(精品论文)300kn电动锚绞车减速器设计参考

传动装置的总体设计2.1 传动方案本机型经过神工集团开发部根据锚绞车的技术参数，确定了锚绞车传动部分的主要参数：1、额定负载 300KN2、绳索速度 9m/min3、钢丝绳直径 55mm4、支持负载 900KN5、容绳量 600m6、出绳方向 下出绳本锚绞车采用电动机通过减速器，开式齿轮传递扭矩到达主轴，通过离合器带动卷筒工作。传动方案1：减速器采用展开式二级闭式齿轮传动，结构简单，在满足中心距的条件下，由于齿轮和轴的减少，传动效率较高，但齿轮直径大，加工精度不高，而且噪声较大，大齿轮在经济方面不理想，加工起来又比较困难，减速箱的体积比较大，不利于安装。它的结构简图如图1-1所示：图1-11、电动机 2、联轴器 3、制动器 4、减速器 5、绞筒 6、轴承 7、开式齿轮传动方案2：减速器采用展开式三级闭式齿轮传动，特点：结构简单、效率高、容易制造、使用寿命较长、维护方便，装拆容易，工作可靠。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，这样，轴在转矩下产生的扭转变形与轴在弯矩下产生的弯曲变形可部分地相互抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象在满足中心距的条件下，传动的齿轮的直径可以取小，这样可以使传动的传动比较精确可靠，寿命长，结构紧凑，而且滑移齿轮操作方便不费力。其结构简图如图1-2所示:图1-21高速齿轮 2轴承 3齿轮 4齿轮 5轴承 6齿轮 7轴承 8轴承 9轴承 10输出齿轮 11齿轮 12轴承 13轴承 14轴承2比较起来，方案2的三级闭式齿轮传动比较适合锚绞车的减速传动，该机具有较强的市场竞争力。传动方案即：三级圆柱齿轮减速器+开式直齿轮2.2 确定传动装置的传动比（1）传动效率：（2）电机的选择： 电动机型号：JZ2-H-72-4/8/16功率：60/60/45kw转速：1420/720/330JZ2-H 德州恒力电机厂船用三相异步电动机（3）传动比的确定：已知卷筒直径D=950mm，钢丝绳直径d=55mm，公称缆绳速度V9m/min卷筒转速：总传动比：2.3 计算传动比的分配取，2.4 计算传动装置的动力参数（1）各轴的输入功率 (查表确定各部分装置的效率：滚动轴承传动效率（一对）2=0.99，减速器3=0.91，圆柱齿轮传动效率4=0.95 )轴（输入轴）P= P0=55.6990.910.990.99=49.677kw轴（输出轴）P= P=49.6770.990.95=46.722kw（2）各轴的转速轴（输入轴）：n= 16 r/min轴（输出轴）：n=n1i =165.614=2.850 r/min（3）各轴的输入转矩轴（输入轴）：T=955029650.96 Nm轴（输出轴）：T=9550156553.68Nm表2-1 计算结果汇总表轴名输入功率（kW）转速n（r/min）输入转矩（Nm）传动比（i）输入轴49.6771629650.965.614输出轴46.7222.850156553.683 传动零件的设计计算3.1 圆柱直齿轮的设计（1） 选择齿轮类型、材料、精度以及参数选用齿轮材料：选取小齿轮材料为40Cr，大齿轮材料为ZG35SiMn大齿轮：调质处理HB197-248，小齿轮：调质处理 HB197-248。（2）根据要求确定圆柱直齿轮的基本参数齿数Z =22，Z=124模数m=20 压力角 中心距 a=1460（取，）查设计手册可算出： 分度圆直径， 标准中心距a=1460齿顶高， 齿根高，齿高 齿顶圆直径 ，公法线跨齿数 ，公法线长度 （3）直齿轮齿面接触疲劳强度校核计算 接触应力 （两齿轮分别计算，取值较大者） 查表可得：=1， ，=189.8 ，=1， ，=1，=1.01，=1.33，=1.19 则接触应力 =597 许用接触应力 查表可得: =721MP, =1.48, =1, =0.9, =0.86, =1 =1 则许用接触应力 满足直齿轮齿面接触疲劳强度要求。