?32?1.823?1006921?242?0.01643?2.15mm

齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数2.15

文献【５】表10-1就近圆整为标准值m?2.5mm 按接触疲劳强度算得分度圆直径d1?73.929mm

小齿轮齿数zd11??89.073?35.6 m2.5,取z1?35大齿轮齿数z35?140

2?4?

这样设计出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。 ① 分度圆直径

dz35?2.5?87.5mm

1?1m?d2?z2m?140?2.5?350mm②中心距

a?d

1?d287.2?5?3502?218.75mm

③齿宽

b??d?d1?1?75?87.5mm

则 B1?92mm B2?87.5mm

按b??d?d计算后再作适当圆整，而常将小齿轮的齿宽在圆整值的基础上人为的加宽5-10mm,以防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位时导致啮合齿宽减小而增大轮齿单位齿宽的工作载荷。

m?2.5mm

z1?35z2?140

d1?75mmd2?277.5mm

a?176.25mm

b?87.5mm B1?92mmB2?87.5mm

5轴的设计计算

5.1输入轴设计

(1) 求输入轴上的功率p1、转速n1和转矩T1

p1?3.92kw

n1?720r/minT1?51.994N?m?51994N?mm

(2)求作用在齿轮上的力 已知高速级小圆锥齿轮的分度圆半径为 d5?1m1?d1(1?0.R)?103.5?(1?0.5?3)?86.25mm

而 F2T12?51994t?d??1205.7Nm186.25 Fr?Ft?tan??cos?1?394N

Fa?Ft?tan??sin?1?193N圆周力Ft、径向力Fr及轴向力Fa的方向如图5-1所示 (3)初步确定轴的最小直径

先按式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为

40Cr（调质）根据文献【１】表15-3，取，A0?110得

dmin?A03P1n?110?33.92?19.35mm 1720取高速轴的输入轴的最小直径为安装联轴器的直径d12，为了使所选的轴直径d12与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联

轴器型号。

联轴器的计算转矩Tca?KAT1，查文献【１】表14-1，由于转矩变化很小，故取，KA?1.5则

Tca?KAT1?1.5?51994?77991N?mm

p1?3.92kw

n1?720r/min T1?51.994N?m

Ft?1205.7NFr?394N

Fa?193N

图5-1轴的载荷分析

由于该轴与连轴器相连的一端直径要与电机相同，

Tca应小于

联轴器的公称转矩，所以查标准GB/T5014-2003或文献【４】，选 HL3弹性套柱销联轴器，其公称转矩为630000N?mm，半联轴器的孔径d1?30mm，故取d1?2?30mm，半联轴器长度L?82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为

L1?44mm。

①拟定轴上零件的装配方案（见图5-2）

②根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

1）为了满足半联轴器的轴向定位，1-2轴段右端需制出

dmin?19.35mm

Tca?77991N?mm

一轴肩，故取2-3段的直径

d2?3?35mm，为了满端盖密

封，2-3轴段右端需制出一轴肩，故取3-4段的直径

d3?4?40mm，L1?2?58mm L2?3?42mm

2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据d3?4?40mm，由文献【１】表15-7中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30308，其尺寸为d?D?T?40mm?90mm?25.25mm

图5-2轴的结构与装配

d3?4?d5?6?40mm

L3?4?L5?6?30mm d4?5?35mm，L4?5?60.5mm L6?7?48

③轴上的周向定位

圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按d6?7由文献【１】表6-1查得平键截面b?h?8mm?7mm，键槽用键槽铣刀加工，长为36mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好

的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7k6；滚动轴

承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为r6。

d1?2?30mmd2?3?35mmd3?4?40mmd4?5?35mmd5?6?40mm