级减速器专业课程设计.doc

设计内容
计算与阐明
成果

2.1电动机选取
1． 电动机类型和构造选取

2.2传动装置总体传动比拟定及各级传动比分派

3.3传动装置运动及动力参数计算

1各轴转速：

2各轴输入功率：

3各轴输入转矩：

3.1 各传动轴受力

3.2 （1-2）轴传动齿轮设计
1． 选精度级别、材料及齿数

2． 按齿面接触强度设计

3． 按齿根弯曲强度设计

4.尺寸计算

3.3
（2-3）轴传动齿轮设计
4． 选精度级别、材料及齿数

5． 按齿面接触强度设计

6． 按齿根弯曲强度设计

4.尺寸计算

3.4 联轴器设计
1、高速轴与电机联接联轴器：

2、低速轴与滚筒联接联轴器：

3.5 传动轴及组件设计

1、选取轴材料及热解决

2.各轴段直径拟定

3.各轴段长度拟定

4.轴上零件周向固定

3.6 轴、轴承、键校核计算

轴校核计算

滚动轴承选取及寿命校核

键联接选取及校核

4.1箱体构造设计

4.2附件选取及设计

1. 检查孔盖板设计：

2. 排油孔螺塞设计：

3、外六角螺塞设计：

7.1设计感想

7.2参照文献：

第二章 总体设计

i. 由于本传动工作状况是：载荷平稳、单向旋转。因此选用惯用封闭式Y系列普通用途全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。
ii. 计算电机所需功率： 查课设第18页表2-4：
－一对圆柱齿轮传动效率：0.98
－电动机轴与联轴器传动效率：0.995
－一对轴承传动效率：0.995
－联轴器与工作轴传动效率：0.94

阐明：
－电机至工作机之间传动装置总效率：
=0.8836

因载荷平稳，电动机额定功率只需略不不大于即可，取。
依照课程设计第11页表2-1取i为总传动比，
故选取电机型号为Y132M2-6型 （见课设表8-184）
其重要参数如下：
技术数据：额定功率（） 5.5kw
满载转矩（） 960r/min
1. 总传动比：
2.各级传动比分派：

初定

传动装置各轴由高速到低速依次定为1轴、2轴、3轴
——依次为电机与轴1，轴1与轴2，轴2与轴3之间传动效率。

由于电机与轴1是联轴器连接故轴1转速为电机满载转速960r/min，故

运动和动力参数成果如下表：

轴名
转速n(r/min)
功率P(kw)
扭矩T(N*m)
1轴
960
5.31
52.8
2轴
215
5.12
227.64
3轴
71.7
4.84
391.25

第三章 传动零件设计计算
1轴：
圆周力 ：
径向力：

2轴：
圆周力：
径向力：
圆周力：
径向力：

3轴：
圆周力：
径向力：

1） 材料及热解决；

选取小齿轮材料为45Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，两者材料硬度差为40HBS。
2） 精度级别选用7级精度；
3） 试选小齿轮齿数Z1＝24，大齿轮齿数Z2＝24×4.19=101；

由于低速级载荷不不大于高速级载荷，因此通过低速级数据进行计算按式（10—21）试算，即
dt≥2.32

4） 拟定公式内各计算数值
（1） 试选载荷系数Kt＝1.3
（2） 小齿轮传递转矩T1=34.22 N·m
（3） 由机械设计书表10－7选用尺宽系数φd＝1
（4） 由机械设计书表10－6查得材料弹性影响系数ZE＝189.8Mpa
（5） 由机械设计书图10－21d按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa；
（6） 由机械设计书式10－13计算应力循环次数
N1＝60n1jLh＝60×960×1×（2×8×300×10）＝2.76× N·m
N2＝N1/4.19＝0.65×N·m

（7） 由机械设计书图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.90；KHN2＝0.95

（8） 计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得
[σH]1＝＝0.9×600MPa＝540MPa
[σH]2＝＝0.95×550MPa＝522.5MPa

5） 计算
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t代入[σH]中较小值。
d1t≥=44.95mm
（2） 计算圆周速度
v===2.26m/s
（3） 计算齿宽b及模数mt
b=φdd1t=1×44.95mm=44.95mm
mt===1.873
h=2.25mt=2.25×1.873mm=4.21mm
==10.68

