广工带式二级运输机传动装置课程设计范文参考

课程设计课程名称 机械设计基础课程设计题目名称 带式运输机传动装置学生学院专业班级学 号学生姓名指导教师20xx年 月 日.目 录一、广工大学程任 ⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯3二、算明⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯51、系体方案⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯5、机⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯5、装置运及力参数算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯62、V的与算 ⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 73、零件的算 ⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 10、高速的⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯10、低速的⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯154、以及上各零件的与校核⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯21、中的⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯21、高速的⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯28、低速的⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯355、箱体及各部位附属零件的 ⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯426、 ⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 467、参考文献 ⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 47.广东工业大学课程设计任务书题目名称 带式运输机传动装置学生学院专业班级学 号学生姓名一、课程设计的内容设计一带式运输机传动装置（见 图1）。设计内容应包括：两级传动装置的总体设计；传动零件、轴、轴承、联轴器等的设计计算和选择；减速器装配图和零件工作图设计；设计计算说明书的编写。图2为参考传动方案。DF v动力及传动装置图1带式运输机传动装置图2参考传动方案二、课程设计的要求与数据已知条件：（1）运输带工作拉力：F=3.3kN；（2）运输带工作速度：v=1.20m/s；（3）卷筒直径：D；=290mm（4）使用寿命：8年；（5）工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；（6）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量；（7）工作环境：室内，轻度污染环境；（8）边界连接条件：原动机采用一般工业用电动机，传动装置与工作机分别在不同底座上，用弹性联轴器连接。.三、课程设计应完成的工作小组成员A：1．减速器装配图1张（1号图纸）；2．输出轴及轴上非标准零件图；3 ．设计说明书1份。小组成员B：1．上箱体零件图1张（1号图纸）；2．输入轴及轴上非标准零件图；3 ．设计说明书1份。小组成员C：1．下箱体零件图1张（1号图纸）；2．中间轴及轴上非标准零件图；3 ．设计说明书1份。四、课程设计进程安排序号设计各阶段内容地点起止日期1.1、设计准备:明确设计任务；准备设计资料和1绘图用具教1-201与课同步1.2、传动装置的总体设计:拟定传动方案；选择电动机；计算传动装置运动和动力参数2传动零件设计计算:带传动、齿轮传动主要参数的教1-201与课同步设计计算减速器装配草图设计:初绘减速器装配草图；轴3系部件的结构设计；轴、轴承、键联接等的强度教1-20118周计算;减速器箱体及附件的设计4减速器装配图设计教1-20119周5零件工作图设计教1-201至20周周二6整理和编写设计计算说明书教1-20120周二至周四7课程设计答辩教1-20120周五五、应收集的资料及主要参考文献濮良贵、纪名刚主编，《机械设计》[M]，北京：高等教育出版社，2006年5月第8版；林怡青、谢宋良、王文涛编著.机械设计基础课程设计指导书[M].北京：清华大学出版社，2008年11月第1版宋宝玉编，《机械设计课程设计指导书》[M]，北京：高等教育出版社，2006年出版陈铁鸣编，《新编机械设计课程设计图册》[M]，北京：高等教育出版社，2003年出版王昆等编，机械设计课程设计，高等教育出版社，2004年出版。发出任务书日期：20xx年月 日 指导教师签名：计划完成日期： 20xx年 月 日 基层教学单位责任人签章：主管院长签章：.设计计算说明书设计计算与说明 结果1、系统总体方案设计1.1、电动机选择1.1.1 传动条件：（1）工作条件：减速箱使用寿命 8年，每天工作为两班 原始数据工作制，每班工作 16个小时，每年工作 300天，载荷平 F=3.3kN稳，环境清洁； V=1.20m/s（2）原始数据：输送带拉力F=3.3kN；带速V=1.20m/s；D=290mm滚筒直径D=290mm。电动机类型的选择：Y系列三相异步电动机确定电动机的功率：（1）输送带的输入功率：Pw FV 3.31.20 3.96kW Pw 3.96kW（2）传动装置的总功率：取V带效率为95%，一对滚动轴承的的效率为99%，渐开线圆柱齿轮效率为99%，一对滑动轴承的效率为99%，联轴器效率为99%，滚筒的效率为96%，则得：总32总0.85带滚齿联滑筒＝0.95×0.993×0.992×0.99×0.99×0.96＝0.85Pw3.964.66kW（3）电动机所需的工作功率：pd0.854.66kW总pd确定电动机的转速：nw=601000v6010001.2079.029r/minD290nw=79.029r/min.1.1.5确定电动机的型号：根据《机械设计基础课程设计指导书》（下面简称指导书）P11表2.1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比i齿 3~6范围。取 V带传动比i带 2~4。则总传动比理论范围为： i总 6~24 ，故电动机转速的可选范围为：nd=i总×nw=474.174～1896.696r/min则符合这一范围的同步转速有：750、1000和1500r/min，由标准查出三种适用的电动机型号：方案电动机额定电动机转速(r/min)型号功率同步满载1Y160M2-85.5kw7507202Y132M2-65.5kw10009603Y132S-45.5kw15001440综合考虑电动机和传动装置的尺寸、结构和带传动、减速器传动比,可见第3方案比较适合，因此选定电动机型号为Y132S-4， n满=1440r/min

电动机型号为Y132S-4n满=1440r/min1.2、传动装置运动及动力参数计算1.2.1确定传动装置的总传动比和分配级传动比：（1）确定传动装置总传动比：i总=n满/nw=1440/79.029=18.221（2）分配各级传动装置传动比：i总=i带i齿i带=2.50取i带=2.50i齿i总18.2217.2884i1=3.14i带2.50i齿i1i2i1(1.25~1.4)i2i22.30i齿i2i齿2.282i22.4151.41.25取i22.30，i1=3.141.2.2动力参数计算：（1）各轴的转速：.n1nd1440r/minn2n11440576r/mini带2.50n3n2576183.440r/mini13.14n4n3183.44079.757r/mini22.30（2）各轴输入功率：p1pd4.66kWp2p1带4.660.954.43kWp3p2滚齿4.430.990.994.34kWp4p3滚联4.340.990.994.25kW

n1nd1440r/minn2576r/minn183.440r/min3n479.757r/minp1 pd 4.66kWp2 4.43kWp3 4.34kWp4 4.25kW（3）各轴转矩：T19550p195504.66/144030.905NmT130.905Nmn1T273.449NmT2p2955095504.43/57673.449NmT3225.943Nmn2T3p3T4508.890Nm955095504.34/183.440225.943Nmn3T49550p495504.25/79.7575508.890Nmn42、V带传动的设计与计算2.1确定计算功率：由《机械设计》（下面简称课本） P156表8-8得：KA=1.1Pca KA Pd 1.1 4.66 5.126kW

