5215,5)1063NMLALBFt2Fr2LALB,M2(T)2"3ca(其中0.6,W0,1d3)帶入數值得o-ca=Mpa<o-1=60Mpad1=40mm軸校檢合格。d2=60mmd4=75 mm2、鍵強度校核軸第一段鍵，軸直徑40mm,選鍵bxh=14x9,L=90mm,l=L-b=76mm4000T2-=Mpa<p110MPahld校檢合格軸第五段，軸直徑50mm選鍵bxh=16x10,L=80mm,l=L-b=64mmp40h0dT2=Mpa<p110MPa校檢合

32、格3、軸承強度校核Fa=0Fs1=Fs2=0FR1=S1FR2=S2CCr,3,PX?FrY?F由于軸承只承受徑向力，所以PFrFr,Rv2Rh2,所以P,RVR2代入數據有，P1=1131N<P2=33912N一6一所以LhIO（C）60nP所以Lh=x104h<300*16*10=*104d 1=40mmL1=101mmd 2=45mmL2=62mmd 3=50mmL3=31mmd 4=62mmL4=d5=50mmL5=83mm度為12mm連接螺栓直徑為M10,選取長度為40mm，配合高速大齒輪齒輪寬為85mm低速小齒輪齒寬為133mm氐速大齒輪和高速小齒輪的間隙為10mm大!

33、據軸的直徑，查課本得到相關的定位軸肩的軸肩高度，進而確定下一段軸的直徑。得到軸的最小長度范圍L=10+31+133+85+31=290mm實際軸長應大于此尺寸。(2)軸的各段安裝示意圖如下：整理表格得:12345d6064726450具體安裝尺寸應該滿足各齒輪嚙合完好，且齒輪與軸沒有交叉(軸和齒輪不想交)，結合軸I的尺寸，經計算進一步確定確定12345d6064726450L41781013142校核軸和軸承、鍵的強度以及使用壽命1、軸的強度校核取軸承齒輪的的中心作為受力點分析T701N?md135mm由高速軸計算結果可知Fr21546N,Ft24250NFt32T/d2701000/1351

34、0385NFr3Ft2tan2003780Fa3=0取LA71.5mm,LB116.598214.5mm進行受力分析得c)Mid)e) M2f) To-ca=Mpa<o-1=60Mpa軸校檢合格鍵1p=合格鍵2p=合格c(98116.5)Ft2Ft398K1R3h_-665N214.571.5R4HFr2Fr3R3H1153N同理可得R3v1827N,R4v3168N所以有M1Fr3(71.5116.5)Fr271.5106700N?mmM2Ft3(71.5116.5)Ft271.51650000N?mmMJM12M221652000N?mmW0.1d30.160321600mm3T70

35、1000N?mm,0.6ca乂M(T)19.5MPa160MPaW所以軸的強度滿足要求軸校檢合格。2、鍵強度校核軸第4段鍵，軸直徑64mm,選鍵bxh=18x11,L=70mm,l=L-b=52mm4000T4000701p77MPa<p110MPaphld115264p校檢合格鍵第2段，軸直徑64mm選鍵bxh=18x11,L=125mm,l=L-b=107mmP=Mpa<p110MPaphld校檢合格Lh=x104h校檢合格3、軸承強度校核Fa=0,Fs1=Fs2=0FR1=S1,FR2=S2CCr,3,PX?FrY?F由于軸承只承受徑向力，所以PFrFrRv2RH2,所以 P RRv2Rh2P1=1495 N&l