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1、机床课程设计的内容步骤及要求第一章绪论第一节机床设计的目的机床课程设计是在学完机床课以后，进行一次学习设计的综合性练习。通过设计，运用所学过的基础课、技术基础课与专业课的理论知识，生产实习与实验等实践知识，达到巩固、加深与扩大所学知识的目的。通过设计，分析比较机床主传动中某些典型机构，进行选择与改进，学习构造设计，进行设计计算与编写技术文件。完成机床主传动设计，达到学习设计步骤与方法的目的。通过机床课程设计，获得设计工作的基本技能的训练，提高分析与解决工程技术问题的能力。并为进行通常机械的设计制造一定的条件。第二节机床课程设计的内容.运动设计根据设计题目给定的机床用途、规格、主轴极限转速，拟定
2、转速图、传动系统图、计算带轮直径与齿轮齿数。二 .动力设计根据设计题目给定的机床类型、规格及工作条件，确定主电动机功率；确定主轴及各传动件的计算转速；初定传动轴直径、齿轮模数，确定传动带型号及V带根数。在结构机构设计之后，再对机床要紧传动件、零件，进行应力、变形与寿命的验算，并修改结构设计。,结构设计完成运动设计与动力设计之后，还要将主传动方案“结构化要设计主轴变速箱装配图及零件工作图，侧重进行传动轴组件、主轴组件、变速机构、操纵机构、润滑与密封，与主轴、传动轴、滑移齿轮、操纵元件、箱体等零件的设计。第二节机床课程设计的步骤及要求明确目的要求、查阅有关资料在接到题目后，应弄清给定的条件、数据、
3、所设计机床的类型、性能、应用范围与规定的内容与要求。查阅资料时，除本书外还应查阅机床图册与机床设计手册等。必要时还应到实验室进行实地调查，熟悉同类型机床的使用性能与操作，主传动部件与相邻部件的安装关系等。二.传动方案设计传动方案设计，包含确定主传动的运动参数，拟定转速图、传动比，确定齿轮齿数与带轮直径，主传动的换向与制动方式，画出主传动的传动系统图。三 .计算要紧传动件计算内容如下：V带选择型号与计算所需的根数；传动轴按扭转刚度要求计算轴受扭部分的直径，从而确定轴的直径；齿轮按变动工作用量计算接触强度与弯曲强度，取二者中的大值确定齿轮的模数，再进行齿轮的几何结构计算。四 .结构分析与选择关于设
4、计中涉及到的结构，都要通过认真分析后进行选择。结构分析与选择的要紧内容如下：1 .主轴组件的结构主轴端部已经标准化。正确选择主轴轴承的类型及其组合、精度与调整轴承间隙的方法。计算主轴组件的合理跨距。合理选择润滑与密封的方式。注意主轴组件的拆装。2 .传动轴组件的结构根据轴承的类型，正确选定轴的轴向定位的方法,轴上所安装的零件的拆装与固定。3 .齿轮的结构正确选择齿轮的精度并考虑相应的加工齿形的方法。关于双联与三联齿轮，加工方法决定了相邻齿轮的间距，为缩短轴向尺寸可使用镀装结构。轮毂的长度按导向的要求确定，通常为轴直径的1.5倍左右。4 .操纵机构操纵机构的类型应与变速要求相习惯，注意选择定位机
5、构与防止操纵机构中发生干涉现象。5 .绘制部件的装配图设计图按1：1的比例绘制，务必遵守工程图学所规定的标准与习惯画法，要求尺寸准确、线条清晰、文字工整，标准件务必按规定绘图。注意布图的匀称美观，通过径向尺寸与轴向尺寸的初步计算，安排图形的位置。可先通过计算画出草图。展开图与剖视图的绘制，常需交叉进行，以便相互参照、全面检查。1 .展开图展开图，基本上是按照传动顺序，将各轴展开画在一个平面上，他能够很清晰地说明主轴变速箱的传动与结构。根据课程设计的要求，在展开图上应标注下列内容：轴号、轴承型号、主轴轴承型号与精度等级、齿轮的齿数与模数、轴间中心距、各处的配合尺寸与配合性质、主轴组件的轴向联系尺