（4）直齿轮齿根弯曲疲劳强度校核计算 弯曲应力 （两齿轮分别计算，取值较大者）查表可得：=149017.29N, =300, =20, =2.72, =1.57, =0.68, =1, =1.01, =1.6, =1.19 则弯曲应力 许用弯曲应力 查表可得: =310Mpa, =2, =1.10, =1, =1, =1 则许用弯曲应力 满足直齿轮齿根弯曲疲劳强度要求。图3-1 开式直齿轮 4 轴的设计4.1选择轴的材料根据所设计的轴零件材料选用40Cr，加工方法为调质处理HB214-286。查轴的常用材料及其力学性能，屈服强度极限。4.2按扭转强度估算轴的最小直径取A=98，得,其中,对实心轴 ,，则248.95mm4.3轴的结构设计按轴的结构和强度要求选取安装在侧墙架处的轴径d=250mm，两墙架支点之间的距离为=式中轴瓦宽度，查得轴瓦=230mm 大直齿轮的宽度，=360mm，4.4 轴的受力分析及弯扭矩图（1） 计算作用在轴上的力大齿轮 （2）卷筒处的水平力、垂直力的计算 （3）主轴支反力及弯矩的计算水平方向： 垂直方向： 合成弯矩： （4）轴的弯矩图主轴水平方向受力图4-1 锚机主轴4.5主轴强度的校核有图可知，危险截面在A、D两处，故选择A、D截面来计算。条件：A截面的强度校核：已知A处轴径d=250mmD截面的强度校核：已知D处轴径d=280mm所以，截面A、D的强度校核通过。4.6电机堵转时主轴强度的校核计算则主轴受力为：支反力及力矩分别为： 所以，电机堵转下主轴强度校核通过4.7支持负载下主轴强度的校核（1）支持负载及紧边拉力制动转矩：圆周力：紧边拉力：上式中：-摩擦因数，=0.34 -制动带包角，=（2）主轴支反力及弯矩的计算水平方向:垂直方向：（3）合成弯矩5 减速器的参数化设计5.1各轴的转速n=电机转速电机至输出轴的传动比 将传动装置各轴由高速到低速依次定为轴、轴、轴、轴，分别表示为n1、n2、n3、n4。 由电动机到输出，通过减速器输入轴转速n电 =750 r/min ,即高速轴转速n1=750 r/min ，推出n2=n1/i高=750/2.24=334.82 r/min n3=n2/i中=334.82/4=83.705 r/min n4=n3/i低=83.705/5=16.741 r/min5.2各轴的效率和功率（1）根据条件已知：联轴器的传动效率每对圆柱齿轮的传动效率（很好的跑和的7级精度齿轮传动）每对滚动轴承的传动效率（2）各轴的传动效率第一级的传动效率第二级的传动效率第三级的传动效率第四级的传动效率（3）各轴的功率减速器输入轴的输入功率：P1=P1=1100.97=106.7 kw中间轴的功率：P2=P12=106.70.96=102.4 kw中间轴的功率：P3=P23=102.40.96=98.3 kw输出轴的功率：P4=P34=98.30.96=94.4 kw（4）各轴的转矩输入轴T1=9.55106p1/n1=9.55106106.7/750=1.4106Nmm 中间轴T2=9.55106p2/n2=9.55106102.4/334.82=2.92106Nmm 中间轴T3=9.55106p3/n3=9.5510698.3/83.705=11.22106Nmm 输出轴T4=9.55106p4/n4=9.5510694.4/16.741=53.85106Nmm （5）运动和动力参数结果如下表轴名输出功率P（kW）转速n(r/min)转矩T（N.mm）效率输入轴106.77501.41060.97中间轴102.4334.822.921060.96中间轴98.383.70511.221060.96输出轴94.416.74153.851060.966减速器齿轮的设计及校核6.1选择材料，热处理，齿轮精度等级和齿数 由机械设计手册，考虑到工厂加工条件和减速器要承受很大的转矩，选择大小齿轮材料都为20CrMnTi,渗碳处理，硬度为5560HRC，抗拉强度b=1079 MPa，屈服强度b=834 MPa，精度7级。 取高速级齿轮z1=27，且由于要满足中心距要求，得z2=60；同理由此取中间级齿轮z3=24，z4=96；低速级齿轮z5=29，z6=145。 实际传动比i=z2z4z6z1z3z5=6096145272429=44.44, 传动比误差i=i-ii100%=45-44.4445100%=1.2%5%，满足传动要求。 