二级减速器设计机械设计课程设计

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1、第 -1-页目录24V69131921第 -2-页设计任务书一、课程设计题目：设计带式运输机传动装置（简图如下）原始数据：数据编号35710运输机工作转690630760620矩 T/(N.m)运输机带速0.80.90.750.9V/(m/s)卷筒直径320380320360D/mm工作条件：第 -3-页连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限为10 年，小批量生产，单班制工作（ 8 小时 / 天）。运输速度允许误差为5% 。二、课程设计内容1）传动装置的总体设计。2）传动件及支承的设计计算。3）减速器装配图及零件工作图。4）设计计算说明书编写。每个学生应完成：1）部件装配图一张（ A1 ）。

2、2）零件工作图两张（ A3 ）3）设计说明书一份（ 60008000字）。本组设计数据：第三组数据：运输机工作轴转矩 T/(N.m)690 。运输机带速 V/(m/s)0.8。卷筒直径 D/mm320。已给方案：外传动机构为V 带传动。减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器。第 -4-页第一部分传动装置总体设计一、传动方案（已给定）1）外传动为 V 带传动。2）减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器。3）方案简图如下：二、该方案的优缺点：该工作机有轻微振动， 由于 V 带有缓冲吸振能力， 采用 V 带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V 带这种简单的结构，并且价格便宜

3、，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承第 -5-页不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。原动机部分为Y 系列三相交流异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。计算与说明结果三、原动机选择（ Y 系列三相交流异步电动机）工作机所需功率：Pww=0.96(见课设 P9)nV0.848?1D3.140.32R. min传动装置总效率：（见课设式 2-4 ）aa?3?

4、?6?12457810.9920.9930.990.9750.990.97460.990.95（见课设表 12-8）78a0.990.990.990.970.990.970.990.950.85电动机的输出功率： Pd（见课设式 2-1 ）PW3.6取 Pd 5.5 K wPd0.854.23Kwa选择电动机为 Y132M1-6型（见课设表 19-1 ）技术数据：额定功率（K w ）4满载转矩（ r min ）960第 -6-页额定转矩（N m ）2.0最大转矩（ N m ）2.0Y132M1-6电动机的外型尺寸 （mm ）：（见课设表 19-3 ）A：216B：178C：89D：38E：80

5、F：10G：33H：132K：12AB：280AC：270AD ：210HD ：315 BB：238 L：235四、传动装置总体传动比的确定及各级传动比的分配1、总传动比： i a（见课设式 2-6 ）i anm96020n482、各级传动比分配：（见课设式 2-7 ）i ai 1 i 2i3i a202.623.072.5初定i12.62i 23.07i32.5第二部分V 带设计外传动带选为普通 V 带传动1、确定计算功率： Pca1）、由表 5-9 查得工作情况系数K A1.12）、由式 5-23 （机设） Pca K A P 1.15.5 5.65kw2、选择 V 带型号第 -7-页查图

6、 5-12a( 机设 )选 A 型 V 带。3.确定带轮直径d a1da2（ 1）、参考图 5-12a （机设）及表 5-3 （机设）选取小带轮直径 d a1112mmda1H2（电机中心高符合要求）（2）、验算带速由式 5-7 （机设）nda196011211V 16010006010005.63 m s（3）、从动带轮直径d a 2da2 i da 1 2.61 112293.24mm查表 5-4（机设）取 d a2280mm（4）、传动比id dia 22802.5a1112（5）、从动轮转速n2n19601i2.5380 R min4.确定中心距 a 和带长 Ld（1）、按式（ 5-2

7、3 机设）初选中心距0.7 da1da 2 a02 da1 da2274.4a0 787取 a0 700mm（2）、按式 (5-24机设 )求带的计算基础准长度 L0第 -8-页L02 a02 (d d1d d 2)(d d1 d d2 ) 22(2700(112280)(280112) 2)mm247001960mm查图 .5-7( 机设 )取带的基准长度Ld=2000mm(3) 、按式 (5-25 机设 )计算中心距 :aaaLdL0(7002000 19600)mm 7.20mm(4) 、按式（ 5-26 机设）确定中心距调整范围amax a 0.03Ld (720 0.03 2000)

