二级圆锥圆柱齿轮减速器说明书.doc

前言本设计为带式运输机传动装置，其工作平稳，使用较为广泛，主要结构包括电动机，减速器以及链轮，根据工作要求，为小功率传动，选择二级圆锥-圆柱圆柱齿轮减速器。减速器是原动机和工作机之间的封闭式传动装置，用来减低转速和增大转矩的以满足各种工作的需要，二级齿轮减速器结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，要求轴有较大的刚度，高速既齿轮布置在远离转矩输入端，这样，轴在转矩的作用下产生的扭矩变形和在载荷作用下轴产生的弯曲变形可部分相互抵消，以缓解沿齿宽载荷分布不均匀的现象。当今的减去器的发展正朝向大功率、大传动比、小体积、高效率、高寿命的方向。在现代机械行业起着较大的作用，种类也更趋于多样化。通过本次对减速器的设计，能使我加深对减速器的理解，和对机械行业的认识。关键词：链式传输机二级圆锥-圆柱齿轮减速器课程设计机械设计任务书姓名： 班级： 学号： 设计题目：设计用于链式运输机的二级圆锥-圆柱齿轮减速器运动简图：工作条件传动不逆转，载荷平稳，小批量生产，起动载荷为名义载荷的1.25倍。输送带速度允许误差为5% 。原始数据已知条件题 号F3输送链工作拉力F（N）3500运输链工作速度V（m/s）1.0运输链齿数Z10运输链节距P（mm）60每日工作时数T(h)16传动工作年限（年）10设计工作量1减速器装配图1张(0号、计算机绘图)；2工作图：零件图2张（计算机绘图1张，手工1张）3设计计算说明书1份（60008000字）。指导教师： 开始日期：2015年12月07日 完成日期： 2015年12月27日2目录第一章电动机选择31.1选择电动机类型31.2选择电机容量31.3确定电动机转速4第二章减速器外传动计算42.1选择链轮齿数42.2确定计算功率42.3选择链型和节距52.4确定电动机型号、转速52.5计算链节数和中心距5第三章计算、分配传动比63.1计算装置总传动比63.2分配各级传动比6第四章各轴动力参数好运动参数的计算6第五章第一级传动计算75.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数75.2按齿面接触疲劳强度设计75.2.1小齿轮分度圆直径75.2.2调整小齿轮分度圆直径85.3按齿根弯曲疲劳强度设计95.3.1齿轮模数95.3.2调整齿轮模数115.4计算几何尺寸12第六章第二级传动计算126.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数126.2按齿面接触疲劳强度设计136.2.1小齿轮分度圆直径136.2.2调整小齿轮分度圆直径146.3按齿根弯曲疲劳强度设计156.3.1齿轮模数156.3.2调整齿轮模数176.4计算几何尺寸18第七章联轴器187.1联轴器类型197.2联轴器的计算转矩和型号19第八章轴的结构设计198.1输入轴的结构设计198.1.1按扭转强度条件确定最小轴径198.1.2结构设计198.2中间轴的结构设计218.2.1按扭转强度确定轴的最小直径218.2.2结构设计218.3输出轴的结构设计228.3.1按扭转强度条件确定州的最小轴径228.3.2结构设计22第九章轴的强度校核239.1输入轴强度校核239.1.1载荷分析239.1.2按弯扭组合应力校核轴强度249.2中间轴强度校核259.2.1载荷分析259.2.2按弯扭组合应力校核轴强度269.3输出轴的强度校核279.3.1载荷分析279.3.2按弯扭组合应力校核轴强度28第十章键的选择与强度校核2910.1输入轴2910.2中间轴2910.3输出轴30第十一章 齿轮的结构设计30第十二章 选择润滑方式30第十三章 箱体结构设计31第十四章 箱体附件32齐齐哈尔大学机电学院设计专用纸设计项目计算及说明主要结论第一章 电动机选择1.1选择电动机类型按已知工作要求和条件，选用Y系列一般用途全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电机。1.2选择电机容量工作机所需功率Pw为Pw=FwVw1000w Kw式中：Fw=35001.25=4375N w=0.96 Vw=1ms则Pw=FwVw1000w=4375110000.96=4.56Kw电动机的输出功率P0为P0=P0 (Kw)式中为传动装置总效率，根据文献【1】表10-7取工作机效率1=0.96，联轴器效率2=0.9，圆锥滚子轴承效率3=0.98，齿轮效率4=0.97，链传动效率5=0.96，则=1233425=0.735所以P0=P0=4.560.735=6.20Kw因为载荷平稳，电动机额定功率Pm只需略大于P0即可，查Y系列电动机技术数据表，选择电动机的额定功率为Pm=7.5Kw。