机械设计课程设计用于螺旋输送机的一级圆柱齿轮减速器的设计.doc

机械零件设计（设计说明书）MACHINED COMPONENT DESIGN(Design specifications )题 目: 用于螺旋输送机的一级圆柱齿轮减速器的设计学 院 材料科学与工程学院专 业 冶金学 号 学生姓名 指导教师 起讫日期 2013.7.12013.7.12目 录 0 课程设计任务书3 1 电动机的选择4 1.1 电动机类型和结构的选择4 1.2 电动机容量选择4 1.3 确定电动机转速4 1.4 电动机型号选择5 2. 传动参数计算5 2.1 确定传动比5 2.2 齿轮传动比6 2.3 计算传动参数6 3 传动零件的设计计算6 3.1 闭式圆柱斜齿轮传动7 3.2 开式圆锥齿轮传动12 4 轴的机构设计及强度计算15 4.1 高速轴（小齿轮轴）设计15 4.2 低速轴（大齿轮轴）设计20 5 轴承的寿命计算27 5.1 高速轴轴承寿命计算27 5.2 低速轴轴承寿命计算29 6 其它零部件选择及键的强度校核31 6.1 键的选择与校核316. 2 联轴器的选用32 6. 3 铸铁减速箱体的主要结构尺寸32 7 技术要求34 8 参考文献 34 9 设计小结 35 10课程设计任务书原件 37机械零件设计课程设计任务书班级 冶金 姓名 学号 一、项目设计：用于螺旋输送机的一级圆柱齿轮减速器二、运动简图1.电动机；2、4.联轴器；3.一级圆柱齿轮减速器；5.开式圆锥齿轮传动；6.输送螺旋。三、原始数据（B2斜）输送机工作轴转矩T 850 Nm输送机工作轴转速 n 125 r/min输送机工作转速允许误差 5% 工作年限 8 年 2 班制。四、设计任务减速器装配图（A1号图纸） 1 张；零件工作图（A3号图纸） 1 张；1. 大齿轮工作图1张；2. 减速器输入轴工作图1张； 设计说明书 1 份。五、设计期限2013 年 6 月 17 日 至 2013 年 6 月 28 日指导教师： 发题日期： 计 算 及 说 明主 要 结 果1. 电动机的选择1.1 电动机类型和结构的选择按工作要求和工作条件，选择Y系列三相交流异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机。1.2 电动机容量选择1.2.1输送机所需功率Pw=Tn / 9550 = 850150/9550 = 11.126 kw 1.2.2传动装置总效率总=42式中：1、2、3、4分别为滚动轴承（4对）、联轴器（2个）、圆锥直齿轮和圆柱斜齿轮传动的传动效率。根据机械设计课程设计P9表2-3查得 ：=0.99，0.99，0.93，=0.97。则：总=0.9940.9920.930.97=0.851.2.3输送机所需电动机的功率Pd =P/总=11.126/0.85=13.09kw由表10-1选取电动机额定功率Ped=15 kw。1.3 确定电动机转速1.3.1输送机工作轴转速为： nw（1-5%）（1+5%）125r/min 118.75131.25 r/min1.3.2电动机转速根据机械设计课程设计P5表2-1推荐的传动比合理范围：取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I1=35。取开式圆锥齿轮传动的传动比I2=24。总传动比理论范围为：I总= I1 I2 =（35）（24） = 620因此电动机转速的可选范围： Nd= I总 n = (620)(118.75131.25) = 712.53150 r/min根据表10-1可以确定：符合这一转速范围的同步转速有：1000、1500和3000r/min。查表10-1得电动机数据及计算出总传动比列于附表1-1中。1.4电动机型号选择根据容量和转速，由相关手册查出三种适用的电动机型号： 附表1-1 电动机数据及传动比方案电动机型号额定功率kw电动机转速 (r/min)质量/kg总传动比同步转速满载转速1Y160M2-2153000293012519.532Y160L-415150014601449.7333Y180L-61510009701956.47电动机转速越高，价格越低，而传动装置的轮廓尺寸较大。