YFa1YSa12.65?1.58??0.01379[?F]1303.57YFa2YSa22.21?1.775??0.01642[?F]2238.86大齿轮的数据大 （2） 设计计算 32?1.3?131.31?10m?3?0.01642?2.29mm 20.8?24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，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取mn＝2.5 mm，但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1＝77.44mm来计算应有的齿数 Z1?d1/m?77.44/2.5?30.97 取z1＝31 大齿轮齿数Z2?3.39?30?101.7 取Z2?102 4. 几何尺寸计算 （1） 计算分度圆直径 取z1＝31 d1?Z1m?31?2.5?77.5mmd2?Z2m?102?2.5?255.00mm z2＝102 分度圆直径 d1＝77.5mm d2＝305 mm 中心距 a＝160mm 齿轮宽度 （2） 计算中心距 a?(d1?d2)/2?(77.5?255.00)/2?166.25mm 但为满足同轴式圆柱齿轮的中心距应相等，并保证低速级圆柱齿轮的最小强度，故按低速级圆柱齿轮的中心距计算.即a＝160 mm。z1＝31 z2＝3.39×36=122.04取z2＝122， （3） 计算尺宽 b??dd1?0.8?77.5?62mm 取B2?60mm B1?65mm 八、 传动轴和传动轴承的设计 (a)低速轴、传动轴承以及联轴器的设计 i. 求输出轴上的功率P3，转速n3，转矩T3 d1?Z1m?31?2.5?77.5mmd2?Z2m?122?2.5?305mm B1＝?565mm B2＝?60mm 5 P＝4.77 KW n3＝33.414r/min T3＝1363.305N．m 2. 求作用在齿轮上的力 因已知低速级大齿轮的分度圆直径为 d2＝305mm
2T32?1363.305?103?而 Ft＝＝＝8939.70 N d2305tan?ntan20o?tanFr＝Ft＝×＝3011.77N ?8039.704348.16??1630.06No''cos5'4cos?cos1413?.86Fa＝Fttan?＝8039.70×tan14?54＝2234.926N 圆周力Ft，径向力Fr及轴向力Fa的方向如图8.1所示 ''' 图8.1 轴的载荷分布图 3. 初步确定轴的最小直径 （1）先按课本p370式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢,调质处理。根据课本pP15?3，取Ao?112，于是得 361表370
dmin?Ao3 （2）联轴器的选择。输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径dⅠ?Ⅱ（图7.2）。为了使所选的轴直径 dⅠ?Ⅱ与联轴器的孔径相适,故需同时选取联轴器的型号。 查课本p351表14-1,考虑到转矩变化很小，故取Ka＝?1.31.，则： 31363.30510.0275＝1772296 N．mm Tca?KaT3＝?1.31.5×?311.35?×467N? 按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查《机械设计手册》p173表17-4，选用LT10弹性 套柱销联轴器（GB/T4323—2002），其公称转矩为2000N?m。半联轴器的孔径d1＝65 mm，故取dⅠ?Ⅱ ＝65 mm，半联轴器的长度L＝142 mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1＝107 mm。 4. 轴的结构设计 （1） 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要求的轴向定位要求,Ⅰ-Ⅱ轴段右端需要制出一轴肩,故取Ⅱ-Ⅲ的直径 80 mm；左端 dⅡ?Ⅲ＝?47 2) 用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径D＝85 mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1＝107 mm，为 ?82了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故Ⅰ-Ⅱ的长度应比L1略短一些,现取lⅠ?Ⅱ＝ 105 mm。 3) 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,故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作 要求并根据dⅡ?Ⅲ＝80 mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚?47 子轴承（GB/T 297—1994）30217型，其尺寸为d×D×T＝85 mm×150 mm×30.5 mm，故dⅢ?Ⅳ＝?ddⅦ??5058Ⅵ??ⅧⅦ ＝85 mm；右端圆锥滚子轴承采用套筒进行轴向定位，取套筒宽为14 mm，则lVI?VII＝44.5 mm。 d4) 取安装齿轮处的轴段Ⅳ-Ⅴ＝90 mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮毂的宽度 为90 mm，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lⅣ-Ⅴ＝86 mm。齿轮 的右端采用轴肩定位，轴肩高h＞0.07d，故取h＝7 mm，则dⅤ?Ⅵ＝104 mm。轴环宽度b?1.4h,?65 取lV?VI＝12 mm。 5) 轴承端盖的总宽度为37.5 mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根据轴承端盖的装拆及便于 对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l?30mm,故取lⅡ?Ⅲ?＝50 67.5 mm。lIII?IV=30.5+14+(90-86)=48.5 mm。 P34.77＝112×3＝58.53 ?35.763mm33.414n3
