机械设计课程设计单级斜齿圆柱齿轮减速器和一级V带传动（完整图纸）.doc

全套CAD图纸，加153893706设计任务书： 工作条件：题目编号工作年限载荷性质运输带速允许误差滚筒效率工作班制B1312载荷变动微小6 %0.883技术数据： 输送带速度V（m/s） 滚筒直径D（mm）滚筒圆周力F（N）2.43204500目录一、传动方案拟定.3二、电动机的选择.3三、计算总传动比及分配各级的传动比.4四、运动参数及动力参数计算.5五、传动零件的设计计算.6六、轴的设计计算.9七、滚动轴承的选择及校核计算.15八、键联接的选择及计算.18九、联轴器的选择.19十、附件的选择.19十一、润滑与密封.20十二、设计小结.21十三、参考文献.21计算过程及计算说明一、 传动方案拟定设计单级斜齿圆柱齿轮减速器和一级V带传动（1） 工作条件：使用年限12年，工作为三班工作制，载荷平稳，环境清洁。（2） 原始数据：滚筒圆周力F=4500N；带速V=2.4m/s；滚筒直径D=320mm。二、电动机选择 1、电动机类型的选择：卧式封闭型 Y（IP44）系列三相异步电动机2、电动机功率选择：（1）传动装置的总功率：总=带×3轴承×齿轮×联轴器×滚筒 =0.96×0.973×0.96×0.992×0.88=0.734(2)电机所需的工作功率：P工作=FV/1000总=4500×2.4/1000×0.734=14.55KW确定电动机的额定功率Ped =15 KW3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=60×1000V/D=60×1000×2.4/×320=143.3r/min 按手册P7表1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围Ia=36。取V带传动比I1=24，则总传动比理时范围为Ia=624。故电动机转速的可选范围为nd=Ia×n筒=（624）×143.3=859.83439.2r/min符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：根据表20-3。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，则选n=1500r/min 。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，查表20-1、2选定电动机型号为Y160L-4-B3。其主要性能：额定功率：15KW，满载转速1460r/min，额定转矩2.3。中心高H 160mm。轴伸E 110mm。键连接尺寸：12×8。轴直径D 42mm。三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=14600/143.3=10.192、分配各级伟动比（1） 据指导书P7表1，取齿轮i带=2.4（单级V带传动i=24合理）（2） i总=i齿轮×i带i齿轮=i总/i带=10.19/2.4=4.24四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）nI=n电机=1460r/minnII=nI/i带=1460/2.4=608 (r/min)nIII=nII/i齿轮=608/4.24=143(r/min)2、 计算各轴的功率（KW）PI=P工作=15KWPII=PI×带=2.4×0.96=14.4KWPIII=PII×轴承×齿轮=2.304×0.97×0.96 =13.55KW3、 计算各轴扭矩（N·mm）TI=9.55×106PI/nI=9.55×106×15/1460=98.12N·mTII=9.55×106PII/nII=9.55×106×14.4/608 =226.18N·mTIII=9.55×106PIII/nIII=9.55×106×13.55/143 =904N·m五、传动零件的设计计算1、 一级传动：V带轮传动的设计计算（1） 确定计算功率PC由课本P50表3-5得：kA=1.3PC=KAP=1.3×15=19.5KW由课本P51图3-28得：选用SPZ型V带（考虑到带传动是真个机组中的易损环节，其故障将影响真个机组，而且相对着个机组而言，带传动的成本微不足道，故选窄V带）（2） 确定带轮基准直径dd1，dd2。并验算带速。