Pca 5.126kW2.2选择带型号：A型带根据Pca和nm=1440r/min，由课本P157图8-11得，选用A型2.3确定带轮的基准直径并验算带速.（1）初选小带轮的基准直径 dd1根据课本P157表8-7和表8-9，取小带轮的基准直径dd1100mm（2）验算带速v带v带dd1n1100144010006010007.54m/s60在5～30m/s范围内，带速合适（3）计算大带轮的基准直径 dd2dd2 i带 dd1 2.50 100 250mm根据课本P157表8-9加以合适调整，dd2 250mm2.4确定中心距a，并选择V带的基准长度Ld（1）根据0.7(dd1dd2)a02(dd1dd2)，即245mma0700mm，初选中心距a0600mm（2）计算V带的基准长度LdLd02a0(dd1(dd2dd1)2dd2)4a022600(1001502250)1759.154mm24600

dd

d1d2

100mm250mm由课本P145表8-2，选V带的基准长度Ld 1750mm（3）计算实际中心距 aaa0LdLd060017501759.154a595.415mm2595.415mm2中心距的变动范围：amina0.015Ld569.165mmamana0.03Ld647.915mm2.5验算小带轮包角 a1.a157.3(dd2dd1)180165.56120a2.6确定带的根数z由dd1 100mm和nm=1440r/min，查课本 P151表8-4得p0 1.32kW根据 nm=1440r/min，i带=2.50和A型带，查表8-5得，p00.17kW查表8-6得ka0.96查表8-2得kl1.00于是pr(p0p0)kakl1.430kw

根数为4根Pca5.126取根数为4根Z3.58Pr1.4302.7计算带的初拉力(F0)min由课本P149表8-3得A型V带的单位长度质量q0.105kg/m(F0)min500(2.5ka)pcaqv带2142.292Nkazv带应使实际的初拉力F0(F0)min142.292N2.8计算压轴力FPFp1129.310NFp2z(F0)minsina11129.310N22.9带轮结构设计（1）小带轮采用实心式，查指导书P190得电动机的轴径D38mm，V带轮的e150.3mm,f1012mm，轮缘宽小带轮采用实心式B带轮(z1)e2f65mmB带轮65mm.（2）大带轮采用腹板式结构，轮缘宽与小带轮的相同， 大带轮采用腹板式轮毂宽与轴的结构设计同步。3、传动零件的设计计算3.1、 高速级齿轮的设计3.1.1齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）适用斜齿圆柱齿轮传动，压力角为n20；n20（2）带式输送机为一般工作机器，参考课本P205表10-6，选用8级精度；8级精度（3）材料：选择高速级小齿轮采用40Cr（调质），硬度为280HBS，高速级大齿轮采用45钢（调质），硬度为240HBS；（4）初选小齿轮齿数z124，z2z1i175.36高速级小齿轮采用40Cr（调质）取z277高速级大齿轮采用45钢（调质）（5）初步选定螺旋角143.1.2按齿面接触疲劳强度设计（1）试算小齿轮分度圆直径，即2kHtT23u1ZHZEZZ2d1t3u3()d[H]初选1）确定公式中的各参数值z124①试选KHt1.3②小齿轮的转矩T27.3449104Nmmz277③由课本P206表10-7，选取齿宽系数114d④由课本P203图10-20，选取区域系数ZH2.433⑤由课本P202表10-5查的材料的弹性影响系数1ZE189.8MPa2⑥计算接触疲劳强度用的重合度系数Ztarctan(tann/cos)arctan(tan20/cos14)20.562.at1arccos[z1cost/(z12hancos)]arccos[24cos20.562/(2421cos14)]29.974at2arccos[z2cost/(z22hancos)]arccos[77cos20.562/(7721cos14)]24.038[z1(tanat1tant)z2(tanat2tant)][24(tan29.974tan20.562)77(tan24.038tan20.562)]/(2)1.639dz1tan/124tan(14)/1.9054aaz(1)30.671

41.6391.905(11.905)31.639⑦计算螺旋角系数 z cos cos14 0.985⑧计算接触疲劳许用应力[σH]由课本P213图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限为σHlim1＝600MPaσHlim2＝550MPa计算应力循环次数912hN＝60njL＝60×576×1×（2×8×300×8）＝1.327×10N2＝N1/μ＝1.327×109/(77/24)＝4.136×108由课本P208图10-23查接触疲劳寿命系数KHN1＝0.90KHN2＝0.95取失效概率为1%，安全系数为S＝1[σH]1＝KHN1Hlim1＝0.90600MPa＝540MPaS1[σH]2＝KHN2Hlim2＝0.95550MPa＝523MPaS1取[σH]1和[σH]2中较小看做该齿轮副接触疲劳许用应力，即[σH]＝[σH]2＝523MPa2）小齿轮分度圆直径d1t2KHtT2ZHZEZZ2d1t44.021mm3()=dH21.37.344910477?(2.433189.80.6710.985)23?241775232444.021mm.（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷前的数据准备①圆周速度vv＝d1tn2＝44.021576＝1.328m/s601000601000②齿宽bb＝Фdd1t＝1×44.021mm＝44.021mm2)计算实际载荷系数KH①由课本P192表10-2查得使用系数KA＝1②根据V＝1.328m/s，8级精度，由课本P194图10-8查得动载系数KV＝1.07③齿轮的圆周力Ft1＝2T2/d1t＝2×7.3449×104/44.021N＝3.337×103NKAFt1/b＝1×3.337×103/44.021N/mm＝75.805N/mm＜100N/mm查课本P195表10-3得齿间载荷分配系数KHα＝1.4④由课本P196表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数KH1.20.18(10.62)20.23103ddb1.120.18(10.612)120.2310344.0211.418由此,得到实际载荷系数K＝KKKK＝1×1.07×1.4×1.418＝2.124HAVHαHB3）可得实际载荷系数算得的分度圆直径d1＝d1t3KH＝44.021×32.124＝51.848mmKHt1.3及相应的齿轮模数md1cos/z151.848cos14/24mm2.096mm

