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*98%*dd1=3*160*98%=470.4mm
根据表8-8圆整为200mm此时带传动实际传动比i0’=dd2/dd1=3.125
4.确定V带的中心距a和基准长度Ld
1）0.7（dd2+dd1）
a0
2（dd2+dd1）
460mm
a0
1320mm
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+3.14×660/2+340×340/（4*500）
=2094mm
查表8-2，选Ld=2000mm，带的修正系数KL=1.03
3）按式（8-23）计算实际中心距a
a=a0+（Ld-Ld0）/2
=500+（2094-2000）/2
=547mm
amin=a-0.015Ld=517mm
amax=a+0.03Ld=560mm
所以中心距变化范围517~560mm
5．验算小带轮上的包角α1
α1=180°-（dd2-dd1）×57.3°/a
=180°-（500-160）×57.3°/538
=144°
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=160mm
查表8-4a得，P0=2.73KW
查表8-4b得，△P0=0.17KW
查表8-5得，Ka=1.03
查表8-2得，KL=0.961于是
Pr=（P0+△P0）*Kα*KL=（2.73+0.17）*0.91*1.03=2.69KW
2）计算V带的根数z
z=Pca/Pr=7.34/2.69=2.73
取Z=3
6.齿轮设计
（一）高速级齿轮传动的设计计算
输入功率PⅠ=6,34KW，小齿轮转速nⅠ=480r/min齿数比u=3.04，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）选用直齿圆柱齿轮；
（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=3.04*24=72.96取Z2=73；
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=126000N.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=350Mpa
（8）计算应力循环次数
N1=60njLh=60×480×1×（1×10×300×8）=6.912×108
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+350）／2=460Mpa
2）计算
（1）试算小齿轮分度圆直径d1t，由公式得
d1t≥
=69.10mm
（2）计算圆周速度
V=πd1tn1／60000=π×69.10×480／60／1000=1.74m／s
（3）计算齿宽b及模数mnt
B=φdd1t=1×69.10=69.10mm
mnt=d1tcosβ／Z1=（69.10×cos15°）／24=2.78mm
h=2.25mnt=6.25mmb／h=11.05
（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=1.74m/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
=69.1×
=72.39mm
（7）mn=d1cosβ/Z1=2.78mm
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＝1.75
（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=73／cos315°=75.26
（4）查表10-5取齿形系数，应力校正系数
YFa1=2.60Ysa1=1.595YFa2=2.14Ysa2=1.83
（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=2.60×1.595/314.29=0.0132
YFa2Ysa2/[бF]2=0.01601
大齿轮的数值大
2）设计计算
mn
=2.35mm
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=69.1mm来计算应有的齿数，于是由
Z1=d1cosβ／mn=69.1×cos15°／2.5=26.70
取Z1=27
Z2=uZ1=27×3.04=82.08取Z2=82
此时u=Z2/Z1=82／27=3.04在误差范围内
4.几何尺寸计算
1）计算中心距
a=（Z1+Z2）mn／2cosβ=（27+82）×2.5／2／cos15°=141.06mm
圆整为141mm
2）按圆整后的中心距修正螺旋角β
β=arccos（Z1+Z2）mn／2a=arccos[（27+82）×2.5／2／141]=14.91
3）d1=Z1mn／cosβ=27×2.5／cos14.91o=69.85mm
d2=Z2mn／cosβ=82×2.5／cos14.91o=212.14mm
4）计算齿轮宽度
b=φdd1=1×69.85=69.85mm
圆整后取B2=70mm，B1=75mm
（二）低速级齿轮传动的设计计算
输入功率PⅡ=6.03KW，小齿轮转速nⅡ=174.55r/min齿数比u=2.34，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）选用直齿圆柱齿轮；
（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=24*2.34=55.16
取Z2=56；
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=329914N.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=60×174.55×1×（1×10×300×8）=0.25×109
N2=N1／u=0.11×108
（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≥
=97.61mm
（2）计算圆周速度
V=πd1tn1／60000=π×97.61×174.55／60／1000=0.89m／s
（3）计算齿宽b及模数mnt
B=φdd1t=1×97.61=97.61mm
mnt=d1tcosβ／Z1=（97.61×cos15°）／24=3.93mm
h=2.25mnt=8.84mmb／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=0.89m/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
=97.61×
=101.29mm
（7）mn=d1cosβ/Z1=3.93mm
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=24／cos315°=26.67
Zv2=Z2／cos3β=56／cos315°=62.22
（4）查表10-5取齿形系数，应力校正系数
YFa1=2.65Ysa1=1.58YFa2=2.28Ysa2=1.73
（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=2.65×1.58／339.3=0.01234
YFa2Ysa2/[бF]2=0.015038
大齿轮的数值大
4）设计计算
mn
=2.37mm
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=101.29mm来计算应有的齿数，于是由
Z1=d1cosβ／mn=101.29×cos15°／2.5=39.1
取Z1=40
Z2=uZ1=40×2.34=93.6取Z2=95
此时u=Z2/Z1=95/40=2.375在误差范围内
4.几何尺寸计算
2）计算中心距
a=（Z1+Z2）mn／2cosβ=（95+40）×2.5／2／cos15°=174.87mm
圆整为175mm
2）按圆整后的
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