1、1目 录引言 2第一章 绪 论31.1 JD40 型调度绞车简述.31.2 JD40 型调度绞车工作原理.31.3 JD40 型调度绞车改进原因分析41.4 JD-40 型调度绞车改进方案.41.5 JD-40 调度绞车改进的意义.5第二章 总体设计62.1 概述 72.2 JD-40 型绞车的技术规范表.72.3 JD-40 形绞车的结构特征.82.4 改进方案的提出 82.5 经济分析12第三章 轴的设计143.1 材质的选择、材料的确定143.2 轴的结构设计 153.3 轴的强度校核18第四章 传动机构设计224.1 概述224.2 轮系的参数确定224.3 齿轮几何尺寸的确定264.
2、4 齿轮承载能力的校核30第五章 JD-40 绞车的维护与修理40参考文献.412引言JD-40 型调度绞车广泛 应用于矿井轨道上下山，井底车场，中间巷道等地区进行地面调度和其他辅助搬运工作，它使用的电器设备具有防爆性能，JD-40 型调度绞车 具有传动效率高，承载能力大，调度操作简单等优点但是根据其工作原理和实习中的发现，以前的调度绞车因结构不合理等情况，具有很高的返修率，由于绞车常用于井下地区，修理不方便所以本设计从绞车的装配，以及对轴与齿轮的配合，键的承载能力进行了改进，使其绞车在实际应用中增加了经济效益，同时安全性和市场前景也是比较好的全套设计， 联系 1538937063第一章 绪
3、论1.1 JD40 型调度绞车简述JD40 型调度绞车广泛 应用于矿井轨道上下、井底 车场、中 间巷道、采区运输巷道调度编组矿车、掘进行头调度矿车，也可用于矿出地面、冶金矿场或建筑工地面高度和其他辅助搬运工作。它用的电器设备具有防爆性能，可用于有煤尘及瓦斯的矿井中，它具有传动效率高，承载能力大，调度操作简单，价格低廉等优点。1.2 JD40 型调度绞车工作原理JD40 型绞车主要由 电动机、卷筒、行星 齿轮传动装置，刹车装置和机座组成。在 传动传动结构上采用两级行星齿轮传动。电动机通过齿形连轴器带动太阳轮转动，使三个行星轮旋转，由于左端的内齿轮是固定不动的，所以行星齿轮除作自转外，还要围绕电机
4、齿轮公转，自转 ，于是 带动 了左端齿轮架旋转，从而使主轴旋转，固定在主轴右端的中心齿轮也旋转，于是带动了右端齿轮架上的一对行星齿轮转动，此时可以有三种情况：1 如果左刹车闸松开，右刹车闸刹住大内齿轮，此时大行星齿轮除作4自转外，还要围绕中心齿轮公转，同时带动了在齿轮架旋转起来，此时即可进行牵引，称为工作牵引状态。2 如果右刹车闸松开，左刹车闸刹住滚筒，此时滚筒停止转动，重物被停留在某一隹置，称为停止状态，这时右端齿轮架不再旋转，大行星齿轮亦不再公转只自转，并带动大内齿轮空转。3 如果左右两刹车闸松开，重物便借自重自由下落，带动滚筒反转，称为工作下放状态，为了调节下放速度或停止，两刹车装置可交
5、替刹紧和松开。1.3 JD40 型调度绞车改进原因分析通过在实习中的调研发现，以前生产的 JD 40 型绞车存在结构不合理的情况，有很高的反修率，其中除了在使用中的正常磨损、使用和保养不当而引起的齿轮损坏外，有相当数量的绞车是因小行星轮处的键联结损坏、滚键 、轴损坏，从而使 传动轴和小行星 轮报废造成停机，严重影响生产秩序的正常进行。为此，针对以上问题对原结构提出以下方案的改进。卷筒通过轴承与传动轴连接，主传动轴承受径向载荷。主传动轴通过平键连接与小行星轮架通过两套轴承支撑在左支架上。也就是说主传动轴同时扭矩和弯矩。在实际使用过程中，在各种复杂的工作条件下，小行星轮架与轴以及键联结承受着交变载
6、荷与冲击载荷。根据对图纸的分析和在实际生产中的经验可以知道：由于结构复杂、安装空间受限、配合要求高、小行星轮架同时内孔与轴的装配和外圆与轴5承内孔的装配，而且需要同时进行过度配合的装配等原因，实际装配的难度生产中厂家改变了此处的配合性质，放大了其配合间隙，使机械加工以及装配工作容易。这样该部分静配合改变为动配合，使其受载条件恶劣。综上所述，这种结构在投入使用后不久，就产生了滚键、轴头损坏、轴断裂、小行星轮架内孔损坏等现象，造成停机事故。1.4 JD-40 型调度绞车改进方案1.4.1 改进方案 I将主传动轴支撑卷筒径向载荷改为右支撑架支撑卷筒径向载荷。并选用内外圈可分体的轴承，使卷筒与左支撑架
