一级直齿圆柱齿轮减速器的设计书知识讲解.doc

Good is good, but better carries it.精益求精，善益求善。一级直齿圆柱齿轮减速器的设计书-一级直齿圆柱齿轮减速器目录一、传动方案的拟定4二、电动机选择4三、传动装置的运动和动力设计6四、齿轮传动的设计10五、V带设计13六、传动轴的设计15八、键联接的设计26九、联轴器的设计27设计课题：设计一单级直齿圆柱齿轮减速器。已知参数：滚筒圆周力F/N带速v/m/s滚筒直径D/mm滚筒长度L/mm12002.1400600设计任务要求：1、 低速轴零件图纸一张2、 设计说明书一份计算过程及计算说明一、传动方案的拟定由于本设计的要求较低，并已知输出功率，为增大效率，故建立如图所示的传动方案及减速器构造。二、电动机选择1、电动机类型和结构的选择：选择Y系列的三相异步电动机，此系列电动机是属于一般用途的全封闭式自扇冷电动机，结构简单，工作可靠，并且价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。2、电动机容量选择：电动机所需工作功率为：d总(kw)其中FV/1000=1200×2.1/1000=2.52(kw) 带传动轴承齿轮传动联轴器驱动卷筒传动效率带轴承齿轮联轴器滚筒0.960.980.970.990.96总=带×3轴承×齿轮×联轴器×滚筒 =0.96×0.983×0.97×0.99×0.96=0.833  Pd=总=2.52/0.833=3.03(kw)3、 确定各级转速滚筒转速工作转速v=n.d/(60*1000)n筒=60×1000v/D=60×1000×2.1/（×400）=100.32(r/min)取v带传动比i1=24一级圆柱齿轮减速器传动比i2=36则总传动比合理范围为ia=624电动机的转速范围可选为n=n×ia=100.32×(624)=601.922401.68(r/min)查设计手册表121取电动机型号Y132M1-6电动机型号额定功率kw电动机转速(r/min)电动机质量k同步转速满载转速Y132M1-64100096073电动机主要外形和安装尺寸中心高H外形尺寸L（AC/2+AD）×HD地脚安装尺寸A×B地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸D×E装键部位尺寸F×GD132515×345×315216×1781238×8010×8电动机类型Y系列传动装置的总效率：总=0.833电机所需工作功率Pd=3.03KW滚筒工作转速n筒=100.32r/min选取电机转速： n电=1000r/min  三、传动装置的运动和动力设计：1、运动参数及动力参数的计算（1）计算各轴的转数：i总=n电动机/n=960/100.32=9.6初步取 i齿轮=4则 i带=9.6/4=2.4n0=n电机=960r/minnI=n0/i带 =960/2.4=400r/minnII=nI/i齿轮=400/4=100r/min（2）计算1：I0轴：P=P工作=3.03KW轴：PI=P×带=3.03×0.96=2.91（KW）轴：PII=P×轴承×齿轮=2.91×0.98×0.97=2.77（）计算各轴的输出功率：由于轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率故：P=P×轴承=2.91×0.98=2.85KWP=P×轴承=2.77×0.98=2.71KW（）计算各轴的输入转矩：电动机轴输出转矩为：T=9.55*106*P电/n=9550×3.03/960=30.14（N·m）轴：TI=T·i带·带30.14×2.4×0.96=69.44（N·m）轴：TII=TI·i齿轮·轴承·齿轮=69.44×4×0.98×0.97=264.04（N·m）()计算各轴的输出转矩：由于轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：则：T=TI×轴承69.44×0.98=68.05（N·m）T=TII×轴承=264.04×0.98=258.76（N·m）综合以上数据，得表如下：轴名效率P（KW）转矩T（N·m）转速nr/min输入输出输入输出电动机轴3.0330.14960轴2.912.8569.4468.05400轴2.772.71264.04258.76100电动机主要外形和安装尺寸中心高H外形尺寸L（AC/2+AD）×HD地脚安装尺寸A×B地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸D×E装键部位尺寸F×GD132515×345×315216×1781238×8010×42总传动比i总=9.6各级传动比i齿轮=4i带=2.4四、齿轮传动的设计：(1)、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。