6、寸（即轴向尺寸链）与对主轴组件中各零件（包含标准件）进行编号、移动件行程的极限位置、轴向轮廓尺寸与与其它部件有关的联接尺寸等。2 .剖视图剖视图，应能表达各传动轴与主轴的中间位置，一组操纵机构组件的结构，与在展开图上难以表达或者表达不清晰的机构。通过剖视图的设计，着重表示各机间的空间关系。剖视图中应标注轴号，展开图中没有的轴承型号、配合尺寸与配合性质，有啮合关系的齿轮轴的轴间距与公差，主轴中心到主轴主轴箱安装基面的距离（比如车床的中心高）等。设计中应注意检查可能产生的干涉现象。比如：轴上固定齿轮之间的间距不够长，在滑移齿轮移动时，原啮合的一对尚未完全脱开，另一对齿轮就要进入啮合；由于齿数或者传
7、动比确定的不当而引起齿轮与相邻轴干涉；因轴的轴向定位不足而使轴产生轴向窜动，或者因超定位而引起干涉；操纵机构动作的干涉；调整环节不能或者不便于调整；有的零件难以进行装、拆等。还应注意零件的结构工艺性好。六 .传动件的验算在装配图底图画好后，传动件的尺寸与位置均己定，便可验算传动轴的弯曲刚度与滚动轴承的寿命。可选出受载严重的一根（或者一对轴承）轴进行验算。由于滑移齿论在轴上有几个啮合位置，在各啮合位置上，轴与轴承的受载不一致，因此应首先推断与选定受力后使轴的挠度最大或者一对齿轮处倾角最大的工作状态,再验算轴的弯曲刚度。轴承寿命的验算,可在验算的传动轴上，选择轴承规格相对较小支反力相对较大处进行验
8、算。当验算结果不能满足性能要求时，应修改设计。七 .绘制要紧零件工作图绘制一个零件工作图，可选择主轴或者齿轮。零件图上应有足够的视图与剖面，标全尺寸与公差，注明表面粗糙度、形位公差与技术要求。八 .编写设计说明书说明书的编写应与设计同时进行，在图样工作全部完成后，再继续编写未完部分，并整理，装订成册。说明书叙述要简明扼要，层次分明，文字通顺，书写工整，图表清晰，计算准确。第二章数控机床主传动系统设计第一节主传动系统概述主传动的功用机床主传动是实现机床主运动的传动，属于外联系传动链，其功用是：将一定的动力由动力源传递给执行件（如主轴或者工作台）；保证执行件具有一定的转速（或者速度）与足够的转速范
9、围；能够实现运动的开停、变速、换向与制动等。二.主传动的构成主传动通常由动力源（如电动机）、变速装置及执行件（如主轴、刀架、工作台），与开停、换向与制动机够等构成部分。动力源给执行件提供动力，并使其得到一定的运动速度与方向；变速装置传递动力与变换运动速度；执行件执行机床所需的运动，完成旋转或者直线运动。开停机构用来实现机床主轴的启动与停止的装置；换向机构用来变换机床主轴旋转方向的装置；制动机构用来操纵机床主轴迅速停转的装置，以减少辅助时间。三.主传动系统的设计要求数控机床的主传动系统除应满足普通机床主传动要求外，还提出如下要求：1 .具有更大的调速范围，并实现无级调速数控机床为了保证加工时能选
10、用合理的切削用量，充分发挥刀具的切削性能，从而获得最高的生产率、加工精度与表面质量，务必具有最高的转速与更大的调速范围。2 .具有较高的精度与刚度，传动平稳，噪声低数控机床加工精度的提高，与主传动系统的刚度密切有关。为此，应提高传动件的制造精度与刚度，齿轮齿面进行高频感应加热淬火增加耐磨性；3 .良好的抗振性与热稳固性数控机床上通常既要进行粗加工，又要进行精加工；加工时可能由于断续切削、加工余量不均匀、运动部件不平衡与切削过程中的自激振动等原因引起的冲击力或者交变力的干扰，使主轴产生振动，影响加工精度与表面粗糙度，严重时甚至破坏刀具或者零件，使加工无法进行。因此在主传动系统中各要紧零部件不但要
