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取弯曲疲劳安全系数S=1.4 K×σ0.85×500 [σF]1=FN1SFE1=1.4MPa=303.57 MPa K×σFE20.88×380 [σF]2=FN2=MPa S1.4=238.86 MPa YFa1×YSa12.744×2.714 ==0.02453 σF 1503.57 YFa2×YSa21.57×1.791 ==0.01634 [σF]2238.86 2○设计计算 32K×T×Y×COS2βYY1βFa2Sa2 mn≥ 2 σF 2?d×z1×εα 32×2.34×140.07×103×0.90× cos12° 21.57× = 21×20×1.68238 =2.387 mm 按齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于齿根 弯曲疲劳强度计算的法面模数 取mn=2.5 d1×cosβ72.54×cos12°z1=29 z1===28.38 取z1mn2.5 =29 z2=137 z2=μz1=4.71×29=136.59 取z2=137 5. 几何尺寸计算 1计算中心距 ○ (z1+z2)×mn(29+137)×2.5 α==2cosβ2×0.978 =212.17 mm 中心距α=212 mm 1将中心距圆整为α=212 mm 2按圆整后的中心距修正螺旋角 ○ (z+z2)×mn β=arccos1 2α(29+137)×2.5 =arccos 2×212=11.826°=11°49′36′′ 3计算大小齿轮的分度圆直径 ○ KFN1=0.85，KFN2=0.88；
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z1×mn29×2.5==74.07 mm cosβcos11°49′36′′z2×mn137×2.5d2===349.93 mm cosβcos11°49′36′′d1=4计算齿轮宽度 ○b=?d×dd1=1×74.07=74.07 mm 圆整后 取大齿轮的齿轮宽度B2=75 mm 小齿轮的齿轮宽度B1=80 mm 5验算 ○Ft=2TⅠdd12×140.04×103==3783.1 N 74.07大齿轮的分度圆直径 d1=74.07 mm 小齿轮的分度圆直径 d2=349.93 mm 大齿轮的齿轮宽度B2=75 mm 小齿轮的齿轮宽度B1=80 mm KA×Ft1×3782.1NTⅠ==51.1b74.07mm<100 ??/???? ∴合适 七、轴的设计计算
输入轴的设计计算： 计算项目及内容 1. 输入轴的功率PⅠ，转速nⅠ和转矩TⅠ 主要结果 PⅠ=5.28 kw nⅠ =360 r/min TⅠ=140.07 N?m 2. 求作用在齿轮上的力 分度圆直径为(高速级小齿轮) d1=74.07 mm 2TⅠ 2×140.04×103圆周力 Ft=d==3783.1 N 74.07圆周力 d1 Ft=3783.1 N an为啮合角 an=20° 圆周力 tanatan20Ft=1407 N 径向力Fr=Ftcosβn=3783cos11.826°=1407 N 轴向力 轴向力Fa=Ft×tanβ=3783×tan11.826°=Fa=793 N 793 N 39550000P3. 初步确定轴的最小直径 d≥ 0.2[τr]n 选取轴Ⅰ的材料为40Cr 调质处理 取A0=112 轴的最小直径 dmin=27.42 mm 3PⅠ35.28dmin=A0 =1123× =27.42 mm nⅠ360
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4. 轴的机构设计 1)拟定轴的零件的装配方案 2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 初步选择滚动轴承，因轴承同时承受径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承。 d1 d2 d3 d4 d5 带轮 透盖 轴承 齿轮 轴承 L1 L2 L3 L4 L5 输入轴的零件的装配方案 1带轮轴径d1 轴径增大5% ○d1′=dmin 1+5% =28.79 mm 取d1=36 mm 2透盖轴径d2′=d1′+2× 0.07～0.1 ×d1′=○40.04～44.2 mm 取d2=44 mm 3轴承轴径 ○d′3=d′2+ 1～5 =45～50 mm 取d3=50 mm d1=36 mm d2=44 mm d3=50 mm 故所选轴承代号为7210AC 则D=90 mm B= 20mm Cr=40.8 kN Cor=30.5 kN 4齿轮轴径 d′4=d′3+ 1～5 =51～56 mm 为装○ 配方便而加大直径应圆整取标准直径一般取0、2、5、 8为尾数。 