课程设计报告 [?F]3?KFN3?FE3S?310.714MPa321.43MPa； 同理[?F]4=241.571MPa
YFaYSa[?FF. 计算大、小齿轮的
]，并加以比较
YFa3YSa3[?F]3=0.01348
YFa4YSa4[?F]4=0.01624
大齿轮的数值大
5) 设计计算 mn?32KT2Y?cos?YFaYSa2?dZ3?a[?F]2=2.791mm
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，取mn=3.0mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，
69.21需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d3?92.656mm来计算应有的齿数。于是有
d3cos? 取Z3=31 则Z4=uZ3=93.155,取Z4=93 Z3?d/m=92.656/3=30.885, m这样设计出来的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。
6) 几何尺寸计算
A. 计算大、小齿轮的分度圆直径 d1=z1*m=31*3=93mm d2=z2*m=93*3=279mm
B. 计算中心距
a=(d1+d2)/2=186mm
C. 计算齿轮宽度
b=?dd3=93mm 圆整后取B4?95mm B3=100mm 65Ⅰ?1=4292.88N 9550?35.20507) 验算 Ft=2*TⅠ/d
PnⅠKAFt/b=46.16<100.故合适。
*
8）此时i带=2.99,i1=3,i2=4,经再次修正后得： 轴号 转速（r/min） n输入功率P(kw) 输入扭矩（N.m) 11
课程设计报告 Ⅰ轴 481.605 3.489 69.185 Ⅱ轴 160.535 3.35 199.287 Ⅲ轴 40.134 3.217 765.499 Ⅳ轴 40.134 3.089 735.036 六 校验传动比
实际传动比为 i实=2.99*3*4=35.88 总传动比 i总=35.937
所以传动比相对误差为 （35.937-35.88）/35.937=0.159% 七.轴的结构设计及计算 一.高速轴的设计与计算
1) 列出轴上的功率、转速和转矩
Pd?01?5.3485*0.9925?5.3084 由前面分析知：PⅠ?3.489kw
nⅠ=481.605r/min
PⅠT?9550 Ⅰ=69.185Nm ?35.2050nⅠ2) 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62.000mm
PⅠT?9550?35.2050而 圆周力 Ft=2*Ⅰ/d1=2231.774N
nⅠ 径向力 Fr=Fr?Fttanancos??839.378N
轴向力 Fa?Fttan?=218.532N ?1381.32 3). 初步确定轴的最小直径
选取轴的材料为45钢，调质处理。由表15-3，取A0=112，于是得：
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课程设计报告 dmin?A03P3n3?21.671mm 47.767mm输出轴的最小直径显然是安装大带轮处轴的直径dⅠ-Ⅱ，为了便于制造，故初选dⅠ-Ⅱ=25mm
4.轴的结构设计
1)拟定轴上零件的装配方案
本题的装配方案如上述分析所述，按课本上P48图5-34所示装配。 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
①为了满足轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ轴段右端制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径dⅡ-Ⅲ=35mm;并根据带轮的宽度选LⅠ-Ⅱ=B=(Z-1)*e+2*f=38mm.
?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，故选用角接触球承。
参照工作要求并根据dⅡ-Ⅲ=35mm，由轴承中初步选取0基本游隙组、标准精度级的角接触球轴承7008C。起尺寸为d*D*B=40mm*68mm*15mm.故取
dⅢ-Ⅳ=dⅦ-Ⅷ=40mm，且取挡油板宽
度为10+2mm,故LⅢ-Ⅳ=B+10+2=27mm.显然，dⅣ-Ⅴ=dⅢ-Ⅳ+2*h起轴肩定位作用，故取
dⅣ-Ⅴ=55mm.根据计算，显然齿根圆到键槽底部的距离X<2*mt。故将齿轮与轴做成一体，
即齿轮轴。此时齿轮与轴使用同种材料并均经过相应热处理，所以LⅤ-Ⅵ=B1=70mm.
