《机械设计cad设计》课程设计

机械设计CAD设计班 级： 学 生： 刘祖远 学 号： 指导教师： 温智灵 完成时间： 2011年5月20日 重庆航天职业技术学院机械设计CAD设计任务书课程代码： 题号： B15 发给学生： 刘祖远 题目：设计用于带式运输机的一级圆柱齿轮减速器1 V带传动2 运输带3 一级斜齿圆柱齿轮减速器4 联轴器5 电动机6 卷筒题号B1B2B3B4B5B6B7B8B9B10运输带工作拉力F/N1100112511501175120012251250127513001325运输带工作速度v/(m.s-1)1.501.551.601.651.701.501.501.551.551.60卷筒直径D/mm250255260265270240245250255260题号B11B12B13B14B15B16B17B18B19B20运输带工作拉力F/N1350137514001425145014751500152515501600运输带工作速度v/(m.s-1)1.601.551.601.551.551.601.651.701.701.80卷筒直径D/mm260265250255250240245270280300已知条件：1. 卷筒效率0.96(包括卷筒与轴承的效率损失)；2. 工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，运输带速度允许误差为5；3. 使用折旧期10年；4. 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。设计工作量：1. 减速器装配图1张(A0或A1)；2. 低速轴和低速轴齿轮的零件图各1张(比例1：1)；3. 设计说明书1份，约30页，1万字左右。说明书要求： 1. 说明书既可手写也可打印，纸张为A4打印纸，页边距为左2.5cm、右2cm、上2cm、下2cm；说明书内大标题三号宋体，小标题小三号宋体，正文小四号宋体且为单倍行距。2. 说明书包括封面、任务书、目录、正文和总结，请按该顺序装订。请按给定题号的参数做设计提交，设计所有资料的最后时间：2011.05.20目录第一章 总论1一课程设计的目的1二课程设计的内容和任务1三课程设计的步骤1四课程设计的有关注意事项2第二章 传动装置的总体设计.3一分析和拟定传动方案3二选择电动机型号4三计算总传动比和合理分配传动比6四计算传动装置的运动和动力参数6第三章 传动零件的设计7一选择联轴器的类型和型号7二设计减速器外传动零件7三设计减速器内传动零件8第四章 减速器箱体的设计23第五章 润滑方式和密封类型的选择24个人总结.26 计算及说明 结果第一章 总论一、机械设计课程设计的目的 机械设计课程设计是机械设计课程培养学生设计能力的一个重要教学环节。其目的是：1.综合运用机械设计课程及其他有关已修课程的理论和生产实际知识进行机械设计训练，从而使这些知识得到进一步巩固，加深和扩展。2.学习和掌握通用机械零部件，机械传动及一般机械设计的基本方法和步骤，培养学生工程设计能力和分析问题，解决问题的能力。3.提高学生在计算，制图，运用设计资料，进行经验估算，考虑技术决策等机械设计方面的基本技能以及机械CAD技术。二、机械设计课程设计的内容 机械设计课程设计是学生第一次进行较为全面的机械设计训练，其性质、内容以及培养学生设计能力的过程均不能与专业课程设计或工厂的产品设计相等同。机械设计课程设计一般选择由机械设计课程所学过的大部分零部件所组成的机械传动装置或结构较简单的机械作为设计题目。现以目前采用较多的以减速器为主体的机械传动装置为例来说明设计的内容。如图1-1所示带式运输机的传动装置通常包括以下主要设计内容：主要设计内容：1.传动方案的分析和拟定;2.电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算;3.传动件(如齿轮传动、带传动)的设计计算； 4.轴的设计; 5.