机械设计课程设计--展开式二级斜齿-直齿圆柱减速器.doc

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1、 目录第一部分 设计任务书31.1设计题目31.2设计步骤3第二部分 选择电动机32.1电动机类型的选择32.2确定传动装置的效率32.3计算电动机容量42.4确定电动机功率及转速42.5确定传动装置的总传动比和分配传动比5第三部分 计算传动装置运动学和动力学参数53.1电动机输出参数53.2高速轴的参数63.3中间轴的参数63.4低速轴的参数63.5工作机轴的参数6第四部分 普通V带设计计算8第五部分 减速器高速级齿轮传动设计计算115.1选精度等级、材料及齿数115.2按齿面接触疲劳强度设计125.3确定传动尺寸145.4校核齿根弯曲疲劳强度155.5计算齿轮传动其它几何尺寸165.6齿轮

2、参数和几何尺寸总结16第六部分 减速器低速级齿轮传动设计计算176.1选精度等级、材料及齿数176.2确定传动尺寸196.3计算齿轮传动其它几何尺寸206.4齿轮参数和几何尺寸总结20第七部分 轴的设计217.1高速轴设计计算217.2中间轴设计计算277.3低速轴设计计算33第八部分 滚动轴承寿命校核398.1高速轴上的轴承校核398.2中间轴上的轴承校核408.3低速轴上的轴承校核41第九部分 键联接设计计算429.1高速轴与大带轮键连接校核429.2中间轴与低速级小齿轮键连接校核429.3中间轴与高速级大齿轮键连接校核439.4低速轴与低速级大齿轮键连接校核439.5低速轴与联轴器键连接

3、校核43第十部分 联轴器的选择4410.1低速轴上联轴器44第十一部分 减速器的密封与润滑4411.1减速器的密封4411.2齿轮的润滑4411.3轴承的润滑45第十二部分 减速器附件4512.1油面指示器4512.2通气器4512.3放油孔及放油螺塞4512.4窥视孔和视孔盖4612.5定位销4612.6启盖螺钉4612.7螺栓及螺钉46第十三部分 减速器箱体主要结构尺寸47第十四部分 设计小结48第十五部分 参考文献48第一部分 设计任务书1.1设计题目 展开式二级斜齿-直齿圆柱减速器，拉力F=1820N，速度v=1.47m/s，直径D=510mm，每天工作小时数：8小时，工作年限（寿命）

4、：10年，每年工作天数：300天，配备有三相交流电源，电压380/220V。1.2设计步骤 1.传动装置总体设计方案 2.电动机的选择 3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 4.计算传动装置的运动和动力参数 5.普通V带设计计算 6.减速器内部传动设计计算 7.传动轴的设计 8.滚动轴承校核 9.键联接设计 10.联轴器设计 11.润滑密封设计 12.箱体结构设计第二部分 选择电动机2.1电动机类型的选择 按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y系列。2.2确定传动装置的效率 查表得： 联轴器的效率：1=0.99 滚动轴承的效率：2=0.99 V带的效率：v=0.

5、96 闭式圆柱齿轮的效率：3=0.98 工作机的效率：w=0.97a=v2323122w=0.852.3计算电动机容量 工作机所需功率为Pw=FV1000=18201.471000=2.68kW2.4确定电动机功率及转速 电动机所需额定功率:Pd=Pwa=2.680.85=3.15kW 工作转速：nw=601000VD=6010001.473.14510=55.08rpm 经查表按推荐的合理传动比范围，V带传动比范围为：24，展开式二级齿轮减速器传动比范围为：840，因此理论传动比范围为：16160。可选择的电动机转速范围为nd=ianw=(16160)55.08=881-8813r/min。

6、进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y112M-4的三相异步电动机，额定功率Pen=4kW，满载转速为nm=1440r/min，同步转速为nt=1500r/min。方案型号额定功率/kW同步转速(r/min)满载转速(r/min)1Y160M1-847507202Y132M1-6410009603Y112M-44150014404Y112M-2430002890 电机主要尺寸参数中心高H外形尺寸LHD安装尺寸AB地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸DE键部位尺寸FG1124002651901401228608242.5确定传动装置的总传动比和分配传动比 （1）总传动比的计算 由选定的电动