8、mm 780mm amin a 0.015Ld (720 0.015 2000)mm 690mm5.验算小带轮包角 1由式 (5-11 机设 )1 180d d2 d d1 60 166 120a6.确定 V 带根数 Z(1) 、由表（ 5-7 机设）查得 dd1=112n1=800r/min及 n1=980r/min 时，单根 V 带的额定功率分呷为 1.00Kw 和1.18Kw ，用线性插值法求n1=980r/min 时的额定功率 P0 值。P01.181.00(1.00(960 800) Kw 1.16Kw980800(2) 、由表（ 5-10 机设）查得P0=0.11Kw(3) 、由表

9、查得（ 5-12机设）查得包角系数 k0.96(4) 、由表 (5-13 机设 )查得长度系数 KL=1.03(5) 、计算 V 带根数 Z，由式（ 5-28 机设）第 -9-页ZPca( P0P0)K KL5.56(1.160.11)0.961.034.49取Z=5 根7计算单根 V 带初拉力 F0，由式（ 5-29 ）机设。F 0500 Pca(2.521)q v 160NVZK aq 由表 5-5 机设查得8计算对轴的压力FQ，由式（ 5-30 机设）得F Q2Z F 0 sin1(2 5 160 sin160)N 1588 N229 确定带轮的结构尺寸，给制带轮工作图小带轮基准直径d

10、d1 =112mm采用实心式结构。大带轮基准直径d d2 =280mm，采用孔板式结构，基准图见零件工作图。第三部分各齿轮的设计计算一、高速级减速齿轮设计（直齿圆柱齿轮）1.齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，材料按表7-1 选取，都采用 45 号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。齿轮精度用8级，轮齿表面精糙度为Ra1.6 ，软齿面闭式传动，失效形式为第-10-页占蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取Z1=34则Z2=Z1i=342.62=892.设计计算。（ 1）设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。（ 2 ）按齿面接触疲劳强度

11、设计，由式（ 7-9 ）d1t3 Z H Z Z Z E 2K t1au 1HduT1=9.55 106 P/n=9.55106 5.42/384=134794 N mm由图（ 7-6 ）选取材料的接触疲劳，极限应力为HILim =580HILin =560由图 7-7 选取材料弯曲疲劳极阴应力HILim=230HILin =210应力循环次数 N 由式（ 7-3 ）计算N 1=60n, at=60(8 360 10)=6.64 109N 2= N1/u=6.64109/2.62=2.53109由图 7-8查得接触疲劳寿命系数； ZN1=1.1 Z N2 =1.04由图 7-9查得弯曲；Y=1

12、 YN2=1N1由图 7-2查得接触疲劳安全系数： SFmin =1.4又 YST=2.0试选 Kt=1.3由式 (7-1)(7-2) 求许用接触应力和许用弯曲应力mH limZ N1638M PaSH min第 -11-页H 2H lim ZN 2 582M PaSH minF 1F 1lin YST Y N1328K PaSF minF 2 lin YST300MF 2YN 2PaSF min将有关值代入式 (7-9) 得d1t3( ZU Z E Z ) 2 2 K t T1 u165.10H 2du则 V1=( d1tn1/60 1000)=1.3m/s( Z1 V1/100)=1.3(

13、34/100)m/s=0.44m/s查图 7-10得 Kv=1.05由表 7-3 查和得 K A=1.25. 由表 7-4查得 K=1.08. 取 K=1.05. 则 KH=KAKVK K=1.42,修正d1 d1 t31.4266.68mm1.3M=d1/Z1=1.96mm由表 7-6 取标准模数： m=2mm(3) 计算几何尺寸d1=mz1=234=68mmd2=mz2=289=178mma=m(z1 z2)/2=123mmb= ddt=1 68=68mm取 b2=65mmb1=b2+10=753.校核齿根弯曲疲劳强度第-12-页由图 7-18查得， YFS1=4.1 ，YFS2=4.0取

14、 Y=0.7由式 (7-12)校核大小齿轮的弯曲强度 .2K21.3713678440.53M PaF1F 1Z12 m31 342234.10.7dYFS24.0PaF 2F 140.5339.54MF 2YFS14.1二、低速级减速齿轮设计（直齿圆柱齿轮）1.齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，材料按表 7-1 选取，都采用 45 号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。齿轮精度用 8 级，轮齿表面精糙度为 Ra1.6 ，软齿面闭式传动，失效形式为占蚀， 考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取 Z1=34则 Z2=Z1i=34 3.7=1042.设计计算。（