轴承及其组合部件设计； 6.键联接和联轴器的选择与校核； 7.润滑设计； 8.箱体、机架及附件的设计； 9.装配图和零件图的设计与绘制； 10.设计计算说明书的编写。课程设计一般要求每一个学生在2周时间内完成以下任务：（参照任务书）1 总图和传动装置部件装配图（A1号或A0号图纸）12张；2 零件工作图若干张（传动件、轴和箱体、机架等，具体由老师指定）；3 设计计算说明书一份约30页，约1万字。 4 课程设计完成后应进行总结和答辩。三、设计课程机械设计的一般步骤以前述常规设计题目为例，课程设计大体可按以下几个阶段进行。1.设计准备（约占总学时的5%）(1)阅读和研究设计任务书,明确设计内容和要求； 分析设计题目,了解原始数据和工作条件； (2)通过参观（模型、实物、生产现场)、看电影录像、 参阅设计资料以及必要的调研等途径了解设计对象； （3）阅读本书有关内容，明确并拟定设计过程和进度计划。2.传动装置的总体设计（约占总学时的5%） （1）分析和拟定传动装置的运动简图；计算及说明结果（2）选择电动机；（3）计算传动装置的总传动比和分配各级传动比； (4）计算各轴的转速、功率和转矩。3.各级传动的主体设计计算（约占总学时的5%） （1）设计计算齿轮传动、蜗杆传动、带传动和链传动等的主要参数和尺寸。 （2）计算各传动件上的作用力4.装配草图的设计和绘制（约占总学时的40%） （1）装配草图设计准备工作：主要分析和选择传动装置的结构方案； （2）初绘装配草图及轴和轴承的计算：作轴、轴上零件和轴承部件的结构设计； 校核轴的强度、滚动轴承的寿命和键、联轴器的强度； （3）完成装配草图，并进行检查和修正。5.装配工作图的绘制和总成（约占总学时的25%） （1）绘制装配图； （2）标注尺寸、配合及零件序号； （3）编写零件明细栏、标题栏、技术特性及技术要求等。6.零件工作图的设计和绘制（约占总学时的8%）（1）齿轮类零件的各种图； （2）轴类零件的工作图； （3）箱体、机架类零件的工作图。具体内容由设计知道教师指定。7.设计计算说明书的编写（约占总学时的10%）。 （1）内容包括所有的计算，并附有必要的简图； （2）设计总结。8.设计总结和答辩（约占总学时的2%） （1）完成答辩前的准备工作； （2）参加答辩。必须指出，上述设计步骤并不是一成不变的。机械设计课程设计与其机械设计一样，从分析总体方案开始到完成技术设计的整个过程中，由于在拟定传动方案时，甚至在完成各种计算设计时有一些矛盾尚未暴露，而待结构形状和具体尺寸表达在图纸上时，这些矛盾才会充分暴露出来，故设计时必须作必要修改，才能逐步完善，亦即需要“由主到次、由粗到细”，“边计算、边绘图、边修改”及设计计算与结构设计绘图交替进行，这种反复修正的工作在设计中往往是经常发生的。 四、机械设计课程设计应注意的事项 1.学生在设计的过程中必须严肃认真，刻苦专研，一丝不苟，精益求精， 才能在设计思想，方法和技能各方面获得较好的锻炼与提高。2.机械设计课程设计是在老师的指导下由学生独立完成的。学生必须发挥设计的主动性，主动思考问题分析问题和解决问题。3.设计中要正确处理参考已有资料和创新的关系。 熟悉和利用已有的资料，既可避免许多重复的工作，加快设计进程，同时也是提高设计质量计算及说明结果的重要保证。善于掌握和使用各种资料，如参考和分析已有的结构方案，合理选用已有的经验设计数据，也是设计工作能力的重要方面。学生必须吸收新的技术成果，注意新的技术动向，创造性的进行设计，鼓励运用现在设计方法，使设计质量和设计能力都获得提高。4.学生应在教师的指导下订好设计进程计划，注意掌握进度，按预定计划保证质量完成设计任务。 机械设计应边计算，边绘图，边修改，设计计算与结构设计绘图交替进行，这与按计划完成设计任务并不矛盾，学生应从第一次设 计开始就注意逐步掌握正确的设计方法。 5.整个设计过程中要注意随时整理计算结果，并在设计草稿本上记下重要的论据，结果，参考资料的来源以及需要进一步探讨的问题，使设计的各方面都做到有理有据。