11、具有一定的静刚度，而且要求具有足够的抑制各类干扰力引起振动的能力一抗振性。机床在切削加工中主传动系统的发热使其中所有零部件产生热变形，破坏了零部件之间的相对位置精度与运动精度造成的加工误差，且热变形限制了切削用量的提高，降低传动效率，影响到生产率。为此，要求主轴部件具有较高的热稳固性，通过保持合适的配合间隙,并进行循环润滑保持热平衡等措施来实现。第二节主运动系统的参数机床主传动系统的参数有动力参数与运动参数。动力参数是指主运动驱动电机的功率,运动参数是指主运动的变速范围。一.主传动功率机床主传动的功率尸可根据切削功率PC与主传动传动链的总效率n由下式确定：P=Pc（2.1）数控机床的加工范围通
12、常都比较大，切削功率Pc（而）可根据有代表性的加工情况，由其主切削抗力按下式确定:(2.2)p_Ev_MnC-60000655000式中Fz主切削力的切向分力（N）V切削速度（m/min）；M切削扭矩（N0n）;n主轴转速主传动的总效率通常取=0.700.85,数控机床的主传动多用调速电机与有限的机械变速传动来实现，传动链较短，因此，效率可取较大值。二.运动参数运动参数是指机床执行件如主轴、工件安装部件（工作台、刀架）的运动速度。1 .主轴转速的确定主运动为旋转运动的机床，主轴转速n由切削速度V与工件或者刀具的直径d来确定：100Ov/.、/n=（rmn）（2.3）d2 .主轴最高转速与最低转
13、速的确定关于数控机床，为了习惯切削速度与工件或者刀具直径的变化，主轴的最高、最低转速可由下式确定：“maxIoookX乃 4nin(2.4)“minIooo%E乃 4nax(2.5)式中“ma*、nmin主轴的最高、最低转（/Vmill）;IaXvn,n最高、最低的切削速度(m/min)；max、4nin相应最大、最小计算转径(mm)；3 .主轴的变速范围R.主轴的最高转速与最低转速之比值，称之主轴的变速范围，用尺表示,即：RLJ(2.6)min4 .主轴的计算转速关于主传动使用无级变速系统的机床，主轴的计算转速可由下式求出：&=疝/Rf(2.7)5 .主轴恒功率的变速范围关于主传动使用无级变
14、速系统的机床，主轴恒功率的调速范围可由下式求出6 .电动机恒功率的调速范围关于主传动使用无级变速系统的机床，电动机恒功率的调速范围可由下式求出：Rd=(2.9)式中%电动机的额定转速(rmin)。第三节主传动系统的设计数控机床使用无级变速系统，以利于在一定的调速范围内选择到理想的切削速度，这样既有利于提高加工精度，又有利于提高切削效率。无级变速是指在一定的范围内，转速(或者速度)能连续地变换，从而获得最有利的切削速度。机床主传动与进给传动中使用无级变速系统的要紧优点是：1 .可进行无级调速，以得到最有利的切削用量与最小的相对生产率缺失；2 .同意在负载下变速，可随时修改切削用量，以避免产生振动
15、；3 .缩短变速时间，便于实现遥控与自动操纵；4 .可实现车端面时保持恒定的切削速度，换向迅速而平稳，可大大简化齿轮变速箱，减少制造工作量:5 .缩短传动链，提高传动平稳性等。缺点是有些无级变速系统成本较高。机床主传动中使用的无级变速装置有三大类：变速电动机、机械无级变速装置与液压无级变速装置。机械无级变速装置是机床主传动中常用的无级变速装置。机械无级变速器有钢球式、宽带式等多种结构，它们都是利用摩擦力来传递转矩，通过连续地改变摩擦传动副工作半径来实现无级变速。由于它的变速范围较小，远远不能满足现代机床变速范围的要求。因此，机械无级变速器须串联有级变速箱，以扩大其变速范围。一 .无级变速主传动
