《機械設(shè)計課程設(shè)計》帶式輸送機說明書要點

1、目錄1 .作用及意義 12 .傳動方案規(guī)劃 1二、電機的選擇及主要性能參數(shù)計算 .21 . 電動機的選擇 22 .傳動比的確定.23 .計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) .2三.結(jié)構(gòu)設(shè)計（一）齒輪的計算閉式 .41 .選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù) 42 .按齒面接觸疲勞強度設(shè)計43 .按齒根彎曲強度計算64 .幾何尺寸計算 75 .結(jié)構(gòu)設(shè)計及繪制齒輪零件圖 7（二）齒輪的計算開式1 .選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù) .82 .按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 .83 .按齒根 彎曲強度計算 .104 .幾何尺寸計算.11（三）軸與軸承的選擇和計算軸的設(shè)計I軸.121 .軸上功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩 .12

2、2 .求作用在齒輪上的3 .初步確定軸的最小直徑 124 .軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 .125 .求軸上的載荷 .136 .按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強度 .15II軸1 .軸上功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩 .162 .求作用在齒輪上的 .163 .初步確定軸的最小直徑 .164 .軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 .165 .求軸上的載荷 .176 .按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強度 .18（四）帶及帶輪的設(shè)計計算26、刖百1 .作用及意義機器一般是由原動機、傳動裝置和工作裝置組成。傳動裝置是用來傳遞原動機的 運動和動力、變換其運動形式以滿足工作裝置的需要，是機器的重要組成部分。傳動 裝置是否合理將直接影響機器的工作性能、重量和成本。合理的傳動

3、方案除滿足工作 裝置的功能外，還要求結(jié)構(gòu)簡單、制造方便、成本低廉、傳動效率高和使用維護方便。本設(shè)計中原動機為電動機，工作機為皮帶輸送機。傳動方案采用了三級傳動，第 一級傳動為帶傳動，第二級傳動為直齒圓柱齒輪減速器， 第三級傳動為開式齒輪傳動。 齒輪傳動的傳動效率高，適用的功率和速度范圍廣，使用壽命較長，是現(xiàn)代機器中應(yīng) 用最為廣泛的機構(gòu)之一。本設(shè)計采用的是二級直齒輪傳動（說明直齒輪傳動的優(yōu)缺點） 說明減速器的結(jié)構(gòu)特點、材料選擇和應(yīng)用場合。綜合運用機械設(shè)計基礎(chǔ)、機械制造基礎(chǔ)的知識和繪圖技能，完成傳動裝置的測繪與分 析，通過這一過程全面了解一個機械產(chǎn)品所涉及的結(jié)構(gòu)、強度、制造、裝配以及表達 等方面的

4、知識，培養(yǎng)綜合分析、實際解決工程問題的能力2 .傳動方案規(guī)劃原始數(shù)據(jù)參數(shù)題號2輸出軸功率P/KW4輸出軸轉(zhuǎn)速n/min38傳動工作年限/a10每日工作班數(shù)1工作場所礦山批量大批二、電機的選擇及主要性能參數(shù)計算1 .電動機的選擇(1)電機類型的選擇按已知工作要求和條件選用 Y系列一般用途的全封閉自扇鼠籠型三相異步電動機。(2)電動機功率的選擇確定各個部分的傳動效率為：帶傳動效率“1,滾動軸承效率(一對)“2,閉式齒輪傳動效率43,開式齒輪傳動效率44。所需電動機功率PdPd = PW刀T*TW=41*423*43*44=0.96*0.993*0.97*0.92=0.83Pd =Pwc * c刀

5、4w4_083 =4.82 KW(3)確定電動機的轉(zhuǎn)速根據(jù)輸出軸為38r/min,按推薦的合理傳動比范圍，取 V帶傳動比ii = 24,單級齒輪傳 動比i2= 925,則合理總傳動比范圍為i =18100,故電動機轉(zhuǎn)速可選范圍為 nd = i t w = (18100) *38 =6843800r/min由附表8.1查得 故選 Y132M2-62 .傳動比的確定(1)總傳動比為nm960i = nw =與=25.26 (2)分配傳動比帶傳動傳動比為：2減速器的傳動比為：3 開式齒輪傳動傳動比為：4.213 .計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1 .各軸轉(zhuǎn)速960=480r/minninn = 7-

