《機械設計基礎課程設計設計一臺帶式運輸機中使用的單級直齒圓柱齒輪減速器》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《機械設計基礎課程設計設計一臺帶式運輸機中使用的單級直齒圓柱齒輪減速器（22頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、 機械設計基礎課程設計 學院：食品工程學院 專業(yè)：能源與動力工程 班級：能源本1301 姓名： 學號： 指導老師： 2014年12月 機械設計課程設計計算說明書 計算過程及計算說明 一、傳動方案擬定 設計一臺帶式運輸機中使用的單級直齒圓柱齒輪減速器 （1） 工作條件：使用年限8年，2班工作制，原動機為電動機，齒輪單

2、向傳動，載荷平穩(wěn)，環(huán)境清潔。 （2） 原始數(shù)據(jù)：運輸帶傳遞的有效圓周力F=1175N，運輸帶速度V=1.65m/s，滾筒的計算直徑D=260mm，工作時間8年，每年按300天計，2班工作（每班8小時） 二、電動機選擇 1、電動機類型的選擇： Y系列三相異步電動機 2、電動機功率選擇： （1）傳動裝置的總功率： η總=η帶η3軸承η齒輪η聯(lián)軸器η滾筒 =0.950.99230.970.990.96 =0.8549 (2)電動機所需的工作功率： P工作=FV/（1000η總） =11751.65/(10000.960) =2.02 3、確定電動機轉(zhuǎn)速： 計算滾筒工作轉(zhuǎn)速

3、： n筒=601000V/πD ==44.59r/min 按手冊P725表14-34推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍i’a=8~40。取V帶傳動比i’1=2~4，則總傳動比理時范圍為i’a=6~20。故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為n’d=i’an筒=（6~20）47.75=286.5~955r/min 符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有1500r/min。 根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由機械設計課程設計P167表14-5查出有三種適用的電動機型號：綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，則選n=1500r/min。 4、確定電動機型號 根據(jù)以上選用的電動機類

4、型，所需的額定功率及同步轉(zhuǎn)速，選定型號為Y100L2-4的三相異步電動機。 其主要性能：額定功率：3.0KW，滿載轉(zhuǎn)速1420r/min，額定轉(zhuǎn)矩2.0。質(zhì)量35kg。 三、計算總傳動比及分配各級的傳動比 1、總傳動比：i總=n電動/n筒=1420/44.59＝31.85 2、分配各級傳動比 （1） 據(jù)手冊P725表14-34，取齒輪i齒輪=3 （單級減速器i=3~5合理） （2） ∵i總=i齒輪i帶 ∴i帶=i總/i齒輪 =17.05/3.0＝10.61 四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算 1、計算各軸轉(zhuǎn)速（r/min） ＝＝1420/3.0＝473.33r/min

5、 ＝＝473.33/3.71＝127.58r/min ＝/＝127.58/2.86=44.60 r/min 2、 計算各軸的功率（KW） ＝＝2.700.96＝2.592kW ＝η2＝2.5920.980.95＝2.413kW ＝η2＝2.4130.980.95＝2.247kW 3、 計算各軸扭矩（Nmm） 電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩=9550 =95502.7/1420=18.16 Nm 所以: ＝ =18.163.00.96=52.30 Nm ＝=52.303.710.960.98=182.55 Nm ＝=182.552.860.980.95=486.07N

6、m 輸出轉(zhuǎn)矩：＝0.98=52.300.98=51.25 Nm ＝0.98=182.550.98=178.90 Nm ＝0.98=486.070.98=473.35Nm 五、傳動零件的設計計算 1、皮帶輪傳動的設計計算 （1）、選擇普通V帶截型 由課本P218表13-8得：kA=1.1 PC=KAP=1.12.7=2.97KW 由課本P219圖13-15得：選用z型V帶 （2）、確定帶輪基準直徑，并驗算帶速 由機械設計課程設計P219圖13-15得，推薦的小帶輪基準直徑為75~140mm 則取dd1=140mm>dmin=90mm 由機械設計課程設計P21

