机械设计基础课程设计带式运输机传动装置.doc

课 程 设 计 课程名称_ 机械设计基础课程设计B_题目名称_带式运输机传动装置_学生学院_机电工程学院_专业班级_09级车辆工程（1）班_学 号_学生姓名_指导教师_2012 年 1 月 1 日广东工业大学课程设计任务书题目名称带式运输机传动装置学生学院机电工程学院专业班级09级车辆工程（1）班姓 名孔庆凯_学 号3109000109一、课程设计的内容DVF图1 带式运输机传动装置简图设计一带式运输机传动装置（见 图1）。设计内容应包括：传动装置的总体设计；传动零件、轴、轴承、联轴器等的设计计算和选择；减速器装配图和零件工作图设计；设计计算说明书的编写。二、课程设计的要求与数据已知条件： 1运输带工作拉力：F =3.1 kN； 2运输带工作速度：v = 2.0 m/s； 3卷筒直径： D = 370 mm； 4使用寿命： 10年； 5工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳； 6制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量。三、课程设计应完成的工作1减速器装配图1张；2零件工作图 2张（轴、齿轮各1张）3设计说明书 1份。四、课程设计进程安排序号设计各阶段内容地点起止日期一设计准备: 明确设计任务；准备设计资料和绘图用具教1-205第18周一二传动装置的总体设计: 拟定传动方案；选择电动机；计算传动装置运动和动力参数传动零件设计计算:带传动、齿轮传动主要参数的设计计算教1-205第18周周一至周二三减速器装配草图设计: 初绘减速器装配草图；轴系部件的结构设计；轴、轴承、键联接等的强度计算;减速器箱体及附件的设计教1-205第18周周二至周四四完成减速器装配图教1-205第18周五至第19周二五零件工作图设计教1-205第19周周三六整理和编写设计计算说明书教1-205第19周四七课程设计答辩教1-205第19周五五、应收集的资料及主要参考文献1. 杨可桢、程光蕴主编. 机械设计基础M. 北京：高等教育出版社，2006年5月第5版2. 林怡青、谢宋良、王文涛编. 机械设计基础课程设计指导书M. 北京：清华大学出版社，2008年11月第1版3. 机械制图、机械设计手册等。发出任务书日期：2012年 1月 1 日 指导教师签名：计划完成日期： 2012年 1月1日 基层教学单位责任人签章：主管院长签章：计算过程及计算说明1、传动方案拟定设计单级圆柱齿轮减速器已知条件：滚筒圆周力F=3.1KN；带速V=2.0m/s；滚筒直径D=370mm。工作条件：使用年限10年，工作为两班工作制，载荷较平稳。 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量设想传动简图，如下：2、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：传动装置的总效率：总=带×齿轮×2滚×联×滑=0.95×0.97×0.992×0.99×0.96=0.8584 卷筒工作功率：P卷筒=FV =（3.1×2.0）KW=6.2KW电机所需的工作功率：P电机= P卷筒/总 =（6.2÷0.8584）7.22KW（3）确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=60×1000V/D=60×1000×2.0÷（×370）r/min103.2r/min课程设计书推荐的传动比合理范围，取V带传动比i1=24，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围i2=36。i1- i2=1。则总传动比范围为ia=624。故电动机转速的可选范围为nd= ia×n筒=（624）×103.2=619.22476.8r/min符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500。根据容量和转速，综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见选n=1000r/min 比较适合。