d1＝51.848mmm 2.096mm3.1.3按齿根弯曲疲劳强度设计（1）试算齿轮模数，即2KFtT2YYcos2YFaYSa3dz12F①试选载荷系数Ft＝1.3K②计算弯曲疲劳强度用重合度系数 Yβb＝arctan(tan βtanαt)arctan(tan14°×tan20.562°)＝13.140°av＝εα/cos2βb＝1.639/cos213.140°＝1.728Yε＝0.25+0.75/εav＝0.25+0.75/1.728 ＝0.684.③可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数 YβYβ＝1-εβ ＝1-1.905×14 ＝0.778120④计算YFaYSaF由当量齿数zV1＝z1/cos3β＝24/cos314°＝26.272zv2＝z2/cos3β＝77/cos314°＝84.290查课本P200图10-17，得齿形系数 YFa1＝2.62 Y Fa2＝2.21由课本P201图10-18查得应力修正系数YSa1＝1.60YSa2＝1.78由课本P209图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为σFlim1＝500MPaσFlim2＝380MPa由课本P208图10-22查得弯曲疲劳寿命系数KFN1＝0.85KFN2＝0.88取弯曲疲劳安全系数S＝1.4，[σF]1＝KFN1FLim1＝0.85500MPa＝303.57MPaS1.4[σF]2＝KFN2FLim2＝0.88380MPa＝238.86MPaS1.4YFa1YSa1＝2.621.6＝0.0138303.57F1YFa2YSa2＝2.211.78＝0.0165238.86F2因为大齿轮的YFaYSa大于小齿轮，所以取FYFaYSaYFa2YSa2＝0.0165mnt1.399mm＝FF2试算模数mnt2KFtT2YYcos2YFaYSa3dz12?F21.37.34491040.7780.684cos214＝312420.0165＝1.399mm（2）调整齿轮的模数1）计算实际载荷系数前的数据准备.①圆周速度vd1＝mntz1/cosβ＝1.399×24/cos14°mm＝34.604mmv＝d1n2＝34.604576＝1.044m/s601000601000②齿宽bb＝Фdd1＝1×34.604mm＝34.604mm③宽高比b/h＊ ＊h＝（2han+cn）mnt＝（2×1+0.25）×1.399＝3.148mmb/h＝34.604/3.148＝10.9922）计算实际载荷系数KF①根据v＝1.044m/s，8级精度，由课本 P194图10-8查得动载系数Kv＝1.04②由Ft1＝2T2/d1＝2×7.3449×104/34.604N＝4.245×103NKAFt1/b＝1×4.245×103/34.604＝122.674N/mm＞100N/mm查课本P195表10-3得齿间载荷分配系数 KF＝1.4结合b/h＝10.992，查本P197图10-13，得KFβ＝1.35则载荷系数为：KF＝KAKVKFαKFB＝1.966③可得按实际载荷系数算得的齿轮模数m＝m3KF＝1.399×31.966＝1.606mmnntKFt1.3对比结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近取mn＝2mm；为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1＝51.848mm来计算小齿轮的齿数，即z1＝d1cosβ/mn＝51.848×cos14°/2＝25.154z1＝26，则z2＝i1z1＝3.14×26＝81.64，z2＝83，z1和z2互为质数3.1.4几何尺寸计算(1)计算中心距a＝(z1z2)mn＝(2683)2mm＝112.337mm2cos2cos14考虑到模数从1.606增加到2mm，为此将中心距减小圆整为113mm（2）按圆整后的中心距修正螺旋角

mn＝2mmz1＝26z2＝83a＝113mmβ＝15.290°(z1z2)mn＝arccos(2683)2＝15.290°β＝arccos2a2113（3）计算分度圆的直径z1m262d1＝n＝mm＝53.908mmcoscos15.29z2m832d2＝n＝mm＝172.091mmcoscos15.29（4）计算齿轮宽度＝Фdd＝1×53.908mm＝53.908mmb2＝54mmb1＝59mm3.1.5其他几何尺寸的计算齿顶高haha*mn122mm齿根高hfh*c*mnmm(a)(10.25)22.5全齿高hahf22.54.5mm齿顶圆直径da1d12ha53.9082257.908mmda2d22ha172.09122176.091mm齿根圆直径df1d12hf53.90822.548.908mmdf2d22hf172.09122.5167.091mm高速级齿轮1采用左旋，齿轮2采用右旋。

.d1＝53.908mmd2＝172.091mmb1＝59mmb2＝54mmda1 57.908mmda2 176.091mmdf148.908mmdf2167.091mm高速级齿轮1采用左旋，齿轮2采用右旋3.2、低速级齿轮的设计3.2.1齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）适用斜齿圆柱齿轮传动，压力角为n20；（2）带式输送机为一般工作机器，参考课本P205表10-6，选用8级精度；低速级小齿轮采用（3）材料：选择低速级小齿轮采用40Cr（调质），硬度40Cr（调质）为280HBS，低速级大齿轮采用45钢（调质），硬度为低速级大齿轮采用45240HBS；钢（调质）（4）初选小齿轮齿数z324，z4z3i255.2取z455（5）初步选定螺旋角 14

初选.3.2.2按齿面接触疲劳强度设计z324（1）试算小齿轮分度圆直径，即z4552kHtT3u1ZHZEZZ2d1t333()14u[H]d1）确定公式中的各参数值①试选KHt1.3②小齿轮的转矩T32.25943105Nmm③由课本P206表10-7，选取齿宽系数 d 1④由课本P203图10-20，选取区域系数ZH2.433⑤由课本P202表10-5查的材料的弹性影响系数1ZE 189.8MPa2⑥计算接触疲劳强度用的重合度系数 Ztarctan(tann/cos)arctan(tan20/cos14)20.562at1arccos[z3cost/(z32hancos)]arccos[24cos20.562/(2421cos14)]29.974at2arccos[z4cost/(z42hancos)]arccos[55cos20.562/(5521cos14)]25.260[z3(tanat1tant)z4(tanat2tant)][24(tan29.974tan20.562)55(tan25.26tan20.562)]/(2)1.617dz3tan/124tan(14)/1.9054aaz(1)30.678

