机械设计课程设计同轴式二级齿轮减速器说明书.docx

机械设计课程设计说明书题目： 同轴式带式输送机传动装置目录一、设计任务书4二、传动方案及总体计算4三、电机选择及传动装置的运动及参数计算5四、齿轮传动设计7五、轴的结构设计12六、输出轴的校核与计算18七、轴承的选择20八、轴承的校核21九、键的选择校核22十、 润滑与密封23十一、其他零件的选择24十二、设计小结25十三、参考资料25一、设计任务书1、设计题目：带式输送机传动装置2、传动设计简图：3、原始数据及要求：输送带工作拉力：F=1622N 输送带工作速度：V=0.70m/s输送带卷筒直径：D=0.21m使用地点：煤场 生产批量：中批载荷性质：中等冲击 使用年限：六年一班4、设计内容：电动机的选择与运动参数计算 斜齿轮传动设计计算轴的设计 滚动轴承的选择键和连轴器的选择与校核 装配图、零件图的绘制设计计算说明书的编写5、设计任务减速器总装配图一张齿轮、轴零件图各一张设计说明书一份二、传动方案及总体计算由题目可知设计的传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器。本传动机构为二级同轴式圆柱齿轮减速器，此机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大齿轮浸没深度可以相同。结构较复杂，轴向尺寸较大，中间轴较长，刚度较差，中间轴承润滑较困难。三、电机选择及传动装置的运动及参数计算1、电机的选择1）、选择类型：根据工作要求和工作条件，选用Y系列三项笼型异步电动机。2）、确定电机容量：电动机的输出功率按照式（1-1）选择Pd=PwaPw为输出功率，即为卷扬机工作时所需的功率：Pw=FV1000w=16220.7010000,96=1.18kWw为卷筒效率（不包括轴承），取w为0.96传功装置的总效率a=122234=0.9920.9720.994=0.851为联轴器效率（弹性联轴器），1=0.99； 2为齿轮传动效率（八级精度齿轮传动），2=0.97；3为轴承效率（圆锥滚子轴承），3=0.98故电动机的输出功率 Pd=Pwa=1.180.85=1.39kW3）、选择电动机的转速由卷筒的工作转速：n=601000vD=6010000.73.14210=63.7rpm按推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器的传动效率为i=840，故电动机可选转速范围为：n=in=84063.7=509.62548(r/min)符合这一范围的同步转速有750、1000、1500（r/min）,满足要求的电动机有以下几种：电动机型号额定功率/kW同步转速/(r/min)满载转速/(r/min)起动转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y90L-41.5150014002.22.3Y100L-61.510009402.02.2Y112M-62.210009402.02.2Y132S-82.27507102.02.0表格 1综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格、功率等因素，决定选用同步转速为1000r/min，型号为Y100L-6，其主要参数如表格1中所述。2、总传动比的确定及分配1）.总传动比的计算i总：i总=n电n卷=94063。7=14.76n卷=601000vD=6010000.73.14300=63.7rpm2）.传动比的分配（因为选用的为同轴式减速器，所以使两组减速器传动比相同即可）即：i1=i2=i总=14.76=3.843、传动装置运动和动力参数1）.各轴转速 轴：n1=n2=940rpm 轴：n2=n1i齿=9403.84=244.8rpm 轴：n3=n2i齿=244.83.84=63.7rpm卷筒轴：n4=n3=63.7rpm2）.各轴输入功率 轴：P1=P电联=0991.37=1.36kW 轴：P2=P1齿轴=1.360.980.97=1.29kW 轴：P3=P2齿轴=1.290.980.97=1.23kW卷筒轴：P4=P3联轴=1.19kW3）.各轴输入转矩 轴：T1=9550P1n1=95501.36940=13.78Nm 轴：T2=9550P2n2=95501.29244.8=50.30Nm 轴：T3=9550P3n3=95501.2363.7=184.40Nm卷筒轴：T4=9550P4n4=95501.1963.7=178.41Nm4、转速、功率、转矩、传动比各数据汇总备表如下：项 目转速n（r/min）功率P（kW）转矩T（Nm）传动比i电 机9401.3713.921 轴9401.3613.783.84 轴244.81.2950.303.84 轴63.71.23184.401卷筒轴63.71.19178.41表格 2四、齿轮传动设计I、低速级齿轮的设计1、初选传动类型、精度等级、材料和热处理方式1）.