（4）确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y160M-6。其主要性能：额定功率：7.5KW，满载转速970r/min，额定转矩2.0，质量116kg。3、计算总传动比和分配各级的传动比（1）总传动比：i总=n电动/n筒=970÷103.29.40（2）分配各级传动比据课程设计书设计要求，V带传动比i1=24，圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围i2=36，i1- i2=1，取V带传动的传动比i带=2.61，则单级圆柱齿轮减速器的传动比为：i齿轮= i总/ i带=9.40÷2.613.614、 计算传动装置的运动和动力参数(1)各轴转速电动机轴为0轴，减速器高速轴为轴，低速轴为轴，各轴转速为：n0=n电机=970r/minn1=n0/i带=970÷2.61371.7（r/min)n2=n1/i齿轮=371.7÷3.61103.0(r/min)（2）计算各轴的功率按电动机额定功率P计算各轴输入功率，即P0=P电机=7.22KWP1=P0×带=（7.22×0.95）KW6.86KWP2=PI×轴承×齿轮=（6.86×0.99×0.97）KW6.59KW（3）各轴扭矩T0=9550×P0/n0=9550×7.22÷970 N·m71.08N·mTI=9550×PI/nI=9550×6.86÷371.7 N·m176.25N·mT2=9550×PII/nII=9550×6.59÷103.0 N·m611.01N·m以上计算结果整理后列于下表：项目电机轴轴功率（kw）7.226.866.59转速(r/min)970371.7103.0转矩（N·m）71.08176.25611.01传动比2.613.61效率0.950.965、 传动零件的设计计算（此部分计算所查表、图全为机械设计基础课本）（1） 皮带轮传动的设计计算求计算功率 PC查表13-8得kA=1.1，故PC=KAP=1.1×7.22KW7.94KW选V带型号（普通V带）据PC=7.94KW，nI=371.7 r/min，由图13-15查出此坐标点位于B型之内，选用B型计算。求大、小带轮基准直径dI、d0由表139，d0 应不小于125mm，现取d0 =125mm,由式（139）得dI (n0 /nI）d0 (1-)=(970/371.7)×125×（1-0.02）319.7mm由表139取dI=315mm（虽使nI略有減少，但其误差小于5，故允许）验算带速VV=6.35m/s在525 m/s范围内，合适。V带基准长度Ld和中心距a取a0 =660mm，符合0.7 (d0+dI)a02(d0+dI)由式（13-2）得带长2024.8mm查课本P212表13-2，对B型带选用=2240mm，再由式（13-16）计算实际中心距 aa0+(Ld- L0) /2=650+（2000-1979.4）/2=768mm验算小带轮包角由式（13-1）得=166°>，合适求确定V带根数z由式（1315）得zn0970r/min d0=125mm，查课本P214表13-3得P01.64kw由式（139）得传动比2.57查课本P216表135得P0=0.30KW由1166°查课本P217表137得0.98查课本P212表132得1.00，由此可得z3.78 取4根求作用在带轮轴上的压力由课本P212表131得q0.17kg/m,故由式（1317）得单根V带的初拉力F0=500PC/（Zv）（2.5/-1）+qv2=500×7.22/（4×6.35）×(2.5/0.98-1)+0.17×6.352N227.3N作用在轴承的压力FQ=2ZF0sin（1/2）1804.8N带轮轮缘宽度BB=3e+2f=（63.9）mm取轮宽B为64mm(2)齿轮传动的设计计算 已知:单向传动，轻微冲击P=7.22 i=3.61 nI =371.7 r/min选择齿轮材料及确定需用应力设计成结构紧凑故采用软齿面的组合：小齿轮用45号钢调质，齿面硬度为197286HBS，Hlim1=580MPa，FE1440MPa；大齿轮用45号钢正火，齿面硬度为156217HBS，Hlim2=370MPa，FE2310MPa（表111）取SF=1.25,SH=1（表115）取ZH=2.5,ZE=189.8（表114）F 1= Flim1 /SF =440/1.25Mpa352MpaF 2= Flim2 /SF 310/1.25Mpa248Mpa H1= Hlim1 /SH 580/1Mpa580Mpa H2= Hlim2 /SH370/1Mpa 370Mpa 按齿面接触强度设计计算齿轮按8级精度制造。