41.6171.905(11.905)31.617⑦计算螺旋角系数 z cos cos14 0.985⑧计算接触疲劳许用应力[σH]由课本P213图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极.限为σHlim1＝600MPaσHlim2＝550MPa计算应力循环次数N1＝60n3jLh＝60×183.44×1×（2×8×300×8）＝4.226×108/μ＝4.226×108/(55/24)＝1.844×108N2＝N1由课本P208图10-23查接触疲劳寿命系数KHN1＝0.92KHN2＝0.97取失效概率为1%，安全系数为S＝1[σH]1＝KHN1Hlim1＝0.92600MPa＝552MPaS1[σH]2＝KHN2Hlim2＝0.97550MPa＝533.5MPaS1取[σH]1和[σH]2中较小看做该齿轮副接触疲劳许用应力，即[σH]＝[σH]2＝53.5MPa2）小齿轮分度圆直径d1t2T3KHtZHZEZZ)2=3(dH55321.3225943?24?(2.433189.80.6780.985)2155533.52465.573mm（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷前的数据准备①圆周速度vv＝d1tn3＝65.573183.44＝0.630m/s601000601000

d1t 65.573mm②齿宽bb＝Фdd1t＝1×65.573mm＝65.573mm2)计算实际载荷系数KH①由课本P192表10-2查得使用系数KA＝1②根据V＝1.328m/s，8级精度，由课本 P194图10-8查得动载系数KV＝1.03③轮的圆周力Ft1＝2T3/d1t＝2×225943/65.573N＝6.891×103NKAFt1/b＝1×6.891×103/65.573N/mm＝105.089N/mm＞100N/mm查课本P195表10-3得齿间载荷分配系数KHα＝1.4④由课本P196表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数.KH1.20.18(10.6220.23103bd)d1.120.18(10.612)120.2310365.5731.423由此,得到实际载荷系数K H＝KAKVKHαKHB＝1×1.03×1.4×1.423＝2.0523）可得实际载荷系数算得的分度圆直径d1＝76.349mmd＝dKH＝65.573×2.052＝76.349mm3311tKHt1.3及相应的齿轮模数m3.087mmmd1cos/z376.349cos14/24mm3.087mm3.2.3按齿根弯曲疲劳强度设计（1）试算齿轮模数，即2KFtT3YYcos2YFaYSadz32F④试选载荷系数KFt＝1.3⑤计算弯曲疲劳强度用重合度系数Yβb＝arctan(tanβtanαt)arctan(tan14°×tan20.562°)＝13.140°av＝εα/cos2βb＝1.617/cos213.140°＝1.705Yε＝0.25+0.75/εav＝0.25+0.75/1.705 ＝0.690③可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数 YβY＝1-εβ＝1-1.905×14＝0.778β120④计算YFaYSaF由当量齿数zV3＝z3/cos3β＝24/cos314°＝26.272zv4＝z4/cos3β＝55/cos314°＝60.207查课本P200图10-17，得齿形系数YFa1＝2.62YFa2＝2.27由课本P201图10-18查得应力修正系数YSa1＝1.60YSa2＝1.74由课本P209图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为σFlim1＝500MPaσFlim2＝380MPa由课本P208图10-22查得弯曲疲劳寿命系数KFN1＝0.85KFN2＝0.88取弯曲疲劳安全系数 S＝1.4，.[σF]1＝KFN1FLim1＝0.85500MPa＝303.57MPaS1.4[σ]＝KFN2FLim20.88380MPa＝238.86MPaF2S1.4YFa1YSa1＝2.621.6＝0.0138F1303.57YFa2YSa2＝2.271.74＝0.0165238.86F2因为大齿轮的YFaYSa大于小齿轮，所以取FYFaYSaYFa2YSa2＝0.0165＝FF2试算模数mnt2.041mmmnt2KFtT3YYcos2YFaYSa3z32?dF21.32259430.7780.690cos214＝312420.0165＝2.041mm（3）调整齿轮的模数2）计算实际载荷系数前的数据准备④圆周速度vd1＝mntz1/cosβ＝2.041×24/cos14°mm＝50.484mmv＝d1n3＝50.484183.44＝0.485m/s601000601000⑤齿宽bb＝Фdd1＝1×50.484mm＝50.484mm⑥宽高比b/h＊+c＊）m＝（2×1+0.25）×2.041＝4.592mmh＝（2hnanntb/h＝50.484/4.592＝10.9942）计算实际载荷系数KF①根据v＝0.485m/s，8级精度，由课本P194图10-8查得动载系数Kv＝1.03③由3t131＝F＝2T/d2×225943/50.484N＝8.951×10NKAFt1/b＝1×8.951×103/50.484＝177.304N/mm＞100N/mm查课本P195表10-3得齿间载荷分配系数 KF＝1.4.结合b/h＝10.992，查本P197图10-13，得KFβ＝1.36则载荷系数为：KF＝KAKVKFαKFB＝1.961⑥可得按实际载荷系数算得的齿轮模数mn＝mnt3KF＝2.041×31.961＝2.341mmKFt1.3对比结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近取mn＝2.5mm；为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1＝76.349mm来计算小齿轮的齿数，即Z3＝d1cosβ/mn＝76.349×cos14°/2.5＝29.632z3＝30，则z4＝i2z3＝2.3×30＝69，z4＝71，z3和z4互为质数

mn＝2.5mmz3＝30z4＝713.2.4几何尺寸计算(1)计算中心距a＝130mma＝(z3z4)mn＝(3071)2.5mm＝130.115mm2cos2cos14考虑到模数从2.341增加到2.5mm，为此将中心距减小圆整为130mm（2）按圆整后的中心距修正螺旋角(z3z4)mn＝arccos(30β＝13.795°β＝arccos71)2.5＝2a213013.795°（3）计算分度圆的直径z3m302.5D3＝n＝mm＝77.228mmcoscos13.795z4m712.5D4＝n＝mm＝182.772mmcoscos13.795（4）计算齿轮宽度＝Фdd3＝1×77.228mm＝77.228mmb2＝78mmb1＝83mm3.2.5其他几何尺寸的计算齿顶高haha*mn12.52.5mm齿根高hfh*c*)mmm(an(10.25)2.53.125全齿高hahf2.53.1255.625mm

