普通V带传动由电动机驱动，电机转速n1=1450r/min,小带轮基准直径Dd1=10mm，大带轮基准直径Dd2=280mm,_百度知道
普通V带传动由电动机驱动，电机转速n1=1450r/min,小带轮基准直径Dd1=10mm，大带轮基准直径Dd2=280mm,
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关于普通V带设计中的额定功率问题
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技工, 积分 15, 距离下一级还需 285 积分
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&&这个普通V带是A型的，我给他选定的小带轮直径是118，小带轮的转速是1440。我不清楚他的额定功率是多少。查表没有118，郁闷，可是改为125又不合理了，希望大家帮助一下，谢谢了
鼓励鼓励。谢谢参与
SSSSSSSSSSSSSSSSSSSSSSSSSSSS
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按照书本上说的，第一是确定小带轮直径，按标准选择，可事实上只要包罗角符合要求，小一点没什么关系，我看你就按125查额定功率就可以。 [s:15]
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学徒工, 积分 3, 距离下一级还需 97 积分
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在你所要查的书中可能没有直径118的，我有一本书＜机械设计师手册＞中关于V带的设计中有你要的东西，在普通V带带轮最小直径dmin与基准直径系列中有直径118的，但它仅限A型，你可以再好好查一查
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如图,通过皮带传动的两个皮带轮（皮带和轮不发生相对滑动）,大轮的半径是小轮半径的2倍.A、B分别是大小轮边缘上的点,则A、B的线速度v、角速度ω之比是
[&&_百度作业帮
求解答过程：如图,通过皮带传动的
如图,通过皮带传动的两个皮带轮（皮带和轮不发生相对滑动）,大轮的半径是小轮半径的2倍.A、B分别是大小轮边缘上的点,则A、B的线速度v、角速度ω之比是丽人行---（杜甫）
三月三日天气新，长安水边多丽人。 态浓意远淑且真，肌理细腻骨肉匀。
绣罗衣裳照暮春，蹙金孔雀银麒麟。
头上何所有？翠为H叶垂鬓唇。
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就中云幕椒房亲，赐名大国虢与秦。
紫驼之峰出翠釜，水精之盘行素鳞。
犀箸厌饫久未下，F刀缕切空纷纶。
黄门飞不动尘，御厨络绎送八珍。
箫鼓哀吟感神鬼，宾从杂e实要津。
后来鞍马何逡巡，当轩下马入锦茵。
杨花雪落覆白苹，青鸟飞去衔红巾。
炙手可热势绝伦，慎莫近前丞相嗔!
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西安航空职业技术学院
学年第一学期
《机械原理及机械零件》
课程设计计算说明书
设计题目：V带&单级圆柱齿轮减速器设计
课程设计任务书及下达之数据&&&&&&&&&&&&&&&&&&& 2
课程设计计算说明书&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&& &&&&& 4
一、传动方案拟定&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&& 4
&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&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&& 10
&七、滚动轴承的选择及校核计算&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&& 19
&八、键联接的选择及计算&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&& 21
&九、联轴器的选择及校核计算&&& &&&&&&&&&&&&&&&&&&&&22
课程设计之后记（心得及体会&&&&&&&&&&&&&&&&&&& 23
设计参考资料&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&& & 24
自动化系 06 机电五×班
设&&&& 计&& 者：×××
&学&&号：×××××× 号
指& 导& 教& 师：文&&博
二 ○ × ×年××月××日
课程设计任务书
06机电五年制专业
《机械原理及机械零件》课程设计任务书
一、设计题目及内容:
题目:设计一种用于运送袋装粉块类原料的带式运输机上使用的圆柱齿轮减速器。
设计内容：根据给定的工况参数，选择适当的电动机、设计单级齿轮减速器及与其配套的V型皮带传动装置、选择连接减速器与输送带的联轴器。（详细情况参见传动方案简图及任务书后的实物示意图）
二、传动简图
三、原始数据&本老师使用标准数据(学生各人分配的数据请查数据分配表)
1、输送带工作拉力&&&&&&&&&&& F =&&1000&&&&&&&&& （N）&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&&