取载荷系数K=1.3（表113），齿宽系数d=1（表116）小齿轮上的转矩T1=185502 N·mm初设螺旋角为15 ° ，由课本表11-4取=189.8由公式（11-9）有小齿轮直径：d82.47mm齿数 取Z1=32， Z2= Z1×i=32×3.61115实际传动比为i=115÷323.59 模数：m2.58mm 法向模数: mn =2.67 齿宽：b=1×82.47=82.47mm 取b1=85mm b2=90m 按教材P57表4-1取m=2.5 实际的:d1=80mm d2=288mm 中心距：a=(d1+d2)/2=184mm验算轮齿弯曲强度 由教材P173、P174图11-8、11-9有 YFa1=2.25 YSa1=1.78 YFa2=2.15 YSa2=1.88 F 1 =2KT1YFa1YSa1/bm2z1120.7MPaF 1= 352MpaF 2 =F 1 YFa2 YSa2/ YFa1 YSa1121.8MPaF 2= 248Mpa 故符合弯曲强度齿轮的圆周速度V=d1n1/60×1000=1.56 m/s对照课本P168表11-2可知选用8级精度是合宜的据以上所求，可得出大小齿轮的各参数，汇总列表如下，方便以后计算查阅。单位：mm项目ddadf小齿轮 808573.75大齿轮288293281.756、 箱体尺寸的选择箱体为铸铁减速器箱体，结构尺寸按课程设计书课程设计书P21表4-1（图4-1）规定选择。单位：mm箱体壁厚=10箱盖壁厚1=8箱体凸缘厚度b=15，b1=12， 加强肋厚m=8.5，m1=6.8地脚螺钉直径20 地脚螺钉数目n=4轴承旁联接螺栓直径d1=16箱盖、箱座联接螺栓直径d2=10轴承盖螺钉直径和数目d3=8，n=4轴承盖（轴承座端面）外径D1=112 D2=140观察孔盖螺钉直径d4=8df至箱外壁距离C1=20，C2=16轴承端盖螺钉分布直径 D1'=92,D2'=120箱体外壁至轴承座端面距离C1+C2+10=48齿轮顶圆至箱体内壁的距离1=12齿轮端面至箱体内壁的距离2=10减速器中心高H=175轴承旁凸台高度和半径h=42，R=16圆锥定位销直径与数目8，2轴承端面至箱体内壁距离10轴承端面凸缘厚度e=9.6 轴承座宽度587、 轴的设计计算初选轴承类型、组合形式及润滑方式轴向力较小，用圆锥滚子轴承固定方式：两端固定轴承润滑：脂润滑，v=1.56m/s<2m/s（1）按扭矩初算轴径选用45号钢调质处理，根据dC(P/n)1/3，并查表14-2，取C=110,则d110×(6.86÷371.7)1/3mm29.1mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d=29.1×(1+5%)mm30.6mm选d=31mm 为外伸出端的最小直径（2） 轴的结构设计确定轴各段直径和长度段：d=31mm，长度取L=65mmII段:d1=35 mm，因为大带轮要靠轴肩定位，且还要配合密封圈，所以查接机械设计基础课程设计补充教材41页，取长度取L1=50mm段：初选用30207型其内径为35mm,宽度为17mm，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，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑带轮和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为40mm段与齿轮固定配合，由安装要求和齿轮尺寸可得，直径为40mm,长度为85mm段为轴环，用来定位齿轮，须安装一定位肩，按h=(0.07-0.1)d计算得，h=6,所以直径为45，长度l=（1.5-2）h计算，取L=10 