机械设计课程设计圆锥—圆柱齿轮减速器.doc

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1、一、设计任务书一、设计题目：设计圆锥圆柱齿轮减速器设计卷扬机传动装置中的两级圆锥-圆柱齿轮减速器。该传送设备的传动系统由电动机 减速器运输带组成。轻微震动，单向运转，在室内常温下长期连续工作。（图 1） 1电动机；2 联轴器；3减速器；4卷筒；5传送带二、原始数据：运输带拉力 F(KN) 4000 运输带速度 V(m/s) 0.85 卷筒径 D（mm） 280 使用年限 （年） 10三、设计内容和要求：1. 编写设计计算说明书一份，其内容通常包括下列几个方面： （1）传动系统方案的分析和拟定以及减速器类型的选择； （2）电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算； （3）传动零件的设计计算（如

2、除了传动，蜗杆传动，带传动等） ； （4）轴的设计计算； （5）轴承及其组合部件设计； （6）键联接和联轴器的选择及校核； （7）减速器箱体，润滑及附件的设计； （8）装配图和零件图的设计； （9）校核； （10）轴承寿命校核； （11）设计小结； （12）参考文献； （13）致谢。 2. 要求每个学生完成以下工作： （1）减速器装配图一张（0 号或一号图纸） （2）零件工作图二张（输出轴及该轴上的大齿轮） ，图号自定，比例 11。 （3）设计计算说明书一份。二、传动方案的拟定运动简图如下：（图 2） 由图可知，该设备原动机为电动机，传动装置为减速器，工作机为型砂运输设备。 减速器为两级展开式

3、圆锥圆柱齿轮的二级传动，轴承初步选用深沟球轴承。 联轴器 2 选用凸缘联轴器，8 选用齿形联轴器。三、电动机的选择电动机的选择见表 1 计算项目 1. 选 择 电 动 机的类型 计算及说明 根据用途选用 Y 系列三相异步电动机 运输带功率为 Pw=Fv/1000=4000*0.85/1000 Kw=3.4Kw 查表 2-1，取一对轴承效率 轴承=0.99，锥齿轮传动效率 锥 齿轮 =0.96，斜齿圆柱齿轮传动效率 齿轮 =0.97，联轴器效率 联 2.选择电动 机功率 =0.99，得电动机到工作机间的总效率为 总= 4 轴承 锥齿轮 齿轮 2 联=0.994*0.96*0.97*0.992=0

4、.88 电动机所需工作效率为 P0= Pw/ 总=3.4/0.88 Kw=3.86Kw 根据表 8-2 选取电动机的额定工作功率为 Ped=4Kw 计算结果Pw=3.4Kw 总=0.88P0=3.86Kw Ped=4Kw3. 确 定 电 动 机转速输送带带轮的工作转速为 nw=(1000*60V)/ d=1000*60*0.85/ *280r/min=58.01r/min 由表 2-2 可知锥齿轮传动传动比 i 锥=23， 圆柱齿轮传动传 动比 i 齿=36，则总传动比范围为 i 总=i 锥 i 齿=23*(36)=618 电动机的转速范围为 n0=nwi 总58.01*(618)r/min=

5、348.061044.18r/min 由表 8-2 知，符合这一要求的电动机同步转速有 750r/min、 1000r/min 考虑到 1000r/min 接近上限， 所以本例选用 750r/min 的电动机，其满载转速为 720r/min,其型号为 Y160M1-8nw=58.01r/minnm=720r/min四、传动比的计算及分配传动比的计算及分配见表 2 计算项目 1.总传动比 计算及说明 i=nm/nw=720/58.01=12.41 计算结果 i=12.412. 分 配 传 动 比高速级传动比为 i1=0.25i=0.25*12.41=3.10 为使大锥齿轮不致过大，锥齿轮传动比尽

6、量小于 3，取 i1=2.95 低速级传动比为 i2=i/i1=12.41/2.95=4.21i1=2.95 i2=4.21五、传动装置运动、动力参数的计算 传动装置运动、传动装置运动、动力参数的计算见表 3 计算项目 计算及说明 n0=720r/min 1.各轴转速 n1=n0=720r/min n2=n1/i1=720/2.95r/min=244.07r/min n3=n2/i2=244.07/4.21r/min=57.97r/min nw=n3=57.97r/min n1=n0=720r/min n2=244.07r/min nw=n3=57.97r/min 计算结果p1=p0 联=3.

