V带单级斜齿圆柱齿轮减速器-课程设计.doc

机械设计课程设计计算说明书设计题目：V带单级斜齿圆柱齿轮减速器机电工程系机电二班设计者：楚万龙学 号：0915060207指导教师：二八年12月19日目录一、传动方案拟定.3二、电动机的选择.4三、计算总传动比及分配各级的传动比.5四、运动参数及动力参数计算.5五、传动零件的设计计算.6六、轴的设计计算.13七、滚动轴承的选择及校核计算.26八、键联接的选择及计算.30九、联轴器的选择.31十、减速器附件的选择.32十一、润滑与密封.34计算过程及计算说明一、传动方案拟定（1） 设计题目：设计一用于带式运输机上的一级斜齿圆柱齿轮减速器（2） 工作条件：两班制，连续单向运转，载荷轻微冲击；工作年限5年，环境最高温度35。（3） 原始数据：运输带工作拉力 F=2100N；带速V=1.6m/s（允许运输带速度误差为5%）；滚筒直径D=400mm。一：传动方案拟定（已给定）1）、外传动为v带传动 2）、减速器为一级圆柱斜齿轮减速器3）、方案简图如下：.4）、该工作机有轻微振动，由于V带具有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准程度高，大幅度降低了成本。二、电动机选择1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机，电压380V2、电动机功率选择：（1）电动机工作所需的有效功率为P= FV/1000=21001.6/1000=3.36 KW（2）传动装置的总功率： 带传动的效率带=0.95 齿轮传动效率齿轮=0.97 联轴器效率联轴器=0.99 滚筒效率滚筒=0.96 轴承效率轴承=0.99总=带2轴承齿轮联轴器滚筒 =0.950.9920.970.990.96=0.87（3）电机所需的工作功率：Pd= P/总=3.36/0.87 =3.86KW根据Po选取电动机的额定功率Ped，使Pm=(11.3)Po=3.865.018KW查手册得Ped =4KW选电动机的型号：Y 132M1-6则 n满=960r/min 三、计算总传动比及分配各级的传动比 工作机的转速 n=601000v/(D) =6010001.6/3.14400 =76.43r/mini总=n满/n=960/76.43=12.56查表取i带=3 则 i齿=12.56/3=4.19四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速n0=n满 =960(r/min)nI=n0/i带=960/3=320（r/min）nII=nI/i齿=320/4.19=76.37(r/min)nIII=nII=76.37 (r/min)2、 计算各轴的功率（KW）P0=Pd=4KWPI=P0带=40.95=3.8KWPII=PI轴承齿轮=3.80.990.97=3.65KWPIII=PII联轴承=3.650.990.98=3.54KW3、 计算各轴扭矩（Nmm）T0=9550P0/n0=95504/960=39.79NmTI=9550PI/nI=95503.8/320=113.41 NmTII=9550PII/nII=95503.65/76.37=456.43 NmTIII =9550PIII/nIII=95503.54/76.37=442.67 Nm 五、传动零件的设计计算1、 带轮传动的设计计算(1)根据设计要求选择普通V带截型由表8-7查得：kA=1.1Pca=KAP=1.14=4.4KW由图8-11查得：选用A型V带(2)确定带轮基准直径，并验算带速由表8-6和表8-8取主动轮基准直径为dd1=112mm 从动轮基准直径dd2= idd1=3112=336mm 取dd2=335mm带速V：V=dd1n1/601000=112960/601000 =5.63m/s在525m/s范围内，带速合适。（3）确定带长和中心矩0. 7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)0. 