1、機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)計(jì)算說明書機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)計(jì)算說明書設(shè)計(jì)題目: 帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置 班 級(jí): 2011 級(jí) 2 班 設(shè) 計(jì) 者: lovetaotao34 指導(dǎo)教師: 史 延 楓 完成日期: 2013年 11月22日成都學(xué)院工業(yè)制造學(xué)院- 15 -【機(jī)械設(shè)計(jì)】課程設(shè)計(jì)任務(wù)書設(shè)計(jì)題目帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)者車輛 2011級(jí) 2 班姓名： lovetaotao34 題目數(shù)據(jù)工作機(jī)輸入功率(kW)2.8工作機(jī)輸入轉(zhuǎn)速(rpm)90 1 電動(dòng)機(jī) 2 聯(lián)軸器 3 減速器 4 帶式輸送機(jī)(工作機(jī))工作條件1、連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)；2、載荷較平穩(wěn)；3、兩班制；4、結(jié)構(gòu)緊湊；5、工作壽命5年。設(shè)計(jì)內(nèi)容1、 減速器

2、裝配圖1張(0號(hào)圖)；2、零件圖23張；3、設(shè)計(jì)計(jì)算說明書1份。設(shè)計(jì)期限自2013年11月4日至2013年11月22日答辯日期指導(dǎo)教師史延楓設(shè)計(jì)成績目錄一、選擇電動(dòng)機(jī)的類型及功率- 1 -1、計(jì)算電動(dòng)機(jī)的功率- 1 -2、確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速- 1 -3、計(jì)算傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比i并分配傳動(dòng)比- 1 -4、計(jì)算傳動(dòng)裝置各軸的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)- 1 -二、齒輪的選擇- 2 -1、計(jì)算第級(jí)齒輪參數(shù)計(jì)算- 2 -2、計(jì)算第級(jí)齒輪參數(shù)計(jì)算- 5 -傳動(dòng)零件設(shè)計(jì)計(jì)算數(shù)據(jù)表- 8 -三、裝配草圖設(shè)計(jì)- 8 -1、初選軸及聯(lián)軸器- 8 -2、初選軸承- 9 -3、潤滑及密封- 9 -4、箱體尺寸初步設(shè)計(jì)與計(jì)算- 9

3、-四、中間軸的計(jì)算及校核- 10 -1、按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件計(jì)算- 10 -2、按彎扭合成強(qiáng)度計(jì)算- 10 -中間軸軸承的校核- 12 -中間軸鍵的校核- 12 -五、減速器附件的選擇- 13 -1、附件的選擇- 13 -2、附件說明- 13 -結(jié)論- 13 -參考文獻(xiàn)- 14 -一、選擇電動(dòng)機(jī)的類型及功率1、計(jì)算電動(dòng)機(jī)的功率查表9.1得：聯(lián)軸器的傳動(dòng)效率：1=0.99；軸承的傳動(dòng)效率：2=0.98；齒輪傳動(dòng)的效率：3=0.97；卷筒的傳動(dòng)效率：4=0.96。故有：=0.992×0.984×0.972×0.96=0.817所以電動(dòng)機(jī)所需的工作功率為Pd=Pw=2.8kW

4、0.817=3.43kW2、確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速按表9.1推薦的傳動(dòng)比合理范圍，二級(jí)圓柱齒輪減速器傳動(dòng)比i;=840，而工作機(jī)卷筒軸的轉(zhuǎn)速為nw=90r/min。所以電機(jī)轉(zhuǎn)速可選范圍為nd=i'nw=840×90=7203600r/min符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750r/min、1000r/min、1500r/min、3000r/min四種。綜合考慮電機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、質(zhì)量及價(jià)格等因素，為使傳動(dòng)轉(zhuǎn)置結(jié)構(gòu)緊湊，決定選用同步轉(zhuǎn)速為1500r/min的電動(dòng)機(jī)。根據(jù)電動(dòng)機(jī)類型、容量和轉(zhuǎn)速，由表14.1選定電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y112M-4。主要性能如下表：電機(jī)型號(hào)額定功率/kW滿載轉(zhuǎn)速（r/mi

5、n）啟動(dòng)轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩Y112M-4414402.22.23、計(jì)算傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比i并分配傳動(dòng)比1、 總傳動(dòng)比為：i=nmnw=144090=162、 分配傳動(dòng)比：i=ii考慮潤滑條件，為使兩級(jí)大齒輪直徑相近，取i=1.4i，故i=1.4i=1.4×16=4.73i=ii=164.73=3.384、計(jì)算傳動(dòng)裝置各軸的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)1、 各軸的轉(zhuǎn)速軸：n=nm=1440r/min軸：n=ni=14404.73=304.44r/min軸：n=ii=304.443.38=90.07r/min卷筒軸：nw=n=90r/min2、 各軸的輸入功率軸：P=Pd1=3.43

