机械厂装配车间输送带传动装置设计.docx

机械设计课程设计
说明书

设计题目： 机械厂装配车间输送带传动装置设计

机械工程及自动化 专业

班级： 学号

设计人

指导教师

完成时间： 2013-01-14

校名：

机械课程设计说明书

——题目D3.机械厂装配车间输送带传动装置设计

目   录

机械设计任务书
机械课程设计任务书 ·······················································································3

机械课程设计第一阶段
1.1、确定传动方案 ··························································································4
1.2、电动机选择 ·······························································································4
1.3、传动件的设计 ····························································································8
机械课程设计第二阶段

2.1装配草图设计第一阶段说明 ······································································16
2.2轴的设计及校核························································································16
2.3轴承的设计及校验······················································································21
2.4键的设计及校验·························································································22

机械课程设计第三阶段
3.1、轴与齿轮的关 ························································································23
3.2、端盖设计································································································23
3.3、箱体尺寸的设计······················································································26
3.4、齿轮和轴承的润滑····················································································27
机械课程设计小结
4.1、机械课程设计小结 ····················································································28
附1：参考文献

机械设计课程设计任务书
题目D3.机械厂装配车间输送带传动装置设计
设计带式运输机传动装置
1、设计条件：
1）机器功用 由输送带传送机器的零.部件；
2）工作情况 单向运输、轻度振动、环境温度不超过35℃；
3）运动要求 输送带运动速度误差不超过5%；
4）使用寿命 10年，每年350天，每天16小时；
5）检修周期 一年小修；两年大修；
6）生产批量 单件小批量生产；
7）生产厂型 中型机械厂
2、设计任务
1）设计内容 1、电动机选型；2、带传动设计；3、减速器设计；4、联轴器选型设计；5、其他。
2）设计工作量 1、传动系统安装图1张；2、减速器装配图1张；3、零件图2张；4、设计计算说明书一份。
3、原始数据
主动滚筒扭矩（N·m） ：800 N·m
主动滚筒速度（m/s） ：0.8 m/s
主动滚筒直径（mm) :300 mm

二、课程设计第一阶段
2.1 确定传动方案
（1）、传动方案：
方案：电动机直接通过带传动接在两级圆柱齿轮减速器上，该方案的优点是圆柱齿轮的设计、加工制造容易，采用卧式两级圆柱齿轮减速器。
（2）、减速器内部工作方式：展开式斜齿啮合。
（3）、减速器的总传动比为28.26，其中带传动为2，高速级为4.28低速级为3.30。减速器传动比范围为8 ≤ i ≤ 60。
（4）、部分面形式：水平剖分面形式。
（5）、轴承类型：深沟球轴承。
（6）、联轴器类型：HL系列
其中电动机和输入轴之间采用弹性套柱销联轴器HL1-J；工作机构和输出轴之间采用HL3-J1。
（7）、传动方案简图如下：

2.2电动机的选择
1、电动机的输出功率的计算
已知工作机的扭矩T和卷筒转速n’，则工作机输入功率P’：

卷筒转速：

n’ = 60×1000×v/πD=6×1000×0.7/(3.14×340)

V带传动效率： η1 = 0.96
4对深沟球轴承传动效率： η24 = 0.994
2对8级圆柱齿轮传动效率： η32 = 0.972
联轴器的传动效率： η4 = 0.99
滚筒传动效率： η5 = 0.96

η = η1η24.η32η4η5 = 0.96×0.99⁴×0.97²×0.99×0.96

把上述值代入后得：

P’ = T·n’/9550η = 800×50.96/9550×0.82

2、电动机的输入功率P的计算：
本题中起动系数kd = 1.2，故

P ≥ kd×P’ = 1.2×5.21

查表16-2得:

Y系列1500r/min
电动机的具体牌号为：Y132S4-2-B3型
额定功率为：5.5kW
堵转转矩/额定转矩：2.2 N·m
最大转矩/额定转矩：2.2 N·m

3、计算总传动比并确定传动比
计算总传动比
在上面已经确定了电机满载转速为n = 1440 r/min
传动装置的总传动比为
1440/50.96
传动比的分配

取带传动比为
=2

而设高速级与低速级传动满足=（1.3-1.4）即：
，得

4.28
3.30

4、传动装置运动参数的计算
各个参数说明：

n1、n2、n3——I、II、III轴的转速（r/min）
P1、P2、P3——I、II、III轴的输入功率（kW）
T1、T2、T3——I、II、III轴的输入转矩(N·m)
P0——电动机实际输出功率（kW）
n——电动机满载转（r/min）

