2) V=3) 计算圆周速度 ?d1tn160?100060?1000计算齿宽b =??222.5m/s=5.82m/s b=?d×d1t=1×222.5mm=222.5mm 4) 计算齿宽和齿高之比b h模数mt =d1tz1＝222.5=9.27 24齿高h=2.25mt=2.25×9.27=20.857 b222.5==10.67 h20.8575) 计算载荷系数 根据v=5.05m/s,8级精度，由10-8查得动载荷系数Kv=1.8;直齿轮KH?=FF?=1 由表10-2查得使用系数KA=1 由表10-4用插值法查得８级精度，小齿轮相对支承非对称布置时KH?＝1.385 故载荷系数 Ｋ＝KA KVFH?KH?=1×1.18×1×1.385=1.634 6) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 d1=d1t7) m=3KKt=222.5×31.6341.3=222.5×1.07927=239.9取240 计算模式m d1240==10 z1243、按齿根圆强度设计 m≥32KT1?YFaYSa??.?2??dz1???F??? (1) 确定公式内的各计算数值 1) 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=500MPa，大齿轮的弯曲强度极限σFE2=380MPa 2) 3) 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1＝0.85, KFN2＝0.88, 计算弯曲疲劳施用应力 取弯曲疲劳安全系数s=1.4,由式（10-12）得 ??F?=KFN1?FE1=0.85?500MPa=303.57 MPa 1S??F?=KFN2?FE22S1.40.88?380=MPa=238.86 MPa 1.44) 计算载荷系数K Ｋ＝KA KVFF25) KF?＝1×1.12×1×1.35=1.512￠ 查取齿形系数 由10-5 得 6) FFa1＝2.65, FFa2=2.226 查取应力校正系数，由表10-5查得YSa1=1.58;YSa2=1.764 7) 计算大小齿轮的YFa?YSa??F?并加以比较 YFa1?YSa1??F?1＝2.65?1.58＝0.01379 303.572.226?1.764＝0.01644 238.86YFa2?YSa2??F?2＝由此可见大齿轮的数值较大 （2）设计计算 m≥32?1.512?2.08?106.0.01644 mm=5.66mm 21?24对比由齿面疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，故取m=5.66,由于手册查得电机轴约120~130mm,所以试选模数m=8,按接触强度算得的分度圆直径 d1=240mm 算出小齿轮齿数 z1=d1240==30 m8z2=30×4.5=135 4、几何尺寸计算 （1）计算分度圆直径 d1＝z1×m=30×8=240mm d2＝z2×m=135×8=1080mm （2）计算中心距 a=d1?d2240?1080==660mm 22（3）计算齿轮宽度 b=?d?d1=1×240mm=240mm 取B2=240mm；B1=260mm 此外，根据已知数据可得下： 齿根圆直径：d1=240mm d2=1080mm d3=300mm d4=1800mm d5=300mm d6=2220mm 齿数：z1=30 z2=135 z4=30 z5=25 z6=185 模数：m1=8 m2=10 m3=12 中心距： a1=660mm a2=1050mm a3=1260mm 转矩： T1?2.101?106N?mm T2?9.265?106N?mmT3?9.265?10?0.98?6?5.448?10N?mm67 T4?5.448?107?0.98?7.407?3.955?108N?mm传动轴承和传动轴的设计 七、和电动机轴（及一级传动的低速轴）上的齿轮相啮合的齿轮轴（即轴2）的设计计算 T1＝2.101×106 n1＝500r/min p1=110KW p2=p×?1=110×0.98=107.8KW 式中 T1-电动机轴（轴1）所受的转矩 n1-电动机轴（轴1）的转速 p1 -电动机的功率 p2-电动机轴（轴1）传递的功率 1、取每级齿轮传动的效率?1=0.98，轴由上面的计算可知道输出轴的功率 p2= p1×?1=110×0.98=107.8KW 转速n2 =500/i=500=111.11r/min 4.5转矩T2= p1?1i12 =2.101×106×4.5×0.98 N.mm =9.265×106N.mm 2、求作用在齿轮上的力 m1=8 因已知低速级大齿轮的分度圆直径为 d2＝z2×m1=135×8=1080mm 2T29.265?106故Ft???8.579?103N d21080Fr?Fttan?n?8.579?103?tan20??2.787?103N 轴向力的计算： Fa=0N 圆周力Ft和径向力Fr方向如图所示 3、初步确定轴的最小直径 9.55?106?p2p9.55?106p23d?3?3?A032 0.2??T?n20.2??T?n2n2先按上式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3（P370），取A0=110，于是得 dmin?A03p2107.8?1103mm?108.9mm n2111.11输出轴的最小直径显然是轴承处轴的直径。故取轴承处轴的直径为110mm. 4、轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案 31228698986选用图15-22a所示的装配方案。 86（2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）取I-II轴段的直径dI-II=110mm，右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=120mm。 2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的42615作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据dII-III=140mm，由轴承产品目录中进行初步选取轴轴承内ⅥⅣⅤⅦⅠⅡⅢ50X28X130圈直径为110mm. 50X28X2503）取安装齿轮处的轴段Ⅲ-Ⅳ和Ⅴ-Ⅵ的直径为dⅢ-Ⅳ=dⅤ-Ⅵ73549686712=150mm；齿轮的左端和左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为240mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略小于轮毂宽度，故取238mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d,故取，则轴环处的直径dⅣ-Ⅴ=190mm。轴环宽度b≥1.4h,故取lⅣ-Ⅴ=40mm. 4）轴承端盖的总宽度为120mm（由轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便欲对轴承添加润滑脂的要求，故取lⅡ-Ⅲ=98mm. 5）取齿轮距箱体内壁之距离a=50mm,圆柱齿轮之间的距离c=35mm。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s,取s=12mm，已知滚动轴承宽度T=86MM，大齿轮轮毂长L=312mm，则 φ196φ214φ228lⅠ?Ⅱ?T?s?a?(120?112)?80?12?50?8?150mm φ264φ225φ196lⅥ?Ⅶ?T?c?s?a?lⅤ?Ⅵ?80?35?12?50?177mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 （3） 轴上零件的周向定位 齿轮和轴的周向定位均采用平键连接。按由表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为250mm,同时为了保证齿轮和轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂和轴的配合为H7；滚动轴承和轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此n6处选轴的直径尺寸公差为m6. （4） 确定轴上圆角和倒角尺寸 参考表15-2，取轴端倒角为2?45o，各轴肩处的圆角半径见上图 5、求轴上的载荷 首先根据轴结构图做出轴的设计计算简图，在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a的值。对于32322 型圆锥滚子轴承，由手册上查得a= 58mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距L?L1?L2?L3?388?326?368?1082mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。 从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面 是轴的危险截面。现将计算出的截面 处的MH、MV及M的值列于下表 载荷 水平面H 垂直面支反力F FNH1?2.62?105N FNV1?2.48?105N FNH2?1.68?105N FNV2?1.52?105N 弯矩M和 总弯矩 MH=1.03×107N.mm , Mv1=1.02×107N.mm, Mv2=1.47×107N.mm Mv3=1.23×107N.mm,Mv4=1.31×107N.mm, M1=1.86×107N.mm M2=2.24×107N.mm, M3=1.89×107N.mm, M4=1.46×107N.mm T2?9.265?106N?mm 扭矩T 6、按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取??0.6，轴的计算应力