初估速度：小齿轮选软齿面，大齿轮选软齿面，小齿轮的材料为45号钢调质，齿面硬度为250HBS，大齿轮选用45号钢正火，齿面硬度为200HBS。齿轮精度初选级(2)、初选主要参数Z1=25，i=Z2=Z1·i=25×=100d=1.1（3）、按齿面接触疲劳强度计算计算小齿轮分度圆直径 d1 kT1(u+1)(ZEZH)2/(d uH 2)1/3确定各参数值载荷系数查表P169表11-3取K=1.2小齿轮理论转矩T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.91/400=69476（N·mm）材料弹性影响系数由课本表11-4ZE=189.8许用应力查课本表11-1查表11-5按一般可靠要求取SH=1.1则取两式计算中的较小值，即H=364Mpa于是d176.43kT1(u+1)/(d uH2) 1/3=76.431.2×69476×(4+1)/（1.1×4×3642） 1/3=68.34mm(4)确定模数m=d1/Z168.34/25=2.73取标准模数值m=3(5)再按齿根弯曲疲劳强度校核计算用公式校核式中小轮分度圆直径d1=m·Z1=3×25=75mm齿轮啮合宽度b=d·d1=1.1×75=82.5mm复合齿轮系数YFa1=2.80YFa2=2.18许用应力Flim1=450MPaFlim2=280Mpa查表11-5，取SF=1.4，Ysr1=1.55,Ysr2=1.79则有值：计算弯曲应力带入公式得：F1=38.99<F1F2=33.91<F2故满足齿根弯曲疲劳强度要求（6）几何尺寸计算d1=m·Z1=3×25=75mmd2=m·Z2=3×100=300mma=m·（Z1+Z2）/2=3×（25+100）/2=187.5mmb1=85mmb2=82.5mm（7）验算初选精度等级是否合适齿轮圆周速度v=·d1·n1/（60×1000）=3.14×75×400/（60×1000）=1.57m/s选择7级精度合适。选取齿轮模数m=3mm齿轮参数d1=75mmd2=300mmb2=85mmb1=82.5mm计算中心距a=187.5mm计算圆周速度V=1.57m/s五、V带设计（1）确定计算功率查表得KA=1.1则PC=PKA=1.1×4kw=4.4kwn=960r/min(2)选择V带的型号由课本图13-15，确定选用A型V带（3）确定带轮基准直径，并验算带速由课本P219表13-9查得:推荐的小带轮最小基准直径dmin为75mm现取dd1=100mm>dmin=75mm故有：dd2=n1/n2·dd1=960/400×100=240mm由课本P2190注中V带的基准直径系列中取标准直径dd2=236mm实际从动轮转速n2=n1dd1/dd2= =960×100/236=406.78r/min转速误差为：n2 -n2/n2=（400-406.78）/400=-0.016<0.05(允许)带速：V=dd1n1/（60×1000）=×100×960/（60×1000）=5.02m/s此带速在525m/s范围内，带轮直径选择合适。（4）确定带长和中心矩根据课本中推荐公式初步确定中心距a0：推荐公式: 0.55(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)代人皮带轮直径：0.55(100+240)a02×(100+240)  有：187mma0680mm选择：a0=500mm由课本中的V带基准长度计算公式可求得近似带长：L0=2a0+(/2)·(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2 /4a0=2×500+1.57(100+240)+(240-100)2/（4×500）=1543.6mm根据课本P212表（13-2）选取Ld=1600mm根据课本计算中心距：aa0+（Ld-L0）/2=500+（1600-15643.6）/2=500+20=528mm。 (5)验算小带轮包角应使1 120°，否则要加大中心距或增设张紧轮，得：1 =180°-(dd2-dd1)/a×57.3°=180°-（240-100）/528×57.3°=180°-16.5°=164.8°120°（包角合格）（6）确定带的根数根据课本表（13-3）查得单根普通A型V带的基本额定P0=0.95KW根据课本表（13-5）查得单根普通V带i1时，额定功率的增量P0=0.17KW，根据课本表（13-7）查得包角修正系数K=0.96根据课本表（13-2）得：KL=1.01得：  Z= Pc /P=Pc/(P0+P0)KKL=4.4/(0.95+0.11)×0.96×1.01=  4.28   故选取皮带Z=5根(5)计算作用在带的张紧力和压轴力由课本表13-1查得A带单位长度质量q=0.1kg/m，计算单根V带的初拉力：F0=500Pc/ZV·2.5/K-1+q·V2=500×4.4/（5×5.02）×(2.5/0.96-1)+0.1×5.02=145.53N作用在带轮轴上的压力FQ，FQ=2ZF0sin（1/2）=2×5×145.53×sin（164.8°/2）=1442.52N 六、传动轴的设计机座壁厚8地脚螺钉直径df18.75轴承旁联接螺栓直径d114.06轴承端盖螺钉直径d310.31大齿轮顶圆与内机璧距离110齿轮端面与内机壁距离210外机壁与轴承端面距离310外机壁与轴承端盖距离l260轴承端盖外径t9.71、输入轴的设计（1）、按扭矩初算轴径因小齿轮分圆直径太小，选用齿轮与轴同体结构，共用材料45钢调质，由课P174表16-4得硬度217255HBS根据课本P276（21-2）式dC(P/n)1/3查P2277,表21-2，取c=115 （因作用于轴上的弯矩比传递的转矩大）dC(P/n)1/3=115(2.91/400)1/3=22.28mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d=21.92×(1+5%)=23.40mm选择标准直径尺寸d=25mm（2）、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，齿轮右端由轴肩定位，左端用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和套筒定位，采用过渡配合固定，结构方案如下图。（3）、确定轴各段直径和长度按从左到右，顺序排列各个轴直径段的序号，以此为段、段 段：V型皮带轮安装段该段安装v型皮带轮，在各轴段中直径最小。考虑结构尺寸等因素,取直径为：d1=25mm 。 （大于按扭矩计算之轴颈）由P224表13-10，可计算带轮宽度B：Bmin=（z-1）e+2fmin =（5-1）×15+2×9=78mm，选取B=78mm考虑到轴端挡圈的安装，此段轴长度取L1=76mm轴与带轮由平键连接，轴上平键键槽：宽b=8mm，深t=4mm。轴头倒角C=1.0×45° 段：润滑密封段d2=d1+8=33mm该段轴位置处于安装带毛毡圈密封的轴承盖中，因d2为33mm并非是毡圈密封轴径的标准尺寸，因而可参考毛毡圈密封标准尺寸d2=35mm来设计。毛毡圈宽度可定为b=7mm，轴承盖内端顶轴承外环的凸台宽度为t=10mm。安装轴承的轴头伸出轴承1mm。考虑到螺钉头及预留空间长度j=15mm，所以该段轴长度为：L2=l2+t-3-b-1+j=60+9.7-17-10-2+15=55.7mm 段：滚动轴承安装段初选6207型深沟球轴承，其内径为d3=35mm装轴承的轴颈倒角为1×45，轴承宽度为b=17mm，外径为D=72mm。额定动负荷：25700N考虑齿轮在箱体内的润滑散热空间需要，齿轮端面和箱体内壁的距离为：2=10mm，取2=10mm轴承端面和箱体内壁也应有一定距离：3=10mm。考虑该段轴的长度应略大于轴承宽度。该段档油盘宽度为20mm故该段轴长度为：L3=b轴承+2+20=17+2+9=39mm， 齿轮所在段该段长为齿轮宽度，因齿轮与轴为一体，故该段轴的直径有齿轮外圆、分度圆和齿根圆，齿根圆的直径不能小于d4和d5。现齿根圆直径De=67.5mm故Ded4（d5）。d4=38L4=85-1=84mm 轴肩d5=45L5=8mm 段：右轴承安装段 初选6207型深沟球轴承，其内径为d6=35mm,装轴承的轴颈倒角为1×45，轴承宽度为：b=17mm，外径为：D=72mm。