这对设计正常进行，阶段自我检查和编写计算说明书都是必要的。 第二章 传动装置的总体设计一分析和拟定传：一般工作机器通常由原动机、传动装置和工作装置三个基本职能部分组成。传动装置传送原动机的动力、变换其运动，以实现工作装置预定的工作要求，它是机器的主要组成部分传动装置的设计方案通常由运动简图表示。它直观的反映了工作机、传动装置和原动机三者间的运动和力的传第关系。如下图即为带式运输机运动简图；传动装置首先应满足工作机可靠。此外，还应该结构简单，尺寸紧凑、成本低，效率高和易维护等。同时要满足上述要求是困难的，因此，应该根据具体要求，选用具体方案。分析和选择传动机构的类型及其组合是拟定传动方案的重要一环，这时应综合考虑工作装置载荷、运动以及机器的其他要求，再结合各种传动机构的特点适用范围，加以分析比较，合理选择。为便于选型，将常用传动机构的特点及其应用列于表2-1 和 表2-2传动装置中广泛采用减速器。常用减速器型式、特点及其应用列于表2-3 传动系统应有合理顺序和布局。除必须考虑各级传动机构所适应的速度范围外，下列几点可供参考。1带传动承载能力较低，在传递相同转矩时结构尺寸较啮合传动大；但带传动平稳，能缓冲吸震，应尽量置于传动系统的高速级 2锥齿轮(特别是大模数锥齿轮)的加工比较困难，一般宜置于高速级，以减小其直径和模数。但需注意，当锥齿轮的速度过高时，其精度也需相应提高，此时还应考虑能否达到所需制造精度以及成本问题。 3. 斜齿轮传动较直齿轮传动平稳，相对应用于高速级。4传动装置的布局应使结构紧凄、匀称，强度和刚度好并适合车间布置情况和工人操作，便于装拆和维修。5. 在传动装置总体设计中，必须注意防止因过载或操作疏忽而造成计算及说明结果机器损坏和人员工伤，可视具体情况在传动系统的某一环节加设安全保险装置。6. 在一台机器中可能有几个彼此之间必须严格协调运动的工作构件，此外，尚需指出，在机械设计课程设计的任务书中，若已提供传动方案，则论述该方案的合理性，也可提出改进意见, 另行拟定更合理的方案。二选择电动机型号：1选择电动机的类型和结构型式 生产单位一般用三相交流电源，如无特殊要求(如在较大范围内平稳地调速，经常起动和反转等)，通常都采用三相交流异步电动机。我国已制订统一标准的Y系列是一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体和无特殊要求的机械，如金属切削机床、风机、输送机、搅拌机、农业机械和食品机械等。由于Y系列电动机还具有较好的起动性能，因此也适用于某些对起动转矩有较高要求的机械(如压缩机等)。在经常起动，制动和反转的场合，要求电动机转动惯量小和过载能力大，此时宜选用起重及冶金用的YZ型或YZR型三相异步电动机。 2. 选择电动机电动机的容量(功率)选得合适与否，对电动机的工作和经济性都有影响。当容量小于工作要求时，电动机不能保证工作装置的正常工作，或使电动机因长期过载而过早损坏，容量过大则电动机的价格高，能量不能充分利用，且因经常不在满载下运行，其效率和功率因数都较低，造成浪费。 电动机容量主要由电动机运行时的发热情况决定，而发热又与其工作情况有关 用于长期连续运转、载荷不变或很少变化的、在常温下工作的电动机。选择这类电动机的容量，只需使电动机的负载不超过其额定值，电动机便不会过热。这样可按电动机的额定功率Pm等于或略大于电动机所需的输出功率Po，即PmPo，从手册中选择相应的电动机型号，而不必再作发热计算通常按Pm=(11.3)Po选择，电动机功率裕度的大小应视工作装置可能的过载情况而定。 （1）确定工作机功率(2) 确定电动机功率 总电机到工作机之间的总效率 总=带轴承轴承齿轮连轴器 带=0.960.98（V带取0.96） Pw=2.34kw计算及说明结果轴承=0.980.99 齿轮=0.960.99齿轮联轴器： 联轴器=0.99（根据课程设计指导书p6表2.3选取，一般取中间值）。