机械课程设计(螺旋输送机传动装置)(共32页).doc

精选优质文档-倾情为你奉上机械设计基础课程设计说明书设计题目： 螺旋输送机传动装置 学生姓名： 孙敬通 学 号： 专业年级： 材控09-1 指导老师： 成 绩： 2012年1月10日目 录第一章、设计任务书设计任书 （3）第一章、电动机的选择与运动参数的计算一、电动机的选择 （4）二、传动比的分配 （5）三、传动装置运动参数 （6）第二章、 各齿轮的设计计算一、直齿圆柱齿轮减速设计 （7）二、直齿圆锥齿轮减速设计 （10）第三章、轴结构设计 高速轴的设计 （13）第四章、校核一、高速轴轴承和键的校 （19）二、联轴器的选择 （20）三、减速器的润滑 （20）第五章、箱体尺寸及技术说明一、减速器箱体尺寸 （20）二、其他技术说明 （21）设计小结 （23）参考文献 （23）附件：机械设计手册（新编软件）圆柱齿轮传动设计验证报告（24）第一章课程设计任务书题目：螺旋输送机传动装置原始数据：输送机工作轴转矩 输送机工作轴转速 工作条件：连续单向运行，工作时有轻微振动，使用期8年，小批量生产，两班制工作输送机工作轴转速允许误差。设计计算与说明计算结果第二章、电动机的选择与运动参数的计算一、电动机的选择1、确定传送机所需的功率 设定传送机本身的功率2、确定传动总效率 其中、分别为联轴器、一对滚动轴承、一对圆柱齿轮、一对圆齿轮传动的效率。查表可得：、 3、电动机的输出功率 4、选择电动机 因为传动机在工作过程中有轻微振动，因此取过载系数k=1.05因此 选择电动机型号为：Y132M2-6 Y132M2-6 电动机主要技术数据额定功率满载转速同步转速 额定转矩 最大转矩5、电动机的外型尺寸Y132M2-6电动机外形尺寸为（mm）ABCDEFGH2161788938801033132KABACADHDBBL12280270210315238515电动机安装尺寸（mm）中心高H外形尺寸LX（AC/2+AD）XHD地脚安装尺寸AXB地脚螺钉孔直径K轴伸尺寸DXE装键部位尺寸FXGD132515X345X315216X1781238X8010X41二、总传动比计算及传动比分配1、总传动比计算 由题目给定参数可知输送机工作轴转速 2、传动比的分配一级圆柱齿轮减速器传动比一般，最大值为一级圆锥齿轮减速器，用于输入轴与输出轴垂直相交的传动时，若采用直齿轮一般，若采用斜齿轮，其传动比一般为，最大值为。因此取一级闭式圆柱齿轮传动的传动比 则一级开式圆锥此轮传动的传动比三、传动装置运动参数的计算 1、各轴功率的计算取电动机的额定功率作为设计功率，则对于圆柱齿轮传动：高速轴的输入功率低速轴的输入功率对于圆锥齿轮传动：高速轴的输入功率低速轴的输入功率 2、各轴转速的计算 对于圆柱齿轮传动： 高速轴转速 低速轴转速 对于圆锥齿轮传动： 高速轴转速 低速轴转速 3、各轴输入转矩的计算 对于圆柱齿轮传动： 高速轴输入转矩 低速轴输入转矩 对于圆锥齿轮传动： 高速轴输入转矩 低速轴输入转矩 4、各轴功率、转速、转矩列于下表: 轴 名功率转速转矩圆柱齿轮传动 高速轴 5.3996053.62低速轴5.10240374.40圆锥齿轮传动高速轴4.85240129.99低速轴4.40130.1322.98第三章、 各齿轮的设计计算一、直齿圆柱齿轮减速设计（一）、工况分析直齿圆柱齿轮传动采用软齿面闭式传动，初选齿轮精度为8级，轮齿表面精糙度为，其主要失效形式为点蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取则，压力角为。（二）、设计原则。1、设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。2、按齿面接触疲劳强度设计（三）、设计计算 1、选择齿轮材料并确定许用应力 小齿轮用34CrNi3Mo调质，齿面硬度为310HBS 大齿轮用45调质调制，齿面硬度为250HBS安全系数取，安全系数取 查表， 查表， 2、按齿面接触强度设计 齿轮按8级精度制造，取载荷系数，齿宽系数 小齿轮上的转矩为： 计算中心距因此，模数 查表取标准值 。