7、机满载转速nm和工作机主动轴转速nw，可以计算出传动装置总传动比为：ia=nmnw=144055.08=26.144 （2）分配传动装置传动比 取普通V带的传动比：iv=2.2 高速级传动比i1=1.35iaiv=4.01 则低速级的传动比为i2=2.96 减速器总传动比ib=i1i2=11.8696第三部分 计算传动装置运动学和动力学参数3.1电动机输出参数P0=3.15kWn0=nm=1440rpmT0=9550000P0n0=95500003.151440=20890.62Nmm3.2高速轴的参数P=P0v=3.150.96=3.02kWn=n0i0=14402.2=654.55rpmT

8、=9550000Pn=95500003.02654.55=44062.33Nmm3.3中间轴的参数P=P23=3.020.990.98=2.93kWn=ni1=654.554.01=163.23rpmT=9550000Pn=95500002.93163.23=171423.76Nmm3.4低速轴的参数P=P23=2.930.990.98=2.84kWn=ni2=163.232.96=55.15rpmT=9550000Pn=95500002.8455.15=491786.04Nmm3.5工作机轴的参数P=P122w=2.840.990.990.990.97=2.67kWn=n=55.15rpmT

9、=9550000Pn=95500002.6755.15=462348.14Nmm 运动和动力参数计算结果整理于下表:轴名功率P(kW)转矩T(Nmm)转速(r/min)传动比i效率输入输出输入输出电动机轴3.1520890.6214402.20.96轴3.022.9944062.3343624.63654.554.010.9702轴2.932.9171423.76169668.57163.232.960.9702轴2.842.81491786.04486591.1255.1510.96工作机轴2.762886597938142.68479040.8464669.5755.08第四部分 普通V带

10、设计计算 1.已知条件和设计内容 设计普通V带传动的已知条件包括：所需传递的功率Pd=3.15kW；小带轮转速n1=1440r/min；大带轮转速n2和带传动传动比i=2.2；设计的内容是：带的型号、长度、根数，带轮的直径、宽度和轴孔直径中心距、初拉力及作用在轴上之力的大小和方向。 2.设计计算步骤 （1）确定计算功率Pca 由表查得工作情况系数KA=1.1，故 Pca=KAP=1.13.15=3.465kW （2）选择V带的带型 根据Pca、n1由图选用A型。 3.确定带轮的基准直径dd并验算带速v 1）初选小带轮的基准直径dd1。取小带轮的基准直径dd1=75mm。 2）验算带速v。按式验

11、算带的速度v=dd1n601000=751440601000=5.65ms 取带的滑动率=0.02 （3）计算大带轮的基准直径。计算大带轮的基准直径 dd2=idd11-=2.2751-0.02=161.7mm 根据表，取标准值为dd2=160mm。 （4）确定V带的中心距a和基准长Ld度 根据式，初定中心距a0=190mm。 由式计算带所需的基准长度Ld0=2a0+2dd1+dd2+dd2-dd124a0=2190+275+160+160-7524190758mm 由表选带的基准长度Ld=790mm。 按式计算实际中心距a。aa0+Ld-Ld02=190+790-7582206mm 按式,中

12、心距的变化范围为194-230mm。 （5）验算小带轮的包角a1180-dd2-dd157.3a180-160-7557.3206=156.36120 （6）计算带的根数z 1）计算单根V带的额定功率Pr。 由dd1=75mm和n1=1440r/min,查表得P0=0.68kW。 根据n1=1440r/min，i=2.2和A型带，查表得P0=0.169kW。 查表的K=0.935，表得KL=1.1，于是 Pr=P0+P0KKL=0.68+0.1690.9351.1=0.873kW 2）计算带的根数zz=PcaPr=3.4650.8733.97 取4根。 （6）计算单根V带的初拉力F0 由表得A