7、的装配更方便。1.4.2 改进方案 II将小行星轮架与轴的配合部分的长度缩短，降低小行星轮架的配合要求，同时将该部分的平键联合改为渐开线花键联结（3，30），增大其承载能力，对花键联结配合性质的要求可以适当降低，以利于半装拆。1.4.3 改进方案 III将主传动轴端部直径加大至 93，阶梯处采用弧过渡，避免应力集中，增大其承载能力。1.5 JD-40 调度绞车 改进的意义经改进后的 JD-40 绞车 的成本比改进前多了 2，200 元，但在实际的应用当中，有明显的经济效益，在矿井中， 绞车 是在井下作业的设备，维修是很困难的，由于改进后的结构更加合理，就延长了使用周期，大大减6少了维修的次数，
8、接生了大量的人力物力；易损坏的使用周期的延长，延缓了更换时间，节省了资金；改进后的结构更利于装拆，节省了时间。综合考虑以上因素，一台改进的 JD40 绞车实际 的使用过程中要节省7000 元左右，经济效益是可观的。经过结构改进，可以使小行星轮架与轴联接楞靠，承载能力加大，另外，改进后的 结构利于各部分的装配，使制造成本降低。行星轮架采用 双边支承，既有利于保证径向的同轴度要求，又可以防止行星轮架的轴向窜动。经改进后的 JD40 绞车 ，由于其实用性，经济性，安全性都比较好，市场景还是比较好的。7第 2 章 总体设计2.1 概述JD-40 型调度绞车广泛 应用于矿井轨道上下山、井底车场、中间巷道
9、、采区运输巷道调度编组矿车、掘进头调度矿车，也可用于矿山地面、冶金矿场或建筑工地进行地面调度和其他辅助搬运工作。它使用的电器设备具有防爆性能，可用于有煤尘及瓦斯的矿井中，它具有传动效率高，承载能力大，调 度操作简单，价格低廉等优点。2.2 JD-40 型绞车的技术规范表表 2-1 JD-40 型绞车的技术规范表纲绳拉力 3000kg钢绳速度 60-90m/min钢绳直径 20mm卷筒直径 450mm卷筒宽度 580mm卷筒容绳量 600m电动机型号 Dsb-408电动机功率 40kw电动机转速 1465r/min总速比 40.5绞车的重量 2760kg外形（长宽 高） 190015001420
10、mm2.3 JD-40 形绞车的结构特征JD-40 型绞车由下面主要部分 组成：电动机、卷筒、行星齿轮传动装置，刹车装置和机座。在传动结构上采用两级行星齿轮传动，分别布置在主轴的两端，主轴贯穿滚筒，左端与三星架联结，右端与太阳轮联结，电动机采用法兰盘式固定在左支架上。2.4 改进方案的提出通过在实习中的调研发现，以前生产的 JD-40 型绞车存在结构不合理的情况，有很高的返修率，其中除了在使用中的正常磨损、使用和保养不当而引起的齿轮损坏外，有相当数量的绞车是因小行星轮处的键联结损坏、滚键 、轴损坏，从而使 传动轴和小行星 轮报废造成停机，严重影响生产秩序的正常进行。为此，针对以上问题对原结构提
11、出以下方案的改进。2.4.1 改进方案9图- 改进前的情况图- 改进前后的对比2.4.2 小行星轮架处损坏原因分析图-是小行星轮架处的局部装配图，分析图我们可以看到：.简通过轴承与主传动轴连接，主传动轴承受径向载荷。主传动轴通过平键连接与小行星轮架相连传递扭矩。小行星轮架通过两套轴承支撑在左支架上。也就是说主传动轴同时扭矩和弯矩。在实际使用过程中，在各种复杂的工作条件下，小行星轮架与轴以及键联结承受10着交变载荷与冲击载荷。.绞车技术参数为：功率 40kw，钢绳拉力 3000kg,卷筒直径 450mm，主传动轴小端直径为 80mm。演算：轴的刚度 a/w 其中 a为计算弯矩，W 为轴的抗弯剖面
12、模数caMca= 6（其中 a 取 1）22()T3.510W0.2d35200 mm 3= Mca/w68.36MPa ，查表，轴的许用应力 70 Paca p所以，计算应力接近于许用应力，这基本是不合理的。3.验算键的许用挤压应力：= =31.8Mpa20Tkld而动联接键的许用应力为 =3045 Mpap所以，采用单键显然是不合理的。.行星轮架与主传动轴的轴、孔的配合尺寸为 80，配合类型为（H7/js6 ），属于过度配合。小行星过度配合。小行星轮架外圆与轴承的配合为150（k6），也属于过度配合。根据对图纸的分析和在实际生产中的经验可以知道：由于结构复杂、安装空间受限、配合要求高、小行