确定中心距 齿宽 为了补偿安装误差，通常使小齿轮齿 宽略大于大齿轮 。， ， 接触强度计算应力： 因此接触强度满足。 3、验算轮齿弯曲强度 1）齿根危险截面 轮齿疲劳折断与齿根弯曲应力有关，对于一般精度的齿轮，可近似认为，全部载荷由一对轮齿承担，且载荷作用于齿顶时，齿根所受的弯曲力矩最大。计算时将轮齿看做悬臂梁，其危险截面用 切线法确定，即作与轮齿对称中心线成 夹角并与齿根圆角相切的斜线，两切点连线即是最危险截面位置。 2）强度验算 查图可得齿形系数 ，因此可得： 因此，弯曲强度满足要求。 4、计算齿轮圆周速度 因此选用8级精度是合适的。5、计算齿轮其他参数齿顶高 顶隙 齿根高 全齿高 分度圆直径 基圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿距 齿厚 齿槽宽 二、直齿圆锥齿轮减速设计（一）、工况分析直齿圆锥齿轮传动采用硬齿面开式传动，初选齿轮精度为8级，轮齿表面精糙度为，其主要失效形式为磨损和齿轮折断，考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取则，取。压力角。 （二）、设计原则1、设计准则，按齿根弯曲疲劳强度计算，再按齿面接触疲劳强度校核。2、按齿面弯曲疲劳劳强度设计（三）、设计计算 1、选择齿轮材料并确定许用应力 小齿轮用45调制，齿面硬度为250HBS 大齿轮用45调制，齿面硬度为220HBS由，安全系数取得2、按齿根弯曲疲劳强度计算 确定弯曲强度载荷系数 确定分度圆锥角 由于两圆锥齿轮的轴夹角由上述两个式子可计算得：， 当量齿数查图可得齿形系数,齿宽系数取 因此，平均模数：由于是开式齿轮传动，因此将模数增大1020%，因此确定大端断面模数： 查表取标准值因此外锥距3、齿根弯曲强度校核 因此弯曲强度满足4、计算齿轮其他参数 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 齿宽 ，,齿根角 齿顶角 根锥角 顶锥角 第四章、轴结构设计一、高速轴的设计1、选择轴的材料及热处理由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料45钢,调质处理.2、初估轴径按扭矩初估轴的直径,查表6-3,得c=103至126,考虑到安装联轴器的轴段仅受扭矩作用.取c=110则:3、初选轴承1）轴选轴承为60082）轴选轴承为60093）轴选轴承为6012根据轴承确定各轴安装轴承的直径为:D1=40mmD2=45mmD3=60mm4、联轴器的选择 联轴器选择为TL8型弹性联轴器 GB4323-845、结构设计现只对高速轴作设计,其它两轴设计略,结构详见图)为了拆装方便,减速器壳体用剖分式,轴的结构形状如图所示.(1) 各轴直径的确定初估轴径后,可按轴上零件的安装顺序,从左端开始确定直径。1） 该轴轴段1安装轴承6008,故该段直径为。2） 轴段2有退刀槽，故该段直径为。3） 轴段3为齿轮右边的轴承的轴向定位轴肩，取直径为。4） 齿轮右端用轴肩固定，计算得轴肩高度为4.5mm，取轴段4直径为。5） 轴段5安装齿轮，为了便于安装，取轴段5直径为。6） 轴段6用于安装轴承，和用于轴承的轴向定位的长套筒。取轴段6直径为。7） 轴段7应与密封毛毡的尺寸同时确定，查机械设计手册，选用JB/ZQ4606-1986中d=36mm的毛毡圈，故取轴段7直径为。8） 轴段8装联轴器，取为 。（2）各轴段长度的确定1） 轴段1的长度为轴承6008的宽度和轴承到箱体内壁的距离加上箱体内壁到齿轮端面的距离加上2mm，取轴段1长度。2） 轴段2为退刀槽，取3） 轴段3为轴肩，取4） 轴段4为齿轮右断面的轴向定位轴肩，取。5） 轴段5安装齿轮，应比齿轮宽略小3mm，取长度。6） 轴段6安装轴承和套筒，长度为7） 轴段7是在确定其他轴段长度后确定的。8） 轴段8长度为联轴器孔的长度加上10mm，取。于是，可得轴的支点上受力点间的跨距。