7、86*0.99kw=3.82kw 2.各轴功 率 3.各轴转P2=p1 1-2=p1 轴承 锥齿=3.82*0.99*0.96kw=3.63kw P3=p2 2-3=p2 轴承 直齿=3.63*0.99*0.97kw=3.49kw Pw=p3 3-w=p3 轴承 联=3.49*0.99*0.99kw=3.42kw T0=9550p0/n0=9550*3.86/720Nmm=51.20Nmp1=3.82kwP2=3.63kw P3=3.49kw Pw=3.42kw T0=51.20Nm矩T1=9550p1/n1=9550*3.82/720Nmm=50.67Nm T2=9550p2/n2=9550

8、*3.63/244.07Nmm=142.04Nm T3=9550p3/n3=9550*3.49/57.97Nmm=574.94Nm Tw=9550pw/nw=9550*3.42/57.97Nmm=563.41Nm T1=50.67Nm T2=142.04Nm T3=574.94Nm Tw=563.41Nm六、传动件的设计计算一、高速级锥齿轮传动的设计计算锥齿轮传动的设计计算见表 4 计算项目 1.选择材 料、热处理 方式和公差 等级 计算及说明 考虑到带式运输机为一般机械，大、小锥齿轮均选用 45 钢， 小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，由表 8-17 得齿面硬度 HBW1=217 255 ，

9、HBW2=162 217. 平 均 硬 度 HBW1=236 ， HBW2=190.HBW1-HBW2=46.在 3050HBW 之间。选用 8 级精度。 因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。 其设计公式为 d1 3 计算结果 45 钢 小齿轮调质处理 大齿轮正火处理 8 级精度4kT1 ( Z E Z H / H ) 2 0.85R (1 0.5R ) 21)小齿轮传递转矩为 T1=50670 2)因 v 值未知，Kv 值不能确定，可初步选载荷系数 Kt=1.3 3)由表 8-19，查得弹性系数 ZE=189.8 Mpa 4)直齿轮，由图 9-2 查得节点区域系数 ZH=2.

10、5 5)齿数比 =i1=2.95 6)取齿宽系数 R =0.3 7)许用接触应力可用下式公式 H由 图 2.初步计算 传动的主要 尺寸= Z N H lim / S H查 得 接 触 疲 劳 极 限 应 力 为8-4e 、 a H lim1 = 580 pa, H lim 2 = 390 pa小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为 9 N1=60n1aLh=60*720*1*2*8*250*10=1.728*10 9 8 N2=N1/i1=1.728*10 /2.95=5.858*10 由图 8-5 查得寿命系数 ZN1=1，ZN2=1.05；由表 8-20 取安全系 数 SH=1，则有 H 1

11、= Z N 1 H lim1 / S H = 1* 580 / 1 = 580Mpa H 2 = Z N 2 H lim 2 / S H = 1.05 * 390 / 1 = 409.5Mpa取 H = 409.5Mpa 初算小齿轮的分度圆直径 d1t,有4kT1 ( Z E Z H / H ) 2 d1t 0.85 R (1 0.5 R ) 23=34 1.3 50670 (189.8 2.5 / 409.5) 2 mm = 69.78mm 0.85 0.3 2.95 (1 0.5 0.3) 2d1t69.78mm（1）计算载荷系数 由表 8-1 查得使用系数 KA=1.0，齿宽中点 分度圆