6、5;0.99kW=3.40kW軸: P=P23=3.40×0.98×0.97kW=3.23kW軸：P=P23=3.23×0.98×0.97kW=3.07kW卷筒軸：P卷=P21=3.07×0.98×0.99kW=2.98kW3、軸的輸入轉(zhuǎn)矩電動(dòng)機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩Td為Td=9.55×106×Pdnm=9.55×106×3.430.817=4.01×104Nmm軸：T=Td1=4.01×104×0.99=3.97×104Nmm軸：T=T23i=3.97×

7、;104×0.98×0.97×4.73=1.80×105Nmm軸：T=T23i=1.80×105×0.98×0.97×3.38=5.78×105Nmm卷筒軸：T卷=T21=5.78×105×0.98×0.99=5.62×105Nmm將上述計(jì)算結(jié)果匯入下表：軸名功率P/kW轉(zhuǎn)矩T/(N.mm)轉(zhuǎn)速n/(r/min)傳動(dòng)比i效率電機(jī)軸3.434.01×104144010.99軸3.403.97×104 4.73 0.95軸3.231.80×

8、105304.443.380.95軸3.075.78×1059010.97卷筒軸2.985.62×10590二、齒輪的選擇1、計(jì)算第級(jí)齒輪參數(shù)計(jì)算1、 選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)。1） 選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)，7級(jí)精度。2） 材料選擇。選小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS，二者材料硬度差40HBS。3） 選小齒輪齒數(shù)Z1=24，Z2=4.73×24=113.52，取Z2=114。4） 初選螺旋角=14°。2、按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)由設(shè)計(jì)計(jì)算公式進(jìn)行試算，d1t32K1T1da±1ZH

9、ZEH2（1）確定公式內(nèi)的各值1） 初選Kt=1.6。2） 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。T1=95.5×105P1n1=95.5×105×3.401440=2.2548×104MPa3） 由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.433。4） 由表10-26查得a1=0.78，a2=0.87，則a=a1+a2=1.65。5）圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限Hlim1=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限Hlim2=550MPa。6）算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。N1=60n1jLh=60×1440×1×(2×8

10、5;300×5)=2.0736×109N2=2.0736×1094.73=4.74508×1087） 由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.88;KHN2=0.94。8） 由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa12。9）疲勞許用應(yīng)力。取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1,由公式得：H1=KHN1lim1S=0.88×600MPa=528MPaH2=KHN2lim2S=0.94×550MPa=517MPaH=H1+H22=528+5172=522.5Mpa（2）計(jì)算參數(shù)1）計(jì)算小齒輪分度圓直徑d1t。d1t32&#

11、215;1.6×2.2548×1041×1.65×5.734.73×2.433×189.8522.52=34.59mm2）計(jì)算圓周速度=d1tn160×1000=×34.59×144060×1000m/s=2.61m/s3）計(jì)算齒寬b。b=dd1t=1×34.59mm=34.59mm4）齒寬與齒高之比bh。模數(shù)：mnt=d1tcosZ1=34.59×cos14°24=1.398mm齒高：h=2.25mt=2.25×1.398=3.146 mmbh=34.5

12、93.146=10.995）計(jì)算縱向重合度。=0.318dz1tan=0.318×1×24×tan14°=1.9036）計(jì)算載荷系數(shù)。根據(jù)=2.61m/s，7級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載荷系數(shù)K=1.06；查表10-4得KH=1.42；由圖10-13查得KF=1.35；表10-3查得KH=KF=1.2。K=KAKVKHKH=1×1.06×1.2×1.42=1.817）按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由10-10a得d1=d1t3KKt=34.59×31.811.6=36.028)計(jì)算模數(shù)mn。mn=d1cos

13、z1=36.02×cos14°24=1.46mm3、 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）確定計(jì)算參數(shù)1）計(jì)算載荷系數(shù)。K=KAKVKHKH=1×1.06×1.2×1.42=1.812）根據(jù)縱向重合度=1.903，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)Y=0.88。3）計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)。zv1=z1cos3=24cos314=26.27zv2=z2cos3=114cos314°=124.794）查取齒形系數(shù)。由表10-5查得YFa1=2.62；YFa2=2.16；YSa1=1.595；YSa2=1.81。由圖10-20c查得小齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限FE1=5