根据电动机功率因载荷平稳电动机额定功率Pd略大于查出Y系列三相异步电动机的技术参数，选电动机额定功率为：Pd=3kw (3) 确定电动机转速 总传动比: i=n电动机n滚筒i总=i带i齿轮 普通V带：i带=24单级齿轮： i齿轮=35i总=（24）（35）=620n滚筒=6010001.553.14250=118.47r/min（）n电动机=（6118.47）（20118.47）=710.822369.4r/min 电动机转速： 710.822369.4r/min电动机功率：3kw （ 根据电动机的功率和转速范围选择合适的电动机。Y系列电动机技术数据 附表8-1 p119）选择电动机型号有： Y112M-6 Y100L-4 Y132S-8满载转速1420r/min.所选电动机的主要外型尺寸和安装尺寸如下表所示。（机械设计课程设计指导书-P10）总=0.89Pd=3kwn滚筒=118.47r/minn电动机=710.822369.4r/minn=1420r/min计算及说明结果中心高H外型尺寸L（AC/2+AD）HD底脚安装尺寸AB地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸DE装键部位尺寸FGD100380282.5245160140102860841三计算总传动比及分配传动比： 根据电动机的满载转速nm及工作轴的转速nw即可确定传动装置的总传动比i nm / nw 。总传动比数值不大的可用一级传动，数值大的通常采用多级传动而将总传动比分配到组成传动装置的各级传动机构。若传动装置由多级传动串联而成，必须使各级分传动比i1、 i2、 i3 、ik乘积与总传动比相等，即i=i1 i2 i3 ik 原则：各级传动比应在合理的范围内: i带=24 i齿轮=35各级传动尺寸协调，传动比应满足: i带 i齿轮 i总= n电动机n滚筒=1420118.47=12各级平均传动比：i平=3.5注：二级圆柱齿轮展开式推荐：i1=(1.31.5)i2 若取i带=2.7 则：根据上述原则分配传动比：i齿轮= i总i带=122.7=4.4四计算传动装置的运动和动力参数：为进行传动件的设计计算，应首先推算出各轴的转速、功率和转矩。一般按由电动机至工作机之间运动传递路线推算各轴的运动及动力参数。 I轴 nI= n电动机i带=14202.7=526 r/min II轴 nII= n电动机（i带i齿轮）=118 r/minIII轴 nIII= nII=118 r/min(联轴器连接）各轴功率：Ip电动机带=1.96 kw IIp电动机带轴承齿轮=1.88 kw IIIp电动机带轴承轴承齿轮联轴器=1.83 kwi总=12i齿轮=4nI=526r/minnII=118r/minnIII=118r/min各轴功率：I1.96 kwII1.88 kwIII1.83kw计算及说明结果6.计算各轴的转矩：Td=9550Pdnm=15.74Nm各轴转矩: T1= Tdi带带=42.49 Nm T2= T1i齿轮1齿轮轴承=118.63 Nm T卷筒轴= T2联轴器轴承=181.08 Nm运动和动力参数的计算结果列于下表：轴名参数 电动机轴I轴II轴III轴转速n(r/min)1420526118.47118.47输入功率P(kw)2.342.24642.342.34输入转矩T (N.m)15.7440.79118.63118.63传动比i1341效率10.960.940.97第三章传动零件的设计(格式上每一章单独另起一页，三号字、宋体、加粗、居中)一选择联轴器的类型和型号：一般在传动装置中有两个联轴器：一个是连接电机轴与减速器高速轴的联轴器-选用弹性联轴器如弹性柱销联轴器另一个是连接减速器低速轴与工作机的联轴器-选用挠性联轴器如十字滑块联轴器。 对于标准联轴器主要按传递转矩的大小和转速选择型号，注意联轴器孔尺寸必须与轴的直径相适应。最小孔径应满足所连接两轴的尺寸要求。二设计减速器外传动零件：减速器外传动件的设计计算方法按机械设计基础教材所述，下面仅就注意问题作简要说明。