Y? = 0.25+0.75/??v = 0.25+0.75/1.757 = 0.677
③计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Y??
β13.827
Y? = 1-??120 = 1-1.959×120 = 0.774
④由当量齿数，查图得齿形系数和应力修正系数
YFa1 = 2.56 YFa2 = 2.17 YSa1 = 1.62 YSa2 = 1.83
⑤计算实际载荷系数KF
由表查得齿间载荷分配系数KF? = 1.4
根据KH? = 1.454，结合b/h = 11.56查图得KF??????????则载荷系数为
KF = KAKvKF?KF? = 1.25×1.02×1.4×1.424 = 2.542
⑥计算齿根弯曲疲劳许用应力[?F]
查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为?Flim1 = 500 MPa、?Flim2 = 380 MPa。 由图查取弯曲疲劳寿命系数KFN1 = 0.89、KFN2 = 0.93 取安全系数S=1.4，得
KFN1ζFlim10.89×500
[?F]1 = = = 317.86 MPa
S1.4
KFN2ζFlim20.93×380
[?F]2 = = = 252.43 MPa
S1.4
2）齿根弯曲疲劳强度校核
22KFT2YFaYSaYεYβcosβ?F1 =
32φdmnz3
2
2×1000×2.542×125.75×2.56×1.62×0.677×0.774cos13.827°=
321×3×25= 77.632 MPa ≤ [?F]1
2KFT2YFaYSaYεYβcos2β?F2 =
32φdmnz3
2×1000×2.542×125.75×2.17×1.83×0.677×0.774cos213.827°=
321×3×25= 74.335 MPa ≤ [?F]2 齿根弯曲疲劳强度满足要求。 5.主要设计结论
齿数z3 = 25、z4 = 98，模数m = 3 mm，压力角? = 20°，螺旋角? = 13.827°= 13°49′37″，中心距a = 190 mm，齿宽b3 = 83 mm、b4 = 78 mm。 6.齿轮参数总结和计算
代号名称 模数m 齿数z 螺旋角β 齿宽b 分度圆直径d 齿顶高系数ha 顶隙系数c 齿顶高ha 齿根高hf 计算公式 m×ha m×(ha+c) 低速级小齿轮 3mm 25 左13°49′37″ 83mm 77.236mm 1.0 0.25 3mm 3.75mm 低速级大齿轮 3mm 98 右13°49′37″ 78mm 302.765mm 1.0 0.25 3mm 3.75mm 全齿高h 齿顶圆直径da 齿根圆直径df ha+hf d+2×ha d-2×hf
6.75mm 83.236mm 69.736mm 6.75mm 308.765mm 295.265mm 第七部分 传动轴和传动轴承及联轴器的设计
7.1 输入轴的设计
1.输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1
P1 = 1.71 KW n1 = 631.11 r/min T1 = 25.88 Nm
2.求作用在齿轮上的力
已知高速级小齿轮的分度圆直径为:
d1 = 49.655 mm
则:
2T12×25.88×1000Ft = = = 1042.4 N
49.655
d1 0tanαntan20
Fr = Ft× = 1042.4×
0 = 392.5 N cosβ
cos14.843
Fa = Fttan? = 1042.4×tan14.8430 = 276.1 N
3.初步确定轴的最小直径:
先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，取
A0 = 112，得：
3
dmin = A0× P131.71 = 112×631.11 = 15.6 mm n1
输入轴的最小直径是安装大带轮处的轴径，由于安装键将轴径增大5%，故选取:d12 = 16 mm 4.轴的结构设计图
5.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1）为了满足大带轮的轴向定位要求，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取II=III段的直径d23 = 21 mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D = 26 mm。大带轮宽度B = 50 mm，为了保证轴端挡圈只压在大带轮上而不压在轴的端面上，故I-II段的长度应比大带轮宽度B略短一些，现取l12 = 48 mm。 2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承。参照工作要求并根据d23 = 21 mm，由轴承产品目录中选择角接触球轴承7205C，其尺寸为d×D×T = 25×52×15 mm，故d34 = d78 = 25 mm，取挡油环的宽度为15，则l34 = l78 = 15+15 = 30 mm。
轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得7205C型轴承的定位轴肩高
度h = 3 mm，因此，取d45 = d67 = 31 mm。
3）由于齿轮的直径较小，为了保证齿轮轮体的强度，应将齿轮和轴做成一体而成为齿轮轴。所以l56 = B = 55 mm，d56 = d1 = 49.655 mm
4）根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与大带轮右端面有一定距离，取l23 = 50 mm。
5）取齿轮距箱体内壁之距离Δ = 16 mm，低速小齿轮和高速小齿轮之间的距离c = 12 mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s = 8 mm，已知低速小齿轮的宽度b3 = 83 mm，则
l45 = b3+c+Δ+s-15 = 83+12+16+8-15 = 104 mm
l67 = Δ+s-15 = 9 mm
至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 6.轴的受力分析和校核 1）作轴的计算简图（见图a）:
根据7205C轴承查手册得a = 12.7 mm
带轮中点距左支点距离L1 = (50/2+50+12.7)mm = 87.7 mm 齿宽中点距左支点距离L2 = (55/2+30+104-12.7)mm = 148.8 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = (55/2+9+30-12.7)mm = 53.8 mm 2）计算轴的支反力： 水平面支反力（见图b）：
1042.4×53.8FtL3
FNH1 = L2+L3 = 148.8+53.8 = 276.8 N
1042.4×148.8FtL2
FNH2 = L2+L3 = 148.8+53.8 = 765.6 N
垂直面支反力（见图d）：