对于VI段，此段亦安装轴承，直径为35mm，综合考虑取长度L5=30mm（3）按弯矩复合强度计算根据课本P247例14-1求解Ft=2T1/ d1=2×185502 ÷804638N；Fr= Fttann/ cos=4638×tan20°/ cos15°1748N；Fa=Fttan=4638×tan15°1243N作用在轴左轴带轮上外力F=1315.1N（方向未定）；分度圆直径为80mm;L=163mm；K=91mm ；(如图a)求垂直面的支承反力 F1v=（Fr·L/2-Fa·d2/2）/L=（1748×163÷2-1243×80÷2）/163569NF2v= Fr - F1v=1748-569=1179N求水平面的支承反力 F1H=F2H=Ft÷2=4638÷2 N =2319N ；F力在支点产生的反力F1q=F·K/L=1315.1×91÷163N =734N ；F2F=F+F1F=(1315.1+734)N =2049N ； 绘垂直面的弯矩图（图b） Mav=F2v·L/2=1179×0.163÷296 N·mMav=F1v·L/2=569 ×0.163÷246 N·m绘水平面的弯矩图（图C） MaH=F1H·L/2=2319×0.163÷2 N·m 189 N·mF力产生的弯矩图（图d） M2F=F·K=1315.1×0.091 N·m 120N·ma-a截面（两轴承的中心所在的垂直面）F产生的弯矩为：MaF=F1F·L/2=734×0.163÷2 N·m 60N·m求合成弯矩图（图e）；考虑到最不利的情况，把MaF与（M2av+ M2aH）1/2直接相加。 Ma=（M2av+ M2aH）1/2+ MaF=（96 2+189.2）1/2+60N·m 272N·mM a=（Mav）2+ (MaH）21/2+ MaF=（462+1892）1/2+60 N·m 255N·m 求轴传递的转矩（图f） T=Ft·d2/2=4638×0.080÷2 N·m 186N·m求危险截面的当量弯矩 由上可知a-a截面最危险，其当量弯矩为Me=M2a+（T）21/2取=0.6，代入上式可得Me=2722+(0.6×186）2)1/2 N·m 294N·m ；计算危险截面处轴的直径轴的材料选用45号钢正火处理，由课本P241表14-1查得B=600Mpa，由课本P246表14-3查得许用弯曲应力-1b=55MPa dMe/0.1-1b 1/3=294×1000/(0.1×55) 1/3=37.7mm故d=37.7mm<40mm,安全，该轴强度足够。输出轴的设计计算（4）按扭矩初算轴径选用45号钢，根据dA(p/n)1/3并查表14-2，取A=110， n=103.0r/min P=6.59KWd110×(6.59÷103)1/3mm44.0mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d=44.0×(1+5%)mm=46.2mm初选输出轴的最小直径d=46mm（5）轴的结构设计轴上零件的定位，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，右面用挡油盘轴向固定，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，采用过盈配合固确定轴各段直径和长度段：d=46mm，选用HL4型弹性柱销联轴器，孔径46mm，长度112，毂孔长度84mm，联轴器轮毂孔左端有一压板，为保证固定可靠，应使该轴段的长度略短于联轴器轮毂孔宽度，确定L=82mmII段:半联轴器需要定位，故在-II轴段设计一定位轴肩，定位轴肩的高度一般按h=(0.07-0.1)d计算，同时考虑半联轴器的毂孔倒角C=2mm，保证h>c,故取h=4，因为要安装毛毡圈，故直径取50mm，长度取50mm段：初选用30211型其内径为55mm,宽度为21mm，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，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑带轮和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为47.5mm段与齿轮固定配合，由安装要求和齿轮尺寸可得，直径为60mm,长度为81mm段为轴环，用来定位齿轮，须安装一定位肩，按h=(0.07-0.1)d计算得，h=6,所以直径为72mm，长度l=（1.5-2）h计算，取L=12.5mm 