额定动负荷：25700N考虑齿轮在箱体内的润滑散热空间需要，齿轮端面和箱体内壁的距离为：2=10mm，轴承端面和毛面的箱体内壁也应有一定距离：3=10mm考虑该段轴的长度应略大于轴承宽度，故该段轴长度为：L6=38mm设计结构尺寸时应注意以下细节： 、处于轴承孔中的轴长度比轴承宽度大2，这样可以避免轴端部倒角减其与轴承内孔的接触长度。 、处于带轮孔中的轴长度比带轮宽度小2，这样便于用轴端挡圈使带轮轴向定位和夹紧。、处于齿轮安装孔中的轴长度比齿轮宽度小2，其目的是使左边套筒能紧紧顶住齿轮左端面，使齿轮轴向定位和固定。高速轴的各段结构尺寸表（单位：mm）   段号轴颈段轴颈直径号轴颈直径尺寸轴颈长度代号轴颈长度尺寸相关零件配合部位配合部位结构尺寸带轮安装段d125L176带轮宽度78润滑密封段d233L255.7密封宽度12左轴承安装段d335L339轴承宽B17齿轮宽度段d438L484齿轮宽度 85 轴肩d545L58右轴承安装段d635L638轴承宽B  17   在结构示意图中两支承点取轴承宽度的中点值，皮带轮对轴的施力点取带轮宽度的中点值，齿轮对轴的施力点取齿轮宽度的中点值。为了计算方便，支承点间，或施力点到支承点的距离应尽量取整数。本方案中两支承点距离LAB=142mm，齿轮中心距两支承距离LCA=LCB=71mm,皮带轮中心距B支承LDB=104.2mm具体情况见下页高速轴受力示意图：高速轴受力示意图： 高速轴受力及弯矩合成情况见下图： (3)、轴受力情况计算 已知小齿轮分度圆直径d1=75mm已知轴上的扭矩T2=68050N·mm 圆周力：Ft得：圆周力:Ft=2T2/d1=2×68050/75=1515N 求径向力Fr得：径向力:Fr=Ft·tan=1515×tan20°=551N因为该轴上两轴承与齿轮对称安装，所以：LA=LB=71mmA、轴受力示意图（如上页图a）B、绘制轴受力简图（如上页图b）轴承作为支承点其上作用的支反力可分解为水平和垂直两部分：其中A、齿轮受力作用在支承点上的支反力为：水平支反力:FAy齿 =Ft·LBC/LAB =1515×1/2=757.5N；FBy齿 =Ft-FAy=757.5N；以上情况是由齿轮上圆周力作用于两个支承点产生的水平支反力。垂直支反力为：FAz齿 =Fr·LBC/LAB =551×1/2=275.5N；FBZ齿 =Fr-FAZ=275.5N；B、皮带拉力在支点产生的支反力为：FA带=FD·LBD/LAB =1231.9×85/100=1047.12NFB带=FD +FA带=1231.9+1047.12=2279N(4)、绘制垂直面内轴受齿轮力弯矩图（如上页图c）由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在水平面弯矩为MC1=FAz齿L/2=419.3×100/2=20965N.mm=20.97N.m（5）、绘制水平面内轴受齿轮力弯矩图（如上页图d）截面C在垂直面弯矩亦对称，为:Mc2=FAy齿L/2=1152×100/2=57600N.m=57.6N.m (6)、绘制轴受齿轮力的合成弯矩图（如上页图e）MC合1=(MC12+MC22)1/2=(20.92+57.62)1/2=61.27N·m（7）、绘制FD皮带拉力产生弯矩图(如图f)MB3=FD·LBD=1231.9×85=104711.5Nmm=104.71NmMC3=MB3/2=104.71/2=52.36Nm（8）、绘制合成弯矩图（如上页图g）因皮带拉力方向不定，可按皮带拉力产生弯矩与齿轮力产生的合成弯矩处于同一平面的极限情况处理，因而有：MC合2=MC3+MC合1=52.36+61.27=113.63Nm  MB合2 =MB3+0=104.71Nm（9）、绘制扭矩图（如上上页图h）转矩：T=9.55×（P2/n2）×103 =9.55×2.304/383×103=57.45N·m（10)、绘制当量弯矩图（如上上页图i）由图中可知C、B截面的当量弯矩最大，故应计算该截面当量弯矩：转矩产生的扭剪力可按脉动循环变化处理，按P246取=0.6，按P246式（14-5）截面C、B处的当量弯矩：Mec=MC合22+(T)21/2=113.632+(0.6×57.45)21/2=118.74N·mMeB=MB合2+(T)21/2=104.712+(0.6×57.45)21/2=110.24N·m(11)、校核危险截面C、B处的强度从合成后的当量弯矩图中可知B截面弯矩最大，是危险截面，因此应校核该截面强度。