（3）轴上零件的周向固定为了保证良好的对中性，齿轮与轴选用过盈配合。与轴承内圈配合轴劲选用k6，齿轮与大带轮均采用A型普通平键联接，分别为 GB1096-1979及键GB1096-1979。（4）轴上倒角与圆角为保证6008轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为1mm。其他轴肩圆角半径均为2mm。根据标准GB6403.4-1986，轴的左右端倒角均为。6.轴的受力分析（1）画轴的受力简图（2）计算支座反力作用于齿轮上的圆周力 径向力 在水平面上 在垂直面上 （3）作轴的水平面和垂直面的弯矩图作垂直面弯矩图作水平面弯矩图计算合成弯矩，作合成弯矩图计算转矩 计算危险截面当量弯矩： 其中，应力校正系数为。7.判断危险截面如上所诉可知，轴的危险截面位于安装齿轮的位置。其危险截面为8.轴的弯扭合成强度校核查表可得， 计算抗扭截面系数9.轴的安全系数校核由表10-1查得在危险截面左侧 由附表10-1查得查表得绝对尺寸系数，轴经磨削加工,查表得质量系数，则弯曲应力 应力幅 平均应力 切应力 安全系数查表得许用安全系数S在需用安全系数范围内，故a-a剖面安全。第四章、 校 核一、高速轴轴承 选择轴承的型号为6008，1） 2） 计算当量动载荷 查表得 径向载荷系数X和轴向载荷系数Y为, 3） 验算6008的寿命 二、键的校核键1 10×8 L=80 GB1096-79 则强度条件为 查表许用挤压应力 所以键的强度足够键2 12×8 L=63 GB1096-79则强度条件为 查表许用挤压应力所以键的强度足够三、联轴器的选择 联轴器选择为TL8型弹性联轴器 GB4323-84四、减速器的润滑（一） 齿轮的润滑因齿轮的圆周速度<12 m/s，所以才用浸油润滑的润滑方式。 高速齿轮浸入油里约0.7个齿高，但不小于10mm，低速级齿轮浸入油高度约为1个齿高（不小于10mm），1/6齿轮。（二） 滚动轴承的润滑因润滑油中的传动零件（齿轮）的圆周速度V1.52m/s所以采用飞溅润滑。第五章、减速器箱体尺寸箱体壁厚 箱盖壁厚箱盖凸缘厚度 箱座凸缘厚度箱座底凸缘厚度 地脚螺栓直径地脚螺栓数目 轴承旁联接螺栓直径联接螺栓Md2的间距 轴承端盖螺钉直径定位销直径 轴承旁凸台半径Mdf 、Md1 、Md2至外箱壁的距离Mdf、Md1、Md2至凸缘边缘的距离凸台高度根据低速轴承座外半径确定外箱壁至轴承座端面距离箱盖，箱座肋厚轴承端盖外径 轴承旁螺栓距离大齿轮顶圆与内箱壁距离齿轮端面与内箱壁距离轴承端面至箱体内壁距离旋转零件间的轴向距离齿顶圆至轴表面的距离大齿轮齿顶圆至箱体底面内壁间距箱体至箱底内壁的距离减速器中心高H=60mm 箱体内壁轴向间距第六章、其他技术说明1、对零件的要求装配前所有的零件均要用煤油或者汽油清洗，在配合表面涂上润滑油。在箱体内表面涂防侵蚀涂料，箱体内不允许有任何杂物。2、 对滚动轴承游隙的调整要求为保证滚动轴承的正常工作，应保证滚动轴承的轴向有一定的游隙。对游隙不可调的轴承，可取游隙为0.25至0.4mm。对可调游隙的轴承，其游隙值可查机械设计手册。本设计采用深沟球轴承，因此可取游隙0.3mm。3、 啮合传动侧隙和接触斑点传动侧隙和接触斑点使齿轮传动中两项影响性能的重要指标，安装时必须保证齿轮副或蜗杆副所需的侧隙及齿面接触斑点。传动侧隙的大小和传动中心距有关，与齿轮的精度无关。侧隙检查可用塞尺或者把铅丝放入相互啮合的两齿面间，然后测量塞尺或者铅丝变形后的厚度。本设计中啮合侧隙用铅丝检验不小于0.16 mm,铅丝不得大于最小侧隙的四倍。接触斑点的要求是根据传动件的精度确定的。它的检查时在主动轮的齿面上涂色，将其转动2至3周后，观察从动轮齿上的着色情况，从而分析接触区的位置和接触面积的大小。本设计用涂色法检验斑点，按齿高接触斑点不小于40%；按齿长接触斑点不小于50%.必要时可用研磨或刮后研磨以便改善接触情况。若齿轮传动侧隙或者接触斑点不符合设计要求，可调整传动件的啮合位置或者对齿面进行刮研、跑和。4、 对润滑密封的要求减速器剖分面、各接触面及密封处均不允许漏油，渗油。