13、星轮架同时进行内孔与轴的装配和外圆与轴承内孔的装配，而且需要同时进行过度配合的装配等原因，实际装配11的难度很大。同时对小行星轮架两端的同轴要求很高，加工不易保证。因此，在生产中厂家改变了此处的配合性质，放大了其配合间隙，使机械加 以及装配工作容易。这样该部分静配合改变为动配合，使其受载条件恶劣。综上所述，这种结构在投入使用后不久，就产生了滚键、轴头损坏、轴断裂、小行星轮架内孔损坏等现象，造成停机事故。2.4.3 小行星轮架部分的改进方案对比1. 改进方案 I如图 2-2（a）中，把原 结构中的单键改为渐开线花键联结，同时增大联结部分的轴颈，使轴的强度有所大，这样解决了滚键，轴断裂等问题，但出
14、于结构复杂、安装空间受限、配合要求高、小行星轮架同时进行内孔与轴的装配和外圆与轴承内孔的内配，而且需要同时进行过度配合的装配，小行星轮教的尺寸过长，使机械加工和装配的难度很大，大大增加了生产成本。同时 用主传动轴支撑径向载荷，大大增加了主传动轴的受力，使轴的使用状况处于不良状态，又增加了轴的机械加工难度。2 改进方案 II如图 2-2（b）中：1 将主传动轴支撑卷筒径向载荷改为右支撑架支撑卷筒径向载荷。并选用内外圈可分体的轴承，使卷筒与左支撑架配更方便。（2（ 将小行星轮架与轴的配合改为渐开线花键联结（m3，z30），增大其承载能力，对花键联结配合性质的要求可以适当降低，以利于12装拆。（3（
15、 将主传动轴端部直径加大至 93，阶梯处采用圆弧过渡，避免应力集中，增大其承载能力。经过结构改进，可以使小行星轮架与轴联接可靠，承载能力加大，另外，改进后的结构利于各部分的装配，使制造成本降低。行星轮架采用双边支承，既有利于保证径向的同轴度要求，又可以防止行星轮架的轴向窜动。2.5 经济分析2.5.1 成本估算表 2-2 原来结构 JD-40 绞车的成本估算名称 规格 单位 数量 单价 金额电动机 DSB-40 台 1 8，300 8，300卷筒装置件 1 23，100 23，100制 动装 置 件 1 6，236 6，236件 1 180 180保护罩底座 件 1 2，810 2，810总额
16、40，626表 2-3 经改进后的 JD-40 绞车的成本估算名称 规格 单位 数量 单 价 金额 总额电动机 DSB-40 台 1 8，300 8，30013卷筒装置件 1 25，300 25，300制动装置件 1 6，236 6，236件 1 180 180保护罩底座 件 1 2，810 2，8102.5.2 经济分析经改进后 JD-40 绞车的成本比改 进前多了 2，200 元，但在实际的应用当中，有明显的经济效益，在矿井中， 绞车是在井下作业的设备，维修是很困难的，由于改进后的结构更加合理，就延长了使用周期，大大减少了维修的次数，接生了大量的人力物力；易损坏的使用周期的延长，延缓了更换
17、时间， 节省了痪金；改进后的结构更利于装拆，节省了时间。综合考虑以上因素，一台改进的 JD- 40 绞车实际的使用过程中要节省 7000 元左右，经济效益是客观的。2.5.3 工程预算工程预算是生产中重要的组成部分，一般来说预决算金额由下表中的几个部分组成，工程预算的金额要比成本估算的金额数要高一些，以防止以外情况的出现。表 2-4 预决算金额14项目 预算额 审核额 批准额 备注设备 4，997配件 9，100材料 29，180工资 2，3344运搬 800预决算金额合计 45，9114工程预算的算法一般遵循下列公式：管理预算额（材料预算额运搬预算额）1015（29180800）101529