各个轴转速的计算：

n1 = n/i0 = 1440/2
n2 = n1/i12 = 720/4.28
n3 = n2/i23 = 168.22/3.30

各个轴功率的计算：

P1 = P0×η1×η2 = 6.25×0.96×0.99
P2 = P1×η2×η3 = 5.94×0.98×0.98
P3 = P2×η2×η3 = 5.70×0.98×0.98

T1 = 9550P1/n1 = 9550×5.94/720
T2 = 9550P2/n2 = 9550×5.70/168.22
T3 = 9550P3/n3 = 9550×5.48/50.98

将以上数据列表如下：
轴号
转速n
功率P
输出转矩T
传动比i
效率
电机轴
1440
6.25

2
0.95
轴1
720
5.94
78.79
4.28
0.97
轴2
168.22
5.70
323.59
3.30
0.97
轴3
50.98
5.48
1026.56
1
0.97
车轮轴
50.98
5.48
1026.56

注：其中传动比和效率为上下相邻两格参数内的，如“传动比2，指的是电机轴和轴1之间的传动比为2”
2.3、传动件的设计
1、V带的设计
确定V带型号

工作情况系数KA 查表4-6
计算功率Pc 由Pc = KAP = 1.2×5.5
V带型号 根据Pc和n1值查图4.6

确定带轮基准直径D1和D2

小带轮直径D1 查表4.7
大带轮直径D2 D2 = (n1/n2)·D1 = 1440/720x100
按表4.7圆整

验算带速v

V = π·D1·n1/60000 = πx100x1440/60000
要求V带速在5~25 m/s 范围内

确定V带长度Ld和中心距a
按0.7(D1+D2) ≤ a0 ≤2(D1+D2)
初选a0 = 600mm，初算带基准长度L’
L’= 2 a0++
= 2x600++
按表4.3圆整
a≈a0+=600+(1800-1675)/2
验证小带轮包角
=180°- (200-100)/662x57.3°

确定V带根数z

单根V带试验条件下许用功率P0 查表4.4
传递功率增量ΔP0 查表4.5(i=200/100=2)
包角系数Ka 查表4.8
长度系数KL 查表4.3
z =
= 6.6/(1.32+0.17)×0.98×1.01=4.478
圆整得z = 5

计算初拉力F0
F0 =
=

计算轴压力Q
Q = 2·z·F0·=2 x 5x 140.4 x

2、齿轮的设计
1）、闭式传动
采用软齿面 HBS
2）、齿轮的结构与齿轮的尺寸有关。齿轮的材料是根据齿轮尺寸决定的，尺寸小时采用锻钢（40、45钢）；尺寸大时（如圆柱齿轮d > 500mm）时，由于受到锻造设备能力的限制，采用铸钢。当毛坯的制造方法不同时，齿轮的结构也不同，也就是齿轮结构必须与毛坯的制造方法相适应。故不同的尺寸的齿轮要视其材料而决定结构。
3）、圆柱齿轮在强度计算中得到的齿宽应作为大齿轮齿宽，而小齿轮宽度应该取得大一些。一般，以补偿轴安装误差，保证足够的齿宽接触。
4）、齿轮传动的参数及尺寸分别进行标准化，也不能圆整，而有的尺寸则不能标准化，也不能圆整，如圆柱齿轮模数、压力角、中心距应该标准化，而齿数、齿宽及其他结构尺寸应该圆整；齿顶圆直径、齿根圆直径、齿高、齿顶高、齿根高等则不能圆整小数点后至少保留2位准确数字，而啮合角、螺旋角等则应计算到度、分、秒。
5）、开式的传动：
开式的传动主要失效形式是磨损，故按弯曲强度计算时，所得的模数要增大10%20%，并取标准值。作为动力传动的齿轮，其最小模数不得小于1.5，开式齿轮要采用耐磨性较好的材料。
由于开式齿轮往往是悬臂式布置故而刚度小，因此齿宽小一些，以避免大的载荷集中。