14、00MPa；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限FE1=380MPa；由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.85，KFN2=0.88。5）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由公式10-12得F1=KFN1FE1S=0.85×5001.4=303.57MPaF2=KFN2FE2S=0.88×3801.4=238.86MPa6）計(jì)算大、小齒輪的YFaYsaF并加以比較。YFa1YSa1F1=2.62×1.595303.57=0.01377YFa2YSa2F2=2.16×1.81238.86=0.01637大齒輪的數(shù)值大。（2）設(shè)計(jì)計(jì)算mn=32

15、×1.81×2.2548×104×0.88×cos14°21×242×1.65×0.01637=1.052mm對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取mn=1.5mm，已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=36.02來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由z1=d1cosmn=36.02×cos14°1.5=23.3則取Z1=23，Z2=iZ1=4.73×23=109。4、幾何計(jì)算中心距（1）計(jì)算中心

16、距a=Z1+Z2mn2cos=23+109×1.52cos14°=102.03mm 取a=102。（2）修正螺旋角=arccosZ1+Z2mn2a=arccos23+109×1.52×102=13°55'50"因值改變不大，故參數(shù)、K、ZH等不必修正。（3）計(jì)算大、小齒輪分度圓直徑d1=Z1mncos=23×1.5cos13°55'50"=35.56mmd2=Z2mncos=109×1.5cos13°55'50"=168.51mm(4）計(jì)算齒輪寬度b=

17、dd1=1×35.56mm=35.56mm圓整后取B2=40mm；B1=45mm。2、計(jì)算第級(jí)齒輪參數(shù)計(jì)算1、選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)。1）選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)，7 級(jí)精度。2）材料選擇。選小齒輪材料為 40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為 280HBS，大齒輪材料為 45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為 240HBS，二者材料硬度差 40HBS。3）選小齒輪齒數(shù) Z1=24，Z2=3.38×24=81.12，取 Z2=8181。4）初選螺旋角 = 14°2、按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)由設(shè)計(jì)計(jì)算公式進(jìn)行試算，d1t32K1T1da±1ZHZEH2（1）確定公式內(nèi)的各值1）初選Kt

18、=1.6。2）計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。T1=95.5×105P1n1=95.5×105×3.23304.44=1.01322×105MPa3）由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.433。4）由表10-26查得a1=0.78，a2=0.87，則a=a1+a2=1.65。5）圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限Hlim1=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限Hlim2=550MPa。6）算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。N1=60n1jLh=60×304.44×1×(2×8×300×5)=4.3839

19、36×108N2=4.383936×1083.38=1.297022×1087）由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.93;KHN2=0.96。8）由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa12。9）疲勞許用應(yīng)力。取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1,由公式得：H1=KHN1lim1S=0.93×600MPa=558MPaH2=KHN2lim2S=0.96×550MPa=528MPaH=H1+H22=558+5282=543MPa（2）計(jì)算參數(shù)1）計(jì)算小齒輪分度圓直徑d1t。d1t32×1.6×1.0602

20、7×1051×1.65×4.383.38×2.433×189.85432=56.89mm2）計(jì)算圓周速度=d1tn160×1000=×56.89×304.4460×1000m/s=0.91m/s3）計(jì)算齒寬b。b=dd1t=56.89mm=56.89mm4）齒寬與齒高之比bh。模數(shù)：mnt=d1tcosZ1=56.89×cos14°24=2.30mm齒高：h=2.25mt=2.25×2.30=5.175 mmbh=56.895.175=10.995）計(jì)算縱向重合度。=0.31

21、8dz1tan=0.318×1×24×tan14°=1.9036）計(jì)算載荷系數(shù)。根據(jù)=0.91m/s，7級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載荷系數(shù)K=1.02；查表10-4得KH=1.42；由圖10-13查得KF=1.35；表10-3查得KH=KF=1.2。K=KAKVKHKH=1×1.02×1.2×1.42=1.747）按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由10-10a得d1=d1t3KKt=56.89×31.741.6=58.518)計(jì)算模數(shù)mn。mn=d1cosz1=58.51×cos14°24

22、=2.365mm3、按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）確定計(jì)算參數(shù)1）計(jì)算載荷系數(shù)。K=KAKVKHKH=1×1.02×1.2×1.42=1.742）根據(jù)縱向重合度=1.903，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)Y=0.88。3）計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)。zv1=z1cos3=24cos314=26.27zv2=z2cos3=81cos314°=88.674）查取齒形系數(shù)。由表10-5查得YFa1=2.60；YFa2=2.21；YSa1=1.595；YSa2=1.78。由圖10-20c查得小齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限FE1=500MPa；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限FE1=380MPa；

