二級減速器課程設(shè)計報告

1、專業(yè)資料目錄1. 設(shè)計任務(wù) 22. 傳動系統(tǒng)方案的擬定 23. 電動機的選擇 33.1選擇電動機的結(jié)構(gòu)和類型 33.2傳動比的分配 83.3傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算 84. 減速器齒輪傳動的設(shè)計計算 144.1高速級斜齒圓柱齒輪傳動的設(shè)計計算 144.2低速級直齒圓柱齒輪傳動的設(shè)計計算 265. 減速器軸及軸承裝置的設(shè)計 315.1軸的設(shè)計 315.2鍵的選擇與校核 415.3軸承的的選擇與壽命校核 436. 箱體的設(shè)計 466.1箱體附件 466.2鑄件減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸計算表 487. 潤滑和密封 497.1潤滑方式選擇 497.2密圭寸方式選擇 49參考資料目錄 49學(xué)習(xí)資料WORD

2、格式可編輯計算及說明結(jié)果1. 設(shè)計任務(wù)1.1設(shè)計任務(wù)設(shè)計帶式輸送機的傳動系統(tǒng)，工作時有輕微沖擊，輸送帶允許速度誤差土4%二班制，使用期限12年(每年工作日300天)，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，大修期三年，小批 量牛產(chǎn)。1.2原始數(shù)據(jù)滾筒圓周力：F_900N輸送帶帶速：v=2.4(4%)m/s滾筒直徑：450 mm1.3工作條件二班制，空載起動，有輕微沖擊，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，大修期三年；三相交流電源， 電壓為380/220V。2. 傳動系統(tǒng)方案的擬定帶式輸送機傳動系統(tǒng)方案如下圖所示：專業(yè)技術(shù)分享JL結(jié)果I-電動乙或聯(lián)鈾春* 3-二級齒輪耳速器* 5-落胃* 6-眷送芾帶式輸送機由電動機驅(qū)動。電動機1通過聯(lián)軸器2

3、將動力傳入兩級齒輪減速計算及說明器3,再經(jīng)聯(lián)軸器4將動力傳至輸送機滾筒5帶動輸送帶6工作。傳動系統(tǒng)中采 用兩級展開式圓柱齒輪減速器，高速級為斜齒圓柱齒輪傳動，低速級為直齒圓柱 齒輪傳動，高速級齒輪布置在遠離轉(zhuǎn)矩輸入端，以減輕載荷沿齒寬分布的不均勻。 展開式減速器結(jié)構(gòu)簡單，但齒輪相對于軸承位置不對稱，因此要求軸有較大的剛 度。3. 電動機的選擇3.1選擇電動機的結(jié)構(gòu)和類型按設(shè)計要求及工作條件，選用丫系列三相異步電動機，臥式封閉結(jié)構(gòu)，電壓380V。3.1.1選擇電動機的容量根據(jù)已知條件計算，工作機所需要的有效功率Pw =Fv1000900 2.41000一二 2.16kW設(shè)：n 4w輸送機滾筒軸至

4、輸送帶間的傳動效率;n c聯(lián)軸器效率，n c=0.99版社）表3 1）;n g閉式圓柱齒輪傳動效率,n b滾動軸承（一對球軸承）（見機械設(shè)計課程設(shè)計（西安交通大學(xué)出 n g=0.98 （同上）;,n b=0.99 （同上）;Fw=2.16kWn cy輸送機滾筒效率，n cy =0.96 （同上）。 估算傳動裝置的總效率n _ n n n n n011223344 -,式中 01 二。= 0.9912 二 b g =0.99 0.98 =0.970223 二 b g =0.99 0.98 =0.970234 9 b c =0.99 0.99 =0.98014w = b cy =0.99 0.96

