一级圆柱齿轮减速器设计说明书-学位论文.doc

沈 阳 工 程 学 院

课 程 设 计

设计题目： 一级圆柱齿轮减速器

系 别 机械工程系 班级 数控102
学生姓名 常仁强 学号 2010542215
指导教师 孙泰鹏、吕海鸥 职称 讲师、副教授
起止日期： 2012 年 6 月25 日起——至 2012年 7月 6日止

机械设计基础 课程设计成绩评定表

专业班级： 数控102 姓名： 常仁强 学号： 2010542215 总成绩：

评 定 标 准 及 成 绩 等 级
成绩评定项目
A
B
C
D
E
设计态度
刻苦认真
认真
认真
一般
不认真
设计纪律
严格遵守
遵守
基本遵守
少量违反
严重违反
出勤
无缺勤、无迟到、无早退
无缺勤，偶尔迟到或早退1次
缺勤1次，或偶尔迟到、早退
缺勤3次及
以下，或迟到、早退较多
缺勤达到或超过1/3或迟到、早退很多
独立工作能力
强
强
能独立完成设计
基本独立完成
不能独立完成
设计进度及上交成品时间
提早或按时
按时
滞后0.5天
滞后1天
滞后1.5天及以上
设计计算
设计思路清晰，结构方案良好，设计参数选择正确，条理清楚，内容完整，结果正确。
设计思路清晰，结构方案合理，设计参数选择正确，条理清楚，内容较完整，极少量错误。
设计思路较清晰，结构方案基本合理，设计参数选择基本正确，内容基本完整，有少量错误。
设计思路基本清晰，结构方案基本合理，主要设计参数选择正确，内容基本完整，有些错误。
设计思路不清晰，结构方案不合理，关键设计参数选择有错误，内容不完整，有明显错误。
说明书内容
规范、端正、整洁、有条理
规范、端正、
较少涂改
较工整
少量涂改
潦草
较多涂改
非常潦草
大量涂改
回答问题
基本正确
个别错误
个别错误
多个错误
无正确
图面质量
好
好
一般
差
非常差
综合评定
成绩
优秀
A＞＝7
C＜＝0
良好
A＞＝5
C＜＝1
中等
A＞＝3
D＜＝0
及格
D＜＝5
不及格
E＞1或
D＞＝5

指导教师：孙泰鹏 吕海鸥

目 录

机械设计基础课程设计任务书……………………………….1
一、传动方案的拟定及说明………………………………….3
二、电动机的选择…………………………………………….3
三、计算传动装置的运动和动力参数……………………….4
四、传动件的设计计算………………………………… …..6
五、轴的设计计算…………………………………………….15
六、滚动轴承的选择及计算………………………………….23
七、键联接的选择及校核计算……………………………….26
八、高速轴的疲劳强度校核………………………………….27
九、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择….....30
十、润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择……………….31
参考资料目录

《机械设计基础》课程设计任务书
专业：数控技术 班级： 102
一、设计题目： 用于带式运输机的一级圆柱齿轮减速器

带式输送机的传动装置简图
1、 普通V带传动； 2、电动机； 3、减速器；
4、联轴器； 5、运输皮带； 6、传动滚筒
二、原始数据：
组 别
运输带牵引力F （N）
运输带速度V （m/s）
传动滚筒直径D （㎜）
2组
1300
1.55
250
三、工作条件：
连续单向运转，工作时载荷平稳，空载启动，输送带允许速度误差±5％，二班制工作，使用期限10年（每年工作日300天），小批量生产。
四、应完成的工作：
1、减速器装配图一张；（A0图）
2、零件图两张（大齿轮、低速轴，A2图）；
3、设计说明书一份。
五、设计时间：
2012年 06 月 25 日 至 2012年07 月 6 日