1.3确定电动机转速由已知条件得知链传动工作转速nw=601000VZP=60100011060=100rmin输送带带速允许误差为5%，则nw=nw0.951.05=95105rmin为保证链传动工作的可靠性，采用额定功率来限制链传动的实际工作能力，因此链传动的传动比i1=3，根据参考文献【1】表10-6得，锥齿轮减速传动比i2=13，圆柱齿轮传动减速比为i3=46，总传动比i为i=i1i2i3=314336=1254电动机转速可选范围为n=inw=951210554=11405670rmin符合这一范围的同步转速有3000rmin和1500rmin两个系列里的Y132S2-2和Y132M-4型电动机。第二章 减速器外传动计算2.1选择链轮齿数取小链轮齿数Z1=17，大链轮齿数Z2=Z1i=173=512.2确定计算功率由参考文献【2】表9-6查得链轮的工况系数Ka=1.0，图9-13查得主动链轮齿数系数KZ=1.45，单排链，则计算功率为Pca=KaKZP=1.01.456.64=9.628Kw2.3选择链型和节距依题意，链速V=1ms，根据链速公式V=nZP601000得nP=601000Z=6000017=3529式中n为输出轴转速，P为链节距。结合参考文献【2】表9-1和图9-11，采用逐一试算的方式得知，链可选20A-1型，此时n=120rmin，P=31.75mm。2.4确定电动机型号、转速由输出轴转速为120rmin，链传动传动比为3得知工作轴转速为40rmin。则电动机转速范围nm=40i=40124054=4802160rmin因此Y132S2-2型电动机转速超出计算范围，应选用Y132M-4型电动机，电动机转速为nw=1440rmin。2.5计算链节数和中心距初选中心距a0=3050P=305031.75=952.51587.5mm取a0=1500mm，相应的链节数为Lp0=2a0P+Z1+Z22+Z1+Z222Pa0=2150031.75+17+512+51-172231.751500=129.11取链长节数Lp=130。查参考文献【2】表9-7，采用线性插值法，计算得到中心距计算系数f=0.24708，则链传动的最大中心距为amax=fP2Lp-Z1+Z2=0.2470831.752130-17+51=1506mm第三章 计算、分配传动比3.1计算装置总传动比装置总传动比i=nmn4=144040=363.2分配各级传动比链传动的传动比为i3，圆柱齿轮传动比为i2，与圆锥齿轮传动比为i1，则i1i2=ii3=363=12由于低速级大齿轮直接影响减速器的尺寸和质量，故应减小低速级传动比，减小低速级传动比亦有利于润滑。同时为避免装配时大齿轮与轴接触，高速级传动比又不宜太大，因此i1=2.4，i2=5。第四章 各轴动力参数好运动参数的计算取1轴输入轴，3为输出轴，每级齿轮传动效率为0.97，圆锥滚子轴承效率为0.98，则P1=0.98Pm=0.987.5=7.35Kwn1=nm=1440rminT1=9.55106P1n1=9.551067.351440=4.87104NmmP2=0.970.98P1=0.970.987.35=6.99Kwn2=n1i1=14402.4=600rminT2=9.55106P2n2=9.551066.99600=1.11105NmmP3=0.980.97P2=0.980.976.99=6.64Kwn3=n2i2=6005=120rminT3=9.55106P3n3=9.551066.64120=5.28105Nmm第五章 第一级传动计算5.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数二级圆锥-圆柱齿轮减速器应将锥齿轮放在高速端。齿轮压力角=20，精度为7级。小齿轮用40Cr（调质），齿面硬度为280HBS。大齿轮用45钢（调质），齿面硬度为240HBS。初选小齿轮齿数Z1=40，大齿轮齿数Z2=Z1i=402.4=96。