2、输送带工作速度&&&&&&&&&&& v =&&2.0&&&&&&&&& （m/s）
3、滚筒直径&&&&&&&&&&&&&&&&& D =& 500&&&&&&&&&& （mm）
滚筒及输送带效率η=0.94。工作时，载荷有轻微冲击。室内工作，湿度和粉尘为正常状态，产品生产批量为成批生产，允许总速比误差&±5%，要求齿轮使用寿命为8年，二班工作制，轴承使用寿命不小于15000小时。
四、设计工作量及要求
1、独立完成《设计说明书》一份(A4纸20-25页)。其内容包括传动方案设计；电机、联轴器、轴承的选用及校核；V带、齿轮、传动轴、键联接的设计计算及校核等。具体设计内容中设及的相关知识，请参考本课程教材（杨可桢 程光蕴 李仲生主编&机械设计基础&第五版,北京:高等教育出版社）及校图书馆内有关《机械设计课程设计》类书籍。本老师指定的其他相关文献仅作参考。
2、绘制减速器装配图一张（一号图纸）。
3、绘制减速器的高速齿轮轴、低速轴 及大齿轮三张零件图（三号图纸）。&&
五、参考资料
设计使用计算公式及相关参数，请参阅下列技术文献：
1. 杨可桢 程光蕴 李仲生主编&机械设计基础&第五版,北京:高等教育出版社(教材)
2．朱文坚、黄平：机械设计课程设计，广州：华南理工大学出版社
3．机械零件设计手册，北京：冶金工业出版社
4．机械零件设计手册，北京：化学工业出版社
六、带式运输机及单级齿轮减速器设计实物构想图
课程设计计算说明书
课程设计计算说明书：
一、传动方案拟定
&& &根据设计任务书所给条件，结合用户要求;希望尽量压低费用，设计一台实用、经济、能较好完成工作任务的减速器及传动方案，故本设计采用相对比较简单的单级圆柱齿轮减速器和一级V带传动方案。
（1）、工作条件：
使用年限8年，工作为二班工作制，载荷平稳，环境清洁。
（2）、原始数据：
滚筒圆周力F=1000N；带速V=2.0m/s；
滚筒直径D=500mm；滚筒长度L=500mm。
图1为带式输送机工作部分简图
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
2、电动机功率选择：
（1）传动装置的总效率：
η总=η带×η3轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒&
=0.96×0.983×0.97×0.99×0.96=0.833&&
注：因有三套轴承（减速器两轴两套轴承、滚筒一套轴承，故有η3）
(2)电机所需的工作功率：
P工作=FV/1000η总=00×0.833)=2.4KW
电机拖动减速箱及皮带输送机构方案如下页图：
传动路线：
电机Ⅰ―减速器输入轴Ⅱ---减速器输出轴Ⅲ―传输带驱动筒Ⅲ
Ⅰ轴―电机、小带轮
Ⅱ轴―大带轮、减速器输入轴
Ⅲ轴―减速器输出轴、传送带驱动轴
3、确定电动机转速：
计算滚筒工作转速：
n筒=60×1000V/πD=60×/π×500=76.39r/min
按资料推荐的减速器传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围Ia=3～6。取V带传动比I1=2～4，则总传动比理时范围为Ia=6～24。故电动机转速的可选范围为：
nd =Ia×n筒 =（6～24）×76.43=458.4～1833.5r/min
符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。
根据容量和转速，由电工手册查出三种适用的电动机型号，因此有三种传动比方案。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的结构和传动比之间关系，最后选定n=1000r/min电机方案。
4、确定电动机型号
根据实际所需功率及转速，选定电动机型号为Y132-S-6。
其主要性能：额定功率3KW，满载转速960r/min，额定转矩2.0N.m，质量63kg。
其余参数见下图：
三、计算总传动比及分配各级的传动比
1、总传动比：
i总 &= n电动/n筒=960/76.39=12.57
2、分配各级伟动比
（1）&& 根据教材P174设计圆柱齿轮时参数选取中一般应使i≤7，而单级减速器推荐的传动比为：i=3～6。因此取齿轮i齿轮=5。这样可以充分发挥齿轮传动的效能，又不使皮带传动负担过重，影响传动效率和速度的准确性,因此,采用i齿轮=5较为合适。
（2）& ∵& i总=i齿轮?I带&&&&&&&& i齿轮=5
&&&&&&&∴& i带 =i总 / i齿轮 =12.57/5=2.514
四、运动参数及动力参数计算
1、计算轴的转速（r/min）
nI=n电机=960r/min
nII=nI/i带 =960/2.514=382(r/min)
nIII=nII/i齿轮=382/5=76.37(r/min)
2、计算轴上的功率（KW）
PI=P工作=2.4KW
PII=PI×η带 =2.4×0.96=2.304KW
PIII=PII×η轴承×η齿轮=2.304×0.98×0.96=2.168KW
3、计算轴的扭矩（N?mm）
参见教材P168轮齿上的作用力计算中的转矩计算公式：
Ti=106 P/ωi = 9.55×106 PI/nI
TI=9.55×106 PI/nI= 9.55×106×2.4/960=23875N?mm
TII=9.55×106 PII/nII= 9.55×106×2.304/382=57600N?mm
TIII=9.55×106 PIII/nIII= 9.55×106×2.168/76.37=271106N?mm
五、传动零件的设计计算
1、皮带轮传动的设计计算
（1）选择普通V带截型
