5.计算大带轮的基准直径dd2。
根据式i=n1/n2≈dd2/dd1，得dd2=425mm,取标准值dd2=400
7.确定中心距ɑ，并选择V带的基准长度Ld
根据经验，一般初选带传动的中心距为
0.7（dd1+dd2）≦ɑ0≦2（dd1+dd2）,既367.5≦ɑ0≦1050,初定中心距ɑ0=700mm.
由式Ld0≈2ɑ0+π/2（dd1+dd2）+（dd2-dd1）2/4ɑ0
=2×700+1.57×525+27
=2251.25mm
根据课本表8-2选带的基准长度Ld=2200mm
实际中心距：
由式ɑ≈ɑ0+（Ld-Ld0）/2=700-39.9=674.375mm
中心距的变化范围
8.验算小带轮上的包角α1
9.确定带的根数
计算单根V带的额定功率Pr。
由dd1=125mm和n=960r/min，查课本1表8-4得P0=1.37kw。
根据n=960r/min,i=3和A型带，查课本表8-5得ΔP0=0.11kw。
查课本表8-6得Kα=0.93，表8-2得KL=1.06，于是
Pr=（P0+ΔP0）·Kα·KL=（1.37+0.11）×0.93×1.06=1.46KW。
计算V带的根数Z
Z取3根。
10.确定带的初拉力F0
由课本表8-3得A型带的单位长度质量q=0.105kg/m,所以
11.计算轴上压力Fp
12.主要设计结论
选用A型普通V带3根，带基准长度2200mm，带轮基准直径dd1=125mm，dd2=400mm，中心距控制在ɑ=631.75～710.5mm，带轮宽B=48mm。
单根带初始拉力F0=205.587N。
第三部分齿轮结构的设计
1、高速级和低速级减速齿轮设计（闭式圆柱齿轮）
1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
考虑加速器的传递功率大，参考课本表10-6，选用7级精度的直齿圆柱齿轮，压力角为20。
。
由课本表10-1，选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS,大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240HBS。
齿面精糙度Ra≤1.6～3.2μm。
闭式齿轮传动一般转速较高，为了提高传动的平稳性，减小冲击振动，以齿数多一点为好，小齿轮可取的齿数范围z1=20～40。
这里取z1=24,大齿轮齿数z2=uz1=3×24=72。
载荷系数KHt=kAKVKαKβ=1×1×1×1.3=1.3
由课本表10-7选取齿宽系数φd=1.0。
查课本表10-20得区域系数ZH=2.5。
查课本表10-5得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa½。
计算接触疲劳强度用重合度系数Zε。
计算解除疲劳许用应力[σΗ]
[σH]=（[σH]1+[σH]2）/2
σH=σHlimKHN/S
由课本2图10-21d按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限
σHlim1=600MpaσHlim2=550Mpa
由课本210-13式N1=60n1jlh
N1=60×960×1×（2×8×300×10）=2.765×109
N2=N1/3=921.6×108
由课本2图10-19取KHN1=0.9，KHN2=0.95
取失效率为1%，安全系数S=1
[σH]1=σHlimz1KHN1/S=600×0.9=540Mpa
[σH]2=σHlimz2KHN2/S=550×0.95=522.5Mpa
区其中较小的值作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即
[σH]=[σH]1=[σH]2=522.5Mpa
2.按齿面接触疲劳强度设计
小齿轮传递的转矩：
T1=9.55×106P1/n1=9.55×106×3.216/320N·mm=95977.5N·mm
mm
调整小齿轮分度圆直径
计算实际载荷系数前的数据准备
计算齿轮的圆周速度v：
计算齿宽b:
b=φdd1t=1×60.42mm=60.42mm
计算实际载荷系数KH。
由课本1表10-2查得使用系数KA=1。
根据v=1.01m/s、7级精度。
由图10-8查得动载荷系数KV=1.05。
齿轮的圆周力:
F1t=2T1/d1t=2×95977.5/60.42N=3177N
KAFt1/b=1×3177/60.42N/mm=52.58N/mm<100N/mm
查课本1表10-3得齿间载荷分配系数KHα=1.0。
由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，得齿向载荷分布系数KHβ=1.314。
由此，得到实际动载荷系数:
KH=KAKVKHαKHβ=1×1.05×1×1.314=1.3797
由式课本1式（10-12），可得实际动载荷系数算得的分度圆直径
及相应的齿轮模数
3.按齿根弯曲疲劳强度设计
试算模数：
确定式中的各参数值，试选KFt=1.3，由课本1式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合度系数。
计算
由图10-17查得齿形系数YFa1=2.65、YFa2=2.2。
由图10-18查得应力修正系数Ysa1=1.58，Ysa2=1.7。
由10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为σFlim1=500MPa、σFlim2=380MPa。
由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN2=0.88。
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-14）得
将求得的参数代入课本2式（6-49）
因为大齿轮的大于小齿轮，所以取
试算模数
调整模数
计算实际载荷系数前的数据准备
圆周速度v
d1=m1z1=1.673×24mm=40.152mm
V=πd1n1/60×1000=π×40.152×320/60×1000=0.672m/s
齿轮b
b=φdd1=1×40.152=40.152mm
宽高比b/h
H=（2ha*+c*）mt=（2×1+0.25）×1.673=3.764
b/h=40.152/3.764=10.765mm
计算实际动载荷系数KF
根据v=0.672m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数KV=1.02
由Ft1=2T1/d1=2×95977.5/40.152N=4780.7N
KAFt1/b=1×4780.7/40.152=119N•mm>100N•mm
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