多功能童车设计---传动机构设计[含CAD高清图纸和文档全套]
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多功能童车设计：实现其“行走（两个速度）”，“摇摆”两功能，用同一电机，可分别控制我自己做的简图设计思路：一个电机同时带动一个减速器和一个二级变速箱，减速器和二级变速箱的输入端各有一个离合器（可分别单独控制），变速箱输出端接童车驱动轮，减速器输出端通过皮带传到童车上端，用曲柄滑块控制摇篮的摇摆图纸要求：一个传动系统的整体CAD图（童车车体大致框架就可以，主要注重传动系统），还有各个传动部分单独的图。摘 要随着人们生活水平的提高，人们对儿童这一弱势群体的关注越来越多，对儿童产品的要求也是越来越高。本论文主要针对童车产品领域，以婴儿车为主要论述和设计对象，运用理论研究与实际调查相结合的方式，完成论文的论述和设计的实践。通过搜集资料，调查研究，理论学习入手，以婴幼儿为出发点探索婴儿车产品各方面的特性，包括生理、心理特性，使用特性及物的特性，分析出婴幼儿在成长过程中容易忽略的行为问题，从尺度、造型、功能、色彩、材质等方面研究婴儿车的设计因素，使婴儿车的设计更全面。本文研究部分主要包括一下四个方面的内容：第一部分可分为绪论和市场调查部分，阐述了命题背景、意义以及研究的对象和主要内容，强调童车产品设计化是市场的必然趋势，并对这一趋势从各方面做了分析，也为婴儿车人性化设计提供了现实依据。第二部分着重分析物的使用者与物之间的关系，为人机设计提供理论依据。第三部分在前面的分析研究上，以人性化设计和人机设计两个方面的设计理念总结出产品的特性及产品的设计要素，为设计实践提供设计依据。本文的主要创新点如下：1） 大多数企业都忽略了成人这个隐性使用者。本文将成人的使用特点引入婴儿车的设计中，包括研究成人手部结构、成人使用婴儿车时的手部特点和运动能力分析，为婴儿车设计提供一定的参考。2） 本文将婴儿车的设计理论从人性化设计和人机设计两种不同的角度分析，将两种平时容易混淆的设计理念分开论述，使婴儿车的设计理论兼具理性和感性，为童车设计提供新的设计思维。关 键词：婴儿车，成人，互动性，人性化设计，人机设计AbstractAs peoples living standards improve, peoples attention to this vulnerable group of children, more and more demands on childrens products is also increasing. This thesis focuses stroller product areas, the main discussion of baby carriages and design objects, the use of theoretical research and practical investigation combination complete discussion papers and design practice. By gathering information, research, theoretical learning perspective, and as a starting point to explore infant strollers all aspects of product characteristics, including physical, psychological characteristics, using the properties and physical characteristics of the infants and young children in the growth process is easy to overlook the behavior issues, from the scale, shape, function, color, texture and other aspects of design factors stroller, baby car design to make more comprehensive.This study section includes about four aspects:The first part of the introduction and market research can be divided into parts, elaborated propositions background, significance as well as the object of study and main content of the product design emphasizes stroller is the inevitable trend of the market, and do an analysis of all aspects of this trend, but also for stroller friendly design provides a realistic basis.The second part focuses on the user analyte relationship between things, provide a theoretical basis for the design of human-machine.The third part of the analysis in the previous research, to design user-friendly design and human aspects of the design concept summed up the characteristics of the product and product design elements, providing design basis for the design practice.The main innovations are as follows:1) Most companies have ignored this recessive adult users. This article will feature the introduction of the use of adult stroller design, including the structure of adult hands, adult stroller