实际输入轴转速n1=750 r/min实际输出轴转速n=n1/i=750/44.44=16.88r/min6.2校核齿轮强度（1）高速轴齿轮1和齿轮2的设计计算设计参数 传递功率 P=106.7kw 传递转矩T1=1.4106 Nmm齿轮1转速 n1=750 r/min 齿轮2转速 n2=334.82 r/min 该啮合传动比 i=2.24原动机载荷特性:均匀平稳;工作机载荷特性:均匀平稳预定寿命H=44360=5760时取6000时（寿命4年，每年工作360天，每天工作用4小时）。 按齿根弯曲疲劳强度设计计算公式按mnt32KT1cos2YYdz12YFa1YSa1F 闭式齿轮结构，硬齿面齿轮，齿轮均采用非对称布置（轴钢性较大），取齿宽系d=0.8，初选螺旋角=14齿面啮合类型 ：硬齿面热处理质量级别 MQ齿轮材料及热处理 20CrMnTi渗碳齿轮硬度取值范围 HRC=5560齿轮硬度 HRC=59按齿根弯曲疲劳强度设计，初选载荷系数Kt=1.5大小齿轮的弯曲疲劳强度极限Flim=500MPa齿轮的应力循环次数N1=60n1jLh=607506000=2.7108 N2=60n1jLh=60334.826000=1.21108大小齿轮的弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.9, KFN2=0.92取弯曲疲劳安全系数SF=1.4,应力修正系数YST=2,则F1=KFN1YSTFlim1/SF=0.92500 /1.4=642MPaF2=KFN2YSTFlim2/SF=0.922500 /1.4=657MPa根据当量齿数zv1=z1/cos3=27/cos314=29.56zv2=z2/cos3=60/cos314=65.68查取齿形系数和应力校正系数YFa1=2.57，YFa2=2.28，YSa1=1.6， YSa2=1.73YFa1YSa1F=2.571.6642=0.0067YFa2YSa2F=2.281.73657=0.006由于YFa1YSa1FYFa2YSa2F，故按小齿轮进行齿根弯曲疲劳强度设计取重合度系数Y=0.7, Y=0.86齿轮模数mnt321.51.4106cos2140.70.860.82722.571.6642=2.97mmv=2.9727750601000cos14=3.24m/s由机械设计表6-7，查得使用系数KA=1.00；根据v=3.24m/s、7级精度，取动载荷系数KV=1.15；斜齿轮传动取K=1.2；按齿轮在两轴承中间非对称布置，取齿向载荷分布系数K=1.13，则载荷系数K=KAKvKK=11.151.21.13=1.56校正并确定模数mn=mnt3K/Kt=2.9731.56/1.5=3.01mm,取mn=4mm 中心距a=mn2cosz1+z2=42cos1427+60mm=179.33mm,圆整为a=180mm 螺旋角=cos-1mnz1+z22a=cos-1427+602180=14.84=145024 两分度圆直径d1=mnz1cos=427cos145024=112mm d2=mnz2cos=460cos145024=248mm 齿宽b=dd1=0.8112mm=89.6mm b1=b+510mm,取b2=90mm, b1=95mm 齿面接触疲劳强度校核 计算公式H=ZHZEZZ2KT1bd12u1uH按齿面硬度查图6.8得大小齿的解除疲劳强度极限Hlim1=Hlim2=1500MPa查图6.6得接触疲劳寿命系数KHN1=0.91, KHN2=0.92取安全系数SH=1，则许用接触应力 H1=KHN1Hlim1/SH=0.911500MPa=1365MPa H2=KHN2Hlim2/SH=0.921500MPa=1380MPa H=H1+H2/2=1365+1380/2MPa=1372MPa查图6.19得节点区域系数ZH=2.42重合度系数Z=0.8螺旋角系数Z=cos=cos145024=0.983由表6.3查得材料系数ZE=189.8MPa校核计算H=2.42189.80.80.98321.561.410689.611222.24+12.24 MPa=856.39MPaH，接触疲劳强度满足要求结果：齿轮的接触疲劳强度安全。 