D3＝77.228mmD4＝182.772mmb3＝83mmb4＝78mm.齿顶圆直径dd

a3d32ha77.22822.582.228mmda382.228mma4d42ha182.77222.5187.772mmda4187.772mm齿根圆直径df3d32hf77.22823.12570.978mmdf370.978mmdf4d42hf182.77223.125176.522mmdf4176.522mm低速级齿轮3采用右旋，齿轮 4采用左旋。低速级齿轮 3采用右旋，齿轮4采用左旋4、轴以及轴上各零件的设计与校核4.1、中间轴的设计4.1.1计算轴的最小直径中间轴选用45钢调质，硬度217~255HBSp34.34kw从上述计算结果已知T22.25943105N.mmn3183.44r/min初步计算轴的最小直径，因为轴段不承受转矩，而承受少量的弯矩且载荷较平稳，所以查课本P366表15-3取中间轴选用45钢调质A0110dmin32mmdminp311034.34A0331.578mm，n3183.44取dmin32mm4.1.2确定轴上各段的长度及直径（1）在轴段1和5上将会安装轴承，轴承采用两段固定轴承为7307B的方式。因为齿轮上存在轴向力的作用，所以轴承选用角接触球轴承。查指导书P147，暂取轴承为7307B，其基本尺寸为dDB358021，定位轴肩的直径为da 44mm，外径的定位直径为 Da 71mm，对轴的力作.用点与外圈大端面的距离a34.6mm，由于同一根轴上的35mm35mm。15轴承是相同的所以15（2）轴段2上将安装齿轮3，轴段4上将安装齿轮2，为了便于齿轮的安装及拆卸，4和2应略大于1和5，初4238mm定4238mm。已知齿轮2的宽度为54mm,齿轮2的左端采用轴肩定位，右端采用封油盘固定。由于齿轮3的宽度为83mm,齿顶圆直径小于160mm,所以采用实心式。齿轮3的右端采用轴肩定位，左端采用封油盘固定。为了是封油盘的端面可靠的压紧齿轮，轴段2和轴段4的长度应小于各自齿轮的轮毂宽度。所以取轴段2的长度为L=80mm80mm,轴段4的长度为51mm。2（3）轴段3是为两个齿轮做定位用的，其轴肩的高度范L4=51mm围为h(0.07~0.1)22.66~3.8mm，所以取高度为3mm,所以344mm。344mm取齿轮端面至箱体内壁的距离为212mm，旋转零件之间的轴向距离415mm,则箱体内壁的距离为2C22b3b4b1b2176mm4224于是轴段3的距离为

12mm15mmb3b483C176mmL37841512.5mm22（4）轴段1和轴段5上安放轴承，轴承采用脂润滑的方式，需要设置封油盘来阻止箱体里面的油进入轴承座上。取轴承内端面距离箱体内壁的距离为 3 10mm中间轴上的两个齿轮的固定都由封油盘来完成，

L3 12.5mm所以轴段1的长度为L1B23b3L246mm310mm轴段5的长度为L5Bb1b2L146mm232b2L448.5mm（5）齿轮与轴间采用A型普通平键连接，查指导书P12448.5mmL5.得键的型号，轴段2的键为10bh108，1070GB/T1096，h108轴段2的键为10轴槽深t=5.0mm；轴段4的键为b，45GB/T1096，轴槽深t=5.0mm。70GB/T10964.1.3校核轴轴段4的键为10（1）轴承反力的作用点距离轴承外圈大端面的距离为45GB/T1096a34.6mm，则由图可得出轴的支点及受力点之间的距离为l18334.6349.9mm462l2548381mm12.52l35434.6337.9mm48.52（2）计算支承反力齿轮3上受力为：Ft32T322.25943105d377.2285851.323NFt35851.323NFr3Fttan5851.323tan20Fr32192.963Ncoscos13.7952192.963NFa31436.681NFa3Fttan1436.681N齿轮2和齿轮1的受力情况是大小相等，方向相反的。Ft22T227.34491042724.976Nd153.908Ft22724.976NFr2Fttanan2724.976tan20coscos15.2901028.205NFr21028.205NFa2Fttan744.958NFa2744.958N在水平面上d2d3R1HFr2l3Fr3(l2l3)Fa22Fa32l2l3l11028.20537.92192.963(8137.9)744.958*172.0911436.681*77.2282244.468.532.92022.219NR2H Fr2R1HFr31028.205 (2022.219) 2192.963 857.461N负号表示力的方向与图上所示相反。.在垂直平面上R1VFt3(l2l3)Ft2l3l1l2l35851.323(37.981)2724.97637.949.98137.94733.406NR2vFt3Ft2R1v5851.3232724.9764733.4063842.893N轴承1的总支撑反力为轴承1的总支撑反力R12R2为R1H1V22R15147.281N(2022.219)4733.4065147.281N轴承2的总支撑反力为R2R22HR22V轴承2的总支撑反力857.46123842.89323937.393N为R23937.393N轴的受力情况、弯矩图和扭矩图如下所示：（3）在水平面上，a-a剖面图的左侧为：Mah R1H l1 2022.219*49.9 100908.728N.mma-a剖面图的右侧为：M'ahMahFa3d32100908.7281436.68177.22845432.728N.mm2b-b剖面的右侧为：M'bhR2Hl3857.46137.932497.772N.mmMbhM'bhFa2d232497.772744.958172.0912231602.512N.mm在垂直平面上为：MavR1Vl14733.40649.9236196.959N.mmMbvR2Vl33842.89337.9145645.645N.mm合成弯矩，在a-a剖面的左侧为MaM2aHM2aV(100908.728)2(236196.959)2256849.323N.mm在a-a剖面的右侧为M'aM'2aHM2aV(45432.728)2(236196.959)2240526.789N.mm在b-b剖面的左侧为MbM2bHM2bV(31602.512)2(145645.645)2149034.804N.mm在b-b剖面的右侧为M'bM'2bHM2bV(32497.772)2(145645.645)2149227.206N.mm（4）按弯扭合成应力校核轴的强度由图可以看出a-a剖面的左侧受到的弯矩最大，但是在剖面的右侧除受到弯矩外还受到了转矩的作用，所以在a-a剖面的左右侧均有可能是危险的截面，故要分别的计算。a-a剖面的抗弯截面系数为：3bt(2t)2383105(385)2w2322322*3824670.599mm3