23、由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.85，KFN2=0.88。5）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由公式10-12得F1=KFN1FE1S=0.85×5001.4=303.57MPaF2=KFN2FE2S=0.88×3801.4=238.86MPa6）計(jì)算大、小齒輪的YFaYsaF并加以比較。YFa1YSa1F1=2.60×1.595303.57=0.01366YFa2YSa2F2=2.21×1.78238.86=0.01646大齒輪的數(shù)值大。（2）設(shè)計(jì)計(jì)算mn=32×1.74×1.01322×

24、105×0.88×cos14°21×242×1.65×0.01646=1.72mm對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取mn=2.0mm，已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=58.51來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由z1=d1cosmn=58.51×cos14°2=28.38則取Z1=28，Z2=iZ1=3.38×28=94.64。取Z2=95。4、幾何計(jì)算中心距（1）計(jì)算中心距a=Z1+Z2mn2cos=28+95&

25、#215;22cos14°=126.77mm 取a=127。（2）修正螺旋角=arccosZ1+Z2mn2a=arccos28+95×22×127=14°25'5"因值改變不大，故參數(shù)、K、ZH等不必修正。（3）計(jì)算大、小齒輪分度圓直徑d1=Z1mncos=28×2cos14°25'5"=57.71mmd2=Z2mncos=95×2cos14°25'5"=195.81mm(4）計(jì)算齒輪寬度b=dd1=1×57.71mm=57.71mm圓整后取B2=60

26、mm；B1=65mm。傳動(dòng)零件設(shè)計(jì)計(jì)算數(shù)據(jù)表類型模數(shù)中心距材料齒數(shù)齒寬分度圓直徑第級(jí)齒輪小齒輪斜齒圓柱齒輪1.510240Cr234535.56大齒輪4510940168.51第級(jí)齒輪小齒輪斜齒圓柱齒輪212740Cr286557.71大齒輪459560195.82三、裝配草圖設(shè)計(jì)1、初選軸及聯(lián)軸器根據(jù)電動(dòng)機(jī)型號(hào)Y112M-4查表14.2得電動(dòng)機(jī)的最小直徑d電機(jī)=28mm。1）、按扭矩強(qiáng)度初定該軸的最小直徑dmindminC3Pn=100×341440=14.057mm該軸有一段鍵槽，將計(jì)算值加大3%，dmin=(1+3%)14.057mm=14.479mm。選取軸的材料為 40Cr

27、，調(diào)質(zhì)處理。2）、選擇聯(lián)軸器=9550Pn=9550×41440=26.53NmTC=KT=1.5×26.53=39.79 Nm （選取K=1.5）。根據(jù)TC=39.79 Nm，查表13.2選擇LT4聯(lián)軸器。3）、選定減速器高速端軸最小直徑dmin=20mm。材料選取40Cr，調(diào)質(zhì)處理。同理確定中間軸的最小直徑材料選取為40Cr，調(diào)質(zhì)處理。A0=110。dmin=A03P2n2=110×33.23304.44=24.17mm同理確定低速軸的最小直徑選取軸的材料為45剛調(diào)質(zhì)處理。A0=110。dmin=A03P3n3=110×33.0790=35.67mm

28、此處要按放鍵將軸放大3%有：dmin=（1+3%）35.67mm=36.74mm。2、初選軸承第級(jí)齒輪傳動(dòng)是斜齒輪傳動(dòng)，高速軸同時(shí)承受徑向力和軸向力作用，故采用圓錐滾子軸承，由于d=20mm，考慮到軸向定位和軸承裝拆方便，應(yīng)將軸承內(nèi)徑放大兩次，查表12.4 初選 0 基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的圓柱滾子軸承 30205，基本尺寸為：d=25mm，D=52mm。同理選擇中間軸、低速軸軸承分別為：30205，基本尺寸為：d=25mm，D=52mm；30208，基本尺寸為：d=40mm，D=80mm。軸承類型軸承型號(hào)dD高速軸圓錐滾子軸承3020525mm52mm中間軸3020630mm62mm低速軸3