大小齿轮参数模数 mt =mn/cos=4.14压力角 an=20 tanat=tanan/cos=0.37分度圆直径d1=z1mt=274.14=112mm d2=z2mt=604.14=248mm齿轮齿宽 b1=95mm b2=90mm齿顶高系数 ha*=1顶隙系数 c*=0.25齿顶高 ha=ha*mn=4mm齿根高 hf=ha*+c*mn=1+0.254=5mm全齿高 h=ha+hf=4+5=9mm齿顶圆直径 da1=d1+2ha=112+24=120mm da2=d2+2ha=248+24=256mm齿根圆直径 df1=d1-2hf=112-25=102mm df2=d2-2hf=248-25=238mm中心距 a=z1+z2mn2cos=180mm齿数比 u=z2z1=6027=2.22图5-1 高速级齿轮（2）中间轴齿轮3和齿轮4的设计计算 设计参数 传递功率 P=102.4kw 传递转矩T1=2.92106Nmm齿轮1转速 n1=334.82 r/min 齿轮2转速 n2=83.705r/min 该啮合传动比 i=4原动机载荷特性:均匀平稳;工作机载荷特性:均匀平稳预定寿命H=44360=5760时取6000时（寿命4年，每年工作360天，每天工作用4小时） 齿根弯曲疲劳强度设计计算公式按mnt32KT2cos2YYdz12YFa1YSa1F 闭式齿轮结构，硬齿面齿轮，齿轮均采用非对称布置（轴钢性较大），取齿宽系d=0.8，初选螺旋角=16齿面啮合类型 ：硬齿面热处理质量级别 MQ齿轮1、2材料及热处理 20CrMnTi渗碳齿轮1、2硬度取值范围 HRC=5560齿轮1、2硬度 HRC=59按齿根弯曲疲劳强度设计，初选载荷系数Kt=1.5大小齿轮的弯曲疲劳强度极限Flim=500MPa齿轮1、2的应力循环次数N1=60n1jLh=60334.826000=1.21108 N2=60n1jLh=6083.7056000=0.3108大小齿轮的弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.92, KFN2=0.93取弯曲疲劳安全系数SF=1.4,应力修正系数YST=2,则F1=KFN1YSTFlim1/SF=0.922500 /1.4=657MPaF2=KFN2YSTFlim2/SF=0.932500 /1.4=664MPa根据当量齿数zv1=z1/cos3=24/cos316=27.02 zv2=z2/cos3=96/cos316=108.08查取齿形系数和应力校正系数YFa1=2.65，YFa2=2.212，YSa1=1.58， YSa2=1.776YFa1YSa1F=2.651.58657=0.0064YFa2YSa2F=2.2121.776664=0.0059由于YFa1YSa1FYFa2YSa2F，故按小齿轮进行齿根弯曲疲劳强度设计取重合度系数Y=0.7, Y=0.86齿轮模数mnt321.52.92106cos2160.70.860.82422.651.58657=4.07mmv=4.0724334.82601000cos16=1.71m/s由机械设计表6-7，查得使用系数KA=1.00；根据v=1.71m/s、7级精度，取动载荷系数KV=1.05；斜齿轮传动取K=1.2；按齿轮在两轴承中间非对称布置，取齿向载荷分布系数K=1.13，则载荷系数K=KAKvKK=11.051.21.13=1.42校正并确定模数mn=mnt3K/Kt=4.0731.42/1.5=3.996mm,取mn=4mm 中心距a=mn2cosz1+z2=42cos1624+96mm=249.67mm,圆整为a=250mm 螺旋角=cos-1mnz1+z22a=cos-1424+962250=16.26=161536 两分度圆直径d1=mnz1cos=424cos161536=100mm d2=mnz2cos=496cos161536=400mm 齿宽b=dd1=0.8100mm=80mm b1=b+510mm,取b2=80mm, b1=85mm 齿面接触疲劳强度校核 