【正文】 側(cè)為危險剖面 其抗彎截面系數(shù)為W=πd332=π55332= 抗扭截面系數(shù)為WT=πd316= 最大彎曲應(yīng)力為σ=MW= 剪切應(yīng)力為τ=TWT= 按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)α=，則當(dāng)量應(yīng)力為σca=σ2+4ατ2= 查表得45(調(diào)質(zhì))處理，抗拉強度極限σB=650MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力[σ1b]=60MPa，σca[σ1b]，所以強度滿足要求。176。= 高速級大齒輪所受的軸向力Fa2=Ft2tanβ=176。軸段12345直徑4045554540長度408883 (5)軸的受力分析 高速級大齒輪所受的圓周力（d2為高速級大齒輪的分度圓直徑）Ft2=2Td2=2= 高速級大齒輪所受的徑向力Fr2=Ft2tanαcosβ=tan20176。 5)取低速級小齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ1 =10 mm，高速級大齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ2 = mm，高速級大齒輪和低速級小齒輪距離Δ3=15mm。已知低速小齒輪的輪轂寬度為b3= 90 mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l23 = 88 mm，d23=45mm。 3)左端滾動軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h = (2~3)R，由軸徑d45 = 45 mm查表，取h = 5 mm，則軸環(huán)處的直徑d34 = 55 mm。 2)取安裝大齒輪處的軸段的直徑d45 = 45 mm；齒輪的右端與右軸承之間采用擋油環(huán)定位。中間軸最小直徑是安裝滾動軸承的直徑d12和d56，因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸軸承。 (1)已經(jīng)確定的運動學(xué)和動力學(xué)參數(shù) 轉(zhuǎn)速n=；功率P=；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=?mm (2)軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力 由表選用45（調(diào)質(zhì)），齒面硬度217～255HBS，許用彎曲應(yīng)力為[σ]=60MPa (3)按扭轉(zhuǎn)強度概略計算軸的最小直徑 由于中間軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取A0=115。作用在軸上的扭矩，一般從傳動件輪轂寬度的中點算起。= 高速級小齒輪所受的軸向力Fa1=Ft1tanβ=176。軸段123456直徑283335404835長度54663988532 (5)軸的受力分析 高速級小齒輪所受的圓周力（d1為高速級小齒輪的分度圓直徑）Ft1=2Td1=2= 高速級小齒輪所受的徑向力Fr1=Ft1tanαcosβ=tan20176。 4)軸承端蓋厚度e=12，墊片厚度Δt=2，根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與帶輪端面有一定距離K=24，螺釘C1=22mm，C2=20mm，箱座壁厚δ=8mm，則l23= δ+C1+C2+Δt+e+5+KBΔ= 8+22 + 20 + 2+12 + 5 + 24 17 10 = 66 mm 5)取小齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ1 =10 mm。軸肩h34=，則d45=40mm。參照工作要求并根據(jù)d23 = 33 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇角接觸軸承7207AC，其尺寸為dDB = 357217mm，故d34 = d67 = 35 mm。 2)初步選擇滾動軸承。d≥A03Pn=112= 由于最小軸段截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大5%dmin=1+= 查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為28mm故取dmin=28 (4)確定各段軸的直徑和長度圖81 高速軸示意圖 1)高速軸和大帶輪配合，查表選取標(biāo)準(zhǔn)軸徑d12=28mm，l12長度略小于大帶輪輪轂長度L，取l12=54mm。339。339。 則載荷系數(shù)為 KF=KAKVKFαKFβ=1= 由圖1024c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為σFlim1=500MPa、σFlim2=380MPa 由圖1022查取彎曲疲勞系數(shù)KFN1=，KFN2= 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=，由式（1014）得σF1=KFN1σFlim1S==352MPaσF2=KFN2σFlim2S== 齒根彎曲疲勞強度校核σF1=2KTYFa1YSa1YεYβcos2βφdm3z12=233272= MPa σF1σF2=2KTYFa2YSa2YεYβcos2βφdm3z12=233272= MPa σF2 齒根彎曲疲勞強度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。=176。=Yε=+=εβ=φdz1tanβπ=127176。=176。=176。=176。=arctantanαncosβ=arctantan20176。= 大齒輪當(dāng)量齒數(shù)：Zv2=z2cos3β=176。339。并調(diào)整小齒輪齒數(shù)Z1=27則，Z2=ui==86 (2)按圓整后的中心距修正螺旋角β=acosz1+z2mn2a=176。 (1)計算中心距 為滿足同軸式圓柱齒輪的中心距應(yīng)相等，并保證低速級圓柱齒輪的最小強度，故按低速級圓柱齒輪的中心距計算。Ft=2Td1=2=K_AF_t/b=1|mm100Nmm 查表103得齒間載荷分配系數(shù)KHα= 由表104用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，得齒向載荷分布系數(shù)KHβ= 由此，得到實際載荷系數(shù) KH=KAKVKHαKHβ=1= 3)由式（1012），可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d1=d1t3KHKHt== 4)確定模數(shù)mn=d1cosβz1=cos13176。