取d4=60 mm d4=60 mm 5轴承轴径 d5=d3=50 mm ○d5=d3=50 mm 6带轮长度 ○ B带轮= Z?1 e+2f= 3?1 15±0.3 +2×9= 47.4或48.6 当B<1.5?? 时，取L=B 否则 L′1= 1.5～2 d1=47.25～63 mm 选取 L1=48 mm L1=48 mm 7透盖长度 由轴承盖长度及其固定螺钉的装拆空○
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间要求决定 取L2=50 mm 8轴承长度L3 L3=B轴承小+S+a+(3～4) 轴承○ L2=50 mm 与箱体内壁距离S=5～10，箱体内壁与齿轮距离 a=10～20 mm，B轴承小=18 mm 则取L3=40 mm 9齿轮长度L4 df1?d4<10～15 df1= z?○2cosβ﹡﹡2han?2Cn mn= 20cos11.826°L3=40 mm L4=80 mm L5=40 mm ?2×1?2×0.5 ×2.5=44.83 mm 故小齿轮做成齿轮轴 L4=B小齿轮=80 mm 10轴承长度L5 L5=B轴承=40 mm ○输出轴的设计计算： PⅡ=5.07 kw ，nⅡ=76.433 r/min , TⅡ=633.48 N? m 2. 求作用在齿轮上的力 因一直低速级大齿轮的 z137 分度圆直径 d2=mn×cos2β=2.5×cos11.826°= 349.93 mm 2TⅡ2×633480 圆周力 Ft=d=349.93=3621 N dⅡ an为啮合角 an=20° tanatan20 径向力Fr=Ftcosβn=3621cos11.826°=1347 N 轴向力Fa=Ft×tanβ=3621×tan11.826°= 759 N 39550000P3. 初步确定轴的最小直径 d≥ 0.2[τr]n 选取轴Ⅰ的材料为45钢 调质处理 取A0=105 轴的最小直径 d≥42.5 mm 3PⅡ35.07dmin=A0 =1053× =42.5 mm nⅡ76.433 4. 轴的结构设计 1) 拟定轴上零件的装配方案 1. 输出轴的功率PⅡ，转速nⅡ和转矩TⅡ
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2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 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。 d1 d2 d3 d4 d5 联轴器 透盖 轴承 齿轮 轴承 L1 L2 L3 L4 L5 输出轴的零件的装配方案 1轴上有一个键槽，故轴径增大5%。 ○D′1=dmin 1+5% =44.6 mm 为使所选轴径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器。 Pca=1.5×633.48=950.24 N?m 则选择弹性柱销联轴器LX3 d=45 mm ∴取d1=45 mm 半联轴器长L=112 mm 2透盖轴径d2′=d1′+2× 0.07～0.1 ×d1′=○51.3～54 mm 因d2必须符合轴承密封原件的要求。 d1=45 mm d2=52 mm 取d2=52 mm 查表16-11 选旋转轴唇形密封圈 取密封圈d=50 mm 3轴承轴径 ○ d′3=d′2+ 1～5 =53～57 mm 必须与轴承内径一致 圆整为d3=55 mm 故所选轴承代号为7211AC 则D=100 mm B=21mm Cr=50.5 kN Cor=38.5 kN d3=55 mm 4齿轮轴径 d′4=d′3+ 1～5 =56～60 mm 为装○ 配方便而加大直径应圆整取标准直径一般取0、2、5、 8为尾数。 取d4=58 mm d4=58 mm d5=d3=55 mm 5轴承轴径 d5=d3=55 mm 同一轴上的轴承选用○ 同一型号，以便于轴承座机镗制和减少轴承类型 6联轴器长度 半联轴器的宽度为l=84 ○mm，为保证轴
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