16、设计原则1 .尽量选择功率或者扭矩特性符合传动系要求的无级变速装置。如执行件作直线主运动的主传动系，对变速装置的要求是恒扭矩传动；如主传动系要求恒功率传动，就应该选择恒功率无级变速装置。2 .无级变速系统装置单独使用时，其调速范围较小，满足不了要求，特别是恒功率调速范围往往远小于机床实际需要的恒功率变速范围。为此，常把无级变速装置与机械分级变速箱串联在一起使用，以扩大恒功率变速范围与整个变速范围。如机床主轴要求的变速范围为Rn，选取的无级变速装置的变速范围为此，串联分级变速箱的变速范围Rf应为：Rj=Rn/Rd=T(2.10)式中Z机械分级变速箱的变速级数；f一一机械分级变速箱的公比。通常，无
17、级变速装置作为传动系中的基本组，而分级变速作为扩大组，其公比理论上应等于无级变速装置的变速范围实际上由于机械无级变速装置属于摩擦传动，有相对滑动现象，可能得不到理论上的转速。为了得到连续的无级变速，设计时应该使分级变速箱的公比略小于无级变速装置的变速范围，即取=(0.900.97)凡/使转速之间有一小段重叠，保证转速连续。二 .数控机床主传动系设计特点1 .主传动使用直流或者交流电动机无级调速数控机床常用变速电机拖动运动系统。常用的电机有直流电动机与交流调频电机两和目前，中小型数控机床中，交流调频电机占优势，有取代直流电机之势。设计时，务必注意机床主轴与电动机在功率特性方面的匹配。交流调频电机
18、通常是通过调频进行变速没，通常为笼式感应电动机结构，体积小，转动惯性小，动态响应快；无电刷，因而最高转速不受火花限制；使用全封闭结构，具有空气强冷，保证高转速与较强的超载能力，具有很宽的调速范围。2 .数控机床驱动电动机与主轴功率特性的匹配设计在设计数控机床主传动时，务必要考虑电动机与机床主轴功率特性匹配问题。由于主轴要求的恒功率变速范围R远大于电动机的恒功率变速范围Rdp,因此在电动机与主轴之间要串联一个分级变速箱，以扩大恒功率调速范围，满足低速大功率切削时对电动机的输出功率的要求。在设计分级变速箱时，考虑机床结构复杂程度，运转平稳性要求等因素，变速箱公比的选取有下写列情况：取变速箱的公比力
19、等于电动机的恒功率调速范围R。即勿=R即，功率特性图是连续的，无缺口与无重合。如变速箱的变速级数为z,则主轴的恒功率变速范围R叩等于RnP=标.Rdp=财9,=用变速箱的变速级数Z可由下式算出Z=辱(2.11)l8若要简化变速箱结构，希望变速级数少一些，则不得不取较大的公比。变速箱公比可取大于电动机恒功率的调速范围凡伊，即为R即。这时，变速箱每挡内有部分转速只能恒扭矩变速，主传动系功率特性图中出现“缺口”，称之功率降低区。使用“缺口”范围内的转速时，为限制扭矩过大，得不到电动机输出的全部功率。为保证缺口处的输出功率，电动机的功率应相应增大。这就是说，简化变速箱是以选择较大功率的电机作为代价的。
20、若级数Z取小些，则根据式(2.12)计算出公比：假如数控机床为了恒线速切削需在运转中变速时，取变速箱公比为小于电动机恒功率的调速范围Rdp,即。几，电动机直接驱动主轴不能满足恒功率变速要求，因此需要串联一个有级变速箱，以满足主轴的恒功率调速范围。（5）确定转速级数Z取4=4R如，则7IgR叩馆18Ig%4关于数控车床，为了加工端面时满足恒线速度切削的要求，应使转速有一些重复，故取Z=4。（6）拟定转速图与功率特性图如图2.1所示KW图2.1转速图与主轴功率特性图在设计主传动系统结构时，需要全面考虑，特别要注意结构尺寸与传动性能的影响，以便拟定出更加完善合理的转速图方案。2 .齿轮齿数的确定确定