= ⑧計算接觸疲勞許用應(yīng)力[σH] 由圖1025d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為σHlim1=600Mpa，σHlim2=550Mpa 由式（1015）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：NL1=60njLh=6048011630015=109NL2=NL1u==108 由圖1023查取接觸疲勞系數(shù)KHN1=，KHN2= 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得σH1=KHN1σHlim1S=6001=588MPaσH2=KHN2σHlim2S=5501=583MPa 取[σH]1和[σH]2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即σH=583MPa 2)試算小齒輪分度圓直徑d1t≥32KHtTφdu+1uZHZEZεZβσH2=328627+18627= (2)調(diào)整小齒輪分度圓直徑 1)計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。π=Zε=4εα31εβ+εβεα=+= ⑦由公式可得螺旋角系數(shù)Zβ。+86176。εα=z1tanαat1tanαt+z2tanαat2tanαt2π=27176。αat1=arccosz1cosαtz1+2han*cosβ=arccos27+21cos13=176。cos13176。 ⑥由式（109）計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Zε。 (3)材料選擇 由表101選擇小齒輪40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪45（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS (4)選小齒輪齒數(shù)z1=27，則大齒輪齒數(shù)z2=z1i=27=86。初選螺旋角β=13176。339。339。 則載荷系數(shù)為 KF=KAKVKFαKFβ=1= 由圖1024c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為σFlim1=500MPa、σFlim2=380MPa 由圖1022查取彎曲疲勞系數(shù)KFN1=，KFN2= 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=，由式（1014）得σF1=KFN1σFlim1S==364MPaσF2=KFN2σFlim2S== 齒根彎曲疲勞強度校核σF1=2KTYFa1YSa1YεYβcos2βφdm3z12=233272= MPa σF1σF2=2KTYFa2YSa2YεYβcos2βφdm3z12=233272= MPa σF2 齒根彎曲疲勞強度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。=176。=Yε=+=εβ=φdz1tanβπ=127176。=176。=176。=176。=arctantanαncosβ=arctantan20176。= 大齒輪當(dāng)量齒數(shù)：Zv2=z2cos3β=176。339。 (1)計算中心距a=z1+z2mn2cosβ=，圓整為174mm (2)按圓整后的中心距修正螺旋角β=acosz1+z2mn2a=176。Ft=2Td1=2=K_AF_t/b=1|mm100Nmm 查表103得齒間載荷分配系數(shù)KHα= 由表104用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，得齒向載荷分布系數(shù)KHβ= 由此，得到實際載荷系數(shù) KH=KAKVKHαKHβ=1= 3)由式（1012），可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d1=d1t3KHKHt== 4)確定模數(shù)mn=d1cosβz1=cos13176。= ⑧計算接觸疲勞許用應(yīng)力[σH] 由圖1025d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為σHlim1=600Mpa，σHlim2=550Mpa 由式（1015）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：NL1=60njLh=6011630015=108NL2=NL1u==108 由圖1023查取接觸疲勞系數(shù)KHN1=，KHN2= 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得σH1=KHN1σHlim1S=6001=636MPaσH2=KHN2σHlim2S=5501= 取[σH]1和[σH]2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即σH= 2)試算小齒輪分度圓直徑d1t≥32KHtTφdu+1uZHZEZεZβσH2=328627+18627= (2)調(diào)整小齒輪分度圓直徑 1)計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。π=Zε=4εα31εβ+εβεα=+= ⑦由公式可得螺旋角系數(shù)Zβ。+86176。εα=z1tanαat1tanαt+z2tanαat2tanαt2π=27176。αat1=arccosz1cosαtz1+2han*cosβ=arccos27+21cos13=176。cos13176。 ⑥由式（109）計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Zε。 (3)材料選擇 由表101選擇小齒輪40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪45（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS (4)選小齒輪齒數(shù)z1=27，則大齒輪齒數(shù)z2=z1i=27=86。初選螺旋角β=13176。帶型AV帶中心距476mm小帶輪基準(zhǔn)直徑100mm包角176。帶輪基準(zhǔn)直徑dd1=100mm，dd2=200mm，中心距控制在a=455～519mm。 因此小帶輪尺寸如下：d1=d=38=76mmda=dd+2ha=100+2=B=z1e+2f=6115+29=93mm L=d≥B（帶輪為實心式，因此輪緣寬度應(yīng)大于等于帶輪寬度）L=93mm圖51 帶輪結(jié)構(gòu)示意圖 2）大帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計 大帶