剖分面上允许涂密封胶或水玻璃，但决不允许使用垫片和使用任何填料。5、 对试验的要求减速器装配完毕后，在出厂前一半要进行空载试验和整机性能试验，根据工作和产品规范，可选择抽样和全部产品试验。先做空载试验，在额定转速下正反转各1至2h。要求运转平稳.噪声小，连接固定处不松动，不漏油。负载试验时要求在额定转速和额定功率下，油池温升不要超过35摄氏度，轴承温升不能超过40摄氏度。6、 对外观、包装和运输的要求减速器应根据箱体的要求，在箱体表面涂上灰色油漆。轴的外伸端及各附件应涂有包装。运输用的减速器包装箱应牢固可靠，装卸时候不可倒置，安装搬运时候不得使用箱盖上的吊钩、吊耳、吊环等。7、 对润滑油的要求机座内采用L-CKD150润滑油，并装润患有至规定高度。电动机型号：Y132M2-6D1=40mmD2=45mmD3=60mm联轴器： GB4323-84轴承的型号6008联轴器 GB4323-84第七章、设计心得机械设计基础的课程设计可以说是对机械专业学生的一种非常直接、非常有效的综合考察方法。 也是机械专业基础知识学习的毕竟途径。通过这为期两周的课程设计，基本上，我又把书本教材看了一遍，而且比以前看的更加仔细了。通过理论验算，受力分析，画零件图，装配图，让我对于设计一个成品的过程，当然，不仅仅是本次设计的减速器，有了更深的了解，对机械的有关各零部件的有机结合有了深刻的认识。并且，把所学的理论力学，材料力学，公差与测量技术，工程材料，CAD，等等许多机械的学科很好的综合起来。对我而言，这样的一种练习，不仅仅只是课程设计，而是对专业综合知识的强化训练。虽然，经过将近两周的努力，任务基本完成，但是整个设计还是存在很多缺陷，在设计过程中还是遇到了很多问题，如标准件的选择，装配图的绘制等等，虽然是设计出来，但是我也明白，对于其中的尺寸的设计，以及查表之后的计算过程中产生的误差等都没能够很好的把握。让我更加彻底的认识到自己专业知识的不足之处。从而更加明确了自己今后要努力的方向。我一直觉得，把理论知识应用到实际当中去，这不仅比上理论课有意思，而且更能够让我们明白机械设计基础这门课程的重要性，也让我们十分清楚的知道，对于所学知识，哪些是非常重要，必须掌握的。以实践的方式去学习，我觉得是十分有意义的，而且也是值得提倡的。希望学院以后能多改变教学方式，多注重实践性的学习，把培养学生的兴趣作为教学的主要目的，在教学时尽量把理论知识通俗化，而不是学术化。多提供我们一些途径让我们把所学知识在实践中得到应用。或许，这种教学方式可以说成是科研型教学模式吧。参考文献1. 机械设计基础课程设计指导书张锦明主编 东南大学出版社2. 机械设计徐锦康 主编 机械工业出版社3. 机械设计基础课程设杨晓兰主编 华中科技大学出版社4. 机械设计课程设计陆玉 何在洲 佟延伟 主编 第3版 机械工业出版社附件：渐开线圆柱齿轮传动设计报告用理论计算的方法设计渐开线圆柱齿轮传动各的参数在机械设计手册（新编软件）2008上验证可行。软件设计报告如下： 一、设计信息 设计者 Name=毛显源 设计单位 Comp=上海师范大学 设计日期 Date=2010-1-7 设计时间 Time=10:19:24二、设计参数 传递功率 P=5.39(kW) 传递转矩 T=53.61(N·m) 齿轮1转速 n1=960(r/min) 齿轮2转速 n2=240.00(r/min) 传动比 i=4原动机载荷特性 SF=轻微振动工作机载荷特性 WF=均匀平稳预定寿命 H=10000(小时)三、布置与结构结构形式 ConS=闭式齿轮1布置形式 ConS1=对称布置齿轮2布置形式 ConS2=对称布置四、材料及热处理齿面啮合类型 GFace=软齿面热处理质量级别 Q=ML齿轮1材料及热处理 Met1=34CrNi3Mo<调质>齿轮1硬度取值范围 HBSP1=269341齿轮1硬度 HBS1=310齿轮1材料类别 MetN1=0齿轮1极限应力类别 MetType1=5齿轮2材料及热处理 Met2=45<调质>齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217255齿轮2硬度 