21、齿轮齿数应注意的问题：齿轮的齿数与不应过大，以免加大两轴之间的中心距，使机床的机构庞大；同时，增加齿数与，还会提高齿轮的线速度而加大噪音。通常推荐齿数与S:I（X）-12（）o齿轮的齿数与不应过小，应考虑：a.最小齿轮不产生根切现象，关于标准直齿圆柱齿轮，通常取最小齿数Zmm1820。b.受结构限制的各齿轮（特别是最小齿轮），应能可靠地装到轴上或者进行套装；齿轮的齿槽到孔壁或者键槽的厚度白2根（机为模数），以保证有足够的强度，避免出现变形或者断裂现象。c.两轴间最小中心距应取得适宜。若齿数与太小，则中心距过小，将导致两轴上的轴承及其他结构之间的距离过近或者相碰。确定齿轮齿数时，应符合转速图上传
22、动比的要求。实际传动比（齿轮齿数之比）与理论传动比（转速图上给定的传动比）之间同意有误差，但不应过大。由于确定齿轮齿数所造成的主轴转速相对误差，通常于同意超过10（%-1）%。即10（勿-1）%式中n,主轴的实际转速;n主轴的标准转速；f公比。确定齿轮齿数(变速组内齿轮模数相同时齿轮齿数的定)：确定齿轮齿数时，首先务必确定出各变速组内齿轮副的模数，以使根据结构尺寸推断其最小齿轮齿数或者齿数与是否适宜。在同一变速组内的齿轮可取相同的模数，也可取不一致的模数。后者只有在一些特殊的情况下，如最后扩大组或者背轮传动中，因各齿轮副的速度变化大，受力情况相差也较大，在同一变速组内才使用不一致的模数。在本课
23、程设计中，同一变速组内的齿轮取相同的模数。在同一变速组内，各对齿轮的齿数之比，务必满足转速图上已经确定的传动比。计算公式为：(2.14)Z.+Z=S.(2.15)JJz式中Za分别为齿轮副的主动与从动齿轮的齿数；U齿轮副的传动比；S?齿轮副的齿数与。确定变速组的齿数与S二时，通常地说S:要紧是受最小齿轮的限制。显然最小齿轮是在变速组内降速比或者升速比最大的一对齿轮中，因此可先假定该小齿轮的齿数Znjn，根据传动比求出齿数与，然后按各齿轮副的传动比，再分配其他齿轮副的齿数；假如传动比误差较大，应重新调整齿数与S：,再按传动比分配齿数。例：在例2-1中，根据转速图确定的传动比可初步确定各轴的齿轮的
24、齿数如下：根据转速图确定的传动比可初步确定各轴的齿轮如下：(1) I轴与H轴的中间齿轮的齿数取Zmin=Z1=30W1=Z1Z1,=0.4根据上式求得z=15且4+z；=105120,因此满足要求。(2) 11轴与HI轴之间齿轮的齿数取Zmin=Z2=35Vu2=Z2Z2,=0.5根据上式求得Zz2=JO且z2+Z；=105120,因此满足要求。(3) In轴与IV轴之间齿轮的齿数取zmin=Z3=42v%=Z3Z31=0.67根据上式求得Z；=63且Z3+Z；=105l,外啮合为“十”号，内啮合为“号;Z小齿轮齿数；m齿宽系数，力m=Bm=610,B为齿宽，m为模数；j一许用接触应力(MPa
25、)。查表2.3。表2.3许用接触应力Oj齿轮材料许用应力材料热处理机械性能接触应力同(MPa)弯曲应力上(MEa)强度限Ob(MPa)屈服限Os(MPa)硬度45正火(Z)610360HC22975019045调质(T235)750450HB=22025060022045整泮(C42)12001000HRC=4045110032045高频淬火(G54)HRC=5257137028040Cr调质(T265)1000800HB=25028065027540Cr整淬(C48)1500160013001400IIRC=46-51125038540Cr高频淬火(G火)HRC=5055137035420C