6、i 1480=1 = 160r/minnn nm =i 21604.21 =38r/min32 .各軸的輸入功率Pi = Pd * T 01 = 4.82 * 0.96 = 4.63 KWPu = P i * 4 12 = 4.63 * 0.99 *0.97 = 4.45 KWPrn = P n * 2 * 4 4 = 4.45 *0.99 *0.92 =4.05 KW3 .各軸的轉(zhuǎn)矩Pd4.82-Td = 9550 * n- = 9550 * 礪 =47.95 N?MT i = T d * i 0 j oi=47.95 * 2 * 0.96 = 92.06 N?MTn = Ti * i 1

7、*2=92.06 * 3 * 0.99 * 0.97 = 265.22 N?MTm = T n * i 2 * q 23=265.3 * 4.21 * 0.99 * 0.92 = 1016.98 N?M將以上算得的運動和動力參數(shù)列表如下丁、 軸名參訟、電動機軸軸1軸2軸3轉(zhuǎn)速 n(r/min)96048016038功率P(kW)4.824.634.454.05轉(zhuǎn)矩T(Nm)47.9592.06265.221016.98傳動比i234.21效率”0.960.950.95三.結(jié)構(gòu)設(shè)計（一）齒輪的計算閉式1 .選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù)。1）選用直齒圓柱齒輪傳動2）選用8級精度3）材料選擇由

8、表10-1選用閉式直齒圓柱齒輪傳動，為使結(jié)構(gòu)緊湊，小齒輪選用 40Cr （調(diào)質(zhì)）,硬 度280HBs大齒輪選用45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度240HBs二者材料硬度差40HBs由表10-4 選擇齒輪精度8級。取小齒輪齒數(shù) 乙=24,則大齒輪齒數(shù)Z2 =3*24 = 72,取z =72。2 .按齒面接觸疲勞強度設(shè)計K Q QQ KT1 U 1ZE 2d1t -2.32 引一（）.3 U %（1）確定公式內(nèi)的各計算值。1）式選載荷系數(shù)Kt =1.32）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 92060N?MM3）由表10-7,選取齒寬系數(shù)Gd =114）由表10-6,得 材料的彈性影響系數(shù)Ze=189.8Mp55）由圖10-21

9、d,按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限仃Hlim1 = 600MPa大齒輪的接觸疲勞強度極限 入皿2 =550MPa6）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N =60 * n1 * j * L h=60 * 480 * 1 * 8 * 300 * 10=69120000h691200000N2= ; = 2304000007）圖10-19查得按接觸疲勞疲勞壽命系數(shù) Khni = 0.93; Khn2=0.95,8）計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%安全系數(shù)S=1,。Hlim2 &N2S0.93 *600一 =558二 H lim2 KhN2550 0.951=522.5計算1）試算小齒輪分度圓直徑d

10、lt,代入（TH中較小值dit.2.32 3KTi u 1（ZE ）23 U二 n=64.06mm2）計算圓周速度V九 d1tn_60 * 1000 =7 * 64.06 * 48060 * 1000=1.62m/s3）計算齒寬b =4 dd1t = 1 * 64.06 = 64.06mm b4）計算齒寬與齒圖之比 - h模數(shù)d1tZ164.0624=2.67mmh = 2.25mt = 2.25 * 2.67 = 6mm64.066=10.685）計算載荷系數(shù)1.16小齒輪相對支撐根據(jù)V = 1.62m/s , 8級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv =直齒輪 a小 =a3 = 1,查表10

11、-2得Ka = 1.25,查表10-4, 8級精度，b對稱布置時，Khb = 1.35。由h = 10.68, Khb = 1.35查圖 10-13得Kfb =1.29故載荷系數(shù)K = Ka Kv Kh“ Khb=1.25 * 1.16 * 1 * 0.35=1.95756）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑di = dit K = 64.06 *1.95751.3=73.42mm7）計算模數(shù)mdi _ 73.42 z1 =24=3.059mm故取m = 3mm.3 .按齒根彎曲強度計算2KTi YFaYsam _ 3;-2 ()(1) . dZi2二 f1）由圖I0-20c得小齒輪彎曲疲

12、勞強度極限 仃FEi =500MPa ；大齒輪的彎曲疲勞強度極限 c-fe2 =380MPa2）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfni = 0.95, Kfn2 = 0.983）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4.0- f 1 =Kfni。feiS0.95 * 5001.4=339.29Mpa(TF2 =KFN2 CT FE20.98 * 3801.4=266MpaYFaYSa"并加以比較Y FaiY Sai _"i=Y Fa2YSa2(T F2一2.65 * 1.58339.26=0.012342.236 * 1.754266=0.014744）計算載荷