5、 = 0.9504傳動系統(tǒng)效率01 12 23 34 4 廠 0.99 0.97020.9702 0.9801 0.9504 0.8680工作機所需要電動機功率P 二匕二 2.16 二 2.4884kW0.8680計算及說明傳動總效 率n=0.8680Pr=2.4884kW結(jié)果選擇電動機谷量時應(yīng)保證電動機的額疋功率 Pm等于或大于工作機所需的電P=3kW動機動率Pr。因工作時存在輕微沖擊，電動機額定功率 Pm要大于Pr。由機械設(shè)計課程設(shè)計（西安交通大學(xué)出版社）表32所列丫系列三相異步電動機技術(shù)數(shù)據(jù)中可以確定，滿足選 P-Pr條件的電動機額定功率 f應(yīng)取為3kW3.1.2確定電動機轉(zhuǎn)速由已知條件

6、計算滾筒工作轉(zhuǎn)速nv2.4 漢 60101 Qir / minn、M -一3 - ioi.9lr / min咒 d3.14江4500、.nm傳動系統(tǒng)總傳動比丨一nw由機械設(shè)計（高等教育出版社）表18 1查得，展開式兩級圓柱齒輪減速器推薦傳動比范圍為i=860，故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為nm = inw = （8 60）如01.91 = 815.28 6114.6r / min由機械設(shè)計課程設(shè)計（西安交通大學(xué)出版社）表32可以查得電動機數(shù)據(jù)如下表：萬案電動機型號額定功率（kw）滿載轉(zhuǎn)速（r/mi n）總傳動比1Y100L-23288028.262Y100L2-43144014.133Y132S-6

7、39609.42通過對以上方案比較可以看出：方案1選用的電動機轉(zhuǎn)速最咼、尺寸最小、重量最低、價格最低，總傳動比為 28.26。但總傳動比最大，傳動系統(tǒng)（減速器）尺寸大，成本提咼。方案2選用的電動機轉(zhuǎn)速中等、質(zhì)量較輕、價格較低，總傳動比為14.13。傳動系統(tǒng)（減速器）尺寸適中。方案3選用的電動機轉(zhuǎn)速最低、質(zhì)量最重、價格高，總傳動比為 9.42。對于展開式兩級減速器（i=860 ）綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、電動機質(zhì)量及價格等因素，為使傳動裝置結(jié)構(gòu)緊湊，選用方案2比較合理。Y100L2-4Y100L2-4型二相異步電動機的額疋功率 P*3kw,滿載轉(zhuǎn)速nm=1440r/min。由機械設(shè)計課型程

8、設(shè)計（西安交通大學(xué)出版社）表3 3電動機的安裝及外型尺寸（單位 mm如下：ABCDE F G HK AB AC AD HD BB L電動機轉(zhuǎn)1601406328+0.0096082410012205205180245170380-0.004速n =1440r/mi n總傳動比i=14.13計算及說明結(jié)果查得電動機電動機基本參數(shù)如下：中心高H =100mm,軸伸出部分用于裝聯(lián)軸器軸端的直徑 D = 28(_Z4) mm，軸伸出部分長度E二60mm。3.2傳動比的分配帶式輸送機傳動系統(tǒng)的總傳動比i=14.13由傳動系統(tǒng)方案可知6 = ：34 = 1因此，兩級圓柱齒輪減速器的總傳動比14.13i01

9、i 34為便于兩級圓柱齒輪減速器采用浸油潤滑，當(dāng)兩級齒輪的配對材料相同、齒 面硬度HBSC 350,、齒寬系數(shù)相等時，考慮齒面接觸強度接近相等的條件，取高 速級傳動比i121.3二1.3 28.26 4.286低速級傳動比23i124.286傳動系統(tǒng)各傳動比分別為01 - 1 12 - 4.286 i23= 3.297 i34=13.3傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算取電動機軸為0軸，減速器高速軸為1軸、中速軸為2軸、低速軸3軸，帶式輸送機滾筒軸為4軸。各軸的轉(zhuǎn)速如下= 1440r / minn01440n 一 - 1440r / mini011n11440/ -n2 -一- 336r / min

10、i124.286i12 = 4.286 3.297計算及說明結(jié)果i23n3i34102 / min3.297J02r/min1計算出各軸的輸入功率P0 = R 二 2.4884kWR =趴廣 2.48847.99= 2.4635kWP2 = R% = 2.4635 0.9702= 2.3901kWP3 = P2 23 二 2.3901 0.9702 二 2.3189kWR4 =因34 = 2.31897.980仁 2.2728kW計算出各軸的輸入轉(zhuǎn)矩R2.4884T0 =9550 0 = 9550 ： 16.50N mn1440T =心001 T6.50X7.99=16.34N mE =Ti1

