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机械课程设计说明书

20
2020年4月19日
文档仅供参考

华南理工大学

课程设计说明书

题目　单级圆柱齿轮减速器

学院 ：设计学院
专业 ：工业设计
学号 ： 30031109
学生 ：罗贤军
指导老师：胡广华

7月9日

设　计　说　明　书
设计及说明
结果

一、传动方案的确定（如下图）：
采用普通V带传动加一级斜齿轮传动。

二、原始数据：
a) 带拉力： F=5000N
b) 带速度： v=2.03m/s
c) 滚筒直径： D=505mm

三、确定电动机的型号：
1．选择电动机类型：
选用Y系列三相异步电动机。
2．选择电动机功率：
运输机主轴上所需要的功率：
Pw=Fv1000=5000×2.031000=10.15kW

传动装置的总效率：
η总=η联轴η轴承2η齿轮ηV带ηw
其中，查《机械设计课程设计》P6表2-3
ηV带，V带传动的效率ηV带=0.95
η齿轮，闭式圆柱齿轮的效率（精度等级8）η齿轮=0.97
η轴承，滚子轴承的效率η轴承=0.98
η联轴，弹性联轴器的效率η联轴=0.933
ηw，工作机的效率ηw=0.96
因此：
η总=η联轴η轴承2η齿轮ηV带ηw=0.933×0.982×0.97×0.95×0.96=0.844
电动机所需功率：Pd=k×Pwη=1.2×10.150.844=14.431kW
查《机械设计课程设计》P152的表16-1，取电动机的额定功率为15kW。
3．选择电动机的转速：
工作机的转速：
nw=v×60×1000πD=2.03×60×10003.14×505=76.8r/min
根据《机械设计课程设计》P5表2.2
V带传动比范围i1=2~4，
单级圆柱齿轮（闭式，斜齿）传动比i2=3~6，
电动机转速范围：
nd=nwi1i2=76.8×2~4×3~6=460.8~1843.2r/min
选择电动机同步转1000r/min，满载转速nm=970r/min。

四、确定传动装置的总传动比及各级分配：
传动装置得总传动比： i=nmnw=97076.8=12。6
取V带传动比：i1=2.5；
单级圆柱齿轮减速器传动比：i2=5.04
1．计算各轴的输入功率：
电动机轴Pd=14.431kW
轴Ⅰ（高速轴）　　P1=η1Pd=0.95×14.431=13.71kW
轴Ⅱ（低速轴）　　P2=η2η3P1=0.97×0.98×13.71=13.03kW

2．计算各轴的转速
电动机轴　　nm=970r/min
轴Ⅰn1=nmi1=9702.5=388r/min
轴Ⅱn2=n1i2=3885.04=76.98r/min
3．计算各轴的转矩
电动机轴Td=9550Pdnm=9550×14.431970=142.1N∙m
轴ⅠT1=9550P1n1=9550×13.71388=337.4N∙m
轴ⅡT2=9550P2n2=9550×13.0376.98=1616.5N∙m
4．上述数据制表如下：
参数
轴名
输入功率
P（kW）
转速
n（r/min）
输入转矩
T（N∙m）
传动比
i
效率
η
电动机轴
14.431
970
142.1
2.5
0.96
轴Ⅰ（高速轴）
13.71
388
337.4
5.04
0.95
轴Ⅱ（低速轴）
13.03
76.98
1616.5

五、传动零件的设计计算:
1．普通V带传动的设计计算:
① 确定计算功率Pc
Pc=KAPd=1.2×14.431=17.32kW
KA根据《机械设计》P347附表2.6，此处为带式运输机，载荷变动小，每天两班制工作每天工作8小时，选择工作情况系数KA=1.2
② 选择V带型号
根据《机械设计》P344附表2.5a，此处功率Pc=17.32kW与小带轮的转速nm=970r/min，选择B型V带，d=180mm。
③ 确定带轮的基准直径dd1，dd2
根据《机械设计》P344/P345，附表2.5a和附表2.5b取
小带轮直径Dd1=180mm
大带轮的直径Dd2=450mm
④ 验证带速
v=πDd1nm60×1000=9.14m/s
在5m/s~25m/s之间。故带的速度合适。
⑤ 确定V带的基准长度和传动中心距a0
初选传动中心距范围为：0.7(Dd1+ Dd2)≤a0≤2(Dd1+ Dd2)，
即441≤a0≤1260，初定a0=500mm
V带的基准长度：
L0=2a0+π2Dd1+ Dd2+ (Dd2-Dd1)24a0=2×500+3.142×180+450+450-18024×500=1454mm
根据《机械设计》P349附表2.9，选取带的基准直径长度L0=1600mm。
实际中心距：
a=a0+Ld-L02=500+1600-14542=573mm