带传动要明确各传动件与其他机件的配装或协调关系。 如各传动件需和轴、键配装；装在电动机轴上的小带轮直径与电动机中心高应相称；大带轮不要过大。以免与机架相碰；展开式两级圆柱齿轮减速器中高速级大齿轮不能过大，以免与低速轴相碰等。（1）应注意带轮尺寸与传动装置外廓尺寸及安装尺寸的关系。例如，装在电动机轴上的小带轮外圆半径应小于电动机的中心高，带轮轴孔的直径、长度应与电动机轴的直径、长度相对应，大带轮的外圆半径不能过大，否则会与机器底座相干涉等。各轴的转矩：Td=15.74NmT1=42.49 NmT2=118.63NmT卷筒轴=181.08Nm计算及说明结果 （2）带轮的结构型式主要取决于带轮直径的大小，其具体结构及尺寸可查教材或设计手册。 应注意的是，大带轮轴孔的直径和长度应与减速器输入轴轴伸的尺寸相适应。带轮轮毂的长度L与轮缘的宽度可以不相同，一般轮毂长度L按轴孔的直径d确定，取L二(152)d，而轮缘宽度则取决于传动带的型号和根数。（3）带轮的直径确定后，应验算实际传动比和大带轮的转速，并以此修正减速器的传动比和输入转矩。三设计减速器内传动零件：减速器内传动件的设计计算及结构设计方法依据教材有关内容进行，下面仅就注意问题作简要说明。齿轮传动：(1)在选用齿轮的材料前，应先估计大齿轮的直径。如果大齿轮直径较大，则多采用铸造毛 坯，齿轮材料应选用铸钢或铸铁材料。如果小齿轮的齿根圆直径与轴颈接近，齿轮与轴可制成一 体，选用的材料应兼顾轴的要求。同一减速器的各级小齿轮(或大齿轮)的材料应尽可能一致，以 减少材料的牌号，降低加工的工艺要求。 (2)计算齿轮的啮合几何尺寸时应精确到小数点后2到3位，角度应精确到“”(秒)，而中心 距、和结构尺寸应尽量圆整为整数。斜齿轮传动的中心距应通过改变角(螺旋角)的方法 圆整为以0、5结尾的整数。 (3)传递动力的齿轮，其模数应大于1.52mm。(4)各齿轮的参数和几何尺寸的计算结果应及时整理并列表备用。传动件设计齿轮：（1）齿轮材料及热处理方法的选择，要考虑到齿轮毛坯的制造方法。当齿轮的顶圆直径da小于等于400500m时，一般采用锻造毛坯；当da大于400500时,因受铸造设备能力限制,多采用铸造毛坯。当齿轮直径与轴径接近时，齿轮与轴作成一体。（2）由工作条件及材料表面硬度确定齿轮计算方法。设计闭式直齿轮传动需确定出模数、齿数、分度圆直径、齿顶圆直径、齿宽和中心距等。设计时要注意不断调整有关参数值。（3）由强度计算出的中心距a，为便于制造和测量，应尽量圆整尾数为0或5.直齿圆柱齿轮传动可通过调整模数m和z来达到。（4）在数据处理上，一般结构尺寸要圆整（如中心距、齿宽等）以便制造和测量。几何关系尺寸要精确到小数点后23位，单位mm（如分度圆、齿顶圆和齿根圆直径等）。（5）各级齿轮几何尺寸，参数计算结果，可整理列表备查。计算及说明结果（6）闭式直齿圆柱齿轮传动设计计算方法可参考有关手册。1.齿轮传动的设计计算：设计一单级直齿圆柱齿轮减速器中的齿轮传动。已知：传递功率P=2.34kw，电动机驱动，小齿轮转速n1=526r/min,传动比i=4，单向运动，在和较平稳，使用折旧期10年，两班制工作。解：（1）选择齿轮材料及精度等级：小齿轮选用45钢调制，硬度为220250HBS；大齿轮选用45钢正火，硬度为170210HBS。因为是普通减速器，由表10.21选8级精度，要求齿面粗糙度Ra小于等于3.26.3um。2）按齿面接触疲劳强度设计：由d176.43(kT1(u+1)/duH2)1/3 确定有关参数如下：传动比i齿=4取小齿轮齿数Z1=25。