11、2 = 16.347.2867.9702= 67.95N mT3 =$23 23 = 67.95 3.297 0.9702 = 217.36N mT4 =T3i34 34 = 217.36 1 0.980 V 213.03N m運動和動力參數(shù)的計算結(jié)果如下表格所示軸號電動機兩級圓柱齒輪減速器工作機0軸1軸2軸3軸4軸轉(zhuǎn)速 n(r/mi n)14401440336102102功率R( KW2.48842.46352.39012.31892.2728轉(zhuǎn)矩t( n? m16.5016.3467.95217.36213.03兩軸聯(lián)接、傳動件聯(lián)軸器齒輪齒輪聯(lián)軸器傳動比i14.2863.2971傳動效率n

12、0.990.97020.97020.9801（注：除了電動機軸的轉(zhuǎn)矩為輸出轉(zhuǎn)矩外，其余各軸的轉(zhuǎn)矩為輸入轉(zhuǎn)矩。）計算及說明結(jié)果4. 減速器齒輪傳動的設(shè)計計算4.1高速級斜齒圓柱齒輪傳動的設(shè)計計算1、初選精度等級、材料及齒數(shù)(1) 材料及熱處理：選擇小齒輪材料 40Cr(調(diào)質(zhì))，齒面硬度280HBS大齒 輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì))，齒面硬度240HBS(2) 齒輪精度：7級(3) 初選小齒輪齒數(shù)zl=24,大齒輪齒數(shù)z2=103(4) 初選螺旋角B =14(5) 壓力角a =202、按齒面接觸疲勞強度設(shè)計(1).由機械設(shè)計.(高等教育出版社 第九版)式(10-24)試算小齒輪分度圓直徑，即d1tu +

13、1 - ZhZeZZpu、 X 3 2KhE確定公式中的各參數(shù)值。試選載荷系數(shù)禺=1.0由式(10-23)可得螺旋角系數(shù)Zb。Z 一： =、cos ：二、cos14 二 0.985計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩：9.55106P9.55 106 2.46351440= 1.634 104N mm:=20;由圖10-20查取區(qū)域系數(shù)Zh二2.433。由表10-7選取齒寬系數(shù)d 1。由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)Ze =189.8MPa1/2。由式(10-21)計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù) J8 =arctan(tann /cosE) =arctan(ta20”cos14) =20.562o(at1 =

14、arccosZ1COStt/(z)+2lhncos0) =arccos24cos20.56i/(24+2漢化 cos14) =29.974 o(at2 =arccos2costt/(z2 +2lhncos0) =arccos103cos20.56i/(103*2 江 cos14) = 23.223 ea 斗z(tagt1-tang) +z2(taga2-tanat)/2兀=24%ta n29.974-ta n20.562) +1O3(tan23.22*ta n20.562)/2 兀=1.655邛=6dz tanB/兀=1%24dz!1 )確定公式中的各參數(shù)值試選載荷系數(shù)KFt =1.310-1

15、9)，可得計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù)Y；:b =arctan(tan : cos： t) =arctan(tan14：cos20.562)= 13.140 ，二；：./cos2 r =1.655/cos213.14 =1.728Y；=0.25 0.75/ ；：v =0.25 0.75/1.728 =0.684(10-19)由式由式可得計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù) 丫 :P14Y： =11 -1.905 20，120=0.7784 =34.107 mm計算YFaYsa6由當(dāng)量齒數(shù)YFa1 =2.62、YFa2二 Z/cos=24/cos314 =26.27 亠心占-一亠3 一3 ，查圖10-1

