傳送帶的設(shè)計

1、摘要本文在參考常規(guī)下運帶式輸送機設(shè)計方法的基礎(chǔ)上，分析了常見驅(qū)動方式和制動方式用于長運距、大運量下運帶式輸送機上的優(yōu)缺點，提 出該運輸機可采用的驅(qū)動和制動方式； 分析了常見軟起動裝置及其選 型方法，歸納總結(jié)出長運距、大運量變坡輸送下運帶式輸送機設(shè)計中 的關(guān)鍵問題和可靠驅(qū)動方案和制動方式優(yōu)化組合的可行方案；通過常規(guī)設(shè)計計算，提出了合理確定張緊位置、張緊方式及張緊力大小的方 法；對驅(qū)動裝置及各主要部件進行了選型并校核。長距離變坡下運帶式輸送機運行工況復(fù)雜，在設(shè)計方面需考慮各種 可能的工況，并計算最危險工況下輸送機的各項參數(shù)，同時為保證運 行過程中輸送機各組成部分能適應(yīng)載荷及工況的變化需將拉緊力統(tǒng)

2、一，然后重新計算各工況下輸送機參數(shù)，最終確定整機參數(shù)。本論文對長運距、大運量變坡下運帶式輸送機，綜合考慮各方面的 因素，采用合理的驅(qū)動方案、制動方式和軟啟動裝置組合，有效保證 長運距、大運量變坡下運帶式輸送機的可靠運行關(guān)鍵詞：傳動齒輪 目錄課程設(shè)計題目第一部分 傳動裝置總體設(shè)計61. 傳動方案62. 該方案的優(yōu)缺點63. 原動機選擇（ Y 系列三相交流異步電動機）64. 傳動裝置總體傳動比的確定及各級傳動比的分配7第二部分 V帶設(shè)計8第三部分各齒輪的設(shè)計計算 101. 高速級減速齒輪設(shè)計（直齒圓柱齒輪） 102. 低速級減速齒輪設(shè)計（直齒圓柱齒輪） 11第四部分軸的設(shè)計141.高速軸的設(shè)計 1

3、4第五部分校核191.高速軸軸承21第六部分 主要尺寸及數(shù)據(jù)1. 箱體尺寸： 21第七部分結(jié)論 24第八部分致謝25第九部分參考文獻26課程設(shè)計題目：設(shè)計帶式運輸機傳動裝置（簡圖如下）原始數(shù)據(jù)：數(shù)據(jù)編號 3 5 7 10運輸機工作轉(zhuǎn)矩 T/（N.m） 690 630 760 620運輸機帶速 V/（m/s） 0.8 0.9 0.75 0.9卷筒直徑 D/mm 320 380 320 360工作條件：連續(xù)單向運轉(zhuǎn)， 工作時有輕微振動， 使用期限為 10 年，小批量生產(chǎn)， 單班制工作（ 8 小時/ 天）。運輸速度允許誤差為 。二、課程設(shè)計內(nèi)容1）傳動裝置的總體設(shè)計。2）傳動件及支承的設(shè)計計算。3）

4、減速器裝配圖及零件工作圖。4）設(shè)計計算說明書編寫。每個學(xué)生應(yīng)完成：1）部件裝配圖一張（ A1）。2）零件工作圖兩張（ A3）3）設(shè)計說明書一份（ 60008000 字）。本組設(shè)計數(shù)據(jù)： 第三組數(shù)據(jù)：運輸機工作軸轉(zhuǎn)矩 T/(N.m) 690 。運輸機帶速 V/(m/s) 0.8 。 卷筒直徑 D/mm 320 。已給方案：外傳動機構(gòu)為 V 帶傳動。減速器為兩級展開式圓柱齒輪減速器。第一部分 傳動裝置總體設(shè)計一、傳動方案(已給定)：1) 外傳動為 V 帶傳動。2) 減速器為兩級展開式圓柱齒輪減速器。3) 方案簡圖如下：二、該方案的優(yōu)缺點：該工作機有輕微振動，由于V帶有緩沖吸振能力，采用V帶 傳動能