六、要求
1、 图纸图面清洁，标注准确，符合国家标准；
2、 设计计算说明书字体端正，计算层次分明。
七、设计说明书主要内容
1、内容
（1）封皮
（2）课程设计成绩评定表
（3）课程设计任务书
（4）目录（标题及页次）；
（5）题目分析，传动方案设计；
（6）电动机选择及传动装置的运动和动力参数计算；
（7）传动零件的设计计算（确定带传动及齿轮传动的主要参数）；
（8）箱体设计及说明；
（9）轴的设计计算及校核；
（10）键联接的选择和计算；
（11）滚动轴承的选择和计算；
（12）联轴器的选择；
（13）润滑和密封的选择；
（14）减速器附件设计；
（15）参考资料（资料的编号[ ]及书名、作者、出版单位、出版年月）；
2、要求和注意事项
必须用黑色炭素笔工整的书写在规定格式的设计计算说明书上，要求计算正确，论述清楚、文字精炼、插图简明、书写整洁，要装订成册。

沈阳工程学院
机械工程系实验中心

设计计算及说明
结　　果

一、传动方案的拟定及说明
传动方案给定为一级减速器说明如下：
为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和拟定传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速，即

二、电动机选择
1．电动机类型和结构型式
按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y132S-6系列三项异步电动机。它为卧式封闭结构

2．电动机容量
1) 卷筒轴的输出功率ＰＷ
=FV/1000=1300×1.55/1000=2.015kw
2) 电动机输出功率
传动装置的总效率 =
=0.96x0.97x0.99x0.96x0.99x0.99x0.99=0.858
Ｐd Pd=Pw/=2.015/0.867=2.348(kw)
3．电动机额定功率
因载荷平稳，电动机额定功率Ped略大于Pd即可，由表17-1Y系列电动机技术数据选电动机的额定功率Ped为2.2kw。
4．电动机的转速
方案
电动机型号
额定功率(kw)
同步转速（r/min）
满载转速（r/min）
电动机质量（kg）
总传动比
1
Y132M-8
3
750
710
79
5.996
2
Y132S-6
3
1000
960
63
8.107
3
Y100L2-4
3
1500
1430
38
12.077
工作机的转速n=60×1000v/（D）=60x1000x1.55/3.14x250=118.41r/min
所以ia1=n满/n=710/118.41=5.996
ia2=n满/n=960/118.41=8.107
ia3=n满/n=1430/118.41=12.077
方案3电动机重量轻，但总传动比大，传动装置外廓尺寸大，制造成本高，结构不紧凑，故不可取。如为使传动装置结构紧凑，选用方案1较好，如考虑电动重量，则用方案2。现选用方案2。即电机型号为Y132S-6。

5、计算传动装置的总传动比并分配传动比
1）、因为i总=8.107
2)、分配传动比 取i带=2.3
则 i齿=i总/i带=8.107/2.3=3.525

三、计算传动装置的运动和动力参数
1．各轴转速
（一）转速n
==960（r/min）
=/=/=960/2.3=417.39（r/min） =/=417.39/3.525=118.41（r/min）
==118.41（r/min）
2．各轴输入功率
按电动机所需功率计算各轴输入功率，即
P0=P工作=2.348 KW
PI=P工作×η带=2.348×0.96=2.254KW
PII=PI×η轴承×η齿轮=2.254×0.99×0.97=2.165KW
PIII=PII×η轴承×η联轴器=2.165×0.99×0.99=2.122KW

3．各轴输入转矩T(N•m)
T工作=9550× P0 /=9550×2.348/960=23.358（N·m）
TI=9550×PI/=9550×2.254/417.39=51.57（N·m）
TII= 9550×PII/
=9550×2.165/118.41=174.61（N·m）
TIII= 9550×PIII/
=9550×2.122/118.41=171.14（N·m）

将计算结果汇总列表备用。
轴号
功率
P/kW
转速 N /(r.min-1)
转矩 /
(N﹒m)
传动比
i
效率

0（电机轴）
2.348
960
23.358
2.3
0.96
1（高速轴）
2..254
417.39
51.57
2（低速轴）
2.165
118.41
171.61
3.525
0.96
3（滚筒轴）
2.122
118.41
171.14
1
0.98

四、传动件的设计计算
1．设计带传动的主要参数。
1）、计算功率
查表13-8得KA=1.2，则
PC=KA×P=1.2×2.348=2.818KW
2)、选择V带型
按照任务书得要求，选择普通V带。
根据PC=2.818KW及=960r/min，查图确定选用A型普通V带。
3）、确定带轮的基准直径并验算带速v
(1)、根据表13-9推荐，小带轮选用直径不小于75mm，选择d1=100mm
（2）、验算带速v
v ==(3.14×1066×940)/60000=5.2m/s
5m/s＜v＜25m/s,带速合适。