（4） 计算载荷系数K
依照v=2.26m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.10；
直齿轮，KHα=KFα=1；
由机械设计书表10—2查得使用系数KA=1；
由机械设计书表10—4查得7级精度、小齿轮相对支承对称布置时，KHβ=1.449。
由=10.68，KHβ=1.449查机械设计书图10—13得=1.423；
故载荷系数：
K=KAKVKHαKHβ=1×1.1×1×1.432=1.57
（5） 按实际载荷系数校正所得分度圆直径，由式（10—10a）得
d1==mm=47.87mm
（6） 计算模数m
m =mm=1.99，

由式(10—5)
m≥

6） 拟定计算参数
（1） 由图10—20c查得小齿轮弯曲疲劳强度极限σFE1=500Mpa；大齿轮弯曲强度极限σFE2=380Mpa；
（2） 由图10—18取弯曲疲劳寿命系数K FN1=0.85，KFE2=0.88；
（3） 计算弯曲疲劳许用应力。
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10—12）得
[σF] 1Mpa=303.57Mpa
[σF] 2Mpa=238.86Mpa
（4） 计算载荷系数
K=KAKVKHαKHβ=1×1.1×1×1.35=1.485
（5） 查取齿型系数
由机械设计书表10－5查得YFa1=2.65；YFa2=2.18
（6） 查取应力校正系数
由机械设计书表10－5查得YSa1=1.58；YSa2=1.792
（7） 计算大、小齿轮并加以比较
==0.01379
==0.01638
7） 设计计算
m≥mm=1.424mm
取m=2mm

1） 计算中心距：
z124 z2=528=101 a=125mm
2） 计算大、小齿轮分度圆直径：
d1==48mm d2==202mm

3） 计算齿轮宽度：
b=φdd1=1×48=48mm
取B1=55mm，B2=50mm

4） 材料及热解决；
选取小齿轮材料为45Cr（调质），硬度为2800HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，两者材料硬度差为40HBS。
5） 精度级别选用7级精度；
6） 试选小齿轮齿数Z1＝30，大齿轮齿数Z2＝30×3=90，取；

由于低速级载荷不不大于高速级载荷，因此通过低速级数据进行计算按式（10—21）试算，即
dt≥2.32
7） 拟定公式内各计算数值
（1） 试选载荷系数Kt＝1.3
（2） 小齿轮传递转矩T1=148.04 N·m
（3） 由机械设计书表10－7选用尺宽系数φd＝1
（4） 由机械设计书表10－6查得材料弹性影响系数ZE＝189.8Mpa
（5） 由机械设计书图10－21d按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa；
（6） 由机械设计书式10－13计算应力循环次数
N1＝60n1jLh＝60×229×1×（2×8×300×10）＝6.6× N·m
N2＝N1/3＝2.2×N·m

（7） 由机械设计书图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.90；KHN2＝0.95
（8） 计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得
[σH]1＝＝540MPa
[σH]2＝＝522.5MPa
8） 计算
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t代入[σH]中较小值。
d1t≥=75.06mm
（2） 计算圆周速度
v===0.899m/s
（3） 计算齿宽b及模数mt
b=φdd1t=1×75.06mm=75.06mm
mt===2.5
h=2.25mt=2.25×2.5mm=5.625mm
==10.68

（4） 计算载荷系数K
依照v=0.899m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.15；
直齿轮，KHα=KFα=1；
由机械设计书表10—2查得使用系数=1；
由机械设计书表10—4查得6级精度、小齿轮相对支承对称布置时，KHβ=1.423。
由=13.344，KHβ=1.423查机械设计书图10—13得=1.4；
故载荷系数：
K=KAKVKHαKHβ=1×1.15×1×1.423=1.61
（5） 按实际载荷系数校正所得分度圆直径，由式（10—10a）得
d1==mm=80.61 mm
（6） 计算模数m
m =mm=2.69

