机械设计基础优秀课程设计一级圆柱齿轮减速器.docx

机械设计基础课程设计
计算说明书

姓名 ______
班级 ______
学号 ______
指导老师 ______
成绩______

目录
机械设计课程设计任务书…………………1
1传动方案确定………………………………………2
1.1工作条件………………………………………………………2
1.2原始数据………………………………………………………2
2电动机选择…………………………………………2
2.1电动机类型选择……………………………………………2
2.2电动机功率选择………………………………………………2
3计算总传动比及分配各级传动比………………3
3.1总传动比………………………………………………………3
3.2分配各级传动比………………………………………………3
4运动参数及动力参数计算…………………………3
4.1计算各轴转速…………………………………………………3
4.2计算各轴功率………………………………………………3
4.3计算各轴扭矩…………………………………………………3
5传动零件设计计算………………………………4
5.1皮带轮传动设计计算………………………………………4
5.2齿轮传动设计计算…………………………………………6
6轴设计……………………………………………8
6.1输入轴设计…………………………………………………8
6.2输出轴设计…………………………………………………11
7滚动轴承选择及校核计算……………………14
7.1计算轴承参数并校核…………………………………………15
8键联接选择及校核计算………………………16
8.1主动轴和齿轮1联接采取平键联接…………………………16
8.2从动轴和齿轮2联接用平键联接……………………………16
9联轴器得选择和计算……………………………16

10箱体关键结构尺寸计算…………………………16
11减速器附件选择………………………………17
12润滑和密封………………………………………17
12.1齿轮润滑…………………………………………………17
12.2滚动轴承润滑……………………………………………17
12.3润滑油选择………………………………………………18
12.4密封方法选择……………………………………………18
13设计小结…………………………………………18
参考文件……………………………………………19

机械设计课程设计任务书

1、设计题目
设计用于带式运输机单级圆柱直齿减速器，图示以下，连续单向运转，载荷平稳，空载起动，使用期限，小批量生产，两班制工作，运输带速度许可误差为±5%

2、设计数据

运输带工作拉力
F（N）
运输带工作速度
V(m/s)
卷筒直径
D(mm)
680
1.4
250
3、设计要求
1、每人单独一组数据，要求独立认真完成。
2、图纸要求：减速器装配图一张（A1），零件工作图两张（A3，传动零件、轴）。
3、设计计算说明书1份。