18、984479（元）现取最大预算额作为管理预算额工资预算额材料预算额83068082334.4（元）2.5.4 资源分析经改进后的 JD-40 绞车 ，由于其 实用性，经济性，安全性都比较好，市场前景还是比较好的。第三章 轴的 设计轴是机械传动中的重要零件，它的合理性直接影响传动的质是和机15器的使用寿命。3.1 材质的选择、材料的确定轴的材料主要是碳素结构钢和合金结构钢，毛坯为轧罅的圆钢和锻件。在本设计中的轴，由于受力不是很大，工作温度不是很高，为降低生产成本，在本设计中的轴，由于受力不是很大，工作温度不是很高，为降低生产成本，采用综合机械性能比较好的锻造 45 钢，且为提高其使用寿命，进行调
19、质处理。3.2 轴的结构设计轴的结构形式是由许多因素决定的，其中包括轴上安装的零件、轴承的类型和数量、轴承的安装方式、轴的受载情况，各零件、的装配急拆卸方式、轴的加工工艺等。轴的结构应使轴受力合理，避免或减轻应力集中，并使轴上零件定位可靠，装拆方便，制造工艺性好等。遵循以上原则，所设计轴的图形如下图图- 主轴结构图结构设计过程如下：3.2.1 轴径的设计.渐开线花键轴径根绝标准确定D=90, Dee=93, Die=85.516.轴径 d1的确定：根据渐开线花键的标准直径及装配尺寸确定出 d1=100.轴径 d2的确定：根据轴径的设计原则确定出 d2=1101 轴径 d3的确定：根据轴径的设计
20、原则确定出 d3=1182 轴径 d4的确定：根据轴承决定它的直径由滚动轴承尺寸由表查得，轴径 d4=1003 轴径 d5的确定：根据轴径的设计原则及与中心齿轮的装配要求确定出 d5=854 轴径 d6的确定：根据轴径决定它的直径由滚动轴承尺寸由表查得，轴径 d6=805 螺纹直径 M 的确定：根据轴径的具体情况及螺母的直径系列表得螺纹为 M726 轴径 d7的确定：根据退刀糟的选择原则得出轴径 d7=687 轴径 dn.、dT2两处装的是轴用弹性挡圈，查表得 dT1=84.5、dT2=79.54 轴的个部分的长度的确定1 L1的确定：根据装配结构确定 L1=2722 L5的确定：根据装配结构
21、确定 L5=3553 L6的确定：根据滚动轴承的装配尺寸确定，得出 L6=754 L7的确定：根据二级行星轮系中心齿轮的结构确定，得出 L7=745 L8的确定：根据轴用弹性挡圈的装配尺寸桷定，得出 L8=36 L9的确定：根据装配要求桷定，得 L9=1497 则 L 总L 1+L5+L6+L7+L8+L917=272+355+75+74+3+149=9288 L10的确定：根据选择的螺母确定，得 L10=209 L11的确定：在 L10确定完后，留出退刀槽的尺寸长度为 ，然后根据所装轴承的安装尺寸确定出 L11=9310 花键部分 L0的确定：根据与一级中心齿轮的装配尺寸确定 L0=9311
22、 L3的确定：根据一级中心齿轮与轴的装配要求及花键工作长度系列表，得 L3=8512 L2的确定：根据轴用弹性挡圈的尺寸要求桷定 L2=313 其它长度尺寸由装配要求桷定如图 3-1 所示5.轴肩各部分圆角、倒角的确定轴的截面变化处（如轴肩、键槽等、环槽等），是轴生产疲劳破坏的主要部位，为了不到过分削弱轴的疲劳强度，轴肓上的配合表面和非配合表面的圆角及倒角要合理选择。由于轴径 d 是在 80120 之间，查得圆角半径 R 选 2.5，倒角选 1；配合表面的轴 肩查表，选取 R=5;自由轴肩的圆角按查表选取 R=25。.轴上键槽的确定平键槽的确定根据键联结处的轴的直径，查表选择标准的平键，得出它
23、的公称尺寸 2214，再由 长度系列表和轴的实际长度系列表和轴的实际长度确定键联结的长度为 70。18花键的键的选择渐开线花键，用于载荷较大，定心精度较高以及尺寸较大的联接。受载时齿上有径向分力，能起自动定心作用，使各齿承载均匀，强度高，寿命长 。加工工 艺 与齿轮相同，刀具比 较经济，同一把滚刀或插刀可加工模数相同，齿数不同的内、外花键，易获得较高的精度和互换性，齿根有平齿根和圆齿根，圆齿根有利于降低齿根的应力集中和避免淬火裂纹，但为了刀具制造的方便，选用平齿根，以降低成本。由表查得花键参数为：EXT30Z3307 （3478.1-83）。3.3 轴的强度校核3.3.1 花键的强度校核花键联