12、直径为 dm1t=d1t(1-0.5 R )=69.78*(1-0.5*0.3)mm=59.313mm 故 vm1=dm1tn1/60*1000=*59.313*720/60*1000m/s=2.23m/s 由图 8-6 降低 1 级精度， 9 级精度查得动载荷系 Kv=1.19， 按 由 图 8-7 查 得 齿 向 载 荷 分 配 系 数 K=1.13 ， 则 载 荷 系 数 K=KAKvK=1.0*1.19*1.13=1.34 (2）对 d1t 进行修正 因 K 与 Kt 有较大的差异， 故需对 Kt 计算 出的 d1t 进行修正 ，即 d1= d1t （3）确定齿数 3. 确 定 传 动

13、 尺寸 则 u =3K 1.34 69.78 3 =70.485mm Kt 1 .3d1=70.485mm选齿数 Z1=23，2=uZ1=2.95*23=67.85， Z2=68， Z 取68 u 2.96 2.95 = = 2.96 ， = 0.3% ，在允许范围内 23 u 2.95Z1=23 Z2=57 m=3.5mm（4）大端模数 mm=d1 70 .485 = = 3.06 mm ，查表 8-23， Z1 23取标准模数 m=3.5mm （5）大端分度圆直径为 d1=mZ1=3.5*23mm=80.5mm70.485 d2=mZ2=3.5*68mm=238mm (6)锥齿距为 R=d

14、1=80.5mm d2=238mmd1 80.5 u2 +1 = 2.96 2 + 1mm = 70.374mm 2 2R=70.374mm（7）齿宽为 b= R R =0.3*70.374mm=21.112mm 取 b=25mm b=25mm齿根弯曲疲劳强度条件为F =（1）K、b、m 和 R 同前 （2）圆周力为KFt YF YS F 0.85bm(1 0.5R )F t=2T1 2 50670 = N = 1481.0 N d1 (1 0.5 R ) 80.5 (1 0.5 0.3)（3）齿形系数 YF 和应力修正系数 YScos 1 = cos 2 =4. 校 核 齿 根 弯曲疲劳强

15、度 即当量齿数为u u2 +1 1 u2 +1= =2.96 2.96 2 + 1 1 2.96 2 + 1= 0.9474 = 0.3201Zv1 = Zv2 =Z1 23 = = 24.3 cos 1 0.9474 Z2 68 = = 212.4 cos 2 0.3201由图 8-8 查得 YF1=2.65,YF2=2.13，由图 8-9 查得 YS1=1.58， YS2=1.88 （4）许用弯曲应力 F =由 图 8-4Y N F lim SF查 得 弯 曲 疲 劳 极 限 应 力 为 F lim1 = 215Mpa, F lim 2 = 170 Mpa由图 8-11 查得寿命系数 YN

16、1=YN2=1,由表 8-20 查得安全系数 SF=1.25，故 F 1 =YN 1 Flim1 SF SF=1 215 = 172 Mpa 1.25 1.25 F 2 = YN 2 F lim 2 = 1170 = 136Mpa F 1 = KFtYF 1YS1 0.85bm(1 0.5R )1.34 1481.0 2.65 1.58 0.85 25 3.5 (1 0.5 0.3) = 92.01Mpa F 1 F 2 = F 1 YF 2YS 2YF 1YS 1 2.13 1.88 Mpa 2.65 1.58 = 87.99 Mpa F 2 = 92.01满足齿根弯曲强 度ha=m=3.5

17、mm hf=1.2m=1.2*3.5mm=4.2mm C=0.2m=0.2*3.5mm=0.7mha=3.5mm hf=4.2mm C=0.7m1 = arccos5. 计 算 锥 齿 轮传动其他 几何尺寸u u +1 12= arccos = arccos2.96 2.96 2 + 1 1 2.96 2 + 1= 18.667 = 71.3331 = 18.667 2 = 71.333da1=87.132mm da2=240.241mm df1=72.542mm df2=235.311mm 2 = arccosu2 +1da1=d1+2mcos 1 =80.5+2*3.5*0.9474mm=