（3）、计算大带轮的基准直径 根据式8-15
d2=/×d1×(1-0.02)=960/417.39*100*(1-ε)=225.4mm,根据表13-9取d2=236mm
（4）、确定V带的中心距a和基准长度
（1）初取中心距a0

得235.2≤a0≤672， 根据总体布局，取a0=500 mm
(2) 确定带长Ld：
根据几何关系计算带长得

=[2×500+3.14/2×(100+236)+(236-100) ²/4×500]=1537.038mm
根据标准手册，由表13-2取Ld =1600mm。
(3)计算实际中心距
=500+(1600-1537.038)/2=531.5mm

（5）.验算小带轮包角
=165.34°＞120°，包角合适
（6）.计算带的根数
计算v带的根数
Z≥
根据dd1=100mm及n0=960r/min，查表13-3得P0=0.95KW,
由带传动的传动比i=/=d2/d1(1-ε)=236/100(1-0.02) =2.408
查表13-5得到 ΔP0=0.11KW
中心距a=531.5mm
由表13-7包角α=165.34° Kα=0.98
由表13-2 Kl =0.99
则Z=2.818/(0.95+0.11) ×0.98×0.99=2.740，取Z=3
（7）、计算单根V带的初拉力和最小值
F0=500
查表13-1得q = 0.1㎏/m,则
(F0)min =500（2.5- Ka）PCa /zvKa +qV2
=[500×2.818（2.5/0.98-1）/(3×5.03) +0.1×5.032]N
=147.35N
（8）．计算带传动的压轴力
FQ=2ZF0sin=2×3×147.35×sin=876.54N
（9）.带轮的设计结构
A.带轮的材料为:HT200
B.V带轮的结构形式为:腹板式.
C．结构图 （略）
2、齿轮传动设计
1)齿轮材料和热处理的选择
小齿轮选用45号钢，调质处理，HB＝236
大齿轮选用45号钢，正火处理，HB＝190
2)、按齿面接触强度计算:
由表11-5，取安全系数SH=1.1 SF=1.25
齿面接触应力： [σH1]= σHlim1/SH=600/1.1=545MPa
[σH2]= σHlim2/SH=380/1.1=345MPa
危险截面接触应力： [σF1]= σFE1/SF=450/1.25 =360MPa
[σF2]= σFE2/SF=320/1.25 =256MPa
小齿轮的转矩
T1=9.55×106×P1/n1=2.254/417.39×9.55×106=5.157×104 N·mm
取弹性系数ZE =188（表11-4） 区域系数ZH=2.5
计算小齿轮分度圆直径
[σH2]= σHlim2/SH=380/1.1=345MPa
危险截面接触应力： [σF1]= σFE1/SF=450/1.25 =360MPa
[σF2]= σFE2/SF=320/1.25 =256MPa
小齿轮的转矩
T1=9.55×106×P1/n1=2.254/417.39×9.55×106=5.157×104 N·mm
取弹性系数ZE =188（表11-4） 区域系数ZH=2.5
计算小齿轮分度圆直径
· ≥=
·
· =51.35

(1) 确定齿轮的齿数和
取， = 243.525=85故实际传动比
· 计算齿轮的主要尺寸
齿轮按8级精度计算取载荷系数K=1.1(表11-3)，齿宽系数 查表11-6 =0.8
(2) 齿轮宽度 mm
B2 = B1 + (5～10) = 50(mm）

(3)中心距
3、计算
（1）计算圆周速度:
由3.2.1中的式子知两齿轮的许用弯曲应力（图11-8，图11-9）
2.52 1.65
2.13 1.81

对照表选择8级精度符合要求
(2)齿顶圆直径
由《机械零件设计手册》得 h*a =1.0 c* = 0.25

(3)齿距 P = 2×3.14=6.28(mm)
(4)齿根高

(5)齿顶高

(6)齿根圆直径

4）、结构设计。
小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构大齿轮的关尺寸计算如下：
轴孔直径 d=45
轮毂直径 =1.6d=72
轮毂长度
轮缘厚度 δ0 = （2.5～4）m 取 =42=8mm
轮缘内径 =-2h-2=174-24.5-28=149mm
腹板厚度 C=(0.2～0.3)×45=10mm
腹板中心孔直径=0.5(+)=0.5×﹙72＋149﹚＝110.5
腹板孔直径=15～20=20mm
齿轮倒角n=0.5m=0.5×2=1