15、 1 ） 设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。（2 ）按齿面接触疲劳强度设计，由式（7-9 ）d1t3 Z H Z Z Z E 2K t1au 1HduT1=9.55 106 P/n=9.55106 5.20/148=335540 N mm由图（ 7-6 ）选取材料的接触疲劳，极限应力为HILim =580HILin =560由图 7-7 选取材料弯曲疲劳极阴应力第-13-页HILim =230HILin =210应力循环次数 N 由式（ 7-3 ）计算N 1=60n at=60148 (8 360 10)=2.55 109N 2= N1/u=2.55109/3.07=

16、8.33108由图 7-8查得接触疲劳寿命系数； ZN1=1.1 ZN2 =1.04由图 7-9查得弯曲；YN1 =1 Y N2 =1由图 7-2查得接触疲劳安全系数： SFmin=1.4又 Y =2.0ST试选 Kt=1.3由式 (7-1)(7-2) 求许用接触应力和许用弯曲应力H lim580MmZN 1PSH minaH lim586M PaH 2Z N 2SH minF 1F 1lin YST Y N1328K PaSF minF 2F 2lin YST Y N 2300M PaSF min将有关值代入式 (7-9) 得d1t3 (ZUZEZ )22 K t T1 u170.43mmH

17、 2du则 V1=( d1tn1/60 1000)=0.55m/s( Z1 V1/100)=0.55(34/100)m/s=0.19m/s查图 7-10 得 Kv=1.05 由表 7-3 查和得 K A=1.25. 由表 7-4 查得 K=1.08. 取 K=1.05. 则 KH=KAKVK K=1.377 ,修正d 1 d1 t 31.3771.8mm1.3M=d1/Z1=2.11mm由表 7-6取标准模数： m=2.5mm(3) 计算几何尺寸d1=mz1=2.534=85mmd2=mz2=2.5104=260mma=m(z1 z2)/2=172.5mmb= ddt=1 85=85mm取 b

18、2=85mmb1=b2+10=953.校核齿根弯曲疲劳强度由图 7-18查得， YFS1=4.1 ，YFS2=4.0取 Y=0.7由式 (7-12)校核大小齿轮的弯曲强度 .2K21.373355404.10.7127.9MPF12313422.53adZ1 mYFS 2127.94.0F 2F 1124.8M PaF 2YFS14.1总结：高速级z1=34z2=89m=2低速级z1=34z2=104m=2.5第四部分轴的设计高速轴的设计1.选择轴的材料及热处理第-14-页F1第-15-页由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料45 钢,调质处理 .2.初估轴径按扭矩

19、初估轴的直径 ,查表 10-2, 得 c=106 至 117, 考虑到安装联轴器的轴段仅受扭矩作用.取 c=110 则:pc3110D1min=n35.4238427mmc3 p110D2min=n35.2014836mmc3p5.00110 352mmD3min=n483.初选轴承1 轴选轴承为 60082 轴选轴承为 60093 轴选轴承为 6012根据轴承确定各轴安装轴承的直径为:D1=40mmD2=45mmD3=60mm4.结构设计 (现只对高速轴作设计,其它两轴设计略 ,结构详见图 )为了拆装方便 ,减速器壳体用剖分式,轴的结构形状如图所示.(1). 各轴直径的确定第-16-页初估轴

20、径后 ,句可按轴上零件的安装顺序,从左端开始确定直径 .该轴轴段 1 安装轴承 6008, 故该段直径为 40mm 。2 段装齿轮，为了便于安装，取 2 段为 44mm 。齿轮右端用轴肩固定，计算得轴肩的高度为 4.5mm ，取 3 段为 53mm 。5 段装轴承，直径和 1 段一样为 40mm 。4段不装任何零件，但考虑到轴承的轴向定位，及轴承的安装，取4 段为 42mm 。6 段应与密封毛毡的尺寸同时确定， 查机械设计手册，选用 JB/ZQ4606-1986中 d=36mm 的毛毡圈，故取6 段 36mm 。7 段装大带轮，取为 32mmdmin 。（2 ）各轴段长度的确定轴段 1 的长度

