s=4.712 mm 齿厚s=齿槽宽e=p/2=πm/2=4.712 mm （7）验算初选精度等级是否合适 v=1.486 m/s 齿轮圆周速度 v=π2d12n1/（6031000） =3.143603473.333/（6031000） 精度7级 =1.486 m/s 对照《机械设计基础》表11-2可知选择7级精度合适。 （8）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 轴孔直径 d=60 相关尺寸计算如下： mm 轴孔直径 d=60 mm 轮毂直径 D1= 轮毂直径 D1=1.6d=1.6360=96 mm 96 mm 轮毂长度 L=B2=60 mm 轮缘厚度 δ0 = (2.5～4)m = 7.5～12mm δ0取 =10 轮缘内径D2=da2-2h-2δ0 =246-236.75-2310=212.5mm 取D2=212mm 腹板厚度 c=0.3B2=0.3360=18 mm 取c=18 mm 腹板中心孔 D0=0.5（D1+D2）=0.53（96+212）=154mm 腹板孔直径d0=0.25（D2-D1）=0.253（212-96）=29mm 取d0=30mm 齿轮倒角 n=0.5m=1.5 轮毂长度 L=B2=60 mm 轮缘厚度 δ0 =10 轮缘内径 D2=212mm 腹板厚度 c=18 mm 腹板中心孔 D0=154mm 腹板孔直径 d0=30mm 齿轮倒角 n=0.5m=1.5 13
七、传动轴的设计 1、齿轮轴的设计 (1) 确定轴上零件的定位和固定方式 （如图） 将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩 定位，右面用套筒周向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分 别以轴肩和套筒定位，则采用过渡配合固定 (2)轴几何尺寸的设计计算 1.轴的材料和热处理的选择 选用45号钢，调质处理，硬度217~255HBS ζB=650MPa ζS=360MPa ζ-1=300MPa 2.按照扭转强度初步设计轴的最小直径 根据《机械设计基础》P245，并查表14-2，取c=115 P2.511?115?3?20.057mm d≥C 3n473.333Ⅰ 4. 确定轴各段直径和长度 ①从大带轮开始右起第一段，由于带轮与轴通过键连接，则轴应该 增加5%，则D1=21.0598mm，取D1=φ26mm， 带轮的宽度 B=（Z-1）2e+22f =（3-1）315+239=48 mm 则第一段长度L1=60mm ②右起第二段直径取D2=φ36mm 根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度， 取端盖的外端面与带轮的左端面间的距离为30mm，则取第二段的长度 L2=70mm ③右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径
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向力，而轴向力为零，选用6008型轴承，其尺寸为d3D3B=40368 315，那么该段的直径为D3=φ40mm，长度为L3=20mm ④右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的 内圈外径，取D4=φ48mm，长度取L4= 10mm ⑤右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为φ72mm， 分度圆直径为φ66mm，齿轮的宽度为66mm，则，此段的直径为D5=φ 72mm，长度为L5=70mm ⑥右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的 内圈外径，取D6=φ48mm 长度取L6= 10mm ⑦右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D7=φ40mm， 长度L7=18mm (4)求齿轮上作用力的大小、方向 1.小齿轮分度圆直径：d1=66mm 2.作用在齿轮上的转矩为：T1 =50.6623103N2mm 3.求圆周力Ft 3 Ft=2T1/d1=2350.662310/66=1535.212N 4.求径向力Fr 0 Fr=Ft2tanα=1535.2123tan20=558.771N Ft，Fr的方向如下图所示 （5）轴支承反力 根据轴承支承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。 水平面的支承反力：F1H=F2H=Ft/2 =1535.212/2=767.606 N 垂直面的支承反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0 那么F1V=F2V=(Fr3L/2-Fa3d2/2)/L = 558.77130.5=279.386N （6）画弯矩图 右起第四段剖面C处的弯矩： 水平面的弯矩：Mah=F1H3L/2=47.530 Nm 垂直面的弯矩：M′av= M′av=F1V3L/2=17.322Nm 合成弯矩： （7）求轴传递的转矩 T= Ft3d1/2=50.662Nm （8）求危险截面的当量弯矩 因为是单向回转，如认为轴的扭切应力是脉动循环变应力，α=0.6 可得右起第四段剖面C处的当量弯矩： 2222Me?MC?(αT)?50.588?(0.6?50.662)?59.018Nm （9）判断危险截面并验算强度 1.右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大， 所以剖面C为危险截面。 Me=59.018Nm 已知Me=59.018Nm ,由《机械设计基础》有: MC1?MC2?M2ah?M2av?47.5302?17.3222?50.588Nm 15
［ζ-1b］=65Mpa 则： [ζ-1b]=65Mpa ζe= Me/W= Me/(0.12D43) =59.01831000/(0.13403)=9.222 Nm<［ζ-1b］ 2.右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面：ζe=9.222Nm MD?（αT）?0.6?50.662?30.397Nm 2ζe= MD/W= MD/(0.12D13) =30.39731000/(0.13263)=17.295 Nm<［ζ所以确定的尺寸是安全的 。 受力图如下： -1b］ <［ζ-1b］ MD=30.397Nm ζe=17.295Nm <［ζ-1b］ 16