则大齿轮齿数：Z2=iZ1=425=100实际传动比I0=100/25=4传动比误差：（i-i0）/I=（4-4）/4 2.5% 可用齿数比：u=i0=4由课本取d=1（3）转矩T1T1=9.55106P/n1=9.551062.34/526=4.079105Nm（4）载荷系数k由课本p192表10.11取k=1.1（5）许用接触应力HH= HlimYNT/SH由课本P188查得：Hlim1=560MpaHlim2=530Mpa由表10.10查得SH=1N1=60njLh=605261(105248)=6.56448108N2=N1/i=7.08108/4 = 1.64112108由课本图10.27查得接触疲劳的寿命系数：ZNT1=1 ZNT2=1.06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=1.0H1=Hlim1ZNT1/SHH1=Hlim1ZNT1/SH=5601/1Mpa=560MpaH2=Hlim2ZNT2/SH=5301.06/1.0Mpa=526Mpa= 58.3mmd1 76.433(kT1(u+1)/duH2)1/3= 58.3mm模数：m = d1 / Z1 = 58.3/ 25 = 2.33 mm小齿轮齿数：Z1=25大齿轮齿数：Z2=100转矩T1T1=4.079105NmN1=6.56448108N2=1.64112108H1=560MpaH2=526MPa 计算及说明结果根据课本表10.3取标准模数：m = 2.5 mm（6）校核齿根弯曲疲劳强度根据课本式F=(2kT1/bm2Z1)YFYSH确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ1=2.525mm=62.5mmd2=mZ2=2.5100mm=250mm齿宽：b=dd1=162.5mm=62.5mm取b=62.5mm 中心距： a=1/2m(Z1+ Z2)=156.25mm（7）齿形系数YF和应力修正系数YS由式（10.24）得出F ，如FF则校核合格确定有关系数与参数，根据齿数Z1=25,Z2=100由表相得齿形系数YF P195查表10.13得YF1=2.65YF2=2.18应力修正系数YS 查表10.14得YS1=1.59 YS2=1.80（8）许用弯曲应力F由课本图10.25查得：Flim1 = 210 Mpa Flim2 = 190 Mpa由图10.26查得： YNT1 = 1 YNT2 = 1按表10.10一般可靠度选取安全系数SF=1.3计算两轮的许用弯曲应力F1 =Flim1YNT1/SF=2101/1.3Mpa=162MpaF2=Flim2YNT2/SF =1901/1.3Mpa=146Mpa将求得的各参数代入式中：F1=(2kT1/bm2Z1)YF1YS1=(21.1105/652.5225) 2.651.59Mpa=91MpaF1=162MpaF2=F1（YF2YS2/YF1YS1） =91（2.181.8/2.651.59）=85Mpa dmin=75mmdd2= n电动机/n1dd1=（1420/473）90=270mm由课本P130表8.16，取dd2=280mm实际从动轮转速：n2=n1dd1/dd2=142090/280 =456r/min转速误差为：(n2-n2)/n2=(456473)/473 =-4.8%在5%以内，为允许值。验算带速vPd=2.52KWdd1=90mmdd2=280mm实际从动轮转速：n2=456r/min计算及说明结果带速V：V=dd1n1/601000 =901420/601000=6.68m/s在525m/s范围内，带速合适。（4）确定带的基准长度Ld和实际中心距a根据课本得P134知道传动中心距小则结构紧凑，但传动带较短，包角减小，且带的绕转次数增多，降低了带的寿命，致使传动能力降低。如果中心距过大则结构尺寸增大，当带速较高时带会产生颤动。