由P241表14-1求得轴材料及强度：40Gr调质B =750MPa，由P246表14-3查得：-1b=70MPa   由P246式（14-5）可知：eB=MeB/0.1d33=110.24×103/（0.1×353）=25.71MPa<-1b  而：ec=Mec/0.1d33=118.74×103/（0.1×43.75）=14.17MPa<-1b更不存在问题。经验算：轴的强度足够。（注：d3=35mm为左轴承安装处轴直径）但值得注意的是距离B支点左9mm的35、41轴径变化处，由于应力集中才是危险截面。但由于eB-C的应力远小于-1b所以也无重大问题可言。B、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）B=650MPa取c=113 dc(P3/n3)1/3=115×(2.71/100)1/3=32.39mm  考虑到其上有键d>=32.39×1.05=34.014 取d=35mm（最小轴颈尺寸）低速度轴各部结构尺寸表轴颈段号轴颈段名轴颈直径代号轴颈直径尺寸轴颈长度代号轴颈长度尺寸相关零件配合部位配合部位结构尺寸联轴器安装段d135L181联轴宽度82右轴承密封段d242L253.7密封宽度12右轴承段d345L341轴承宽B19齿轮安装段d447L581.5齿轮宽度82.5轴肩d554L48左轴承安装段d645L632轴承宽B19注：表中轴承段号在结构示意图中由右向左排列。2、轴的结构设计（1）轴的零件定位，固定和装配单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左端面用轴肩定位，右端面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，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，轴呈阶梯状，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。详细情况见上页低速度轴的结构的示意图（2）确定轴的各段直径和长度初选6209型深沟球轴承，其内径为45mm，外径为85mm，宽度为19mm。额定动负荷, Cr 29100 N   （3）、支承受力及合成当量弯矩及强度校核大齿轮分度圆直径d2=300mm大齿轮上转矩T3=264.04N·m 圆周力Ft：Ft=2T3/d2=2×264.04×103/300=1760N 求径向力Fr:Fr=Ft·tan=1760×tan20°=640.68N LA=LB=70.75mm具体计算如下：A、求解支反力FAY、FBY、FAZ、FBZ水平方向的支反力:FAY=FBY=Ft/2=880N垂直方向的支反力:FAZ=FBZ=Fr/2=640.68/2=320.34NB、在水平面c内弯矩为MC1=FAY L=880×70.15=61.73N·mC、截面C在垂直面内弯矩为MC2=FAZ L=320.34×70.15=22.47N·mD、计算合成弯矩MC合=（MC12+MC22）1/2=（61.732+22.472）1/2=65.69N·m转矩：T=9.55×（P3/n3）×103 =9.55×2.77/100×103=264.54N·mE、计算当量弯矩：根据课本得=0.6Mec=MC2+(T)21/2=71.942+(0.6×264.54)21/2=171.78N·mF、校核危险截面C的强度查出：轴的材料及热处理为：45#调质B =650MPa，-1b=60MPa安装齿轮的轴径d5=47mm,考虑键槽影响5%,实际d5=47×95%=44.65mm        e=Mec/（0.1d3）=171.78×103/(0.1×44.653)=19.30Mpa因e<-1b此轴强度足够低速度轴的受力及弯矩合成如下图： 七、滚动轴承的选择及校核计算考虑本减速器为直齿轮传动，不受轴向载荷因此选用深沟球轴承。国家标准深沟球轴承参数表型号内径外径宽度动负荷静负荷极限转速（油）极限转速（脂）6026d30D62B1619500N11300N11000rpm13000rpm6027d35D72B1725700N15300N9500rpm11000rpm6028d40D80B1829100N17800N8500rpm10000rpm1、计算输入轴承（1）、选择轴承因减速器采用直齿圆柱齿轮传动，无轴向载荷，故选择深沟球轴承。