29、020840mm80mm3、潤滑及密封軸承采用脂潤滑，并設(shè)置擋油環(huán)；齒輪采用油池潤滑；在伸出與軸承端蓋之間采用氈圈密封。4、箱體尺寸初步設(shè)計(jì)與計(jì)算名稱符號(hào)計(jì)算公式結(jié)果機(jī)座壁厚0.025a+388機(jī)蓋壁厚10.02a+388機(jī)座凸緣厚度b1.512機(jī)蓋凸緣厚度b11.512機(jī)座底凸緣厚度P2.520地腳螺釘直徑df0.036a+1216.56地腳螺釘數(shù)目na250mm4軸承旁鏈接螺栓直徑d10.75df12.42機(jī)蓋與機(jī)座連接螺栓直徑d2（0.50.6）df8.289.94=9連接螺栓d2的間距l(xiāng)150200mm180mm軸承端蓋螺釘直徑d3（0.40.5）df6.638028=8窺視孔蓋螺釘直

30、徑d4（0.30.4）df4.976.63=6=12定位銷直徑d（0.70.8）df11.5913.25=12df、d1、d2至外機(jī)壁距離c1查表22d1、d2至凸緣邊緣距離c2查表20軸承旁凸臺(tái)半徑R1c220凸臺(tái)高度h（0.81）b，b=89外機(jī)壁至軸承端面距離l1c1+c2+（58）4750=48內(nèi)機(jī)壁至軸承斷面距離l2+c1+c2+（58）5558=56大齒輪頂圓與內(nèi)機(jī)壁距離11.29.6=10齒輪端面與內(nèi)機(jī)壁距離28=10機(jī)蓋、機(jī)座肋厚m1、m2m1=0.851；2=0.85m1=6.8，m2=6.8軸承端蓋外徑D2d軸承孔+(55.5)d392，102，120軸承端蓋凸緣厚度e（1

31、1.2）d39軸承旁連接螺栓距離ss=D2四、中間軸的計(jì)算及校核1、按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件計(jì)算由公式T=TWT=9550×103×pn0.2d3T=55MPa得dA03Pn=11033.23304.44=24.17mm（查表15-3得A0=110）。d=30mm成立。2、按彎扭合成強(qiáng)度計(jì)算中間軸的受力分析1）、齒輪受力分析第二軸小齒輪受力分析周向力：Ft1=2T1d1=2×1.8×10557.71=6238.09N徑向力：Fr1=Fttanncos=6238.09×tan20°cos14°=2339.98N軸向力：Fa1=Ftcos

32、ncos=6238.09cos20°cos14°=6841.66N第二軸大齒輪受力分析周向力：Ft2=2T1d1=2×1.8×105168.51=2136.37N徑向力：Fr2=Ft2tanncos=2136.37×tan20°cos14°=801.38N軸向力：Fa2=Ft2cosncos=2136.37cos20°cos14°=2343.08N2）、做彎扭矩圖以軸左端為原點(diǎn)，經(jīng)簡化后各段長度分別為l1=70mm，l2=61mm，l3=61mm。+水平方向：FNKH1+Ft1+Ft2+FNH2=0 Ft

33、1l1+Ft2l1+l2+FNH2l1+l2+l3=0解得：FNH1=4654N FNH2=3720N垂直方向：FNV1+Fr1+Fr2+FNV2=0;Fr1l1+Fr2l1+l2+FNV2l1+l2+l3=0解得：FNV1=2032N FNV2=1107N彎矩圖：扭距圖：載荷水平力垂直力支反力FNKH1=-4654NFNKH2=3720NFNV1=-2032N；FNV2=1107N彎矩MH=26665N.mMv=63377N.m總彎矩M=266652+633772=68758Nm扭矩T=1.8×105Nmca=M2+T2W=687582+0.6×1.8×1052

34、0.1×303=47.42MPa再由軸材料40Cr調(diào)質(zhì)處理，查機(jī)械設(shè)計(jì)表15-1得ca=70MPa>ca。因此軸安全。中間軸軸承的校核兩軸承受到的徑向載荷FNKH1=-4654N；FNV1=-2032NFNKH2=3720N；FNV2=1107NFr1=FNH12+FNV12=46542+20322=5078NFr2=FNH22+FNV22=37202+11072=3881N對(duì)于圓錐滾子軸承，查表13-7得派生軸向力Fd=Fr2Y。由Fae=2343N。Fd1=Fr12Y=50782×1.6=1587.88N;Fd2=Fr22Y=38812×1.6=1212.82N因?yàn)镕ae+Fd2>Fd1;Fa1=Fd2+Fae=1212.82+1587.88=2800.69N;Fa2=Fd2=1212.82N再由Fa1Fr1=23435078=0.46>e=0.37;故X1=0.4；Y1=1.6。Fa2Fr2=23433881=0.60>e=0.37；故X1=0.4；Y1=1.6。P1=fpXFr+YFa=1.2×0.