由课本P218表13-8得：kA=1.28 ,其原因,是两班制每天工作16时,因而取大点。故有：Pc=KAP=1.28×3=3.84 KW
由课本P219图13-15得：选用A型V带
（2）确定带轮基准直径，并验算带速
由课本P219表13-19查得: 推荐的小带轮最小基准直径dmin 为75mm
现取dd1=100mm&dmin=75mm
故有：dd2=n1/n2?dd1=960/382×100=251.3mm
由课本P219注中V带的基准直径系列中取标准直径dd2=250mm
实际从动轮转速n2’=n1dd1/dd2= 960×100/250=384r/min
转速误差为：n2 - n2’/n2= 382-384/382=-0.& (允许)
带速：V=πdd1n1/（60×1000）=π×100×960/（60×1000）= 5.03m/s
此带速在5～25m/s范围内，带轮直径选择合适。
（3）确定带长和中心矩
根据课本P220中推荐公式初步确定中心距a0：
推荐公式:& 0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)
代人皮带轮直径：
0.7(100+250)≤a0≤2×(100+250)&& 有：245mm≤a0≤700mm
考虑方案图中电机轴要避开减速器实体，故选择中心距应大点，
选择：a0=500mm
由课本P220中的V带基准长度计算公式可求得近似带长：
L0=2a0+(π/2)?(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2 /4a0
=2×500+1.57(100+250)+(250-100)2/（4×500）=1560mm
根据课本P212表（13-2）选取Ld=1600mm
根据课本P220式（13-16）计算中心距：
a≈a0+（Ld-L0）/2=500+（）/2=500+20=520mm。
&(4)验算小带轮包角
由P205式(13-1)计算小轮包角及P220 中应使 α1 ≥120°，
否则要加大中心距或增设张紧轮，得：
α1 =180°-(dd2-dd1)/a×57.3°=180°-（250-100）/520×57.3°
=180°-16.5°=163.5°＞120°（包角合格）
（5）确定带的根数
根据课本P214表（13-3）查得单根普通A型V带的基本额定P0=0.95KW
根据课本P216表（13-5）查得单根普通V带i≠1时，额定功率的增量
△P0=0.11KW，根据课本P217表（13-7）查得包角修正系数 Kα=0.96
根据课本P212表（13-2）得：KL=0.99
由课本P218式（13-15）得：
&&Z =&Pc /［P］= Pc/［(P0+△P0)KαKL］
=3.84/[(0.95+0.11) ×0.96×0.99]=3.87&&&&& &故选取皮带Z=4根
(6)带轮宽度&&& 按P224表13-10
Bmin=（Z-1）e+2fmin=（4-1）×15+2×9=63mm，选取B=64mm
(7)计算作用在带轮轴上压力
由课本P212表13-1查得A带单位长度质量q=0.1kg/m，
由P220式（13-17）计算单根V带的初拉力：
F0=［500PC/ZV］?［〔2.5/Kα〕-1］+ q?V2
=[500×3.84/（4×5.03）×(2.5/0.96-1)+0.1×5.032]=155.6N
作用在带轮轴上的压力FQ，由课本P221式（13-18）
FQ=2ZF0sin（α1/2）=2×4×155.6×sin（163.5/2）=1231.9N&
2、齿轮传动的设计计算
（1）选择齿轮材料及精度等级
考虑传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。由P166表11-1查得：
（取中点值）
小齿轮选用40Cr#调质，齿面硬度为240-260HBS、σHlim1=700MPa、σEF1=590MPa。大齿轮选用45#钢调质，齿面硬度197-286HBS、σHlim2=585MPa、σEF2=445MPa。根据课本P168表11-2选7级精度。
轮齿表面粗糙度Ra=1.6μm
&(2) 按齿面接触疲劳强度设计
由P171公式(11-3) d1 ≥［kT1(u+1)(ZEZH)2/(φd u [σH ]2)］1/3
由P171表11-4查得:弹性系数ZE = 189.8
而标准齿轮的区域系数ZH =2.5
所以:［2(ZEZH)2］1/3=[2×(2.5×189.8)2］1/3=76.65
故有设计公式:d1 ≥76.65［kT1(u+1)/(φd u [σH ]2)］1/3
现在确定上式中各参数式:
确定有关参数如下：传动比i齿 = 5
取小齿轮的齿数Z1=20,则大齿轮齿数为：
Z2=i?Z1=5×20=100
实际传动比I0=120/20=5&& 传动比误差：0
齿数比：u=i0=6&& 由课本P175表11-6取φd=0.9(范围在0.8-1.4之间,
因支承的刚性一般，取安全范围中的小值0.9较合理)
(3) 转矩T1
T1=9.55×106×P/n 1=9.55×106×2.304/382=57600N?mm
(4) 载荷系数k
由课本P169表11-3取k=1.2
(5) 许用接触应力[σH]
[σH]=σHlim ZDt/SH；
ZDt为与应力循环有关的接触疲劳的寿命系数系数
在P166表11-1中可查出:
σHlimZ1=700Mpa&& σHlimZ2=585Mpa
由P171表11-5查得:
SHmin=1.0&&&&& SFmin =1.25
考虑本减速机为一般工业齿轮传动，按一般可靠度选取安全系数
