3．计算大带轮的基准直径。
根据式（8-15a），计算大带轮的基准直径dd2
dd2=i0*dd1=2.05*100=205mm
根据表8-8圆整为200mm此时带传动实际传动比i0’=dd2/dd1=2
4.确定V带的中心距a和基准长度Ld
1）0.7（dd2+dd1）a02（dd2+dd1）
210mma0600mm
取a0=500mm
2）由式（8-22）计算带所需的基准长度：
Ld0=2a0+π/2（dd2+dd1）+（dd2+dd1）×（dd2+dd1）/4a0
=2×500+3.14×300/2+100×100/（4*500）
=1476mm
查表8-2，选Ld=1400mm，带的修正系数KL=0.98
3）按式（8-23）计算实际中心距a
a=a0+（Ld-Ld0）/2
=500+（1476-1440）/2
=538mm
amin=a-0.015Ld=517mm
amax=a+0.03Ld=542mm
所以中心距变化范围517~542mm
5．验算小带轮上的包角α1
α1=180°-（dd2-dd1）×57.3°/a
=180°-（200-100）×57.3°/538
=169°90°
满足要求
7计算带的根数
1）计算单根V带的额定功率Pr
N1=1440r/min，dd1=100mm
查表8-4a得，P0=1.32KW
查表8-4b得，△P0=0.17KW
查表8-5得，Ka=0.976
查表8-2得，KL=0.961于是
Pr=（P0+△P0）*Kα*KL=（1.32+0.17）*0.961*0.976=1.4KW
2）计算V带的根数z
z=Pca/Pr=6.73/1.4=4.8
取Z=5
7．计算单根V带的初拉力的最小值（F0）min
由表8-3，得A型带的单位长度质量q=0.10Kg/m,所以
（F0）min=500×（2.5-Ka）×Pca/Ka/Z/V+qv
=147.3N
应使实际初拉力F0>（F0）min
（9）Fp=2×Z×（F0）min×sin（α1/2）
=1463.2N
带轮结构均采用腹板式
6.齿轮的设计
（一）高速级齿轮传动的设计计算
输入功率PⅠ=5.81KW，小齿轮转速nⅠ=702.44r/min齿数比u=4.03，工作寿命10年（每年工作300天），一班制
1.选定高速级齿轮的类型，精度等级，材料
（1）选用斜齿圆柱齿轮；
（2）由于工作平稳，速度不高，选用7级精度；
（3）材料选择：
由表10-1选择小齿轮材料为45（调质），硬度为240HBS，大齿轮材料为45钢（正火）硬度为200HBS，二者材料硬度差为40HBS；
（4）选小齿轮齿数为Z1=24，大齿轮齿数为Z2=4.03*24=96.72取Z2=97；
5）选取螺旋角。
初选螺旋角β=15°
2.按齿面接触强度设计
由计算公式（10-21）进行计算，即
d1t≥
1）确定公式内的各计算数值：
（1）试选Kt=1.6
（2）由图10-30，选取区域系数ZH=2.425
（3）由图10-26，查的εa1=0.765εa2=0.87
εa=εa1+εa2=1.65
（4）计算小齿轮传递的转矩
T1=78900N.mm
（5）由表10-7选取齿宽系数φd=1
（6）由表10-6，查的材料的弹性影响系数Ze=189.8Mpa1/2
（7）由图10-21d，按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限бHlim1=570Mpa，由图10-21c，按齿面硬度查的大齿轮的接触疲劳强度极限бHlim2=322Mpa
（8）计算应力循环次数
N1=60njLh=60×702.44×1×（1×10×300×8）=1.011×109
N2=N1／u=2.5×108
（9）由图10-19，查的接触疲劳寿命系数KHN1=0.95，KHN2=0.92
（10）计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12），得
[бH]1=бHlim1KHN1／S=600×0.95＝570Mpa
[бH]2=бHlim2KHN2／S=350×0.92=322Mpa
[бH]=（[бH]1+[бH]2）／2=（570+322）／2=446Mpa
2）计算
（1）试算小齿轮分度圆直径d1t，由公式得
d1t≥=58.81mm
（2）计算圆周速度
V=πd1tn1／60000=π×58.81×702.44／60／1000=2.16m／s
（3）计算齿宽b及模数mnt
B=φdd1t=1×58.81=58.81mm
mnt=d1tcosβ／Z1=（58.81×cos15°）／24=2.367mm
h=2.25mnt=5.326mmb／h=11.04
（4）计算纵向重合度εβ
εβ=0.318φdZ1tanβ=0.318×1×24×tan15=2.045
（5）计算载荷系数K
KA=1，根据V=2.16m/s，7级精度，由图10-8，查的动载荷系数Kv=1.08；
由表10-4，查的KHβ=1.420；
由图10-13，查得KFβ=1.35;
由表10-3,查得KHα=KFα=1.2
K=KAKvKHαKHβ=1×1.08×1.2×1.42=1.84