hand characteristics and exercise capacity analysis, stroller designed to provide a reference.2) This article will stroller design theory from human design and human design two different perspective, usually easy to confuse the two design concepts are described separately, so that the baby car design theory both rational and emotional, for the stroller designed to provide a new design thinking.Keywords:Baby carriages, Adult,Interactive, User-friendly design, Ergonomics design目录摘 要1Abstract2第一张 绪论51.1 研究的背景51.2 研究的意义51.3 研究的对象与方法51.4国外的婴儿车产品市场调查概述61.4.1国外婴儿车产品概述61.4.2国外几款婴儿车产品简介61.5我国的婴儿车产品市场现状综述81.5.1 我国的婴儿车产品市场现状分析81.5.2 我国婴儿车市场存在的问题81.6 我国市场上婴儿车产品的分类9第二章 设计要求及方案112.1 设计要求112.2设计方案确定11第三章 主要参数的选择123.1 行走速度的选定123.2 摇摆频率和幅度的选定123.3 行走和摇摆所需最大功率的确定123.4 电机的选定123.5 离合器的选定133.5.1电磁离合器的特点133.5.2 电磁离合器的工作原理133.5.3使用注意事项14第四章 行走传动装置的设计154.1计算传动装置的总传动比和分配各级传动比154.1.1传动装置总传动比154.1.2分配各级传动比154.1.3计算传动装置的运动和动力参数154.2齿轮设计164.2.1变速器第一组齿轮设计164.2.2变速器第二组齿轮设计194.2.3外传动齿轮设计224.3轴的设计及校核224.3.1轴的设计224.3.2轴的设计244.4轴承的校核274.5换挡机构的设计284.6变速器的箱体和附件29第五章 摇摆传动装置的设计305.1各级传动比的分配305.2电机-减速器开式齿轮传动的设计305.3二级减速器的设计计算315.3.1传动系统各轴的转速，功率和转矩计算315.3.2标准直齿圆柱齿轮的设计计算325.3.3轴的设计385.4传动V带及带轮的设计计算425.4.1 V带轮及V带的设计425.4.2 V带轮的结构设计445.5曲柄滑块机构的设计455.5.1对心曲柄滑块机构运动分析455.5.2曲轴扭矩理论计算47总 结.48参考文献49致 谢50第一张 绪论1.1 研究的背景儿童这一特殊的群体一直是受到社会各个方面关注的。从历史上看，从来没有任何一个时代的儿童能对今天的社会产生如此巨大的经济和社会影响，特别是对于中国现在大部分的家庭来说，由于家庭结构的原因，对儿童的关注度甚高。中国的儿童人口数在世界儿童人口数中占有较大比例，中国儿童作为直接消费者、影响市场者和主导未来市场者等多重角色，儿童产品市场蕴涵着巨大的商机，无疑给这些在经济大洋中乘风破浪的商家们带来了新的希望。然而，巨大的市场商机也带来了许多负面效果，为了满足市场供求的需要，大量儿童产品生产出来，质量却难以保证，大大降低了儿童产品的安全性，给儿童身心带来了不利的影响；有的商家为了争取更大的利润空间，盲目扩大海外市场，破坏了品牌的形象，也损害了国家的名誉。在这些产品中，产品的设计含量不高，一味的简单模仿、抄袭，制造商偷工减料、降低成本，企业违规现象屡禁不止，让人不得不感慨儿童产品的明天在哪里？儿童的身心健康谁能保证？针对这一现象，国际和国内都相继出台了一系列政策加以保护这类弱势群体的利益，对各类儿童产品企业进行抽样检查，召回一些有缺陷的产品，使得儿童类产品的发展状况有了一定的改观。1.2 研究的意义创新设计是一种设计能力的表现，是从问题的发现开始，对问题进行分析、提出、论证，进而解决问题的过程，并能在这一过程中发现新的问题而不断重复这一过程，以此来推动事物的发展。产品的创新设计是这个时代的要求，是通过设计这种手段达到产品百变的效果，千篇一律的产品已不能满足现代消费者的精神需求，童车产品更是有别于成人的产品，满足儿童消费者的需要和欲望应是每个设计者和制造者的责任。童车产品现在大部分都是以模仿为主，虽然企业的进步都从模仿其他企业产品开始，并且模仿在本质上也确实带动了一些技术上的创新活动，但是在未来的发展趋势下，产品的创新设计是增加企业竞争力和实力的有效保障，创新永远是企业的主题。而如今，我国的童车产品不仅供应给本国的儿童使用，有些还出口海外，简单的抄袭国外产品已经不能适应激烈的市场经济要求，独特的设计创意理念才能弥补我国市场经济起步晚、产品设计滞后于其他国家的局面。中国童车制造已不能满足于我们，如何变中国童车制造为中国童车创造，如何打开童车产品设计的突破口、提高产品的设计能力、建立良好的品牌形象已是众多儿童产品设计者们所思考的问题。1.3 研究的对象与方法在目前的市场上，童车的种类很多，按照功能和使用者年龄的划分大致可分为学步车，婴儿车，三轮车和自行车等。本篇论文以婴儿车为主要设计对象，以探索的方式研究婴儿车的创新设计。研究的内容主要有以下两个方面：1. 婴儿车的设计特性研究。根据市场调查部分的内容，了解市场上婴儿车产品已具备的各种特性和人们的不同需求，找出婴儿车设计出现的问题，分析出婴儿车产品的特性要求，为人性化的婴儿车设计奠定理论基础。2. 婴儿车的设计要素研究。首先要对产品设计各类理论化概念进行归纳和梳理，以此对婴儿车这类产品的要素展开研究，设计理论结合婴儿车用户的实际需求，才能全面的设计出“以人为本”的产品。本文的研究方法如下：1. 文献研究法。撰写本文的前期阶段进行大量的资料查阅，包括网络资料，一些大型童车产品企业内部报告，市场分析报告，国内外各类产品设计理论书籍等，对这些资料进行分析和总结。2. 参与观察法。对婴儿车产品市场进行调查，观察用户选择婴儿车产品时方向和购买心理，采用询问的方式了解用户的实际需求；归纳出市场上婴儿车产品的种类及其构件，帮助全面了解婴儿车产品。3. 理论结合实际法。根据前面的理论内容的归纳和总结，运用到婴儿车的设计中，理论结合实际，确定设计方向，完成婴儿车的设计实践。