5、減小振動帶來的影響， 并且該工作機屬于小功率、 載荷變化不 大，可以采用V帶這種簡單的結(jié)構(gòu)，并且價格便宜，標(biāo)準(zhǔn)化程度高， 大幅降低了成本。 減速器部分兩級展開式圓柱齒輪減速， 這是兩級減 速器中應(yīng)用最廣泛的一種。 齒輪相對于軸承不對稱， 要求軸具有較大 的剛度。高速級齒輪常布置在遠離扭矩輸入端的一邊， 以減小因彎曲 變形所引起的載荷沿齒寬分布不均現(xiàn)象。 原動機部分為 Y 系列三相交 流 異步電動機?？傮w來講，該傳動方案滿足工作機的性能要求， 適應(yīng)工作條件、 工作可靠，此外還結(jié)構(gòu)簡單、尺寸緊湊、成本低傳動效率高。計算與說明三、原動機選擇（ Y 系列三相交流異步電動機）工作機所需功率： =0.96

6、 （ 見課設(shè) P9）傳動裝置總效率： （見課設(shè)式 2-4 ）（見課設(shè)表 12-8 ）電動機的輸出功率： （見課設(shè)式 2-1 ）取選擇電動機為Y132M1-6型 （見課設(shè)表19-1 ）技術(shù)數(shù)據(jù)：額定功率（ ） 4 滿載轉(zhuǎn)矩（ ） 960額定轉(zhuǎn)矩（ ） 2.0 最大轉(zhuǎn)矩（ ） 2.0Y132M1-6電動機的外型尺寸（mm：（見課設(shè)表19-3）A： 216 B ： 178 C ： 89 D ： 38 E ： 80 F ： 10 G： 33 H： 132 K ：12 AB： 280 AC： 270 AD： 210 HD： 315 BB： 238 L ： 235四、傳動裝置總體傳動比的確定及各級傳動比的

7、分配1 、 總傳動比： （見課設(shè)式 2-6 ）2、各級傳動比分配：（見課設(shè)式 2-7 ）初定第二部分 V 帶設(shè)計外傳動帶選為 普通 V 帶傳動1、確定計算功率：1）、由表 5-9 查得工作情況系數(shù)2）、由式 5-23 （機設(shè)）2、選擇 V 帶型號查圖5-12a（機設(shè)）選A型V帶。3. 確定帶輪直徑（1）、參考圖5-12a （機設(shè)）及表5-3 （機設(shè)）選取小帶輪直徑（電機中心高符合要求）（ 2）、驗算帶速 由式 5-7 （機設(shè)）（ 3）、從動帶輪直徑查表 5-4 （機設(shè)） ?。?4 ）、傳動比 i5）、從動輪轉(zhuǎn)速4. 確定中心距 和帶長 （ 1）、按式（ 5-23 機設(shè)）初選中心距取（2）、按式

8、 （5-24 機設(shè)） 求帶的計算基礎(chǔ)準(zhǔn)長度 L0查圖.5-7（ 機設(shè)） 取帶的基準(zhǔn)長度 Ld=2000mm（3）、按式（5-25 機設(shè) ） 計算中心距 :a（4）、按式（ 5-26 機設(shè)）確定中心距調(diào)整范圍5. 驗算小帶輪包角a 1由式（5-11 機設(shè) ）6. 確定 V 帶根數(shù) Z（1）、由表（5-7 機設(shè)）查得 dd仁 112n1=800r/min 及 n1=980r/min時，單根V帶的額定功率分呷為1.00KW和1.18KW,用線性插值法求n1=980r/min時的額定功率 P0值。(2)、由表（5-10機設(shè)）查得 P0=0.11Kw(3)、由表查得（ 5-12 機設(shè)）查得包角系數(shù)(4)

9、(5)、計算V帶根數(shù)乙由式（5-28機設(shè)）、由表 （5-13 機設(shè)）查得長度系數(shù) KL=1.03(2)、由表（5-10機設(shè)）查得 P0=0.11Kw(2)、由表（5-10機設(shè)）查得 P0=0.11Kw取Z=5根7 .計算單根V帶初拉力F0,由式（5-29 ）機設(shè)。q 由表 5-5 機設(shè)查得8.計算對軸的壓力FQ由式（5-30機設(shè)）得9 .確定帶輪的結(jié)構(gòu)尺寸，給制帶輪工作圖小帶輪基準(zhǔn)直徑dd1=112mn采用實心式結(jié)構(gòu)。大帶輪基準(zhǔn)直徑dd2=280mm 采用孔板式結(jié)構(gòu)，基準(zhǔn)圖見零件工作圖。第三部分 各齒輪的設(shè)計計算一、高速級減速齒輪設(shè)計（直齒圓柱齒輪）齒輪的材料，精度和齒數(shù)選擇，因傳遞功率不大，