13、型带的单位长度质量q=0.105kg/m，所以F0=5002.5-KPcaKzv+qv2=5002.5-0.9353.4650.93545.65+0.1055.652=131.66N （7）计算压轴力FpFp=2zF0sin12=24131.66sin156.362=1030.95N带型A中心距206mm小带轮基准直径75mm包角156.36大带轮基准直径160mm带长790mm带的根数4初拉力131.66N带速5.65m/s压轴力1030.95N 4.带轮结构设计 （1）小带轮的结构设计 小带轮的轴孔直径d=28mm 因为小带轮dd1=75 因此小带轮结构选择为实心式。 因此小带轮尺寸如下：

14、d1=2.0d=2.028=56mmda=dd1+2ha=75+22.75=80mmB=z-1e+2f=62mm （因为带轮为实心式，所以轮缘宽度应大于等于带轮宽度即LB）L=62mm （2）大带轮的结构设计 大带轮的轴孔直径d=20mm 因为大带轮dd2=160mm 因此大带轮结构选择为腹板式。 因此大带轮尺寸如下：d1=2.0d=2.020=40mmda=dd1+2ha=160+22.75=166mmB=z-1e+2f=62mmC=0.25B=0.2562=15.5mmL=2.0d=2.020=40mm第五部分 减速器高速级齿轮传动设计计算5.1选精度等级、材料及齿数 （1）由选择小齿轮4

15、0Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮45（调质），齿面硬度240HBS （2）选小齿轮齿数Z1=25，则大齿轮齿数Z2=Z1i=254.01=101。 实际传动比i=4.04 （3）初选螺旋角=13。 （4）压力角=20。5.2按齿面接触疲劳强度设计 （1）由式试算小齿轮分度圆直径，即d1t32KHtTdu+1uZHZEZZH2 1）确定公式中的各参数值 试选载荷系数KHt=1.3 小齿轮传递的扭矩:T=9.55106Pn=9.551063.02654.55=44062.33Nmm 查表选取齿宽系数d=1 由图查取区域系数ZH=2.46 查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa

16、由式计算接触疲劳强度用重合度系数Zt=arctantanncos=arctantan20cos13=20.483at1=arccosz1costz1+2han*cos=arccos25cos20.48325+21cos13=29.653at2=arccosz2costz2+2han*cos=arccos101cos20.483101+21cos13=23.213=z1tanat1-tant+z2tanat2-tant2=25tan29.653-tan20.483+101tan23.213-tan20.4832=1.668=dz1tan=125tan13=1.837Z=4-31-+=4-1.66

17、831-1.837+1.8371.668=0.671 由公式可得螺旋角系数Z。Z=cos=cos13=0.987 计算接触疲劳许用应力H 由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：Hlim1=600Mpa，Hlim2=550Mpa 计算应力循环次数NL1=60njLh=60654.55单向830010=9.426108NL2=NL1u=9.4261084.01=2.351108 由图查取接触疲劳系数：KHN1=0.981，KHN2=0.995 取失效概率为1%，安全系数S=1，得H1=KHN1Hlim1S=0.9816001=589MPaH2=KHN2Hlim2S=0.9955501=547

18、MPa 取H1和H2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即H=547MPa 2）试算小齿轮分度圆直径d1t32KHtTdu+1uZHZEZZH2=321.344062.3314.01+14.012.46189.80.6710.9875472=35.763mm （2）调整小齿轮分度圆直径 1）计算实际载荷系数前的数据准备。 圆周速度v=d1tn601000=35.763654.55601000=1.225 齿宽bb=dd1t=135.763=35.763mm 2）计算实际载荷系数KH 查表得使用系数KA=1 查图得动载系数Kv=1.075 齿轮的圆周力。Ft=2Td1=244062.3335

19、.763=2464NKAFtb=1246435.763=69Nmm100Nmm 查表得齿间载荷分配系数：KH=1.4 查表得齿向载荷分布系数：KH=1.432 实际载荷系数为 KH=KAKVKHKH=11.0751.41.432=2.155 3）按实际载荷系数算得的分度圆直径d1=d1t3KHKHt=35.76332.1551.3=42.325mm 4）确定模数mn=d1cosz1=42.325cos1325=1.65mm，取mn=2mm。5.3确定传动尺寸 （1）计算中心距a=z1+z2mn2cos=129.31mm，圆整为129mm （2）按圆整后的中心距修正螺旋角=acosz1+z2mn