取 SH=1.1&&&&& SFmin =1.35
可由下式计算应力循环次数NL1 ：&&
NL1=60nlrth=60×382×1×(16×300×8)=8.8×108（注：n为转速，l为每转每齿同侧齿面啮合次数，r为时，t为天，h为年）
NL2=NL1/i=1.07×109/5=1.76×108
根据杭州宗兴齿轮有限公司提供的数据表格，得接触疲劳的寿命系数：
ZNT1=1.01&& ZNT2=1.08
通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0
SHmin=1.0&&&&& SFmin =1.25
考虑本减速机为一般工业齿轮传动，按一般可靠度选取安全系数
取 SH=1.1&&&&& SF =1.35
[σH]1=σHlim1ZNT1/SH=700×1.01/1.1=642.72Mpa
[σH]2=σHlim2ZNT2/SH=590×1.08/1.1=579.27Mpa
故得：d1≥76.65[kT1(u+1)/(φd u[σH]2)] 1/3
=76.43[1.2×57600×(5+1)/（0.9×5×579.272）] 1/3=49.68mm
模数：m=d1/Z1=49.68/20=2.48mm
根据课本P57表4-1取标准模数：m=2.5mm
(6) 校核齿根弯曲疲劳强度时有关参数
根据课本P172（11-5）式:σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH]进行弯曲疲劳强度计算，上式中有关参数和系数如下：
分度圆直径：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm，d2=mZ2=2.5×100=250mm
齿宽：b=φdd1=0.9×50mm=45mm& 取& b2=45mm 则：b1=45+5=50mm&
(7) 齿形系数YFa和应力修正系数YSa
根据齿数Z1=20,Z2=100由P173、174中图11-8和图11-9得
YFa1=2.925&&&& YSa1=1.56&&&&& YFa2=2.22&&&& YSa2=1.83
(8) 许用弯曲应力[σF]
根据课本P173（11-6）式中：
[σF]= σEF/SF MPa
由课本P166表11-1查得：
σEF1=590Mpa& σEF2 =445Mpa
由课本P171表11-5查得：SF=1.25
计算两轮的许用弯曲应力
[σF]1=σEF1/SF=590/1.25Mpa=472Mpa
[σF]2=σEF2/SF =445/1.25Mpa=356Mpa
将求得的各参数代入P172（11-5）式
σF1=2kT1& YFa1YSa1 /（bm2Z1)
=2×1.2×5×1.56 /（45×2.52×20) =112.14Mpa& [σF]1
σF2=2kT1 YFa1YSa1/（bm2Z2)
=2×1.2×.22×1.83 /(45×2.52×100) =93.99Mpa& [σF]2
两齿轮的计算弯曲应力均小于各自材料的许用弯曲应力，
故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够
&(9) 计算齿轮传动的中心矩a
a=m/2×(Z1+Z2)=2.5/2×(20+100)=150mm
(10)计算齿轮的圆周速度V
V=πd1n1/60××50×382/60×m/s
由P168表11-2可知，此项指标合格，说明选用齿轮精度选7级合适。
六、轴的设计计算
& A、输入轴的设计计算
1、按扭矩初算轴径
因小齿轮分圆直径太小，选用齿轮与轴同体结构，共用材料40Gr调质，由P241表14-1得硬度241～286HBS
根据课本P245（14-2）式
d≥C(P/n)1/3
查P245,表14-2，取c=105&&& （因作用于轴上的弯矩比传递的转矩大）
d≥C(P/n)1/3=105 (2.304/382)1/3=19.11mm
考虑有键槽，将直径增大5%，则
d=19.11×(1+5%)=20.07mm
∴选择标准直径尺寸d=22mm、25mm…
2、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，齿轮右端由轴肩定位，左端用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和套筒定位，采用过渡配合固定，结构方案如下图。
高速轴的结构方案图：
&0 && image.height>0){if(image.width>=700){this.width=700;this.height=image.height*700/image.}}" style="WIDTH: 475 HEIGHT: 370px" height=547 alt=查看更多精彩图片 src="/p/9161/b_78F716C6BEA4B9DCD7217615.jpg" width=567 border=0>
2）、确定轴各段直径和长度
按从左到右，顺序排列各个轴直径段的序号，以此为①段、②段…
①段：V型皮带轮安装段
该段安装v型皮带轮，在各轴段中直径最小。
考虑结构尺寸等因素,取直径为：d1=25mm&。&（大于按扭矩计算之轴颈）
由P224表13-10，可计算带轮宽度B：
Bmin =（z-1）e+2fmin =（4-1）×15 + 2×9= 63mm，选取B=64mm
考虑到轴端挡圈的安装，此段轴长度取L1=63mm
轴与带轮由平键连接，轴上平键键槽：宽b=8mm，深t=4mm。
轴头倒角C=1.5×45°长L=60mm.