24、接的失效形式主要是键侧齿面的压溃和磨损。按抗挤压强度条件校核：= c10TZhlrc式中，T-轴传递 的转矩 ，T=9550 = N*mpn4026.751-各 齿载 荷不均匀系数，一般取 0.70.8-花键齿 数19-花键侧 面的工作高度，0.80.832.4-花键的工作 长， 85-花键平均半径，/290/245则 = c106751.26.32.48Mpa1.26 310pa，是符合强度条件的cc3.3.2 轴的强度校核轴的材料 45，硬度 HB260280,查表取95 a 抗拉极限，650 pa, 300pa, =180Mpa，再由表查得轴的弯曲许b1用应力花键轴上的切向力 260.7
25、594.TFD径向力 1cos23.rN中心轮上的切向力 2.705t径向力 Fr2=Fl2Tg20=3477Tg20=1265N计算支反力：垂直平面中支反力 2579460374067bFabR Nl1 528cc水平平面中支反力 257946017413bFabR Nl20125794601257346cFlcR N反点合力计算2 224067179bb5836cRN垂直平面1- 1 截面 14067.240.wbMam2- 2 截面 23cRN3- 3 截面 35.167.052.wb Nm4- 4 截面 4()4067()89c水平平面1- 1 截面 1213wbMRaNm2- 2 截
26、面 24602c3- 3 截面 3 .15430.72.wb Nm4- 4 截面 4()3(7)bRc合成弯矩2 2211140183.wwMNm222367 231556.ww224489104Nm作出弯矩转矩图，21由于 11 截面受到弯矩最大，现按疲劳强度进行精度验算：钢绳拉力 F30000Nnn 1n2n31.31.31.33.2式中，n 1、n2、n3按表 9174 选取只考虑弯曲的安全系数 1302.182.6.94amnK式中， 按对称循环计算为： a 1max2837.9.wMpaW1 0.1d372.9cm 3K由表查得，取 2.0622由表查得，取 0.64 由表查得，取
27、0.90为 0m只考虑扭转的安全系数118079.64.729rrarmnK式中，a 按脉动循环计算为： max1260.94.58kTMpawKr 由表查得，取 1.64r 由表查得，取 072 由表查得，取 0.90m 为 0因此，总安全系数为22.1879.182rnn是安全产。第四章传动机构设计.概述JD-40 绞车的传动比为 40.5，属于传动比较大的传动，如果仅仅使用一对齿轮传动，必然使两轮尺寸相差悬殊，从而使传动机构的外廓尺寸庞大。一般一对齿轮的传动比不大于 8，在这种情况下，需要采用周转轮系来满足传动，同时，采用周转轮系传动，还可在机构尺寸23及重量较小的条件下实现大功率传动。
28、.轮系的参数确定下面就小行星轮系的设计进行分析.2.1 小行星轮系参数的确定1. 传动系统简图2. 工作参数的确定由表 21 可知 vdn 1式中，v刚绳 n1-滚筒转速 d滚筒直径 所以 V45010 -3n1 得 n142.563.7r/min则传动比 i=n 电 /n11465/（42.563.7）2334.工作参数见 4-13. 根据传动比要求和装配条件选择中心齿轮 Za 和 Zb由式24:(1):/bbabahahpZrZiin由上述关系式确定 Za22，Z b834. 确定标准传动（非变位传动）的行星轮齿数 Zg()/2(83)/20.5gbaZ所以取 =31 g5.校核装配条件
29、bapZrn即 （整数）2835符合装配条件要求表 41输出功率P（kw）输入转速n 电（r/min）输出转速n1（r/min）传动比i寿命t（h）工作载荷40 1465 42.563.7 2334.5反向材料牌号 热处理 轮齿硬度太阳轮（a）行星轮（g）内齿圈 （b）太阳轮行星轮内齿圈 太阳轮行星轮内齿圈2520CrMnTi 渗碳淬火 氮化 齿面HRC58 62蕊部HRC36 42齿面HV600蕊部HB280320齿面粗糙度 齿根圆角粗糙度 精度等级 GB1009588太阳轮行星轮内齿圈 太阳轮行星轮内齿轮 太阳轮行星轮内齿轮Ra1.6 Ra6.3 Ra6.3 Ra6.3 7-7-6 8-7