由式(10—5)
m≥
9） 拟定计算参数
（1） 由图10—20c查得小齿轮弯曲疲劳强度极限σFE1=500Mpa；大齿轮弯曲强度极限σFE2=380Mpa；
（2） 由图10—18取弯曲疲劳寿命系数K FN1=0.85，KFE2=0.88；
（3） 计算弯曲疲劳许用应力。
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10—12）得
[σF] 1Mpa=303.57Mpa
[σF] 2Mpa=238.86Mpa
（4） 计算载荷系数
K=KAKVKHαKHβ=1×1.15×1×1.4=1.61
（5） 查取齿型系数
由机械设计书表10－5查得YFa1=2.52；YFa2=2.20
（6） 查取应力校正系数
由机械设计书表10－5查得YSa1=1.625；YSa2=1.78
（7） 计算大、小齿轮并加以比较
==0.013895
==0.0163945
10） 设计计算
m≥mm=1.93mm
取m=3mm

11） 计算中心距：
z127 z2=327 81 a162mm
12） 计算大、小齿轮分度圆直径：
d1==81mm d2==243mm
13） 计算齿轮宽度：
b=φd*d1=1×81=81mm
取B1=85mm，B2=80mm

联轴器计算扭矩 T=34.22N ∙m
由于转速不高，并且冲击振动不大，故选凸缘联轴器。
考虑到电机轴径为18mm，因此选用GYS5凸缘联轴器：
许用转矩：400N∙m
许用转速：8000r/min
配合孔径：d1=38mm,d2=30ｍｍ
与轴配合长度：L=60mm
由课程设计书P351 表14-2得

机械设计书表14-1得 参数
1.3*34.22 N ∙m =44.486<400

联轴器计算扭矩 T=391.25N ∙m
选用LX3弹性柱销联轴器：
许用转矩：1250N∙m
许用转速：4750r/min
配合孔径：d1=38mm,d2=40mm
与轴配合长度：L=60
由课程设计书P97 表8-5得

机械设计书表14-1得 参数
1.3*391.25=508.625<1250

由于减速器传递功率不大，对其重量和尺寸也无特殊规定故选取惯用材料45，其许用弯曲应力。

按扭矩初估轴直径,查机械设计表15-3,得A0=126至103，考虑到安装联轴器轴段仅受扭矩作用.取A0=100,计算得：

轴1： ,取17mm
轴2： ，取28mm
轴3： ，取40mm

轴1：初估轴端直径后,就可按轴上零件安装顺序,从左端开始拟定直径。1段接联轴器，直径为30mm， 2段不安装。3段安装轴承6007,故该段直径为35mm。4段不安装。5段为小齿轮，轴肩高度为2mm。6段安装轴承6007，故该段直径为35mm。

轴2：从左端开始拟定直径。1段安装轴承6007,故该段直径为35mm。2段安装小齿轮，为了便于安装，故取2段直径为38mm。3段轴肩高度为5mm。4段安装大齿轮，为了便于安装，故取4段为38mm。5段安装轴承6007，故该段直径为35mm。

轴3：从左端开始拟定直径。1段安装轴承6009,故该段直径为45mm。2段安装大齿轮，为了便于安装，取2段为48mm。3段轴肩高度为5mm。4段不安装。5段安装轴承6009，故该段直径为45mm。6段不安装。7段接联轴器，故该段直径为38mm。

轴1：从右往左，1段长度应比轴承6007和封油环宽度略大，取=14mm。2段轴肩长度为=21mm。3段应比小齿轮齿宽略小，=55mm，4段长度由减速箱箱体决定，取=107mm。5段和轴承6007和封油环宽度略大，与轴承端盖连接，长度适度即可，故取=45mm。6段与联轴器连接，故取=60mm。

轴2：从右往左，1段长度应比轴承6007和封油环宽度略大，取=40mm。2段应比大齿轮齿宽略小，=48mm，3段轴肩宽度=10mm。4段应比小齿轮齿宽略小=83，5段轴肩长度由减速箱箱体和轴承6007封油环宽度略大相加决定， =30mm。

轴3：从右往左，1段与联轴器连接，故取=60mm。2段与轴承端盖连接，长度适度即可，故取=40mm，长度由减速箱箱体决定。3段长度应比轴承6009和封油环宽度略大，取=16mm。4段轴肩宽度为=68mm。 5段轴肩宽度为=16mm，长度由减速箱箱体决定。6段应比大齿轮齿宽略小，=78mm。7段长度应比轴承6009和封油环宽度略大，故取=33mm。