5.2按齿面接触疲劳强度设计5.2.1小齿轮分度圆直径5.2.1.1确定公式中各参数试选KHt=1.3小齿轮转矩T=4.87104Nmm选取齿宽系数R=0.3由参考文献【2】图10-20查得区域系数ZH=2.5由参考文献【2】表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa12由参考文献【2】图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1=600MPa Hlim2=550MPa。应力循环次数N1=60njLh=60144011610365=5.045109N2=N1i=5.0451093=1.682109由参考文献【2】图10-23查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.85，KHN2=0.90。取失效概率为1%，安全系数S=1，接触疲劳许用应力H1=KHN1Hlim1S=0.856001=510MPaH2=KHN2Hlim2S=0.95501=495MPa取较小者为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即H=H2=495MPa5.2.1.2试算小齿轮分度圆直径d1t34KHtTR1-0.5R2iZHZEH2=341.34.871040.31-0.50.322.42.5189.84952=76.48mm5.2.2调整小齿轮分度圆直径5.2.2.1数据准备圆周速度Vdm1=d1t1-0.5R=76.481-0.50.3=65.01mmVm1=dm1n1601000=65.011440601000=4.90ms当量齿轮的齿宽系数db=Rd1t2i2+12=0.376.4822.42+12=29.83mmd=bdm1=29.8365.01=0.465.2.2.2计算实际在和系数由参考文献【2】表10-2查得使用系数KA=1根据Vm1=4.90ms，8级精度，由参考文献【2】图10-8查得动载系数Kv=1.8直齿锥齿轮精度较低，取齿间载荷分配系数KH=1由参考文献【2】表10-4用插值法计算得7及精度，小齿轮悬臂时齿向载荷分配系数KH=1.355由此得到实际载荷系数KH=KAKVKHKH=11.1811.355=1.59895.2.2.3调整分度圆直径按实际载荷系数算得的分度圆直径为d1=d1t3KHKHt=76.4831.59891.3=81.94mm及相应的齿轮模数m=d1Z1=81.9440=2.049mm5.3按齿根弯曲疲劳强度设计5.3.1齿轮模数5.3.1.1确定各参数值试选KFt=1.3由分锥角1=arctan1i=arctan12.4=22.622=90-1=90-22.62=67.38可得当量齿数ZV1=Z1cos1=40cos22.62=43.33ZV2=Z2cos2=96cos67.38=249.60由参考文献【2】图10-17查得齿形系数YFa1=2.357，YFa2=2.135。由参考文献【2】图10-18查得应力修正系数Ysa1=1.69，Ysa2=1.85。由参考文献【2】图10-24c查得小齿轮和大齿轮齿根弯曲疲劳疲劳极限分别为Flim1=500MPa，Flim2=380MPa。由参考文献【2】图10-22查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN2=0.88。取弯曲疲劳安全系数S=1.7F1=KFN1Flim1S=0.855001.7=250MPaF2=KFN2Flim2S=0.883801.7=197MPaYFa1YSa1F1=2.3571.69250=0.0159YFa2YSa2F2=2.1351.85197=0.0200则YFaYSaF=YFa2YSa2F2=0.02005.3.1.2试算模数m13KFtTR1-0.5R2Z122i2+1YFaYSaF=31.34.871040.31-0.50.3240222.42+10.0200=1.12mm5.3.2调整齿轮模数5.3.2.1计算前的数据准备圆周速度Vd1=mtZ1=1.1240=44.8mmdm1=d11-0.5R=44.81-0.50.3=38.08mmVm=dm1n601000=38.081440601000=2.87ms齿宽bb=Rd12i2+12=0.344.822.42+12=17.472mm5.3.2.2计算实际载荷系数根据Vm=2.87ms，8级精度，由参考文献【2】图10-8查得动载系数Kv=1.1。直齿锥齿轮精度较低，取齿间载荷分配系数KF=1由参考文献【2】表10-4用插值法计算得KH=1.355，圆锥齿轮传动KF=KH=1.355。