20、2a=12.3871 =122313 （3）计算小、大齿轮的分度圆直径d1=z1mncos=51.192mmd2=z2mncos=206.815mm （4）计算齿宽 b=dd1=51.19mm 取B1=60mm B2=55mm5.4校核齿根弯曲疲劳强度 齿根弯曲疲劳强度条件为F=2KTbmnd1YFaYSaYYcos2F 1） K、T、mn和d1同前 齿宽b=b2=55 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：Zv1=z1cos3=25cos312.3871=26.831 大齿轮当量齿数：Zv2=z2cos3=101cos312.3871=108.395 查表得：YF

21、a1=2.53，YFa2=2.156YSa1=1.61，YSa2=1.814 查图得重合度系数Y=0.68 查图得螺旋角系数Y=0.801 查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:Flim1=500MPa、Flim2=380MPa 由图查取弯曲疲劳系数：KFN1=0.799，KFN2=0.898 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得许用弯曲应力F1=KFN1Flim1S=0.7995001.4=285.357MPaF2=KFN2Flim2S=0.8983801.4=243.743MPaF1=2KTbmd1YFa1YSa1YYcos2=48.513MPaF1=285.357MPaF2=F1YFa

22、2YSa2YFa1YSa1=46.58MPaF2=243.743MPa 故弯曲强度足够。5.5计算齿轮传动其它几何尺寸 （1）计算齿顶高、齿根高和全齿高 ha=mhan*=2mm hf=mhan*+cn*=2.5mm h=ha+hf=m2han*+cn*=4.5mm （2）计算小、大齿轮的齿顶圆直径 da1=d1+2ha=55.19mm da2=d2+2ha=210.82mm （3）计算小、大齿轮的齿根圆直径 df1=d1-2hf=46.19mm df2=d2-2hf=201.82mm 注：han*=1.0，cn*=0.255.6齿轮参数和几何尺寸总结参数或几何尺寸符号小齿轮大齿轮法面模数mn

23、22法面压力角n2020法面齿顶高系数ha*1.01.0法面顶隙系数c*0.250.25螺旋角左122313右122313齿数z25101齿顶高ha22齿根高hf2.52.5分度圆直径d51.192206.815齿顶圆直径da55.19210.82齿根圆直径df46.19201.82齿宽B6055中心距a129129第六部分 减速器低速级齿轮传动设计计算6.1选精度等级、材料及齿数 （1）由选择小齿轮40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮45（调质），齿面硬度240HBS （2）选小齿轮齿数Z1=28，则大齿轮齿数Z2=Z1i=282.96=83。 实际传动比i=2.964 （3）压力

24、角=20。 （1）由式试算小齿轮分度圆直径，即d1t32KHtTdu+1uZHZEZH2 1）确定公式中的各参数值 试选载荷系数KHt=1.3 小齿轮传递的扭矩:T=9550000Pn=95500002.93163.23=171423.76Nmm 查表选取齿宽系数d=1 由图查取区域系数ZH=2.46 查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa 由式计算接触疲劳强度用重合度系数Za1=arccosz1cosz1+2han*=arccos28cos2028+21=28.712a2=arccosz2cosz2+2han*=arccos83cos2083+21=23.425=z1tana1-ta

25、n+z2tana2-tan2=28tan28.712-tan20+83tan23.425-tan202=1.734Z=4-3=4-1.7343=0.869 计算接触疲劳许用应力H 由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：Hlim1=600Mpa，Hlim2=550Mpa 计算应力循环次数NL1=60njLh=60163.23单向830010=2.351108NL2=NL1u=2.3511082.96=7.941107 由图查取接触疲劳系数：KHN1=0.995，KHN2=0.998 取失效概率为1%，安全系数S=1，得H1=KHN1Hlim1S=0.9956001=597MPaH2=KHN