7、9表13-9，取dd2=264.6mm 實際從動輪轉(zhuǎn)速 n2’=n1dd1/dd2 =142090/265=482.26r/min 帶速V： V=πdd1n1/(601000) =π90*1420/(601000) =6.69m/s 在5~25m/s范圍內(nèi)，帶速合適。 (3)、確定V帶基準長度Ld和中心矩a 初步選取中心距 a0=1.5（d1+d2）=1.5(90+265)=532.5mm 取a0=535mm 符合0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2) 由《機械設計基礎》P220得帶長： L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2

8、/4a0 =2532.5+1.57(90+265)+(265-90)2/（4535） =1622.4mm 根據(jù)《機械設計基礎》P212表（13-2）對A型帶 取Ld=1800mm 根據(jù)《機械設計基礎》P220式（13-16）得： a≈a0+（Ld-L0）/2 =532.5+（1800-1622.4）/2 =621mm (4)驗算小帶輪包角 （5）確定帶的根數(shù) Z 根據(jù)《機械設計基礎》P214表（13-3） P0=0.35KW 根據(jù)《機械設計基礎》P216表（13-5） △P0=0.03KW 根據(jù)《機械設計基礎》P217表（13-7） Kα=0.9

9、54 根據(jù)《機械設計基礎》P212表（13-2） KL=1.18 由《機械設計基礎》P218式（13-15） 得 Z=PC/[P0]=PC/(P0+△P0)KαKL 取7根 (6)計算軸上壓力 由《機械設計基礎》P212表13-1查得帶的單位長度質(zhì)量q=0.1kg/m，由式（13-17）單根V帶的初拉力： 則作用在軸承的壓力FQ，由《機械設計基礎》P221式（13-18） V帶標記 Z 1800 GB/T11544-1997 １． 齒輪材料，熱處理及精度 考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪 （1）

10、齒輪材料及熱處理 ① 材料：小齒輪選用45#鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪 280HBS 取小齒數(shù)=24 大齒輪選用45#鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240HBS Z=Z=3.7124=89.04 取Z=90 ② 齒輪精度 按GB/T10095－1998，選擇7級，齒根噴丸強化。 ２．初步設計齒輪傳動的主要尺寸 按齒面接觸強度設計 確定各參數(shù)的值: ①試選=1.6 查課本選取區(qū)域系數(shù) Z=2.433 由課本 則 ②由課本公式計算應力值環(huán)數(shù) N=60nj =60473.331（283008） =1.0910h N= =4

11、.4510h #(3.25為齒數(shù)比,即3.25=) ③查課本圖得：K=0.93 K=0.96 ④齒輪的疲勞強度極限 取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,應用公式得: []==0.93550=511.5 []==0.96450=432 許用接觸應力 ⑤查課本由表得： =189.8MP 由表得: =1 T=95.510=95.5102.47/473.33 =6.410N.m 3.設計計算 ①小齒輪的分度圓直徑d = ②計算圓周速度 ③計算齒寬b和模數(shù) 計算齒寬b b==53.84mm

12、 計算摸數(shù)m 初選螺旋角=14 = ④計算齒寬與高之比 齒高h=2.25 =2.252.00=4.50 = =11.96 ⑤計算縱向重合度 =0.318=1.903 ⑥計算載荷系數(shù)K 使用系數(shù)=1 根據(jù),7級精度, 查課本由表10-8得 動載系數(shù)K=1.07, 查課本由表10-4得K的計算公式: K= +0.2310b =1.12+0.18(1+0.61) 1+0.231053.84=1.54 查課本由表10-13得: K=1.35 查課本由表10-3 得: K==1.2 故載荷系數(shù): K＝K K K K =11.071.21.54=1.98