表中所列方案1与方案2电动机转速高，质量轻，价格便宜，但方案1总传动比最大，转动装置外廓尺寸大，制造成本大；方案3质量大，转速低，价格高，转动装置外廓尺寸小 。综合考虑电动机的价格和传动装置尺寸条件，为了合理地分配各级传动比，使传动装置结构紧凑，决定选用方案2，即选定电动机型号为：Y160L-4。其满载转速n满 =1460r/min，Ped=15KW。由机械设计课程设计P106页表10-3得：电动机轴中心高H (mm) 电动机轴伸出端长E (mm)电动机轴直径D (mm)160110422 传动参数计算原始数据：输送机工作轴上转矩T (Nm)输送机工作轴转速N (r/min)工作年限8501258年2班制2.1确定传动系统的总传动比和分配各级传动比2.1.1总传动比：2.2 齿轮传动比取减速箱内闭式圆柱齿轮的传动比为i柱=3.20，则开式圆锥齿轮传动比：2.3计算传动系统的运动和动力参数2.3.1各轴转速1轴(高速轴)：2轴(低速轴)：3轴(外传动轴)：4轴(输送机轴)：2.3.2各轴输入功率联轴器效率：球轴承效率：闭式圆柱齿轮传动效率：开式圆锥齿轮传动效率：1轴：2轴：3轴：4轴：2.3.3各轴的输入转矩1轴：2轴：3轴：4轴：附表1-2 各轴运动和动力参数轴名功率P/kW转矩T(Nm)转速n (r/min)传动比效率高速轴12.9684.77314603.200.96低速轴12.445269.49346.253.040.98外传动轴12.20255.364456.2510.92输送机轴11.23714.586150.0823传动零件的设计计算3.1减速器内传动零件设计3.1.1选择传动类型、齿轮材料及确定许用应力闭式圆柱斜齿轮传动。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为241286HBW，；大齿轮选用45调质，齿面硬度为217255HBW。3.1.2按齿面接触强度设计设齿轮按8级精度制造（要求软齿面粗糙度，）。（1） 确认公式内的各计算数值1）由表11-3与表11-5，查表得取载荷系数, 查表13-26得齿宽系数 2）转矩与螺旋角 因两齿轮均为钢质齿轮，可应用【2】P171页公式11-3求 出值。确定有关参数与系数： 初选螺旋角 3） 齿数Z和传动比初取，传动比，则，则实际传动比。4）由表13-25得：；由图13-12取区域系数查阅图10-26得， 则 5）斜齿轮计算许用应力由图13-8取，失效概率取1%，（2）计算1）主要尺寸计算2） 计算圆周速度3） 计算齿宽b及模数 4） 计算纵向重合度 5） 计算载荷系数K。 由表12-21得使用系数KA=1.0；查图13-6得动载荷系数Kv=1.12；查表13-23，插值计算得；查图13-5得齿向载荷系数；查表13-22得斜齿轮间载荷分配系数； 因此载荷系数6） 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径。7） 计算模数。3.1.3 按齿根弯曲疲劳强度设计（1） 确定计算参数计算载荷系数。根据纵向重合度，从图13-11查得螺旋角影响系数当量齿数查取齿形系数。由表13-24得：查取应力校正系数。由表13-24得由图13-9c查疲劳弯曲极限由图13-7查得弯曲疲劳寿命系数计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数SF=1.4，计算大、小齿轮的比较可知：大齿轮的数值大。（2）设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，由于齿轮法面模数mn的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关，所以可取由弯曲强度算得的法面模数2.86mm并就近圆整为标准值mn=3，取按接触强度算得的分度圆直径。从而可算出小齿轮齿数和大齿轮齿数分别为3.1.5几何尺寸计算（1） 计算中心距。