26、r港碳滓硬800600芯面HB=I80250,RC259165029720CrMnTiS-C591000800芯面HB=240380,HRC259175035412CrNi3S-C59950700芯面HB=220300,HRC2591750340HT2O-4O200HB=170-24134082HT30-54300HB=I88255370Ill例：估算例2-1中各齿轮的模数：根据表2.3选择40G钢(整体淬火)，其接触应力=1250M,取落=8,由公式来确定各对齿轮的模数：(1)第一对齿轮：.nl=937.5Hmin；Z1=30；1=0.4；叫=1630ft（wl）P=1630（l+0.4）x
27、ll83020.412502937.5=2.50取标准值町=2.5（2）第二对齿轮：.n2=375r/rrrin；Z2=35；U2-0.5；m2=1630OJl=163OJ1+05）xll二=2.92MZ4%V83520.512502375取标准值4=3（3）第三对齿轮：.n2=187.5rnin；Z3=42；M1=0.67；w,=1630Pq1=Vz3wLJ%取标准值%=3（4）第四对齿轮：.n4=125r/min；Z4=53；ua-0.8；=2.90（士I）P取标准值?4=3(5)第五对齿轮：163061630（X（1+0.67）x1184220.6712502187.5（l+0.8）ll
28、85320.812502.ns=100r/min；Z5=55；u5=1.2；-=i63oO三16300SHio=X=3.06=2.84取标准值机5=3第四节皮带轮的设计带传动是由带与带轮构成传递运动与动力的传动。根据工作原理可分为两类：摩擦带传动与啮合带传动。摩擦带传动是机床要紧传动方式之一，常见的有平带传动与V带传动；啮合传动只有同步带一种。普通V带传动是常见的带传动形式,其结构为:承载层为绳芯或者胶帘布,楔角为40、相对高度进似为0.7、梯形截面环行带。其特点为：当量摩擦系数大，工作面与轮槽粘附着好，同意包角小、传动比大、预紧力小。绳芯结构带体较柔软，曲挠疲劳性好。其应用于：带速VV253
29、0ms;传动功率PV700kW;传动比i10轴间距小的传动。要紧失效形式1 .带在带轮上打滑，不能传递动力；2 .带由于疲劳产生脱层、撕裂与拉断；3 .带的工作面磨损。保证带在工作中不打滑的前提下能传递最大功率，并具有一定的疲劳强度与使用寿命是V带传动设计的要紧根据，也是靠摩擦传动的其它带传动设计的要紧根据。二.设计计算普通V带传动的设计计算见表24。设计普通V带传动的原始数据为：传递的功率P(KW)；小、大带轮的转速ill、n2(rmin);传动对外廓尺寸的要求；传动的工作条件。表2-4普通V带的计算序号计算内容符号单位计算公式和参数选定说明1设计功率PdKWPd=KaP产一传递的功率(KW
30、)W工况系数，查表2-52选定带型根据Pd和由图2-1选取m一小带轮转速(rmin)3传动比ind2I=H2dp2一大带轮转速(rmin)办I一小带轮的节圆直径(mm)42一大带轮的节圆直径(mm)4小带轮的基准直径ddmm按表29选定应满足2ddmin为提高带的寿命，宜选取较大的4/I5大带轮的基准直径dd2mmdd2=-dn(-)n一带的滑动率，=2%4/2按表2-9选取标准值6带速Vm/sdd11riv=V601000ljW一带许用速度，(m/s)v=525,V=IO20时经济耐用7初定轴间距aomm0.7(+ddi)ao2(da+dm)或根据结构要求定8带基准长度LdommLdo=2a