为了保证良好对中性，齿轮与轴选用过盈配合H7/r6。与轴承内圈配合轴颈选用k6，齿轮与大带轮均采用A型普通平键联接，分别为：
轴1：（轴-联轴器）
轴2： （轴-大齿轮）
（轴-小齿轮）
轴3： （轴-大齿轮）
（轴-联轴器）

1、高速轴强度校核
由前面选定轴材料为45钢，调制解决，由工程材料及其成形基本表查得
抗拉强度=735Mpa
.计算齿轮上受力（受力如图所示）

切向力
径向力
计算弯矩

取=0.6， 计算轴上最大应力值：

故高速轴安全，合格。
弯矩图如下：

2、中轴强度校核

切向力

径向力

由于小齿轮处力不不大于大齿轮处力，故计算小齿轮处为主

水平面内弯矩：

垂直面内弯矩：

故
取=0.6， 计算轴上最大应力值：

故中轴安全，合格。

3、低速轴校核
由前面选定轴材料为45钢，调制解决，由工程材料及其成形基本表查得
抗拉强度=735Mpa

切向力
径向力

计算弯矩
水平面内弯矩：

垂直面内弯矩：

故
取=0.6， 计算轴上最大应力值：

故低速轴安全，合格。

弯矩图如下：

考虑轴受力较小且重要是径向力，故选用是单列深沟球轴承
轴Ⅰ6007两个，轴Ⅱ6007两个，轴Ⅲ选用6009两个 (GB/T276-1994)

寿命计算：
轴Ⅰ
1.查机械设计课程设计表8-155，得深沟球轴承6007

2.查《机械设计》得
X=1， Y=0
3.计算轴承反力及当量动载荷：
在水平面内轴承所受得载荷
在垂直面内轴承所受得载荷
因此轴承所受得总载荷

由于基本只受轴向载荷，因此当量动载荷：

4.已知预期得寿命3年，两班制

基本额定动载荷

因此轴承6007安全，合格

轴Ⅱ
1.查机械设计课程设计表8-155，得深沟球轴承6007

2.查《机械设计》得
X=1， Y=0
3.计算轴承反力及当量动载荷：
在水平面内轴承所受得载荷
在垂直面内轴承所受得载荷
因此轴承所受得总载荷

由于基本只受轴向载荷，因此当量动载荷：

4.已知预期得寿命3年，两班制

基本额定动载荷

因此轴承6007安全，合格

轴Ⅲ
1.查机械设计课程设计表8-159，得深沟球轴承6009

2.查《机械设计》得
X=1， Y=0
3.计算轴承反力及当量动载荷：
在水平面内轴承所受得载荷
在水平面内轴承所受得载荷
因此轴承所受得总载荷

由于基本只受轴向载荷，因此当量动载荷：

4.已知预期得寿命 3年，两班制

基本额定动载荷

因此轴承6009安全，合格

1.键类型选取
选取45号钢，其许用挤压应力=150
1轴
左端连接凸缘联轴器，键槽某些轴径为30，轴段长为60mm，
因此选取单圆头普通平键(A型)键b=8mm,h=7mm,L=45mm
2轴
轴段长为48mm，轴径为38mm，因此选取圆头普通平键（A型）
键b=10mm,h=8mm,L=40mm
轴段长为83mm，轴径为38mm，因此选取圆头普通平键（A型）
键b=10mm,h=8mm,L=60mm
3轴
轴段长为78mm，轴径为48mm，因此选取圆头普通平键（A型）
键b=14mm,h=9mm,L=60mm
右端连接凸缘联轴器，键槽某些轴径为38mm，轴段长60mm，
因此选取单圆头普通平键(A型)键b=10mm,h=8mm,L=40mm
2.键类型校核
1轴T=52.8N.m ，σ = =30.69Mpa＜[σP] ，故适当 ，合格