②段：润滑密封段
带轮安装处的轴肩单边高为: h=（c+2）,倒角径向单边值：c=1.5mm
因而与其靠近的润滑密封段直径为：d2=d1+2h=25+2×(1.5+2)=32mm
该段轴位置处于安装带毛毡圈密封的轴承盖中，因d2为32mm并非是毡圈密封轴径的标准尺寸，因而可参考毛毡圈密封标准尺寸d2=30mm来设计。毛毡圈宽度定可为b=7mm，轴承盖的密封处宽度为B=10mm，轴承盖内端顶轴承外环的凸台宽度为t=10mm。从皮带轮端面到轴承盖的空间δ=9.5mm安装轴承的轴头伸出轴承1mm。考虑到螺钉头及预留空间长度j=15mm，所以该段轴长度为：
L2=B+t+δ-1+j=10+10+9.5-1+15=43.5mm
③段：滚动轴承安装段
初选6207型深沟球轴承，其内径为d3=35mm 装轴承的轴颈倒角为1×45，轴承宽度为b=17mm，外径为D=72mm。额定动负荷：25700 N
考虑齿轮在箱体内的润滑散热空间需要，齿轮端面和箱体内壁的距离为：W=10mm，轴承端面和毛面的箱体内壁也应有一定距离：Y=6.5mm。
考虑该段轴的长度应略大于轴承宽度，
故该段轴长度为：L3= b轴承+1=17+1=18mm，
④段：齿轮左端轴承台阶段
该段直径d4=41mm，单边轴肩取h=(d4-d3)/2=(41-35)/2=3mm,其原因是因直齿轮无轴向力作用,使用深沟轴承,轴承内部轴向力很小,因而轴肩使用值取得略小于推荐值3.5mm，该长度受齿轮中心到轴承中心跨度的影响，因跨度值现定为50mm。
故有:L4=50-轴承宽/2C齿宽/2 = 50-17/2-50/2=16.5mm
⑤齿轮所在段
该段长为齿轮宽度，因齿轮与轴为一体，故该段轴的直径有齿轮外圆、分度圆和齿根圆，齿根圆的直径不能小于d4和d6。齿顶圆直径d5=55mm，现齿根圆直径De=m（Z-1.25×2）=2.5（20-2.5）=43.75mm
故De＞d4（d6）。
⑥段：齿轮右端轴承台肩段
该段直径d4=41mm，单边轴肩取h=(d4-d3)/2=(41-35)/2=3mm,其原因是因直齿轮无轴向力作用,使用深沟轴承,轴承内部轴向力很小,因而轴肩使用值取得略小于推荐值3.5mm。
该长度受齿轮中心到轴承中心跨度的影响，因跨度值现定为50mm,故有:
L4=50-轴承宽/2C齿宽/2 = 50-17/2-50/2=16.5mm
⑦段：右轴承安装段
&初选6207型深沟球轴承，其内径为d3=35mm, 装轴承的轴颈倒角为1×45，轴承宽度为：b=17mm，外径为：D=72mm。额定动负荷：25700 N
考虑齿轮在箱体内的润滑散热空间需要，齿轮端面和箱体内壁的距离为：W=10mm，轴承端面和毛面的箱体内壁也应有一定距离：Y=6.5mm。
考虑该段轴的长度应略大于轴承宽度，
故该段轴长度为：L7= b轴承+1=17+1=18mm
设计结构尺寸时应注意以下细节：
①、处于轴承孔中的轴长度比轴承宽度大1，这样可以避免轴端部倒角减少其与轴承内孔的接触长度。
②、处于带轮孔中的轴长度比带轮宽度小1，这样便于用轴端挡圈使带轮轴向定位和夹紧。
③、处于齿轮安装孔中的轴长度比齿轮宽度小1，其目的是使左边套筒能紧紧顶住齿轮左端面，使齿轮轴向定位和固定。
具体结构见下页的高速轴的结构示意图：
&&高速轴的各段结构尺寸表（单位：mm）&&&&&&
带轮安装段
润滑密封段
左轴承安装段
左轴承右肩段
齿轮宽度段
右轴承左肩段
右轴承安装段
&&&&&&&& &&&&&&&&&&&&&&&
&&&&&&&&&&
&&& 在结构示意图中两支承点取轴承宽度的中点值，皮带轮对轴的施力点取带轮宽度的中点值，齿轮对轴的施力点取齿轮宽度的中点值。
为了计算方便，支承点间，或施力点到支承点的距离应尽量取整数。
本方案中两支承点距离LAB=100mm，
齿轮中心距两支承距离LCA=LCB=50mm,
皮带轮中心距B支承LDB=85mm
具体情况见下页高速轴受力示意图：
高速轴受力示意图：
高速轴受力及弯矩合成情况见下图：
(3)、轴受力情况计算
①已知小齿轮分度圆直径d1=50mm
②已知轴II上的扭矩T2=57600N?mm
③圆周力：Ft
根据课本P168（11-1）式得：
圆周力:Ft=2T2/d1=2×4N
④求径向力Fr
根据课本P127（6-35）式得：
径向力:Fr=Ft?tanα=2304×tan20°=838.59N
⑤因为该轴上两轴承与齿轮对称安装，所以：LA=LB=50mm
A、轴受力示意图（如上页图a）B、绘制轴受力简图（如上页图b）
⑥轴承作为支承点其上作用的支反力可分解为水平和垂直两部分：其中
A、齿轮受力作用在支承点上的支反力为：
水平支反力:
FAy齿 = Ft?LBC/ LAB ==1152N；
FBy齿 = Ft- FAy=1152N；
以上情况是由齿轮上圆周力作用于两个支承点产生的水平支反力。
垂直支反力为：
FAz齿 = Fr? LBC/ LAB =838.59×50/100=419.30N；
FBZ齿 = Fr- FAZ=838.59-419.30=419.29N；
B、皮带拉力在支点产生的支反力为：
FA带=FD?LBD/ LAB =/100=1047.12N
FB带= FD + FA带=7.12=2279N