则动载系数KF=KAKvKFKF=11.111.355=1.49055.3.2.3调整模数按实际载荷系数算得的模数为m=mt3KFKFt=1.1231.49051.3=1.17mm按照齿根弯曲疲劳强度计算的模数，按参考文献【3】表10-6就近选择标准模数m=1.5mm，按接触疲劳强度算得小齿轮分度圆直径d1=81.94mm，算出小齿轮齿数Z1=d1m=81.941.5=54.63，取Z1=55，则大齿轮齿数Z2=Z1i=552.4=132。5.4计算几何尺寸分度圆直径d1=Z1m=551.5=82.5mmd2=Z2m=1321.5=198mm分锥角1=arctan1i=arctan12.4=2237122=90-1=90-223712=672248齿轮宽度b=Rd12i2+12=0.382.522.42+12=32.175mm取b1=b2=33mm。第六章 第二级传动计算6.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数为抵消部分轴向力，二级圆锥-圆柱齿轮减速器低速级应用斜齿圆柱齿轮。齿轮压力角=20，精度为7级。小齿轮用40Cr（调质），齿面硬度为280HBS。大齿轮用45钢（调质），齿面硬度为240HBS。初选小齿轮齿数Z1=40，大齿轮齿数Z2=Z1i=405=200，初选螺旋角=14。6.2按齿面接触疲劳强度设计6.2.1小齿轮分度圆直径6.2.1.1确定公式中各参数试选KHt=1.3小齿轮转矩T=1.11105Nmm选取齿宽系数d=1由参考文献【2】图10-20查得区域系数ZH=2.433由参考文献【2】表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa12计算接触疲劳强度用重合度系数t=arctantanncos=arctantan20cos14=20.562a1=arccosZ1cos1Z1+2han*cos=arccos40cos20.56240+21cos14=26.751a2=arccosZ2cos2Z2+2han*cos=arccos200cos20.562200+21cos14=21.983=Z1tana1-tant+Z2tana2-tant2=40tan26.751-tan20+200tan21.983-tan202=2.156=dZ1tan=140tan14=3.175Z=24-31-+=24-2.15631-3.175+3.1752.156=0.368螺旋角系数Z=2cos=2cos14=0.985由参考文献【2】图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1=600MPa Hlim2=550MPa。应力循环次数N1=60njLh=6060011610365=2.10109N2=N1i=2.101095=4.2108由参考文献【2】图10-23查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.90，KHN2=0.95。取失效概率为1%，安全系数S=1，接触疲劳许用应力H1=KHN1Hlim1S=0.906001=540MPaH2=KHN2Hlim2S=0.955501=523MPa取较小者为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即H=H2=523MPa6.2.1.2试算小齿轮分度圆直径d1t32KHtTdi+1iZHZEZZH2=321.31.1110515+152.433189.80.3680.9855232=52.42mm6.2.2调整小齿轮分度圆直径6.2.2.1数据准备圆周速度VVm1=dm1n1601000=52.42600601000=1.70ms齿宽b=dd1t=152.42=52.42mm6.2.2.2计算实际在和系数由参考文献【2】表10-2查得使用系数KA=1根据Vm1=1.70ms，7级精度，由参考文献【2】图10-8查得动载系数Kv=1.08齿轮的圆周力Ft=2Td1t=21.1110552.42=4235NKAFtb=1423552.42=80.79Nmm100Nmm查参考文献【2】表10-3得齿间载荷分配系数KF=1.2。查参考文献【2】表10-4用插值法计算得KH=1.419，结合bh=17.78，由参考文献【2】图10-13得KF=KH=1.35。