1.4国外的婴儿车产品市场调查概述婴儿车的历史可追溯到三百年前，产生于欧洲，设计者当时是为欧洲中产阶级的妇女提供一种节省体力的工具，它的出现受到了欧洲及世界各地母亲的欢迎，一直风靡至今。以下是对国外婴儿车设计现状及经典产品的简单概述。1.4.1国外婴儿车产品概述在国外，制作婴儿车产品的企业并不多，尤其是美国，制作婴儿车产品的品牌屈指可数，原因是由于人们对消费者权益的保护意识增强，特别是对婴幼儿这类弱势群体的保护，制定了许多法规政策及技术方面的限定，也有大量问题产品招回的案例，一旦婴儿车产品有问题，企业是要付出巨大代价的，轻则官司缠身，重则企业倒闭，所以在国外，童车行业是个高风险高投入的行业。另外在设计方面，国外的婴儿车设计坚持创新理念，他们认为婴幼儿是有简单的思维能力的，不是完全蒙昧混沌的，所以设计必须要考虑到婴幼儿的角度，从材料的选择，设计的风格，装置的配备及工艺等各方面都有很高的要求，并且首要原则是要保护婴幼儿身体不受到伤害，产品质量过硬，安全性能高，生产的标准非常严格。1.4.2国外几款婴儿车产品简介豪爵是Silver Cross 公司的经典产品，是由那时杰出的发明家威廉姆威尔逊在英国利兹的Silver Cross 街发明，这是他发明的第一辆最具有革命性的婴儿车也是由全手工打造的婴儿车。由于它有着极为优美的曲线和奢侈风格的完美体现，百年来都受到各国皇室的青睐。精湛的工艺，坚实的底盘，手动刹车装置，皮革减震带，造就了其优雅、高贵的气质，柔和的曲线使童车整个造型象极了童话里的南瓜车，带给人无限的遐想。Silver Cross 公司始终坚持他们的设计风格，选用最好的材料和完美的手工艺，打造现实与童话完美统一的构想，它也始终代表英国革命性设计始终如一的品质，这也是它能响誉世界的原因（图2.1）。图2.1 Silver Cross 公司豪爵Bob Revolution 运动型的婴儿车，是一款只用轻轻着力，就能按照受力方向前行的科技型婴儿车。即便只用一手推行，这款婴儿车巨大的后轮设计很轻松掌控就能驱使车子按照规定路线行进。如果遇到颠簸不平的路面，婴儿车独特的可调节悬挂系统可以让婴儿免于上下震荡。前轮的即锁功能，能让婴儿车瞬间转化成慢跑模式，成人就可以和孩子一起运动了（图2.2）。图2.2 Bob Revolution 运动型的婴儿车Zooper 童车，是一个美国品牌的童车企业，也只针对美国市场的销售。Zooper的婴儿车多为欧洲风格，从婴儿的角度出发去设计，考虑他们的感受以及父母的享受，强调高功能，高人性化设计。由于不同群体的需要，它的婴儿车拥有多种完全不同骨架的款式，户外、居家都能使用，并且高功能也不失简便轻量，极显其专业的能力（图2.3）。图2.3：Zooper 童车1.5我国的婴儿车产品市场现状综述我国婴儿车产品的市场现状的探讨要从婴儿车产品的市场潜力谈起，因为没有消费就没有生产，没有生产那么设计也就毫无意义。从前，很少会有人把婴幼儿归为消费者的行列，而如今，垂涎这块市场的企业范围越来越大。分析我国婴儿车产品市场的现状以及这一现状所带来的问题，能帮助婴儿车的设计找到变化的突破口，达到解决问题的目的。1.5.1 我国的婴儿车产品市场现状分析从我国婴儿车产品市场人口环境及经济环境分析中可以看出，童车产品目前乃至以后发展潜力是巨大的，据预测，在未来15 年内，国内婴幼儿用品市场有较稳定数量的目标消费群并且这个市场只开发了20%2。由于我国长期实行计划生育的基本国策，我国目前大多数的家庭是“老人-父母-孩子”的简单家庭结构，儿童是一个家庭的核心，是小公主小皇帝，尤其是婴幼儿阶段的孩子，长辈们投入的呵护和宠爱尤为的多；当前无论是国民收入还是居民消费水平都已经得到了较大的提高，并且，在我国将要迎来的“婴儿潮”中，将对婴儿车产品的需求更大。另一方面，一个家庭孩子的数量本来就不多，随着我国城镇居民家庭孩子数量的明显降低，以及农村家庭对孩子观念的改变，生活质量的提高和意识的增强，家庭对孩子的生活质量、生活环境、生活用品的投入也越发重视，可以说新生儿一降生，父母及周围的亲人们就为其制定出一系列的计划，这就为童车产品活跃的市场提供了条件，同时，也对童车产品的品质提出了要求。1.5.2 我国婴儿车市场存在的问题我国儿童消费每年对家庭消费额的直接影响和间接影响加起来的数字已经吸引了许多企业的注意，这些企业中有的早已在开发全新的童车产品，有的企业是通过调整现有的生产线来开发童车产品，有的甚至干脆转型成为童车产品制造企业，不论是那种，已经是成千上万的企业都在生产童车产品；同时，中国已成为世界制造业的加工基地，国外企业拿来样图，中国企业进行加工，这样给童车企业更多的抄袭模仿的机会，并且目前大多数中国童车企业都是以这样的方式运营的，方便的利润模式使得中国童车企业越来越多，市场出现了鱼目混珠的现象，偷工减料，制作粗滥，功能性产品开发力度小，个性化需求满足能力差。一个成熟的市场，比拼的是实力，而不是仅限于价格层面的较量。中国童车品牌众多，若因产品问题倒闭了还可以换个品牌再来，不考虑设计，中低档产品多，高档和高科技含量产品少，没有过硬的质量检测和试验系统，没有健全的法规制度保障，完全不能保护我国婴幼儿的身体健康，而在近年来多次出现的婴儿车伤人事件来看，这种本应高投入的行业其实是在做低投入的简易加工而已。在婴儿车不合格产品中，大多都存在结构不合理，以下是问题的归纳：1. 安全带尺寸不合标准的问题；2. 童车的稳定性、材料的坚固性和承重性也不好；3. 婴儿车内婴幼儿可以触及到的零构件安装不牢固或者尺寸过小，很可能会导致婴幼儿吞食或者造成梗塞的危险；4. 婴儿车锁紧和保险及刹车装置不牢固，导致婴幼儿处于车内时意外折叠而伤及身体；5. 婴儿车粗制滥造，与人体接触的部分有毛刺、锐边或者容易脱落的现象；6. 婴儿车含铅量超标时有发生，婴幼儿生理机能发育不完善，抵抗外界侵袭的能力低，接触铅含量超标的产品会对红细胞、肾脏等其他功能造成影响。1.6 我国市场上婴儿车产品的分类根据调查，市面上的婴儿车及其功能大致可划分为以下几个方面：A 型推车，具有托伞功能，此车型又可称为轻型伞把车，一般具有流行款式,轻便的车型，配置有可以旋转伞把的把手，操作简单，是实用型婴儿车（图2.5）。图2.5 A 型推车 图2.6 B 型推车B 型推车，具有豪华形态,双向的推杆，可以两面推行，轮子可以拆卸，前轮设有定向装置，后轮设有刹车装置，折叠后体积小，是方便携带型（图2.6）。C 型推车，一般具有推车功能、摇篮功能 、学步车功能，一般具有优化的结构，方便的操作，豪华大气的造型的特点，操作功能也比较多（图2.7）。图2.7 C 型推车D 型推车，具有并排双人坐椅，是为双胞胎婴儿设计的，有的推车有换向装置，可以使两个孩子可相对而坐也可以相向而坐，一般此型车蓬比普通婴儿车的车蓬要大，形态也是大流线型设计，属豪华型（图2.8）。