⑥ 验算主动轮的包角
α1=180°-Dd2-Dd1573×60°=151.7°
故包角合适。

⑦ 计算V带的根数z
z=Pc(P0+∆P0)KaKL
由nm=970r/minDd1=180mm
根据《机械设计》P344/P345，附表2.5a和附表2.5b，
P0=3.27kW ∆P0=0.29kW
根据《机械设计》表12-7，Ka=0.92
根据《机械设计》附表2.9，KL=0.93
z=17.323.27+0.29×0.92×0.93=5.69
取z=6根。

⑧ 计算V带的合适初拉力F0
F0=500Pczv2.5Ka-1+qv2
根据《机械设计》P343附表2.2，q=0.19
F0=500×17.326×9.142.50.92-1+0.19×9.142=287.1N
⑨ 计算作用在轴上的载荷
Q=2zF0sinα12=3340.7N
⑩ V带轮的结构设计
（根据《机械设计》表14.1）（单位：mm）
带轮
尺寸
小带轮
大带轮
槽型
B
B
基准宽度bp
14
14
基准线上槽深hamin
3.5
3.5
基准线下槽深hfmin
10.8
10.8
槽间距e
190.4
190.4
槽边距fmin
11.5
11.5
轮缘厚δmin
7.5
7.5
外径Da
Dd1=180mm
Dd2=450mm
内径Ds
30
30
带轮宽度
B3=2f+ze =137mm
B3=2f+ze=137mm
带轮结构
腹板式
轮辐式
V带轮采用铸铁HT200制造，其允许的最大圆周速度为25m/s

2．齿轮传动设计计算
（1）选择齿轮类型，材料，精度，及参数
① 选用斜齿圆柱齿轮传动（外啮合）
② 选择齿轮材料（考虑到齿轮使用寿命较长）：
根据《机械设计》P382附表12.8
小齿轮材料取为40Cr，调质处理，HBS1=260
大齿轮材料取为40Cr，调质处理，HBS2=255
③ 初选取齿轮为8级的精度(GB10095- )
④ 初选螺旋角β=12°
⑤ 初选小齿轮的齿数z1=25；大齿轮的齿数z2=5.04×25=126
取z2=126

考虑到闭式软齿面齿轮传动最主要的失效为点蚀，故按接触强度设计，再按弯曲强度校核。

（2）按齿面接触疲劳强度计算
①确定计算参数
传递扭矩T1=9.55×106P1n1=3.37×105（N·mm）
载荷系数k：因载荷比较平稳，齿轮相对轴承对称布置，由表10-4取k=1.1
齿宽系数ψa=0.5
许用接触应力[σ]H:由图10-26（c）查得[σ]Hlim1=720MPa [σ]Hlim2= 680MPa 安全系数由表10-5取sH=1
则σH1=[σ]Hlim1SH=720MPa σH2=[σ]Hlim2SH=680MPa
σH1<σH2,因此应取较小值[σ]H2代入
齿数比u=5.04，将以上参数代入下式得
aH≥u+13(305σH)2kT1ψau=186.8mm
②确定齿轮参数及主要尺寸
圆整中心距取a=187mm
计算模数
mn=2acosβz1+z2=2.4
取标准值mn=2.5，适当减少齿数z1=24, z2=121
修正螺旋角并计算主要尺寸
β=arccosmn（z1+z2）2a=14.2452°
d1=mnz1cosβ=61.90mm
d1=mnz2cosβ=312.10mm
b=ψaa=93.5mm
圆整后取b2=94mm ，b1=102mm
(3)校核弯曲疲劳强度
根据式（10-35）得σF=1.6kT1cosβz1bmn2YF≤[σF]
许用弯曲应力：由图10-24（c）得
σFlim1=245MPa σFlim2=240MPa
安全系数由表10-5取SF=1.3 则σF1=σFlim1SF=188.5MPa
σF1=σFlim2SF=184.6MPa
当量齿数zv1=z1cos3β=26.36 zv2=z2cos3β=132.88
查图10-23得齿形系数YF1=2.69 YF2= 2.2
σF1=1.6kT1cosβz1bmn2YF1=41.89MPa<σF1
σF2=σF1YF2YF1=34.26MPa<σF2
(4)齿轮主要尺寸