则动载系数KF=KAKvKFKF=11.051.21.35=1.7016.3.2.3调整模数按实际载荷系数算得的模数为m=mt3KFKFt=1.1231.7011.3=1.225mm按照齿根弯曲疲劳强度计算的模数，按参考文献【3】表10-1就近选择标准模数m=1.5mm，按接触疲劳强度算得小齿轮分度圆直径d1=61.59mm，算出小齿轮齿数Z1=d1m=61.591.5=41.06，取Z1=42，则大齿轮齿数Z2=Z1i=425=210，为使两齿数互质，取Z2=211。6.4计算几何尺寸中心距a=Z1+Z2mn2cos=42+2111.52cos14=195.56mm分度圆直径d1=Z1mncos=421.5cos14=65mmd2=Z2mncos=2111.5cos14=326.2mm齿轮宽度b=dd1=165=65mm取b1=70mm，b2=65mm。第七章 联轴器7.1联轴器类型根据已知条件，减速器工作环境稳定，转速较低两轴无相对位移，从制造、安装等因素考虑，选择凸缘联轴器。7.2联轴器的计算转矩和型号由参考文献【2】表14-1得该联轴器的工况系数KA=1.3，联轴器安装在电动机与输入轴之间，取最大扭矩T=4.87104Nmm，则Tca=KAT=1.34.87104=6.331104Nmm根据计算转矩Tca及所选联轴器类型，按照TcaT和电动机输出轴径为38mm的条件，由参考文献【1】表16-2选择联轴器型号为YL7。由第八章轴的结构设计可得半联轴器轴孔直径为32mm，轴孔长度82mm。第八章 轴的结构设计本设计中阶梯轴各段轴长度均以参考文献【1】表4-2和图4-7为准，轴肩倒角值C均参照参考文献【2】表15-2。非定位轴肩高度没有严格规定，此处均按定位轴肩处理。8.1输入轴的结构设计8.1.1按扭转强度条件确定最小轴径轴的材料选用用45钢，查参考文献【2】表15-3，选取A0=110，由前计算得P=7.35Kw，n=1440rmin，实心轴，则dA03Pn=11037.351440=18.939mm8.1.2结构设计1、I-II安装联轴器，dI-II=32mm，C=1.2mm。为满足半联轴器的轴向定位要求，I-II右端需制出一轴肩，轴肩高度h=2C=21.2=2.4mm,故II-III段直径dII-III=dI-II+2h=32+22.4=36.8mm，II-III段装有轴承端盖（密封环），查参考文献【1】表15-10圆整轴颈为 dII-III=35mm。左侧用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=50mm，为便于安装，螺钉用内六角圆柱头螺钉，M=10。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=82mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端面上，故I-II段的长度应比L1略短一些，取lI-II=80mm。2、初步选择滚动轴承。因为轴承同时受到径向力和轴向力的作用，故选择单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据dII-III=35mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30208，其尺寸为dDT=40mm80mm19.75mm，故dIII-IV=dV-VI=40mm，lIII-IV=lV-VI=19.75mm。左轴承右端和右轴承左端靠轴肩定位，查文献【1】表14-4得dIV-V=47mm，lIV-V2.53dIV-V-T=2.5347-19.75=97.75121.25mm，取lIV-V=100mm。3、输出端安装有圆锥齿轮和套杯，左端应做轴肩。由于阶梯轴中间粗两端细，dmax=47mm，dmin=32mm，因此全轴阶梯出倒角C=1.2mm，轴肩高h=2C=21.2=2.4mm。dVI-VII=dV-VI-2h=40-22.4=35.2mm，取dVI-VII=35mm，由锥齿轮结构确定轮毂长度取35mm。则lVI-VII=55mm。由减速器零件位置尺寸得lII-III=60mm。右端齿轮轴向靠挡圈定位，根据齿轮结构及轴径确定挡圈直径为46mm，为便于安装，螺钉用内六角圆柱头螺钉，M=12。输入轴结构尺寸如图8-1所示图8-1 输入轴尺寸示意图8.2中间轴的结构设计8.2.1按扭转强度确定轴的最小直径轴的材料选用用45钢，查参考文献【2】表15-3，选取A0=110，由前计算得P=6.99Kw，n=600rmin，实心轴，则dA03Pn=11036.99600=24.94mm8.2.2结构设计1、初步选择滚动轴承。