10、轉(zhuǎn)速不高， 材料 按表 7-1 選取，都采用 45號鋼，鍛選項毛坯，大齒輪、正火處理，小齒輪調(diào)質(zhì)，均用軟齒面。齒輪精度用 8 級，輪齒表面精糙度為 Ra1.6， 軟齒面閉式傳動， 失效形式為占蝕， 考慮傳動平穩(wěn)性， 齒數(shù)宜取多些， 取 Z1=34 貝卩 Z2二Z1i=34X 2.62=891. 設(shè)計計算。（1）設(shè)計準(zhǔn)貝，按齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度 校核。（2）按齒面接觸疲勞強度設(shè)計，由式（ 7-9 ）T1=9.55X 106X P/n二9.55 x 106X 5.42/384=134794 N?mm由圖（7-6）選取材料的接觸疲勞，極限應(yīng)力為6 HILim=5806 HILi

11、n二560由圖 7-7 選取材料彎曲疲勞極陰應(yīng)力6 HILim=2306 HILin=210應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N由式（7-3 ）計算N1=60n, at=60 x（8x360x10）=6.64 x109N2= N1/u=6.64x109/2.62=2.5.1 ZN2=1.04由圖 7-9 查得彎曲；YN1=1 3x109由圖 7-8 查得接觸疲勞壽命系數(shù)； ZN1=1YN2=1由圖7-2查得接觸疲勞安全系數(shù)：SFmin=1.4又YST=2.0試選Kt=1.3由式 （7-1）（7-2） 求許用接觸應(yīng)力和許用彎曲應(yīng)力將有關(guān)值代入式 (7-9) 得貝y V1=( ndltn1/60 x 1000)=1.3

12、m/s(Z1 V1/100)=1.3 x (34/100)m/s=0.44m/s查圖 7-10 得 Kv=1.05 由表 7-3 查和得 K A=1.25. 由表 7-4 查得KB =1.08.取 Ka =1.05.貝S KH二KAKVKKa =1.42 ,修 正M=d1/Z1=1.96mm由表 7-6 取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)： m=2mm(3) 計算幾何尺寸d1=mz1=2x 34=68mmd2=mz2=2x 89=178mma=m(z1z2)/2=123mmb=© ddt=1 x 68=68mm取 b2=65mmb1=b2+10=752. 校核齒根彎曲疲勞強度由圖 7-18 查得，YFS仁4

13、.1, YFS2=4.0 取 Ye =0.7由式 (7-12) 校核大小齒輪的彎曲強度 .二、低速級減速齒輪設(shè)計（直齒圓柱齒輪）1. 齒輪的材料，精度和齒數(shù)選擇，因傳遞功率不大，轉(zhuǎn)速不高， 材料 按表 7-1 選取，都采用 45 號鋼，鍛選項毛坯，大齒輪、正火處理， 小齒輪調(diào)質(zhì)，均用軟齒面。齒輪精度用 8 級，輪齒表面精糙度為 Ra1.6， 軟齒面閉式傳動， 失效形式為占蝕， 考慮傳動平穩(wěn)性， 齒數(shù)宜取多些， 取 Z1=34則 Z2二Z1i=34X 3.7=1042. 設(shè)計計算。（1）設(shè)計準(zhǔn)則，按齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度 校核。（2）按齒面接觸疲勞強度設(shè)計，由式（ 7-9 ）

14、T1=9.55 x 106X P/n二9.55 x 106X 5.20/148=335540 N?mm由圖（ 7-6 ）選取材料的接觸疲勞，極限應(yīng)力為6 HILim=5806 HILin二560由圖 7-7 選取材料彎曲疲勞極陰應(yīng)力6 HILim=2306 HILin=210應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N由式（7-3 ）計算N1=60n at=60x148x（8x360x10）=2.55 x109N2= N1/u=2.55x109/3.07=8.33 x108由圖 7-8 查得接觸疲勞壽命系數(shù)； ZN1=1.1 ZN2=1.04由圖 7-9 查得彎曲；YN1=1 YN2=1由圖 7-2 查得接觸疲勞安全系數(shù)：