7(112+355)a02(112+355)所以有：326.9a0934初步确定a0 =600mm由 L0=2a0+(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1) 2/4a0得：L0=2600+(112+355)/2+(355-112)2/4600= 1957.79mm由表8-2确定基准长度Ld=2000mm计算实际中心距aa0+( Ld-L0) /2=600+（2000-1957.79）/2=621.105mm 取a=620mm(4) 验算小带轮包角1=1800-( dd2-dd1) /a57.30 =1800-（355-112）/621.10557.30 =157.50>1200（适用）（5）确定带的根数由n0=960r/min dd1=112mm i=3查表8-4a和表8-4b得P0=1.20kw P0=0.12kw查表8-5得K=0.93 查表8-2得KL=1.03 由Z=Pca/p=KAP/(P1+P1)KKL得： =4.4(1.20+0.12) 0.931.03 =3.5 取Z=4(6) 计算张紧力F0由表8-3查得q=0.1kg/m，则：F0=500Pca （2.5- k a）/ k a ZV+qV2=5004.4/（2.5-0.93）/0.9345.63+0.15.632N=168.09N则作用在轴承的压轴力FQ：FQ=2ZF0sin1/2=24168.09sin157.580/2=1324.96N2、齿轮传动的设计计算 （1）选择齿轮材料及精度等级 参考表6-2初选材料。小齿轮选用45钢,调质;齿面硬度为197286HBW。大齿轮选用45钢，正火，齿面硬度156217HBW；根据小齿轮齿面硬度236HBW和大齿轮齿面硬度190HBW,按图10-21a线查得齿面接触疲劳极应力为：限 Hlim1 =580MPa Hlim2=530 Mpa按图10-20b线查得轮齿弯曲度疲劳极限应力为：EF1 =244Mpa EF2=204 Mpa按图10-20c查得接触寿命系数KHN1=1.02 KHN2=1.1按图10-20c查得弯曲寿命系数YN1=0.9 YN2=0.95 其中N1=60rn1tn=601(960/3)530016=4.610 8N2= N1/4.19=1.09810 8 根据要求取安全系数S=1H1=(KHN1Hlim1) /S=(1.02580) =591 MPaH2 =( KHN2 Hlim2)/S=(1. 1 530)=583 MPa (2) 按齿面接触疲劳强度设计由d12.23(KT1/d)(u+1/u)(ZE /H) 2 1/3确定有关参数如下可用齿数比：u= 320/76.。37根据齿轮为软齿面和齿轮在两轴承间为对称布置由表10-7取d=1.11) 转矩T1T1=95.510 5P/ n 1=95.510 53.8/320 =113406Nm2) 载荷系数k 由原动机为电动机，工作机为带式输送机，载荷平稳，齿轮在两轴承间对称布置。试选K=1.23）由表10-6得材料的弹性影响系数ZE=189.9 d12.32(KT1/d)(u+1/u)(ZE /H) 2 1/3=2.32(1.2113406 / 1.1 ) ( 4.19 + 1 / 4.19 ) ( 189.9591.6 ) 2 1/3=58.18mm(3) 确定齿轮传动主要参数及几何尺寸中心距a=（1+u）d1/2=（1+4.19） 58.18/2 =150.98mm取a=150mm由经验公式m=（0.0070.02）a=1.23.取标准m=2.5取=15Z1 =d1cos/m=（58.18cos15）/2.5=22.18取Z1=25则Z2=u Z1=4.1925=104.8取Z2=105反算中心距 a=m/2(Z1+ Z2) cos=2.5/2(25+105) cos15=165a=165 符合要求实际传动比u0= Z2/Z1=105/25=4.2 传动比误差(u-u0)/u=(4.2-4.19)/4.19100%=0.2%<5%(允许)螺旋角=arccos m（Z1Z2/2a =arccos 2.5（2105）/（2165）=12.753 在815内，合适确定有关参数和系数分度圆直径:d1=mZ1 /cos=2.525 / cos12.753 =63.7mmd2= m