，为了便于制造和测量，中心距应尽量圆整成尾数为0和5，故取。（2） 按圆整后的中心距修正螺旋角。 由于的变动不多，因此等不必修正。（3）计算大、小齿轮的分度圆直径：齿顶高 齿根高 全齿高 顶隙 齿顶圆直径：齿根圆直径： 齿轮宽度：，则。3.1.6 齿轮的结构设计小齿轮1由于直径较小，所以采用齿轮轴结构。大齿轮2采用腹板式结构。3.2减速器外传动零件设计3.2.1选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。开式直齿圆锥齿轮传动。小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面。小齿轮：45钢。调质处理，齿面硬度为230HBS；大齿轮：45钢。正火处理，齿面硬度为190HBS。齿轮精度初选8级。3.2.2初选主要参数及确定许用应力初取，传动比，则由【2】表11-5，齿轮为一般可靠度，取SH=1, SF=1.25。 3.2.3按弯曲疲劳强度设计公式 确定各参数值1） 试选载荷系数K=1.3，=0.32）计算小齿轮传递的转矩3）齿形系数和应力修正系数齿形系数与应力修正系数按当量齿数计算。查【2】图11-8,11-9，得比较小齿轮、大齿轮的大小：计算大端模数：选取第一系列标准模数 me=8外锥距 齿宽 分度圆直径 3.2.4按齿面疲劳强度校核小齿轮齿宽中点的分度圆直径小齿轮圆周力由【2】171页表11-4得：；已知齿轮均为标准齿轮，所以将上述参数代入【2】P181 公式11-14校核齿轮接触疲劳强度安全。3.2.5几何尺寸计算大端模数 me=8齿数 齿宽 外锥距 分度圆直径 4 轴的设计及强度4.1减速器输入轴（高速轴）设计4.1.1初步确定轴的最小直径选用40Cr调质处理，硬度为241286HBS。轴的输入功率为P1=12.96kw，转速n1=1460r/min；由【2】245页表14-2，得C=105。代入公式14-2得考虑到连接联轴器的一个键的存在,轴径应该扩大5%， 4.1.2 齿轮上的作用力 小齿轮分度圆直径d1=61.90mm4.1.3 结构设计图1-1 高速轴示意图高速轴采用齿轮轴，齿轮部分安排在减速器箱体的中央，L4与L6相等。由于轴不长，所以轴承采用两端固定方式。现轴承采用脂润滑，通过挡油环和轴承盖双向定位。高速轴示意图如上图1-1。根据轴上零件的安装和固定要求，将轴分为七段 轴段：安装联轴器； 轴段：轴身； 轴段：安装轴承； 轴段：过渡段； 轴段：小齿轮； 轴段：过渡段； 轴段：安装轴承。4.1.4 各轴段轴径的确定轴段根据最小轴径及计算转矩Tc=KAT1=1.588.773=127.1595 Nm，查【1】P192表15-7，选择弹性柱销联轴器LX2-Y型，公称转矩，。轴孔直径32mm，轴孔长度82mm。故取。轴段根据联轴器的轴向定位要求，定位轴肩为又考虑到密封圈的标准，取该处轴的圆周速度故可选用毡圈油封，由【1】P206表17-9，选取毡圈40JB/ZQ46061997。轴段和考虑轴承的拆装方便，使。初步选取角接触向心轴承7010AC。查【1】P177-178表14-6得其基本尺寸为，其安装尺寸为。所以。轴段和这一部分为轴承和齿轮的过渡段，齿轮分度圆大小为，选取。轴段由于小齿轮直径较小，故采用齿轮轴结构。这一部分为小齿轮，分度圆直径为，齿顶圆直径为。4.1.4 各轴段长度计算轴长半联轴器长度为82mm，故取。轴长和参考【1】5-11a，取挡油环端面到箱体内壁距离为，靠近箱体内壁的轴承端面到箱体内壁的距离取；故取。 由于对称，L7=L3=32mm。轴长和观察装配图可以得到：由【1】表4-1得：取：所以：轴长轴长地脚螺钉直径取M16，轴承旁连接螺钉直径取M16，查表4-1得相应的。箱盖与箱座连接螺直径取M10；轴承端盖螺钉直径取M8。由表16-1查得轴承端盖凸缘厚度。轴承座宽度；取端盖与轴承座尖的调整垫片厚度；取起出螺钉的必要距离，则有4.1.5 校核高速轴的强度3.1 .