所以根据下列不等式就可以准确的确定中心距：0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)0.7(90+280)a02(90+280)所以有：259mma0740mm 故a0 =600mm 由课本P136式8.15得： L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1) 2/4a0 =2600+1.57(90+280)+(280-90)2/4600 =1200+580.9+15.0=1795 mm根据课本表8.4取Ld=1600 mm根据课本P135式（8.16）实际中心距得：aa0+（Ld-L0）/2=600+（1600-1795）/2=502.5 mm中心距a的变动范围为：amin = a 0.015Ld = 478.5 mmamax = a + 0.03Ld = 550.5 mm（5）验算小带轮包角=1800-dd2-dd1/a600=1800-(280-90)/502.5600=157.301200（适用）（6）确定V带的根数Z由式Z Pc / (po+po)KaKl根据dd1 = 90 mm，n1 = 1420 r/min查p127表8.9用插入法得： 所以Po=0.93+（1.07-0.93）/（1460-600）（1420-600）=0.93+0.12=1.05KW由p132表8.18查得kb=1.027510-3,8.19查得ki=1.1373,p118， 8.4查得带长度修正系数kL=0.99,由图 8.11查得包角系数ka=0.97(P131)Po=kbn1(1-1/ki)=1.027510-31420（1-1/1.1373）KW=0.176KW带速V：V=6.68m/s确定中心距：a0=600mmL0=1795 mm取Ld=1600 mm实际中心距得：a=502.5 mm小带轮包角=157.301200（适用）Po=1.05KWPo=0.176KW计算及说明结果Z= PC/(P0+P0)KKL =2.52/(1.05+0.176)0.970.99根=2.14根取整=3（根）（7）计算轴上压力FQ及初拉力FO由课本8.6查得A型普通V带的每米长质量q=0.1kg/m，由式8.19单根V带F0=500PC/ZV（2.5/K-1）+qV2=5002.52/36.68(2.5/0.97-1)+0.16.682 N=44.3N则作用在轴承的压力FQ： FQ = 2Z F0 sin1/2= 244.33 sin157.30/2= 260.6 N（8）设计结果：选用3根A-1800GB11544-89V带，中心距a=502.5mm，带轮直径为90mm，280mm,轴上压力FQ =260.6 N3.输入轴的设计计算一、高速轴承设计1、按扭矩初算轴径 由前面的设计有结果：Z小=25 Z大=100 m=2mmha*=1 a=200 P1=1.96kw n1=473r/min T1=40000N.mm d1=50mm选用45钢调质处理，由机械设计基础表14.4查得强度极限B=650mPa，再由机械设计基础表14.2取许用弯曲应力【-b】=60mPa硬度217255HBS根据课本并查机械设计基础表14.1，取c=107118dC=(107118)=17.6619.47mm考虑到轴的最小直径处要安装套筒，会有有键槽存在，故将估算直径加大3%5%，则d=（17.6619.47）mm=18.1920.44所以选d=20mm 2、轴的结构设计Z=3根F0=44.3N作用在轴承的压力FQ：FQ=260.6 NZ小=25Z大=100m=2mmd=20mm计算及说明结果（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，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定（2）确定轴各段直径和长度工段：d1=20mm 长度取L1=50mm因为h=2c c=1.5mmII段:d2=d1+2h=20+221.5=26mm所以d2=26mm初选用7206c型角接触球轴承，其内径为30mm,宽度为16mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：L2=（2+20+16+55）=93mmIII段直径d3=35mm L3=L1-L=50-2=48mm 段直径d4=45mm 由手册得：c=1.5 h=2c=21.5=3mmd4 = d3 + 2 h= 35 + 2 3= 41 mm长度与右面的套筒相同，即L4=20mm 但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：（30+32）=36mm 因此将段设计成阶梯形，左段直径为36mm段直径d5=30mm. 