五、箱体设计及说明
箱座壁厚=0.025a+1=3.725＜8mm 取8mm
箱座凸缘厚度b=1.5δ=1.5×8=12mm
箱盖厚度=0.025a+1＜8mm 取8mm
箱盖凸缘厚度=1.5×=1.5×8=12mm
箱底座凸缘厚度=2.5 ×=2.5×8=20mm ,
轴承旁凸台高度h=70 mm， 凸台半径R=2mm
轴承座端面与内机壁距离=＋＋＋﹙5～8﹚＝51mm
大齿轮顶与内机壁距离＞1.2= 1.2×8=9.6 mm 取12mm
小齿端面到内机壁距离＞＝8 mm 取13mm
机体筋板上下厚度=≈0.85=6.8mm取7mm
主动轴承端盖外径=92mm
从动轴承端盖外径=120mm
地脚螺栓M16，数量4个
轴承端盖螺钉直径=6mm, =8mm

六．轴的设计计算及校核
1．输入轴的设计计算

（1） 首先确定个段直径按扭转强度估算轴的直径

选用45调质，硬度217~255HBS
轴的输入功率为PⅠ=2.254 KW
转速为=417.39r/min
根据机械基础课本12-5式，并查14-2表取c=107
d≥=c=107×=18.77mm
(2)确定轴各段直径和长度

从大带轮开始右起第一段，由于带轮与轴通过键联接，轴上开键槽，扩大5%，dmin=18.77×1.05＝19.71 mm 圆整则取20 mm

则第一段长度L1=1.6×20＝32mm 圆整取30mm

右起第二段直径
取D2==D1+(1~3)=20+2=22mm
根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，则取第二段的长度L2=48mm

右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6206型轴承，其尺寸为d×D×B=30×62×16，那么该段的直径为D3=Φ30mm，长度为L3=42mm

右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩，取D4= D3＋﹙3～4﹚＝Φ30＋4×1.6mm＝φ36.4mm，圆整取D4=φ36 长度取L4=10mm
右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为Φ52mm，齿轮的宽度为50mm，则此段的直径为D5=Φ52mm，长度为L5=50mm

右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩,取D6=Φ36.4mm, 圆整取D4=φ36
长度取L6=10mm

右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D7=Φ30mm，长度L7=42mm

2．输出轴的设计计算

按扭转强度估算轴的直径

选用45号刚，调质，硬度217~255HBS
轴的输入功率为=2.165KW

转速为=118.41 r/min

取c=107
d≥=c=107×=28.19mm

(1) 确定轴各段直径和长度
从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加5%，圆整后取标准值 取Φ35mm，根据计算转矩TC=KA×T=1.3×171.14=222.482Nm，查机械设计课程设计手册选用GYS4型联轴器，所以轴段长L1=60mm

右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取Φ=35＋﹙1～5﹚＝38mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，故取该段长为L2=65mm

右起第三段，该段装有滚动轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6208型轴承，其尺寸为d×D×B=40×80×18，那么该段的直径为Φ40mm，长度为L3=40mm

右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，根据滚动轴承取第四段的直径取Φ45mm,齿轮宽为b4=45mm。

右起第五段，考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩，取轴肩的直径为D5=Φ44＋﹙3～4﹚C1＝52mm ,长度取L5=9mm

右起第六段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D6=Φ40mm，长度L6=42mm

3．轴的强度校核
⑴从动轴的强度校核
圆周力 ==2000×174.61/170=2054N
径向力 =tanα=2054×tan20°=748N
由于为直齿轮，轴向力=0
作从动轴受力简图：（略）
L=106mm
==0.5=0.5×2054=1027
=0.5L=1027×106×0.5/1000=54
==0.5=0.5×748 =374
=0.5L=374×106×0.5/1000= 19.81
转矩T=174.61
校核
===218.84
===57.52
由图表查得，=60MPa
d≥10=10=21.24(mm),开键槽，将直径扩大5%，求的22.30mm
d=22.30mm < 35mm
则强度足够
⑵主动轴的强度校核