图2.8 D 型推车 图2.9 E 型推车E 型推车，车兜可拆卸，附有超大物篮，防寒脚兜，布料厚实，有的推车还有摇篮功能，可平行、弧型两种摆动方式，一般轮子是可拆卸、前轮设有定向装置、前后轮设有避震装置，功能性、豪华性、实用性都有体现（图2.9）。第二章 设计要求及方案2.1 设计要求实现其“行走（两个速度）”，“摇摆”两功能，用同一电机，可分别控制。2.2设计方案确定由于要实现两速行走，故行走传动装置中选用两档变速器；为实现摇摆功能，选用曲柄滑块机构，滑块端与摇篮的连接；由于两套传动系统需用同一电机驱动，并要求分别控制，故两套传动系统需分别用离合器连接。为了实现两套传动系统控制的操作简便性，此处选用电磁离合器。具体方案如下：一个电机同时带动一个减速器和一个二级变速箱，减速器和二级变速箱的输入端各有一个离合器（电磁离合器），变速箱输出端接童车驱动轮，减速器输出端通过皮带传到童车上端，用曲柄滑块机构实现摇篮的摇摆。第三章 主要参数的选择3.1 行走速度的选定童车安全最重要，为实现童车仿人工手推速度，行驶速度取成年人行走速度左右最佳，查相关资料正常成年人行走速度1.2m/s，因此此次设计行走速度选定如下：、行走一速：行走二速：3.2 摇摆频率和幅度的选定童车的自动摇摆应与人工摇摆频率和幅度一致，查相关资料正常成年人摇摆童车频率为80次/min，幅度为250mm，因此此次设计摇摆频率和幅度选定如下：摇摆频率：摇摆幅度：3.3 行走和摇摆所需最大功率的确定童车的最大重量约25Kg（包含童车、婴儿、自带物品），行走所需最大功率应在最大重量时以行走二速爬坡时出现（假定最大允许坡度10，1s实现的加速，地面阻力系数取0.1）：则：查阅相关资料摇晃婴儿摇篮所需推力约为，摇摆平均速度：，取则：3.4 电机的选定行走所需电机最大功率：摇摆所需电机最大功率：行走和摇摆同时进行时所需电机最大功率：考虑到童车安全性，应选用安全电压（36V）以内的直流电机，故选择电机型号如下：型号转矩(N.mm )转速(r/min)功率(W)电压(V)电流(A)不大于允计顺逆转速差(r/min)110ZYT05637300020024132003.5 离合器的选定为了实现两套传动系统控制的操作简便性，本设计选用电磁离合器。3.5.1电磁离合器的特点一是采用增加电磁离合器摩擦副径向尺寸的单磁路来实现。如SOMET公司的SM92、TM11E剑杆织机的离合器，就是由SM92中的离合器采用增加径向尺寸满足TMllE中的离合器扭矩增大需求来实现的。其离合器结构可采用非金属摩擦材料片作为摩擦副，非金属摩擦片与金属摩擦，使用寿命较长。由于离合器的寿命取决于摩擦副的使用寿命，无梭织机的可靠性取决于织机中的基础件寿命，因此采用单磁路方式增加离合器摩擦副直径来增大扭矩的措施，其实质是提高了无梭织机使用的可靠性。二是电磁离合器受无梭织机结构尺寸的限制，在离合器径向尺寸不能增加的情况下，运用多片电磁离合器磁通多次过片理论，采用双磁路离合器结构，其扭矩亦可以大为提高，满足无梭织机扭矩增大的需要。但双磁路中由于磁通两次过片，摩擦副必须选择金属材料，由此造成无梭织机因离合器摩擦副磨损太快，促使双磁路的摩擦副磨损率极高，而导致无梭织机可靠性下降。3.5.2 电磁离合器的工作原理电磁离合器的主动部分和从动部分借接触面间的摩擦作用，或是用液体作为传动介质（液力偶合器），或是用磁力传动（电磁离合器）来传递转矩，使两者之间可以暂时分离，又可逐渐接合，在传动过程中又答应两部分相互转动。振动电机，仓壁振动器海安县蓝天机电制造有限公司目前在汽车上广泛采用的是用弹簧压紧的摩擦（简称为摩擦离合器）。电机发出的转矩，通过飞轮及压盘与从动盘接触面的摩擦作用，传给从动盘。当驾驶员踩下踏板时，通过机件的传递，使膜片弹簧大端带动压盘后移，此时从动部分与主动部分分离。磁粉离合器摩擦应能满足以下基本要求：（1）保证能传递发动机发出的最大转矩，并且还有一定的传递转矩余力。（2）能作到分离时，彻底分离，接合时柔和，并具有良好的散热能力。（3）从动部分的转动惯量尽量小一些。这样，在分离离合器换档时，与变速器输进轴相连部分的转速就比较轻易变化，从而减轻齿轮间冲击。（4）具有缓和转动方向冲击，衰减该方向振动的能力，且噪音小。（5）压盘压力和摩擦片的摩擦系数变化小，工作稳定。（6）操纵省力，维修保养方便。3.5.3使用注意事项干式电磁离合器使用时禁止加入油脂，否则将导致扭矩下降。电磁离合器安装前必须清洗干净，去除防锈脂及杂物。电磁离合器可同轴安装，也可以对轴安装，轴向必须固定，主动部分与从动部分均不允许有轴向窜动，对轴安装时，主动部份与从动部份轴之间同轴度应不大于0.lmm。湿式电磁离合器工作时,必须在摩擦片间加润滑油,润滑方式采用(1)分浇油润滑;(2)油浴润滑，其浸入油中的部分约为离合器体积的5倍;(3)轴心供油润滑，在高速和高频动作时应采用轴心供油方法。牙嵌式电磁离合器安装时,必须保证端面齿之间有一定间隙，使空转时无磨齿现象,但不得大于值。电磁离合器及制动器为b级绝缘,正常温升40。极限热平衡时的工作温度不允许超过100,否则线圈与摩擦部分容易发生破坏。电源及控制线路，离合器电源为一般为直流24伏(特殊定货除外)。它由三相或单相交流电压经降压和全波整流得到，无稳压及滤波要求，电源功率要大于电磁离合器额定功率1.5倍以上。使用半波整流电源必须加装续流二极管。第四章 行走传动装置的设计4.1计算传动装置的总传动比和分配各级传动比4.1.1传动装置总传动比 4.1.2分配各级传动比若外传动（电机-变速器，变速器-车轮）传动比取1，则变速器两速传动比分别别为：4.1.3计算传动装置的运动和动力参数1、各轴转速 轴 n=3000 r/min轴的两个输出速度 n=764.3r/min n=1433r/min2、各轴功率 轴 P=P=1400.980.99=135.8w轴 P=P=135.80.990.98=131.8w3、各轴扭矩电动机轴 T=9550=9550=445.7mNm轴 T=9550=9550=432.3mNm轴 T=9550=9550=1646.9mNm T=9550=9550=878.4mNm将以上计算的运动和动力参数列表轴名参数电动机轴轴轴转速n（）30003000764.31433功率P（w）140135.8131.8扭矩T（mNm）445.7432.31646.9878.4传动比13.932.14.2齿轮设计4.2.1变速器第一组齿轮设计(一)要求分析1、使用条件分析传递功率 P1135.8w;主动轮转速 n13000r/min齿数比 转矩: T1432.2 mNm圆周速度: 4m/s2、设计任务确定一种能满足功能要求和设计约束的较好的设计方案包括:一组基本参数 mz1 z2x1x2主要几何尺寸d1d2 a等(二)选择齿轮材料热处理方式1、选择齿轮材料热处理方式按使用条件,属于中速、中载、重要性和可靠性一般的齿轮传动,可选用软齿面齿轮,具体选用：小齿轮：45号钢,调质处理,硬度为230-255HBS；大齿轮：45号钢,正火处理,硬度为190-217HBS；2、确定许用应力(1)确定极限应力 和 齿面硬度：小齿轮按230HBS,大齿轮按190HBS,参【1】图3-16,得580Mpa 550 Mpa参【1】图3-17,得220Mpa 210 Mpa(2)计算应力循环次数N.