长度L5=19mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L = 100 mm (3)按弯矩复合强度计算 求分度圆直径：已知d1 = 50 mm 求转矩：已知T1 = 40000 Nmm 求圆周力：Ft1 根据课本式得：Ft1 = 2 T1 / d1= 2 40000 / 50= 1600 N内径为30mm,宽度为16mm圆周力：Ft1Ft1=1600 N计算及说明结果 求径向力Fr1根据课本式得：Fr1 = Ft1 tan= 1600 tan200=582.35N 求法向力Fn1=Ft1/cos200=619.72N 因为该轴两轴承对称，所以：LA = LB = 59mm轴的载荷分析图如下图：径向力Fr1Fr1=582.35N法向力Fn1=619.72NLA = LB = 59mm计算及说明结果轴的受力、弯矩、转矩及合成弯矩图（4）按弯扭合成强度校核轴径画出轴的受力图作水平面内的弯矩图。支点反力为 FHA1=FHB1=Ft1=1600/2=800N-截面处的弯矩为: MH = (800 118)/ 2 MH= 47200N.mm-截面处的弯矩为: MH = 800 31 = 24800 N.mm作垂直面内的弯矩图,支点反力 FVA1 = FAV1 = FR1 = 582.35/ 2 =291.18 N-截面左侧弯矩为: MV左 = FVAL / 2 =291.18 118/2 = 17179.62 N.mm-截面右侧弯矩为:MVI右 = FVBL / 2 = 291.18 118/2 = 17179.62N.mm支点反力为FHA1=FHB1=800NMH1=47200N.mmMH=24800 N.mm支点反力FVA1 = FAV1 = FR1=291.18 NMV左=17179.62 N.mm计算及说明结果-截面处的弯矩为： MV = FVB31 = 291.1831 = 9029.58 N.mm 作合成弯矩图M= -截面 M左 = = 50229 N.mmM右 =50229 N.mm-截面 M=26393 N.mm 作转矩图 T=9.55P/N=9.551.96/473=4求当量弯矩 因减速器单向运转,故可认为转矩为动循环变化,修正系数a为0.6-截面 Me= = 60000 N.mm-截面 Me= 40700 N.mm由图可以看出,截面-,-所受转矩相同,但弯矩 Me Me,且轴上还有键槽,故截面-可能为危险截面,但由于轴径d3d2,故也应对截面-进行校核.-截面 e=M e/ W= 60000/0.1=14 Mpa-截面 e=M e/ W=40700/0.126X26X26=23.16Mpa 查表14.2得-1b=60mPa,满足e-1b的条件，故设计的轴有足够强度并有一定裕量。二、低速轴承的设计（1）选择轴的材料，确定许用应力 由已知条件知减速器传递的功率属于小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢并经调质处理。由表14.4查得强度极限B=650 Mpa，再由表14.2得许用弯曲应力【-b】=60mPa。（2）按扭转强度估算轴径根据表14.1得C=107118。又由式MV=9029.58 N.mmM左=50229N.mmM右=50229N.mmM=26393N.mm修正系数a为0.6Me=60000N.mmMe=40700N.mme=14 Mpae=23.16Mpa计算及说明 结果