15、 SFmin=1.4 又 YST=2.0 試選Kt=1.3由式 (7-1)(7-2) 求許用接觸應(yīng)力和許用彎曲應(yīng)力將有關(guān)值代入式 (7-9) 得則 V仁(n d1tn1/60 X 1000)=0.55m/s(Z1 V1/100)=0.55 X (34/100)m/s=0.19m/s查圖 7-10 得 Kv=1.05 由表 7-3 查和得 K A=1.25. 由表 7-4 查得KB =1.08.取 Ka =1.05.貝S KH二KAKVKKa =1.377 ,修正M=d1/Z1=2.11mm由表 7-6 取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)： m=2.5mm(3) 計算幾何尺寸d1=mz1=2.5X 34=85mmd2=

16、mz2=2.5X104=260mma=m(z1z2)/2=172.5mmb= © ddt=1 X 85=85mm取 b2=85mm b1=b2+10=953. 校核齒根彎曲疲勞強度由圖 7-18 查得，YFS仁4.1, YFS2=4.0 取 Ye =0.7 由式 (7-12) 校核大小齒輪的彎曲強度 .總結(jié)：高速級 z1=34 z2=89 m=2 低速級 z1=3第四部分 軸的設(shè)計高速軸的設(shè)計1. 選擇軸的材料及熱處理由于減速器傳遞的功率不大, 對其重量和尺寸也無特殊要求故選擇常 用材料 45 鋼, 調(diào)質(zhì)處理 .2. 初估軸徑按扭矩初估軸的直徑，查表10-2,得c=106至117,考

17、慮到安裝聯(lián)軸器 的軸段僅受扭矩作用.取c=110則：D1min=D2min=D3min=3. 初選軸承1 軸選軸承為 60082 軸選軸承為 60093 軸選軸承為 6012根據(jù)軸承確定各軸安裝軸承的直徑為 :D1=40mmD2=45mmD3=60mm4. 結(jié)構(gòu)設(shè)計 （現(xiàn)只對高速軸作設(shè)計 ,其它兩軸設(shè)計略 , 結(jié)構(gòu)詳見圖 ）為 了拆裝方便 , 減速器殼體用剖分式 , 軸的結(jié)構(gòu)形狀如圖所示 .（1）. 各軸直徑的確定初估軸徑后 ,句可按軸上零件的安裝順序 , 從左端開始確定直徑 .該軸 軸段1安裝軸承6008,故該段直徑為40mm 2段裝齒輪，為了便于安 裝，取2段為44mm齒輪右端用軸肩固定，

18、計算得軸肩的高度為4.5mm, 取 3 段為 53mm。 5 段裝軸承， 直徑和 1 段一樣為 40mm。 4 段不裝任何 零件，但考慮到軸承的軸向定位，及軸承的安裝，取 4 段為 42mm。 6 段應(yīng)與密封毛氈的尺寸同時確定，查機械設(shè)計手冊，選用JB/ZQ4606-1986中d=36mn的毛氈圈，故取6段36mm7段裝大帶輪， 取為 32mm>dmin。（2）各軸段長度的確定軸段 1 的長度為軸承 6008的寬度和軸承到箱體內(nèi)壁的距離加上箱體 內(nèi)壁到齒輪端面的距離加上 2mm， l1=32mm。 2 段應(yīng)比齒輪寬略小 2mm， 為 l2=73mm。 3 段的長度按軸肩寬度公式計算 l3

19、=1.4h ；去 l3=6mm， 4 段：I4=109mm 15和軸承6008同寬取l5=15mm l6=55mm 7段同大 帶輪同寬，取I7=90mm其中I4，I6是在確定其它段長度和箱體內(nèi)壁寬后確定的 于是，可得軸的支點上受力點間的跨距 L1=52.5mm，L2=159mm， L3=107.5mm。（ 3）. 軸上零件的周向固定 為了保證良好的對中性，齒輪與軸選用過盈配合 H7/r6 。與軸承內(nèi)圈 配合軸勁選用k6，齒輪與大帶輪均采用 A型普通平鍵聯(lián)接，分別為 16*63 GB1096-1979 及鍵 10*80 GB1096-1979 。（4）. 軸上倒角與圓角為保證 6008 軸承內(nèi)圈