至此，已初步确定了低速轴的各段直径和长度 dⅠ?Ⅱ＝65 mm 80 mm dⅡ?Ⅲ＝?47 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ Ⅶ 图8.2 低速轴的结构设计示意图 （2） 轴上的零件的周向定位 齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按dⅣ-Ⅴ＝90 mm由课本p106表6-1查得平键截面b×h＝25 mm×14 mm，键槽用键槽铣刀加工，长为70 mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮毂与轴的配合为与轴的配合为dⅢ?Ⅳ＝?85 mm dⅦ?Ⅷ?dⅣ-Ⅴ＝90 mm 104 mm dⅤ?Ⅵ＝?65dⅥ?Ⅶ＝?85 mm 58lⅠ?Ⅱ＝?105 mm 82H7；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为20 mm×12 mm×90 mm，半联轴器n6H7。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m6。 l=67.5 mm 50Ⅱ?Ⅲ?k6（3） 确定轴上圆周和倒角尺寸 参考课本p365表15-2，取轴左端倒角为2×45，右端倒角为2.5×45。各轴肩处的圆角半径为:Ⅱ处为R2，其余为R2.5。 表 8.1 低速轴结构设计参数 段名 参数 直径/mm 长度/mm Ⅰ-Ⅱ 65 H7/k6 105 Ⅱ-Ⅲ 80 67.5 Ⅲ-Ⅳ 85 m6 48.5 Ⅳ-Ⅴ 90 H7/n6 86 Ⅴ-Ⅵ 104 12 Ⅵ-Ⅶ 85 m6 44.5 lIII?IV=48.5mm lⅣ-Ⅴ＝86 mm lV?VI＝12 mm lVI?VII=44.5 mm 键b×h×L/mm 20 ×12 ×90 25×14×70 C或R/mm Ⅰ处 Ⅱ处 Ⅲ处Ⅳ处Ⅴ处Ⅵ处Ⅶ处 oo2×45 R2 R2.5 R2.5 R2.5 R2.5 2.5×45 5. 求轴上的载荷 首先根据结构图(图8.2）作出轴的计算简图（图8.1）。在确定轴承的支点位置时,应从手册中查得a值。 对于30217型圆锥滚子轴承，由手册中查得a＝29.9 mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距L2?L3＝?114 .8mm?60.8mm 57.1+71.6＝128.7 mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图（图8.1）。 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面Ｃ是轴的危险截面。计算步骤如下： 57.1+71.6＝128.7 mm L2?L3＝?114.8mm?60.8mm?175.6 L371.660.8?8039.70＝＝＝4472.74N FNH?F?4348.16??1506NNH11t 57.1?71.6L2?L3175.6 57.1114.8L2 FNH＝＝＝N3566.95 N ?F?4348.16??8039.70?2843NH22t57.1?71.6L2?L3175.6
FNV1＝?FrL3?FaD2700?316.1254007.1?71.6?2＝2?809N＝5545.27 N L2?L357.1?71.6FNV2＝Fr?FNv1＝4007.1-5545.27＝-1538.17N 6025.08×57.1＝344032.68 N?mm FNH1L2.＝MH＝?1728888N?＝＝5545.27×.57.1＝316634.917MVM8?92873.2N?N?mm V11?FNV1L2?809?114N?mm 71.6＝110132.972MVM?FNV2L3＝?-1538.17821?60.×8?49916.8N?V22＝222222N?mm ＝＝M11＝344032.68?316634.917M?MH?MV?172889?92873?196255N467564.06 ?mm122?MVM2＝MH.682?110132.9722＝361230.89N?mm 2＝344032 6. 桉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（即危险截面C）的强度。根据课本p373式(15-5)及以上数据，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 ?ca＝M1?(?T3)2W2?467564.062??0.6?1339780＝ MPa＝ 12.76Mpa 30.1?902前已选轴材料为45钢，调质处理，查课本p362表15-1得[??1]＝60MPa。因此?ca〈 [??1]，故此轴安全。 7. 精确校核轴的疲劳强度 （1） 判断危险截面 截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将消弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转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和Ⅴ处过盈配合引起的应力集中最严重，从受载来看，截面C上的应力最大。截面Ⅴ的应力集中的影响和截面Ⅳ的相近，但是截面Ⅴ不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面C上虽然应力最大，但是应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大,故截面C也不必校核，截面Ⅵ和Ⅶ显然更不必要校核。由课本第3章的附录可知，键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而，该轴只需校核截面Ⅳ左右两侧即可。 （2） 截面Ⅳ左侧 抗弯截面系数 W＝0.1d＝0.1?85＝61 412.5 mm 3抗扭截面系数 wT＝0.2d＝0.2?85＝122 825 mm 33333截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 57.141L2?4163.1??41467564.06?＝131835.1N?mm M＝M1?＝324756.72?57.1L263.1截面Ⅳ上的扭矩T3为 T3＝1 339780N?mm