16、7得齒形系數(shù)zv2 二 Z2CO53 ： =103/ cos314 =112.75-2.18。Zv1由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)丫諭=1.6、Ysa2 =1.81。由圖10-24c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限-FIim1 =500MPa ;大齒輪的彎 曲強度極限Fm2 = 380 MPa由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù) Kfn1 =0.85、Kfn2 =0.88 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,由式（10-14）f 1K FN 1 f Iim1S0.855001.4=304MPaf 2K FN 2 F lim 2S0.883801.4-239MPa年 W04MPa年2 =239MPa設(shè)計及說

17、明結(jié)果60 1000mn =mnt3= 0.858 3 1.988mm = 1.037mm1.3FtYFa1Y；a12 62x1 6Fa1 sa10.0138匕 f 1304YFa2a22.18 1.810.0165lcF239因為大齒輪的丫FaYs：大于小齒輪，所以取. F 1YFaYsa YFa2Ysa2KTT7T.1652）試算模數(shù)1 2423咨墜空內(nèi) 3匡亙更邁6竺邑!石爲(wèi)命0.85mm（2）調(diào)整齒輪模數(shù)1 ）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備圓周速度vd = gt乙=0.858 24mm = 20.592mm二卯 二 20.592 14401 1m/ s = 1.553m/s60 1000

18、齒寬bb =：九4 =1 20.592mm = 20.592mm寬咼比b/ h oh =(2hae )% =(2 1 0.25) 0.858mm = 1.931mmb/h =20.592/1.931 =10.662)計算實際載荷系數(shù)Kf 根據(jù)v=1.553m/s , 7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù) 心=1.03。 由 已=2/6=2 1.634 104/20.592 N =1.587 103NKAFT1/b=1 1.587 103/20.592N/mm=77.1N/mm ：100N/mm查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)Kf-. =1.4 o由表10-4用插值法查得 心，1.413,結(jié)合b/h

19、=10.66查圖10-13可得K =1.32 o貝 U載荷系數(shù)為 Kf 二KaKvKf：Kf 一： =1 1.03 1.4 1.32 =1.9883）由式（10-13）,可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)Kf由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，取由彎曲疲勞強度算得的模數(shù)m=1.037mm并從標(biāo)準中就近取 mn =1.5mm；而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能 力，僅與齒輪直徑有關(guān)，取按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑ch = 34.107 mm來計算小齒輪的齒數(shù)，即 Z1 Feos 1 /mn =34.107 cos14：/1.5 =22.06計算及說明結(jié)果質(zhì)數(shù)。103取Z-）

20、 = 22則大齒輪的齒數(shù) z2 = UZ|22 = 94.42，取z2 = 95 ,兩齒輪齒數(shù)互為244.幾何尺寸計算(1) 計算中心距(Z1+Z2)mn (22 95) 1.5 a=r=90.44mm2cosP 2=600=522MPaS1礙2 =紐昌皿=0=495MpaS1取Wh和耳】2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即巧=叭2= 495MPa2) 計算小齒輪分度圓直徑。OH =495MPa2&玉 u+1 咕率3|21.06.7933l0,79Q4)12.5189.873du 虬】丿 V1(79/24) l495 丿=49E73mm計算及說明結(jié)果調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）計算實際載

21、荷系數(shù)前段數(shù)據(jù)準備。圓周速度V。兀*巧兀 x 49.873沃 336,v - f 2_- 0.877m/s6000060 燈000齒寬b。b = dHt = 1 漢 49.837 = 49.837 mm2）計算實際載荷系數(shù)Kjp查得使用系數(shù)A=1o根據(jù)v=0.877m/s、7級精度，查得動載荷系數(shù) 忑=1.0。齒輪的圓周力Ft1=2T； /d1t =2 x 6.79329x 104 /49.873N =2.724 x 103 NKAFt1/b=1x2.724x103/49.873N/mm=54.625v100N/mm查得齒間載荷分配系數(shù)ct=1.2 o用表10-4插值法查得7級精度、小齒輪相對