按弯矩、转矩合成强度计算轴的计算简图如图1-2所示图1-2 高速轴的简化图及弯矩图a=122m， b=72m，c=72mm， T=88.848 Nm (1)确定作用在轴上的载荷：圆圆周力 Ft=径径向力 Fr=轴轴向力 Fa= Fttg=2754.096tg13.5362=665.45N （2）确定支点反作用力及弯曲力矩 水平面中的计算简图如图1-2所示。支承反力 FRBH =FRCH =0.5Ft=0.52764.092=1382.048 N 齿轮中心截面的弯曲力矩 MIH=FRBH b=1382.04972=98125.408 Nmm 垂直面中的计算简图如图1-2所示。 支承反力 FRBV= FRCV= M 齿轮中心截面的弯曲力矩 MIH =FRBVb=668.04372=47431.053Nmm MIH =FRCVc=366.77772=26041.167Nmm 合成弯矩（图1c） MWI =Nmm MWI=Nmm 轴上的扭矩 T=88.848 Nm 画出轴的当量弯矩图，从图中可以判断齿轮中心截面弯矩值最大，而轴外伸段截面承受纯扭，所以对这两个危险截面进行计算。 (3)计算齿轮中心截面、轴外伸段的直径已知轴的材料为40C r（调质热处理）,其B=750MPa；-1b=70MPa，0b=120MPa。则 70/120=0.58齿轮中心截面处的当量弯矩 N mm齿轮中心截面处的当量弯矩 Nmm故齿轮中心截面处的直径 d= 满足设计要求； 轴外伸段截面的直径d=mm 有一个键槽，则增大5%得20.20mm，也满足设计要求。4.2 低速轴（大齿轮轴）设计4.2.1 初步确定轴的最小轴径选用45钢调质处理，硬度为241286HBS。轴的输入功率为P1=13.583kw，转速n2=456.25r/min；由【2】245页表14-2，取C=115。代入公式14-2得考虑到两个键的存在,轴径应该扩大6%， 4.1.2 齿轮上的作用力大齿轮分度圆直径d2=205.72mm4.2.2 结构设计图1-3 低速轴示意图 大齿轮安排在箱体中央，轴承对称分布在齿轮两侧。轴外伸端安装联轴器，联轴器靠轴肩向固定。齿轮靠轴环和套筒实现轴向固定。轴承采用两端固定，脂润滑，通过挡油环和轴承盖固定。低速轴示意图如上图1-3。根据零件的安装和固定要求，轴应该分为六段： 轴段：安装联轴器； 轴段：轴身； 轴段：安装轴承； 轴段：安装大齿轮； 轴段：轴肩； 轴段：安装轴承。4.2.3 各轴段直径轴段查【1】P192表15-7，选择弹性柱销联轴器LX3-Y联轴器，轴孔直径40mm，轴孔长度112mm。轴段根据联轴器的轴向定位要求，定位轴肩为又考虑到密封圈的标准，取该处轴的圆周速度 故可选用毡圈油封，由【1】P206表17-9，选取 毡圈45 JB/ZQ46061997。轴段考虑装拆方便，取，查【1】177页表14-6得到，为使轴承外径不致过大，选用角接触向心球轴承7210AC，其基本尺寸为 ，其安装尺寸为。轴段此轴段用于安装大齿轮，根据【1】P97表9-10取大于55mm的标准值，则取。轴段轴环，为齿轮提供定位作用，定位轴肩为，查表9-10取标准值，取。轴径。4.2.4 各轴段长度轴长选用LX4型联轴器，联轴器轴孔长，为了保证轴向定位可靠，。轴长此处安装齿轮，为了保证定位可靠，已知B大齿 =65，所以：轴长 此段长度除与轴上零件有关外，还与轴承座宽度及轴承盖等零件有关。由装配关系可知，轴承座宽度、轴承盖凸缘厚度、轴承端盖连接螺栓长度、轴承靠近箱体内壁的端面至箱体内壁距离、端盖与轴承座间的调整垫片厚度均与高速轴相同，取起出螺钉的必要距离，则有轴长 轴环宽度，取轴长轴长4.2.5 轴的强度校核减速器输出轴（轴）3. 按弯矩、转矩合成强度计算轴是否符合要求 根据上例高速轴的分析，低速轴的受力情况跟高速轴的一 样，只是力的大小有所变化，所以还是用高速轴的模型进行设计计算。受力简图还是一样，如下图1-4所示：图1-4 低速轴的简化及简化图图a=148mm， b=74mm，c=74mm，T=270.268 Nm (1)确定作用在轴上的载荷：大齿轮分度圆直径d2=205.72mm 圆周力 Ft= 径向力 Fr= 轴向力 Fa= Fttg=2627.54tg13.5362=632.57N （2）确定支点反作用力及弯曲力矩 水平面中的计算。