13、系數(shù)KK = KaKvKf«=1.25 * 0.16 * 1 * 1.29 =1.87055)查取齒形系數(shù)：YFa1 =2.65,YFa2 = 2.2366）取應(yīng)力校正系數(shù)Ysai= 1.58, Ysa2= 1.7547)計算大、小齒輪的大齒輪的數(shù)值大（2）設(shè)計計算=2.066mmZ=史m173.42 二3=251.8705 * 9.2606 * 104 * 0.0147421 * 242對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模 數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒面接觸 疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，

14、可取彎曲疲勞強度算得的模數(shù)2.066, 并圓整為標準值3mm。算出小齒輪齒數(shù)大齒輪齒數(shù)Z2= 3 * 25 = 754 .幾何尺寸計算(1)計算分度圓直徑(2) d1 =乙m1= 25 * 3 =75mmdh = Z2mh =75 * 3 = 225mm(2)計算中心距d1+d275+225 ,一a=-2=2=150mm (3)計算齒輪寬 b= ?dd1 = 1 * 75 =75mm取 B= 80mm B2= 75mm5 .結(jié)構(gòu)設(shè)計及繪制齒輪零件圖（二）齒輪的計算 開式1 .選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù)。1）選用直齒圓柱齒輪傳動2）選用8級精度3）材料選擇由表10-1選用閉式直齒圓柱齒輪

15、傳動，為使結(jié)構(gòu)緊湊，小齒輪選用 QT600-2 （常化）， 硬度280HBs大齒輪選用QT500-5 （?；?，硬度240HBs二者材料硬度差40HBs由 表10-4選擇齒輪精度8級。取小齒輪齒數(shù) 乙=18,則大齒輪齒數(shù)Z2 =4.21*18 =76,取Z2 =76。2 .按齒面接觸疲勞強度設(shè)計%.2.32 尸 u 1 產(chǎn)）2.3 u 。（1）確定公式內(nèi)的各計算值。1）式選載荷系數(shù)Kt =1.32）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 265220N?MM3）由表10-7,選取齒寬系數(shù)Gd =0.614）由表10-6,得 材料的彈性影響系數(shù)Ze =173.9MPW5）由圖10-21d,按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲

16、勞強度極限仃Hlim1 = 620MPa大齒輪的接觸疲勞強度極限 入皿2 =550MPa6）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N =60*n1*j*L h=60*160*1*8*300*10 =230400000h54726840hN1 230400000N2=一生4 _ I -7）圖10-19查得按接觸疲勞疲勞壽命系數(shù) Khni;0.95; Khn2 =0.98,8）計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%安全系數(shù)S=1,H1= S=589Mpa_Khni 0- Hlim1 0,95x620二 H 2=二 H lim 2 K HN 20.98 5601= 548.8Mpa計算1）試算小齒輪分度圓直徑dlt,代入（

17、TH中較小值c 13x265220 4.21+1 /173.9A2=2.32 -mm=96.25mm2)計算圓周速度V"仕”口 3.14X96.25X160V =-: m/s3)60X100060x1000計算齒寬b =小 ddit =0.6X 96.25=57.75mm b4）計算齒寬與齒圖之比h模數(shù)ditm = =5.4mmzi一r 出同h = 2.25mt = 2.25=12.015mmS7.7S12.015=4.81mm5）計算載荷系數(shù)根據(jù)V =0.81m/s , 8級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv =1.04直齒輪 Kh0t = Kf0t = 1,查表10-2得Ka =

18、 1.25,查表10-4, 8級精度，小齒輪相對支撐b對稱布置時，Khb=1.389。由5=4.81, Khb =1.389查圖 10-13得Kfb =1.28故載荷系數(shù)K = Ka Kv Kh“ Khb=1.25 * 1.04* 1 *1.389=1.816）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑3 101 =96.25 一=107.47mm7)計算模數(shù)md1:.。德量m =5.97mm乙 二故取m =6mm.3.按齒根彎曲強度計算2KT1 YFaYsa m -3;2 ( r ) ,dZ1二 f1）由圖10-20（a）得小齒輪彎曲疲勞強度極限 仃FE1 =430MPa；大齒輪的彎曲疲勞強度極