对于VI段，此段亦安装轴承，直径为55mm，综合考虑取长度L5=31mm（6）按弯矩复合强度计算 已知作用在齿轮上的圆周力Ft=2T2/d2=2×611015÷288N4243N；径向力Fr= Fttan/ cos=2418×tan20°/ cos15°1599N；轴向力Fa=Fttan=4243×tan15°1137N(图a)所示齿轮分度圆直径d2=288mm；L=152mm求垂直面的支承反力 F1v=（Fr·L/2- Fa·d2/2）/L=（1599×152÷2-1137×288÷2）/152-278N ；F2v= Fr - F1v=1599+278=1877N ； 求水平面的支承反力 F1H=F2H=Ft/2=4243÷22122N ；绘垂直面的弯矩图（图b）Mav=F2v·L/2=1877×0.152÷2143N·mMav=F1v·L/2=278×0.152÷221N·m绘水平面的弯矩图（图C） MaH=F1H·L/2=2122×0.152÷2162N·m求合成弯矩图（图d）；Ma=（M2av+ M2aH）1/2=（1432+1622）1/2216 N·mMa=（Mav）2+ (MaH）21/2=（212+1622）1/2163N·m 求轴传递的转矩（图e） T=Ft·d2/2=4243×0.288÷2611N·m求危险截面的当量弯矩 由弯矩图可知a-a截面最危险，其当量弯矩为Me=M2a+（T）21/2对不变的转矩，取=0.6，代入上式可得Me=2162+（0.6×611）21/2426N·m 计算危险截面处轴的直径轴的材料选用45号钢，调质处理，由课本表14-3查得许用弯曲应力-1b=60Mpa，则 dMe/0.1-1b 1/3=426×103/(0.1×60) 1/341.4mm故d=41.4mm<60mm,安全，该轴强度足够。8、滚动轴承的选择及校核计算根据已知条件，轴承预计寿命16×300×10=48000小时9、 计算输入轴承（1）两轴承径向反力：F1Q=FQ×( KL )/L- F1H =1315.1×( 91163)÷163- 2319=-269.7NF2Q=FQ×K/L- F2H =1315.1× 91÷163- 2319=-1584.8N FR1= FR2=1748N轴承受的总径向力为 Fr1=（FR12F1Q2）1/2=（17482269.72）1/2=1768.7NFr2=（FR22F2Q2）1/2=（174821584.82）1/2=2359.5N初选两轴承为圆锥滚子轴承30207型号查表得30207型号轴承Cr=54.2KN Cor=63.5KN =11.51Y=1.6 e=0.37由机械设计基础P281表16-12查得轴承的内部轴向力：F1s =Fr1/2Y= 1768.7÷（2×1.6）552.7NF2s= Fr2/2Y = 2359.5÷（2×1.6）=737.3NFa=1243N因为Fs2+ FA F1s轴承1为压紧端，Fa1= FA +Fs2737.3+1243N=1980.3N轴承2为放松端Fa2=Fs2=737.3NFa1/Fr1=1980.3÷1768.71.12>e所以 X1=0.4 Y=1.46Fa2/Fr2=737.3÷2359.50.31<e所以 X2=1 Y=0（2）计算当量载荷P1、P2当量动载荷为P1= (X1Fr1+Y1Fa1)= 0.4×1768.71.46×1980.33598.7NP2= (X2 Fr2+Y2Fa2)= 2359.5N（3）计算所需的径向基本额定动载荷Cr因轴的结构要求两端选择同样尺寸的轴承，今P1 P2，故以轴承1的径向当量动载荷P1为计算依据。因受轻微冲击载荷，查表16-9得fp=1.2；工作温度正常，查表168得ft=1。Cr1=（fp P /ft) (60nLh/1000000）3/10=1.2×3598.7×(60×371.7×48000÷1000000）3/1044.2kN因为Cr1 < Cr=54.2KN故选30207合适。