13、⑦按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 d=d=53.84=57.08 ⑧計算模數(shù) = 4. 齒根彎曲疲勞強度設計 由彎曲強度的設計公式 ≥ ⑴ 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 ① 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩＝48.6kNm 確定齒數(shù)z 因為是硬齒面，故取z＝24，z＝i z＝3.7124＝89.04 傳動比誤差 i＝u＝z/ z＝90/24＝3.75 Δi＝1％5％，允許 ②計算當量齒數(shù) z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27 z＝z/cos＝90/ cos14＝98.90 ③ 初選齒寬系數(shù) 按對稱布置，由表查得＝1 ④ 初選螺旋角 初定

14、螺旋角 ＝14 ⑤ 載荷系數(shù)K K＝K K K K=11.071.21.35＝1.73 ⑥ 查取齒形系數(shù)Y和應力校正系數(shù)Y 查課本由表得: 齒形系數(shù)Y＝2.592 Y＝2.211 應力校正系數(shù)Y＝1.596 Y＝1.774 ⑦ 重合度系數(shù)Y 端面重合度近似為＝[1.88-3.2（）]＝[1.88－3.2（1/24＋1/90）]cos14＝1.66 ＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690 ＝14.07609 因為＝/cos，則重合度系數(shù)為Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673 ⑧ 螺旋角系數(shù)Y 軸向重合度 ＝＝1.7

15、7 Y＝1－1.77*14/120＝0.79 ⑨ 計算大小齒輪的 查課本由表得到彎曲疲勞強度極限 小齒輪 大齒輪 查課本由表得彎曲疲勞壽命系數(shù): K=0.86 K=0.93 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4 []= []= 大齒輪的數(shù)值大.選用. ⑵ 設計計算 ① 計算模數(shù) 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大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標準模數(shù),取m=2mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=57.80來計算應有的齒數(shù).于是由: z

16、==28.033 取z=28 那么z=3.7128=103.88=104 ② 幾何尺寸計算 計算中心距 a===136.08 將中心距圓整為137 按圓整后的中心距修正螺旋角 =arccos 因值改變不多,故參數(shù),,等不必修正. 計算大.小齒輪的分度圓直徑 d==58.95 d==218.95 計算齒輪寬度 B= 圓整的 六、軸的設計計算 輸入軸的設計計算 1、按扭矩初算軸徑 選用45調(diào)質(zhì)，硬度217~255HBS 根據(jù)課本《機械設計基礎》P245（14-2）式，并查表14-2，取C=115 d≥C(P/n)

17、1/3=113 (3.325/238.727)1/3mm=27.19mm 考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則 d=24.80(1+5%)mm=28.55 ∴選d=30mm 2、軸的結(jié)構(gòu)設計 （1）軸上零件的定位，固定和裝配 單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和大筒定位，則采用過渡配合固定 （2）確定軸各段直徑和長度 Ⅰ段：d1=30mm 長度取L1=60mm ∵h=2c c=1.5mm II段:d2=d1+2h=30+221.5=36mm ∴d2=36

18、mm 初選用7208c型角接觸球軸承，其內(nèi)徑為d=40mm, 寬度為B=18mm. 考慮齒輪端面和箱體內(nèi)壁，軸承端面和箱體內(nèi)壁應有一定距離。取套筒長為21mm，通過密封蓋軸段長應根據(jù)密封蓋的寬度，并考慮聯(lián)軸器和箱體外壁應有一定距離而定，為此，取該段長為57mm，安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm,故II段長： L2=（2+21+18+57）=98mm III段直徑d3=42mm L3= 50mm Ⅳ段直徑d4=48mm 由手冊得：c=1.5 h=2c=21.5=3mm d4=d3+2h=42+23=48mm 長度與右面的套筒相同，即L4=21mm 但此段左面的