19、限二-FE2 =330MPa2）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfni = 0.95, Kfn2 = 0.983）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4.Kfni o- fei °19£X340cr f i = q =230.7MpaSKFN2 O FE2S0.98X330=231Mpa1.44)計算載荷系數(shù)KK = KaKvKf“ KFb= 1.25*1.04*1*1.28 = 1.6645）查取齒形系數(shù)：YFa1 =2.80,YFa2 =2.2126）取應(yīng)力校正系數(shù)YSa1=1.55, YSa2=1.774.YFaYSa.、7）計算大、小齒輪的YaYfa并

20、加以比較"=0.0188Y Fa2Y Sa2山2212X1774：=0.0169231大齒輪的數(shù)值大(2)設(shè)計計算3 12X1.664X265220X0,01880.5X203=4.36mm對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒面接觸 疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取彎曲疲勞強度算得的模數(shù)4.36mm并圓整為標準值6mm。算出小齒輪齒數(shù)di一Zi =18mi6大齒輪齒數(shù)取 Z2=764.幾何尺寸計算(1)計算分度圓直徑JI(2) d1 =Z1m1=18* b=108

21、mmd2 = Z2mh=76x6 二舊mm(2)計算中心距d1+d2 a= 2108+456=282mm(3)計算齒輪寬b= ?dd1 =0.6, ,加二加mm取 B1=70mm, B2=70mm(二)軸與軸承的選擇和計算軸的設(shè)計I軸1 .軸上功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩R = 4.63KWni =480r/minT產(chǎn) 92060N?M2 .求作用在齒輪上的di= Zimi= 25 * 3=75mmFt = / ="醇=2455NFr： = Ftitan % = 2455 * tan20o=89305NFni =Fmcos%2455cos20o=2612.6N3 .初步確定軸的最小直徑選用材料為

22、45鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)查表15-3,取Ao=112=112 *3 4.63480=23.84mm故取 di n = 26mm4 .軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(1)擬定軸上零件的裝配方案(2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1)為了滿足帶輪的軸向定位要求，I - II軸段右端需制出一軸肩，故取du=30mm;左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取軸端擋圈直徑D二33mm。帶輪與軸配合的輪轂的長度 L2=52mm,為了保證軸端擋圈只壓在帶輪上而不壓在軸端面上，故I - II軸段的長度應(yīng)比L2略短些，現(xiàn)取 11 - n = 50mm2）初步選擇滾動軸承因軸承只受徑向力作用，故選單列向心球軸承。參照工作要求并根

23、據(jù)dn=30 mm,選 6307。則div = dw 35mm,而1皿=23mm.右端軸承采用軸肩進行軸向定位，由手冊查得6307 型軸承的的定位軸肩高度h = 4.5mm,因止匕，取 dvi-w = 44mm。3）取安裝齒輪處的軸段IV - V的直徑 div v = 40mm;齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為80mm,為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取h-v = 76mm,齒輪右端采用軸環(huán)定位，軸肩高度 h>0.07d,故取h = 4mm,則軸環(huán)處的直徑dv-v： = 48mm,軸環(huán)寬度b > 1.4h,取 1 = 10mm4）根據(jù)

24、計算軸承端蓋的總寬度為 20mm,根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與帶輪的右端面間的距離1 = 30mm,故取1皿=50mm。5）取齒輪距離箱體內(nèi)壁的距離a = 16mm軸承應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離 s,取s = 8mm 已知軸承寬度T = 21mm 則，1m-iv = 49mm,根據(jù)支承對稱1皿=33mm至此已初步確定了軸的各段直徑和長度。5 .求軸上的載荷從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩圖中可以看出截面C 是軸的危險截面。 現(xiàn)將計算出的截面 C 處的 M H、 MV、 M 的值列于下表：載荷水平面H垂直面V支反力FFnh2=2812.8NFnvi=446.75NFnh2=659

25、NFnv2 =446.75N彎矩MMH1=86591.79NmmMV=34176.37NmmMH2=128227.4Nmm總彎矩MMi=86591.79NmmM 2=132703.76Nmm扭矩TT=92060Nmm6 .按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上的承受最大彎矩的截面的強度。根據(jù)上表數(shù) 據(jù)以及單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取 =0.6,軸的計算應(yīng) 力。JM2+(ftT)z fl32703762+(0.6X92060')2二:=22.46MpaW 02X403K前已選定軸的材料為45剛，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得CT -1=60Mpa ,因止匕 CT c