22、支承非對稱分布時，得齒向載荷分布系數(shù)心円.420。其載何系數(shù)為Kh uKaKvKhoKhP =1江1.0 匯1.2X1.420 =1.7043）可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑,3(Khc C 311 704 c “dd1J=49.87 = 59.569mmd =59.569mmYV 1.0及相應(yīng)的齒輪模數(shù)m=d1/z1 =49.873/24 mm=2.078mm3.按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計（1）試算齒輪模數(shù)，即mnt制dZ2（殲）1）確定公式中的各參數(shù)值。試選KFt =1.3。由式（10-5 ）計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù)丫&0.750.75Y皆=0.25+ =0.25+=0.688%1.7

23、14YFaY計算0由圖10-17查得齒形系數(shù)YFa1 =2.62 YFa2 =2.18由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù) =1.55 Y；a2=1.76由圖10-24c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限Flim1 -500MPa ；大齒輪的彎曲強度極限佃2 =380MPa由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)J -0.85、Kfn2 0.88。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得計算及說明結(jié)果F1OF】2YFa1Ysa1K fn 1 of |血0.85 漢 500N -F- 303.57MPaSKFN2 F lim 2S2.62 1.550.0134303.571.4=088 380 =238.86MPa1.4

24、“ 2=303.57MFa/38.86M PaY 2Ys225 1.76 =0.0!66bF 2238.86YFaYsa因為大齒輪的Lf丨大于小齒輪，所以取=0.0166mt-Sa J/2)試算模數(shù)41 24223 6793 10.6880.0166 =1.519 mm(2)調(diào)整齒輪模數(shù)1) 計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。= 1.519 24mm = 36.456mm圓周速度= mtuid1 n2v160 1000兀漢 36.456 漢 336, cc ,m/ s 二 0.641m/ s60 1000齒寬bb/h寬咼比b -：冷6 =1 36.456mm = 36.456mmOh=(2ha c

25、)叫=(2 1 0.25) 1.519mm = 3.418mm b/h =36.456/3.418=10.672) 計算實際載荷系數(shù) Kf根據(jù)v=0.641m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù) Kv=1.07。由 Ft2=2T2/d1=2 6.793 104 /36.456N = 3.727 103N3KAFT1/b=1 3.727 10 /36.456 N / mm = 102.23N / mm 100N/mm查表10-3得齒間載荷分配系數(shù) K =1.0。由表10-4用插值法查得 心2=1.417,結(jié)合b/h =10.67查圖10-13可得Kf，1.34。 則載荷系數(shù)為 心二KaKvK

26、f：Kf1 1.07 1.0 1.34 =1.4343) 由式(10-13),可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)m = “=1.519漢 fjmm = 1.569mm對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)。由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決與于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲疲勞強度算得的模數(shù)1.569mm并近計算及說明圓取整為標(biāo)準值 m=2mm按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑di=49.873mm，算出小齒輪齒數(shù) z1=d1/m=49.873/2=24.937 。取N =25則大齒輪的齒數(shù) z2 =u乙

27、=3.297 25 =82.4，取z2 -82 ,兩齒輪齒數(shù)互為 質(zhì)數(shù)。乙I和二互為質(zhì)數(shù)。這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了 齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。4. 幾何尺寸計算(1)計算分度圓直徑d1 =Zj m=25 2=50d2=Z2m=82 2=164(2)計算中心距a=(d! +d2)/2=(50+164)/2=107 mm(3)計算齒輪寬度b -:dd1 =1 50 二 50mm考慮不可避免的安裝誤差，為了保證設(shè)計齒寬b的節(jié)省材料，一般將小齒輪略為加寬(510) mm 即b =b+(510)mm=50+(510) mm=5560 mm取d =58mm

28、,而使大齒輪的齒寬等于設(shè)計齒寬，即d =50mm5. 圓整中心距后的強度校核上述齒輪副的中心距不便于相關(guān)零件的設(shè)計和制造。為此，可以通過調(diào)整傳動比、 改變齒數(shù)或變位法進行圓整。將中心距圓整為a = 110mm。在圓整之后，齒輪副幾何尺寸發(fā)生變化，應(yīng)重新校核齒輪強度，以明確齒輪的工作能力。(1) 計算變位系數(shù)和1) 計算嚙合角、齒數(shù)和、變位系數(shù)和、中心距變動系數(shù)和齒頂高降低系數(shù)。二=arccos(acos-：i)/a = arccos(107 cos20 )/110=23.927Z7=Z| +z2 =25+82=107x T=x1+x2=(inv： -inv )z/(2tan - )=(inv2