确定寿命系数Z.Y N1=60an1t=601300053654=1.31109 N21=N22=参【1】图3-18,ZN1= ZN2=1参【1】图3-19,YN1= YN2=1(3)计算许用应力参【1】表3-4，取S=1,S=1.4参【1】式3-11,得 MP MP参【1】由式3-12，得Y试验齿轮的应力修正系数，按国家标准取Y=2.0S为弯曲强度计算的最小安全系数。取1.4。(三)初步确定齿轮的基本参数和主要尺寸1、选择齿轮类型根据齿轮传动的工作条件（中速，中载）可选用直齿圆柱齿轮传动。2、选择齿轮精度等级按估计的圆周速度，由【1】表3-5初步选用8级。3、初选参数初选： Z=20, Z= ZU =203.93=78.6，取整为79。4、初步计算齿轮的主要尺寸可用式由【1】（3-16）或式（3-18）初步计算出齿轮的分度圆直径或模数。由于选用软齿面齿轮的方案，其齿面强度相对较弱些，故按式（3-16）式较合理。用式（3-16）计算d1还首先确定系数K.Z.Z.Z因电动机驱动，工作载荷平稳查表3-1得KA=1、取Kv=1.1.因非对称布置，轴的刚性较小，取KB=1.13、Ka=1.2、K=KAKBKa==1.492。由图3-11查得Z=2.5查表3-2得=,取=0.85，取=1 =0.5参【2】p417由此可初步计算出齿轮的分度圆直径d1、m等主要参数和几何尺寸：d1= = =11.3mmm=按表3-7取标准模数m=0.6则a=m=0.6(20+79)=59.4mm,取整为60mm，此时Z2=80修改直径d1=mz=0.620=12mm (25)5、验算轮齿弯曲强度条件参【1】图3-14，得Y, 参【1】图3-15, 得, 计算弯曲应力 故安全4.2.2变速器第二组齿轮设计(一)要求分析1、使用条件分析传递功率 135.8w;主动轮转速 n13000r/min齿数比 转矩: T1432.2 mNm圆周速度: 4m/s2、设计任务确定一种能满足功能要求和设计约束的较好的设计方案包括:一组基本参数 mz1 z2x1x2主要几何尺寸d1d2 a等(二)选择齿轮材料热处理方式1、选择齿轮材料热处理方式按使用条件,属于中速、中载、重要性和可靠性一般的齿轮传动,可选用软齿面齿轮,具体选用：小齿轮：45号钢,调质处理,硬度为230-255HBS；大齿轮：45号钢,正火处理,硬度为190-217HBS；2、确定许用应力(1)确定极限应力 和 齿面硬度：小齿轮按230HBS,大齿轮按190HBS,参【1】图3-16,得580Mpa 550 Mpa参【1】图3-17,得220Mpa 210 Mpa(2)计算应力循环次数N.确定寿命系数Z.Y N1=60an1t=601300053654=1.31109 N21=N22=参【1】图3-18,参【1】图3-19, (3)计算许用应力参【1】表3-4，取S=1,S=1.4参【1】式3-11,得MP MP参【1】由式3-12，得Y试验齿轮的应力修正系数，按国家标准取Y=2.0S为弯曲强度计算的最小安全系数。取1.4。(三)初步确定齿轮的基本参数和主要尺寸1、选择齿轮类型根据齿轮传动的工作条件（中速，中载）可选用直齿圆柱齿轮传动。2、选择齿轮精度等级按估计的圆周速度，由【1】表3-5初步选用8级。3、初选计算齿轮的主要尺寸可用式由【1】（3-16）或式（3-18）初步计算出齿轮的分度圆直径或模数。由于用软齿面齿轮的方案，其齿面强度相对较弱些，故按式（3-16）较合理。用式（3-16）计算d1时，还需首先确定系数K.Z.Z.Z因电动机驱动，工作载荷平稳查表3-1得=1、取Kv=1.1.因非对称布置，轴的刚性较小，取=1.13、Ka=1.2、则K= Ka=1 1.1 1.13 1.2=1.492。由图3-11查得Z=2.5查表3-2查得 ZE=,取=0.88，取=0.27 =0.5参【2】p417由此可初步计算出齿轮的分度圆直径d1、m等主要参数和几何尺寸。d113mm由一组齿轮已确定中心距：a=60mm求得，圆整取，取模数m=0.5齿数齿宽：，(25)6、验算轮齿弯曲强度条件参【1】图3-14，得Y=2。063 参【1】图3-15, 得, 计算弯曲应力故安全。4.2.3外传动齿轮设计电机-变速器齿轮设计计算方法与上述相同，结合变速器总成和减速器总成安装尺寸同理可得：变速器-车轮齿轮设计计算方法与上述相同，结合变速器总成和车轮轴成安装尺寸同理可得：4.3轴的设计及校核4.3.1轴的设计（一）选择轴的材料初选45号钢，经正火处理，其机械性能由资料【1】131页表6-1查得，查141页表6-4得，=60Mpa（二）初计算轴径选C=110， 考虑到轴上键槽影响，将其直径扩大4%5%，选为5mm，初选624型深沟球轴承，其尺寸。根据轴上零件的定位、加工要求以及不同的零件装配方案，参考轴的结构设计的基本要求，可确定轴的各段尺寸，得出如图5-1所示结构形式。套筒、左端轴承从左端装入，而右端轴承从右端装入，甩油环和齿轮在安装套杯之后从轴的右端装入。（三）按弯矩合成校合1、画受力简图5-1中（b） 将轴上作用力分解为垂直面受力图（c）和水平受力图（d）。分别求出垂直面上的支反力和水平面的支反力。对于零件上的分布载荷或转矩当作集中力作用于轴上零件的宽度中点。对于支反力的位置，随轴承类型和布置方式不同而异。2、轴上受力分析轴传递的转矩： 齿轮的圆周力：由资料【1】57页公式（3-1）齿轮的径向力：由资料【1】57页公式（3-1） 3、计算作用轴上的支反力垂直平面内支反力，；水平面内支反力，；4、计算轴的弯矩，并画弯、转矩图（如图5-1所示）分别作水平出面和垂直面上的弯矩图（e）（f），并按 进行合成。画转矩图（g）。5、计算并画出当量弯矩图转矩按脉动循环变化计算，取，则按计算，并画出当量弯矩图（h）。6、校核轴的强度根据轴的结构尺寸和当量弯矩图可知，A(即支点A处)截面弯矩最大，且截面也非最大，属于危险截面，其余截面相对而言是安全面。A截面处当量弯矩为强度校核：考虑键槽的影响。参【1】附表6-8计算故安全。