1传动方案确定
设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动
1.1工作条件：连续单向运转，载荷平稳，空载起动，使用期限， 小批量生产，两班制工作;
1.2原始数据：
运输带工作拉力
F（N）
运输带工作速度
V(m/s)
卷筒直径
D(mm)
680
1.4
250
2电动机选择
2.1电动机类型选择：Y系列0三相异步电动机
2.2电动机功率选择：
2.2.1传动装置总功率：
η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒
=0.96×0.982×0.97×0.99×0.96
=0.850
2.2.2电机所需工作功率：
P工作=FV/（1000η总）
=680×1.4/（1000×0.850）
=1.120KW
2.2.3确定电动机转速：
计算滚筒工作转速：
n筒=60×1000V/（πD）
=60×1000×1.4/（π×250）
=106.95r/min
据手册P196表14-2推荐传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围ic=3~5。取V带传动比iv=2~4，则总传动比理时范围为iz=6~20。故电动机转速可选范围为nd=Iz×n筒=（6~20）×106.95=641.71~2139.04r/min符合这一范围同时转速有750、1000、和1500r/min。
依据容量和转速，由相关手册查出有三种适用电动机型号：所以有三种传支比方案,综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器传动比，可见第2方案比较适合，则选n=1000r/min。
2.2.4确定电动机型号
依据以上选择电动机类型，所需额定功率及同时转速，选定电动机型号为Y100L-6。
其关键性能：额定功率：1.5KW，满载转速940r/min。
3计算总传动比及分配各级传动比
3.1总传动比：i总=n电动/n筒=940/106.95=8.79
3.2分配各级传动比：
3.2.1据手册P196表14-2，取齿轮i齿轮=3（单级减速器i=3~5合理）
3.2.2∵i总=i齿轮×I带
∴i带=i总/i齿轮=8.79/3=2.93
4运动参数及动力参数计算
4.1计算各轴转速（r/min）
n0=n电机=940r/min
nI=n0/i带=940/2.93=320.82(r/min)
nII=nI/i齿轮=106.94(r/min)
nIII= nII=106.94(r/min)
4.2计算各轴功率（KW）
P0= P工作=1.120KW
PI=P0η带=1.120×0.96=1.0752KW
PII=PI×η齿×η承=1.0752×0.97×0.98=1.0221KW
PIII=PII×η承×η联=1.0221×0.98×0.99
=0.9426KW
4.3计算各轴扭矩（N·m）
To = 9.55×P0/n0= 9550×1.120KW/940 =11.38N·m
TI=9550×PI/nI=9550×1.0752KW/320.82=32.01N·m
TII=9550×PII/nII=9550×1.0221KW/106.94=91.28N·m
TIII=9550×PIII/nIII=9550×0.9426KW/106.94=84.18N·m
5传动零件设计计算
5.1皮带轮传动设计计算
5.1.1选择一般V选带截型
依据其工况：连续单向运转，载荷平稳，空载起动，使用期限，小批量生产，两班制工作,结合教材P122表8.16得：kA=1.1
PC=KAP=1.1×1.5=1.65KW
再结累计算功率PC=1.65KW和带轮转速n0=940(r/min)，由教材P119表8.10得：选择B型V带。
5.1.2确定带轮基准直径，并验算带速
由教材P119表8.10得，推荐小带轮基准直径为125~140mm
则取dd1=140mm>dmin=125,
dd2=n0/nI·dd1=940/320.82×140=410.2mm
由教材P110表8.3，取dd2=400mm
实际从动轮转速n1’=n0dd1/dd2=940×140/400
=329r/min
转速误差为：（n1-n1’）/n1=（320.82-329）/320.82
=-0.025<0.05(许可)
带速V：V=πdd1n0/60×1000
=π×140×940/(60×1000)
=6.89m/s
在5~25m/s范围内，带速适宜。
5.1.3确定基准带长Ld和中心距a
依据教材P123式（8.14）得
0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)
0.7(140+400)≤a0≤2×(140+400)
所以有：378mm≤a0≤1080mm
由教材P123式（8.15）得：
L0=2a0+π/2(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a0
=2×729+π/2(140+400)+(400-140)2/（4×729）
=2329.4mm
依据教材P111表（8.4）取Ld=2240mm
依据教材P123式（8.16）得：
a≈a0+（Ld-L0）/2=729+（2240-2329.4）/2
=684.3mm
5.1.4验算小带轮包角
α1=1800-（dd2-dd1）/a×57.30
=1800-（400-140）/684.3×57.30
=1800-21.770
=158.230>1200（适用）
5.1.5确定带根数
依据dd1=140mm和n0=940r/min结合教材P119表8.10查得 P0=2.13KW
依据教材P121式8.11结合i=-2.93和表8.14和表8.15计算得
△P0=0.1650KW
依据教材P121图8.11查得Kα=0.95
依据教材P111表8.4查得KL=1.00
Z=PC/P’=PC/(P0+△P0)KαKL
=1.65/[(2.13+0.1650)×0.95×1.00]
=0.7568
圆整得z=1。
5.1.6计算初拉力F0及带轴上压力FQ
由教材表 8.6 查得q=0.17kg/m，依据式（8.19）得单根V带初拉力：
F0=[500PC/（ZV）]×（2.5/Kα-1）+0qV2
=[500×1.56/（1×6.89）]×(2.5/0.95-1)+0.17×6.892N
=192.78N
则作用在轴承压力FQ，
FQ=2ZF0sin（α1/2）=2×1×192.78sin（158.230/2）
=378.62N
5.2齿轮传动设计计算
5.2.1选择齿轮材料及精度等级
考虑减速器传输功率不在，所以齿轮采取齿面。小齿轮选择40Cr调质，齿面硬度为220~250HBW。软大齿轮选择45钢正火，齿面硬度170~210HBW；依据表10.21选9级精度。齿面精糙度Ra≤3.2~6.3μm
5.2.2按齿面接触疲惫强度设计
参考教材P195有：d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3
由式（6-15）
确定相关参数以下：
1)转矩T1
T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×1.0752/320.82
=32.01N·mm
2)载荷系数k
依据教材P174表（10.11）取k=1
3)齿数和齿宽系数φd
取小齿轮齿数Z1=20，传动比i齿=3
则大齿轮齿数：
Z2=iZ1=3×20=60
实际传动比i0=60/20=3
传动比误差：（i-i0）/i=(3-3)/3=0%<2.5% 可用
齿数比：u=i0=3
由教材P192表（10.20） 取φd=1
4)许用接触应力[σH]
[σH]= σHlimZNT/SH由教材P171图（10.24）查得：
σHlimZ1=570Mpa σHlimZ2=350Mpa
由表10.10查得SH=1，计算应力循环次数NL
NL1=60njLh=60×320.82×1×(16×365×10)=1.124×109
NL2=NL1/i=1.124×109/3=3.75×108
由教材图(10.27)查得接触疲惫寿命系数：
ZNT1=0.92 ZNT2=0.98
由教材式（10.13）可得
[σH]1=σHlim1ZNT1/SH=570×0.92/1.0Mpa
=524.4Mpa
[σH]2=σHlim2ZNT2/SH=350×0.98/1.0Mpa
=343Mpa
故得：
d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3
=76.43[1×3.98×(3+1)/(1×3×3432)]1/3mm
=46.03mm
模数：m=d1/Z1=54.51/20=2.30mm
依据教材表（10.3） 取标准模数：m=2.5mm
5.2.3确定相关参数和系数
分度圆直径：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm
d2=mZ2=2.5×60mm=150mm
齿宽：b=φdd1=1×50mm=50mm
取b2=50mm 则b1=（b2+5）=55mm
a=1/2m(Z1+Z2)=100mm
5.2.4按齿根弯曲疲惫强度校核
由式（10.24）得出σF，σF<[σF]则校核合格。
确定相关系数和参数：
依据齿数Z1=20,Z2=60
1） 齿形系数YF
查表10.13得YF1=2.80 YF2=2.28
2） 应力修正系数YS
查表10.14得YS1=1.55 YS2=1.69