支承反力 FRBH =FRCH =0.5Ft=0.52627.54=1313.27N截面齿轮中心截面的弯曲力矩 MIH=FRBH b=1313.2774=97218.98Nmm 垂直面中的计算简图如图1-4所示。 支承反力 FRBV= FRCV= 齿轮中心截面的弯曲力矩 MIH =FRBVb=931.48174=68929.594Nmm MIH =FRCVc=52.21374=3863.762Nmm 合成弯矩 MWI =Nmm MWI= Nmm 轴上的扭矩 T=270.268 Nm 画出轴的当量弯矩图。从图中可以判断齿轮中心截面弯矩值最大，而轴外伸段截面(安装联轴器)承受纯扭，所以对这两个危险截面进行计算。 （3）计算齿轮中心截面、轴外伸段截面的直径已知轴的材料为45（调质热处理）,其B=650MPa；-1b=60MPa，0b=102.5MPa。则 60/102.5=0.6齿轮中心截面处的当量弯矩 Nmm轴外伸段截面处的当量弯矩 Nmm故轴齿轮中心截面处的直径 d=mm 有一个键槽，则增大5%得33.86mm55mm 满足设计要求； 轴外伸段截面处的直径d=mm 有一个键槽，则增大5%得31.51m，也满足设计要求。5 轴承的寿命计算5.1 高速轴轴承寿命计算已知，采用八年两班制工作，所以需要寿命：选用7010AC轴承，由【1】177页表14-6得：（1）求轴承受的径向载荷Fr1和Fr2已知小齿轮上的力： 圆周力 Ft= 径向力 Fr= 轴向力 Fa=小 齿轮分度圆直径d=64.28mm（2）求两轴承的计算轴向力Fs1和Fs2由表14-6查得轴承的内部轴向力为：因为 所以轴承1为压紧端，而轴承2为放松端。故（3）求轴承的当量动载荷P1和P2由表14-6查得e=0.68，而查表可得X1=0.41，Y1=0.87；X2=1，Y2=0。故当量动载荷为：由于P1P2,轴承寿命计算时应以P1代入计算。（4）轴承寿命计算已知，轴承工作温度低于100，由表得：已知，工作时轻微震动，由表得：已知选用角接触向心球轴承，由查表得：代入得：所以，所选轴承符合要求。5.2 低速轴轴承寿命计算已知，采用八年两班制工作，所以需要寿命：选用7210AC轴承，由表14-6得：（1）求轴承受的径向载荷Fr1和Fr2已知大齿轮上的力： 圆周力 Ft= 径向力 Fr= 轴向力 Fa=632.57N小 齿轮分度圆直径d=205.72mm（2）求两轴承的计算轴向力Fs1和Fs2由表查得轴承的内部轴向力为：因为 所以轴承1为压紧端，而轴承2为放松端。故（3）求轴承的当量动载荷P1和P2由【2】表16-11查得e=0.68，而查表可得X1=0.41，Y1=0.87；X2=1，Y2=0。故当量动载荷为：由于P1P2,轴承寿命计算时应以P1代入计算。（4）轴承寿命计算已知，轴承工作温度低于100，由表16-8得：已知，工作时存在轻微震动，由表16-9得：已知选用角接触向心球轴承，由表课查得：代入得：所以，所选轴承符合要求。6. 其它零件的选择及键的强度校核6.1 键的选择与校核 6.1.1 高速轴外伸端处 （1）选择键连接的种类和尺寸。主动轴外伸端d1=32mm,长80mm，考虑到键在轴中部安装，查表【1】12-27，选键1070 GB/T 1096-2003，b=10mm，h=8mm，L=70mm。选择材料为40Cr钢，查表【1】12-28，键静联接时的许用挤压应力p=100120Mpa,取p=110Mpa。工作长度l=L-b=70-10=60mm，键与键槽的接触高度k=0.5h=0.58=4mm。 （2）校核键连接的强度。 p= p 故键的强度足够，选择键1070GB/T 1096-2003合格。6.1.2 低速轴外伸端处 （1）选择键连接的种类和尺寸。主动轴外伸端d1=40mm,长110mm，考虑到键在轴中部安装，查表【1】12-27，选键12100 GB/T 1096-2003，b=12mm，h=8mm，L=100mm。选择材料为45钢，查表【1】12-28，键静联接时的许用挤压应力p=100120Mpa,取p=110Mpa。