30、-76.初步确定 ag 传动 的变位系数 Xa 及确定行星齿轮数 Zg在行星传动中，为调整内外啮合齿轮的接触强度，a 和 g 采用大啮合角的正变位传动（a 25027 0）。而 g 和 b 采用小啮合角度的正变位 。方式，不仅可以提高整个传动的承载能力和寿命，使传动获得较小尺寸和较轻 重量，而且能将 ag 传动的同轴度条件放 宽，更便于配 齿计算。当 ag 传动 采用大啮 合角的正确度变位传动时，两轮 Za 和 Zg 的总个，使 ag 传动的标准太阳距见效，而使 bg 传动的标准中心距增大，这样就有可能使 ag 传动采用大啮合角的正确度变位，而 bg 传动采用负角度变位或高度变位，可使内齿 Z
31、b 的顶圆直径相应减小，从而增大内齿轮的齿厚，相应提高了内齿轮的弯曲强度。由图 3-1 中选取X（）g取 Xa=0.5 xg=0.5根据角度变位要求确定行星轮齿数的减少值：26U=X(a)+0.2 （四舍五入取整）10.2所以取减少齿数然而，角度 变位传动 的行星轮齿数a=Zg-U=31-1=307.根据 Za、Zg 及 Xa、Xg 按下式计算变位中心距()()aaym式中，- 标准传动中心距()agyxyAy-补偿变位系数()2zagyZyz查表可得，y z=0.0039966则 ()0.396(230).42zagyZy(a)=xa+xg-y=1-0.204=0.796变位中心距 a(a)
32、 =130+0.7965134.48将 a(a) 圆整 a(a) =135（四舍五入取整）()0.2aux271+0.2所以取减少齿数 =1因而，角度变位传动的行星轮齿数Zg=Zg - =31-1=304.3 齿轮几何尺寸的确定4.3.1 圆直径的确定由 dmz 得1.太阳轮分度圆直径 da522 1102.行星轮分度圆直径 dg5301503.内齿圆分度圆直径 db5384154.节圆直径 d 的确定中心距变动系数()cos2agaZy= 03251cs=10.482bdym则 ()()() 111()4.230aagZ()()1()2250()5.7aggyd28()()2() 20.48
33、115()15.73aggydZ()()1() .4().abg5齿顶圆直径 的确定ad*() ()2(123.6aahxym()() ()agg*()() ()98.babdxy6.齿根圆 直径的确定f *()2()10.7faaahcxm() 432fggd*()()8.fbabcx7齿全高的确定 ()()0.5aafahd()()ggf()().bfbs8.顶隙的确定 ()()0.52.35aagfaCd ()()gf ()(). .abfg ()()05235afaCd9基圆直径 db的确定29由 n=dcos200得 0()cos21cos213.7bad0() 0()cs4cs9b
34、10 .齿顶圆压力角 的确定a110()()()cos/cos(03.7/2.6)317abd()()()4952gga110()()()cs/cs(/8.)45abb11.重合度的确定 ()()22agaagaggztztzt0 0 0317351gttt=1.2112.分度圆弧齿厚的确定由公式 (2)Smxtga得S=11.513.公法线跨齿数的确定由公式30式中1(2)1coss2xKztgazinvxtgaxzx 则01()sc264.57xa01()3os82.xg则0 00642.572)1aKtinvtg=4(取整数部分) 0 001(32582.57)1gtinvtg=514.公法线长度的确定由公式 000(0.5)2cos4.572csaWkzinvaxtgmat得=66.27215.校验邻接条件 0 0()18182sin();63.25.3sin()23.agpd4.4 齿轮承载能力的校核4.4 1 a-g 的啮合副的强度校核转矩的计算