29、3.927 -inv20 ) 107/(2 tan20 )=1.65 y =(： 一 ：)/m =(110-107)/2 =1.5= x、-y =1.65 -1.5 = 0.15從圖10-21b可知，當(dāng)前的變位系數(shù)和提高了齒輪強度，但重合度有所下降。2 )分配變位系數(shù)X1,X2結(jié)果m=2mm乙=25z2 =82d1 = 50mmd2 = 164 mmb = 58 mm b2 = 50mma =110mm由圖10-21b可知，坐標(biāo)點(z/2,x = /2) =(53.5,0.825)位于L17和L16之間。按這兩條線做射線，再從橫坐標(biāo)的N,Z2處做垂直線，與射線交點的縱坐標(biāo)分別是N =0.724

30、冷=0.85(。為=0.724 x2 =0.8503 )齒面接觸疲勞強度校核2KHtT2ZhZeZ2.45 189.8 0.642 2.01 6.793 104 (25 82) 1 VV59.43325+82= 485MPa : ；H滿足齒面接觸疲勞強度條件。4) 齒根彎曲強度校核計算及說明結(jié)果小齒輪2KFtT2YFaYSaYc 2 漢 2.07疋 6.793燈 04 漢 2.5燈.56匯 0.68C F1 2 3 屋一23d 乙 m1x29 x2=124MPa 曰砰, 大齒輪2KFtT2YFaYsaYf 2 x 2.07 x 6.793x 1 4 x 2.18x 1.79x 0.68F 2

31、=彳 ”2dz m1x29 X2=117MPa h=6mm軸端倒角為6mm鍵槽用鍵槽銃刀加工，長為 30mm同時為了保證半聯(lián)軸器與軸配合有良好的對中性, 故選擇半聯(lián)軸器輪轂與軸的配合為H7/k6。滾動軸承與軸的周向定位是由過盈配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m&4)確定軸上圓角與倒角尺寸 參考表15-2，取軸端倒角為 C1，各軸肩處圓角半徑為R1.0 o五、求軸上載荷(1 )畫軸的受力簡圖在確軸承的支點位置時， 從手冊中查得7205AC型角接觸球軸承軸承 d = 25 , ： = 16.4mm。 因此，作為簡支架的軸的支承距由圖可知作為支梁的軸的支承跨距：L =108.6mm - 39.

32、6mm =148.2mm。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖如下所C1各軸肩處圓 角半徑為R1示O(1)計算支反力F NV=Fa =240.9NMaFaD 18695 39.85mm=3724.98NmmFNH 222 FtLa820.28 39.6 _ 1L2 L3148.2 FtL2820.28 108.6NN =219.18N148.2=601.1NFNH1F NV1Ma W724.98 306.21 39.6 n=106.96N148.2F NV 2F丄2 -MaL230621 108-3724.98N =199.25N148.2(2 )計算彎矩Mh-FNH1L2= 219.18

33、108.6N mm = 23802.95N *mmM V1-Fnv 丄2= 106.96 108.6N mm = 11615.86N mmMV2 二 MV1 - Ma =(11615.86-3724.98)N mm = 7890.88N mm(3) 計算總彎矩M1Mh2 MV12 八 23802.9& 11615.862N mm = 26486.01N mmM2 = MH2 MV22 二 23802.952 7890.882N mm = 25076.81N *mm(4)計算扭矩TT訂6340N -mm現(xiàn)將計算出的截面C處的M H、M V及M的值列于下表。載荷水平面H垂直面V支反力FFnh1 =219.18NFnh2 =601.1NFnv1 =106.96NFnv2 =199.25N彎矩MM H =23802.95N *mmM v1 =11615.86 N *mmMV2 =7890.88N *m總彎矩M1 =26486.01N *mmM2 =25076.81N *mm扭矩TT =16340N *mm結(jié)果計算及說明六、按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度。由上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取:=0.6，則軸的計算應(yīng)力二d3