型号为6207型，内径为d3=35mm,装轴承的轴颈倒角为1×45°，轴承宽度为：b=17mm，外径为：D=72mm。基本额定动负荷：25700N。这些参数与前面轴的结构设计基本相符。(2)、求两支承轴承的当量载荷A、齿轮受力作用在支承点上的支反力：水平支反力:的轴承FAy齿 =Ft·LBC/LAB =2304×50/100=1152N；FBy齿 =Ft-FAy=1152N；以上情况是由齿轮上圆周力作用于两个支承点产生的水平支反力。垂直支反力：FAz齿 =Fr·LBC/LAB =838.59×50/100=419.30N；FBZ齿 =Fr-FAZ=838.59-419.30=419.29N；B、皮带拉力在支点产生的支反力：FA带=FD·LBD/LAB =1231.9×85/100=1047.12NFB带=FD +FA带=1231.9+1047.12=2279NC、轴承径向总支反力及当量载荷：FRA=(FAY齿2+FAZ齿2)1/2+FA带=(11522+419.32)1/2+1047.12=2273.05NFRB =(FBY齿2+FBZ齿2)1/2+FB带=(11522+419.32)1/2+2279=3504.93N因Fa=0，当量载荷P=3504.93N(3)、计算轴承寿命由P279表16-9、16-8得fp=1.2轻微冲击，ft=1工作温度低于100°C，=3-滚动轴承根据课本P279（16-3）寿命计算公式计算：C=101091 2、计算输出轴承(1)、选择轴承 转速n=100r/min试选6209型深沟球轴承，其内径为45mm，外径为82mm，宽度为19mm。额定动负荷, Cr31500 N  。（2）、求两支承轴承的当量载荷FRB =FRA=(FAY2+FAZ2)1/2=(8802+320.342)1/2=936.49N因Fa=0  当量载荷：P=936.49(3)、计算轴承寿命由P279表16-9、16-8得fp=1.2轻微冲击，ft=1工作温度低于100°C，=3-滚动轴承根据课本寿命计算公式可得C=941091  八、键联接的设计（1）减速器用键一览表（单位：mm） 轴颈颈长键宽键高键长输入轴D35L78B10H8L75输出轴d35L80b10h8L70d45L82b14h9L70（2）、键的材料及许用应力根据课本P158表（10-10）得：键用精拔钢，轻微冲击时p=100120Mpa选取p=110Mpa（3）、各轴受的扭矩T=30140NmmTI=69440NmmTII=264040Nmm(4)、键强度校核计算1、大带轮与减速器输入轴的键联接 轴径d1=35mm,L1=78mm  （有效长度l=75mm）T2=69440Nmm  h=7mm得p=4T2/dhl=4×69440/（35×8×75）=13.22Mpa<R(110Mpa)结论：联接可靠。2、输出轴与齿轮2联接用平键联接轴径d2=45mm  L2=70mm  （有效长度l=65mm）T=264040Nmm  h=9mm得：p=4T/dhl=4×264040/(45×9×65)=40.12Mpa<p(110Mpa) 结论：联接可靠。3、输出轴与联轴器采用平键联接轴径d2=35mm  L2=70mm  （有效长度l=65mm）T=264040Nmm  h=8mm得：p=4T/dhl=4×271106/(35×8×65)=58.03Mpa<p(110Mpa) 结论：联接可靠。九、联轴器的设计（1）、选择联轴器输出轴轴颈：d=35mm。选取联轴器类型：弹性套柱销联轴器选取型号：LX3额定扭矩：Tn=1250Nm许用转速：np=4700r/min适用于有冲击振动有粉尘的场合。        （2）、工作要求承载扭矩：T=264.04Nm（TII=264.04Nmm）工况系数：KA=1.5（3）、校核计算Tc=KAT=1.5×264=396Nm<Tn(1250Nm)n=100r/min<np(4700r/min)     结论：所选LX3联轴器符合要求 皮带型号：A型V带初定小带轮直径dd1=100mm计算大轮直径dd2=240mm选取标准直径dd2=236mm计算转速及带速n2=976r/minV=5.02m/s 确定带轮中心距取a0=500mm计算带长度L0=1543.6mm选取标准带长Ld=1600mm计算中心距a=528mm计算小带轮包角1=164.8°皮带的根数 Z=5根带轮轴上压力FQ =1442.52N-