3）许用弯曲应力[σF]
[σF]= σFlim YNT/SF
由教材图（10.25）和图（10.26）查得：σFlim1=290Mpa σFlim2 =210Mpa
YNT1=0.88 YNT2=0.9
由表10.10 查得 SF1=1.3
由式（10.14）可得
[σF]1=σFlim1 YNT1/SF=290×0.88/1.30Mpa
=196.31Mpa
[σF]2=σFlim2 YNT2/SF =210×0.9/1.30Mpa
=145.38Mpa
故：σF1=（2kT1/（bm2Z1)）YF1YS1
=（2×1×3.98/（50×2.52×20)） ×2.8×1.55Mpa
=14.82Mpa< [σF]1
σF2=（2kT2/（bm2Z2)）YF2YS2
=（2×1×91280/（50×2.52×60)） ×2.28×1.69Mpa
=37.52Mpa< [σF]2
故轮齿齿根弯曲疲惫强度足够,即合格。
5.2.5计算齿轮圆周速度V
V=πd1n1/（60×1000）=3.14×50×320.82/（60×1000）
=0.839m/s
由表10.22可知，选9级精度式适宜。
6轴设计计算
6.1输入轴设计计算
6.1.1选择45#调质，硬度217~255HBS，查教材表（14.6）查得强度极限为σb
=650MPa,再由表（14.2）得许用弯曲应力[σ-1b]=60MPa依据教材例题，并查表14.1，取c=107~118 d≥（107 ~118）(P1/n1)1/3=（107 ~118） (1.075/320.82)1/3mm=16.01~17.66mm
考虑安装联轴器有键槽，将直径增大5%，则
d=（16.01~17.66）×(1+5%)mm=16.81~18.54∴选择标准直径d1=18mm
6.1.2轴结构设计
1）轴上零件定位，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，则采取过渡配合固定
2）确定轴各段直径
轴段①直径最小d11=18mm，考虑要对安装在轴段①上联轴器进行定位，轴段②上应有轴肩，同时能在轴段②上顺利安装轴承，轴段②必需满足轴承内径标准，故轴段②直径取d12=25mm用相同方法确定轴段③、④直径为d13=30mm，d14=40mm；为了方便左轴承拆卸，可查出初选两轴承为角接触球轴承7005AC型滚动轴承安装高度为3.5mm，取d5=35mm。
3）确定轴各段长度 齿轮轮毂宽度为50mm，为确保齿轮固定可靠，轴段③长度赢略短于齿轮轮毂宽度，取为48mm；为确保齿轮端面和箱体内壁不相碰，齿轮端面和箱体内壁间应留有一定距离，取间距为10mm，为确保轴承安装在箱体轴承座孔中，并考虑轴承润滑，取轴承端面距离箱体内壁距离为5mm，所以轴段④长度应取为15mm，轴承支点距离为98mm；依据箱体结构及联轴器距轴承盖要有一定距离要求，取l1=65mm;查阅相关联轴器手册取l2=60mm；在轴段①、③分别加工出键槽，使两键槽使两键槽处于轴同一圆柱母线上，键槽长度比对应轮毂宽度小约5~10mm，键槽宽度按轴段直径查得。
6.1.3按弯矩复合强度计算
①求分度圆直径：已知d1=50mm
②求转矩：已知T1=32.01N·m
③圆周力 ==×32.01/50=1280.24 N
④径向力 =tanα=1280.24×tan20°=465.97 N
因为为直齿轮，轴向力=0
⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=49mm
强度校核
6.1.4绘图
1)绘制轴受力简图（图a）
2）绘制垂直面弯矩图（图b）
轴承支反力：
FAY=FBY=Fr/2=232.99N
FAZ=FBZ=Ft/2=640.12N
由两边对称，知截面C弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAyL/2=232.99×49/2=5.7N·m
3)绘制水平面弯矩图（图c）
截面C在水平面上弯矩为：
MC2=FAZL/2=640.12×49/2=15.7N·m
4)绘制合弯矩图（图d）
MC=(MC12+MC22)1/2=(5.72+15.72)1/2=16.7
N·m
5)绘制扭矩图（图e）
转矩：T1=9.55×（P1/n1）×106=32.01N·m
6）绘制当量弯矩图（图f）