Z2 / cos=2.5105/cos12.753=267.9mm齿顶高 ha=h*am=12.5=2.5mm齿根高 hf=(h*a+c*) =(1+0.25)2.5=3.125mm齿全高 h= ha+ hf=5.625mm齿顶圆直径da1=d1+2ha =63.7+22.5=68.7mm da2=d2+2ha =267.9+22.5=272.9mm齿根圆直径df1=d1-2hf =63.73.125=57.45mm df2=d2-2hf =261.65mm齿宽：b=dd1=1.163.7mm=70.07mm取b1=70mm b2= b1-(510)mm=65mm(4)计算齿轮的圆周速度VV=d1n1/601000=3.1463.7320/601000=1.067m/s(5)精确计算载荷KT1=KAKf aKfKVT1K=KAK faKfKV查表10-2，KA=1; 查图 10-8 KV=1.05查表10-13 Kf a=1.3 查表10-4 d=1.1，得Kf=1.32K=KAK faKfKV=11.051.31.32=1.80KT1=KAKf aKfKVT1=1.80113.41=204.34NmKFtI=2KT1/d1=2204.34103/63.7=6.42KN(6)验算轮齿接触疲劳承载能力H=ZHZEKFt/bd1(u+1/u) 1/2 =2.4189.92.69103/6756(4.764+1/4.764) H 1/2 =400.3MPa<H=537.8MPa (7)验算轮齿弯曲疲劳承载能力查图6-20 Y=0.9ZV1=Z1/ cos3=22/ cos3 11.1863=23.31ZV2=Z2/ cos3=104/ cos3 11.1863=110.17根据课本表7-10得，:YF1= 4.28 YF2=3.93F1=KFt YF1 Y/ bm=2.691034.280.9/672.5=61.86MPa<F11F2= KFt YF2 Y/ bm =2.691033.390.9/672.5=56.8<F2齿根弯曲强度足够六、轴的设计计算 输入轴的设计计算1.选择轴的材料确定许用应力由于设计的是一级减速器的输入轴，旋转方向假设左旋，属于一般轴的设计问题，选用45钢 调质处理 硬度217255HBW 1=60Mpa2、 估算轴的基本直径根据表15-3，取C=105主动轴：dC(PI/nI) 1/3=105(3.8/320) 1/3=23.96 考虑有键槽,将直径增5%.则d1=23.96(1+5%)mm=25.15mm 取d1 =26mm从动轴：dC(PII/nII) 1/3=105(3.65/76.37) 1/3=38.10考虑有键槽,将直径增大5% 则 d2=38.10(1+5%)mm=40.10mm 取d2=42mm3、轴的结构设计（1）轴上零件的定位，固定和装配 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，主动轴采用齿轮轴.（2）确定轴各段直径和长度 初选用7207C角接触球轴承，其内径为35m,宽度为17mm要安装挡油盘所以取d1=35m L1=26mm。由于该处是齿轮轴处齿轮的长度为L=65mm, 所以d2= d3 =40mmL3= L4=16mm安装轴承和挡油盘所以取d4=35mL4=26mm d5=30mm L5=55mm由前面计算得d6=26mm取L6=31mm (3)按弯矩复合强度计算1)主动轴的强度校核圆周力Ft=2T1/d1=2113406/63.7=3560.63N径向力Fr= Fttan/cos=3560.63tan20/cos12.753 =1180.53N轴向力Fa=Fttan=3560.63tan12.7530=721.93N2)计算轴承支反力图1(2) 1(4)水平面RAH=(FQ82+Fad1/2-Fr67.5)/(67.5+67.5)=(1324.9682+721.9363.7/2-1180.5367.5)/135=555.17NRBH=FQ+Fr+FAN=1324.96+1180.53+288.61+=2505.49N垂直面RAV=RBV=Fr/2=1180.53/2=590.27N(1) 