19、滾動軸承的定位軸肩考慮，應便于軸承的拆卸，應按標準查取由手冊得安裝尺寸h=3.該段直徑應?。海?0+32）=46mm 因此將Ⅳ段設計成階梯形，左段直徑為41mm Ⅴ段直徑d5=40mm. 長度L5=19mm 由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=111mm (3)按彎矩復合強度計算 ①求分度圓直徑：已知d1=54mm ②求轉(zhuǎn)矩：已知T1=140013Nmm ③求圓周力：Ft 根據(jù)課本《機械設計基礎》P168（11-1）式得 Ft=2T1/d1=2140013 /54=5185.667N ④求徑向力Fr 根據(jù)課本《機械設計基礎》P168（11-2）式得 Fr=

20、Fttanα=5185.667tan200=1887.428N ⑤因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=55.5mm (1)繪制軸受力簡圖，如圖a (2)繪制垂直面彎矩圖，如圖b 軸承支反力： FAY=FBY=Fr/2=943.714N FAZ=FBZ=Ft/2=2592.834N 由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為 MC1=FAyL/2=(943.71411110-3)/2=52.376Nm (3)繪制水平面彎矩圖，如圖c 截面C在水平面上彎矩為： MC2=FAZL/2 =2592.83411110-3/2 =143.902Nm (4)繪制

21、合彎矩圖，如圖d MC=(MC12+MC22)1/2 =(52.3762+143.9022)1/2 =153.137Nm (5)繪制扭矩圖（如圖e） 轉(zhuǎn)矩：T=9.55106（P2/n2） =133.013Nm (6)繪制當量彎矩圖,如圖f 轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的扭剪文治武功力按脈動循環(huán)變化，取α=0.8，截面C處的當量彎矩： Mec=[MC2+(αT)2]1/2 =[153.1372+(0.8133.013)2]1/2=186.478Nm (7)校核危險截面C的強度 由式（6-3） σe=Mec/0.1d33 =186.478/(0.14210-3) 3 =25.169MP

22、a< [σ-1]b=60MP ∴該軸強度足夠。 輸出軸的設計計算 1、按扭矩初算軸徑 選用45調(diào)質(zhì)鋼，硬度217~255HBS 根據(jù)課本《機械設計基礎》P245，表（14-2）取C=113 d≥C(P3/n3)1/3=113(3.199/47.745)1/3=45.896mm 取d=48mm 2、軸的結(jié)構(gòu)設計 （1）軸上零件的定位，固定和裝配 單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和大筒定位，則采用過渡配合固定 （2）確定軸各段直徑和長度 Ⅰ段：d1=48

23、mm 長度取L1=82mm ∵h=2c c=1.5mm II段:d2=d1+2h=48+221.5=54mm ∴d2=54mm 初選用7211c型角接觸球軸承，其內(nèi)徑為55mm, 寬度為21mm. 考慮齒輪端面和箱體內(nèi)壁，軸承端面和箱體內(nèi)壁應有一定距離。取套筒長為21mm，通過密封蓋軸段長應根據(jù)密封蓋的寬度，并考慮聯(lián)軸器和箱體外壁應有一定矩離而定，為此，取該段長為42mm，安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm,故II段長： L2=（2+21+21+42）=86mm III段直徑d3=62mm L3= 50mm Ⅳ段直徑d4=68mm 由手冊得：c=1.5

24、 h=2c=21.5=3mm d4=d3+2h=62+23=68mm 長度與右面的套筒相同，即L4=21mm Ⅴ段直徑d5=54mm. 長度L5=23mm 由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=115mm (3)按彎扭復合強度計算 ①求分度圓直徑：已知d2=270mm ②求轉(zhuǎn)矩：已知T3=132988.8Nmm ③求圓周力Ft：根據(jù)課本《機械設計基礎》P168（11-1）式得 Ft=2T3/d2=2132988.8/270=985.102N ④求徑向力Fr根據(jù)課本《機械設計基礎》P168（11-1a）式得 Fr =Fttan200=985.102tan200=358.