推荐的小带轮基准直径为112160mm 则取dd1=125mm dd2=（1-）n1/n2·dd1=0.98×1460/608×125=294mm由推荐值，取dd2=300mm 实际从动轮转速n2=n1dd1/dd2=1460×125/300 =608.3r/min转速误差为：n2-n2/n2=608-608/608.3 =-0.00049<0.06(允许)带速V：V=dd1n1/60×1000=×125×1460/60×1000 =9.55m/s在525m/s范围内，带速合适。（3） 确定带长和中心矩根据课本得0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)0.7(125+300)a02×(125+300) 所以有：297.5mma0850mm 取a0=800 由课本P52P53得：L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)/4a0 =2×800+1.57(125+300)+(300-125)2/4×800 =2276.82mm根据课本P41表（3-2）取Ld=2240mm根据课本P52得：实际中心距：aa0+（Ld-L0 ）/2=800+（2240-2276）/2 =781.6mm(4)验算小带轮包角1=1800-（dd2-dd1）/a×57.30 =1800-（300-125）/781.6×57.30=167.460>1200（适用）（5）确定带的根数Z根据课本P53表（3-6）P0=3.28KW根据课本P55表（3-8）P0=0.2KW根据课本P56 KL =1+0.5（lg Ld-lgL0） KL =1.074根据课本P55表（5-8） K=0.967 由课本P53式（3.19）得ZPC/(P1+P1)KKL =19.5/(3.28+0.2) ×0.967×1.074 =5.39取Z=6根（6）计算初拉力Fo由课本表3-1查得q=0.07kg/m 由Fo =500×PC/VZ（2.5/ K-1）+qV2 Fo=276.1N(7)计算轴上压力作用在轴承的压力FQ，由课本P57式（3.21）FQ=2ZF0sin1/2=2×6×276.1sin167.4/2=3293.4N2、齿轮传动的设计计算（按硬齿面闭式斜齿轮设计） （1）选择齿轮材料及精度等级以及确定许用应力。 考虑减速器传递功率较大，为减小尺寸，所以齿轮采用硬齿面。小齿轮选用20Cr渗碳淬火，齿面硬度为59HRC。大齿轮选用20Cr渗碳淬火，齿面硬度为59HRC。；初选8级精度。 查课本表4-39（d） Flim 1=Flim2 =370Mpa Hlim1=Hlim2=1440Mpa 取SH =1.9 则H1= H2=Hlim1/SH =1107.7Mpa SF=1.3 则F1= F2=Flim1/SF =194.7Mpa取Z1 =19， 则Z2= i ×Z1=80。 (2)按齿面弯曲疲劳强度设计a) 初选螺旋角轻微载荷，取 K = 1.2 。取齿宽系数d =0.35，小带轮上的转矩T1=226.18N·M。 初选螺旋角 =150b) 当量齿数 ZV1= Z1/(cos)3=21.08 ZV2= Z2/(cos)3=88.77 查课本图4-37 取齿形系数 YF：YF1 =2.86，YF2 =2.23c) 确定模数设计公式中YF / F 应代入YF1 / F1和YF2 / F2 中较大者。经计算，YF1 / F1=0.015> YF2 / F2=0.0114故将YF1 / F1代入： Mn3.2kT1 YF1(cos)3/d（i+1）F1/3 Mn =4mmd) 确定中心距 a = Mn(Z1 + Z2)/2 cos=205mme) 确定螺旋角 = arccos Mn(Z1 + Z2)/2a=15.01° 与初选=15°接近，故不必修正。f) 计算分度圆直径d1= Mn*Z1/ cos=78.7mmd2= Mn*Z2/ cos=331.2mmg) 计算齿宽 b=0.35×205=71.75mm 故取 b1=75mm，b1=70mm。h) 校核齿面接触疲劳强度H =305(kT1(i2+1)3/b·a2 ·i2)1/3=521MpaH < H 故安全。i) 计算齿轮圆周速度 V=d1 N1/60×1000=2.55m/s 对照表 4-11 可知 选用8级精度合适。j) 误差分析 小齿轮齿数Z1=19，大齿轮齿数Z2=80 实际传动比I0=80/19=4.2105传动比误差：i-i0/I=4.24-4.2105/4.24=-0.005<6% 可行六、轴的设计计算输入轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质，硬度217255HBS根据课本P235（10-2）式，并查表，取c=115d115 (14.4/608)1/3mm=35.875mm考虑有键槽，将直径增大7%，则d=35.875×(1+7%)mm=38.386选d=40mm2、轴的结构设计输入轴的设计 （1）轴上零件的定位，固定和装配 齿轮是从轴的右端装入。