工作长度l=L-b=100-12=88mm，键与键槽的接触高度k=0.5b=0.58=4mm。 （2）校核键连接的强度。 p= p 故键的强度足够，选择键12100 GB/T 1096-2003合适。6.1.3 低速轴大齿轮连接处 （1）选择键连接的种类和尺寸。主动轴外伸端d4=55mm,长63mm，考虑到键在轴中部安装，查表【1】12-27，选键1650 GB/T 1096-2003，b=16mm，h=10mm，L=50mm。选择材料为45钢，查表【1】12-28，键静联接时的许用挤压应力p=100120Mpa,取p=110Mpa。工作长度l=L-b=50-16=34mm，键与键槽的接触高度k=0.5h=0.510=5mm。 （2）校核键连接的强度。 p= p 故键的强度足够，选择键1650 GB/T 1096-2003合适。6. 2联轴器的选用由表14-14查找，高速轴最终选用型号为LX2-Y的弹性套柱销联轴器。轴孔直径选用32mm。由表14-14查找，低速轴最终选用型号为LX3-Y的弹性套柱销联轴器。轴孔直径选用40mm。6. 3铸铁减速箱体的主要结构尺寸减速箱为一级圆柱减速箱，由【1】30页表4-1计算列出下表：箱座厚度0.025a+1=0.025170+1=5.258箱盖壁厚10.02a+1=3.18箱座凸缘厚度bb=1.5=1.58=12mm箱座凸缘厚度b1b1=1.5=15mm箱座凸缘厚度b2b2=2.5=2.58=20mm地脚螺钉直径dfdf=0.036a+12=0.036135+12=16.086mm地脚螺钉数目a250mm，n4轴承旁连接螺栓直径d10.75df=0.7516.086=12.645mm，取M16箱盖与座连接螺栓直径d2(0.50.6)df=(0.50.6)16.086 =810.12mm ，取M12连接螺栓d2的间距l 150200mm，考虑到轴较短，最后取值为130mm轴承端盖螺钉直径d3 (0.40.5)df=(0.40.5)16.086 =6.58.5mm，取M10检查孔盖螺钉直径 d4(0.30.4)df=(0.30.4)16.086 =4.8266.434mm，取M8定位销直径d(0.70.8)d2=(0.70.8)8 =5.06.4mm，取6.00mmdf凸台及凸缘的结构尺寸C1=22mmC2=20mmd1凸台及凸缘的结构尺寸C1=22mmC2=20mmd2凸台及凸缘的结构尺寸C1=18mmC2=16mm轴承旁台半径R1R1=C2=20mm凸台高度根据低速级轴承座外径确定,以便于扳手操作为准外箱壁至轴承座端面的距离l1 C1+C2+5=22+20+8=50mm齿轮顶圆与内箱之间的距离111.2=1.28=9.6mm，取10mm齿轮端面与内箱之间距离22小齿轮15mm，大齿轮15mm箱盖、箱座肋厚m10.851=0.8510=8.5mmm0.85=0.858=6.8mm轴承端盖外径D2D0+2.5d3=105+25=130mm，取130mmD大+2.5d3=115+25=140mm，取140mm轴承旁连接螺栓距离SD2=140mm及130mm，两轴承座中间的螺栓在轴承座的中线上轴承端盖凸缘厚度1.2d3=1.210=12mm Pd=13.09kWPed=15kW电动机型号：Y160L-4总传动比：小齿轮40Cr调质大齿轮45调质8级精度实际传动比宽高比=8.62SF=1.4小齿轮45、调质大齿轮45、正火8级精度SH=1 SF=1.25K=1.3me=8me=8，高速轴40CrC=105d1=61.90mm用LX2-Y型联轴器a=122mmb=72mmc=72mmT=88.848 NmFt=2764.096NFr=1034.82NFa=665.45N FRBH =1382.048 N FRCH =1382.048 NMIH=98125.408 NmmFRBV=668.043N FRCV=376.777N M MIH =47431.053NmmMIH =26041.167NmmMWI=108987.616NmmMWI=Nmm