25、548N ⑤∵兩軸承對稱 ∴LA=LB=57.5mm (1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ FAX=FBY=Fr/2=358.548/2=179.274N FAZ=FBZ=Ft/2=985.102/2=492.551N (2)由兩邊對稱，截面C的彎矩也對稱 截面C在垂直面彎矩為 MC1=FAxL/2=(179.27411510-3)/2=10.308Nm (3)截面C在水平面彎矩為 MC2=FAZL/2=492.55111510-3)/2=28.322Nm (4)計算合成彎矩 MC=（MC12+MC22）1/2 =（10.3082+28.3222）1/

26、2 =30.140Nm (5)計算當量彎矩：根據(jù)課本《機械設計基礎》P246得α=0.8 Mec=[MC2+(αT)2]1/2 =[30.1402+(0.8639.867)2]1/2 =512.780Nm (6)校核危險截面C的強度 σe=Mec/（0.1d3） =512.780/[0.1(6210-3) 3] =21.516Mpa<[σ-1]b=60Mpa ∴此軸強度足夠 七、滾動軸承的選擇及校核計算 根據(jù)根據(jù)條件，軸承預計壽命： 830010=24000小時 1、計算輸入軸承 （1）已知nⅡ=238.727r/min 兩軸承徑向反力：FR1=

27、FR2=2592.834N 初先兩軸承為角接觸球軸承7208C型 根據(jù)課本《機械設計基礎》P281（16-12）得軸承內(nèi)部軸向力 FS=0.68FR 則FS1=FS2=0.68FR1=1763.127N (2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0 故任意取一端為壓緊端，現(xiàn)取1端為壓緊端 FA1=FS1=1763.127N FA2=FS2=1763.127N (3)求系數(shù)x、y FA1/FR1=1763.127/2592.834=0.68 FA2/FR2=1763.127/2592.834=0.68 根據(jù)課本《機械設計基礎》P280表（16-11）得e=0.68

28、 FA1/FR1

29、 根據(jù)手冊得7208C型的Cr=36800N 由課本《機械設計基礎》P278（16-2）式得 LH=16670(ftCr/P)ε/n =16670（136800/2852.117)3/238.727 =149994h>24000h ∴預期壽命足夠 2、計算輸出軸承 (1)已知nⅢ=47.745r/min Fa=0 FR=FAZ=492.551N 試選7209C型角接觸球軸承 根據(jù)課本《機械設計基礎》P281表（16-12）得FS=0.68FR, 則 FS1=FS2=0.68FR=0.68462.551=334.934N (2)計算軸

30、向載荷FA1、FA2 ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0 ∴任意用一端為壓緊端，1為壓緊端，2為放松端 兩軸承軸向載荷：FA1=FA2=FS1=334.934N (3)求系數(shù)x、y FA1/FR1=334.934/492.551=0.68 FA2/FR2=334.934/492.551=0.68 根據(jù)課本《機械設計基礎》P280表（16-11）得：e=0.68 ∵FA1/FR1

31、P1、P2 根據(jù)課本《機械設計基礎》P279表（16-9）取fP=1.2 P1=fP(x1FR1+y1FA1) =1.1(1492.551+0)=541.806N P2=fP(x2FR2+y2FA2) =1.1(1492.551+0)=541.806N (5)計算軸承壽命LH ∵P1=P2 故P=541.806 ε=3 根據(jù)機械設計課程設計P124得， 7209C型軸承Cr=38500N 根據(jù)課本《機械設計基礎》P279 表（16-8）得：ft=1 根據(jù)課本《機械設計基礎》P278 （16-2）式得 Lh=16670(ftCr/P)ε/n =16670(1

32、38500/541.806)3/47.745 =125273 h >24000h ∴此軸承合格 八、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算 軸徑d1=30mm, L1=60mm 查機械設計課程設計p112表10-20得，選用C型平鍵，得： 鍵C 108 l=L1-b=60-10=50mm T2=133.013Nm h=8mm 根據(jù)設計手冊得 σp=4T2/dhl=4133013/(30850） =44.61Mpa<[σR](110Mpa) 2、輸入軸與齒輪聯(lián)接采用平鍵連接 軸徑d3=42mm L3=50mm T=133.8Nm 選A型平鍵 鍵