传动类型：选取圆柱斜齿轮2）.精度等级：初选八级精度（GB/T 10095）3）.材料和热处理方式：大小齿轮均选择45钢，小齿轮调质处理，HB1=240HBS；大齿轮正火处理，HB2=190HBS；HB1- HB2=240-190=50，合格。4）.齿数选择:选取小齿轮齿数Z1=21则Z2=n Z1=213.84=79.64，取Z2=80，实际传动比： i=8121=3.86齿数比误差为 |3。84-3。813。84|=0.78%1r=+=2.96由图613，齿间载荷分配系数K=1.41由图617，根据齿宽系数齿向载荷分布系数K=1.06KKAKVKK1.251.041.411.061.942）.计算转矩T29.55106P2n25.03104Nmm3）.计算ZH、Z、Z、ZE节点区域系数：查图6-19，齿轮未变位，ZH2.46重合度系数：1 取 1Z4-31-+=10.77螺旋角系数：Zcos0.992弹性系数：查表6-5两齿轮为均为45钢，ZE188.0Mpa4）.计算许用接触应力（1）.分别查图627c，627b得接触疲劳极限应力Hlim1590MPa ；Hlim2450MPa（2）.应力循环次数N160n2jLh60244.883006=2.16108N2=N1i=2.161083.84=0.55108（3）.查图625寿命系数KHN11KHN21.03（4）.计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数S1H1KHN1Hlim11590590MPaH2KHN2Hlim21.03450=463.5MPa取H463.5MPa试计算小齿轮分度圆直径，将以上各参数代入公式得d132KT1d1ZEZHZZH2=53.435）.计算圆周速度：vd1n2601000244.853.43601000=0.6845(m/s)6）.修正载荷系数：VZ21000.6845201000.1437查611b动载系数Kv=1.027）.校正试算分度圆直径d1d1d13KvKv53.08mm3、确定参数1）.计算法向模数：mnd1cosZ150.97cos14202.47mm,圆整成标准值 取mn2.5mm2）.计算中心矩：aZ1+Z2mn2cos21+802.52cos128.2mm，圆整成标准值，取a130mm3）.修正螺旋角：按圆整后的中心距进行计算cos-1Z1+Z2mn2acos-121+802.52130=1384）.计算分度圆直径d1Z1mncos212.5cos13854.06mmd2Z2mncos802.5cos138205.94mm5）.计算齿轮宽度bdd11.154.0659.47mm圆整取标准值b260mm，b165mm4、校核齿根弯曲疲劳强度F12KT1bd1mnYFa1Ysa1YYF1F1F1YFa2YSa2YFa1YSa1F21）、重合度系数Y0.25+0.750.25+0.751.660.72）、螺旋角系数Y1-1201-11381200.8853）计算当量齿数ZV1Z1cos321cos138323.07ZV2Z2cos380cos138387.3454）查取齿形系数查图6-21得：YFa12.73 YFa22.225）查取应力修正系数查图6-22得：YSa11.57 YSa21.746）查取弯曲疲劳极限应力及寿命系数查628c得 Flim1420MPa查628b得 Flim2390MPa查626分别得KFN1KFN217）、计算弯曲疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数为S1F1KFN1Flim1420MPaF2KFN2Flim2390MPa8）、计算弯曲应力F122.225.301044254.062.50.8851.580.72.7109.56MPaF1450MPaF1109.562.201.782.71.58118.87F1390MPa5、结构设计大齿轮：因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而双小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他相关尺寸参看大齿轮零件图。