（6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10-10a）得
d=d1t=58.81×=61.61mm
（7）mn=d1cosβ/Z1=2.479mm
3.按齿面接触强度设计
由式10-17，得
mn
1）确定计算参数
（1）计算载荷系数
K=KαKvKFαKFβ＝1×1.08×1.2×1.35＝1.7496
（2）根据纵向重合度=2.045，由图10-28,得螺旋线影响系数Yβ=0.875
（3）计算当量齿数
Zv1=Z1／cos3β=24／cos315°=26.63
Zv2=Z2／cos3β=97／cos315°=107.63
（4）查表10-5取齿形系数，应力校正系数
YFa1=2.65Ysa1=1.58YFa2=2.188Ysa2=1.787
（5）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限бFE1=500Mpa;
由图10-20b查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限бFE2=380Mpa;
（6）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.88KFN2=0.90
（7）计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4
[бF]1=KFN1бFE1／S=0.88×500/1.4=314.29Mpa
[бF]2=KFN2бFE2／S=0.90×380／1.4=244.3Mpa
（9）计算YFaYsa1／[бF]并加以比较
YFa2Ysa1/[бF]1=2.65×1.58/314.29=0.013322
YFa2Ysa2/[бF]2=0.01601
大齿轮的数值大
2）设计计算
mn=1.56mm
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数，mn大于由弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=2mm，已可以满足弯曲疲劳强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=61.61mm来计算应有的齿数，于是由
Z1=d1cosβ／mn=61.61×cos15°／2=29.8
取Z1=30
Z2=uZ1=30×4.02=120
此时u=Z2/Z1=120/30=4在误差范围内
4.几何尺寸计算
1）计算中心距
a=（Z1+Z2）mn／2cosβ=（30+120）×2／2／cos15°=155.29mm
圆整为155mm
2）按圆整后的中心距修正螺旋角β
β=arccos（Z1+Z2）mn／2a=arccos[（120+30）×2／2／155]=14.59°
3）d1=Z1mn／cosβ=30×2／cos14.59o=61.99mm
d2=Z2mn／cosβ=120×2／cos14.59o=247.997mm
4）计算齿轮宽度
b=φdd1=1×62.002=62.002mm
圆整后取B2=60mm，B1=65mm
（二）低速级齿轮传动的设计计算
输入功率PⅠ=5.58KW，小齿轮转速nⅡ=174.3r/min齿数比u=3.01，工作寿命10年（每年工作300天），一班制
1选定低速级齿轮的类型，精度等级，材料
（1）选用斜齿圆柱齿轮；
（2）由于工作平稳，速度不高，选用7级精度；
（3）材料选择：
由表10-1选择小齿轮材料为45（调质），硬度为240HBS，大齿轮材料为45钢（正火）硬度为200HBS，二者材料硬度差为40HBS；
（4）选小齿轮齿数为Z1=30，大齿轮齿数为Z2=30*3.01=90.3
取Z2=90；
5）选取螺旋角。
初选螺旋角β=15°
3.按齿面接触强度设计
由计算公式（10-21）进行计算，即
d1t≥
2）确定公式内的各计算数值：
（4）试选Kt=1.6
（5）由图10-30，选取区域系数ZH=2.425
（6）由图10-26，查的εa1=0.79εa2=0.86
εa=εa1+εa2=1.65
（4）计算小齿轮传递的转矩
T1=305730N.mm
（5）由表10-7选取齿宽系数φd=1
（6）由表10-6，查的材料的弹性影响系数Ze=189.8Mpa1/2
（7）由图10-21d，按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限бHlim1=600Mpa，由图10-21c，按齿面硬度查的大齿轮的接触疲劳强度极限бHlim2=350Mpa
（8）计算应力循环次数
N1=60njLh=60×174.3×1×（1×10×300×8）=0.25×109
N2=N1／u=0.83×108
（9）由图10-19，查的接触疲劳寿命系数KHN1=0.95，KHN2=0.98
（10）计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12），得
[бH]1=бHlim1KHN1／S=600×0.95＝570Mpa
[бH]2=бHlim2KHN2／S=350×0.98=343Mpa