齿轮传动的几何尺寸，制表如下：(详细见零件图)
名称
代号
计算公式
结果
小齿轮
大齿轮
中心距
a
a=mn(z1+z2)2cosβ
187mm
传动比
i
i=z2za
5.04
法面模数
mn
设计和校核得出
2.5
端面模数
mt
mt=mncosβ
2.6
法面压力角
αn
标准值
20°
螺旋角
β
一般为8°~20°
14.2452°
齿顶高
ha
ha=mn
2.5mm
齿根高
hf
hf=1.25mn
3.125mm
全齿高
h
h=ha+hf
5.625mm
齿数
z

24
121
分度圆直径
d
d=mnzcosβ
61.9mm
312.1mm
齿顶圆直径
da
da=d+2ha
66.9mm
317.1mm
齿根圆直径
df
df=d-2hf
55.65
305.85
齿轮宽
B
B=ψaa
93.5mm
86.5mm
螺旋角方向

查表7-6
右旋
左旋
（4）齿轮的结构设计
小齿轮采用齿轮轴，大齿轮采用腹板式

六、减速器铸造箱体的主要结构尺寸设计

根据《机械设计课程设计》P14表3-1经验公式，列出下表：
名称
代号
尺寸计算
结果（mm）
底座壁厚
δ
0.025a+1≥7.5
8
箱盖壁厚
δ1
(0.8~0.85)δ≥8
8
底座上部凸缘厚度
h0
(1.5~1.75)δ
12
箱盖凸缘厚度
h1
(1.5~1.75)δ1
12
底座下部凸缘厚度
h2
(2.25~2.75)δ
20
底座加强肋厚度
e
(0.8~1)δ
8
底盖加强肋厚度
e1
(0.8~0.85)δ1
7
地脚螺栓直径
d
2δ
16(M16)
地脚螺栓数目
n
表3-4
6
轴承座联接螺栓直径
d2
0.75d
12
箱座与箱盖联接螺栓直径
d3
(0.5~0.6)d
8(M8)
轴承盖固定螺钉直径
d4
(0.4~0.5)d
12
视孔盖固定螺钉直径
d5
(0.3~0.4)d
6
轴承盖螺钉分布圆直径
D1
D+2.5d4
60,80
螺栓孔凸缘的配置尺寸
c1/c2/D0
表3-2
22/20/30
地脚螺栓孔凸缘的配置尺寸
c1'/c2'/D0'
表3-3
25/23/45
箱体内壁与齿轮距离
∆
≥1.2δ
10
箱体内壁与齿轮端面距离
∆1
≥δ
12
底座深度
H
0.5da+(30~50)
190
外箱壁至轴承座端面距离
l1
c1+c2+(5~10)
47

七、轴的设计：
1．高速轴的设计：
（1）选择轴的材料：选取45号钢，调质， HBS2=230(GB699-1988)
（2）初步估算轴的最小直径
根据《机械设计课程设计》P115表16-2，取A=110，
d≥A3P1n1=110×313.71388=36.1mm
（3）轴的结构设计
因为与V带联接处有一键槽，因此直径应增大5%，考虑带轮的机构要求和轴的刚度，取安装带轮处轴径d=40mm，根据密封件的尺寸，选取小齿轮轴径为d=55mm。初选取型号为30210的圆锥滚子轴承，d=50mm D=90mm B=21.75mm。
1) 两轴承支点间的距离：
L1=B1+2∆1+2Δ2+B
式中：B1，小齿轮齿宽，B1=93.5mm
　　　∆1，箱体内壁与小齿轮端面的间隙，∆1=12mm
　　　∆2，箱体内壁与轴承端面的距离，∆2=10mm
　　　B，轴承宽度， B=21.75mm
代入上式得
L1=93.5+2×12+2×10+21.75=159.25mm
2) 带轮对称线到轴承支点的距离：
L2=B2+l2+k+l3+B3/2
式中：，轴承盖高度
l2=δ+c1+c2+5+t-∆2-B=8+22+20+5+10-10-21.75=33.25mm
　　　t，轴承盖凸缘厚度，t=1.2d4=10mm，
　l3，螺栓头端面至带轮端面的距离，l3=15mm
　　　k，轴承盖M8螺栓头的高度，查《机械设计课程设计》P82表9-2可得
k=5.3mm
　　　B3，带轮宽度，B3=118mm
解得
L2=21.752+33.25+15+5.3+1182=143.425mm
（4）按弯扭合成应力校核轴的强度