装配方案：齿轮，套筒，轴承，轴承端盖依次从轴的左端向右安装，轴承、轴承端盖、轴端挡圈依次从轴的右端向左安装。为了减轻重量，齿轮右侧的定位轴肩做成轴环。（2）从dmin确定轴各段直径和长度a) 确定各段轴的直径1) 轴段处为大带轮的定位轴肩，轴肩高度a=（0.070.1）×40=2.84，取a=3mm，考虑到密封件的尺寸取d2=45mm。2) 轴段处为与轴承配合的轴段，应按轴承内径的标准来取，取d3=50mm，考虑到有径向力作用而且使用寿命及当量动载荷高，故初选30310轴承。3) 所选轴承的定位轴肩的宽度为60mm。所以，可选轴段的直径d4=60mm。4) 轴段也为轴颈，取与轴段相同的直径d7=50mm。5) 轴段为装齿轮的重要轴段，取d6=60mm。6) 轴段为轴环，由齿轮的定位轴肩高度a=（0.070.1）×60=4.26，取a=5mm，则d5=70mm。b) 确定各轴段的长度1) 考虑压紧空间，轴段的长度应小于大带轮的宽度，故取l1=75mm。 2) 由齿轮宽度为75mm，考虑压紧空间2mm，取轴段的长度l6=73mm。3) 轴环宽度l5=1.4a=1.4×5mm=7mm。4) 由轴承的宽度可取轴段的长度l3=（27+3）=30mm。5) 同理，轴段的长度l7=（27+3+2+33.5）mm=65.5mm。6) 轴段的长度与减速器的结构尺寸，轴承端盖的尺寸、大带轮与轴承端盖之间的拆卸空间有关。可取l2=47mm7) 轴段为了考虑与以后的输出轴及减速箱尺寸配合，故取l4=24.5mm。( 3 ) 按弯矩复合强度校核轴的强度求作用在齿轮上的力：已知d1=59mm求转矩：已知T1=226180N·mm求圆周力：FtFt=2T2/d2=226180×2/59=5747.9N求径向力FrFr=Ft·tan/cos=1000.436×tan200/cos15°=2165.7N求径向力：Fa= Fr·tan=2092.11N带轮轴所受压力Q：已知Q=3298.4N几何关系：L1=100mm，L2=82.5mm，L3=82.5mma) 求垂直面的支反力 RV1=（Q L1+Fr·L2+ Fa·d1/2）/（L2+L3）RV1=3580.8N RV2=Q（L1+ L2+ L3）+ Fa·d1/2- Fr·L3/（L1+L2）RV2=4713.5Nb) 求垂直面弯矩MVB =Q·L1 =3298.4×100=329840 N mmMVC1 =Q（L1+ L2）- L2·RV2=3298.4×182.5-4713.50×82.5=213094.3 N mmMVC2 = MVC1 + Fa·d1/2=213904.3+2048.1×29.5=295418.4N mmc) 绘制弯矩图(3)绘制水平面受力简图及弯矩图（如图c）a) 求水平面的支反力：RH1= RH2= Ft /2=5747.9/2=2874N 求水平面弯矩：MHC= RH1·L3 =2874×82.5=237100.8Nb) 绘制弯矩图(4) 绘制合弯矩图（如图d）MB=(MVB2+MHB2)1/2= MVB =329840N·mmMC1=(MVC12+MHC2)1/2=（213094.32+237100.82）1/2=318788.2N mmMC2=(MVC22+MHC2)1/2=（295418.42+237100.82）1/2=378799.1 N mm (5) 绘制扭矩图（如图e） 轴扭转切应力为脉动循环变应力，取a=0.6，则扭矩当量弯矩：T=9.55×（P2/n2）×106=135708N·mm (6) 绘制当量弯矩图MeB=MB2+(T)21/2=3298402+13570821/2=356666.7 N·mmMeC1=MC12+(T)21/2=318788.22+13570821/2=346471.6 N·mmMeC2=MC22+(T)21/2=278799.22+13570821/2=402374.8N·mm (7) 校核危险截面的强度 截面B处为轴承处e=MeB/0.1d33=356666.7/0.1×503= 28.53MPa< -1b=60Mpa 截面C2处为齿轮处，e=MEc2/0.1dc3=402374.8/0.1×603=18.63 MPa< -1b=60Mpa该轴强度足够。