18、87.132mm da2=d2+2mcos 2 =238+2*3.5*0.3201mm=240.241mm df1=d1-2.4mcos 1 =80.5-2.4*3.5*0.9474mm=72.542mm df2=d2-2.4mcos 2 =238-2.4*3.5*0.3201mm=235.311mm二、低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算斜齿圆柱齿轮的设计计算见表 5 计算项目 1. 选 择 材 料、热处理 方式和公差 等 计算及说明 计算结果 45 钢 大、小锥齿轮均选用 45 钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火 小齿轮调质处理 处理，由表 8-17 得齿面硬度 HBW1=217255，HBW2=16

19、2217.平 大齿轮正火处理 均硬度 HBW1=236，HBW2=190.HBW1-HBW2=46.在 3050HBW 之间。选 8 级精度 用 8 级精度。因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。 其设计公式为d3 31) 2) 3) 4) 5) 6)2kT2u + 1 Z E Z H Z Z 2 ( ) Ru H小齿轮传递转矩为 T2=146040 因 v 值未知，Kv 值不能确定，可初步选载荷系数 Kt=1.4 由表 8-19，查得弹性系数 ZE=189.8 Mpa 初选螺旋角 = 12 ，由图 9-2 查得节点区域系数 ZH=2.46 齿数比 =i=4.21 查表 8-18

20、，取齿宽系数 R =1.1 Z3=23 Z4=977) 初选 Z3=23，则 Z4=uZ3=4.21*23=96.83，取 Z4=97 则端面重合度为 = 1.88 3.2( + ) cos Z3 Z4 2. 初 步 计 算 传动的主要 尺寸11 = 1.88 3.2( =1.67 轴向重合度为 1 1 + ) cos 12 23 97 = 0.318d Z 3 tan = 0.318 1.1 23 tan 12 = 1.71由图 8-13 查得重合度系数 Z = 0.775 8） 由图 11-2 查得螺旋角系数 Z =0.99 9） 许用接触应力可用下式计算 H由 图 8-4e 、 a= Z

21、 N H lim / S H查 得 接 触 疲 劳 极 限 应 力 为 H lim1 = 580 pa, H lim 2 = 390 pa小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为 8 N3=60n2aLh=60*244.07*1*2*8*250*10=5.86*10 8 8 N4=N3/i2=5.86*10 /4.21=1.39*10 由图 8-5 查得寿命系数 ZN3=1.05，ZN4=1.13；由表 8-20 取安 全系数 SH=1.0，则有 H 3 = Z H H lim 3 / S H = 1.05 * 580 / 1 = 609Mpa H 4 = Z H 4 H lim 4 / S H =

22、 1.13 * 390 / 1 = 440.7 Mpa3取 H = 440.7 Mpa 初算小齿轮的分度圆直径 d3t，得d 3t 32kT2u + 1 Z E Z H Z Z 2 ( ) Ru Hd3t66.59mm=32 1.4 14240 4.21 + 1 (189.8 2.46 0.775 0.99) 2 1.1 4.21 (440.7) 2=66.59mm（1）计算载荷系数 因v =由表 8-21 查得使用系数 KA=1.0d 3t n260 1000= 66.59 244.0760 1000m / s =0.85m/s，由图8-6 查得动载荷系数 Kv=1.08，由图 8-7 查得

23、齿向载荷分配系数 K =1.11，由表 8-22 查得齿向载荷分配系数 K =1.2，则载荷系 数为 K=KAKvK K =1.0*1.08*1.11*1.2=1.44 （2）对 d3t 进行修正 因 K 与 Kt 有较大的差异， 故需对 Kt 计算 出的 d3t 进行修正，即 K=1.44d 3 = d 3t 3(3) 确定模数 mn mn=K 1.44 66.59 3 =67.22mm Kt 1 .4d 3 cos 67.22 cos 12 = mm = 2.86mm Z3 23mn=3mm按表 8-23，取 mn=3mm （4）计算传动尺寸 中心距为a=mn ( z3 + z 4 ) 3

