大齿轮当量齿数：
查表得：
查图得重合度系数Yε=0.679 查图得螺旋角系数Yβ=0.793
查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:
由图查取弯曲疲劳系数：
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得许用弯曲应力
故弯曲强度足够。
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7.5计算齿轮传动其它几何尺寸
（1）计算齿顶高、齿根高和全齿高
（2）计算小、大齿轮的齿顶圆直径
（3）计算小、大齿轮的齿根圆直径
7.6齿轮参数和几何尺寸总结
参数或几何尺寸 法面模数 法面压力角 法面齿顶高系数 法面顶隙系数 螺旋角 齿数 齿顶高 齿根高 分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿宽 中心距
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符号 mn αn ha* c* β z ha hf d da df B a 小齿轮 2.5 20 1.0 0.25 左13°20'16\35 2.5 3.125 89.926 94.926 83.676 95 167 大齿轮 2.5 20 1.0 0.25 右13°20'16\95 2.5 3.125 244.084 249.084 237.834 90
第八章 轴的设计
8.1高速轴设计计算
（1）已经确定的运动学和动力学参数
转速n=1465r/min；功率P=17.52kW；轴所传递的转矩T=114208.87N?mm （2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力
由表选用45，调质处理，硬度为217∽255HBS，许用弯曲应力为[ζ]=60MPa （3）按扭转强度概略计算轴的最小直径
由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=112。
由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%
查表可知标准轴孔直径为28mm故取dmin=28 （4）设计轴的结构并绘制轴的结构草图 a.轴的结构分析
高速轴设计成普通阶梯轴。显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸，轴伸出端安装V带轮，选用普通平键，A型，b×h=8×7mm(GB/T 1096-2003)，长L=40mm；定位轴肩直径为33mm；联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。 b.确定各轴段的直径和长度。
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第1段：d1=28mm，L1=54mm
第2段：d2=33mm（比第一段大5mm作为轴肩），L2=69mm（轴肩突出轴承端盖20mm左右）
第3段：d3=35mm（与轴承内径配合），L3=32mm（由轴承宽度确定）
第4段：d4=37mm（与齿轮1内径配合），L4=93mm（比配合的齿轮宽度短2mm，以保证齿轮轴向定位可靠）
第5段：d5=45mm（轴肩），L5=10mm
第6段：d6=35mm（与轴承内径配合），L6=17mm（由轴承和挡油环（定距环）宽度确定） 轴段 直径(mm) 长度(mm)
（5）弯曲-扭转组合强度校核 a.画高速轴的受力图
如图所示为高速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图 b.计算作用在轴上的力（d1为齿轮1的分度圆直径） 齿轮1所受的圆周力（d1为齿轮1的分度圆直径）
1 28 54 2 33 69 3 35 32 4 37 93 5 45 10 6 35 17
齿轮1所受的径向力
齿轮1所受的轴向力
带传动压轴力（属于径向力）Fp=2324.59N
第一段轴中点到轴承中点距离La=104mm，轴承中点到齿轮中点距离Lb=70.5mm，齿轮中点到轴承中点距离Lc=64.5mm
轴所受的载荷是从轴上零件传来的，计算时通常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。通常把轴当做置于铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关
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在水平面内
高速轴上外传动件压轴力（属于径向力）Q=2324.59N 轴承A处水平支承力：
轴承B处水平支承力：
在垂直面内
轴承A处垂直支承力：
轴承B处垂直支承力：
轴承A的总支承反力为：
轴承B的总支承反力为：
d.绘制水平面弯矩图 截面A在水平面上弯矩：
截面B在水平面上弯矩：
截面C左侧在水平面上弯矩：
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