HBS2=250齿轮2材料类别 MetN2=0齿轮2极限应力类别 MetType2=6五、齿轮精度齿轮1第组精度 JD11=8齿轮1第组精度 JD12=8齿轮1第组精度 JD13=8齿轮1齿厚上偏差 JDU1=F齿轮1齿厚下偏差 JDD1=L齿轮2第组精度 JD21=8齿轮2第组精度 JD22=8齿轮2第组精度 JD23=8齿轮2齿厚上偏差 JDU2=F齿轮2齿厚下偏差 JDD2=L六、齿轮基本参数模数(法面模数) Mn=4(mm)端面模数 Mt=4.00000(mm)螺旋角 =0.00000(度)基圆柱螺旋角 b=0.(度)齿轮1齿数 Z1=19齿轮1变位系数 X1=0.00齿轮1齿宽 B1=80(mm)齿轮1齿宽系数 d1=1.053齿轮2齿数 Z2=76齿轮2变位系数 X2=0.00齿轮2齿宽 B2=75(mm)齿轮2齿宽系数 d2=0.247总变位系数 Xsum=0.000标准中心距 A0=190.00000(mm)实际中心距 A=190.00000(mm)中心距变动系数 yt=0.00000齿高变动系数 yt=0.00000齿数比 U=4.00000端面重合度 =1.68136纵向重合度 =0.00000总重合度 =1.68136齿轮1分度圆直径 d1=76.00000(mm)齿轮1齿顶圆直径 da1=84.00000(mm)齿轮1齿根圆直径 df1=66.00000(mm)齿轮1基圆直径 db1=71.41664(mm)齿轮1齿顶高 ha1=4.00000(mm)齿轮1齿根高 hf1=5.00000(mm)齿轮1全齿高 h1=9.00000(mm)齿轮1齿顶压力角 at1=31.(度)齿轮2分度圆直径 d2=304.00000(mm)齿轮2齿顶圆直径 da2=312.00000(mm)齿轮2齿根圆直径 df2=294.00000(mm)齿轮2基圆直径 db2=285.66656(mm)齿轮2齿顶高 ha2=4.00000(mm)齿轮2齿根高 hf2=5.00000(mm)齿轮2全齿高 h2=9.00000(mm)齿轮2齿顶压力角 at2=23.(度)齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=6.27603(mm)齿轮1分度圆弦齿高 hh1=4.12979(mm)齿轮1固定弦齿厚 sch1=5.54819(mm)齿轮1固定弦齿高 hch1=2.99023(mm)齿轮1公法线跨齿数 K1=3齿轮1公法线长度 Wk1=30.58573(mm)齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=6.28274(mm)齿轮2分度圆弦齿高 hh2=4.03246(mm)齿轮2固定弦齿厚 sch2=5.54819(mm)齿轮2固定弦齿高 hch2=2.99023(mm)齿轮2公法线跨齿数 K2=9齿轮2公法线长度 Wk2=104.63015(mm)齿顶高系数 ha*=1.00顶隙系数 c*=0.25压力角 *=20(度)端面齿顶高系数 ha*t=1.00000端面顶隙系数 c*t=0.25000端面压力角 *t=20.(度)端面啮合角 t'=20.(度)七、检查项目参数齿轮1齿距累积公差 Fp1=0.06713齿轮1齿圈径向跳动公差 Fr1=0.04936齿轮1公法线长度变动公差 Fw1=0.04182齿轮1齿距极限偏差 fpt(±)1=0.02372齿轮1齿形公差 ff1=0.01792齿轮1一齿切向综合公差 fi'1=0.02499齿轮1一齿径向综合公差 fi''1=0.03352齿轮1齿向公差 F1=0.02789齿轮1切向综合公差 Fi'1=0.08505齿轮1径向综合公差 Fi''1=0.06910齿轮1基节极限偏差 fpb(±)1=0.02229齿轮1螺旋线波度公差 ff1=0.02499齿轮1轴向齿距极限偏差 Fpx(±)1=0.02789齿轮1齿向公差 Fb1=0.02789齿轮1x方向轴向平行度公差 