【正文】 。 查P217頁（課本）表13—7得 包角修正系數(shù)K= 包角修正系數(shù) K= 查帶長修正系數(shù)KL 查表13—2（課本P213頁） 得KL= 帶長修正系數(shù) KL= 單根傳遞功率Pn 1=730 n 2=730d1(1)/d2查表13—3（課本P214）得 P= P= 單根帶傳遞功率增量P0 查表13—5（課本P216） 得P0= P0= 計算V帶根數(shù)Z Z=PC/(P+P0)KL=(+) 計算V帶對軸拉力F0 F0=500PC/2V（ (查表13—1 課本P212取q=)2．計算兩帶輪的寬度B B=(z1)e+2f= (課本P224 表13—10) B=計算項目及內(nèi)容 主要結果三、齒輪傳動的設計計算 根據(jù)：傳遞功率P= 傳動比i= n=小齒輪的轉速 n=（小齒輪）工作時間：十年 閉式傳動 材料選擇：小齒輪 45號鋼 調(diào)質(zhì) 大齒輪 45號鋼 正火（課本P166）精度等級 8級 （課本P168表11—2）大齒輪硬度 190HBS 小齒輪硬度 240HBS 按齒面解除疲勞設計初選參數(shù) z1=30 z1=30 z2=iz1= 取整 143 z2=143齒厚系數(shù)=(查表11—6 課本P175) 齒厚系數(shù)： = 計算實際傳動比、傳動比誤差 U=z2/z1= =%3% 計算轉矩TT1= 確定載荷系數(shù)K K=(查表11—3 課本P169) 載荷系數(shù): K= 查表確定兩齒輪的極限應力 接觸疲勞極限=580MPa =370MPa彎曲疲勞極限=450MPa =310MPa 計算項目及內(nèi)容 主要結果 確定許用應力（按接觸疲勞強度計算） SH取1 查表11—5（課本P171）=/SH=580MPa=/SH=370MPa 取小值，所以=370Mpa =370Mpa 求出d1確定標準模數(shù)m 模數(shù)m=d1/z1 查表4—1課本P57 取m=4 模數(shù):m=4 校核齒根彎曲疲勞強度 兩齒輪的分度圓直徑d1=mz1=120mm d1=120mmd2=mz2=572mm d2=572mm 兩齒輪齒寬B1==取B2=145mm B1=150mm B1=150mm B2=145mm 查表兩輪的齒形系數(shù)和應力修正系數(shù)齒形系數(shù)YFa1=(查圖11—8 課本P173) YFa2=齒根修正系數(shù) YSa1= YSa2= 計算項目及內(nèi)容 主要結果 計算許用彎曲應力SF=(查表11—5 課本P171)=/SF=450/=360MPa =148MPa=/SF=310/=248MPa取小值=148Mpa 驗算齒輪的彎曲強度校驗合格 校驗合格 計算齒輪傳動中心距中心距a=(d1+d2)/2=(120+572)/2=346mm a=346mm 計算齒輪的圓周速度 V=(1) 兩齒輪的幾何尺寸計算齒頂圓直徑da1=d1+2ha=120+2ha*m=128mm da2=d2+2ha=572+2ha*m=580mm(2)齒根圓直徑df1=d2(ha*+c*)m=120+2=110mm df1=110mm =d22()m=572+8=580mm =580mm(3)分度圓直徑d1=mz1=120mm d1=120mm d2=572mm d2=mz2=572mm 計算項目及內(nèi)容 主要結果（4）基圓直徑 o (5)齒頂高、齒跟高、齒全高=*m=4mm =5mm 5mmh=（6）齒定徑向間隙 C=*m= C= （7）齒厚、齒槽寬、齒距 s=e= p= p(齒距)== s=（8）兩尺的中心距 a=346mm（9）齒頂圓的壓力角 =20o（10）計算重合度 (1/z1+1/z2)