(4)、绘制垂直面内轴受齿轮力弯矩图（如上页图c）
由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在水平面弯矩为
MC1=FAz齿L/2=419.3×100/2=20965N.mm=20.97N.m
（5）、绘制水平面内轴受齿轮力弯矩图（如上页图d）
截面C在垂直面弯矩亦对称，为:
Mc2=FAy齿L/2==57600N.m=57.6N.m
&(6)、绘制轴受齿轮力的合成弯矩图（如上页图e）
MC合1=(MC12+MC22)1/2=(20.92+57.62)1/2=61.27N?m
（7）、绘制FD皮带拉力产生弯矩图(如图f)
MB3=FD?LBD==Nmm=104.71Nm
MC3= MB3/2=104.71/2=52.36Nm
（8）、绘制合成弯矩图（如上页图g）
因皮带拉力方向不定，可按皮带拉力产生弯矩与齿轮力产生的合成弯矩处于同一平面的极限情况处理，因而有：
MC合2=MC3+MC合1=52.36+61.27=113.63Nm&&
MB合2 = MB3+0=104.71Nm
（9）、绘制扭矩图（如上上页图h）
转矩：T=9.55×（P2/n2）×103 =9.55×2.304/383×103=57.45N?m
（10)、绘制当量弯矩图（如上上页图i）
由图中可知C、B截面的当量弯矩最大，故应计算该截面当量弯矩：
转矩产生的扭剪力可按脉动循环变化处理，按P246取α=0.6，
按P246式（14-5）截面C、B处的当量弯矩：
Mec=[MC合22+(αT)2]1/2=[113.632+(0.6×57.45)2]1/2=118.74N?m
MeB=[MB合2+(αT)2]1/2=[104.712+(0.6×57.45)2]1/2=110.24N?m
(11)、校核危险截面C、B处的强度
从合成后的当量弯矩图中可知B截面弯矩最大，是危险截面，因此应校核该截面强度。由P241表14-1求得轴材料及强度：40Gr调质σB =750MPa，
由P246表14-3查得：[σ-1]b=70MPa&&& 由P246式（14-5）可知：
σeB=MeB/0.1d33=110.24×103/（0.1×353）=25.71MPa& [σ-1]b&&
而：σec=Mec/0.1d33=118.74×103/（0.1×43.75）=14.17MPa& [σ-1]b更不存在问题。
∴经验算：轴的强度足够。（注：d3=35mm为左轴承安装处轴直径）
但值得注意的是距离B支点左9mm的φ35、φ41轴径变化处，由于应力集中才是危险截面。但由于σeB-C的应力远小于[σ-1]b所以也无重大问题可言。
B、输出轴的设计计算
1、按扭矩初算轴径
选用45#调质钢，硬度（217～255HBS）σB=650MPa
根据课本P245页式（14-2）、表（14-2）及注解的内容取c=113
&d≥c(P3/n3)1/3=113×(2.168/76.37)1/3=34.47mm&&
&取d=35mm（最小轴颈尺寸）
低速度轴各部结构尺寸表
联轴器安装段
右轴承密封段
右轴承轴肩段
齿轮右轴肩段
齿轮安装段
左轴承安装段
注：表中轴承段号在结构示意图中由右向左排列。
2、轴的结构设计
（1）轴的零件定位，固定和装配
单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左端面用轴肩定位，右端面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶梯状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。详细情况见上页低速度轴的结构的示意图
（2）确定轴的各段直径和长度
初选6208型深沟球轴承，其内径为40mm，外径为80mm，宽度为18mm。额定动负荷,&Cr&29100&N&&。由于结构设计需要，高、低速度轴的支承距离相同。
具体尺寸及布置参照高速轴，本页为低速度轴结构示意图：
低速度轴的支承、受力位置尺寸见下图：
低速轴结构示意图：
（3）、支承受力及合成当量弯矩及强度校核
①大齿轮分度圆直径 d2=250mm
②大齿轮上转矩 T3=271.1N?m
③圆周力Ft：根据课本P168（11-1）式得
Ft=2T3/d2=2×271.1×103/250=2168.8N
④求径向力Fr根据课本P168（11-1a）式得
Fr=Ft?tanα=2168.8×tan20°=789.38N
⑤∵两轴承相对于中间安装的齿轮对称，并且与高速度一样，跨距相等。
∴LA=LB=50mm
具体计算如下：
A、求解支反力FAY、FBY、FAZ、FBZ
水平方向的支反力:FAY=FBY= Ft/2==1093.4N
垂直方向的支反力:FAZ=FBZ= Fr/2=789.38/2=394.69N
B、由于两边对称，截面C的弯矩也对称
在水平面内弯矩为
MC1=FAY L/2=0/2=54670Nmm=54.67N?m
C、截面C在垂直面内弯矩为
MC2=FAZ L/2=394.69×100/2=19734.5N.mm=19.73N?m
D、计算合成弯矩