fx1=0.02789齿轮1y方向轴向平行度公差 fy1=0.01394齿轮1齿厚上偏差 Eup1=-0.09490齿轮1齿厚下偏差 Edn1=-0.37959齿轮2齿距累积公差 Fp2=0.12176齿轮2齿圈径向跳动公差 Fr2=0.07072齿轮2公法线长度变动公差 Fw2=0.05664齿轮2齿距极限偏差 fpt(±)2=0.02645齿轮2齿形公差 ff2=0.02248齿轮2一齿切向综合公差 fi'2=0.02936齿轮2一齿径向综合公差 fi''2=0.03745齿轮2齿向公差 F2=0.01000齿轮2切向综合公差 Fi'2=0.14424齿轮2径向综合公差 Fi''2=0.09900齿轮2基节极限偏差 fpb(±)2=0.02485齿轮2螺旋线波度公差 ff2=0.02936齿轮2轴向齿距极限偏差 Fpx(±)2=0.01000齿轮2齿向公差 Fb2=0.01000齿轮2x方向轴向平行度公差 fx2=0.01000齿轮2y方向轴向平行度公差 fy2=0.00500齿轮2齿厚上偏差 Eup2=-0.10579齿轮2齿厚下偏差 Edn2=-0.42318中心距极限偏差 fa(±)=0.03214八、强度校核数据齿轮1接触强度极限应力 Hlim1=601.3(MPa)齿轮1抗弯疲劳基本值 FE1=468.8(MPa)齿轮1接触疲劳强度许用值 H1=618.2(MPa)齿轮1弯曲疲劳强度许用值 F1=837.1(MPa)齿轮2接触强度极限应力 Hlim2=450.0(MPa)齿轮2抗弯疲劳基本值 FE2=320.0(MPa)齿轮2接触疲劳强度许用值 H2=462.7(MPa)齿轮2弯曲疲劳强度许用值 F2=571.4(MPa)接触强度用安全系数 SHmin=1.1弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40接触强度计算应力 H=422.8(MPa)接触疲劳强度校核 HH=满足齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 F1=53.6(MPa)齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 F2=48.1(MPa)齿轮1弯曲疲劳强度校核 F1F1=满足齿轮2弯曲疲劳强度校核 F2F2=满足九、强度校核相关系数齿形做特殊处理 Zps=特殊处理齿面经表面硬化 Zas=不硬化齿形 Zp=一般润滑油粘度 V50=120(mm2/s)有一定量点馈 Us=不允许小齿轮齿面粗糙度 Z1R=Rz6m(Ra1m)载荷类型 Wtype=静强度齿根表面粗糙度 ZFR=Rz16m (Ra2.6m)刀具基本轮廓尺寸 圆周力 Ft=1410.789(N)齿轮线速度 V=3.820(m/s)使用系数 Ka=1.100动载系数 Kv=2.343齿向载荷分布系数 KH=1.000综合变形对载荷分布的影响 Ks=1.000安装精度对载荷分布的影响 Km=0.000齿间载荷分布系数 KH=1.294节点区域系数 Zh=2.495材料的弹性系数 ZE=189.800接触强度重合度系数 Z=0.879接触强度螺旋角系数 Z=1.000重合、螺旋角系数 Z=0.879接触疲劳寿命系数 Zn=1.30000润滑油膜影响系数 Zlvr=0.87000工作硬化系数 Zw=1.00000接触强度尺寸系数 Zx=1.00000齿向载荷分布系数 KF=1.000齿间载荷分布系数 KF=1.437抗弯强度重合度系数 Y=0.696抗弯强度螺旋角系数 Y=1.000抗弯强度重合、螺旋角系数 Y=0.696寿命系数 Yn=2.50000齿根圆角敏感系数 Ydr=1.00000齿根表面状况系数 Yrr=1.00000尺寸系数 Yx=1.00000齿轮1复合齿形系数 Yfs1=4.42487齿轮1应力校正系数 Ysa1=1.53717齿轮2复合齿形系数 Yfs2=3.96707齿轮2应力校正系数 Ysa2=1.76920专心-专注-专业