绘制水平面弯矩图（如图1(3)）和垂直面弯矩图（如图1(5)）小齿轮中间断面左侧水平弯矩为MCHL=RAH67.5=3.7473104Nmm小齿轮中间断面右侧水平弯矩为MCHR= RAH67.5-Fad1/2=555.1767.5-721.9331.85= 1.448104Nmm右轴颈中间断面处水平弯矩为MBH=FQ82=1324.9682=1.0864105Nmm小齿轮中间断面处的垂直弯矩为MCV=RAV67.5=800.5467.5=3.9845104Nmm(2) 按下式合成弯矩图（如图1（6）M=( MH 2+ MV 2) 1/2小齿轮中间断面左侧弯矩为MCL= ( MCHL 2 + MCV 2) 1/2=(3.7473104) 2 + (3.9845104)21/2=5.4698104 Nmm小齿轮中间断面右侧弯矩为MCR= ( MCHR 2 + MCV 2) 1/2=(1.448104) 2 + (3.985104)21/2=4.239104 Nmm(3)画出轴的转矩T图 1（7） T=113406Nmm (4) 按下式求当量弯矩并画当量弯矩图1（8）Me= ( MH2+(T 2) 1/2这里 ，取=0.6，T=0.6113406=6.8043104 Nmm由图1（1）可知，在小齿轮中间断面右侧和右侧轴弱中间断面处的最大当量弯矩分别为MC=(MCR2+(T 2) 1/2=(6.8043104) 2 + (4.2394104)21/2=8.107104 NmmMB=(MBH2+(T 2) 1/2=(1.086467105) 2 + (6.80436104)21/2=7.656104 Nmm(5)校核轴的强度 取B和C两截面作为危险截面B截面处的强度条件：=MB/W=MB/0.1d3=1.28195105/0.1353 =29.90<-1C截面处的强度条件：=MC/W=MC/0.1d3=1.281953105/0.157.453=6.76<-1结论：按弯扭合成强度校核小齿轮轴的强度足够安全FtFaFrCRBVRBHBFQT1(1)RAHFrFaRBHFQ1(2)3.74731041.4481041.086461041(3)3.98451041(5)RAVFtRBV1(4) 5.46981043.98451041.086461051(6)1134066.8043104TaT1(7)5.46981048.01701041.281951056.80431041(8) 从动轴的设计计算1选择轴的材料，确定许用应力由于设计的是单级减速器的输出轴，属于一般轴的设计问题，选用45#调质钢，硬度217255HBS， -1=60Mpa2、轴的结构设计（1）轴的零件定位，固定和装配 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，靠平键和过盈配合实现周向固定。（2）确定轴的各段直径和长度初选用7210C型角接触球轴承，其内径为50mm,宽度为20mm。d1=50mm由于要安装挡油盘所以取 L1=39mm。d2= 66mm L2=8mm安装齿轮的所以d3=58mm，L3=64mm安装轴承和挡油盘所以取d4=48mmL4=50mmd5=44mm L5=54mm由前面计算得d6=42mm。取L6=50mm(3)从动轴的强度校核圆周力Ft：Ft=2T2/ d2=2456429/267.9=3407.5N径向力Fr：Fr= Fttan/cos=3407.5tan200/cos12.753 =1271.6N 轴向力Fa： Fa=Fttan=3407.5tan12.7530=691.9N (4)计算轴承支反力水平面：RAH=(Fad2/2-Fr67.5)/(67.5+67.5)=( 721.9267.9/2-1271.667.5)/135=807.5NRBH=Fr+FAN=1271.6+807.5=2079.1N垂直面AV=RBV=Fr/2=1271.6/2=635.8N(3)画出水平弯矩MH图2（3）垂直弯矩图（）大齿轮中间断面左侧水平弯矩54506大齿轮中间断面右侧水平弯矩为.07.5691.9267.9/2大齿轮中间断面处的垂直弯矩为4.292 (4)计算合成弯矩M=（M2+M22）1/2 