.Ma 256849.323N.mmM'a 240526.789N.mmMb 149034.804N.mmM'b 149227.206N.mmw 4670.599mm3.抗扭界面系数为：3bt(2t)2383105(385)2wT2216238162wT10057.645mm310057.645mm3a-a剖面左侧弯曲应力为：Ma256849.32354.993MPab4670.599wa-a剖面右侧弯曲应力为：'M'a240526.78951.498MPabw4670.599扭剪应力为：T322594322.465MPa22.465MPawT10057.645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，所以折合系数0.6，则当量应力为：'e'2b4()258.127MPa，'eb，所以a-a剖面右侧为危险截面。查课本P358表15-1的[1b]60MPa，而[~e][1b]，所以轴的强度是足够的。轴的强度是足够4.1.4键的校核齿轮2上的挤压应力为：4T342259434h(lb)38(4584.941MPa10)8取键、轴和齿轮的材料都是钢，查课本P106表6-2得84.941MPa[p]，所以齿轮2上的键强度是足够的。键强度也是足够的齿轮3上的键长比齿轮2处的要长的多，所以齿轮3上的键强度也是足够的。4.1.5校核轴承的寿命（1）计算轴承的轴向力查指导书P147表12-4得7307B轴承的Cr38200N，C0r 24500N。轴承1,2的内部轴承力分别为：.s10.4R10.45147.2812058.912Ns20.4R20.43937.3931574.957N外部的轴向力为AFa3Fa21436.681744.958691.723N各轴向力的方向如下图所示：s1 A 2058.912 691.723 2750.635N s2，轴左移，左端轴承压紧，右端的轴承放松。所以两轴承轴向力分别为：Fa1 2750.635N,Fa2 1574.957N（2）因为R1 R2,Fa1 Fa2，所以只需要校核轴承 1的寿命即可。计算轴承1的当量载荷由Fa1/C02750.635/245000.112，查课本P317表13-5得e0.47，因Fa1/R12750.635/5147.2810.534e，所以X0.44,Y1.19,则当量载荷为pXR1YFa1558.059N（3）轴承的工作温度是在120C以下的，查课本P316表13-4得ft1。对于减速器，查课本P318表13-6得载轴承1的寿命为：荷系数为fp1.0。Lh29817.557h轴承1的寿命为：.Lh106(fTC)3106(138200)360n3fPP60183.441.05538.05929817.557h4.2、高速轴的设计4.2.1初算轴的最小直径（1）因为传递的扭矩不大且无其他特殊要求，所以高速高速轴选用45钢（调轴选用45钢（调质），硬度217~255HBS。轴承两端采用质）两段固定的方式。从上述计算结果已知p24.43kwT27.3449104Nmmn2576r/min（2）初步计算轴的最小直径，取A0110dminp21104.4321.713mmdmin21.713mmA033n2576考虑到键槽的影响，将最小直径增大5%，所以dmin18.5(10.05)22.799mm，同时考虑到轴段1将与V带轮的轮毂配合，为了满足轴承寿命的要求，初步设定轴最小的直径为1=25mm.1=25mm（3）带轮的轮毂宽度为 L带=（1.5~2）1=（37.5~50）mm取带轮的轮毂宽度为 42mm，则轴段1的长度应小于轮毂的L带=42mm宽度，所以取轴段 1的长度为40mm.4.2.2确定轴上各段的长度及直径（1）在轴段1上要设计一定位的轴肩定位带轮，定位轴L1=40mm肩的高度按h (0.07~0.1)1 (0.07~0.1) 25 1.75~2.5mm故轴段2上的直径 2 25 2(1.75~2.5) 28.5~30mm.由于高速轴的圆周速度小于 3m/s，所以采用毡圈油封，查指导书P177选择毡圈30JB/ZQ46061997。则毡圈30JB/ZQ46061997230mm（2）在轴段3和轴段7上安放滚动轴承，因轴承同时受到径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承。参考工作要求并根据230mm，查指导书P147中初步选定角接230mm触球轴承7207AC，其尺寸为dDB357217,内圈的定位轴肩直径d142mm，外圈的定位直径D165mm，角接触球轴承7207AC在轴上力作用点与外圈大端面的距离a21mm，所以取轴段3的直径335mm。335mm轴承采用脂润滑，需要设置封油盘来阻止箱体内的润滑油溅入到轴承座上。为了补偿箱体的铸造误差和安装的方便，取轴承靠近箱体内壁的端面距离箱体内壁的距离为3 10mm，封油盘的凸缘内侧面凸出箱体内壁 1~2mm，挡油环的轴孔宽度初定为 B1 16mm，则轴段3的长度L3B1B161733mm。在轴段7中也是采用同样的轴承，所以轴段7的直径735mm，长度为7＝3mm。L（3）轴段4和轴段6的直径可取比轴段7的直径略大，取为4638mm因为齿轮1右端面距离箱体内壁的距离212mm，则轴段6的长度为L623B11210166mm轴段4的长度L4C32b1B11761012591699mm（4）轴段5上安装齿轮，为了安装齿轮的方便，轴段5的直径应大于轴段3，初定轴段5的直径540mm。已知齿轮的宽度为59mm，高速轴设计为齿轮轴，轴段5的长度为59mm。