20、端面緊靠定位軸肩的端面，根據(jù)軸承手冊的推薦，取軸肩圓角半徑為1mm其他軸肩圓角半徑均為2mm根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)GB6403.4-1986,軸的左右端倒角均為 1*45。5. 軸的受力分析（1）畫軸的受力簡圖。（2）計算支座反力。Ft=2T1/d1=Fr=Fttg20 。 =3784FQ=1588N在水平面上FR1H=FR2H=Fr-FR1H=1377-966=411N在垂直面上FR1V=Fr2V=Ft- FR1V=1377-352=1025N( 3) 畫彎矩圖在水平面上， a-a 剖面左側(cè)MAh=FR1Hl3=966 52.5=50.715N?ma-a 剖面右側(cè)M'Ah=FR2Hl2=411 1

21、53=62.88 N?m在垂直面上MAv二M AV二FR1VI2=352< 153=53.856 N?m合成彎矩， a-a 剖面左側(cè)a-a 剖面右側(cè)畫轉(zhuǎn)矩圖轉(zhuǎn)矩 3784X( 68/2 ) =128.7N?m6. 判斷危險截面顯然，如圖所示，a-a剖面左側(cè)合成彎矩最大、扭矩為 T,該截面左 側(cè)可能是危險截面； b-b 截面處合成灣矩雖不是最大，但該截面左側(cè) 也可能是危險截面。若從疲勞強度考慮， a-a ， b-b 截面右側(cè)均有應(yīng) 力集中， 且 b-b 截面處應(yīng)力集中更嚴(yán)重， 故 a-a 截面左側(cè)和 b-b 截面 左、右側(cè)又均有可能是疲勞破壞危險截面。7. 軸的彎扭合成強度校核由表 10-

22、1 查得(1)a-a 剖面左側(cè)3=0.1 x 443=8.5184m3=14.57( 2)b-b 截面左側(cè)3=0.1 x423=7.41m3b-b 截面處合成彎矩 Mb:=174 N?m=278. 軸的安全系數(shù)校核 : 由表查得 (1) 在 a-a 截面左側(cè) 10-1WT=0.2d3=0.2x443=17036.8mm3由附表 10-1 查得 由附表 10-4 查得絕對尺寸系數(shù) ; 軸經(jīng)磨削加工 , 由附表 10-5 查得質(zhì)量系數(shù) . 則彎曲應(yīng)力應(yīng)力幅平均應(yīng)力切應(yīng)力安全系數(shù)查表10-6得許用安全系數(shù)=1.31.5,顯然S> ,故a-a剖面安全.(2)b-b 截面右側(cè)抗彎截面系數(shù)3=0.1

23、 x 533=14.887m3抗扭截面系數(shù) WT=0.2d3=0.2X 533=29.775 m3又Mb=174 N?m,故彎曲應(yīng)力切應(yīng)力由附表 10-1 查得過盈配合引起的有效應(yīng)力集中系 數(shù) 。則顯然 S> , 故 b-b 截面右側(cè)安全。(3) b-b 截面左側(cè)WT=0.2d3=0.2x423=14.82 m3b-b 截面左右側(cè)的彎矩、扭矩相同。彎曲應(yīng)力切應(yīng)力（ D-d）/r=1 r/d=0.05 ，由附表 10-2 查得圓角引起的有效應(yīng)力集中 系數(shù) 。由附表 10-4 查得絕對尺寸系數(shù) 。又 。則顯然 S> , 故 b-b 截面左側(cè)安全。第五部分 校 核高速軸軸承FR2H=Fr

24、-FR1H=1377-966=411NFr2V=Ft- FR1V=1377-352=1025N 軸承的型號為 6008， Cr=16.2 kN1) FA/COr=02) 計算當(dāng)量動載荷查表得fP=1.2徑向載荷系數(shù)X和軸向載荷系數(shù)Y為X=1, Y=0= 1.2 X( 1X 352) =422.4 N3) 驗算 6008 的壽命驗算右邊軸承鍵的校核鍵 110X8 L=80 GB1096-79則強度條件為查表許用擠壓應(yīng)力所以鍵的強度足夠鍵 2 12X8 L=63 GB1096-79則強度條件為查表許用擠壓應(yīng)力所以鍵的強度足夠聯(lián)軸器的選擇聯(lián)軸器選擇為 TL8 型彈性聯(lián)軸器 GB4323-84 減速器