圆周力 ==2000×51.57/48=2148.75 N
径向力 =tanα=2148.75×tan20°=782N
由于为直齿轮，轴向力=0
作主动轴受力简图：（略）
L=108mm
==0.5=0.5×2148.75 =1074.375
=0.5L=1074.375×108×0.5/1000=58.02
==0.5=0.5×782=394.5
=0.5L=394.5×108×0.5/1000=21.30
转矩T=51.57
校核
===61.81
===80.50
由图表查得，=60MPa
d≥10=10=18.75(mm)
考虑键槽d=18.75×1.05=19.69mm < 20mm
则强度足够
六、滚动轴承的选择及计算
1. 考虑轴受力较小且主要是径向力，故选用单列深沟球轴承主动轴承根据轴颈值查《机械零件设计手册》选择6206 2个（GB/T276-1994）从动轴承6208 2个
（GB/T276-1994）
2.寿命计划：
两轴承受纯径向载荷
（1）高速轴轴承寿命
P==782N X=1 Y=0
轴承寿命：深沟球轴承6206，基本额定功负荷查表12-1，16-8，16-9
=19.5KN =1 =3
===619142h
预期寿命为：3年，两班制
L=3×300×16=14400<
轴承寿命合格
（2）从动轴轴承寿命
P==748N X=1 Y=0
轴承寿命：深沟球轴承6208，基本额定功负荷查表12-1，16-8，16-9
=29.5KN =1 =3
===8634190h
预期寿命为：3年，两班制
L=10×300×16=14400<
轴承寿命合格
七、键联接的选择及校核计算

（一）从动轴外伸端d=35，考虑键在轴中部安装故选键10×8 GB/T1096—2003，b=10，L=60－﹙5～10﹚＝50，h=8，选45号钢，其许用挤压力=100MPa
====49.07MPa <
则强度足够，合格

（二）主动轴外伸端d=20，考虑键在轴中部安装故选键6×6 GB/T1096—2003，b=6，L=30－﹙5～10﹚＝22，h=6，选45号钢，其许用挤压力=100MPa
====78.14 MPa <
则强度足够，合格
（三）从动轴与齿轮联接处d=45mm，考虑键槽在轴中部安装，故同一方位母线上，选键12×9 GB/T1096—2003，b=12mm，L=40mm，h=9mm，选45号钢，其许用挤压应力=100MPa
====43.11MPa <
则强度足够，合格

八、高速轴的疲劳强度校核
轴结构如下：

（1）判断危险截面
在A-B轴段内只受到扭矩的作用， 高速轴是齿轮轴，轴的最小直径是按照扭转强度较为宽裕是确定的，所以A-B内均无需疲劳强度校核。
从应力集中疲劳强度的影响来看，E-E段截面为齿轮轴啮合区域，引起的应力集中最为严重，截面E-F上的应力最大。所以只需校核E-F段截面即可。
（2）
抗弯截面系数
抗扭截面系数
左截面上的扭矩T3为
截面上的弯曲应力
截面上的扭转应力
轴的材料为40号刚,调质处理。由表查得：
截面上理论应力系数按附表3-2查取。因
经查之为：；
又由附图3-1可查取轴的材料敏性系数；
故有效应力集中系数按式（附表3-4）为：

皱眉经过表面硬化处理，即，则按式
得到综合系数为：
；
附图的尺寸系数
扭转尺寸系数为
轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为：；

又由得到40MnB的特性系数
则界面安全系数：

故可知道端面安全；

抗弯截面系数
抗扭截面系数
截面IV上的扭矩T3为
截面上的弯曲应力
截面上的扭转应力
由表15-1查得：
又由附图3-1可查取轴的材料敏性系数；
有附表3-8用插值法查得：

轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为：；
；

又由§3-1及§3-2得到40Cr的特性系数
则界面安全系数：

故E段左端截面的左端面都安全！

九、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择
1、铸件减速器机体结构尺寸计算表
名称
符号
减速器及其形式关系
机座壁厚
δ
0.025a+3mm=3.725mm,取8mm
机盖壁厚
δ1
0.02a+3=3.18mm<8mm,取8mm
机座凸缘厚度
b
1.5δ=12mm
机盖凸缘厚度
b1
1.5δ=12mm
机座底凸缘厚度
p
2.5δ=20mm
地脚螺钉直径
df
0.036a+12=15.924mm取16mm
地脚螺钉数目
n
a<250mm,n=4
轴承旁连接螺栓直径
d1
0.75df=12mm
机盖与机座连接螺栓直径
d2
(0.5~0.6)df=8~9.6mm取10mm
连接螺栓d2的间距
l
150~200mm取180mm
轴承端盖螺钉直径
d3
(0.4~0.5)df=6.4~8mm取M8
窥视孔盖螺钉直径
d4
(0.3~0.4)df=4.8~6.4mm取M6
定位销直径
d
(0.7~0.8)df=5.4~6.4mm取M6
df、d2、d3至外机壁距离
c1

d1、d2至凸缘边缘距离
c2

轴承旁凸台半径
R1
R1=2mm
凸台高度
h

外机壁至轴承座端面距离
L1
c1+c2+(5~8)=43
内机壁至轴承座端面距离
L2
δ+c1+c2+(5~8)=51
大齿轮顶圆与内机壁距离
△1
≥1.2δ=9.6mm取12mm
齿轮端面与内机壁距离
△2
≥δ=8mm取13mm
机盖、机座肋厚
m1,m
m1=m≈0.85δ1=6.8mm,取7mm
轴承端盖外径
D2

轴承端盖凸缘厚度
e
(1~1.2)d3=7~8.4mm取8mm
轴承旁连接螺栓距离
s
s≈D2
2、减速器附件的选择，在草图设计中选择
包括：轴承盖，窥视孔，视孔盖，压配式圆形油标，通气孔，吊耳，吊钩，螺塞，封油垫，毡圈等。

十、润滑与密封(润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择)
1.密封
由于选用的电动机为低速，常温，常压的电动机则可以选用毛毡密封。毛毡密封是在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙，达到密封的目的。毛毡具有天然弹性，呈松孔海绵状，可储存润滑油和遮挡灰尘。轴旋转时，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑。

2．润滑
对于齿轮来说，由于传动件的的圆周速度v< 12m/s,采用浸油润滑，因此机体内需要有足够的润滑油，用以润滑和散热。同时为了避免油搅动时泛起沉渣，齿顶到油池底面的距离H不应小于30~50mm。对于单级减速器，浸油深度为一个齿全高，这样就可以决定所需油量，单级传动,每传递1KW需油量V0=0.35~0.7m3。
对于滚动轴承来说，由于传动件的速度不高，且难以经常供油，所以选用2L—3型润滑脂，用油量为轴承间润滑脂润滑。

减速器内传动零件采用浸油润滑，减速器滚动轴承采用油脂润滑。
参考资料目录
[1] 孙桓,陈作模，葛文杰主编. 机械原理[M]. 北京：高等教育出版社，2006年5月第7版
[2] 濮良贵,纪名刚主编. 机械设计[M]. 北京：高等教育出版社，2006年5月第8版
[3] 宋宝玉主编. 机械设计课程设计指导书[M]．北京：高等教育出版社，2006年8月第1版
[4] 左宗义，冯开平主编． 画法几何与机械制图[M]．广州：华南理工大学出版社，2001年9月第1版
[5] 刘锋，禹奇才主编. 工程力学·材料力学部分[M]. 广州：华南理工大学出版社，2002年8月第1版
[6] 禹奇才,张亚芳，刘锋主编. 工程力学·理论力学部分[M]. 广州：华南理工大学出版社，2002年8月第1版

i总=8.107
i带=2.3
i齿=3.525

=960（r/min）
=417.39（r/min）
=118.41（r/min）
=118.41（r/min）

P0=2.348 KW
PI=2.254KW
PII=2.165 KW
PIII=2.122KW

T工作=23.358（N·m）
TI=51.57（N·m）
TII=174.61（N·m）

A型普通V带

V带取2根

a=531.5mm

i=2.408

a=531.5mm

F0=147.35N

FQ=876.54N

.
V=1.05(m/s)

=85

B1=45(mm）
B2 =50(mm）

=48mm
=170mm
a=109mm

=

=43mm
=165mm

6206型轴承

6208型轴承

键10×8

键6×6

键12×9

L=290mm
S=174mm

=30mm

=14.49MPa