小齿轮：经计算小齿轮如果作成齿轮与分开，轴径可能偏小强度不够，故做成齿轮轴。II、高速级齿轮设计与校核对于高速级，为节约材料，可将齿宽减小。综合考虑到键的安装与强度，具体参数设计如下： b155mm b250mmZ121 Z280 d155.94mm d2204.08mma130mm因为传动比相同，故高速级与低速级中心矩、大小齿轮齿数和分度圆直径分别相同。高速级小齿轮与轴的周向定位采用键联接。在这里，小齿轮所在轴的直径较小，所以没有必要做成齿轮轴。五、轴的结构设计I、输入轴设计1、求输入轴上的功率P、转速n和转矩TP1.37kWn940rminT=13.78Nmm2、求作用在齿轮上的力d1=55.94mmFt=2T1d1=213.780.05594=493.02NFr=Fttan=493.02tan138=121.10N3、初步确定轴的最小直径先按式102初步估算轴的最小直径。选取材料为45钢、调质处理。根据表102，取C=118，于是得dmin=C3Pn=11831.36940=13.33mm轴与电动机是通过联轴器相联，考虑到轴上零件的安装和加工要求，需要把阶梯轴与联轴器配合的一端设定为轴的最小直径。因此需要先确定联轴器的型号，进而确定轴的直径。联轴器的计算转矩，查表131，由于转矩变化较小，取工况系数K=1.4，则Tc=KT=1.413.78=19.292Nm由机械设计课程设计指导手册表15-5查的HL2联轴器轴直径d1=20mm，d2=28mm，且公称转矩为315Nm完全满足要求。所以选用该联轴器，Y型半联轴器长度L=62mm。4、轴的结构设计1）、拟定配合方案根据同轴式二级圆柱齿轮的结构要求，需按下图对于输出轴进行配合。6 5 4 3 2 1图表 12）、确定各段直径和长度（1）、为了满足半联轴器的轴向定位，1轴段左端需制出一轴肩，故取2段的直径d2=25mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度为62mm，故取L1=62mm。（2）、初步选择滚动轴承。考虑到轴向力与径向力的综合作用和工作环境的影响，选取圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据d2=25mm，选标准精度级的圆锥滚子轴承30206E，其尺寸为dDB=306216，因轴承为标准件，所以取d3=30mm。箱体内壁一般距离齿轮的侧面12mm，综合考虑箱体的壁厚，轴承与齿轮的位置关系和轴承的宽度，L3=40mm。（3）、与齿轮配合段齿轮分度圆直径为55.94mm，考虑受力情况选择轴4的直径d4=36mm由齿轮的宽度b1=55mm，为使齿轮更好的定位，使套筒发挥作用，需要使L4略小于b1，所以取L4=53mm。（4）、定位轴肩为使齿轮更好的配合，一般需要定位轴肩满足rca（1.5236+5mm=41mm，所以取d5=42mm；一般情况下，齿轮距离轴承座的距离需要取为12mm，考虑到和轴承定位作用，取L5=17mm（5）、因为选取的标准轴承为圆锥滚子轴承30206E，所以d6=30mm；L6=17mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3）、轴上零件的周向定位方式的确定齿轮和半联轴器与轴的周向定位采用平键连接，按d1=20mm，由手册查得平键截面bhl=6mm6mm25，键槽用铣刀加工；按d2=30mm，由手册查的平键为bhl=10mm8mm25mm，键槽用铣刀加工；选齿轮轮毂与轴的配合和半联轴器与轴的配合均为。圆锥滚子轴承与轴的周向定位由过盈配合保证，选轴直径公差为k64）、确定轴上圆角和全角尺寸轴上的倒角选为245，轴上倒角为R=1mm。II、输出轴1、求输出轴上的功率P、转速n和转矩TP1.23kWn63.7rmin T=184.40Nmm2、求作用在齿轮上的力d2205.94mmFt=2Td2=2184.400.20594=1790.8NFr=Fttan=1790.8tan138=439.87N3、 初步确定轴最小直径先按式102初步估算轴的最小直径。选取材料为45钢、调质处理。根据表102，取C= 118，于是得dmin=C3Pn=11831.2363.7=31.66mm输出轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号联轴器的计算转矩，查表131，由于转矩变化较小，取工况系数K=1.4， Tc=KT=1.4184.40=258.16Nm查手册，选HL2联轴器，其公称转矩为310Nm，半联轴器的孔径d32mm，半联轴器长度L=80mm。