31、o+%(ddi+ddi)+(ddi+ddi)4o由表2-10选取相近带基准长度La9实际轴间距ammLd-Ldoaao+2安装时最小轴间距为Clmin=Cl-0.015Ld张紧或补偿伸长所需最大轴间距Clmax=+0.03Zx10小带轮包角a=180o-2157.3a120o若OU较小时应加大中心距或用张紧装置11单跟V带传递的额定功率PlKW根据带型、/n和m查表2-11P是a=180。、载荷平稳时，特定基准长度的单跟V带基本额定功率12单跟V带传递的额定功率增量PKW根据带型、川和i查表2-11心一弯曲影响系数，查表2-7K“一传动比系数，查表2-813V带的跟数ZPd上(P+APAKuK
32、l用一包角修正系数，查表2-9%,一带长修正系数，查表2-1014单跟V带预紧力FON23Fo=5OO-(-l)+wv2VZKa新带取计算值的1.5倍m一带每米长质量，查表2-615作用在轴上的力FrNFr=2Fozsin-216轮槽截面尺寸表2-12表2-5工况系数KA(摘自GB/T13575.1-1992)工况空、轻载起动，每天工乍时间h16载荷变动微小车床、钻床、磨床、镇床等1.01.11.2载荷变动小铳床、滚齿机等1.11.21.3载荷变动较大刨床、插床、插齿机等1.21.31.4表2-6普通V带每米长的质量m摘自(GB/T13575.1-1992)带形m/kgm-1普通V带YZABC
33、DE0.040.060.100.170.300.600.87表2-7小带轮包角修正系数摘自GB/TI3575.I-1992包角()Ka包角()Ka18011450.911750.991400.891700.981350.881650.961300.861600.951200.821550.931100.781500.921000.74KLM准懵长普通V推,窄丫带IYZ-ATB；C1O；ESPZISPASPBSPf2000.812240.822500.842800.873150.893550.924000.960.874501.000.895001.020.915600.9463110.960.
34、810-827100.990.820848（X）I.OO0.83086819U01.030.870.8188O-83100O1.060.890.84J0900.8511201.080.910.86930.871250.U0.930.88945890.82UOO1.U0.960.0O960,910.841600.60.990.930.841093O-86IBOO1.181-Ol0.950.851.010950.88表2-9普通带轮与窄带轮直径系列（摘自GBf10412-2002）公羊/.I 2652803003153353353754000. 2425450475500530I 56。600I
35、6306707508009000. 3IOOC 1060 1120 125014001500160018000. 4I90C200022402500tt,l.lI*MR11Jy通V借.右号的阳JF通VTMn窄V锵2 .A：H的核IW较史为，08%.3 .坨币九*M的3大假，YPo.3m.Z.B.SPZ.SPA.SPBWO.4mm.D.E.SPCttO.Smm.(KW)表2-11V带的额定功率（摘自GB/T13575-1992）Y型V带的额定功率（摘自GB/T13575-1992）n/r小带轮基准向M4mm传动比I7590100112125140160ISO1.001.0SL091.131?.,25ASmin,IUl1.041.081.121.181.241341.511.99单一V带的*本定功4HHUM算定功率的增量A?200C.150.22Q.2610.310.3710.430.510.590.000.000.01Q.010.010.010.020.020.02031000.260.3