24、 (23 + 97) = mm =184.03mm 2 cos 2 cos 12a=184mm取整， a = 184mm 螺旋角为 = arccosmn ( z3 + z 4 ) 3 (23 + 97) = = 11.969 2a 2 184 = 11.969因 值与初选值相差不大，故对与 有关的参数无需进行修正 则可得，d3 =mn z3 3 23 = mm = 70.531mm cos cos11.969d3=70.531mmd4 =mn z 4 3 97 = mm = 297.455mm cos cos11.969d4=297.455mmb = d d 3 = 1.1 70.531 =

25、77.58mm，取 b4=78mm3. 确 定 传 动 尺寸b4=78mm b3=85mmb3 = b4 + (5 10)mm，取 b3=85mm齿根弯曲疲劳强度条件为F =2kT2 YF YS Y Y F bmn d 31）K、T3、mn 和 d3 同前 2）齿宽 b=b4=78mm 3）齿形系数 YF 和应力修正系数 YS。当量齿数为 4. 校 核 齿 根 弯曲疲劳强 度zv 3 =z3 23 = = 24.6 3 3 cos cos 11.969zv 4 =z4 97 = = 103.6 3 3 cos cos 11.969由图 8-8 查得 YF3=2.62，YF4=2.24；由图 8

26、-9 查得 YS3=1.59， YS4=1.82 4）由图 8-10 查得重合度系数 Y = 0.72 5）由图 11-23 查得螺旋角系数 Y = 0.86 6）许用弯曲应力为 F = YN F limSF由 图 8-4f 、 b 查 得 弯 曲 疲 劳 极 限 应 力 F lim 3 = 215Mpa， Flim 4 = 170Mpa由图 8-11 查得寿命系数 YN3=YN4=1，由表 8-20 查得安全系数 SF=1.25，故 F 3 = YN 3 F lim 3 = 1 215 Mpa = 172MpaSF 1.25 F 4 = YN 4 F lim 4 = 1170 Mpa = 1

27、36MpaSF 1.25 F3 =2kT2 YF 3YS 3Y Y bmn d 32 1.44 142040 2.62 1.59 0.72 0.86 Mpa 78 3 70.531满足齿 根弯曲 疲 劳强度=63.93Mpa F 3 F4 = F3YF 4YS 4 2.24 1.82 = 63.93 Mpa = 62.56 Mpa 20.58+20.58*（0.030.05）mm=21.1921.61mm （1）轴承部件的结构设计 为方便轴承部件的装拆，减速器的 机体采用剖分式结构，该减速器发热小，轴不长，故 轴承采用两 端固定方式。按轴上零件的安装顺序，从最细处开始设计 1 1 （2）联轴器

28、与轴段 轴段 上安装联轴器，此段设计应与联 轴器的选择设计同步进行。 为补偿联轴器所联接两轴的安装误差， 隔离振动， 选用弹性柱销联轴器。 查表 8-37， 取载荷系数 KA=1.5， 计算转矩为 Tc=KAT1=1.5*50670Nmm=76005Nmm 由表 8-38 查得 GB/T5014-2003 中的 LX1 型联轴器符合要求： 公称转矩为 250N 许用转速 8500r/min， mm， 轴孔范围为 1224mm。 取联轴器孔直径为 22mm， 轴孔长度 L 联=52mm， 考虑到 d120.58mm，4.结构设计Y 型轴孔，A 型键，联轴器从动端代号为 LX1 22*52GB/T