25、的潤滑1. 齒輪的潤滑因齒輪的圓周速度12 m/s，所以才用浸油潤滑的潤滑方式。高速齒輪浸入油里約0.7個齒高，但不小于10mm低速級齒輪 浸入油高度約為 1 個齒高（不小于 10mm）， 1/6 齒輪。 2滾動軸承的潤滑因潤滑油中的傳動零件（齒輪）的圓周速度 V1.52m/s所以采用 飛第六部分 主要尺寸及數(shù)據(jù)箱體尺寸 :箱體壁厚箱蓋壁厚箱座凸緣厚度 b=15mm 箱蓋凸緣厚度 b1=15mm 箱座底凸緣厚度 b2=25mm地腳螺栓直徑 df=M16地腳螺栓數(shù)目 n=4 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 d1=M12聯(lián)接螺栓 d2 的間距 l=150mm軸承端蓋螺釘直徑 d3=M8 定位銷直徑 d=6mm

26、df、di、d2 至外箱壁的距離 6=18mm 18 mm 13 mm df、d2至凸緣邊緣的距離 C2=16mm11 mm 軸承旁凸臺半徑 R1=11mm凸臺高度根據(jù)低速軸承座外半徑確定 外箱壁至軸承座端面距離 L1=40mm 大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離 仁10mm 齒輪端面與內(nèi)箱壁距離厶2=10mm 箱蓋，箱座肋厚 m1=m=7mm 軸承端蓋外徑D2 :凸緣式端蓋：D+ （55.5 ） d3 以上尺寸參考機械設(shè)計課程設(shè)計 P17P21 傳動比原始分配傳動比為： i1=2.62 i2=3.07 i3=2.5 修正后： i1=2.5 i2=2.62 i3=3.07各軸新的轉(zhuǎn)速為 ： n1=960/

27、2.5=3.84 n2=384/2.61=147 n3=147/3.07=48各軸的輸入功率P1二pd葉 8n 7 =5.5 X 0.95 X 0.99=5.42 P2=p1n 6n 5=5.42 X 0.97 X 0.99=5.20P3=p2n 4n 3=5.20 X 0.97 X 0.99=5.00P4=p3葉 2n 1=5.00 X 0.99 X 0.99=4.90各軸的輸入轉(zhuǎn)矩T1=9550Pdi1 n 8n 7/nm=9550X5.5 X2.5 X0.95 X0.99=128.65T2= T1 i2 n 6 n 5=128.65 X 2.62 X 0.97 X 0.99=323.68

28、T3= T2 i3 n 4n 3=323.68X3.07X0.97X0.99=954.25T4= T3 n 2n 1=954.23X0.99X0.99=935.26軸號 功率 p 轉(zhuǎn)矩 T 轉(zhuǎn)速 n 傳動比 i 效率 n電機軸 5.5 2.0 960 1 11 5.42 128.65 384 2.5 0.942 5.20 323.68 148 2.62 0.963 5.00 954.25 48 3.07 0.96工作機軸 4.90 935.26 48 1 0.98齒輪的結(jié)構(gòu)尺寸兩小齒輪采用實心結(jié)構(gòu)兩大齒輪采用復(fù)板式結(jié)構(gòu)齒輪 z1 尺寸z=34 d1=68 m=2 d=44 b=75d1=68h

29、a=ha*m=1X 2=2mmhf=( ha*+c*)m=(1+0.25) X 2=2.5mmh=ha+hf=2+2.5=4.5mmda=d1 + 2ha=68+2x 2=72mmdf=d1 2hf=68 2X 2.5=63p= n m=6.28mms= n m/2=3.14 X 2/2=3.14mme= n m/2=3.14 X 2/2=3.14mmc=c*m=0.25X2=0.5mm齒輪 z2 的尺寸由軸可得 d2=178 z2=89 m=2 b=65 d4=49ha=ha*m=1X2=2mmh=ha+hf=2+2.5=4.5mmhf=(1 +0.5) X2=2.5mmda=d2+2ha=178+2X2=182df=d12hf=1782X2.5=173p= n m=6.28mms= n m/2=3.14 X 2/2=3.14mme= n m/2=3.14 X 2/2=3.14mmc=c*m=0.25X2=0.5mmDADA 1.6D4=1.6 X 49=78.4Dg da-10m n=182-10X 2=162D2 0.25(D0 -D3)=0.25(162-78.4)=20R=5 c=0.2b=0.2 x 65=1