4.3.2轴的设计(一)选择轴的材料初选45号钢，经正火处理，其机械性能由资料【1】131页表6-1查得，查141页表6-4得，=55MPa(二)初计算轴径选C=110， 考虑到轴上键槽影响，将其直径扩大4%5%，选为8mm又考虑到使用时间长的因素将直径定为10mm，初选60202型深沟球轴承，其尺寸。根据轴上零件的定位、加工要求以及不同的零件装配方案，参考轴的结构设计的基本要求，可确定轴的各段尺寸，得出如图5-1所示结构形式。套筒、左端轴承从左端装入，而右端轴承从右端装入，甩油环和锥齿在安装套杯之后从轴的右端装入。(三)按弯矩合成校合1、第一对齿轮啮合时的受力（由于轴上三个齿轮不是同时啮合，故以下分别进行计算）（1）画受力简图5-1中（b）将轴上作用力分解为垂直面受力图（c）和水平受力图（d）。分别求出垂直面上的支反力和水平面的支反力。对于零件上的分布载荷或转矩当作集中力作用于轴上零件的宽度中点。对于支反力的位置，随轴承类型和布置方式不同而异。（2）轴上受力分析啮合轴传递的转矩：该齿轮在轴的中间，且弯扭和矩最大。齿轮的圆周力：由资料【1】57页公式（3-1）齿轮的径向力：由资料【1】57页公式（3-1） （3）计算作用轴上的支反力垂直平面内支反力，；水平面内支反力，；（4）计算轴的弯矩，并画弯、转矩图（如图3所示）分别作水平出面和垂直面上的弯矩图（e）（f），并按 进行合成。画转矩图（g）。（5）计算并画出当量弯矩图转矩按脉动循环变化计算，取，则按计算，并画出当量弯矩图（h）。（6）校核轴的强度根据轴的结构尺寸和当量弯矩图可知，A(即支点A处)截面弯矩最大，且截面也非最大，属于危险截面，其余截面相对而言是安全面。A截面处当量弯矩为强度校核：考虑键槽的影响。参【1】附表6-8计算，故安全。2、第二对齿轮啮合时的受力情况（1）画受力简图5-1中（b） 将轴上作用力分解为垂直面受力图（c）和水平受力图（d）。分别求出垂直面上的支反力和水平面的支反力。对于零件上的分布载荷或转矩当作集中力作用于轴上零件的宽度中点。对于支反力的位置，随轴承类型和布置方式不同而异。（2）轴上受力分析轴传递的转矩：该齿轮在轴的中间，且弯扭和矩最大。齿轮的圆周力：由资料【1】57页公式（3-1）齿轮的径向力：由资料【1】57页公式（3-1）（3）计算轴的支反力垂直平面内支反力，；水平面内支反力，；（4）计算轴的弯矩，并画弯、转矩图（如图4所示）分别作水平出面和垂直面上的弯矩图（e）（f），并按 进行合成。画转矩图（g）。（5）计算并画出当量弯矩图转矩按脉动循环变化计算，取，则按计算，并画出当量弯矩图（h）。（6）校核轴的强度根据轴的结构尺寸和当量弯矩图可知，A(即支点A处)截面弯矩最大，且截面也非最大，属于危险截面，其余截面相对而言是安全面。A截面处当量弯矩为强度校核：考虑键槽的影响。参【1】附表6-8计算故安全。4.4轴承的校核轴承所需寿命：=10300 8h=24000h以624的校核为例查资料【3】表14.3得，由资料【1】200页表8-8地 =1.0（轴承所受载荷平稳）（一）计算派生轴向力、 由资料【1】201页表8-9查得624型轴承的派生轴向力为：S=0.5，则可求得左、右轴承的派生轴向力分别为：（二）计算轴承的轴向载荷因为 并由图6-1分析知，左轴承被压紧，而右轴承被放松。由此可得，（三）计算当量载荷由资料【1】表8-7得：=0.5507，查资料【2】表8-7得：=0.44，=1.4525。由此可得右轴承：；由资料【1】表8-7得：=0.5507，查资料【1】表8-7得：=1，=0。由此可得（四）轴承寿命计算因；故校核左轴承的寿命；4.5换挡机构的设计滑移齿轮的定位系统是换挡机构的设计的关键，变速箱是通过定位系统来实现其变速的。如下图（图6）所示，为遥控操作方便采用电磁铁驱动换挡拨叉移动滑移齿轮实现换挡，换挡机构由，电磁铁、换挡轴、换挡拨叉、定位锁紧机构（弹簧压紧钢球）组成。图64.6变速器的箱体和附件一、润滑与密封（一）润滑齿轮采用浸油润滑。当齿轮圆周速度时，圆柱齿轮浸入油的深度约一个齿高，三分之一齿轮半径，大齿轮的齿顶到油底面的距离3060mm。滚动轴承的润滑，考虑箱体结构可选用脂润滑。润滑油的选择：齿轮润滑，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。箱体润滑，考虑到箱体的结构，选用脂润滑。（二）密封：防止外界的灰尘、水分等侵入轴承，并阻止润滑剂的漏失。（一）箱体：用来支持旋转轴和轴上零件，并为轴上传动零件提供封闭工作空间，防止外界灰砂侵入和润滑逸出，并起油箱作用，保证传动零件啮合过程良好的润滑。材料为：HT200。（二）附件包括换档机构、轴承盖、油标、放油孔及放油螺塞起吊装。轴承盖：根据结构要求采用嵌入式轴承盖各尺寸由【3】表4.13查得。放油孔及放油螺塞：为排放变速箱箱体内污油和便于清洗箱体内部，在箱座油池的最低处设置放油孔，箱体内底面做成斜面，向放油孔方向倾斜12使油易于流出。由【3】表15.7和15.8查得第五章 摇摆传动装置的设计5.1各级传动比的分配现在对传动比进行分配，总传动比为：取V带传动的传动比为：取外传动电机-减速器齿轮传动的传动比为：则减速箱二级齿轮传动的总传动为：为了便于二级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑，当二级齿轮的配对的材料相同，齿面硬度HBS350，齿宽系数相等时，考虑齿面接触强度接近相等的条件，取高速级传动比为：=，则取低速级传动比为：=5.2电机-减速器开式齿轮传动的设计 由第四节已知，小齿轮而外传动电机-减速器齿轮传动的传动比为：故大齿轮6、验算轮齿弯曲强度条件参【1】图3-14，得Y=2.063 参【1】图3-15, 得, 计算弯曲应力，故满足要求5.3二级减速器的设计计算5.3.1传动系统各轴的转速，功率和转矩计算由于摇摆过程中容易出现过载，故如下计算按照电机最大功率进行，以防止损坏传动系统。 0轴，电动机轴 n0=3000r/min P0=0.2Kw T0=636.67N.mm 1轴，减速器高速轴= 2轴，减速器中速轴0.1940.990.98=0.1883Kw 3轴，减速器低速轴0.18830.990.98=0.183Kw4轴，曲柄轴n4=n3=80 r/min 0.1830.990.96=0.174Kw5.3.2标准直齿圆柱齿轮的设计计算根据工作条件，一般用途的减速器采用闭式软齿面传动.提升机为一般工作机械，速度不高，选用8级精度.此减速器采用二级传动，两对齿轮的传动比都不大，所以选用小齿轮用同一种材料，大齿轮用同一种材料.材料选择小齿轮 45r 调质处理 HBS=280大齿轮 45钢 调质处理 HBS=240两齿轮齿面硬度差为40HBS，符合软齿面传动的设计要求.