33、128 l=L3-b=50-12=38mm h=8mm σp=4T/dhl =4133800/42838 =41.92Mpa<[σp](110Mpa) 3、輸出軸與齒輪2聯(lián)接用平鍵連接 軸徑d2=54mm L2=86mm T=639.9Nm 查手冊選用A型平鍵 鍵1610 l=L2-b=86-16=70mm h=10mm 據(jù)設計手冊得 σp=4T/dhl =4639900/541070 =67.72Mpa<[σp] (110Mpa) 九、參考文獻 （1）、《機械設計基礎》（第五版）高等教育出版社 (2)、《機械設計課程

34、設計》哈爾濱工程大學出版社2009年7月第1版 (3)、《新編機械設計手冊》人民郵電出版社 2008年第1版 十、總結(jié) 1、本次課程設計，我學會了許多零件的設計方法和驗算方法，以及計算步驟； 2、學會遇到問題解決問題，和小組成員合作完成； 3、課程過程查閱有關(guān)設計資料，有的資料數(shù)據(jù)有出入，所以在本次設計中，一些數(shù)據(jù)錯誤還是存在的； 4、經(jīng)過這次設計，真正懂得多動手的重要性，懂得很多細節(jié)問題要特別小心，否則一錯將會影響全局，有的錯誤將會影響到后面的計算； 5、設計圖的繪制要很有耐心，而且需要的技術(shù)和技巧很多，需要多做，慢慢積累經(jīng)驗。 6、此次課設讓我對各種標準件有了更深入的

35、了解，對以后的工作有很大的促進。 F=1175N V=1.65m/s D=260mm η總=0.8549 P工作=2.02 n筒=44.59r/min n=1550r/min 電動機型號： Y100L2-4 nI=n電機=473r/min nII= 127.58r/min nIII=44.60r/min PI=P工作=2.592KW PI

36、I=2.413KW PIII=2.247KW TI=51.25 Nm TII=178.90Nm TIII=473.35Nm kA=1.2 PC=6.6KW 選用z型V帶 dd1=90mm dd2=264.6mm 取dd2=265mm n2’=482.26/min 帶速V=6.69m/s a0=532.5mm 取a0=535mm L0=1622.4mm 取Ld=1800mm a=621mm α1=163.8

37、50>1200（適用） P0=1.41KW △P0=0.09KW Kα=0.98 KL=1.11 Z=6.94 取7根 F0=54.1N FQ=749.9N σHlim1=700Mpa σHlim2=610Mpa σFlim1=600Mpa σFlim2 =460Mpa [σH]1=700.0Mpa [σH]2=610Mpa SF=1.25 [σF]1=500Mpa [σF]2=380Mpa

38、 T1=140013Nmm 傳動比i齒=5 Z1=28 Z2=104 i0=135/27=3.25 u=i0=3.25 φd=1.0 k =1.98 ZE=189.8 ZH=2.5 d1= 52.69mm m=2mm d1=56mm d2=208mm da1=60mm da2=212mm b=57mm b1=62mm 中心距a=137mm YFa1=2.592 YSa1=1.5

39、96 YFa2=2.211 YSa2=1.774 σF1=307.14Mpa σF2=252.43 C=115 d=30mm d1=30mm L1=60mm d2=36mm B=18mm L2=98mm

40、 d3=42mm L3= 50mm d4=48mm L4=21mmd5=40mm L5=19mm L=111mm d1=54mm T1=140013Nmm Ft=5185.667N Fr=1887.428N FAY=943.714N FAZ=2592.834N MC1=52.376Nm MC2=143.902Nm MC=153.137Nm T=133.013Nm Mec=186.478Nm σe=25.169MPa d=48mm d1=48mm L1=82mm d2=54mm L2=86mm d3=62mm L3= 50mm d4=68mm 齒輪1 齒輪2 側(cè)視圖 軸齒輪 側(cè)視圖 軸類零件視圖 主視圖 20