L3 33mm7 35mmL7＝3mmL6 6mmL4 99mm5 40mmL5 59mm.（5）轴段2的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承座轴承座的宽度为的宽度及轴承端盖等零件有关。轴承座的宽度为L055mmL0c1c2(5~10)mm查指导书P21表4.1得下箱座壁厚0.025a 3 (0.025 130) 3 6.425mm 8mm8mm。查指导书P21表4.1得地脚螺栓直径df 0.036a 12 0.036 130 12 16.68mm取地脚螺栓直径为 df 20mm轴承旁的连接螺栓直径为 d10.75df0.752015mmc1 22mm取轴承旁的连接螺栓为 d1 16mm，则c2 20mm所以轴承座的宽度为L0 8 22 20 (5~10) 55~60mm，取L0 55mm取轴承盖凸缘厚度为 e 10mm轴承盖与轴承座间的垫片的厚度为 2mm查指导书 P161表12.12，端盖的连接螺钉采用螺钉GB/T5781M825,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承的润滑的要求，取端盖的外端面表面与带轮凸缘端面的距离为w25mm。所以轴段2的长度为

地脚螺栓直径df 20mm轴承旁的连接螺栓为d1 16mm轴承盖凸缘厚度为e 10mmL2L0ewB带轮-L带BL274.5mm22255102526542121774.5mm2（6）带轮与轴段1间采用A型普通平键连接，查指导书P124表11.23和课本P106表6-1，采用键轴段1采用A型普通平836GB/T10961990，bh8mm7mm，轴槽深度键t4.0mm836GB/T109619904.2.3校核（1）在轴上力作用点与外圈大端面的距离a21mm，所以轴上力作用点的间距为：l1L带轮L2a4274.521116.5mm22l2L3L4L5a33995921140.5mm22l3L5L6L7a596332147.5mm22带传动的压轴力FP1129.310N求作用在齿轮1上的力Ft2T22734492724.976Nd153.908FrFttanan2724.976tan201028.205Ncoscos15.290FaFttan2724.976tan15.29744.958N计算轴承支撑反力，在水平面上：FP(l1l2l3)Frl3Fad1R1Hl2l321129.31(116.5140.547.5)1028.20547.5744.95853.9082140.547.51462.530NR2H FPR1HFr1129.31 1462.53 1028.205 1361.425N负号表示与图中所画力的方向相反。在垂直面上R1VFtl32724.97647.5688.491Nl2l3140.547.5R2VFtR1V2724.976688.4912036.485N轴承1的总支撑反力为R1R1H2R1V21462.532688.49121616.482N轴承2的总支撑反力为R2R2H2R2V2(1361.425)22036.48522449.643N轴的受力情况、弯矩图和扭矩图如下所示：

.Ft 2724.976NFr 1028.205NFa 744.958N轴承1的总支撑反力为R1 1616.482N轴承2的总支撑反力为R2 2449.643N.在水平面上，a-a剖面图的右侧为：M'ahR2Hl31361.42547.564667.688N.mma-a剖面图的左侧为：MahM'ahFad1253.90864667.688 744.958 84747.286N mm2b-b剖面为：Mbh FPl1 1129.31 116.5 131564.615N在垂直平面上为：MavR1Vl2688.491140.596732.986N.mmMbv0合成弯矩，在a-a剖面的左侧为Ma128605.494N.mmMaM2aHM2aV(84747.286)2(96732.986)2128605.494N.mm在a-a剖面的右侧为.M'a M'2aH M2aV (64667.688)2 (96732.986)2116357.984N.mm在b-b剖面为M'a 116357.984N.mmMbM2bHM2bV(131564.615)2(0)2131564.615N.mm（2）按弯扭合成应力校核轴的强度由图可以看出b-b剖面受到的弯矩最大，且其转矩较小，所以b-b剖面是危险截面。b-b剖面的抗弯截面系数为：3353w34209.243mm33232抗扭界面系数为：33wT3358418.487mm31616b-b剖面弯曲应力为：Mb131564.615bw31.256MPa4209.243

Mb 131564.615N.mmw 4209.243mm3wT 8418.487mm3扭剪应力为：8.725MPaT2 73449

8.725MPawT 8418.487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，所以折合系数0.6，则当量应力为：e2b4()232.963MPa，查课本P358表15-1轴的强度是足够的得[1b]60MPa，而[e][1b]，所以轴的强度是足够的。4.2.4键的校核带轮上的挤压应力为：4T2473449(lb)h2559.958MPa1(368)7键强度是足够的取键、轴和齿轮的材料都是钢，查课本P106表6-2得[p]，所以带轮上的键强度是足够的。.4.2.5校核轴承的寿命（1）计算轴承的轴向力查指导书P147表12.4得7207AC轴承的Cr29000N，C0r19200N。轴承1,2的内部轴承力分别为：s10.4R10.41616.482646.593Ns20.4R20.42449.643979.857N外部的轴向力为 A 744.958N各轴向力的方向如下图所示：s1 A 646.593 744.958 1391.551N s2所以两轴承轴向力分别为：Fa1 1391.551N,Fa2 979.857N（2）计算轴承的当量载荷由Fa1/C0 1391.551/19200 0.0725，查课本 P317表13-5得e 0.45因 Fa1/R1 1391.551/1616.482 0.861 e ， 所 以X 0.44,Y 1.25,则轴承1的当量载荷为p1 XR1 YFa1 2450.691N由Fa2/C0 979.857/19200 0.0510，查课本P317表13-5得e 0.42，因Fa2/R2 979.857/2449.643 0.40 e，所以X 1,Y 0,则轴承2的当量载荷为p2 XR2 YFa2 2449.643N（3）校核轴承的寿命.因为p1 p2，所以只需要校核轴承 1的寿命即可。轴承的工作温度是在120C以下的，查课本 P316表13-4得ft 1。对于减速器，查课本 P318表13-6得载荷系数为fp1.0。轴承1的寿命为轴承1的寿命为：Lh47946.244h106(fTC)3106129000Lh*()360n2fPP605761.02450.69147946.244h4.3、低速轴的设计低速轴选用45钢调质4.3.1计算轴的最小直径（1）选用45钢调质，硬度217~255HBS，轴承采用两端固定的方式。从上述计算结果已知p4 4.25kwT4 508890N mmn4 79.757r/min（2）初步计算轴的最小直径，考虑到轴段只承受转矩，所以取A0108dminA03p410834.25n440.641mm79.757考虑到键槽的影响，最小直径应增大3%~5%所以dmin40.64140.641(0.03~0.05)。41.860mm~42.673mm