3、低速级圆柱齿轮设计及计算
选择齿轮材料，确定许用应力由（机械设计课本）表6.2选 ：

小齿轮40Cr调质：
大齿轮45正火：
许用接触应力 [σH]与齿轮材料、热处理方法、齿面硬度、应力循环次数等因素有关。
其计算公式为：

接触疲劳极限,查（机械设计课本）图6－4得：

接触强度寿命系数ZN 应用循环次数N 由式6－7：

N1 = 60×n1×j×Lh = 60×720×1×10×350×16
N2 = N1/i = N1/4.28

查图6－5得；

ZN1 = 1.0
ZN2 = 1.04

接触强度最小安全系数： SHmin = 1，则

[σH1] = 700×1/1
[σH2] = 550×1.04/1
所以取 [σH] = 520N/mm²

许用弯曲应力[σF] ：

由（机械设计课本）式6－12，，弯曲疲劳强度极限 查（机械设计课本）图6－7，

弯曲强度寿命系数YN ,查（机械设计课本）图6－8

YN1 = YN2 = 1

弯曲强度尺寸系数YX 查（机械设计课本）图6－9

YX = 1

弯曲强度最小安全系数SFmin = 1.4则：

齿面接触疲劳强度设计计算
确定齿轮传动精度等级，按，估取圆周速度vt = 2m/s，参考（机械设计课本）表6.7、表6.8选取

齿轮为：2公差组8级

小轮分度圆直径d1，由（机械设计课本）式6－5得

齿宽系数 查（机械设计课本）表6.9，按齿轮相对轴承为非对称布置
小轮齿数z1， 在推荐值20～40中选

z1 = 27

大轮齿数z2：

z2 = i z1 = 4.28×27 = 115.56
圆整取115

齿数比u

u = z2/z1 = 115/27=4.26

传动比误差：

S = Δu/u = (4.28-4.26)/4.26 = 0.0047＜0.05

小轮转矩T1：

T1=7.88×10⁴

载荷系数K：

－使用系数 查表6.3
－动载系数 由推荐值1.05～1.4
－齿间载荷分配系数 由推荐值1.0～1.2
－齿向载荷分布系数 由推荐值1.0～1.2

材料弹性系数ZE 查表6.4

节点区域系数ZH斜 （）ZH直（β=0，x1=x2=0）查图6－3

ZH斜=2.45
ZH直=2.5

螺旋角系数

重合度系数 ，由推荐值0.75～0.88取0.78，故

齿轮模数m

m = d1×cosβ/z1 = 52.26×cos12o/27
按表6.6圆整m ＝ 2

标准中心距a

a = m(z1+z2)/(cosβ) = 2×(27+118)/(2×cos12o)
圆整后取：a = 145 mm

分度圆螺旋角：

β= arccos(m×(z1+z2)/2a)=arccos(2×(27+118)/(145×2))

小轮分度圆直径d1：

d1 = mz1cosβ = 2×27×cos11.68o

圆周速度v ：

v = πd1n1/60000 = 3.14×53×720/60000

齿宽b

b = ψad1 = 1×55

大轮齿宽b2

b2 = b

小轮齿宽b1：

3）、 齿根弯曲疲劳强度校核计算
由（机械设计课本）式6－10

当量齿数Zv

Zv1 = Z1/cos3β=27/cos311.68o
Zv2 = Z2/cos3β= 118/cos311.68o

齿形系数YFa 查表6.5

小轮YFa1 = 2.57
大轮YFa2 = 2.18

应力修正系数YSa 查表6.5

小轮YSa1 = 1.61
大轮YSa2 = 1.79

重合度εa：

解得： εa = 1.7485

重合度系数:

σF1 = 2×1.66×78787.5×2.57×1.61×0.679×0.89/60×53×2
σF2 = 2×1.66×18181.5×2.18×1.79×0.679×0.89/55×53×2

齿轮其他主要尺寸计算
大轮分度圆直径d2：

d2 = mz2/cosβ= 2×118/cos11.68o

根圆直径df：

df1 = d1-2hf = 56-2×3
df2 = d2-2hf = 235-2×3

顶圆直径da

da1 = d1+2×ha = 55+2×2
da2 = d2+2×ha = 235+2×2

高速级圆柱齿轮几何参数
项目
小齿轮
大齿轮
模数m
2
2
齿数Z
27
118
压力角
20
20
分度圆直径d
56
236
齿顶高ha
2
2
齿根高hf
3
3
齿顶圆直径da
59
239
齿根圆直径df
50
229
标准中心距a
146
齿宽b
61
56

2、高速级圆柱齿轮设计及计算

选择齿轮材料，确定许用应力
由（机械设计课本）表6.2选 ：
小齿轮40Cr调质：
大齿轮45正火：
高速级齿轮设计跟低速级一样，将齿宽系数改为0.8。
高速级圆柱齿轮几何参数如下
项目
小齿轮
大齿轮
模数m
2
2
齿数Z
38
125
压力角
20
20
分度圆直径d
75
250
齿顶高ha
3
3
齿根高hf
3.75
3.75
齿顶圆直径da
81
256
齿根圆直径df
69.5
242.5
标准中心距a
162.5
齿宽b
65
60