计算公式H=ZHZEZZ2KT2bd12u1uH按齿面硬度查图6.8得大小齿的解除疲劳强度极限Hlim1=Hlim2=1500MPa查图6.6得接触疲劳寿命系数KHN1=0.92, KHN2=0.94取安全系数SH=1，则许用接触应力 H1=KHN1Hlim1/SH=0.921500MPa=1380MPa H2=KHN2Hlim2/SH=0.941500MPa=1410MPa H=H1+H2/2=1380+1410/2MPa=1395MPa查图6.19得节点区域系数ZH=2.44重合度系数Z=0.8螺旋角系数Z=cos=cos161536=0.98由表6.3查得材料系数ZE=189.8MPa校核计算H=2.44189.80.80.9821.422.921068010024+14 MPa=1306.96MPaH，接触疲劳强度满足要求结果：齿轮的接触疲劳强度安全。大小齿轮参数模数 mt =mn/cos=4.17压力角 an=20 tanat=tanan/cos=0.38分度圆直径d1=z1mt=244.17=100mm d2=z2mt=964.17=400mm齿轮齿宽 b1=85mm b2=80mm齿顶高系数 ha*=1顶隙系数 c*=0.25齿顶高 ha=ha*mn=4mm齿根高 hf=ha*+c*mn=1+0.254=5mm全齿高 h=ha+hf=4+5=9mm齿顶圆直径 da1=d1+2ha=100+24=108mm da2=d2+2ha=400+24=408mm齿根圆直径 df1=d1-2hf=100-25=90mm df2=d2-2hf=400-25=390mm中心距 a=z1+z2mn2cos=250mm齿数比 u=z2z1=9624=4图5-2 中间级大齿轮（3）齿轮5和低速轴齿轮6的设计计算 设计参数 传递功率 P=98.3kw 传递转矩T1=11.22106Nmm齿轮1转速 n1=83.705 r/min 齿轮2转速 n2=16.741r/min 该啮合传动比 i=5原动机载荷特性:均匀平稳;工作机载荷特性:均匀平稳预定寿命H=44360=5760时取6000时（寿命4年，每年工作360天，每天工作用4小时） 按齿根弯曲疲劳强度设计计算公式按mnt32KT2cos2YYdz12YFa1YSa1F 闭式齿轮结构，硬齿面齿轮，齿轮均采用非对称布置（轴钢性较大），取齿宽系d=1.1，初选螺旋角=11齿面啮合类型 ：硬齿面热处理质量级别 MQ齿轮1、2材料及热处理 20CrMnTi渗碳齿轮1、2硬度取值范围 HRC=5560齿轮1、2硬度 HRC=59按齿根弯曲疲劳强度设计，初选载荷系数Kt=1.5大小齿轮的弯曲疲劳强度极限Flim=500MPa齿轮1、2的应力循环次数N1=60n1jLh=6083.7056000=0.3108 N2=60n1jLh=6016.7416000=0.06108大小齿轮的弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.902, KFN2=0.91取弯曲疲劳安全系数SF=1.4,应力修正系数YST=2,则F1=KFN1YSTFlim1/SF=0.9022500 /1.4=644MPaF2=KFN2YSTFlim2/SF=0.912500 /1.4=650MPa根据当量齿数zv1=z1/cos3=29/cos311=30.66 zv2=z2/cos3=145/cos311=153.3查取齿形系数和应力校正系数YFa1=2.53，YFa2=2.205，YSa1=1.63， YSa2=1.83YFa1YSa1F=2.531.63644=0.0064YFa2YSa2F=2.2051.83664=0.0061由于YFa1YSa1FYFa2YSa2F，故按小齿轮进行齿根弯曲疲劳强度设计取重合度系数Y=0.7, Y=0.86齿轮模数mnt321.511.22106cos2110.70.860.82922.531.63644=2.65mmv=2.652983.705 601000cos11=0.34m/s由机械设计表6-7，查得使用系数KA=1.00；根据v=0.34m/s、7级精度，取动载荷系数KV=1.01；斜齿轮传动取K=1.2；按齿轮在两轴承中间非对称布置，取齿向载荷分布系数K=1.13，则载荷系数K=KAKvKK=11.011.21.13=1.37校正并确定模数mn=mnt3K/Kt=2.6531.37/1.5=2.57mm,取mn=4mm 