dmin41.860mm~42.673mm4.3.2确定轴上各段的长度及直径（1）轴段1上要安装联轴器，为了使所选的轴直径与联.轴器的孔径相适应，并减小安装的误差。查指导书P134选择弹性凸缘联轴器YL9。半联轴器的孔径为42mm，所以联轴器YL9142mm，半联轴器的长度L112mm，半联轴器与轴142mm配合的毂孔长度L184mm。J型轴孔，A型键，轴段1的长度应略小于84mm，所以取轴段1的长度为L1=82mm。L1=82mm（2）计算轴段2的直径时，应考虑联轴器的轴向固定及轴承盖密封圈的尺寸。联轴器采用轴肩定位，轴肩的高度为h(0.07~0.1)1(0.07~0.1)422.94~4.2mm。于毡圈是取轴段2的直径为47.88~50.4mm，最终的尺寸由密封45JB/ZQ460686圈来确定。该轴的圆周速度小于3m/s，可选用毡圈油封，查指导书P177选择毡圈45JB/ZQ460686,所以2 45mm。（3）轴段3和轴段7上，其直径应该既有利于轴承的安装，又要负荷轴承的内径要求。考虑到轴承有轴向力的存在，所以还是选用角接触的球轴承。查指导书 P147表12.4 暂取轴承为 7211C。其尺寸为dDB5510021，内圈的定位轴肩为64mm，外圈的定位直径为91mm，对轴力的作用点与外圈大端面的距离为20.9mm，所以 3 55mm。轴承采用脂润滑的方式，需要设置封油盘，先初定封油盘的宽度为B116mm,所以轴段3的长度为

45mm55mmL3 37mmB1 B 16 21 37mm因为同一根轴上的轴承通常取相同的型号， 所以轴段7的直径为755mm755mm（4）轴段6上将安装齿轮4，为了便于齿轮的安装及拆卸，轴段6的直径应大于轴段7的直径。初定657mm657mm已知齿轮4的宽度为78mm，齿轮的右端采用轴肩定位，左端采用封油盘固定。为了使封油盘端面能到顶到齿轮的端面上，轴段6的长度应小于轮宽，所以取轴段6的长度为6L=75mm75mm。（5）轴段5是为齿轮提供定位和固定用的。定位轴肩的.高度h(0.07~0.1)63.99~5.7，取h为5.5mm,所以轴568mm段5的直径为568mm，轴段5的长度为1.4h7.7mm，L58mm取L58mm（6）轴段4的直径可取轴承内圈的定位直径，464mm。464mm轴段4的长度为L4Cb3b4B1L5b4223L469.5mm176128378161087869.5mm2。（7）轴段2的长度除了与轴上的零件有关外，还与轴承座宽度及轴承的宽度等零件有关。轴承端盖连接螺栓选择螺栓GB/T5781M825，其安装圆周大于联轴器的轮毂外径，轮毂外径不与端盖螺栓的拆装空间干涉，所以取联轴器轮毂端面与端盖外端的距离为K=12mm。有轴段2的长度为：L2L0KeB32mmL248mm5512102110248mm轴段7的长度为：L7B32b3b4b4L62L748.5mm2110128378787548.5mm。2（8）轴段1与联轴器及轴段5与齿轮4间都采用A型普通平键连接，查指导书P124表11.23选取型号，轴段1键为1280GB/T10961990，轴段1键为1280GB/T10961990bh12mm8mm，轴槽深度为t5mm轴段5键为1670GB/T10961990，轴段5键bh16mm10mm，轴槽深度为t6mm1670GB/T109619904.3.3校核（1）轴承反力的作用点与轴承外圈大端面的距离为a=20.9mm。则轴的支点及受力点的距离为：.l1L7L6b4a48.5757820.963.6mm22l2L3L4L5b4a3769.587820.9132.6mm22l3aL2L1l键4820.982-80110.9mm22齿轮4上受力和齿轮3的受力是大小相等，方向相反的，所以齿轮4的受力大小为：2T32225943Ft5851.323Nd377.228Fttan5851.323tan20Fr2192.963Ncoscos13.795FaFttan1436.681N（2）计算轴承支撑反力在水平面上：Frl2Fad4R1H2l1l22192.963132.6182.7721436.6812812.917N63.6132.6R2HFrR1H2192.963812.9171380.046N在垂直面上R1VFtl25851.323132.6l1l2132.63954.564N63.6R2VFtR1V5851.3233954.5641896.759N轴承1的总支撑反力为R1R1H2R1V2812.9172 3954.5642 4037.253N轴承2的总支撑反力为R2 R2H2 R2V2(1380.046)2 1896.7592 2345.681N轴的受力情况、弯矩图和扭矩图如下所示：

Ft 5851.323NFr 2192.963NFa 1436.681N轴承1的总支撑反力为R1 4037.253N轴承2的总支撑反力为R2 2345.681N.在水平面上，a-a剖面图的右侧为：MahR1Hl1812.91763.651701.521N.mma-a剖面图的左侧为：M'ahR2Hl21380.046132.6182994.10N.mm在垂直平面a-a剖面为：Mav R1Vl1 3954.564 63.6 251510.270N.mm合成弯矩，在a-a剖面的左侧为MaM2aHM2aV(51701.521)2(251510.27)2Ma256769.28N.mm256769.28N.mm在a-a剖面的右侧为M'aM'2aHM2aV(182994.1)2(251510.27)2M'a311037.388N.mm311037.388N.mm（3）按弯扭合成应力校核轴的强度由图可以看出a-a剖面右侧受到的弯矩最大，且其作用有转矩，所以a-a剖面是危险截面。a-a剖面的抗弯截面系数为：.3bt(t)2w663226573166(576)233225715990.964mmw15990.964mm3抗扭界面系数为：3bt(t)wT661626573166(576)234172.245mm334172.245mm316257wT弯曲应力为：bM'a311037.38819.451MPaw15990.964扭剪应力为：T450889014.892MPa14.892MPawT34172.245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，所以折合系数0.6，则当量应力为：e2b4()226.414MPa，查设计手