课程设计第二阶段设计

2.1、装配草图设计第一阶段说明
1）、准备
减速器装备图采用三个视图及必要局部剖视图才能表达完整。根据传动件尺寸大小，参考类似的减速器装配图，估计出待设计的减速器外部轮齿尺寸，并考虑标题栏、明细栏、零件序号及技术要求等位置，选择合适的比例尺，合理的布局图面。
2）、 在俯视图的位置上画三根线作为传动轴1、2、3的中心线，并绘出传动件的外廓。小轮宽度应大于大齿轮510mm，二级传动件之间的轴向间隙=815mm。
3）、 画出箱体内壁线及减速器中心线。在俯视图上小齿轮端面与箱体内壁之间间隙和大齿轮顶圆之间间隙为。
4）、 按纯扭矩初步估算轴径。确定轴的跨距。先按纯扭矩确定轴径，在经轴的阶梯化吧跨距准确的确定下来。按照纯扭矩计算轴径时，用降低许用扭转剪切应力的方法来计入弯矩的影响。
2.2、轴的设计及校核
1、轴1的设计及校核

1）、计算作用在齿轮上的力

转矩T1 = 9550×5.94/720

轴1上小齿轮分度圆直径

d1 = mz1/cosβ=2×27/cos11.68o
圆周力Ft = 2×78787.5/55.14
径向力Fr = Fttan an/cosβ=2857.73×tan20/cos11.68
轴向力Fa = Fttanβ= 1062.11×tan11.68

2）、初步估算轴的直径

选取45号钢材作为轴的材料，调制处理
由式8-2：，计算轴的最小直径并加大3%以考虑键槽的影响。查表8.6 取A=115

dmin ≥ 1.03×115×（5.94/720）1/3

3）、轴的结构设计
（1）确定轴的结构方案
右轴承从轴右端装入，靠轴肩定位。齿轮和左轴承从轴的左端装入，齿轮右侧端面靠轴肩定位，齿轮和左轴承之间用定位套筒使左轴承右端面得以定位。左右轴承均采用轴承端盖，半联轴器靠轴端档圈得到轴向固定。齿轮和半联轴器采用普通平键得到轴向固定。采用单列圆锥滚子轴承和弹性柱销联轴器。

（2）确定各轴段长度和直径
1段 根据圆整（按照GB5014-85）,并由、选择联轴器型号为HL6-JA型联轴器(按照GB5014-85),比轂孔长度78mm短15mm，作为第一段的长度。

2段 为使半联轴器定位，轴肩高度，孔倒角C取3mm（GB6403.4-86）,且符合标准密封内径（JB/ZQ4606-86）。取端盖宽度28mm，端盖外端面与半联轴器右端面26mm

3段 为便于拆装轴承内圈，且符合标准轴承内径。查GB/T297-95，暂选滚动轴承型号为30204， d3=30mm，其宽度B=20。T=21.75,轴承润滑方式选择：d3×720 = 30×720 ＝ 21300＜ 105，故选择脂润滑，齿轮与箱体内壁间隙Δ取10，考虑轴承脂润滑，要求轴承与齿轮间要有挡油环，取挡油环轴承距箱体内壁为f = 13.5mm，l3 = 29mm
4段，定位轴承

5段 取齿根圆直径为直径，齿宽为轴段长度。

6轴肩略低于轴承内径2 – 3mm。取d6 = 38mm,l6 = 85.5mm

7段 该段轴径直径与右侧轴承处直径相同，为30mm；该段轴长度为50mm

下面是轴1的弯矩图和扭矩图：

2、轴2的设计

1）、计算作用在齿轮上的力

转矩T2 = 9550×5.7×1000/168.22
轴2上大齿轮分度圆直径d2 = mz/cosβ= 2×118/cos11.68º
圆周力Ft2 = 2T2/d2 = 2×70858/235
径向力Fr2 = Ft2tan an/cosβ= 603×tan20º/cos11.68º
轴向力Fa2 = Ft2tanβ= 602×tan11.68º
轴2上小齿轮分度圆直径d3 = mz3 = 2×38
圆周力Ft3 = 2T3/d3 = 2×102656/76
径向力Fr3 = Ft3tan an/cosβ= 27015×tan20º/cos11.68º
轴向力Fa3 = Ft3tanβ=110040×tan11.68º

