计算与说明 3、确定两带轮的基准直径dd1、dd2 由参考文献〈2〉中P77表6-1可得dmin=75min,由表6-2选取备注 公式见参考文献〈2〉P86式（6-13） dd1=112 mm dd2=i带·dd1=2.5×112=280 符合表6-2（资料同上）中A型带的标准直径。 4、验算V带 π×dd1×nm3.14×112×960 V =60×1000==5.63m/s∈（5，25） 60×10005、确定中心距a和带的基准长度 初定中心距a。:0.7(d1+d2)≤a。≤2(dd1+dd2) 0.7+(112+280) ≤a。≤2(112+280) 238.4≤a。≤784 取a。=560mm π(dd1-dd2)2 L。=2a。+2（dd1+ dd2）+4a。 3.14(112+280)(280-112 )2 = 2×560++24×560 = 1748.04mm 由公式见参考文献〈2〉P81 表6-3查得取基准长度 Ld=1800mm 由参考文献<2>P86（6-15）：a=a。+（Ld-L。）/2可得 实际中心距a=560+（1800-1748.04）/2=585.98mm 则去a=586mmm 6、校验小带轮包角α6、校验小带轮包角1 由参考文献〈2〉P87公式（6-16）可得： dd2-dd1α1=180?-×57.3? a 280-112 =180?-×57.3?=164? ≥120? 故合适 586
计算与说明 7、确定V带根数Z 由参考文献<2> P87 公式（6-17）计算： 查参考文献<2> P84 表6-5 ，用内插法算得P。=1.159 又有参考文献<2> P85 表6-1 得?P=0.108 由参考文献<2> P81 表6-3查得KL=1.01 又查参考文献<2> P84表6-4，用内插法得 备注 P。=1.159 ?P=0.108 KL=1.01 Kα=0.958 Z=5 Pc Pc 5.97则 Z≥[P?] =(P?+ΔP)KαKL=(1.159+0.108)×0.958 = 4.87 圆整取Z=5根 8、大带轮的结构设计 ha=3mm B=(Z-1)e+2f=(5-1)×15+2×11=82mm e=15mm f=11mm S=(1/72~0.25)B=0.25×82=20.5mm d0=28mm d1=（1.8~2）d0=1.8×28=50.4mm
ha=3mm e=15mm f=11mm S=20.5mm d0=28mm d1=50.4mm 计算与说明 (二)齿轮传动设计计算 1.选择齿轮材料及精度等级 小齿轮选用45钢 调质热处理 硬度为220HBS 大齿轮选用45钢 正火热处理 硬度为190HBS 由资料书<2>P118 表7-7查选9级精度 2.按齿面接触疲劳强度设计 (1) 转矩T 即输入轴转矩T=128.30N.m (2) 载荷系数K及材料性系数ZE 查参考文献 <2>P123 表7-10 取K=1.1 查参考文献<2>P124 表7-11 得ZE=189.8 (3) 齿数Z和齿宽系数?Ψd 选小齿轮齿数则Z2=i齿×Z1=3.2884×25=82.21 取Z2=83 则齿轮实际传动比i′= Z2/ Z1 =83/25=3.32 则大齿轮实际转速n1=n2/ i′=384/3.32115.66r/min 因单级齿轮传动为对称布置，而齿轮为软齿面，由参考文献<2>P126表7-14选取Ψd=1.1 (4) 许用接触应力[б] 由资料书<2>P12 图7-25 查得 бHlim1=555MPa бHlim2=445MPa 由参考文献<2>P120 7-9 查得 SH1= SH2=1 由参考文献 <2>P120 公式（7-16）得 N1 =60n1jLh=60×1×10×260×16=9.51×10 N2= N1·i齿=9.51×10/3.2884=2.89×10 查参考文献<2>P121表（7-24）得ZN1=1.02，ZN2=1.15 由参考文献 <2>P120 公式（7-14）可得 [бH]1= ZN1×бHlim1/ SH1=1.02×555/1=566.1MPa [бH]2 =ZN2×бHlim2 /SH2=1.15×445=511.75MPa
888备注 T=128.30N·m ZE=189.8 Z1=25 Z2=83 Ψd=1.1 SH1= SH2=1
计算与说明 由资料书<2>P124公式（7-19）可得小齿轮分度圆直径： 把K=1.1 ，T=128.30 N.m ，u=3.32，Ψd =1.1 ZE=189.8，[бH] 1=566.1MPa 代入得d 1=61.4mm 备注 K=1.1 Ψd =1.1 m=d1/Z1=61.4/25=2.446，由资料书<2>P102表7-2 查取标准模数m=2.5 3.主要尺寸的计算 小齿轮直径： d 1=m·Z1=2.5×25=62.5mm 大齿轮直径： d 2=m·Z2=2.5×83=207.5mm 小齿轮齿宽 b 1=Ψd×d 1=1.1×62.5=68.75 经圆整取b1=70mm 则 b2=b1-5=65mm m=2.5 d 1=62.5mm d 2=207.5mm b1=70mm 1中心距 a= 2×m.（Z1+Z2）=0.5×（25+83）=135mm 大齿齿顶圆直径：da2=d2+2ha=（Z2+2ha*）m =（83+2×1）×2.5=212.5mm 大齿齿根圆直径：df2=d2-2hf=（Z2-2ha*-2c*）m =（83-2×1-2×0.5）×2.5=201.25mm 4.按齿根弯曲疲劳强度校核 确定有关系数与参数 (1)齿形系数YF 查参考文献<2>P125 表7-12 得 YF1=2.65 用内插法算得 YF2=2.2395 (2) 应力修正系数YS 查参考文献<2> P125 表7-13 得 YS1=1.59 用内插法算得YS2=1.7745 (3) 许用弯曲应力[бF] 查参考文献<2> P122 图7-26 得 бFlim1=205MPa бFlim2=160MPa 查参考文献<2> P120 表7-9 得 SF=1.35 查参考文献<2> P121 图7-23 得 YN1=1 由参考文献<2> P120 公式（7-15）得
b2=65mm a=135mm da2=212.5mm df2=201.25mm YF1=2.65 YF2=2.2395 YS1=1.59 YS2=1.7745 SF=1.35 YN1=1
计算与说明 [бF] 1= YN1бFlim1/ SF=1×205/1.35=151.85MPa [бF]2= YN2бFlim1/ SF=1×160/1.35=118.52MPa 由资料书（2）P124 公式（7-20） 故 бF1=2KT YF1 YS1/b1m·m·Z1 =2×1.1×128.30×1000×2.65×1.59 =108.74MPa＜[бF] 1=151.85MPa бF2= F 1 YF2 YS2/ YF1 YS1 =108.74×2.2395×1.7745/2.65×1.59 =102.56 MPa＜[бF] =118.52MPa 所以齿根弯曲强度校核合格 5.验算齿轮的圆周速度V V=πd1n1/60×1000 =3.14×6.25×384/60×1000 =1.256 m/ 由资料书（2）P118 表7-7 可知选9级精度是合适的。 6.把小齿轮设计成齿轮轴，大齿轮的结构设计如下图： D1=df齿-2δ。=201.25-2×10=181.25mm D0=0.5(D1+d1)=0.5(181.25+84.8)=133.025mm C =0.3b=0.3×65=19.5mm δ0=10mm n=0.5m=0.25×2.5=1.25mm d0=0.25(D1-d1) =0.25×（181.25-84.5） =24.1mm
备注