因为轴承同时受到径向力和轴向力的作用，故选择单列圆锥滚子轴承。由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30207，其尺寸为dDT=35mm72mm18.25mm，故dI-II=dV-VI=35mm。根据输入轴计算经验，中间轴最大轴径不超过50mm，因此中间轴阶梯处倒角C=1.2mm，轴肩高h=2C=21.2=2.4mm 。2、轴II-III段和IV-V段分别安装斜齿圆柱齿轮和圆锥齿轮，因此dII-III=dIV-V=dI-II+2h=35+22.440mm。根据齿轮结构得圆锥齿轮轮毂长度为l2=40mm，为使套筒紧靠齿轮端面，此轴段应略短于轮毂宽度，故lII-III=68mm，lIV-V=38mm。两齿轮之间应做出轴肩，dIII-IV=dII-III+2h=40+22.445mm。3、输入轴应位于减速器的中轴线上，因此中间轴的截面III应距离中轴线最近。取截面III位于中轴线上，根据圆锥齿轮啮合可得lIII-IV=26.39mm，靠齿轮轮毂位置调整为lIII-IV=21mm。中间轴的长度关于截面III对称，此结构截面II离箱体内壁最近，由减速器零件位置尺寸可计算得lI-II=40.25mm，lIV-V=49.25mm。中间轴结构如图8-2所示图8-2中间轴尺寸设计图8.3输出轴的结构设计8.3.1按扭转强度条件确定州的最小轴径轴的材料选用用45钢，查参考文献【2】表15-3，选取A0=110，由前计算得P=6.64Kw，n=120rmin，实心轴，则dA03Pn=11036.64120=41.92mm8.3.2结构设计1、I-II安装链轮，dI-II=45mm，CII=1.2mm。为满足链轮的轴向定位要求，I-II右端需制出一轴肩，轴肩高度hII=2CII=21.2=2.4mm,故II-III段直径dII-III=dI-II+2hII=45+22.4=49.8mm，II-III段装有轴承端盖（密封环），查参考文献【1】表15-10圆整轴颈为 dII-III=50mm，CIII=1.2mm。按照减速器零件位置尺寸得lI-II1.21.5dI-II=1.21.545=5467.5mm，取lI-II=55mm，lII-III=60mm。链轮左侧用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=50mm，为便于安装，螺钉用内六角圆柱头螺钉，M=10。2、初步选择滚动轴承。因为轴承同时受到径向力和轴向力的作用，故选择单列圆锥滚子轴承。由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30211，其尺寸为dDT=55mm100mm22.75mm，故dIII-IV=dVII-VIII=55mm，轴阶梯处倒角CIV=CVI=2.0mm，轴肩高hIV=hVI=2CVI=22.0=4.0mm 。则dIV-V=dVI-VII=dIII-IV+2hIV=55+24.0=63mm。CV=2.0mm，hV=2CV=22=4mm。VI-VII段所安斜齿圆柱齿轮的轮毂宽为65mm，为使套筒紧靠齿轮端面，此轴段应略短于轮毂宽度，lV-VI=63mm。3、V-VI段左右应制成轴肩，dV-VI=dIV-V+2hV=63+24=71mm，lV-VI1.4hV=1.44=5.6mm，取lV-VI=6mm。根据中间轴长度，计算输出轴其余各段长度分别为lIII-IV=42.75mm，lIV-V=65.75mm，lVII-VIII=47.75mm。输出轴尺寸如图8-3所示图8-3输出轴尺寸设计图第九章 轴的强度校核9.1输入轴强度校核9.1.1载荷分析输入轴的输入端与联轴器相连，输出端与圆锥齿轮相连。由前计算得T=4.87104Nmm，dm=82.5mm，=20，=233712，则Ft1=2Tdm=24.8710482.5=1180.61NFr1=Ft1tancos=1180.61tan20cos233712=393.62NFa1=Ft1tansin=1180.61tan20sin233712=172.38N则轴水平、垂直方向受力简图及弯矩图如图9-1所示图9-1输入轴受力简图及弯矩图经计算，输入轴所受力及弯矩如表9-1所示表9-1 输入轴受力情况载荷水平面H垂直面V支反力FNH1=763.90NFNH2=2037.12NFNV1=152.61NFNV2=763.92N弯矩MH=37116.00NmmMV=7630.45Nmm总弯矩M=337202.34Nmm扭矩T=4.87104Nmm9.1.2按弯扭组合应力校核轴强度由上计算可知，输入轴的危险截面位于靠近圆锥齿轮侧的圆锥滚子轴承上。