输出轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质钢，硬度（217255HBS）根据课本取c=115dc(P3/n3)1/3=115(13.55/143)1/3=52.43mm考虑到键和应力集中对强度的削弱，取d=35mm2、轴的结构设计 （1）轴的零件定位，固定和装配 根据传动简图，减速器输出轴上装有联轴器，轴承端盖，轴承透盖，大齿轮，和滚动轴承，本方案采用：齿轮、挡油环、右端轴承、轴承透盖、联轴器依次从轴的右端向左安、挡油环、左轴承从左向右装入。 （2）确定轴的各段直径和长度 初选7313AC型角接球轴承，其内径为65mm。a) 轴段为装配联轴器处，取l1=106mm。d1=55mm。 b) 由齿轮宽度为70mm，考虑压紧空间2mm，取轴段的长度l4=68mm，d4=68mmc) 轴环宽度l5=1.4a=1.4×5mm=7mm。直径d5=78mm。d) 由轴承的宽度并考虑到装配体配合可取轴段的长度l3=66mm。d3=65mm。e) 同理，轴段的长度l6=57mm。d6=65mm。f) 轴段的长度与减速器的结构尺寸，轴承端盖的尺寸、大带轮与轴承端盖之间的拆卸空间有关。可取l2=83mm，d2=60mm。(3)确定轴上圆角和倒角尺寸： 取轴端倒角均为 2×45o ，各半圆倒角R1.5。 (4)按弯扭复合强度计算求分度圆直径：已知d2=331.2mm求转矩：已知T3=904N·m求圆周力Ft： Ft=2T3/d2=2×904×103/331.2=5458.9N求径向力Fr轴向力Fa：Fr=Ft·tan/cos =5458.9×tan20°/cos15°=2056.8NFa= Ft·tan=1986.8两轴承对称LA=LB=82.5mma) 求支反力RH1、RH2、MHBRH1= RH2= Ft /2=5458.9/2=2729.5NMHB = RH1 * LA=2729.5×82.5=225179.6Nmm。 b) 求支反力RV1、RV2、MVB1 、MVB2RV2=（-Fr·LA+ Fa·d2/2）/（LA+LB）=（-2056.8*82.5+1986.8*331.2/2）/165=965.6NmmRV1=（Fr·LB+ Fa·d2/2）/（LA+LB）=（2056.8*82.5+1986.8*331.2/2）/165=3022.4NmmMVB1= RV1 * LA =3022.4×82.5=249350N·mmMVB1= MVB1- Fa·d2/2A =-79664Nmm。c) 合成弯矩计算：MB1=(MHB2+MVB12)1/2=335978N mmMB2=(MHB2+MVB22)1/2=238856N mmd) 计算扭矩MT： MT = 0.6×904000=542400Nmme) 计算当量弯矩：MEb1=MT2+ MB121/2 =5424002+33597821/2=638027.4 N·mmMeB2=MT2+ MB221/2 =5424002+23885621/2=572663.4 N·mmf) 强度校核： 可以看出，危险截面为B2处。 e=MeB1/0.1d33=638027.4/0.1×683=20.29MPa< -1b=60Mpa此轴强度足够g) 绘制对应弯矩简图：七、滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命12×365×24=105120小时1、 计算输入轴承 （1）初选已知n=608r/min两轴承径向反力：垂直面支反力：RV1=3580.8N ，RV2=4713.5N水平面支反力：RH1= RH2= 2874NFR1=RV12+ RH121/2 =4591.5NFR2RV22+ RH221/2 =5520N初先两轴承为圆锥滚子轴承30310型根据课本得轴承内部轴向力e=1.5tg a =1.5tg 12.95°0.3449FS1=e*FR1 则FS1=0.3449FR1=1583.4NFS2=e*FR2 则FS2=0.3449FR2= 1903.8N (2) 判断放松压紧端FS2+Fa=（1583.4N+2092N）>FS1 故取1端为压紧端,轴承2放松。FA1= FS2+Fa = 3675 N FA2=FS2=1903.8N (3) 求系数x、yFA1/FR1=3675N/4591.5=0.8FA2/FR2=1903.8N/5520N=0.3448因为 e=0.3449FA1/FR1>e x1=0.4 FA2/FR2<e x2=1 y1=0.4*ctga y2=0 (4) 计算当量载荷P1、P2P1= x1FR1+y1FA1=0.4×4591.5+0.4*ctga*3675 =8229. 