2）、初步估算轴的直径
选取45号钢材作为轴的材料，调制处理
由式8-2：，计算轴的最小直径并加大3%以考虑键槽的影响。查表8.6 取A=115

则 dmin ≥ 1.03×115×（5.7/168.22）1/3

3）、轴的结构设计
（1）确定轴的结构方案
两个齿轮和左右轴承分别从轴的相应两端装入，大齿轮右侧端面和小齿轮左侧端面靠轴肩定位，齿轮和左轴承之间用定位套筒使左轴承右端面得以定位。左右轴承均采用轴承端盖
（2）确定各轴段长度和直径
①段 根据圆整（按照GB5014-85）,且符合标准轴承内径。查GB/T297-95，暂选滚动轴承型号为30204，d1 = 30mm，其宽度T = 16mm。轴承润滑方式选择脂润滑，取箱体内壁距轴承距离为f = 10mm，小齿轮左侧端面距箱体内壁距离为10mm，故

l1 ≥ T+f+10+10 = 27mm

②段 齿轮内轴段，为便于拆装齿轮，取d2 = 35mm，略大于前面轴径；长度l2 = 62mm
③段 为了使减速器整体好看，取大小齿轮之间距离l3 = 15mm，该段轴径比两侧轴径大10mm，以靠轴肩定位齿轮。
④段 齿轮内轴段，为便于拆装齿轮，取d4 = 35mm；长度l4 = 63.5mm。
⑤段 该段轴承与第一段基本相同，仅到箱体内壁距离不同。取l5 = 35mm

3、轴3的设计

1）、计算作用在齿轮上的力
转矩
轴1上小齿轮分度圆直径
圆周力
径向力
轴向力
方向如图所示：

2）、初步估算轴的直径
选取45号钢材作为轴的材料，调制处理
由式8-2：，计算轴的最小直径并加大3%以考虑键槽的影响。查表8.6 取A=115
则

3）、轴的结构设计
（1）确定轴的结构方案
右轴承从轴右端装入，靠轴肩定位。齿轮和左轴承从轴的左端装入，齿轮右侧端面靠轴肩定位，齿轮和左轴承之间用定位套筒使左轴承右端面得以定位。左右轴承均采用轴承端盖，半联轴器靠轴端档圈得到轴向固定。齿轮和半联轴器采用普通平键得到轴向固定。采用单列圆锥滚子轴承和弹性柱销联轴器。
（2）确定各轴段长度和直径
1段 根据圆整（按照GB5014-85）,并由、选择联轴器型号为HL3-J型联轴器(按照GB5014-85),比轂孔长度30短15mm，作为第一段的长度。

2段 为使半联轴器定位，轴肩高度，孔倒角C取3mm（GB6403.4-86）,且符合标准密封内径（JB/ZQ4606-86）。取端盖宽度15mm，端盖外端面与半联轴器右端面35mm

3段 为便于拆装轴承内圈，且符合标准轴承内径。查GB/T297-95，暂选滚动轴承型号为60210，其宽度B=15。轴承润滑方式选择：
，故选择脂润滑，取箱体内壁距轴承距离为f=8mm，