中心距a=mn2cosz1+z2=42cos1129+145mm=354.5mm,圆整为a=355mm 螺旋角=cos-1mnz1+z22a=cos-1429+1452355=11.4=1124 两分度圆直径d1=mnz1cos=429cos1124 =118mm d2=mnz2cos=4145cos1124=592mm 齿宽b=dd1=1.1118mm=130.16mm b1=b+510mm,取b2=175mm, b1=180mm 齿面接触疲劳强度校核 计算公式H=ZHZEZZ2KT2bd12u1uH按齿面硬度查图6.8得大小齿的解除疲劳强度极限Hlim1=Hlim2=1500MPa查图6.6得接触疲劳寿命系数KHN1=0.976, KHN2=0.98取安全系数SH=1，则许用接触应力 H1=KHN1Hlim1/SH=0.9761500MPa=1464MPa H2=KHN2Hlim2/SH=0.981500MPa=1470MPa H=H1+H2/2=1464+1470/2MPa=1467MPa查图6.19得节点区域系数ZH=2.46重合度系数Z=0.8螺旋角系数Z=cos=cos1124=0.99由表6.3查得材料系数ZE=189.8MPa校核计算H=2.46189.80.80.9921.3711.2210617511825+15 MPa=1434.84MPaH，接触疲劳强度满足要求结果：齿轮的接触疲劳强度安全。大小齿轮参数螺旋角 =1124法面模数 mn=4端面模数 mt =mn/cos=4.08法面压力角 an=20端面压力角 tanat=tanan/cos=0.37分度圆直径d1=z1mt=294.08=118mm d2=z2mt=1454.08=592mm齿轮齿宽 b1=180mm b2=175mm齿顶高系数 ha*=1顶隙系数 c*=0.25齿顶高 ha=ha*mn=4mm齿根高 hf=ha*+c*mn=1+0.254=5mm全齿高 h=ha+hf=4+5=9mm齿顶圆直径 da1=d1+2ha=118+24=126mm da2=d2+2ha=592+24=600mm齿根圆直径 df1=d1-2hf=118-25=108mm df2=d2-2hf=592-25=582mm法面齿距 pn=mn=12.56端面齿距 pt=mt=12.81中心距 a=z1+z2mn2cos=355mm齿数比 u=z2z1=14529=5图5-3 低速级大齿轮6.3齿轮主要几何参数表名称高速级齿轮1、2中间级齿轮3、4低速级齿轮5、6法面模数mn444法向压力角 2020 20螺旋角1450241615361124齿顶高系数 ha*111顶隙系数 c*0.250.250.25齿数z27 6024 9629 145分度圆直径 d112 248100 400118 592齿顶圆直径 da120 256108 408126 600齿根圆直径 df102 23890 390108 582齿宽 b95 9085 80180 175中心距 a1802503557轴的设计及校核7.1轴材料选择由于该减速器中各轴所承受的载荷都很大，传递的转矩较大，且又是在高速状况下工作，运行平稳，无很大的冲击，但安装齿轮的位置不对称，对材料的刚度有一定的要求，考虑到加工的难易程度和工厂现有的材料，选择40Cr.调质处理，加工精度为7级。材料牌号: 40Cr热处理: 调质毛坯直径/mm: 80硬度（HB）: 241286抗拉强度B: 735MPa屈服点S: 540MPa弯曲疲劳极限-1: 355 MPa剪切疲劳极限-1: 200 MPa许用弯曲应力-1: 70 MPa7.2输入轴的设计计算（1）输入轴的基本技术参数轴的转向方式：单向旋转轴的工作情况：有腐蚀条件轴的转速：n=750r/min 功率: P=106.7kW转矩：T1=1.4106Nmm（2）轴上齿轮和轴的力分析 齿轮的分度圆直径 d1=mz1cos=427cos145024=112mm圆周力 Ft=2T1/d1=21.4106112=25000N径向力 