① 轴的计算简图（见下图）
② 计算作用在轴上的力
小齿轮受力分析
圆周力：Ft1=2T1d1=2×337.4×100061.9=10901N
径向力：Fr1=Ft1tanαncosβ=10901×tan20°cos14.2452°=4094N
轴向力：Fa1=Ft1tanβ=10901×tan14.2452°=2768N
③ 计算支反力
　　水平面：RAH=RBH=Ft12=5450.5N
　　垂直面：
∵∑MB=0
RAVL1-Fr1L12+Fa1d2-QL1+L2=0
RAV×159.25-4094×159.252+2768×61.92-3340.71159.25+123.425=0
得：RAV=7439N
∵∑F=0
∴RBV=RAV-Q-Fr1=7439-3340.7-4094=4.3N
④ 作弯矩图
水平面弯矩：
MCH=-Fa1d2=-2768×61.92=-85670N∙mm
垂直面弯矩：
MAV=-QL2=-3340.7×123.425=-412326N∙mm
MCV1=-QL2+L12+RAHL12=-3340.7×123.425+159.252+5450.5×159.252=-244333N∙mm
MCV2=-RBVL12=-4.3×159.252=-342N∙mm
合成弯矩：
MA=MAV=-412326N∙mm
MC1=MCH2+MCV12=(-85670)2+(-244333)2=258917N∙mm
MC2=MCH2+MCV22=(-85670)2+(-342)2=85671N∙mm

⑤ 作转矩图　　　T1=144400N∙mm
当扭转剪力为脉动循环应变力时，取系数α=0.6，则：
McaD=MD2+αT12=02+0.6×3374002=202440N∙mm
McaA=MA2+(αT1)2=(-412326)2+(0.6×337400)2=459342N∙mm
McaC1=MC12+αT12=2589172+0.6×3374002=328664N∙mm
McaC2=MC22+(αT1)2=(85671)2+(0.6×337400)2=219821N∙mm
⑥ 按弯扭合成应力校核轴的强度.
轴的材料是45号钢，调质处理，其拉伸强度极限σb=650MPa，对称循环变应力时的许用应力σ-1b=60MPa

由弯矩图能够知道，A剖面的计算弯矩最大，该处的计算应力为：
σcaC2=McaAW≈McaA0.1dA3=4593420.1×503=36.75MPa<σ-1b=60MPa
D剖面的轴径最小，该处的计算应力为：
σcaD=McaDW'≈McaD0.1dD3=2024400.1×403=31.63Pa<σ-1b=60MPa
均满足强度要求。

2．低速轴的设计
（1）选择轴的材料：选取45号钢，调质， HBS2=250(GB699-1988)
（2）初步估算轴的最小直径
根据《机械设计课程设计》P115表16-2，取A=110，
d≥A3P2n2=110×313.0376.98=60.8mm
（3）轴的结构设计
考虑联轴器的结构要求及轴的刚度，取装联轴器处的轴d=65mm，根据《机械设计课程设计》P150表15-4。十字滑块联轴器处轴径取d=65mm，安装长度L1=125mm。
按轴的结构和强度要求选取轴承处的轴径d=75mm，初选型号为30215型的圆锥滚子轴承，d=75mm D=130mm B=27.25mm。
3) 两轴承支点间的距离：
L3=B2+2∆1+2Δ2+B
式中：B2，大齿轮齿宽，B2=86.5mm
　　　∆1，箱体内壁与小齿轮端面的间隙，∆1=12mm
　　　∆2，箱体内壁与轴承端面的距离，∆2=10mm
　　　B，轴承宽度，选取30214型轴承，B=27.25mm
代入上式得
L3=86.5+2×12+2×10+27.25=157.75mm
4) 联轴器对称线到轴承支点的距离：
L4=B2+l2+k+l3+B3/2
式中：，轴承盖高度
l2=δ+c1+c2+10+t-∆2-B=8+22+20+10+5-10-27.25=27.75mm
　　　t，轴承盖凸缘厚度，t=1.2d4=10mm，
　l3，螺栓头端面至联轴器端面的距离，l3=15mm
　　　k，轴承盖M8螺栓头的高度，查《机械设计课程设计》P82表9-2可得
k=5.3mm
　　　B3，联轴器的安装长度，B3=125mm
解得
L4=27.252+27.75+5.3+15+1252=124.175mm
（4）按弯扭合成应力校核轴的强度
① 计算作用在轴上的力
小齿轮受力分析
圆周力：Ft1=2T2d2=2×1616.5×1000312.1=10359N
径向力：Fr1=Ft1tanαncosβ=10359×tan20°cos14.2452°=3890N
轴向力：Fa1=Ft1tanβ=10359×tan14.2452°=2630N
③ 计算支反力
　　水平面：RAH=RBH=Ft12=5179.5N
　　垂直面：
∵∑MB=0
RAVL3-Fr1L32-Fa1d22=0
RAV×157.75-3890×172.752-2630×312.12=0
得：RAV=4547N
∵∑F=0
∴RBV=RAV-Fr1=4547-3890=657N
④ 作弯矩图
水平面弯矩：
MCH=-RAHL32=-5179.5×157.752=-408533N∙mm
垂直面弯矩：
MAV=0N∙mm
MCV1=RAVL32=4547×157.752=358645N∙mm
MCV2=-RBVL32=-657×157.752=-53241N∙mm
合成弯矩：
MA=MAV=0N∙mm
MC1=MCH2+MCV12=(-408533)2+(358645)2=543623N∙mm
MC2=MCH2+MCV22=(-408533)2+(-53241)2=411988N∙mm