21、为轴承6008 的宽度和轴承到箱体内壁的距离加上箱体内壁到齿轮端面的距离加上2mm，l1=32mm。2段应比齿轮宽略小2mm，为l2=73mm。3段的长度按轴肩宽度公式计算 l3=1.4h ；去 l3=6mm ，4 段： l4=109mm 。l5 和轴承 6008 同宽取 l5=15mm 。l6=55mm ，7 段同大带轮同宽，取 l7=90mm 。其中 l4 ，l6 是在确定其它段长度和箱体内壁宽后确定的。于是，可得轴的支点上受力点间的跨距L1=52.5mm，L2=159mm，L3=107.5mm。（3 ）.轴上零件的周向固定为了保证良好的对中性，齿轮与轴选用过盈配合H7/r6 。与轴承内圈

22、配合轴劲选用k6 ，齿轮与大带轮均采用A 型普通平键第-17-页联 接 ， 分 别 为16*63GB1096-1979及 键10*80GB1096-1979 。（4 ）.轴上倒角与圆角为保证 6008 轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为1mm 。其他轴肩圆角半径均为2mm 。根据标准 GB6403.4-1986 ，轴的左右端倒角均为1*45 。5.轴的受力分析（1）画轴的受力简图。（2）计算支座反力。2128.653784 NFt=2T1/d1=68Fr=Fttg20 。=37840.36391377NFQ=1588N在水平面上F r l 3 378452.5

23、966NFR1H = l 2 l 315352.5FR2H =Fr-FR1H=1377-966=411N在垂直面上F t ? l 3 137752.5352NFR1V= l 2 l 315352.5Fr2V=Ft- FR1V=1377-352=1025N（3）画弯矩图在水平面上， a-a 剖面左侧M Ah =FR1Hl3=96652.5=50.715Nm第-18-页a-a 剖面右侧M Ah =FR2Hl2=411153=62.88 Nm在垂直面上MAv=MAV=FR1Vl2=352153=53.856 Nm合成弯矩， a-a 剖面左侧M a2222M AHM AV50.71553.85673.

24、97 N ma-a 剖面右侧2 222M aM aHM aV62.8853.85682.79 N m画转矩图转矩TF t d / 2 3784 （68/2 ）=128.7N m6.判断危险截面显然，如图所示，a-a 剖面左侧合成弯矩最大、 扭矩为 T，该截面左侧可能是危险截面； b-b 截面处合成湾矩虽不是最大，但该截面左侧也可能是危险截面。 若从疲劳强度考虑， a-a ，b-b截面右侧均有应力集中， 且 b-b 截面处应力集中更严重， 故 a-a 截面左侧和 b-b 截面左、右侧又均有可能是疲劳破坏危险截面。7.轴的弯扭合成强度校核由表 10-1查得60MPa0100MPa1 bba1 b6

25、00.60b100(1)a-a 剖面左侧W0.1d 3=0.1 443=8.5184m3第-19-页M2222(aT )740.6 128.7eW8.5184=14.57MPa（2）b-b 截面左侧W 0.1d 3=0.1 423=7.41m3b-b截面处合成弯矩 Mb: l 242.515342.5MbM al 382.7952.5=174 N m2222eM( aT )1740.6 128.7W7.41=27 MPa8.轴的安全系数校核:由表 10-1查 得B650MPa,1300MPa,1155MPa,02,0.1(1) 在 a-a截面左侧WT=0.2d3=0.2443=17036.8m

26、m3由附表 10-1查得 K1, K1.63, 由附表 10-4 查得绝对尺寸系数0.81,0.76 ;轴经磨削加工 ,由附表 10-5查得质量系数1.0 .则M73.97弯曲应力bW8.68MPa8.5184应力幅ab8.68MPa平均应力m0T128.77.57 MPa切应力TW T17.0368T7.57am223.79MPa第-20-页安全系数SK11300288.68am0.2 01.00.81S11.6315518.22K3.79am1.00.760.1 3.79SS S2818.2215.272222SS2818.22查表 10-6得许用安全系数 S =1.3 1.5,显然 S

27、S ,故 a-a剖面安全 .(2)b-b截面右侧抗弯截面系数 W0.1d 3=0.1 533=14.887m3抗扭截面系数 WT=0.2d3=0.2533=29.775 m3又 Mb=174 N m, 故弯曲应力bM b17411.7MPaW14.887ab11.7MPam0切应力T128.7T W T4.32MPa29.775Tam2.16MPa2由附表10-1查得过盈配合引起的有效应力集中系数K2.6, K1.89,0.81,0.76,1.0,0.2,0.1。第-21-页则S130037.74K2.60.2am11.701.00.81S115527.74K1.890.1am2.162.16