MC合=（MC12+MC22）1/2=（54.672+19.732）1/2=58.12N?m
转矩：T=9.55×（P3/n3）×103 =9.55×2.168/76.37×103=271.1N?m
E、计算当量弯矩：根据课本P235得α=0.6
Mec =[MC2+(αT)2]1/2=[58.122+(0.6×271.1)2]1/2=172.73N?m
F、校核危险截面C的强度
由P241表14-1查出：
轴的材料及热处理为：45#调质σB =650MPa，
由P246表14-3查出：[σ-1]b=60MPa
安装齿轮的轴径d5=45mm,考虑键槽影响5%,实际d5=45×95%=42.75mm
由P246式（14-5）&&&&&&&&&
σe= Mec /（0.1d3）=172.73×103/(0.1×42.753) = 22.11Mpa
因σe &[σ-1]b
∴此轴强度足够
低速度轴的受力及弯矩合成如下图：
七、滚动轴承的选择及校核计算
根据条件，轴承寿命不少于15000小时
考虑本减速器为直齿轮传动，不受轴向载荷因此选用深沟球轴承。
国家标准深沟球轴承参数表
极限转速（油）
极限转速（脂）
1、计算输入轴承
（1）、选择轴承
因减速器采用直齿圆柱齿轮传动，无轴向载荷，故选择深沟球轴承。型号为6207型，内径为d3=35mm, 装轴承的轴颈倒角为1×45°，轴承宽度为：b=17mm，外径为：D=72mm。基本额定动负荷：25700 N。这些参数与前面轴的结构设计基本相符。
(2)、求两支承轴承的当量载荷
A、齿轮受力作用在支承点上的支反力：
水平支反力: 的轴承
FAy齿 = Ft?LBC/ LAB ==1152N； FBy齿 = Ft- FAy=1152N；
以上情况是由齿轮上圆周力作用于两个支承点产生的水平支反力。
垂直支反力：
FAz齿 = Fr? LBC/ LAB =838.59×50/100=419.30N；
FBZ齿 = Fr- FAZ=838.59-419.30=419.29N；
B、皮带拉力在支点产生的支反力：
FA带=FD?LBD/ LAB =/100=1047.12N
FB带= FD + FA带=7.12=2279N
C、轴承径向总支反力及当量载荷：
FRA=(FAY齿2+FAZ齿2)1/2+ FA带= (11522+419.32)1/2+73.05N
FRB =(FBY齿2+FBZ齿2)1/2+ FB带=(11522+419.32)1/2+N
因Fa=0，当量载荷P=3504.93N
(3)、计算轴承寿命
由P279表16-9、16-8得
fp=1.2―轻微冲击， ft=1―工作温度低于100°C，ε=3---滚动轴承
根据课本P279（16-3）寿命计算公式计算：
&2、计算输出轴承
(1)、选择轴承
&转速nⅢ=76.4r/min
试选6208型深沟球轴承，
其内径为40mm，外径为80mm，宽度为18mm。额定动负荷,&Cr&29100&N&&。
（2）、求两支承轴承的当量载荷
FRA=(FAY2+FAZ2)1/2=(394.692+1093.42)1/2=1162.45N
FRB = FRA=1162.45N
因Fa=0&& 当量载荷：P=1162.45N
(3)、计算轴承寿命
由P279表16-9、16-8得
fp=1.2―轻微冲击， ft=1―工作温度低于100°C，ε=3---滚动轴承
根据课本P279（16-3）寿命计算公式
&八、键联接的选择及校核计算
（1）减速器用键一览表（单位：mm）
键C8×60GB1096-79
键C10×65GB1096-79
键14×55GB1096-79
（2）、键的材料及许用应力
根据课本P158表（10-10）得：
键用精拔钢，轻微冲击时[σp]=100～120 Mpa
选取[σp]=110 Mpa
（3）、各轴受的扭矩
TI=23875Nmm
TII=56700Nmm
TIII=271106Nmm
(4)、键强度校核计算
1、大带轮与减速器输入轴的键联接&
轴径d1=25mm,L1=60mm&& （有效长度l=56mm）
T2=48020Nmm&& h=7mm
根据课本P158（10-26）式得
σp=4T2/dhl=4×57600/（25×7×56）=23.51Mpa&[σR](110Mpa)
结论：联接可靠。
2、输出轴与齿轮2联接用平键联接
轴径d2=45mm&& L2=45mm&& （有效长度l=35mm）
T=271106Nmm&& h=9mm
根据课本P158（10-26）式得：
σp=4T/dhl=4××9×35)=76.57Mpa&[σp](110Mpa)
&结论：联接可靠。
3、输出轴与联轴器采用平键联接
轴径d2=35mm&& L2=65mm&& （有效长度l=60mm）
T=271000Nmm&& h=8mm
根据课本P158（10-26）式得：
σp=4T/dhl=4××8×60)=64.55Mpa&[σp](110Mpa)
&结论：联接可靠。
九、联轴器的选择及校核计算
（1）、选择联轴器
输出轴轴颈：d=35mm。
选取联轴器类型：弹性套柱销联轴器
选取型号：B3
额定扭矩：Tn=450Nm
许用转速：np=3300r/min
适用于有冲击振动有粉尘的场合。
&&&&&& &（2）、工作要求