29、5014 1 2003，相应的轴段 的直径 d1=22mm。其长度略小于孔宽度，取 L1=50mm 2 4 2 (3) 轴承与轴段和的设计 在确定轴段的轴径时，应考虑 联轴器的轴向固定及密封圈的尺寸。 若联轴器采用轴肩定位，轴 肩高度 h=（0.070.1）d1=（0.070.1）*30mm=2.13mm。轴段 2 的轴径 d2=d1+2*(2.13）mm=34.136mm，其值最终由密封圈 确定。 该处轴的圆周速度均小于 3m/s， 可选用毡圈油封， 查表 8-27 初选毡圈 35JB/ZQ46061997，则 d2=35mm，轴承段直径为 40mm， 经过计算，这样选取的轴径过大，且轴承寿

30、命过长，故此处改用 轴套定位，轴套内径为 28mm，外径既要满足密封要求，又要满足 轴承的定位标准，考虑该轴为悬臂梁，且有轴向力的作用，选用 圆锥滚子轴承，初选轴承 30207，由表 9-9 得轴承内径 d=35mm， 外径 D=72mm，宽度 B=17mm，T=18.25mm，内圈定位直径 da=42mm， 外径定位 Da=65mm， 轴上力作用点与外圈大端面的距离 a3=15.3mm， 故 d2=35mm，联轴器定位轴套顶到轴承内圈端面，则该处轴段长度 应略短于轴承内圈宽度， L2=16mm。该减速器锥齿轮的圆周速度 取 大于 2m/s，故轴承采用油润滑，由齿轮将油甩到导油沟内流入轴 承座

31、中。 通常一根轴上的两个轴承取相同的型号， d4=35mm，其右侧 则 为齿轮 1 的定位轴套，为保证套筒能够顶到轴承内圈右端面，该 处轴段长度应比轴承内圈宽度略短，故取 L4=16mm 3 （4） 轴段的设计 该轴段为轴承提供定位作用，故取该段直 径为轴承定位轴肩直径， d3=42mm，该处长度与轴的悬臂梁长度 即 有关，故先确定其悬臂梁长度 5 5 （5） 齿轮与轴段的设计 轴段上安装齿轮，小锥齿轮所处 的轴段采用悬臂结构，d5 应小于 d4，可初定 d5=32mm 小锥齿轮齿宽中点分度圆与大端处径向端面的距离 M 由齿轮 的结构确定，由于齿轮直径比较小，采用实心式，由图上量得 M=32.

32、9mm，锥齿轮大端侧径向端面与轴承套杯端面距离取为d1=22mm L1=50mmd2=35mm L2=16mmd4=35mm L4=16mmd3=42mmd5=32mm1 = 10mm ，轴承外圈宽边侧距内壁距离，即轴承套杯凸肩厚C=8mm， 齿轮大端侧径向端面与轮毂右端面的距离按齿轮结构需要 取为 56mm，齿轮左侧用轴套定位，右侧采用轴端挡圈固定，为使 挡圈能够压紧齿轮端面，取轴与齿轮配合段比齿轮毂孔略短，差 值为 0.75mm，则 L5=56+ 1 +C+T-L4-0.75= （ 56+10+8+18.25-16-0.75 ） mm=75.5mm 1 3 1 （6） 轴段与轴段的长度 轴

33、段的长度除与轴上的零件 有关外，还与轴承端盖等零件有关。由表 4-1 可知，下箱座壁厚 =0.025a+3mm=0.025*184+3mm=7.6mm ， 取 壁 厚 = 10mm ， R+a=70.374+184=254.374mm600mm，取轴承旁联接螺栓为 M20， L5=75.5mm = 10mm箱体凸缘连接螺栓为 M16，地脚螺栓为 d = M 24 ，则有轴承端 盖连接螺钉为 0.4d = 0.4 24mm = 9.6mm ，取其值为 M10，由 表 8-30 可取轴承端盖凸缘厚度为 Bd=12mm；取端盖与轴承座间的 调整垫片厚度为 t = 2mm ；告诉轴承端盖连接螺钉，查表