26、a< CT -l,故安全。1 .軸上功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩R = 4.45KWnn =160r/minTn= 265220N?M2 .求作用在齒輪上的D2= Z2m1= 75 * 3=225mm_ ® _ 2*265220 _1 t d22255Frn = Ftu tan % = 2357.5 * tan20o=858NFtcos%2357.5tan20o=2508.8N3 .初步確定軸的最小直徑選用材料為45鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)查表15-3,取A0=112dmin= A0勺; =112 * 寸465 = 33.39mm故取d皿=35mm4 .軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(3)擬定軸上零件的裝配方案

27、(4)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1)為了滿足帶輪的軸向定位要求，VI -即軸段左端需制出一軸肩，故取dviF=40mm;右端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取軸端擋圈直徑D=44mm。帶輪與軸配合的輪轂的長度 75mm,為了保證軸端擋圈只壓在帶輪上而不壓在軸端面上，故即-m軸段的長度應(yīng)略短些，現(xiàn)取 l= 73mm2）初步選擇滾動軸承因軸承只受徑向力作用，故選單列向心球軸承。參照工作要求并根據(jù)d=40 mm,選 6409。則dv-vi = di n 35mm,而l=44mm.左端軸承采用軸肩進行軸向定位，由手冊查得 6409 型軸承的的定位軸肩高度h =4.5mm,因止匕，取 d皿=54

28、mm。3）取安裝齒輪處的軸段IV - V的直徑div v =50mm;齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為75mm,為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取11V. =73mm,齒輪右端采用軸環(huán)定位，軸肩高度h>0.07d,故取h =5mm,則軸環(huán)處的直徑div=60mm,軸環(huán)寬度b>1.4h,取 h iv=9mm4）根據(jù)計算軸承端蓋的總寬度為 20mm,根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與帶輪的右端面間的距離1 =28mm,故取1vi=48mm。5）取齒輪距離箱體內(nèi)壁的距離a = 16mm軸承應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離 s

29、,取5 = 8mm 已知軸承寬度T = 24mm 則，1皿=4mm,根據(jù)支承對稱1v-vi =55mm至此已初步確定了軸的各段直徑和長度。5.求軸上的載荷（ 1 ）作用在三軸上的力D3=miZ3=62Tli 2X256220Ftm=二=4911.48Nd3 108Frm=Ftntan=1787.6NFn，= = 5226.79Ncasa cos20(2)從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩圖中可以看出截面 C是軸的危險截面。現(xiàn)將計算出的截面C處的Mh、Mv、M的值列于下表：載荷水平面H垂直面V支反力FFnh2 = 1978.63NFnvi=720NFnh2=9247.61NFnv2=1787.6N彎矩MMH1

30、=152354.5NmmMvi =55440NmmMH2=486235.5NmmMV=121506Nmm總彎矩MM 1=162128NmmM2=538914Nmm扭矩TT=265220Nmm6.按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上的承受最大彎矩的截面的強度。根據(jù)上表數(shù)據(jù)以及單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取 =0.6,軸的計算應(yīng)力。lM24-(OtT)z 1132703762+(06><92060)2(rca二 一二一=：=22.46Mpay W y02X404前已選定軸的材料為Cr40,調(diào)質(zhì)處理，由表 15-1查得CT -1 = 70Mpa ,因此 CT c

31、a< CT -l,故安全。(a)(b)(c)（四）帶及帶輪的設(shè)計計算1 .確定計算功率Pca由表8-7查得工作情況系數(shù)Ka = 1.1Pca = KaP = 1.1 * 4.82 = 5.3KW2 .選擇V帶帶型根據(jù)Pca,1由圖8-11選用A型帶3 .確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速V1）初選小帶輪的基準直徑dd1由表8-6和表8-8,取小帶輪的基準直徑dd1 = 125mm_兀 ddE1 _ 3.14 * 125 * 960V = 60 * 1000 =60 * 1000=6.28m/s因5m/s<V<30m/s,故帶速合適2）計算大帶輪的基準直徑dd2 dd2 = i°dd1 = 2 * 125 =250mm4 .確定V帶的中心距1）初定中心距 a0 = 500m 2）計算帶所需的基準長度2._ 里 /1, x (dd1-dd2)Ld0 = 2%+ 2 (dd1+dd2)+4a=2 * 500+(125+250)+(25