因此小带轮尺寸如下：
L=2.0×d≥B（带轮为实心式，因此轮缘宽度应大于等于带轮宽度）
图5-1 带轮结构示意图
2）大带轮的结构设计 大带轮的轴孔直径d=28mm 因为大带轮dd2=200mm 因此大带轮结构选择为腹板式。 因此大带轮尺寸如下：
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图5-2 带轮结构示意图
10.主要设计结论
选用A型普通V带6根，基准长度1430mm。带轮基准直径dd1=100mm，dd2=200mm，中心距控制在a=455～519mm。单根带初拉力F0=155.93N。 带型 小带轮基准直径 大带轮基准直径 带的根数 带速 A 100mm 200mm 6 5.02m/s V带中心距 包角 带长 初拉力 压轴力 476mm 167.96° 1430mm 155.93N 1860.84N 9
六 减速器低速级齿轮传动设计计算
6.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
(1)根据传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动，压力取为α=20°，初选螺旋角β=13°。 (2)参考表10-6选用7级精度。
(3)材料选择 由表10-1选择小齿轮40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮45（调质），硬度为240HBS
(4)选小齿轮齿数z1=27，则大齿轮齿数z2=z1×i=27×3.17=86。
6.2按齿面接触疲劳强度设计
(1)由式（10-24）试算小齿轮分度圆直径，即
1)确定公式中的各参数值 ①试选KHt=1.3
②计算小齿轮传递的扭矩:
③由表10-7选取齿宽系数φd=1 ④由图10-20查得区域系数ZH=2.46
⑤由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8√MPa。 ⑥由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数Zε。
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⑦由公式可得螺旋角系数Zβ。
⑧计算接触疲劳许用应力[ζH]
由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为
由式（10-15）计算应力循环次数：
由图10-23查取接触疲劳系数
取失效概率为1%，安全系数S=1，得
取[ζH]1和[ζH]2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即
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2)试算小齿轮分度圆直径
(2)调整小齿轮分度圆直径
1)计算实际载荷系数前的数据准备。 ①圆周速度ν
②齿宽b
2)计算实际载荷系数KH ①由表10-2查得使用系数KA=1
②根据v=0.5m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.01 ③齿轮的圆周力。
查表10-3得齿间载荷分配系数KHα=1.2
由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数KHβ=1.422
由此，得到实际载荷系数
3)由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径
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