10、 计算输出轴承同理可计算出输出轴两轴承径向反力: Fr1=(Fa×/2+Fr×L/2) /L=1258.7NFr2= Fr-Fr1 =235.7N对比输入轴的轴承所受的径向力可知，输出轴的的轴承也一定合格。11、 键联接的选择及校核计算 输入轴与带轮联接采用平键联接轴径d=40mm,查课程设计课本表12-11得，选用A型平键，公称直径b×h=10×8，L=56,则工作长度L56T1=185502N·mm h=8mm根据课本（10-26）式得p =4T1/dhl=4×185502÷（40×8×45）51.5据表1010可知p<p，故合适。输出轴与大齿轮联接采用平键联接轴径d=60mm ,轴长81mm, L=70 T=611015N·m查课程设计课本表14-1得，选用A型平键，公称直径b×h18×11， L=70，则工作长度l70p=4T/dhl=4×611015÷60×11×6358.8<p（课本表1010），故合适。输出轴与连轴器联接用平键联接轴径d=40mm T=611015mm查课程设计课本表14-1得，选用A型平键, 公称直径b×h=12×8，L=70,则工作长度l70 p=4T/dhl=4×611015÷(45×9×70)86.2<p(课本表1010)，故合适。输入轴与小齿轮用平键联接轴径d=40mm T=185502N·m查课程设计课本表14-1得，选用A型平键, 公称直径b×h=12×8，L=70,则工作长度l70p=4T/dhl=4×185502÷(45×8×70)29.4<p(课本表1010)，故合适。12、联轴器的选择 查机械设计、机械设计基础课程设计表14-1选择LH4型弹性柱销联轴器。其公称扭矩Tn1250N·m，轴孔直径为40mm。13、润滑与密封润滑方式由齿轮的传动设计计算结果可知齿轮圆周速度V1.56m/s<2m/s,故齿轮选用脂润滑。齿轮mn =2.5<20，且全齿高h=3.125<10mm，故浸油高度定为15mm。润滑油选择N150号工业齿轮油(GB5903-86)。因轴承旁小齿轮的齿顶圆小于轴承的外径，为防止齿轮啮合时所挤出的热油大量冲向轴承内部，增加轴承的阻力，所以加挡油盘，同时，可定期向轴承加入润滑脂。密封方式采用凸缘式轴承盖，易于调整轴承，采用毡圈密封，密封毡圈型号按所装配轴的直径确定为38FZ/T9201091、48FZ/T92010-9114、减速器附件的选择窥视孔及视孔盖：采用100mm规格通气器：选通气螺塞，采用M12×1.25油面指示器：选用油标尺M12起吊装置：采用箱座吊耳油塞：选用外六角油塞及封油垫M10×115、其它技术说明1、装配前，滚动轴承用汽油清洗，其它零件用煤油清洗， 箱体内不允许有任何杂物存在，箱体内壁涂油油漆；2、齿轮副的侧隙用铅丝检验，侧隙值应不小于0.128mm；3、滚动轴承的轴向调整间隙均为0.050.1mm；4、齿轮装配后，用涂色法检验齿面接触斑点，没齿高不小于45%，沿齿长不小于60%；5、减速器剖分面涂密封胶或水玻璃，不允许使用任何填料；6、减速器内装N150号工业齿轮油（GB5903-86），油量应达到规定高度；7、减速器外表面涂灰色油漆；8、装配过程用圆锥销进位上下箱位的定位。9、拆卸时先拆附件，再拆除螺钉等紧固件，再分开箱体，安装时先合箱，再上紧固件，最后加附件。10、定时检查维修，定时向轴承加入润滑油，注意箱内油面，以免油量过少。16、设计总结及心得体会设计总结 优点：该传动装置为V带单级圆柱斜齿轮减速器装置。采用为肋式，凸缘端盖结构，轴承用脂润滑，箱体结构设计紧凑，过渡面平缓易于加工，装拆。齿轮传动比为3.61可有效降低转速，功率在传递的过程中损失较少。根据查表及计算，强度达标。该减速结构简单，尺寸较小，适合一般机械厂生产，在保养维修恰当的条件下，工作寿命较长，适于小功率传送，各零件的工作能力均达到所要求的标准，同时由于采用斜齿轮传动，使得运转更加平稳。缺点：第一次设计总要碰壁，查表选择尺寸材料等都是新手，所以花了很多时间在上面，而且也不是很切合实际应用。例如材料不好则影响质量，材料过好则提高成本。还有实际工作的环境因素，人机原理等都缺乏考虑。心得体会 在这两周的课程设计里， 我体会到设计者的艰辛与智慧。