根据设计要求，高速级齿轮，输入功率为0.194KW，小齿轮转速为1500r/min，传动比为3.5，低速级齿轮，输入功率为0.1883KW，小齿轮转速为428.57r/min，传动比为2.68，工作寿命5年(每年工作365天)高速级齿轮的设计1、确定齿数小齿轮齿数=20，大齿轮齿数=i=3.520=702、 按按齿面接触强度设计：d2.321)确定公式内的计算值(1)载荷系数Kt=1.3(2)小齿轮的传递的转矩 T=1247.9 Nmm(3)选取齿宽系数=0.8(4)得材料的弹性影响系数弹性系数Z=189.8(5)查机械设计得两试验齿轮材料的接触疲劳极限应力分别为：小齿轮的接触疲劳极限=600 MPa ，大齿轮的接触疲劳极限=550 MPa(6)计算应力循环次数N1=60jLh=604801(2830015)= 2.073109N2=2.07310 /2.5=8.09410(7)得接触疲劳寿命系数= 0.90 =0.95(8)按失效概率为1%，接触疲劳强度的最小安全系数S=1.0 ，则两齿轮材料的许用接触应力分别为 1=550MPa 2= = =522.5 MPa2)计算(1)试计算小齿轮分度圆直径，以较小值=522.5 MPa代入 d2.32=2.32=16.3 mm(2)计算圆周速度v V=(d1n1)/601000=(3.1416.31500)/601000=1.28m/s(3)齿宽b= d=0.816.3= 13.04mm (4)齿宽与齿高之比 b/h： 模数： m= d/ Z=16.3/20=0.815齿高： h=2.25 m=2.250.815=1.834 b/h=16.3/1.834=8.89(5)载荷系数：根据v=1.28m/s ，8级精度，得动载系数Kv=1.12直齿轮，假设KaFt/b100 N/mm.得Kha =Kfa=1.2得使用系数Ka=1有8级精度，小齿轮相对支承对称布置h KH=1.12+0.18(1+0.62) 2+0.2310b =1.12+0.18(1+0.612)12+0.231060.44=1.514由b/h=8.88， KH=1.514 得KF=1.35，故载荷系数K=KaKvKhaKH=14=2.034 按实际的载荷系数校正所的分度圆直径， d= d=16.3=18.92计算模数：m=d1/ Z=18.92/20=0.953.按齿根弯曲强度设计 m1)确定公式内各值(1)小齿轮的弯曲疲劳强度极限 =500MPa； 大齿轮的弯曲疲劳强度极限=380MPa(2)有弯曲疲劳寿命系数= 0.85 =0.88(3)计算弯曲疲劳许用应力弯曲疲劳安全系数S=1.41= 303.57 MPa2=KFN2 = =238.86 MPa(4)计算载荷系数KK=KaKvKFakF=5=1.814(5)查取齿形系数 得=2.86 = 2.226(6)查取应力校正系数得 =1.58 =1.764(7)计算大 小齿轮的并加以比较 =2.861.58/303.57=0.0148=2.2261.764/238.86=0.01644大齿轮的数据大. 2)设计计算 m=0.57对比计算结果，有齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力， 而齿面接触疲劳强度所确定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由齿根弯曲疲劳强度算得的模数并就近圆整为标准值m=0.6mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=18.92 mm算出小齿轮的齿数Z1=d1/1.25=18.92/0.6=31.5332Z2=u Z1=3.532=1124齿轮几何尺寸计算分度圆直径 d=mz=0.632=19.2mm d=mz=0.6112=67.2mm中心距 a =(d+ d)/2=43.2 mm齿宽 b= d=15.36 mm B1 =20 B2 =16低速级齿轮的设计1、确定齿数小齿轮齿数z1=20，大齿轮齿数Z2=uz1=2.6820=53.6，取Z2=542、按按齿面接触强度设计：d2.321)确定公式内的计算值(1)载荷系数Kt=1.3(2)小齿轮的传递的转矩 T=4195Nmm(3)选取齿宽系数=0.8(4)得材料的弹性影响系数弹性系数Z=189.8(5)查机械设计得两试验齿轮材料的接触疲劳极限应力分别为：小齿轮的接触疲劳极限=600 MPa ，大齿轮的接触疲劳极限=550 MPa(6)计算应力循环次数N1=60jLh=601921(2830015)= 0.83109N2=0.8310 /1.8=4.60810(7)得接触疲劳寿命系数= 0.90 =0.95(8)按失效概率为1%，接触疲劳强度的最小安全系数S=1.0 ，则两齿轮材料的许用接触应力分别为 1=540 MPa 2= = =522.5 MPa2)计算(1)试计算小齿轮分度圆直径，以较小值=522.5 MPa代入 d2.32=2.32=24.88 mm(2)计算圆周速度v V=(d1n1)/601000=(3.1424.88428.57)/601000=0.56m/s(3)齿宽 b= d=0.824.88=19.9 mm (4)齿宽与齿高之比 b/h： 模数： m= d/ Z=24.88/20=1.244齿高： h=2.25 m=2.251.244=2.799 b/h=19.9/2.799=7.11(5)载荷系数：根据v=0.56 m/s ，8级精度. 得动载系数Kv=1.12直齿轮，假设KaFt/b100 N/mm.得Kha =Kfa=1.2得使用系数Ka=18级精度h，小齿轮相对支承对称布置h KH=1.12+0.18(1+0.62) 2+0.2310b =1.12+0.18(1+0.612)12+0.231084.2=1.487由b/h=8.87， KH=1.427 得KF=1.35，故载荷系数K=KaKvKhaKH=27=1.875按实际的载荷系数校正所的分度圆直径， d= d=24.88=28.11计算模数：m=d1/ Z=28.11/20=1.413.按齿根弯曲强度设计 m1)确定公式内各值(1)小齿轮的弯曲疲劳强度极限 =500MPa； 大齿轮的弯曲疲劳强度极限=380MPa(2)有弯曲疲劳寿命系数= 0.85 =0.88(3)计算弯曲疲劳许用应力弯曲疲劳安全系数S=1.41= 303.57 MPa2=KFN2 = =238.86 MPa(4)计算载荷系数KK=KaKvKFakF=5=1.854(5)查取齿形系数 得=2.65 = 2.226(6)查取应力校正系数得 =1.58 =1.764(7)计算大 小齿轮的并加以比较 =2.651.58/303.57=0.0137=2.2261.764/238.86=0.0164大齿轮的数据大. 