4、轴结构设计1）、 拟定配合方案图表 22）、 确定各轴段直径和长度（1）. 选取的半联轴器为HL2，其孔径选取的为32mm，孔长80mm，所以根据半联轴器的孔径确定d1=32mm，取1段长度L1=80mm，以满足联轴器的轴向定位，为了更好的进行联轴器的定位，需要进行轴肩定位，所以2段的直径d2=40mm，轴端盖总宽度为10mm，根据轴承端盖的装拆取端盖的外端面与半联轴器右端面距离为L=8mm，留2mm加调整垫片，取齿轮距离箱体内壁距离a=12mm，考虑到箱体的铸造误差，故取L2=44mm （2）.初步选择滚动轴承，因轴承有单向轴向力存在，且转速低转矩大，故用圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据2段轴承的直径为d2=40mm，由手册初选取标准精度等级的圆锥滚子轴承30209E。其尺寸为dDT=45mm85mm20.75mm，所以d3=d6=45mm，L6=20.75mm。齿轮考虑轴套定位，需加套筒，套筒定位齿轮。故2段轴要伸入齿轮轴段轮毂2mm，故取L3=38mm。（3）. 取安装齿轮处轴段直径d4=49mm，齿轮右端和轴承左端采用轴套定位，齿轮轮毂宽度为60mm，为使套筒端面可靠地压在齿轮上，取L4=58mm；齿轮左端用轴肩定位，取轴肩处直径d5=60mm，根据齿轮端面和轴承座的距离初步确定L5=17.5mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3）、 轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接，按查得平键截面，键槽用铣刀加工，长为56mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，选齿轮轮毂与轴的配合为，同样,半联轴器与轴的连接选用平键为bhl=10mm8mm40mm，配合，两个键槽均用铣刀加工。圆锥滚子轴承与轴的周向定位由过盈配合保证，选轴直径公差为k64）、确定轴上圆角和倒角尺寸轴上的倒角选为245，轴上倒角为R=1mm，具体见零件图标注。III、中速轴设计1、求输入轴上的功率P、转速n和转矩TP1.29kWn244.8rminT=50.30Nmm2、求作用在齿轮上的力d2=204.08mmFt=2Td2=250.300.20708=458.80NFr=Fttan=458.80tan138=112.69N3、初步确定轴的最小直径先按式102初步估算轴的最小直径。选取材料为45钢、调质处理。根据表102，取C=118，于是得dmin=C3Pn=11831.29244.8=19.61mm。4、轴的结构设计1）、拟定配合方案图表 32）、 确定各轴段直径和长度（1）.综合考虑中速轴转速和转矩，选取中速轴上的轴承为标准精度等级的圆锥滚子轴承30208E，其尺寸参数为dDB=408019.75，所以1段轴承的直径d1=40mm，d6=40mm，L6=19.75mm。因为齿轮和箱体内壁的距离一般选为12毫米，考虑到轴承的宽度和齿轮的定位关系，取1段轴承的长度L1=40mm。(2）.取安装齿轮处的直径为d2=44mm，因为齿轮轮毂的宽度为50mm但是考虑到键长和周径的关系（一般情况下使键长至少为轴径的1.2倍），取L2=65mm(3）.小齿轮的分度圆直径为54.06mm，因为其直径较小且和轴的直径相差较小，所以取4段轴为齿轮轴，其齿顶圆直径即为轴径大小。（4）考虑齿轮和箱体内壁的距离和轴承的位置，取d5=43mm，L5=16mm。最后由箱体内壁的宽度和轴其他位置的长度综合确定3段轴的长度和轴径分别为L3=65mm，d3=48mm。至此，中速轴的轴径和长度已经确定完成。3)、轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位采用平键联接，按查得平键类型为bhl=14mm9mm56mm，键槽用铣刀加工，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，选齿轮轮毂与轴的配合为，圆锥滚子轴承与轴的周向定位由过盈配合保证，选轴直径公差为k6。4）、确定轴上圆角和倒角尺寸轴上的倒角选为245，轴上倒角为R=1mm，具体见零件图标注。