V带-一级圆锥-链传动，F=2300,v=0.85,D=140,16小时300天10年（左(4)

1） K、b、m和φR同前 2）圆周力为

齿形系数YFa和应力修正系数YSa，当量齿数为： 小齿轮当量齿数:

大齿轮当量齿数:

查表得：

查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:

由图查取弯曲疲劳系数：

取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得许用弯曲应力

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故弯曲强度足够。

6.3计算锥齿轮传动其它几何参数

（1）计算齿根高、齿顶高、全齿高及齿厚

（2）计算齿顶圆直径

（3）计算齿根圆直径

（4）计算齿顶角

θa1=θa2=atan(ha/R)=1°38'30\ （5）计算齿根角

θf1=θf2=atan(hf/R)=1°58'11\ （6）计算齿顶锥角

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δa1=δ1+θa1=27°6'18\ δa2=δ2+θa2=66°10'42\ （7）计算齿根锥角 δf1=δ1-θf1=23°29'36\ δf2=δ2-θf2=62°34'0\

第七部分 轴的设计

7.1高速轴设计计算

（1）已经确定的运动学和动力学参数

转速n=480r/min；功率P=3.07kW；轴所传递的转矩T=61080.21N?mm （2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力

由表选用45（调质），齿面硬度217～255HBS，许用弯曲应力为[ζ]=60MPa （3）按扭转强度概略计算轴的最小直径

由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=112。

由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%

查表可知标准轴孔直径为25mm故取dmin=25 （4）轴的结构设计 a.轴的结构分析

高速轴设计成普通阶梯轴。显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸，轴伸出端安装V带轮，选用普通平键，A型，b×h=8×7mm(GB/T 1096-2003)，长L=36mm；定位轴肩直径为30mm；联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。 b.确定各轴段的直径和长度

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第1段：d1=25mm，L1=48mm 第2段：d2=30mm（轴肩），L2=44mm

第3段：d3=35mm（与轴承内径配合），L3=17mm 第4段：d4=40mm（轴肩），L4=79mm

第5段：d5=35mm（与轴承内径配合），L5=17mm 第6段：d6=30mm（与主动锥齿轮内孔配合），L6=49mm 轴段 直径(mm) 长度(mm) （6）弯曲-扭转组合强度校核 a.画高速轴的受力图

如图所示为高速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图 b.计算作用在轴上的力（d1为齿轮1的分度圆直径） 小锥齿轮所受的圆周力

1 25 48 2 30 44 3 35 17 4 40 79 5 35 17 6 30 49

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小锥齿轮所受的径向力

小锥齿轮所受的轴向力

带传动压轴力（属于径向力）Fp=1086.97N

第一段轴中点到轴承中点距离La=76.5mm，轴承中点到齿轮中点距离Lb=96mm，齿轮中点到轴承中点距离Lc=42mm

轴所受的载荷是从轴上零件传来的，计算时通常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。通常把轴当做置于铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关 外传动件压轴力（属于径向力）Q=1086.97N a.计算作用在轴上的支座反力 轴承A在水平面内的支反力

轴承B在水平面内的支反力

轴承A在垂直面内的支反力

轴承B在垂直面内的支反力

轴承A的总支承反力为：

轴承B的总支承反力为：

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