2轴T=148.04N.m ，σ = =50.69Mpa＜[σP] 则强度足够， 合格

3轴
T=391.25N.m ，
T=391.25N.m ，

综上之3轴强度都足够，合格,均在许用范畴内。

第四章 箱体构造及附件
名称
符号
参数
设计原则
箱体壁厚
δ
10
0.025a+3 ≥8
箱盖壁厚
δ1
10
0.02a+3 ≥8
凸缘厚度
箱座
b
15
1.5δ
箱盖
b1
15
1.5δ1
底座
b2
25
2.5δ
箱座肋厚
m
12
≥0.85δ
地脚螺钉
型号
df
M16
0.036a+12
数目
n
6
轴承旁联接螺栓直径
d1
M12
0.75 df
箱座、箱盖联接螺栓直径尺寸
d2
M12
（0.5-0.6）df
轴承盖螺钉直径
d3
M8
（0.4-0.5）df
观测孔盖螺钉
d4
M6
（0.3-0.4）df
d1,d2至外箱壁距离
C1
18
C1>=C1min
d2至凸缘边沿距离
C2
16
C2>=C2min
箱体外壁至轴承盖座端面距离
l1
46
C1+ C2+(5~10)
轴承端盖外径
D2
109 109 119

附件

名称
规格或参数
作用
窥视孔
视孔盖
120×100
为检查传动零件啮合状况，并向箱内注入润滑油，应在箱体恰当位置设立检查孔。图中检查孔设在上箱盖顶部能直接观测到齿轮啮合部位处。平时，检查孔盖板用螺钉固定在箱盖上。材料为Q235
通气器
通气螺塞
M12×1
减速器工作时，箱体内温度升高，气体膨胀，压力增大，为使箱内热胀空气能自由排出，以保持箱内外压力平衡，不致使润滑油沿分箱面或轴伸密封件等其她缝隙渗漏，普通在箱体顶部装设通气器。材料为Q235
轴承盖
凸缘式轴承盖
六角螺栓（M8）
固定轴系部件轴向位置并承受轴向载荷，轴承座孔两端用轴承盖封闭。轴承盖有凸缘式和嵌入式两种。图中采用是凸缘式轴承盖，运用六角螺栓固定在箱体上，外伸轴处轴承盖是通孔，其中装有密封装置。材料为HT200
定位销
M9×35
为保证每次拆装箱盖时，仍保持轴承座孔制造加工时精度，应在精加工轴承孔前，在箱盖与箱座联接凸缘上配装定位销。中采用两个定位圆锥销，安顿在箱体纵向两侧联接凸缘上，对称箱体应呈对称布置，以免错装。材料为45号钢
油面批示器
油标尺M16
检查减速器内油池油面高度，经常保持油池内有适量油，普通在箱体便于观测、油面较稳定部位，装设油面批示器
油塞
M16×1.5
换油时，排放污油和清洗剂，应在箱座底部，油池最低位置处开设放油孔，平时用螺塞将放油孔堵住，油塞和箱体接合面间应加防漏用垫圈（耐油橡胶）。材料为Q235
起盖螺钉
M12×
17
为加强密封效果，普通在装配时于箱体剖分面上涂以水玻璃或密封胶，因而在拆卸时往往因胶结紧密难于开盖。为此常在箱盖联接凸缘恰当位置，加工出1个螺孔，旋入启箱用圆柱端或平端启箱螺钉。旋动启箱螺钉便可将上箱盖顶起。
起吊装置
吊耳
为了便于搬运，在箱体设立起吊装置，采用箱座吊耳，孔径16。