该截面的抗弯截面系数为W=d332=6400mm3式中d为该截面直径。该轴扭转切应力为脉动循环变应力，取折合系数=0.6。由参考文献【2】表15-1查得许用弯曲应力-1=60MPaca=2M2+T2W=2337202.342+0.64870026400=52MPaca-1，满足轴的弯扭合成强度条件。9.2中间轴强度校核9.2.1载荷分析中间轴左端装有斜齿圆柱齿轮，右端装有圆锥齿轮，因此受到两个零件作用力。由前计算得T=1.11105Nmm，圆锥齿轮dm1=231mm，=20，=672248，则Ft1=2Tdm1=21.11105231=961.04NFr1=Ft1tancos=961.04tan20cos672248=134.42NFa1=Ft1tansin=961.04tan20sin672248=322.93N斜齿圆柱齿轮dm2=65mm，n=20，=14Ft2=2Tdm2=21.1110565=3415.38NFr2=Ft2tanncos=3415.38tan20cos14=1281.15NFa2=Ft2tan=3415.38tan14=851.55N则轴水平、垂直方向受力简图及弯矩图如图9-2所示图9-2中间轴受力简图及弯矩图经计算，输入轴所受力及弯矩如表9-2所示表9-2 中间轴受力情况载荷水平面H垂直面V支反力FNH1=3790.3NFNH2=2810.59NFNV1=1176.53NFNV2=-344.32N弯矩MH=259106.88NmmMV=56473.44Nmm总弯矩M=265189.79Nmm扭矩T=1.11105Nmm9.2.2按弯扭组合应力校核轴强度由上计算可知，中间轴的危险截面位于斜齿圆柱齿轮中间。该截面的抗弯截面系数为W=d332-btd-t22d=4778.62mm3式中d为该截面直径，b、t分别为轴上键槽的宽和高。该轴扭转切应力为脉动循环变应力，取折合系数=0.6。由参考文献【2】表15-1查得许用弯曲应力-1=60MPaca=2M2+T2W=2265189.792+0.611100024778.62=58.17MPaca-1，满足轴的弯扭合成强度条件。9.3输出轴的强度校核9.3.1载荷分析输出轴上仅安装斜齿圆柱齿轮。由前计算得T=5.28105Nmm，dm=362.2mm，n=20，=14，则Ft=2Tdm=25.28105362.2=2915.52NFr2=Ft2tanncos=2915.52tan20cos14=1093.65NFa2=Ft2tan=2915.52tan14=726.92N则轴水平、垂直方向受力简图及弯矩图如图9-3所示经计算，输入轴所受力及弯矩如表9-3所示表9-3 中间轴受力情况载荷水平面H垂直面V支反力FNH1=3298.41NFNH2=1776.07NFNV1=2177.60NFNV2=-274.10N弯矩MH=259106.88NmmMV=56473.44Nmm总弯矩M=265567.61Nmm扭矩T=5.28105Nmm图9-3输出轴受力简图及弯矩图9.3.2按弯扭组合应力校核轴强度由上计算可知，输入轴的危险截面位于靠近圆锥齿轮侧的圆锥滚子轴承上。该截面的抗弯截面系数为W=d332-btd-t22d=13680.47mm3式中d为该截面直径，b、t分别为轴上键槽的宽和高。该轴扭转切应力为脉动循环变应力，取折合系数=0.6。由参考文献【2】表15-1查得许用弯曲应力-1=60MPaca=2M2+T2W=2265567.612+0.6528000213680.47=30.22MPaca-1，满足轴的弯扭合成强度条件。第十章 键的选择与强度校核参照参考文献【2】表6-2，键的强度条件应满足pp10.1输入轴输入轴左端与联轴器相连接，右端与圆锥齿轮相连接，因此输入轴上有两个键。按照轴轴径及该轴段长度，由参考文献【2】表6-1，选择联轴器用键bhl=10mm8mm70mm，圆锥齿轮用键bhl=10mm8mm32mm。键所受到的挤压应力分别是p1=4000Thld=400048.787032=10.87MPap2=4000Thld=400048.783235=21.74MPap1p2p输入轴所选键满足强度条件。10.2中间轴中间轴上装有斜齿圆柱齿轮和圆锥齿轮，因此中间轴上同样有两个键。按照轴轴径及该轴段长度，由参考文献【2】表6