[?F]3?KFN3?FE30.88?500?MPa?293.33MPa S1.5KFN4?FE40.89?380?MPa?225.47MPa S1.5YFaYSa并加以比较。 [?F]YFa3YSa32.72?1.57??0.015
[?F]3293.33[?F]4?（9）、计算大、小齿轮的
YFa4YSa42.28?1.73??0.0175
[?F]4225.47大齿轮的数值更大。 2）、设计计算
5?22?2.058?1.65825?10?0.88?(cos14)mn?3?0.0175mm?2.50mm 21?20?1.59对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，所以取mn?2.5mm即可满足弯曲强度。为了同时满足接触疲劳强度需按照接触疲劳强度算得的分度圆直径d3?77.84mm来计算应有的齿数。于是有
d3cos?77.84?cos14?z3???30.20
mn2.5取z3?30,则 z4?uz3?2.80?30?84。 4、几何尺寸计算 （1）计算中心距
a?(z3?z4)mn(30?84)?2.5?mm?146.91mm ?2cos?2?cos14将中心距取整147mm。
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（2）、由计算得的中心距修正螺旋角
??arccos(z3?z4)mn(30?84)?2.5?arccos?14?12'46''
2a2?147因为?的值改变不大，所以参数??、K?、ZH等不必修正。 （3）、计算大、小齿轮的分度圆直径：
d3?z3mn30?2.5??77.40mm cos?cos14?12'46''z4mn84?2.5??216.72mm ?'''cos?cos141246d4?（4）、计算齿轮宽度
b??dd3?1?77.40mm?77.40mm
进行取整B4?80mm;B3?85mm
7轴的设计
7.1低速轴（轴Ⅲ）的设计
已知轴Ⅲ的功率=2.146KW，=46.41r/min，=441.592N.m=441592N.mm，齿轮齿宽B=80mm，齿数=84，=
7.1.1求作用在齿轮上的力
已知低速级大齿轮的分度圆直径为 而
圆周力，径向力及轴向力的方向如图7-1（a）所示。
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7-1（a）
7.1.2初步确定轴的最小直径
选取轴的材料为45钢，调质处理。根据文献【1】表15-3查得，于是得
轴的最小直径显然是安装联轴器处的的直径，需开键槽，故将最小轴径增加5%,为44.4801mm，由文献【3】表16-4取标准直径48mm。
7.1.3选取联轴器
查文献【1】表14-1，考虑工作平稳，故取1.3，则
由文献【3】表16-4选用HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250N.m，半联轴器的孔径=48mm，故取=48mm，半联轴器长度L=112mm半联轴器与轴配合的毂孔长。
7.1.5轴的结构设计
(1)拟定轴上零件的装配方案 轴的结构设计如图7-2所示.
(2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ的直径=55mm；左端用轴挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=58mm。半联轴器与轴配合的毂孔长，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的长度应比略小一些，现取=82mm。
2)初选轴承。因轴承同时受径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据=55mm，由文献【3】表15-3选用单列圆锥滚子轴承30211，其尺寸为,故==55mm;而=22.75mm。
右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得30211型轴承的定位轴肩高度h=4.5mm，因此，取
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3)考虑到拆卸方便，轴段Ⅳ-Ⅴ的直径应比Ⅲ-Ⅳ的直径大，取=59mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为80mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取=76mm 。
4）轴段Ⅴ-Ⅵ为一轴环，右侧定位轴承，由文献【3】表15-3得，轴环处轴肩高度h=，因此，取=68mm，轴环宽度b1.4h，取=10mm。
5）轴承端盖总宽度为20mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的拆卸及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外面与半联轴器右端面间的距离l=30，故取=50mm。
6）取齿轮距箱体内壁的距离为a=16mm，斜齿圆柱齿轮之间相距c=20mm，（参考附图）。考虑到箱体的制造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm，已知滚动轴承宽度T=22.75mm，则
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、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按=76mm由文献【1】表6-1查得平键截面=键槽用键槽铣刀加工，长为63mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。 （4）确定轴上圆角和倒角尺寸
参考文献【1】表15-2，取轴左端倒角为，右端倒角为，各轴肩处的圆角半径见图7-2。
7.1.6求轴上的载荷
（1)画受力简图如图7-1所示，将轴上的作用力分解为垂直面受力和水平面受力，分别求出垂直面上的支反力和水平面上的支反力，对于零件作用于轴上的分布载荷或转矩（因轴上零件如齿轮、联轴器等都有宽度）可当作集中力作用于轴上零件的宽度中心，对于支反力的位置，随轴承类型和布置方式不同而异，对于30211型圆锥滚子轴承，由文献【3】表15-3可查得，a21mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距。
（2）计算作用于轴上的支反力
水平面内支反力：
由,得 化简得
同理可得，垂直面内支反力：
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（1） 计算轴的弯矩，并画弯、扭矩图
分别作出垂直面的弯矩图、水平面上的弯矩图及轴所受扭矩，如图7-1（b）、（c）、（d）、（e）所示。
从轴的结构图及弯矩和扭矩图可以看出截面C是轴的危险截面，现计算截面C处的、及： 水平面内
同理可得，垂直面内
计算总弯矩： 扭矩：
7.1.7按弯矩合成应力校核轴的强度
一般而言，轴的强度是否满足要求只需对危险截面进行校核即可，而轴的危险截面多发生在轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）。根据文献【1】式15-5及表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，去，轴的计算应力
前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由文献【1】表15-1查得。因此,故安全。
7.1.8精确校核轴的疲劳强度
（1）判断危险截面
截面A，Ⅱ，Ⅲ，B只受扭矩的作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但是由于轴的最小直径是按扭矩强度较为宽裕确定的，所以截面A，Ⅱ，Ⅲ，B均无需校核。
从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面Ⅳ，Ⅴ处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面Ⅳ，Ⅴ的应力集中的影响相近，但是截面Ⅴ不受扭矩的作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面C处虽然应力最大，但应力集中不大，而且这里轴的直径最大，故截面C
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