=120mm,=100mm
=100mm,=80mm,=120mm

d=M18,D1=15,B=14,H=29,a=15,h1=10,D2=26,D3=22

第五章 减速器技术规定

1．装配前零件用煤油清洗,滚动轴承有汽油清洗,箱体内不容许有
杂物.箱体内壁涂耐油油漆。

2．检查齿面接触斑点,按齿高方向不不大于40%,按齿长方向不不大于50%。

3．减速器剖分面,各接触面及密封处均不容许漏油,渗油某些面容许涂密封胶或水玻璃。减速器内装SH0357-92中50号润滑油,油量达到规定高度。

4．减速器外表面涂灰色油漆。

5．按减速器实验规程进行实验。

6．箱座、箱盖及其她未加工零件内表面，齿轮未加工表面涂底漆并涂红色耐油油漆，箱座、箱盖及其她未零件加工外表面涂底漆并涂浅灰色油漆。

7．运转过程中应平稳、无冲击、无异常振动和噪声。

第六章 零件工作图设计

6.1 齿轮（见附图）

6.2 轴（见附图）

第七章 设计感想与参照文献
通过这次机械设计课程设计，我学到了许多东西。从刚开始毫无头绪通过教师指引和自己揣摩与学习并参照诸多关于于机械课程设计书籍和资料最后到可以设计出减速器，并能用CAD 画出装配图和零件图。一步步地，我对这门课有了一定理解 这是我第一次参加课程设计学习，因此诸多东西对我来说还是新，因而在设计过程也遇到了许多问题，这对我可以算是一种比较大考验。
说实话刚开始做时候一点也静不下心来做，感到很迷茫经常不能很专心得去做。慢慢通过自己努力，我会在上学时向教师提出，并从教师那里得到解答。久而久之，心自然就定下来了，对课程设计也没有那么陌生了。
通过这次对课程设计学习，我从本质上对自己专业有了一种全新理解，并且也更加明确了自己将来要从事与自己本专业关于工作还需要付出更多努力和心血才行。同步我也发现自己许多薄弱环节，有些关于知识链条脱节。在此后徐诶生涯我要加倍去努力改进地方，更加牢固专业知识。
最后我要感谢指引教师宋教师，她对我学习有很大协助，在我遇到问题时候她总能悉心地指引我，指出我错误，使我少走了诸多弯路并且对我课程设计起了画龙点睛高效作用。
这次机械课程设计，我受益匪浅。

[1]《机械设计课程设计手册》（第3版）—吴宗泽，罗盛国主编。北京：高等教诲出版社，。

[2]《机械设计》（第八版）—濮良贵，纪名刚主编。北京：高等教诲出版社，。

[3]《互换性与技术测量》（第五版）—廖念钊，古莹蓭，莫雨松，李硕根，杨兴骏编著。北京：中华人民共和国计量出版社，。

[4]《图学基本教程》谭建荣，张树有，陆国栋，施岳定编。高等教诲出版社，。

[5]《机械原理》郑甲红，朱建儒，刘喜平主编。高等教诲出版社，。

[6]机械设计手册

=0.8836

电动机型号
为Y132M2-6

=215r/min
=71.7r/min

=5.31kw
=5.12kw
=4.84kw

=
=52.8

N1＝2.76×
N·m
N2＝0.65×
N·m

S=1

[σH]1＝540MPa

[σH]2＝522.5MPa

d1t≥44.95mm

v=2.26m/s

b=44.95mm

mt=1.873

h=4.21mm
=10.68

K=1.57

d1=47.87mm

m=1.99

σFE1=500Mpa
σFE2=380Mpa
K FN1=0.85
KFE2=0.88

S=1.4
[σF] 1=303.57
Mpa
[σF] 2=238.86
Mpa

K=1.485

YFa1=2.65
YFa2=2.18
YSa1=1.58
YSa2=1.792

m=2mm

Z1=24
Z2=101
a=125mm

d1=48mm
d2=202mm

B1=55mm，
B2=50mm

N1＝6.6×
N·m
N2＝2.2×
N·m

S=1

[σH]1＝540MPa

[σH]2＝522.5MPa

d1t≥75.06mm

v=0.899m/s

b=75.06mm

mt=2.5

h=5.625mm
=10.68

K=1.61

d1=80.61mm

m=2.69

σFE1=500Mpa
σFE2=380Mpa
K FN1=0.85
KFE2=0.88

S=1.4
[σF] 1=303.57
Mpa
[σF] 2=238.86
Mpa

K=1.52
YFa1=2.52
YFa2=2.20
YSa1=1.625
YSa2=1.78

m=3mm

Z1=27
Z2=81
a=162mm

d1=81mm
d2=243mm

B1=85mm，
B2=80mm

,合格

,合格

17mm
28mm

选用6007
深沟球轴承

选用6007
深沟球轴承

选用6009
深沟球轴承

=14mm
=21mm
=55mm
=107mm
=45mm
=60mm

=40mm
=48mm
=10mm
=83mm
=30mm

=60mm
=40mm
=16mm
=68mm
=16mm
=78mm
=33mm

高速轴安全，合格。

中轴安全，合格

低速轴安全，合格

轴承6007合格