大齿轮中间断面左侧弯矩为MCL= ( MCHL 2 + MCV 2) 1/2=4.380104 Nmm大齿轮中间断面右侧弯矩为MCR= ( MCHR 2 + MCV 2) 1/2=5.744104 Nmm (5)画出轴的轴转矩图（）4.5642910Nmm(6)按下式求当量弯矩并画当量弯矩图（）Me= ( MH2+(T 2) 1/2这里 ，取=0.6，T=2.7385710Nmm由图（1）可知，在大齿轮中间断面左侧处的最大当量弯矩分别为MC=(MCR2+(T 2) 1/2=(57440) 2 + (2.7385710)21/2=2.7981610 Nmm（）校核轴的强度去截面作为危险截面截面处的强度条件：=MC/W=MC/0.1d3=2.7982610/0.1583=14.34<-1结论：按弯扭合成强度校核大齿轮轴的强度足够安全RAVRAHFtFaFrRBVTACB2(1)RAVFrFar2(2)5450681742(3)RAVFtRBV2(4)4.2922(5)4.3801045.7441042(6)4.564291052.73857105TaT2(7)4.3801042.798161052.738571052(8)七、滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命5年，要求一天工作16小时，一年工作日为300天，得163005=24000小时1、由上面的设计，初选轴承的内径 小齿轮轴的轴承内径d1=35mm 大齿轮轴的轴承内径d2=50mm由于轴承要承受径向和轴向的载荷，故选择角接触球轴承,查手册:小齿轮轴上的轴承选择型号为7207AC大齿轮轴上的轴承选择型号为7210AC7207型号的轴承的主要参数：522.56.572mm7mm7210型号轴承的主要参数：032.826.89020小齿轮轴的轴承（1）计算轴承的轴向载荷和径向载荷小齿轮轴的轴向力Fa1=721.93NA端轴承所受的径向力FRA=(RAH2+RAV2) 1/2=(555.17) 2+(590.27) 2 1/2=810.33NB端轴承所受的径向力FRB=(RBH2+RBV2) 1/2=(2505.49) 2+(590.27) 2 1/2=2574.08N两轴承的派生轴向力查表得:FS=0.68FR 则FSA=0.68FRA=551.02N则FSB=0.68FRB =1750.37N 由于FSA水平向右FSB水平向左 Fa1水平向右有FSA + Fa1=551.02+721.93=1272.95N<FSB因而轴有向左移动的趋势，即轴承A被压紧，轴承B被放松FAa=Fa+FSB=-721.93+1750.37=1028.44NFAb=FSB=1750.37N（2）计算当量动载荷FAa/FRA=1028.44/810.33=1.269>0.68FAb/FRB=1750.37/2574.08=0.679查手册，得:P1= (0.41FRa+0.87FAa)= (0.41810.33+0.871028.44)=1226.98NP2= FRB= 1750.37N P2 >P1所以只需校核轴承2的寿命 (3)轴承寿命计算由于有轻微冲击，故由表13-6，取fp=1.02工作温度低于1000C，查表13-4，得fT=1.0轴承2的寿命为:LH=106/60n(ftC/fpP) 3=106/（60960）(22500/1.021750.37)3=34739h>24000h预期寿命足够2、计算从动轴承 (1)计算轴的轴向载荷和径向载荷大齿轮轴的轴向载荷Fa2=691.9NA端所承受的径向力FRA=(RAH2+RAV2) 1/2=(807.5) 2+(635.8) 2 1/2=1027.76NB端轴承所受的径向力FRB=(RBH2+RBV2) 1/2=(2079.1) 2+(635.8) 2 1/2=2174.14N两轴承的派生轴向力查表得:FS=0.68FR 则FSA=0.68FRA=698.904N则FSB=0.68FRB =1478.42N 由于FSA水平向右FSB水平向左 Fa2水平向右有: FSA + Fa2=698.904+691.9=1390.8N<FSB=1478.42N因而轴有向左移动的趋势，即轴承A被压紧，轴承B被放松FAa=Fa+FSB=-691.9+1478.42=786.52NFAb=FSB=1478.42N（2）计算当量动载荷FAa/FRA=786.52/1027.76=0.77>0.68FAb/FRB=1478.42/2174.14=0.679查手册得:P1= (0.41FRa+0.87FAa)= (0.411027.76+0.87786.52)=1105.65NP2= FRB= 2174.14N P2 >P1所以只需校核轴承2的寿命(3)轴承寿命计算由于有轻微冲击，故由表13-6，取fp=1.0工作温度低于1000C，查表13-4，得fT=1.0轴承2的寿命为:LH=106/60n(ftC/fpP) 3=106/（60960）(32800/2174.14)3=29608h>24000h此轴承合格八、键联接的选择及校核计算1、主动轴外伸端d=26mm,考虑到键在轴中部安装，故选键830GB/T1096-1990,b=8mm,L=32mm,h=8mm,t=4mm,k=h-t=4mm,选择45钢，许用挤压应力p=100MPap=2T/dkl=2113406/26432 =68.15Mpa<R(100Mpa)则强度足够，合格2、从动轴外伸端d=42mm,考虑到键在轴中部安装，故选键1255GB/T1096-1990,b=12mm,L=55mm,h=9mm,t=5mm,k=h-t=4mm,选择45钢，许用挤压应力p=100MPap=2T/dkl=2456429/42455 =97.79Mpa<R(100Mpa)则强度足够，合格3从动轴与齿轮联接处d=58mm,考虑键槽在轴中部安装，故选键1650 GB/T1096-1990,b=16mm,L=50mm,h=9mm,t=5.5mm,k=h-t=3.5mm,选择45钢，许用挤压应力p=100MPap=2T/dkl=2456429/583.550 =89.8Mpa<R(100Mpa)则强度足够，合格九、联轴器的选择由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑装卸方便及经济问题，选用弹性套柱销联轴器K=1.3 Tc=9550KP/n=95501.33.65/76.37=593.36 Nm选用TL8型GB/T4353-1984 弹性套注销联轴器公称尺寸转矩 Tn=710Nm, Tc<Tn,才用Y型轴孔长度L=112mm十、减速器附件的选择1.减速器箱体设计机座壁厚：=0.025a1=0.0251551=4.875取=8mm机盖壁厚：1=8mm机座凸缘厚度：b=1.5=12mm机盖凸缘厚度：b1=1.51=12mm机座底凸缘厚度：b2=2.5=20mm地脚螺钉直径：df=0.036a12=17.58mm18mm地脚螺钉数目：n=4轴承旁连接螺栓直径：d1=0.75 df =16mm机盖与机座连接螺栓直径：d2=（0.50.6）df=10mm轴承端盖螺钉直径：d3=（0.40.5）df=8mm窥视孔盖螺钉直径：d4=（0.30.4）df=6mm定位销直径： d=（0.70.8）d2=8mm轴承旁凸台半径：R1=C2=20mm外机壁至轴承座端面距离：l1 =50mm大齿轮顶圆于内机壁距离：11.2=9.6mm齿轮端面与内机壁距离：2=8mm机盖、机座肋厚：m10.851=6.8mm=7mm；m0.85=7mm轴承端盖外径：D1=D小（55.5）d3=6644=110mmD2=D大（55.5）d3=7842=120mm轴承端盖凸缘厚度：t=（11.2）d3=9mm轴承旁边连接螺栓距离：sD2 尽量靠近，不干涉Md1和Md3为准2.其他技术说明窥视孔盖板 A=90mm， A1=120mm通气器 由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M201.5油面指示器 选用游标尺M16油塞螺钉 选用M161.5启盖螺钉 选用M10定位销 选用8吊环 箱体上采用起吊钩结构，箱盖上采用起吊耳环结构十一、减速器的润滑和密封1、齿轮的润滑V齿=1.07m/s12m/s，采用浸油润滑，浸油高度h约为1/6大齿轮分度圆半径，取为45mm。