承载扭矩：T=271Nm（TIII=271106Nmm）
工况系数：KA=1.5（见P291表17-1）
（3）、校核计算
根据课本P291（17-1）：
Tc=KAT=1.5×271=406.5Nm&Tn(450Nm)
n=76.4r/min&np(3300r/min)
&&&&& 结论：所选B3联轴器符合要求
课程设计之后记（心得及体会）：
（要求必写，且字数不得少于300）
&设计参考资料：
2、&&&&&&&&&&&&&&&&&&
电动机类型
传动装置的总效率：
η总=0.833
电机所需工作功率
P工作=2.4KW
滚筒工作转速
n筒=76.39r/min
选取电机转速：
&n电=1000r/min&
电动机型号
各级传动比
nI =960r/min
nII=382r/min
nIII=76.37r/min
各轴的功率
PII=2.304KW
PIII=2.168KW
TI=23875N?mm
TII=57600N?mm
TIII=271106N?mm
皮带型号：
初定小带轮直径
计算大轮直径
dd2=251.3mm
选取标准直径
计算转速及带速
n2’=384r/min
轮中心距范围
245≤a0≤700mm
确定带轮中心距
取a0=500mm
计算带长度
选取标准带长
计算中心距
计算小带轮包角
α1=163.5°
皮带的根数&
带轮轴上压力
FQ =1231.9N
材料选用：
小齿轮：40Cr#调质
大齿轮：45#调质
齿轮精度7级
传动比i齿=5
齿数 Z1=20
&小齿轮扭矩
T1=57600N?mm
接触疲劳极限
σHlimZ1=700Mpa&&
σHlimZ2=585Mpa
应力循环次数&
NL1=8.8×108
NL2=1.76×108
SH=1.1&&&&&&&&&&
许用接触应力
[σH]1=642.72Mpa
[σH]2=579.27Mpa
计算小齿轮分圆径
d1=49.68mm
选取齿轮模数
齿形系数 应修系数
YFa1=2.925
计算许用弯曲应力
[σF]1=472Mpa
[σF]2=356Mpa
计算弯曲应力
σF1=112.14Mpa
σF2=93.99Mpa
计算中心距
计算圆周速度
V型带轮安装段
润滑密封段
轴承：6207
滚动轴承安装段
齿轮左轴承台阶段
齿轮所在段
齿轮右轴承台阶段
右轴承安装段
V型A带轮安装段
d1=25mm&& L1=63mm
润滑密封段
d2=32mm L2=43.5mm
左轴承安装段
d3=35mm L3=18mm
左轴承右轴肩段
d4=41mmL4=16.5mm
齿轮宽度段
d5=55mm L5=50mm
右轴承左轴肩段
d6=41mm L6=16.5mm
右轴承安装段
d7=35 mm L7=18 mm
两支承点距离LAB=100mm
齿轮中心距支承距离LCA=LCB=50mm
带轮中线距B点距离
齿轮圆周力
齿轮径向力
Fr=838.59N
水平支反力
FAy齿 =FBy齿=1152N
垂直支反力
FAz齿=FBz齿=419.30N
皮带力只反力
FA带=1047.12N
FB带=2279N
垂直面弯矩
MC1=20.97N?m
水平面弯矩&
Mc2=57.6N.m
MC合1=61.27N?m
皮带拉力弯矩
MB3=104.71Nm &
MC3=52.34Nm
MC合2 = 113.63Nm
MB合2=104.71Nm
T=57.45N?m
Mec =118.74N?m
MeB=110.24N?m
危险截面C、B
[σ-1]b = 70MPa
σeB = 25.71MPa
σec =14.17MPa
σeB & [σ-1]b
σeC & [σ-1]b
输出轴初取轴径
联轴器安装段
d1=35mm L1=68mm
右轴承、密封段
d2=40mm L2=65mm
右轴承轴肩段
d3=47mm L3=11mm
齿轮右轴肩段
d4=52mm L4=5mm
齿轮安装段
d5=45mm L5=49mm
左轴承安装段
d6=40mm L6=36mm
大齿轮圆周力
Ft=2168.8N
大齿轮径向力
Fr=789.38N
FAY=FBY=1093.4N
FAZ=FBZ=394.69N &
水平面内弯矩
MC1=54.67N?m
垂直面内弯矩
MC2=19.73N?m
MC合 =58.12N?m
转矩T=271.1N.m
Mec =172.73N?m
许用弯曲应力
[σ-1]b=60MPa
σe =22.11Mpa
σe &[σ-1]b
轴承预计寿命
输入轴所选轴承
深沟球轴承：6207
P=3504.93N
计算轴承寿命
C=29723h（小时）
预期寿命足够
输出轴所选轴承
深沟球轴承：6208
输出轴当量载荷
P=1162.45N
计算轴承寿命
C=5912882h
预期寿命足够&
键的许用应力
[σp]=110 Mpa
大带轮与输入轴的
键联接强度
σp=23.51Mpa
输出轴与齿轮2平键联接强度
σp=76.57Mpa
输出轴与联轴器平键联接强度
σp=64.55Mpa
选用弹性套柱销联轴器B3
额定扭矩：
许用转速：np=3300r/min
Tc=406.5Nm
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