⑤ 作转矩图　　　T1=1616500N∙mm
当扭转剪力为脉动循环应变力时，取系数α=0.6，则：
McaA=MA2+(αT1)2=(0)2+(0.6×1616500)2=969900N∙mm
McaC1=MC12+αT12=5436232+0.6×16165002=1111860N∙mm
McaC2=MC22+(αT1)2=(411988)2+(0.6×1616500)2=1053774N∙mm
⑥ 按弯扭合成应力校核轴的强度.
轴的材料是45号钢，调质处理，其拉伸强度极限σb=650MPa，对称循环变应力时的许用应力σ-1b=60MPa

由弯矩图能够知道，C1剖面的计算弯矩最大，该处的计算应力为：
σcaC2=McaC1W≈McaC10.1dC13=11118600.1×803=21.7MPa<σ-1b=60MPa
联轴器处轴颈最小
σcaD=McaDW≈McaD0.1dD3=9699000.1×653=35.32MPa<σ-1b=60MPa 均满足强度要求。

八、滚动轴承的选择和计算
初定高速轴轴承型号30210，低速轴上轴承型号30215.
1．高速轴滚动轴承校核
① 初步选取的轴承：选取30210， e=1.5tanα=1.26
Cr=72.2kN
② 轴承径向载荷
R1=RAH2+(RAV)2=5450.52+74392=9222N
R2=RBH2+RBV2=5450.52+-4.32=5451N
轴承轴向载荷：S1=5950N S2=3517N
外部轴向力：　Fα=2768N
S2<Fα+S1

A1=Fα+S1=2768+5950=8718N
A2=S1=5950N
A1R1=59509222=0.65<e
A2R2=87185451=1.60>e
查《机械设计》P370附表9.1
X1=1 Y1=0
X2=0.4 Y2=0.4cotα=0.48
P1=X1RA+ Y1A1=9222N
P2=X2RB+Y2A2=6365N
　　由此可见，P1>P2，应该验算P1。
③ 验算滚动轴承寿命
在常温下工作，轻微冲击，由表18-8、18-9查得fT=1，fF=1.1
Lh=10660n(fTCfFP1)ε=×388(1×72 .1×9222)103=29791h>15000h
选取的轴承合适。

2．低速轴滚动轴承校核
① 初步选取的轴承：选取30215， e=1.26
Cr=135kN
② 轴承径向载荷
R1=RAH2+(RAV)2=5179.52+45472=6892N
R2=RBH2+RBV2=5179.52+6572=5221N
轴承轴向载荷：S1=4446N S2=3368N
外部轴向力：　Fα=2630N
S1<Fα+S2
A1=Fα+S2=2630+3368=5998N
A2=S2=3368N
A1R1=59986892=0.87<e
A2R2=33685221=0.65<e
查《机械设计》P371附表9.1
X1=1 Y1=0
X2=1 Y2=0
P1=X1R1+ Y1A1=6892N
P2=X2R2+Y2A2=5221N
　　由此可见，P1>P2，应该验算P1。
③ 验算滚动轴承寿命
在常温下工作，轻微冲击，由表18-8、18-9查得fT=1，fF=1.1
Lh=10660n(fTCfFP1)ε=×388(1×1350001.1×6892)103=3192446h>15000h
选取得轴承合适。