Fr=Fttan/cos=25000tan20/cos145024=9413N 轴向力 F=Fttan=25000tan145024=6624NF对轴心产生的弯矩 M=Fd12=66241122=370499Nmm（3）求支反力轴承的支点位置 齿宽中点距左支点距离 齿宽中点距右支点距离 左支点水平面的支反力 MD=0,FNH1=L2FtL1+L2=12576N右支点水平面的支反力 MB=0,FNH2=L1FtL1+L2=12424N左支点垂直面的支反力 FNV1=L2Fr+ML1+L2=5429N右支点垂直面的支反力 FNV2=L1Fr-ML1+L2=3984N左支点的轴向支反力 FNV1=F=6624N（4）绘制弯矩图和扭矩图截面C处水平面弯矩 MH=FNH1L1=3125136Nmm截面C处垂直面弯矩 MV1=FNV1L1=1349106.5Nmm截面C处合成弯矩 M1=MH2+MV12=3.4106Nmm (5)弯扭合成强度校核截面C处计算变矩 a=0.6 Mca=M12+aT12=3.5106Nmm截面C处计算应力 ca=McaW=3.51060.11023=32.98MPa强度校核 ca=32.98-1=70MPa 图7-1图7-2 7.3输入轴II的设计计算(1)输入轴II的基本技术参数轴的转向方式：单向旋转轴的工作情况：有腐蚀条件轴的转速：n=334.82r/min 功率: P=102.4kW转矩：T1=2.92106Nmm(2)轴上齿轮和轴的力分析 齿轮的分度圆直径 d2=mz2cos=460cos145024=248mm d3=mz3cos=424cos161536=100mm圆周力 Ft2=2T2/d2=22.92106248=2.4104N Ft3=2T3/d3=22.92106100=58400N径向力 Fr2=Ft2tan/cos=23548tan20/cos145024=9037N Fr3=Ft3tan/cos=58400tan20/cos161536=22141N轴向力 F2=Ft2tan=23548tan145024=6359N F3=Ft3tan=58400tancos161536=17033N F=F3-F2=17033-6359=100674NF对轴心产生的弯矩 M2=F2d22=62392482=788516Nmm M3=F3d32=170331002=851650Nmm M=M2+M3=788516+851650=1640166Nmm(3)求支反力轴承的支点位置 齿宽2中点距左支点距离 齿宽2中点距齿宽3中点距离 齿宽3中点距右支点距离 左支点水平面的支反力MD=0,右支点水平面的支反力 MB=0,FNH2=L1Ft2+L1+L2Ft3L1+L2+L3=55793N左支点垂直面的支反力 FNV1=L2+L3Fr2+L3Fr3+ML1+L2+L3=13512N右支点垂直面的支反力 FNV2=L1Fr2+L1+L2Fr3-ML1+L2+L3=17666N(4)绘制弯矩图和扭矩图截面B处水平面弯矩 MH2=FNH1L1=6784785Nmm截面C处水平面弯矩 MH3=FNH1L1+L2=9285843Nmm截面B处垂直面弯矩 MV21=FNV1L1=3445560Nmm截面C处垂直面弯矩 MV31=FNV1L1+L2=4715688Nmm截面C处合成弯矩 M1=MH32+MV12=10106截面B处合成弯矩 (5)弯扭合成强度校核截面C处计算变矩 a=0.6 Mca=M12+aT12=10.5106截面C处计算应力 ca=McaW=67.2MPa强度校核 ca=67.2-1=70MPa 图7-37.4输入轴III的设计计算(1)输入轴III的基本技术参数轴的转向方式：单向旋转轴的工作情况：有腐蚀条件轴的转速：n=83.705r/min 功率: P=98.3kW转矩：T1=11.22106Nmm(2)轴上齿轮和轴的力分析 齿轮的分度圆直径 d4=mz2cos=460cos145024=400mm d5=mz3cos=424cos161536=118mm圆周力 Ft4=2T3/d2=211.22106400=56100N Ft5=2T3/d3=211.22106118=190169N径向力 Fr4=Ft4tan/cos=tan20/