34、 8-29 取螺栓 GB/T5781 M10 35；其安装基准圆直径远大于联轴器轮毂 外径，此处螺钉的拆装空间足够，取联轴器毂孔端面距轴承端盖 表面距离 K=10mm，为便于结构尺寸取整，轴承端盖凸缘安装面与 1 轴承左端面的距离取为 l4=25.5mm，取轴段端面与联轴左端面 的 距 离 为 1.75mm 则 有 L1=L 联 +K+Bd+l4+T-L2-1.75mm= L1=110mm （62+10+12+25.5+18.25-16-1.75）mm=110mm 3 轴段段的长度与该轴的悬臂长度 l3 有关。小齿轮的受力作 用点与右端轴承对轴的力作用点间的距离为 l3=66.2mm l3 =

35、M+ 1+C+a3=(32.9+10+8+15.3)mm=66.2mm 则两轴承对轴的力作用点间的距离为l2 =(22.5）l3=(22.5)*66.2mm=132.4165.5mm L3 =l2+2a3-2T=（132.4165.5）+2*15.36-2*18.25mm =126159.1mm 取 L3=130mm，则有 L3=130mml2 =l3+2T-2a3=130+2*18.25-2*15.3mm=135.9mm在其取值范围内，合格 1 （7） 轴段 力作用点与左轴承对轴力作用点的间距 由图 12-4 可得l2=135.9mml1 =L1+L2-T+a3-31+1.75=110+16

36、-18.25+15.3-31+1.75mm=93.8mm1 带轮与轴段 间采用 A 型普通平键连接，查表 8-31 取其型 4 号为键 8 56 GB/T10961990，齿轮与轴段间采用 A 型普通平 键连接，型号为键 10 63 GB/T10961990l1=93.8mm5.键连接（1）画轴的受力简图 轴的受力简图如图 5 所示 （2）计算支承反力 在水平面上为R1H =Fr1l3 Fa1 l2d m1 68.425 510.3 66.2 120.4 2 = 2 N = 218.3 R1H=218.3N 135.9R2H=Fr1+R1H=510.3+218.3N=728.6N 在垂直平面上

37、为R2H=728.6NR1v =6. 轴 的 受 力 分析Ft1l3 1481 66.2 = N = 721.4 N l2 135.9R1v=721.4NR2v = Ft1 + R1v = 1481 + 721.4 N = 2202.4 N轴承 1 的总支承反力为R2V=2202.4NR1 = R1H + R1v = 218.32 + 721.4 2 N = 753.7 N2 2R1=753.7N轴承 2 的总支承反力为R2 = R2 H + R2v = 728.6 2 + 2202.4 2 N = 2319.8 N2 2R2=2319.8N（3）画弯矩图 弯矩图如图 5c、d、e 所示 在水

38、平面上，a-a 剖面为 MaH=-R1Hl2=-218.3*135.9Nmm=-29667Nmm b-b 剖面左侧为M bH = Fa1d m1 68.425 = 172.5 mm = 5901.7 Nmm 2 2在垂直平面上为M av = R1v l2 = 721.4 135.9 N mm = 98038.3 N mm M bv = 0 N mm合成弯矩M a = M 2 aH + M 2 ava-a 剖面为= (29667) 2 + 98038.32 N mm = 102428.7 N mm M b = M 2 bH + M 2 bvMa=102428.7Nmmb-b 剖面左侧为 = （4

39、）画转矩图5901.7 2 + 0 2 N mm转矩图如图 5f 所示，T1=50670NmmMb=5901.7Nmm T1=50670Nmm= 5901.7 N mm因 a-a 剖面弯矩大，同时作用有转矩，a-a 剖面为危险面 其抗弯截面系数为W=抗扭截面系数为d 3 432= 35332mm 3 = 4207.1mm 3WT =弯曲应力为d 3 416= 35316= 8414.2mm37. 校 核 轴 的 强度b =扭剪应力为M b 5901.7 = Mpa = 1.4 Mpa W 4207.1=T1 50670 = Mpa = 6.0 Mpa WT 8414.2轴 的强 度满足 要 求按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按 脉动循环处理，故取折合系数 = 0