九、联轴器的选择和计算
　　电动机，转矩变化小，选取工作系数K=1.5
Tca=1.51.3×1616.5=1865.2N∙m
　　根据工作条件，选用十字滑块联轴器，查《机械设计课程设计》P150表15-4得，许用转矩[T]= N∙m，许用转速[n]=250r/min；配合轴径d=65mm，配合长度L=125mm，C型键。

十、键联接的选择和强度校核
1．高速轴与V带轮用键联接
① 选用圆头普通平键（A型）
轴径d=40mm，及带轮宽B3=118mm
根据《机械设计课程设计》P95页表10-1，
选择A12100（GB/T 1096-1979）
② 强度校核：
键的材料选为45号钢，V带轮材料为铸铁。
根据《机械设计》P369表8-1载荷轻微冲击，键联接得许用应力σp=100~120MPa ，键的工作长度
l=L-b2=94mm
挤压应力
σb=4Thld=4×337.4×10008×94×40=44.9MPa<σp
满足要求

2．低速轴与齿轮用键联接
① 选用圆头普通平键（A型）
轴径d=80mm，及带轮宽B3=86.5mm
根据《机械设计课程设计》P95页表10-1，
选择A2280（GB/T 1096-1979）
② 强度校核：
键的材料选为45号钢。
根据《机械设计》P369表8-1载荷轻微冲击，键联接得许用应力σp=100~120MPa，键的工作长度
l=L-b=58mm
挤压应力
σb=4Thld=4×1616.5×100014×58×80=99.5MPa<σp
满足要求

3．低速轴与联轴器用键联接
① 选圆头普通平键（A型）
轴径d=65mm，及轮毂长B2=125mm
根据《机械设计课程设计》P95页表10-1，
选择A18110（GB/T 1096-1979）
② 强度校核：
键的材料选为45号钢。
根据《机械设计》P369表8-1载荷轻微冲击，键联接得许用应力σp=100~120MPa，键的工作长度
l=L-b2=101mm
挤压应力
σb=4Thld=4×1616.5×100011×101×65=89.5MPa<σp
满足要求

十一、减速器的润滑
1. 齿轮传动的圆周速度
v=πd1n160×1000=3.14×61.9×38860000=1.26m/s
因为v<12m/s，因此采用浸油润滑；由《机械设计课程设计》P140表14-1，选用L－AN68全损耗系统用油（GB443-1989）,大齿轮浸入油中的深度大约1-2个齿，但不应少于10mm。
2．轴承润滑
因为v<2m/s，采用脂润滑，由《机械设计课程设计》P141表14-2选用钙基润滑酯L－XAAMHA2(GB491-1987)，只需要填充轴承空间的1/2~1/3.并在轴承内侧设挡油环，使油池中的油不能浸入轴承稀释润滑酯。

十二、课程设计总结
课程设计的这两周，天气很热，而且为了赶进度，经常要熬夜，差不多能够称作是废寝忘餐。课程设计的过程因为用计算量大容易出错，很容易心情烦躁。而我们整天坐着计算、画图，每天都是腰酸背痛的。
课程设计的这两周是痛苦，可是也有着很大收获。
在计算、画图、标注等过程中要不断地查资料、翻书，几乎调动并巩固了所学的知识。在这过程中，我对机械设计这门学科的知识比以前更了解了。
在课程设计的过程中，十分容易出错，为了避免错误，一名设计人员应该要具备小心谨慎的素质。

F=5300N

V=2.03m/s

D=505mm

电动机型号为Y180L-6

Ped=15KW

i1=2.5

i2=5.04

Dd1=180mm

Dd2=450mm

L0=1454mm

a=573mm

z=6

Q=3340.7N

z1=24

z2=121

a=187mm

d1=61.9mm

d2=312.1mm

L1=159.25mm
L2=143.425mm

L3=157.75
L4=124.175

30210型圆锥滚子轴承
30215型圆锥滚子轴承

A12100（GB/T 1096-1979）

A2280（GB/T 1096-1979）

A18110
GB/T1096-1979