侵入油内的零件顶部到箱体内底面的距离H=40mm。2、 滚动轴承的润滑类型为角接触球轴承，故采用浸油润滑。常温低压。选择L-FC22牌润滑油3、 注意事项（1） 润滑油中加抗氧化剂。（2） 齿轮浸油深度h1=12个齿高。(3)齿顶线到箱底的距离h2>3050mm(4)每千瓦功率的油池体积为0.350.7L.4、 密封方法（1）选用嵌入式端盖易于调整，内圈采用封油圈进行密封；（2）油尺处以及排油孔处用石棉胶纸密封；( 3 ) 视孔盖处用石棉橡胶纸密封.十二、参考文献1 濮良贵，记名刚，机械设计。七版。北京：高等教育出版社，20012 王步瀛机械零件强度计算的理论和方法。北京：高等教育出版社，19863张之明，滑动轴承的留体力润滑理论。北京：高等教育出版社，19954减速器实用技术编委会，减速器实用技术手册。北京：机械工业出版社19925汝元功，唐照明，机械设计手册。北京：高等教育出版社，1995F=2100NV=1.6m/sD=400mm总=0.87Pd=3.86KW电动机型号Y 132M1-6Ped=4KWi总=12.56i带=3i齿=4.19no=960 r/minnI =320r/minnII=76.37r/minnIII=76.37r/minPo=4 KWPI=3.8KWPII=3.65KWPIII=3.54KWT0=39.79NmTI=113.41NmTII=456.43NmTIII=442.67Nmdd1=112mmdd2=355mmV=5.63m/sLd=2000mma=621.105mm取a=620mm1=157.580F0 =168.09NFQ=1271.63NHlim1=580MpaHlim2=530MpaEF1 =244MpaEF2=204 MpaN1=4.610 8N2=1.09810 8S=1 H1=591MPaH2=583MPai齿=4.19u=4.764T1=113406Nmm=2.5=15a=165mmZ1=25Z2=105=12.753d1=63.7mmd2=267.9mmha=2.5mmhf=3.125mmh=5.625mmda1=68.7mmda2=272.9mm df1=57.45mmdf2=261.65mmb1=70mm b2=65mmV =1.067m/s选取7级KA=1KV=1.05Kf a=1.3Kf=1.32K=1.80H=400.3MPaZV1=23.31ZV2=110.17F1=61.86MPaF2=56.8 1=60Mpa取C=105取d1=26mm取d2=42mmd1=30mmL1=26mmd2=40mmL2=L3=16mmd3=40mmd4=35mL4=26mmd5=30mmL5=55mmd6=26mmL6=31mmFt=3560.63N Fr=1180.53NFa=721.93N RAH=555.17NRBH=2505.49NRAV=RBV=590.27NMCHL=3.7473104NmmMCHR= 1.448104NmmMBH=1.0864105NmmMCV=3.985104NmmMCL=5.4698104 NmmMCR=4.239104 NmmT=1.13406 105N.mmT=6.8043104 NmmMC=8.01702104 NmmMB=1.281953105 Nmm d1=50mm L1=39mm。d2= 66mm L2=8mmd3=58mm，L3=64mmd4=48mmL4=50mmd5=44mm L5=54mmd6=42mmL6=42mmFt=3407.5NFr=1271.6NFa=691.9NRAH=807.5NRBH=2079.1NAV=RBV=635.8N=54506 Nmm.8174Nmm4.292NmmMCL =4.380104 NmmMCR=5.744104 Nmm4.5642910NmmaT=2.7385710NmmMC=2.7981610 NmmFa1=721.93NFRA=810.33NFRB=2574.0NFSA=551.02NFSB=1750.37N FAa=1028.44N FAb=1750.37NFRA=1027.76N FRB=2174.14NFSA=698.904NFSB=1478.42NTc=266.653Nm