因减速器单向运转，故可认为转矩为脉动循环改变，取α=1，截面C处当量弯矩：
Mec=[MC2+(α)2]1/2
=[16.72+(1×32.01)2]1/2=36.1N·mm
6.1.5校核危险截面C强度
σe=Mec/（0.1d43）=36.1/（0.1×403）
=5.64MPa< [σ-1]b=60MPa
∴该轴强度足够。
6.2输出轴设计计算
6.2.1选择45#调质，硬度217~255HBS，查教材表（14.6）查得强度极限为σb
=650MPa,再由表（14.2）得许用弯曲应力[σ-1b]=60MPa依据教材例题，并查表（14.1），取c=（107 ~118）
d≥c(P2/n2)1/3=（107 ~118）(1.0221/106.94)1/3=22.71~25.01mm
取d=25mm
6.2.2轴结构设计
1）轴零件定位，固定和装配
单级减速器中，能够将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采取键和过渡配合，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。
2）确定轴各段直径
轴段①直径最小d21=25mm，考虑要对安装在轴段①上联轴器进行定位，轴段②上应有轴肩，同时能在轴段②上顺利安装轴承，轴段②必需满足轴承内径标准，故轴段②直径取d22=30mm用相同方法确定轴段③、④直径为d23=35mm，d24=45mm；为了方便左轴承拆卸，可查出6208型滚动轴承安装高度为3.5mm，取d25=40mm。
3）确定轴各段长度 齿轮轮毂宽度为60mm，为确保齿轮固定可靠，轴段③长度赢略短于齿轮轮毂宽度，取为58mm；为确保齿轮端面和箱体内壁不相碰，齿轮端面和箱体内壁间应留有一定距离，取间距为10mm，为确保轴承安装在箱体轴承座孔中，并考虑轴承润滑，取轴承端面距离箱体内壁距离为5mm，所以轴段④长度应取为15mm，轴承支点距离为118mm；依据箱体结构及联轴器距轴承盖要有一定距离要求，取l1=75mm;查阅相关联轴器手册取l2=70mm；在轴段①、③分别加工出键槽，使两键槽使两键槽处于轴同一圆柱母线上，键槽长度比对应轮毂宽度小约5~10mm，键槽宽度按轴段直径查得。
6.2.3按弯扭复合强度计算
①求分度圆直径：已知d2=150mm
②求转矩：已知T2=91.28N·m
③求圆周力Ft：
Ft=2T2/d2=2×91.28×103/150=1217.1N
④求径向力Fr
Fr=Ft·tanα=1217.1×0.36379=443.0N
⑤∵两轴承对称
∴LA=LB=59mm
6.2.4绘图
1)绘制轴受力简图（图a）
2）绘制垂直面弯矩图（图b）
轴承支反力：
FAY=FBY=Fr/2=443.0/2=221.5N
FAZ=FBZ=Ft/2=1217.1/2=608.6N
由两边对称，知截面C弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAYL/2=221.5×59/2=6.53N·m
3)绘制水平面弯矩图（图c）
截面C在水平面上弯矩为：
MC2=FAZL/2=608.6×59/2=17.95N·m
4)绘制合弯矩图（图d）
MC=（MC12+MC22）1/2
=（6.532+17.952）1/2 =19.10N·m
5)绘制扭矩图（图e）
转矩：T2=9.55×（P2/n2）×106=91.28N·m
6）绘制当量弯矩图（图f）