3NP2= x2FR2 =1×5520=5520N (5) 轴承寿命计算P1>P2 故取P=8229.3N圆锥滚子轴承=10/3根据手册得30310型的Cr=122000N得 LH=16670/n(ftCr/fPP)=16670/608×(1×122000/1.1*8299.3)10/3=157954.68h>105120h预期寿命足够2、 计算输出轴轴承 (1) 初选已知n=143r/min 垂直面支反力：RV1=3022.4N ，RV2=965.6N水平面支反力：RH1= RH2= 2729.5NFR1=RV12+ RH121/2 =4072.5NFR2RV22+ RH221/2 =2895.3N初选7313AC型角接触球轴承 Fa=1986.8N Cor=80500N 因为Fa/Cor=0.025 所以 e=0.4 根据课本得FS=0.4FR,则FS1=0.4FR1=1629NFS2=0.4FR=1158.1N (2) 计算轴向载荷FA1、FA2FS2+Fa=（1158.1N+1986.8N）>FS1 故取1端为压紧端,轴承2放松。FA1= FS2+Fa = 3144.9 N FA2=FS2=1629N (3) 求系数x、yFA1/FR1=3144.9/4072.5=0.77FA2/FR2=1629/2895.3=0.56已知e=0.4FA1/FR1>e x1=0.44 FA2/FR2>e x2=0.44 y1=1.4 y2=1.4 (4) 计算当量动载荷P1、P2根据表（11-9）取fP=1.1根据式（11-6）得P1=x1FR1+y1FA1=0.4×4072.5+1.4×3144.9=6031.8NP2= x2FR2+y2FA2=0.4×2895.3+1.4×1629=3438N (5) 计算轴承寿命LhP1>P2 故P=6031.8 =3根据手册P71 731AC型轴承Cr=91500N根据课本P264 表（11-10）得：ft=1根据课本P264 （11-10c）式得Lh=16670/n(ftCr/fPP)=16670/143×(1×91500/6031.8×1.1)3 =305541h>105120h此轴承合格八、键联接的选择及校核计算1. 减速输入轴上普通平键的强度校核a) 大带轮处用普通平键联接的强度校核 已知T1=226.18N·m，大带轮处尺寸为：D×L=40×75 选用C型普通平键，其尺寸为：b×h×L=12×8×63. 材料为45#钢的键联接的许用挤压应力为R=120MPap=4T1/dhl=4×226180/40×8×57=49.6Mpa<R(120Mpa)键的标记 12×63 GB1096-79b) 小齿轮用普通平键联接的强度校核 已知T1=226.18N·m，齿轮处尺寸为：D×L=60×73 选用A型普通平键，其尺寸为：b×h×L=18×11×63. 材料为45#钢的键联接的许用挤压应力为R=120MPap=4T1/dhl=4×226180/60×11×45=30.46Mpa<R(120Mpa)键的标记 18×63 GB1096-792. 减速输出轴上普通平键的强度校核a) 大齿轮用普通平键联接的强度校核 已知T1=904N·m，大齿轮处尺寸为：D×L=68×68 选用A型普通平键，其尺寸为：b×h×L=20×12×63. 材料为45#钢的键联接的许用挤压应力为R=120MPap=4T1/dhl=4×904000/68×12×43=103Mpa<R(120Mpa)键的标记 20×63 GB1096-79b) 联轴器选用普通平键的强度校核已知T1=904N·m，齿轮处尺寸为：D×L=40×106 选用C型普通平键，其尺寸为：b×h×L=12×8×100. 材料为45#钢的键联接的许用挤压应力为R=120MPap=4T1/dhl=4×904000/40×8×94=120MpaR(120Mpa)键的标记 12×100 GB1096-79九、联轴器的选择选用HL4型弹性柱销联轴器，其公称转矩1250Nm 许用转速n=2800rmin （铁）标记 HL4型 55×112 GB5014-85十、附件的选择1. 箱体此齿轮减速器采用沿齿轮轴线水平剖切的结构，并在结构设计上采用内肋式结构、嵌入式端盖和内六角螺钉联接等一系列措施，箱体整体外型为方形。因为这是小批量的生产的减速器，所以采用灰铸铁TH150。由2表3-1，箱座壁厚=0.025a+1=0.025×205+1=6.125mm<8mm，故取=8mm。同理得箱体盖壁厚也取1=8mm。 箱体凸缘厚度：箱底座b=2.5=20mm。 加强肋厚：箱座m=0.85=6.8mm，取m=8mm，同样的，箱盖m1=0.85=6.8mm，取m1=8mm。