4段 左侧轴肩到齿轮轴的齿轮的离右端面4mm处的距离为35mm，直径略大于前者取44mm

5段 为定位方便故意设的轴肩，取直径为54mm、长度8mm

6段 该段轴径直径与④段直径相同，为；该段轴长度由箱体内壁自然生成，为58mm

3.5、轴承设计及效验
1）、第一对轴承的校验
选用圆锥滚子轴承30210：
查表13-2得，
由， 得：

查表10.5得：
查表10.6得，取
载荷
查表10.3，取

由10-6公式得：

则
故轴承满足强度要求。
2）、第二对轴承的校验
选用圆锥滚子轴承30210：
查表13-2得，
①由，得：

查表10.5得：
查表10.6得，取
载荷
查表10.3，取

由10-6公式得：
则
②由于轴向力几乎为零，因此，
查表10.3，取

由10-6公式得：

则
故轴承满足强度要求。
3）、第三对轴承的校验
选用深沟球型轴承6015
查表13-2得，
由于轴向力几乎为零，因此，
查表10.3，取

由10-6公式得：
则
故轴承满足强度要求。
3.6、键的设计及效验

1、轴1大带轮上A10×8×90型普通平键
挤压强度条件为：
，
查表3.2得，
取，，，则

 满足强度要求。
2、轴2大齿轮 上A16×10×76型键
挤压强度条件为：
，
查表3.2得，
取，，则

 满足强度要求。
3、轴2小齿轮上A 16×10×80型键
挤压强度条件为：
，
查表3.2得，
取，，则

满足强度要求。
4、轴3齿轮上A22×14×82型键
挤压强度条件为：
，
查表3.2得，
取，，则

满足强度要求。
5、轴3联轴器上A20×12×84型键
挤压强度条件为：
，
查表3.2得，
取，，则

满足强度要求。
3.4、齿轮和轴承的润滑
由于齿轮圆周速度v<12m/s，因而采用浸油润滑，润滑油牌号为N46机械润滑油。
四、装配图设计第三阶段

3.1、轴与齿轮的关系
第一根轴的轴径和齿轮齿根圆尺寸相近，故而将齿轮与柱设计为一体，设计成为一个齿轮轴。其余各个齿轮和轴径相差较大，采用平键连接。、

3.2、端盖设计
材料：HT150

1）、轴1：
轴承外径45，查表15-3知：
选用螺栓直径=8；端盖上螺栓数目为4

=115
=140
e=1.2*8=9.6
m由结构确定
由密封尺寸来确定。
b=7

轴2（1）：
轴承外径40，查表15-3知：
选用螺栓直径=8；端盖上螺栓数目为4

=110
=140
e=1.2*10=12
m由结构确定
由密封尺寸来确定。
b=7

轴2（2）：
轴承外径40，查表15-3知：
选用螺栓直径=8；端盖上螺栓数目为4

=110
=140

e=1.2*10=12
m由结构确定
由密封尺寸来确定。
b=7
2)、轴3
轴承外径75，查表15-3知：
选用螺栓直径=10；端盖上螺栓数目为4

=160
=190
e=12
m由结构确定
由密封尺寸来确定。
b=7

3.3、箱体尺寸的设计

名 称
数据（mm）
箱体壁厚
10
箱盖壁厚
10
箱座上部凸缘厚度b
12
箱盖凸缘厚度
12
箱座底凸缘厚度b2
20
地脚螺钉直径
M20（共4个）
轴承旁连接螺栓直径
M16
盖与座连接螺栓直径
M16
链接螺栓间距
平均（15到200）
轴承端盖螺钉直径
M10
检查孔盖螺钉直径
M10
定位销直径d
M8
、、至外箱壁距离
32、30、30
、、至凸缘边缘距离
28、20、30
轴承旁凸台半径
23
凸台高度h
便于扳手操作为准
外箱壁至轴承座端面距离
C1+C2+8
齿轮顶圆与内箱壁距离
20
齿轮端面与内箱壁距离
8
箱盖肋厚
10
箱座肋厚
10
轴承端盖外径D2
D+（5-6）
轴承旁联结螺栓距离S
尽量靠近，、不干涉

3.4、齿轮和轴承的润滑
由于齿轮圆周速度v<12m/s，因而采用浸油润滑，润滑油牌号为N46机械润滑油。

n’=50.96r/min

η=0.82

P’ =5.21kW

P=6.25kW

28.26

4.28
3.30

n1=720r/min
n2=168.22r/min
n3=50.98r/min

P1=5.94kW
P2=5.70kW
P3=5.48kW

T1=78.79N·m
T2 =323.59N·m
T3=1026.56N·m

KA=1.2
Pc=6.6 kw
A 型

D1=100 mm

D2=200 mm

V=7.54 m/s
带速符合要求

Ld=1800 mm
a=662 mm

=171.3°>120°

P0=1.32kW
ΔP0 =0.17
Ka=0.98
KL=1.01

Z=5

F0=140.4N

Q=1399.6N

N1=2.42×109
N2=5.7×108

ZN1=1.0
ZN2=1.04

[σH1]=700N/㎜²
[σH2]=520N/㎜²
[σH]=520N/㎜²

YN1 = YN2 = 1

YX = 1

2公差组8级

z1=27

z2=115

u=4.26

合格

T1=7.88×10⁴

ZH斜=2.45
ZH直=2.5

d1≥52.26mm

m＝2

a=145mm

β=11.68o

d1=56m

v=1.998m/s

b=55mm

b2=56m

b1=61m

Zv2=28.75
Zv1=122.45

YFa2 = 2.18
YFa1 = 2.57

YSa2 = 1.79
YSa1 = 1.61

εa=1.7485

Yε=0.679

σF2=116.38