[бH]=（[бH]1+[бH]2）／2=（570+343）／2=456.5Mpa
2）计算
（1）试算小齿轮分度圆直径d1t，由公式得
d1t≥=92.95mm
（2）计算圆周速度
V=πd1tn1／60000=π×92.95×174.3／60／1000=0.848m／s
（3）计算齿宽b及模数mnt
B=φdd1t=1×92.95=92.95mm
mnt=d1tcosβ／Z1=（92.95×cos15°）／30=2.993mm
h=2.25mnt=6.734mmb／h=13.804
（4）计算纵向重合度εβ
εβ=0.318φdZ1tanβ=0.318×1×30×tan15=1.783
（5）计算载荷系数K
KA=1，根据V=0.848m/s，7级精度，由图10-8，查的动载荷系数Kv=1.04；
由表10-4，查的KHβ=1.429；
由图10-13，查得KFβ=1.425;
由表10-3,查得KHα=KFα=1.2
K=KAKvKHαKHβ=1×1.04×1.2×1.429=1.783
（6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10-10a）得
d=d1t=92.95×=96.37mm
（7）mn=d1cosβ/Z1=5.76mm
3.按齿面接触强度设计
由式10-17，得
mn
3）确定计算参数
（2）计算载荷系数
K=Kα*Kv*KFα*KFβ＝1×1.04×1.2×1.425＝1.7784
（2）根据纵向重合度=2.556，由图10-28,得螺旋线影响系数Yβ=0.875
（3）计算当量齿数
Zv1=Z1／cos3β=30／cos315°=33.288
Zv2=Z2／cos3β=90／cos315°=99.865
（4）查表10-5取齿形系数，应力校正系数
YFa1=2.52Ysa1=1.625YFa2=2.2Ysa2=1.78
（5）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限бFE1=500Mpa;
由图10-20b查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限бFE2=380Mpa;
（6）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.95KFN2=0.96
（7）计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4
[бF]1=KFN1бFE1／S=0.95×500／1.4=339.3Mpa
[бF]2=KFN2бFE2／S=0.96×380／1.4=260.57Mpa
（9）计算YFaYsa1／[бF]并加以比较
YFa2Ysa1/[бF]1=2.52×1.625／339.3=0.012069
YFa2Ysa2/[бF]2=0.015029
大齿轮的数值大
4）设计计算
mn=2.079mm
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数，mn大于由弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=2.5mm，已可以满足弯曲疲劳强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=96.37mm来计算应有的齿数，于是由
Z1=d1cosβ／mn=96.37×cos15°／2.5=37.2
取Z1=37
Z2=uZ1=37×3.01=111.37取Z2=111
此时u=Z2/Z1=111/37=3在误差范围内
4.几何尺寸计算
2）计算中心距
a=（Z1+Z2）mn／2cosβ=（37+111）×2.5／2／cos15°=191.5mm
圆整为190mm
2）按圆整后的中心距修正螺旋角β
β=arccos（Z1+Z2）mn／2a=arccos[（37+111）×2.5／2／190]=14.21°
3）d1=Z1mn／cosβ=37×2.5／cos14.21o=95.42mm
d2=Z2mn／cosβ=111×2.5／cos14.21o=286.26mm
4）计算齿轮宽度
b=φdd1=1×95.42=95.42mm
圆整后取B2=95mm，B1=100mm
7.轴的设计计算
高速轴：
1）求输出轴上的功率P=5.81kw，转速n=702.44r/min，转矩T=78.99N.m
2）作用在齿轮上的力
已知高速级齿轮的分度圆直径为d=61.999mmFt==2548.06N
Fr=Ft
Fa=Ft*tanβ=663.23N
3）初步确定轴的最小直径
初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理。
根据课本表15—3，取
=22.3mm
又轴上有单个键槽，轴径增加百分之5，取d=35mm，电动机轴的直径为38mm，整体具有一定的协调性。
4）轴的结构设计
（1）端盖端面距离带轮端面30mm；
（2）初步选取轴承
因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用角接触
升级会员 