地角螺栓直径：df = M20 × 4轴承旁联接螺栓直径：d1 = M16 箱盖、箱座联接内六角螺栓直径：d2 = M12 × 4轴承盖外径：D1=120mm D2=140mm观察孔盖的螺钉直径： d4 = M6 2. 检查孔、检查孔盖和通气器检查孔：凸出箱体5mm，长和宽为 160mm×80mm相配检查孔盖厚为8mm，由四个M12×20的螺钉固定。通气器采用有金属过滤网，尺寸为M27×1.5，其参数为: dD1 D2D3 D4 B h HH1M27×1.515363218301545323. 油面指示器和放油孔、螺栓采用A型压配式圆形油标，其参数如下：dDd1d3HO型橡胶密封圈254028381631.5×3.55油标A25GB1160.1-89 十一、 润滑与密封1. 齿轮传动润滑 a) 润滑方式齿轮的圆周速度V=d1 N1/60×1000=2.55m/s<12m/s，故采用油池润滑。b) 润滑剂的选择选用N220中负荷工业齿轮油（GB5903-86）。2. 滚动轴承润滑a) 润滑方式根据减速器低速轴安装轴承处的直径d=65mm和转速n=143r/min得速度因素：d·n=65×143=9295<200000mm·r/min，故采用脂润滑。为了防止轴承内的润滑脂被箱内齿轮啮合时挤出的油冲刷，稀释而流失，需在轴承内侧设置当油环。b) 润滑剂的选择由2表16-4选用1通用锂基润滑脂（GB7324-87）。c) 密封形式的选择密封形式的选用主要决定于密封处轴的圆周速度。因为圆周速度V2.55m/s<4m/s 。所以采用粗羊毛垫圈。其结构形式见2表 16-9。十二、设计小结通过对带式运输传动装置的设计与计算，尤其是对减速器的设计计算和结构设计，了解了机械设计的一般方法和过程，不仅加深了对机械原理的理解，而且在应用技术资料、运算和计算机绘图的能力有大幅提高。也进一步拓宽和强化了我的专业知识，使我对机械设计的复杂性以及严谨性到达了一个新的认识高度。不仅要求较高的效率，更应该每步计算与设计都应该做到精益求精，才能保证设计计算能顺利的进行。在设计过程中，确实遇到过不小的麻烦，如设计好轴后再去选择轴承时，通过计算竟发现轴承寿命要求不够，而且解决方法只能是换个尺寸更大的轴承，这意味着之前轴的设计计算全部要重新来过，所以在其中我学会了坚持。这次的课程设计也锻炼了我的自学和查阅资料的能力，以及计算能力，更重要的是在枯燥的设计过程中，能保持良好的心态，不急不躁，从这里我认识到在将来的学习与工作了应该有个好的心里素质。通过设计，仍然有很多的不足，深知自己基础的薄弱，知识面的狭隘，分析与设计思维能力的匮乏，只有通过不断的学习与实践才能慢慢积累。通过完成这次的课程设计任务，使我受益匪浅，感到要走的路仍然很长，但也给了我动力，看似简单的机械系统却有着如此的复杂性。同时再次多谢老师的指导与同学的帮助。十三、参考文献 1 王云等主编，机械设计基础案例教程，北京航空航天大学出版社，2006.12 2 王昆主编，机械设计机械设计基础课程设计，高等教育出版社，1995.12 F=4500NV=2.4m/sD=320mmN滚筒=143.3r/min总=0.734Ped =15KW电动机型号：Y160L-4-B3i总=10.19据手册得i齿轮=4.24i带=2.4nI =1460r/minnII=608r/minnIII=143r/minPI=15KWPII=14.4KWPIII=13.55KWTI=98.12N·mTII=226.18N·mTIII=904N·mdd2=294mm取标准值dd2=300mmn2=608.3r/minV=9.55m/s210mma0600mm取a0=800Ld=2240mma0=781.6mmZ=6根F0=276.1NFQ =3293.4N材料均为20Cr渗碳淬火59HRCH1= H2=1107.7MpaF1= F2=194.7 MpaZ1=19，Z2=80ZV1=21.08ZV2=88.77模数Mn =4mm 中心距a =205mm螺旋角=15.01°d1=78.7mmd2=331.2mmb1=75mmb1=70mmV=2.55 m/s8级精度。d=40mmd1=40mmL1=75mmd2=45mmL2=47mmd3=50mmL3=30mmd4=60mmL4=24.5mmd5=70mmL5=7mmd6=60mmL6=73mmd7=50mmL7=65.5mm输入轴的强度足够d1=55mmL1=106mmd2=60mmL2=83mmd3=66mmL3=65mmd4=68mmL4=68mmd5=78mmL5=7mmd6=65mmL6=57mm输出轴强度足够输入轴承为圆锥滚子轴承30310型 (GB297-84)输出轴轴承为7313AC型角接触球轴承 （GB292-83）