六、输出轴的校核与计算1、求轴上载荷圆周力Ft=2Td3=2184.400.20594=1790.8N径向力Fr=Fttancos=1790.8tan20cos138=671.17N轴向力Fa=Fttan=1790.8tan138=439.87N2、计算转矩T=9.55106Pn=9.551061.2363.7=184403.45Nm3、计算轴承反力水平面：R1=439.87205.942-671.1756.556.5+63.5=61.43NR2=439.87205.942+671.1763.556.5+63.5=732.53N垂直面：R1=1790.8*63.556.5+63.5=952.11N R2=1790.8*56.556.5+63.5=843.17N4、做轴承的受力分析图和力矩转矩分析图图表 45、判断危险截面由弯矩最大的截面为危险截面，疲劳极限b=650Mpa ,s=360Mpa，由表查得疲劳极限：-1 =0.45b=0.45650Mpa=293 Mpa0=0.81b=0.81650 Mpa =527Mpa-1=0.26b=0.26650 Mpa=169 Mpa0=0.50b=0.5650 Mpa=325 Mpa由式，得= 得6、求截面A的应力弯矩M1=54176.295=a=M1W=54176.2950.1493=4.60MPam=0=TW=184403.450.2493=7.835MPa7、该截面配合零件的综合影响系数由b=650Mpa 查得(K)=2.69 ，(K)= 0.4+0.6(K)2.0148、求表面状态系数及尺寸系数由机械设计10-13表查得=0.93（Ra=0.8m，b=650Mpa）；由表10-14查的9、求安全系数（设为无限寿命，kN=1）得则综合安全系数为 10、结论：危险截面足够安全七、轴承的选择I输入轴轴承因轴承受轴向力和径向力，具有较大的转速，参照工作要求并根据d2=25mm，选标准精度等级的圆锥滚子轴承30206E，其尺寸为dDB=306216，因轴承为标准件，所以取d3=30mm。II、中间轴承因轴承受轴向力和径向力，而输入轴的转矩相对较大，为保证轴承寿命，采用圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据安装轴承轴段直径d2=40mm，综合考虑中速轴转速和转矩，选取中速轴上的轴承为标准精度等级的圆锥滚子轴承30208E，其尺寸参数为dDB=408019.75。III、输出轴轴承因轴承受轴向力和径向力，而输入轴的转矩较大，为保证轴承寿命，采用圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据安装轴承轴段直径，选用标准精度的圆锥滚子轴承30209E，其尺寸为dDT=45mm85mm20.75mm。八、轴承的校核由于轴承的选择都是按照设计要求进行的，故强度均满足要求，这里只进行寿命校核。Lh=183006=1.44104h输出轴轴承选用圆锥滚子轴承30209E型，查设计手册主要参数如下：D=80mm B=18mm a=18.6mm基本额定静载荷 Co=64.2 kN基本额定动载荷 C =47.8 kN查得该轴承Y=1.5，e=0.4，=15查表得X1=1，Y1=0，查表得X2= 0.4 Y2=1.5，则可知P2较大，其寿命较小，故只需计算该寿命故满足寿命要求。九、键的选择校核键已经在轴的设计中进行了选择，这里只进行校核，根据工作状况有中等冲击，在，这里取中间值138MPa。I、高速轴键的校核1、外伸键T=13.78Nm此处所选的键为：bhL=6625k=0.5h=0.56=3；l=L-b=25-6=19mmd=20mmp=2Tkld=21378031920=25.96MPap=138MPa故此键满足要求2、齿轮处T=13.78Nm此处选的键为：bhL=10mm8mm40mmk=0.5h=0.59=4；l=L-b=40-10=30mmd=36mmp=2Tkld=21378043036=6.38MPap=138MPa故此键满足要求II、中间轴T=50.2974Nm此处选的键为：bhL=14mm9mm56mmk=0.5h=0.59=4.5；l=L-b=56-14=42mmd=44mmp=2Tkld=250297.44.54244=12.10MPap=138MPa故此键满足要求III、输出轴1、齿轮处T=184.40NmbhL=14mm9mm56mmk=0.5h=0.59=4.5；l=L-b=56-14=42mmd=44mmp=2Tkld=21844004.54244=44.45MPap=138MPa故此键满足要求。2、外伸轴处键T=184.40NmbhL=10mm8mm40mmk=0.5h=0.58=4；l=L-b=40-10=30mmd=32mmp=2Tkld=218440043032=96.04MPap=138MPa故此键满足要求十、 润滑与密封1、齿轮的润滑采用浸油润滑，由于低速级周向速度为0.6845m/s，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为45mm。