28、1.00.76SS S37.7427.742222.3622SS37.7427.74显然 S S ,故 b-b 截面右侧安全。（3 ）b-b 截面左侧WT=0.2d3=0.2423=14.82 m3b-b 截面左右侧的弯矩、扭矩相同。弯曲应力bM b17423.48 MPaW7.41ab23.48MPam0切应力T128.7T W T8.68MPa14.82T4.34MPaam2（D-d ）/r=1r/d=0.05 ，由附表 10-2查得圆角引起的有效应力集中系数K1.48, K1.36 。由附表 10-4 查得绝对尺寸系数0.83,0.78。又1.0,0.2,0.1 。则第-22-页S130

29、07.16K1.48am23.480.2 01.00.83S11.3615519.38K4.34 0.1am4.3491.00.78SS S7.1619.386.722222SS7.1619.38显然 S S ,故 b-b 截面左侧安全。第五部分校核高速轴轴承FR1H F r l 3 378452.5966Nl 2 l 315352.5FR2H=Fr-FR1H=1377-966=411NFR1V F t ? l 3 137752.5352Nl 2 l 315352.5Fr2V =Ft- F R1V =1377-352=1025N轴承的型号为6008 ，Cr=16.2 kN1）FA/COr=02

30、）计算当量动载荷PrfPX F RY F A查表得fP=1.2径向载荷系数X 和轴向载荷系数Y 为X=1，Y=0第-23-页Pr f PX F RY F A =1.2 （1352 ）=422.4 N3） 验算 6008的寿命3Lh16667162002448486288003843422.4验算右边轴承339917728800Lh16667162003841.2 1025键的校核键 1 108L=80GB1096-79则强度条件为2T / d 2128.65 / 0.032p33.5MPalk0.08 0.003查表许用挤压应力p所以键的强度足够110MPa键 2 128L=63GB1096-

31、79则强度条件为2T / d2 128.65/ 0.044p30.95MPalk0.063 0.003查表许用挤压应力 p 所以键的强度足够110MPa联轴器的选择联轴器选择为 TL8 型弹性联轴器 GB4323-84 减速器的润滑1.齿轮的润滑第-24-页因齿轮的圆周速度 12 m/s ，所以才用浸油润滑的润滑方式。高速齿轮浸入油里约 0.7 个齿高，但不小于 10mm ，低速级齿轮浸入油高度约为 1 个齿高（不小于 10mm ），1/6 齿轮。2滚动轴承的润滑因润滑油中的传动零件（齿轮）的圆周速度 V1.5 2m/s所以采用飞溅润滑，第六部分主要尺寸及数据箱体尺寸 :箱体壁厚10mm8mm

32、箱盖壁厚1箱座凸缘厚度b=15mm箱盖凸缘厚度b1=15mm箱座底凸缘厚度b2=25mm地脚螺栓直径df=M16地脚螺栓数目n=4轴承旁联接螺栓直径d1=M12联接螺栓 d2 的间距 l=150mm轴承端盖螺钉直径d3=M8定位销直径 d=6mmdf、d1、d2 至外箱壁的距离C1=18mm 、18 mm 、13第-25-页mmdf 、d2 至凸缘边缘的距离 C2=16mm 、11 mm 轴承旁凸台半径 R1=11mm凸台高度根据低速轴承座外半径确定外箱壁至轴承座端面距离L1=40mm大齿轮顶圆与内箱壁距离 1=10mm齿轮端面与内箱壁距离 2=10mm箱盖，箱座肋厚m1=m=7mm轴承端盖外

33、径D2 ：凸缘式端盖： D+ （5 5.5）d3以上尺寸参考机械设计课程设计P17 P21传动比原始分配传动比为： i1=2.62i2=3.07i3=2.5修正后：i1=2.5i2=2.62i3=3.07各轴新的转速为：n1=960/2.5=3.84n2=384/2.61=147n3=147/3.07=48各轴的输入功率P1=pd 8 7 =5.5 0.95 0.99=5.42P2=p1 6 5=5.42 0.97 0.99=5.20P3=p2 4 3=5.20 0.97 0.99=5.00P4=p3 2 1=5.00 0.99 0.99=4.90各轴的输入转矩第-26-页T1=9550Pdi