显然，齿轮轴处安装齿轮的轴径dⅤ-Ⅵ为齿轮轴的齿顶圆直径，即dⅤ-Ⅵ=62+2*ha=66.000mm,同理dⅥ-Ⅶ=dⅣ-Ⅴ=55mm，且LⅦ-Ⅷ=LⅢ-Ⅳ=27mm,LⅥ-Ⅶ=△2-2=10-2=8mm,
LⅣ-Ⅴ=100+△3+△2-2-2.5*2=115,同时为了满足凸缘式端盖装拆要求，取LⅡ-Ⅲ=66mm.
至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。
5 轴上力的作用点及支点跨距的确定 （1）由手册上查得轴承的a值为14.7mm，计算得出带轮上力作用点与支撑受力点的距离为 L1=0.5*LⅠ-Ⅱ+LⅡ-Ⅲ+a=100mm; 齿轮中心与左支撑受力点的距离为 L2=0.5*LⅤ-Ⅵ+LⅣ-Ⅴ+LⅢ-Ⅳ-a=162mm 齿轮中心与右支撑受力点的距离为 L3=0.5*LⅤ-Ⅵ+LⅥ-Ⅶ+LⅦ-Ⅷ-a=55mm. 6 .轴、滚动轴承及键联接的强度计算
（1）轴的强度计算。由题图的传动方案，假设高速轴上小斜齿轮右旋，并旋转方向为右旋，而且β=14.593o
高速齿轮轴的材料应与小齿轮原定材料相同，即45纲调质处理，此材料的
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课程设计报告 ?b=650Mpa,?[?M?1]=60Mpa.高速轴的受力分析和弯扭矩图如下图所示 (见下页）
从轴的结构图以及弯矩图中可以看出C截面是轴的危险截面，现将计算出的截面C出的MH、MV及M值列于下表： 载荷 水平面H 垂直面V 支反力F FNH1=557.944N FNH2=1673.831N MH=92060.76Nmm FNV1=1815.28N FNV2=-1192.148N MV1=-117000.8Nmm MV2=-65568.14Nmm 弯矩M 总弯矩 M1=（MH+MV1)=117000.8Nmm M2=(MH2+MV22)1/2=117083.9Nmm 221/2扭矩T T1=69.185*103Nmm
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课程设计报告
6.按弯扭组合应力校核轴的强度
进行弯钮校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。取a=0.6，轴的计算应力为：?ca?M2?(aT3)W2?4.321Mpa
前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得 [??1]=60MPa，因此是安全的。 （2）滚动轴承计算
高速轴的轴受力分析简图如图（f ） 1）轴承B和D的径向力分别为 Fr1==F22NH1?F22NH1?1899.09N424? 211.7222?474NFNH2?FNH2?2054.976N1093?360.3?1151N Fr2=
2）由滚动轴承标准查得7008C型附加轴向力为 Fd=e*Fr。先初取e=0.4，因此可估算
2 Fd1=0.4* Fr1=0.4*1899.09=759.636N Fd2=0.4*Fr2=0.4*2054.976=821.99N
按式13-11得： Fa1=Fae+Fd2=218.532+821.99=1040.522N Fa2=Fd2=821.99N
所以：Fa1/C0=1040.522/15200=0.0685 同理，Fa2/C0=0.0541
由表13-5进行插值计算得：e1=0.44,e2=0.426 再计算 Fd1=e1*Fr1=0.44*1899.09=835.599N Fd2=e2*Fr2=0.426*2054.976=875.349N Fa1=Fae+Fd2=875.349+218.532=1093.881N Fa2=Fd2=875.349N
所以：Fa1/C0=1093.881/15200=0.0719
Fa2/C0=875.349/15200=0.0576
综上两次计算相差不大，因此确定：e1=0.44,e2=0.426，Fa1=1093.881N，Fa2=875.349N 3）求当量动载荷P1和P2
Fa1Fr11181?1093.881/1899.09=0.576>e?e1
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Fa2Fr2783?875.349/2054.976=e?e2 1151 15