2)设计计算 m=0.93对比计算结果，有齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力， 而齿面接触疲劳强度所确定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由齿根弯曲疲劳强度算得的模数同时结合齿面接触疲劳强度计算的模数并就近圆整为标准值m=1mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=28.11 mm算出小齿轮的齿数Z1=d1/m=28.11/1=28.11，取28Z2=u Z1=2.6828=75.04，取754 齿轮几何尺寸计算分度圆直径 d=mz=128=28mm d=mz=175=75mm中心距 a= (d+ d)/2=51.5 mm齿宽 b= d=22.4 mm B1 =25 B2 =22齿轮结构的设计齿轮的结构设计与齿轮的几何设计尺寸，毛坯，材料，加工方法，使用要求及经济性等因素有关进行齿轮的结构设计h，必须综合地考虑上述各方面的因素通常是先按齿轮的直径大小，选定合适的结构形式，然后再根据经验数据，进行结构设计当齿顶圆直径小于160mmh，可以做成实心结构的齿轮但航空产品中的齿轮，虽齿顶圆直径小于160mm，也可以做成腹板式的当齿顶圆直径小于500mmh，可以做成腹板式的，腹板上开孔的数目按结构尺寸大小及需要而定根据齿顶圆直径大齿轮都做成腹板式的结构，小齿轮都采用实心式的结构5.3.3轴的设计选材和确定轴材料的许用应力选用45钢调质处理.根据材料的种类得 =590 MPa， =55 MPa.低速轴设计(1)估算轴的最小直径由表15-3查取=110，根据公式(15-1)得d = 110=11.5(mm)考虑轴端有一键槽，将上述轴径增大5%，即11.51.05=12.1(mm).取12mm(2)确定轴的各段直径 外伸端直径d=12mm；按工艺和强度要求把轴制成阶梯形，有一个阶梯轴，取通过轴承盖轴段的直径为 ： d2=16mm考虑轴承的内孔标准，取d=d=17 mm(两轴承同型号)，根据机械设计表15-4，初选深沟球轴承的型号为6206；直径为d的轴段为轴头，且应符合轴径标准系列，取d=20mm.；轴环直径d= d+2h=25mm ；根据轴承安装直径，查手册得 d=20 mm .高速轴的设计(1)估算轴的最小直径由表15-3查取=110，根据公式(15-1)得d = 110=5.56(mm)考虑轴端有一键槽，将上述轴径增大5%，即5.561.05=5.84(mm).故此处伸出端轴径d=6mm(2)确定轴的各段直径 按工艺和强度要求把轴制成阶梯形，有一个阶梯轴，取通过轴承盖轴段的直径为：=(1+(0.070.1)*2)=9mm；考虑轴承的内孔标准，取d= d =10mm(两轴承同型号)，初选两端深沟球轴承的型号为6202；直径为d的轴段为轴头，取d= d5=13mm ，应符合轴径标准系列.中速轴的设计(1)估算轴的最小直径由表15-3查取=110，根据公式(15-1)得d = 110=8.36(mm)考虑到轴上有两处键槽，故选取轴径为d=10mm(2)确定轴的各段直径 按工艺和强度要求把轴制成阶梯形，有一个阶梯轴，取通过轴承盖轴段的直径为d2=d1(1+(0.070.1)*2)=15mm；考虑轴承的内孔标准，取d= d =10mm(两轴承同型号)，初选两端深沟球轴承的型号为6202；轴的强度足够，为了方便制造，d轴段的直径为d=25mm.确定轴的各段长度各段轴的长度为，安装轴承段应符合轴承的宽度，安装齿轮段应符合齿轮宽度，外伸段的长度要符合所要安装零件的宽度，同时还要考虑安装工艺要求，安装零件段的长度与所要安装零件的宽度有一定的工艺要求，其余各段的长度应要根据实际装配来确定轴上键的选择 键的形式都选择普通平键，根据轴的直径确定键的宽度和高度，根据轴段的长度确定键的长度，键的长度一般要比轴段的长度短510mm，在轴中的键选择A型键，在轴头的键选择C型键弯矩、剪力图 轴，键及轴承的校核(1)轴的校核由式： 得 查机械设计基础课本表15-2知，所以，轴的扭转刚度足够(2)键的校核由于键的联接是静联接，所以，式中，d-轴的直径，单位为mm； h-键的高度，单位为mm； l-键的工作长度，单位为mm对于A型键，l=L-b；B型键，l=L；C型键；l=L-b/2； 查机械设计基础表10-9知道键的系数如下：(键宽b，键高h，键长l)键为A型键2218键为4414键为6620键C型键5518 T1=7.15N.m T2=20.6N.m T3=47.8N.m所以，键合格， 所以，键也合格所以，键合格所以，键合格(3)轴承的校核根据机械设计基础教材，得以小时数表示的轴承寿命为 所以，轴承的选择合格5.4传动V带及带轮的设计计算在传递动力的过程中，V带轮及V带起者重要的作用5.4.1 V带轮及V带的设计确定计算功率Pca计算功率Pca是根据传递的功率P，并考虑到载荷性质和每天运转时间长短等因素的影响而确定的.即Pca=KAP=1.30.183=0.238Kw式中： Pca-计算功率，单位为Kw P-传递的额定功率， 单位为Kw KA-工作情况系数，取KA=1.3选择带型根据计算功率Pca和小带轮的转速，确定选择普通V带，带型为Y型，小带轮的基准直径为dd1=2028mm，确定带轮的基准直径dd1和dd2(1)初选小带轮的基准直径dd1，取dd1=25mm，(2)带的速度v v1=， v在不在525m/s范围內，但功率较小不影响使用.(3) 轮的基准直径dd2 dd2=idd1=225=50mm，根据取基准直径系列dd2=100mm确定中心距a和带的基准长度Ld初步确定中心距a0，取0.7(dd1 +dd2)a02(dd1 +dd2)取a0=100mm确定了a0，根据带传动的几何关系，按下式计算所需带的基准直径Ld：Ld2a0+ =2100+=319.3mm选取基准长度Ld=400实际中心距a为a a+= 100+=140.35mm中心距的变动范围为：amin=a-0.015Ld amax=a+0.03Ld故中心距圆整为a=140mm验算主动轮上的包角1 - =-=169.7确定带的根数z Z =式中： Pca-计算功率，单位为Kw式中： Ka-考虑包角不同时的影响系数，查表取取Ka =0.98 KL-考虑带的长度不同是的影响系数，查表取KL =0.96 P0-单根V带的基本额定功率，查表取P0=0.12P0-计入传动比的影响时，单根V带本额定功率的增量，取P0=0.005Z =根，取Z=1根确定带的预紧力FF= 式中： K
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