因减速器单向运转，故可认为转矩为脉动循环改变，取α=1，截面C处当量弯矩：
Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[19.102+(1×91.28)2]1/2
=93.26N·m
6.2.5校核危险截面C强度
σe=Mec/（0.1d）=93.26/(0.1×453)
=10.23Mpa<[σ-1]b=60Mpa
∴该轴强度足够。

7滚动轴承选择及校核计算
依据依据条件，轴承估计寿命
16×365×10=58400小时
7.1计算轴承
7.1.1已知nI=320.82r/min
两轴承径向反力：
FR1=465.97N，FR2=443.00N ，因为是圆柱直齿轮故：Fa=0
初选两主动轴承为角接触球轴承7004AC，两从动轴承为角接触球轴承7006AC型，轴承内部轴向
FS=0.68FR 则FS1=0.68FR1=316.86N，
FS2=0.68FR2=301.24N
7.1.2∵FS2 +Fa<FS1 故取2端为压紧端
Fa1=FS1=316.86N
Fa2=FS1 - Fa=316.86-0=316.86N
7.1.3计算当量载荷P1、P2
依据教材表（15.13 ）7007AC 、7005AC 型 查得e=0.68
Fa1/FR1=316.86N/465.97N=0.68=e
Fa2/FR2=316.86N/443.00N>0.68=e
7.1.4查教材表（15.13）系数x、y
x1=1 x2=0.41
y1=0 y2=0.87
依据教材表15.12 取f P=1.4
P1=fP(x1FR1+y1Fa1)=1.4×(1×465.97+0)=443.6N
P2=fp(x2FR2+y2Fa2)=1.4×(1×443.00+0.41×316.86)=750.11N
7.1.5轴承寿命计算
选择了两种不一样型号7005AC、7007AC,故两种分别校核，查手册P76表（6-6）有7005AC、7007ACCr1=11200N，Cr2=18500N
取ε=3，fT=1，则依据教材式（15.5）得
L10h1===841836.8>58400(预期工作时间)
L10h2===2355129.2>58400
故轴承适宜。
8键联接选择及校核计算
8.1主动轴和齿轮1联接采取平键联接
轴径d13=30mm L13=43mm T1=32.01N·m
查手册P97 选A型平键
键10×8 GB1096-79
l=L13-b=43-10=33mm h=8mm
σp=4T/dhl=4×32.01/(30×8×33)
=16.2Mpa<[σp](110Mpa)
8.2从动轴和齿轮2联接用平键联接
轴径d23=35mm L23=59mm T2=91.28Nm
查手册P51 选择A型平键
键16×10 GB1096-79
l=L2-b=59-16=43mm h=10mm
σp=4T/dhl=4×91.28/35×10×43=24.3Mpa<[σp]
故满足要求。
9联轴器得选择和计算
联轴器得计算转矩，因在前面已经考虑功率备用系数1.2，故
=1.2×91.28=109.5（N·m）
式中：查表取工作系数
依据工作条件，选择十字滑块联轴器，许用转矩
许用转速；配合轴径，配合长度，故适宜。
10箱体关键结构尺寸计算
箱座壁厚=10mm 箱座凸缘厚度b=1.5=15mm
箱盖厚度=9mm 箱盖凸缘厚度=1.5=14mm
箱底座凸缘厚度=2.5 ,=10mm ,轴承旁凸台高度h=45，凸台半径R=16mm
齿轮轴端面和内机壁距离=12mm
大齿轮顶和内机壁距离=14mm
小齿端面到内机壁距离=15mm
上下机体筋板厚度=8mm , =9mm
主动轴承端盖外径=140mm
从动轴承端盖外径=190mm
地脚螺栓M18，数量6根
11减速器附件选择
通气器
因为在室内使用，选通气器（一次过滤），采取M18×1.5
油面指示器
选择游标尺M16
起吊装置
12润滑和密封
12.1齿轮润滑
采取浸油润滑，因为低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。
12.2滚动轴承润滑
因为轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。
12.3润滑油选择
齿轮和轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选择L-AN15润滑油。
12.4密封方法选择
选择凸缘式端盖易于调整，采取闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。
密封圈型号按所装配轴直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。
轴承盖结构尺寸按用其定位轴承外径决定。
13设计小结
1．机械设计是机械工业基础,是一门综合性相当强技术课程，它融《机械制图》、《机械设计基础》、《工程力学》、《机械制造》、《CAD制图》等于一体，使我们能把所学各科知识融会贯通，愈加熟悉机械类知识实际应用。
2．这次课程设计,对于培养我们理论联络实际设计思想;训练综合利用机械设计和相关先修课程理论,结合生产实际反系和处理工程实际问题能力;巩固、加深和扩展相关机械设计方面知识等方面相关键作用。
3．在这次课程设计过程中,综合利用先修课程中所学相关知识和技能,结合各个教学实践步骤进行机械课程设计,首先,逐步提升了我们理论水平、构思能力、工程洞察力和判定力,尤其是提升了分析问题和处理问题能力,为我们以后对专业产品和设备设计打下了宽广而坚实基础。