从一开始的尺寸计算到最后绘制装配图，无不令我绞尽脑汁。设计装置不仅需要理论公式，而且更需要结合实际应用。数据的精准与否关乎产品的质量好坏，更重要的是操作人员的安全问题，所以理论计算不容马虎。尺寸，强度等达标固然重要，但实际生产更要考虑成本，利润，操作方便与否，耐用度等综合因素。因此，设计者不仅要具有扎实的专业知识，而且需要体验生活，提高自身综合能力。通过这次课程设计，我巩固了专业知识，学会了查阅资料，理论计算，感受到设计者的魅力所在。不过作为大学生，我深深感到大学的形式主义已经渗入骨头，设计需要有良好的工作环境与齐全的工具，但第一天只通知我们带指导书过去教室，工具没带，两人逼一张画桌，还说整天呆在那设计，这跟没有车匙的跑车硬要上路一样，徒劳。我也体谅老师，可能她怕领导看到课室没人会挨骂，但上课不是给领导看的，是我们学生的收获。大学是社会的浓缩，当今社会已物欲横流，灯红酒绿，希望大学仍然是大学，只是大学。17、参考资料1.王昆，何小柏，汪信远。机械设计、机械设计基础课程设计/王昆等主编.-北京：高等教育出版社，1996（2006重印）2.机械设计基础/杨可桢，程光蕴、李仲生主编。5版北京；高等教育出版社，2006.5（2009重印）3.画法几何与机械制图/冯开平，左宗义主编。广州：华南理工大学大学出版社，2001.9（2004.7重印）F=3.1NV=2.0m/sD=370mm设计指导书P188总=0.8584P卷筒=6.20KWP电机7.22KWn筒103.2r/min设计指导书P16设计指导书P188电动机型号Y132M2-6i总=9.40i齿轮=3.61i带=2.61n0=970r/minn1=371.7/minn2=103.0r/minP0=7.22KWPI6.86KWP26.59KWT071.08N·mTI176.25N·mT2611.01N·m课本P218表13-8 工作情况系数KA课本P219图13-15普通V带选型图课本P219表13-9V带轮最小基准直径已知：n0=970 r/min nI=371.7r/minP0=7.22KW工作16小时PC=7.94KWd0=125mmdI=315mmV=6.35m/sa0=660mmL0=2024.8mm实际中心距a=768mm=166°取Z=4FQ=1804.8N课本P166表11-1、P171表11-4表11-5Hlim1=580MPaFE1352MPaHlim2=370MPaFE2248MPa课本P169表11-3、P175表11-6确定螺旋角：=15°Z1=32 Z2=115实际传动比为i=3.59mn =2.67齿宽b1=85mm b2=90mmd1=80mmd2=288mma=184mmV=1.56m/sdmin =31mmL=65mmd1=35mm L1=50mmd2=35mm L2=40mmd3=40mm L3=85mmd4=45mm L4=10mmd5=35mm L5=30mmFt=4638N；Fr=1748NFa=1243NF1v=569NF2v=1179NF1H=F2H=2319N F1F=734NF2F=2049NMav=96 N·mMav=46 N·mMaH=189 N·mM2F=120N·mMaF=60N·mMa=272N·mMa=255N·mT=186N·mMe=294N·md37.7mm已选安装齿轮处轴径为40mm37.7mm 合适d40mmFt=4243NFr=1599NFa=1137NF1v=-278N F2v=1877N F1H=F2H=2122NMav=143N·mMav=21N·mMaH=162N·mMa=216N.mMa=163N·mT=611N·mMe=426N·m已选安装齿轮处轴径为60mm41.4mm 合适轴承预计寿命48000hFr1=1768.7NFr2=2359.5N课程设计指导书P154表12-6Fa1=1980.3NFa2=737.3NX1=0.4Y1=1.46X2=1Y2=0P1=3598.7N P2=2359.5N A型平键14×9l=45键A10×50 GB1096-79A型平键b×h=16×10L=37mm键16×45 GB1096-79A型平键b×h=14×9l=63mm键14×70 GB1096-79