34、18 7/nm=95505.5 2.5 0.95 0.99=128.65T2=T1i2 6 5=128.65 2.62 0.97 0.99=323.68T3=T2i3 4 3=323.68 3.07 0.97 0.99=954.25T4= T3 21=954.230.99 0.99=935.26轴号功率 p转矩 T转速 n传动比 i效率电机5.52.09611轴015.42128.6382.50.945425.20323.6142.620.968835.00954.2483.070.965工作机轴4.90935.24810.986齿轮的结构尺寸两小齿轮采用实心结构两大齿轮采用复板式结构第-27

35、-页齿轮 z1 尺寸z=34d1=68m=2d=44b=75d1=68ha=ha*m=12=2mmhf=( ha*+c*)m=(1+0.25)2=2.5mmh=ha+hf=2+2.5=4.5mmda=d1 2ha=68+22=72mmdf=d1 2hf=68 22.5=63p= m=6.28mms= m/2=3.142/2=3.14mme= m/2=3.142/2=3.14mmc=c*m=0.252=0.5mm齿轮 z2 的尺寸由 轴 可得d2=178z2=89m=2b=65d4=49ha=ha*m=12=2mmh=ha+hf=2+2.5=4.5mmhf=(1 0.5) 2=2.5mmda=d

36、2 2ha=178 22=182df=d1 2hf=178 2 2.5=173p= m=6.28mms= m/2=3.142/2=3.14mm第-28-页e= m/2=3.142/2=3.14mmc=c*m=0.252=0.5mmD 0D 378.4 162DT12022D3 1.6D4=1.6 49=78.4D0 da-10mn=182-102=162D2 0.25(D0-D3)=0.25(162-78.4)=20R=5c=0.2b=0.265=13齿轮3尺寸由轴可得 , d=49d3=85z3=34m=2.5 b=95ha =ha*m=12.5=2.5h=ha+hf=2.5+3.125=5

37、.625hf=(ha*+c*)m=(1+0.25)2.5=3.125da=d3+2ha=85+22.5=90df=d1-2hf=85-23.125=78.75p= m=3.14 2.5=7.85s= m/2=3.142.5/2=3.925e=sc=c*m=0.252.5=0.625齿轮4寸由轴可得d=64d4=260z4=104m=2.5b=85ha =ha*m=12.5=2.5h=ha+hf=2.5+3.25=5.625第-29-页hf=(ha*+c*)m=(1+0.25)0.25=3.125da=d4+2ha=260+22.5=265df=d1-2hf=260-23.125=253.75p

38、= m=3.14 2.5=7.85s=e= m/2=3.142.5/2=3.925c=c*m=0.252.5=0.625D0 da-10m=260-102.5=235D3 1.6 64=102.4D0 D3235 102.4D1168.722D2=0.25(D0-D3)=0.25(235-102.4)=33.15r=5c=0.2b=0.285=17参考文献：机械设计徐锦康主编机械工业出版社机械设计课程设计陆玉何在洲佟延伟 主编第 3 版 机械工业出版社机械设计手册设计心得机械设计课程设计是机械课程当中一个重要环节通过了 3 周的课程设计使我从各个方面都受到了机械设计的训练， 对机械的有关各个零

39、部件有机的结合在一起得到了深刻的认识。由于在设计方面我们没有经验，理论知识学的不牢固，在设第-30-页计中难免会出现这样那样的问题， 如：在选择计算标准件是可能会出现误差，如果是联系紧密或者循序渐进的计算误差会更大，在查表和计算上精度不够准在设计的过程中，培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力，在设计的过程中还培养出了我们的团队精神，大家共同解决了许多个人无法解决的问题，在这些过程中我们深刻地认识到了自己在知识的理解和接受应用方面的不足， 在今后的学习过程中我们会更加努力和团结。由于本次设计是分组的，自己独立设计的东西不多，但在通过这次设计之后，我想会对以后自己独立设计打下一个良好的基础。V 带传动设计及其参数计算设计计算项目工况系数 KA计算功率 PC / kW选 V带型号小轮直径 dd1 / mm验算带速 v /(m / s)大轮直径 dd 2 / mm从动轮转速n2 /( r / min)设计计算依据结论