F=900N
V=1.5m/s
D=270mm

依据手册P4表1-5查得各部件传动效率
η总=0.850

P工作=1.120KW

n筒
=106.95r/min

查手册P173表12-1

电动机型号为Y100L-6

i总=8.79

据手册P196表14-2得i齿轮=3 i带=2.93

各轴转速：
n0=n电机=940r/min
nI=320.8(r/min)
nII=106.9(r/min)
nIII=106.9(r/min)
各轴功率：
P0= P工作=1.120KW
PI=1.0752KW
PII=1.0221KW
PIII=0.9426KW
各轴扭矩：
To = 11.38N·m

TI=32.01N·m

TII=91.28N·m

TIII=84.18N·m

结合工况查教材P122表8.16得：kA=1.1

计算功率：
PC=1.65KW
由教材P119表8.10查得
选择B型V带；

带轮基准直径：
dd1=140mm
结合教材P110表8.3查得
取dd2=400mm

带速：
V=6.89m/s

基准带长Ld：
L0=2329.4mm
取Ld=2240mm

带轮中心距：
a≈684.3mm

小带轮包角：
α1=158.230

V带根数圆整后：
z=1

初拉力：
F0=192.78N

带轮所受压力：
FQ=378.62N

T1=32.01N·m

大小齿轮齿数：
Z1=20
Z2=60

模数：m=2.5mm

分度圆直径：
d1=50mm
d2=150mm
齿宽：
b=50mm
b2=50mm
b1=55mm

齿轮圆周速度
V=0.839m/s

输入轴

取标准直径=18

=1280.24N

=465.97N

=0
LA=LB=49mm

输出轴

选择标准直径=25

=1217.1N
=443.0N
=0
LA=LB=59mm

估计寿命
58400小时

轴承寿命：
841836.8小时
（大于估计）

轴承寿命：
2355129.2小时
（大于估计）

选A型平键
键10×8 GB1096-79

选择A型平键
键16×10 GB1096-79

参考文件
1.陈立德.《机械设计基础》.北京：高等教育出版社，
2.吴宗泽.《机械设计课程设计手册》.北京：高等教育出版社，
第四版。
3.《机械制图》教材
4.《工程力学》教材