2、滚动轴承的润滑由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。3、润滑油的选择齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用普通工业润滑油（C）。4、密封方法的选取选用凸缘式端盖易于调整，采用J型骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径进行确定。轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。十一、其他零件的选择1、通气器由于此减速器工作环境为煤场，选通气器（一次过滤），采用M272、油面指示器选用管状游标尺M123、起吊装置采用箱盖吊耳、箱座吊耳4、放油螺塞选用外六角油塞M20及垫片M30。十二、设计小结为期四周的课程设计马上就要结束了，在过去的二十多天了，我在老师还有同学的帮助下，完成了二级减速器的设计与校核。在这个过程中，我感觉自己受益匪浅。第一，我感受到了设计的乐趣，减速器的设计，使我把过去两年多学习的知识综合起来，我学会了运用自己学会的东西解决自己不懂的问题。我能够把机械设计互换性理论力学和材料力学等多个学科的知识综合运用起来，这使我对于自己过去学的知识有了更深刻的理解。当我完成了自己的设计之后，内心充满了成就感，增强了对于机械设计的兴趣。第二，我明白了设计是一项繁琐的事情，需要我们把所有能够考虑的东西都要考虑到，很多时候一点小小的差错就使得我们把本来设计的作品全面否定，从头开始。设计，需要我们倾注所有的耐心与毅力，用一丝不苟的态度去对待自己的设计，才能够使自己的设计更加的优秀。第三，老师的帮助和同学们之间的交流使我体会到和大家一起合作进行工作的乐趣的，我学会了合作解决问题，和大家增进了交流，对于以后的合作学习奠定了基础。这次课程设计暴露了自己的很多缺点，比如粗心大意，综合运用知识的能力比较差等，在我的设计中，也存在着齿轮中心距选取较小，键槽位置选取不是十分合理等问题，这都应该引起我的注意，在今后的设计中一定要以更加严谨的态度去面对设计，做到真正意义上的一丝不苟。十三、参考资料1、机械设计 中国标准出版社，周玉林、许立忠主编2、机械设计课程设计指导手册 中国标准出版社，韩晓娟主编3、互换性与几何测量技术中国标准出版社，邵晓荣、曲恩主编4、机械设计课程设计图册高等教育出版社，第三版，龚溎义主编各传动效率值由机械设计课程设计指导手册表12-10查得。电动机主要参数由机械设计课程设计指导手册查的因为所选机构为同轴式减速器，所以使两组减速器传动比相同即可精度等级由机械设计表6-2查的，材料和处理方式由机械设计表6-3查的齿轮设计公式和一下相关计算数据引自机械设计第80-102页主要参数：mn=2.47mm=138a=103md154.06mmd2205.94mmb260mmb165mm齿轮校核公式引自机械设计及相关数据引自第80-100页F1109.5MPaF2118.8MPaF1450MPaF2390MPa b155mm b250mmZ121 Z280d155.94mm d2204.1mma130mm联轴器和轴承的选择参考的数据来自于机械设计课程设计指导手册 d1=20mm d2=25mmd3=30mmd4=36mmd5=42mmd6=30mmL1=62mmL2=44mmL3=40mmL4=53mmL5=17mmL6=17mmL1=80mmd1=32mmL2=44mmd2=40mmd3=45mmd6=45mmL3=38mmL6=20.75mmd4=49mmL4=58mmd5=60mmL5=17.5mmd1=40mmL1=40mmd6=40mmL6=19.75mmd2=44mmL2=65mmd5=43mmL5=16mmL3=65mmd3=48mmFt=1790.8NFr=671.17NFa=439.87NT=184403NmR1=61.43NR2=732.53NR1=952.11N R2=843.17N=4.60MPa=7.835MPaS=11.52输入轴轴承为30206E，中速轴轴承为30208E，输出轴轴承为30209E键的选择和校核计算中的数据主要参考机械设计课程设计指导手册轴承和齿轮的润滑方式的选取主要参考机械设计课程设计指导手册195-205页润滑油的选择主要参考机械设计课程设计指导手册表18-4密封方式主要参考图册图82-密封装置通气器选择主要参考图册图-87，吊耳，螺塞，油标尺等主要参考图86