σF1=117.47MPa σF2=108.65MPa 由于[σF1]≥σF1 [σF2] ≥σF2 故满足齿根弯曲疲劳强度要求 4.2.3齿轮几何尺寸的确定 分度圆直径：d1=75mm d2=m·Z2=3×120=360mm 由标准正常齿制：ha*=1.0 c*=0.25 齿顶圆直径:da1= d1+2ha*m=75+2x1x3=81mm da2=d2+2ha*m=366mm 齿根圆直径: df1= d1-2（ha*+c）m=67.5mm df2= d1-2（ha*+c）m=352.5mm 中心距：a=m ·（Z1+Z2）/2=217.5mm 强度满足 d1=75mm d2=360mm da1=81mm da2=366mm df1=67.5mm df2=352.5mm a=217.5mm 4.3 齿轮的结构设计 小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板 式结构大齿轮的关尺寸计算如下： 小齿轮采用齿轮轴结构 轴孔直径 ds=?65(mm) 大齿轮采用 由【1】图11-16知： 腹板式结构 ds，L≥b2=75mm 轮毂长度 L?(1.2~1.5) 故L=（78~97.5）mm，取L=80mm 轮缘厚度 δ0 = (2.5～4)m = 7.5～12(mm) ， 取 轮毂长度: ?0=10mm L?80mm dh=1.6ds=1.6x65=104mm da2=366mm,df2=352.5,h=13.5mm,b2=75mm ?0=10mm 腹板厚度 c=0.3b=0.3×75=22.5mm dh=104mm 取c=25(mm) da2=366mm,df2= 352.5,h=13.5mm腹板中心孔直径 ,b2=75mm d0=(df2-dh)/4= (352.5-104)/4=62(mm) c=25(mm) 取d0=60mm d0=60mm 齿轮倒角n=0.5m=0.5×3=1.5 n=1.5 13
五、 轴的设计计算 5.1输入轴的设计 （1）选择轴的材料、热处理方式： 由于无特殊要求，选择最常用材料45钢，调制处理。查【1】表14-1得知： 硬度：217～255HBS；强度极限：?B?650MPa；屈服极限：?s?360MPa；弯曲疲劳极限：??1?300MPa。 查【1】表14-3得：弯曲需用应力（静）[??1b]?60MPa。 （2）按扭转强度估算轴的直径 选用45号钢调质，硬度217～255HBS [σb]=650MPa [σs]=360MPa [σ-1]=300MPa 轴的输入功率为P1?7.2kw 转速为n1=388 r/min 查表【1】14-2计算取 45号钢C=118~107 此处取110 3d≥C·P?118?nⅠ37.2?31.24mm 388考虑有一个键槽，将直径增大5%， 则d=31.24×(1+5%)mm=32.8mm 圆整为35mm 以上计算的轴径作为输入轴外伸端最小直径。 （3）轴的结构设计，轴上零件的定位、固定和装配 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面、右面均由轴肩轴向固定，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。 根据高速轴上所需安装的零件，可将其分为7段，以d1、d2、d3、d4、d5、d6、d7表示各段的直径，以x1、x2、x3、x4、x5、x6、x7表示各段的长度。（d1处安装大带轮，d2处安装轴承端盖，d3处安装一号轴承与套筒，d4处安装小齿轮，d7处安装二号轴承） 1) 径向尺寸： 根据常用结构，由d1≥32.8mm，取d1=35mm；查【2】1-27 齿轮轴选用45号钢调质，硬度217～255HBS d=35mm d1=35mm 14
?1830,R?C?1mm知倒角倒圆推荐值为：?3050,R?C?1.6mm，故Φ35（大带?5080,R?C?2mm轮）倒角推荐值为1.6mm，故取d2=d1+(1.6+0.5)x2=39.2mm 圆整为40mm 由于轴承的内径≥20mm时为5的倍数，所以选取d3=45mm 由于齿根圆的直径与轴的直径相差不大，所以此处应该用齿轮轴，d4=df1=67.5mm 而假设轴为7段，此已不需要轴环，所以舍弃第5段。 由对称分布知： d6=da=55mm（da为套筒高） d7=d3=45mm 2) 轴向尺寸： 由【1】图13-17得：根据大带轮的内孔宽L=(1.5~2)d1=56mm （取1.6计算），为防止由于加工误差造成的带轮晃动以及安装要求，取 x1=53mm [确定轴承润滑方式：v轴承=d3xn1=45x388=17460mm·r/min≤ (1.5~2)x105 mm·r/min，故选取脂润滑方式]；为防止箱体内部 润滑油渐到轴承上冲走润滑脂，将轴承与箱体内壁距离取大于 8mm（由于所选套筒长度25mm，故轴承断面到箱体内壁的距离 取15mm），为适宜齿轮传动时散热，取齿轮距箱体内壁为8~10mm（此取10mm）,故有x3?10?15?B?43mm；为了跟x4=b1=80mm；由于安装时齿轮箱体轴承均对称分布，取x6=25mm，x7?B?18mm（包括越程槽尺寸）；轴承到端盖内壁的距离x'?l1???15?B?25mm，选轴承端盖螺钉d3?M8知：轴承端盖厚度e?1.2d3?9.6mm，可取A级M8非全螺线l?40mm的螺栓（即GB/T5782M8?40）此时取端盖到大带轮的扳手空间为 x”=l+K+(3~5)=48mm d2=40mm d3=45mm d4=50mm d6=55mm d7=45mm x1=53mm x2=83mm x3=43mm x4=80mm x5=0mm x6=25mm x7=18mm 15
x2?x'?e?x''?9.6?48?25?83mm。 (4)求齿轮上作用力的大小、方向 1小齿轮分度圆直径：d1=75mm ○ 5 2○作用在齿轮上的转矩为：T1 =1.75×10N·mm 圆周力：3求圆周力：Ft ○Ft=4666.7N Ft=2T1/d1=2×1.75×105/75=4666.7N 4求径向力Fr ○径向力：Fr=Ft·tanα=4666.7×tan200=1698.54N Fr=1698.54N （5）轴长支反力 根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的 安装位置，建立力学模型。 根据前轴的结构设计可得：带轮中心到一号轴承中的距离 K=x2+B/2+L/2=83+9+28=120mm 一号轴承到齿轮中心的距离 L1=B/2+25+b/2=9+25+37.5=71.5mm 齿轮中心到二号轴承中心的距离 L2=L1=71.5mm 此时取: 故有两轴承中心距为 L’=L1+L2=143mm 根据受力分析，可列方程：F1v?F2v?Fr,F1v?F2v（齿轮在两轴承中心）。故可求得： F1v=F2v=Fr/2=1698.54/2=849.27N L2=L1=71.5mm L’=143mm F1H=F2H=2333.35N 垂直面的支反力： 根据受力分析，可列方程：F1v?F2v?Fr,F1v?F2v（齿轮在 两轴承中心）。故可求得： F1v=F2v=Fr/2=1698.54/2=849.27N F1v=F2v=849.27N 水平面的支反力： F1H=F2H=Ft/2=4666.7/2=2333.35N 由于选用深沟球轴承则Fa=0 带轮对轴的作用力FQ在指点产生的反力： Fa=0 F1,F=1196.1N 16
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