26、2Hlim2S=0.9985501=549MPa 取H1和H2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 H=549MPa 2）试算小齿轮分度圆直径d1t32KHtTdu+1uZHZEZH2=321.3171423.7612.96+12.962.46189.80.8695492=68.802mm （2）调整小齿轮分度圆直径 1）计算实际载荷系数前的数据准备。 圆周速度v=d1tn601000=68.802163.23601000=0.588 齿宽bb=dd1t=168.802=68.802mm 2）计算实际载荷系数KH 查表得使用系数KA=1 查图得动载系数Kv=1.062 齿轮的圆周力。Ft

27、=2Td1=2171423.7668.802=4983.104NKAFtb=14983.10468.802=72Nmm100Nmm 查表得齿间载荷分配系数：KH=1.4 查表得齿向载荷分布系数：KH=1.452 实际载荷系数为 KH=KAKVKHKH=11.0621.41.452=2.159 3）按实际载荷系数算得的分度圆直径d1=d1t3KHKHt=68.80232.1591.3=81.477mm 4）确定模数m=d1z1=81.47728=2.91mm，取m=3mm。6.2确定传动尺寸 （1）计算中心距a=z1+z2m2=166.5mm，圆整为166mm （2）计算小、大齿轮的分度圆直径d

28、1=z1m=283=84mmd2=z2m=833=249mm （3）计算齿宽b=dd1=84mm 取B1=90mm B2=85mm 齿根弯曲疲劳强度条件为F=2KTbmd1YFaYSaYF 1） K、T、m和d1同前 齿宽b=b2=85 齿形系数YFa和应力修正系数YSa： 查表得：YFa1=2.53，YFa2=2.212YSa1=1.61，YSa2=1.775 查图得重合度系数Y=0.683 查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:Flim1=500MPa、Flim2=380MPa 由图查取弯曲疲劳系数：KFN1=0.898，KFN2=0.992 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得许用弯曲

29、应力F1=KFN1Flim1S=0.8985001.4=320.714MPaF2=KFN2Flim2S=0.9923801.4=269.257MPaF1=2KTbmd1YFa1YSa1Y=67.541MPaF1=320.714MPaF2=F1YFa2YSa2YFa1YSa1=65.104MPaF2=269.257MPa 故弯曲强度足够。6.3计算齿轮传动其它几何尺寸 （1）计算齿顶高、齿根高和全齿高 ha=mhan*=3mm hf=mhan*+cn*=3.75mm h=ha+hf=m2han*+cn*=6.75mm （2）计算小、大齿轮的齿顶圆直径 da1=d1+2ha=mz1+2han*=9

30、0mm da2=d2+2ha=mz2+2han*=255mm （3）计算小、大齿轮的齿根圆直径 df1=d1-2hf=mz1-2han*-2cn*=76.5mm df2=d2-2hf=mz2-2han*-2cn*=241.5mm 注：han*=1.0，cn*=0.256.4齿轮参数和几何尺寸总结参数或几何尺寸符号小齿轮大齿轮法面模数mn33法面压力角n2020法面齿顶高系数ha*1.01.0法面顶隙系数c*0.250.25齿数z2883齿顶高ha33齿根高hf3.753.75分度圆直径d84249齿顶圆直径da90255齿根圆直径df76.5241.5齿宽B9085中心距a166166第七部分

31、 轴的设计7.1高速轴设计计算 (1)已知的转速、功率和转矩 转速n=654.55r/min；功率P=3.02kW；轴所传递的转矩T=44062.33Nmm (2)轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表选用40Cr（调质），齿面硬度280HBS，许用弯曲应力为=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。dA03Pn=11233.02654.55=18.65mm 由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%dmin=1+0.0518.65=19.58mm 查表可知标准轴孔直径为20mm故取dmin=20 (4)设计轴的结构并绘

32、制轴的结构草图 1)轴的结构分析 由于齿轮1的尺寸较小，故高速轴设计成齿轮轴。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，bh=66mm(GB/T 1096-2003)，长L=25mm；定位轴肩直径为25mm；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。 外传动件到轴承透盖端面距离K=10mm 轴承端盖厚度e=10mm 调整垫片厚度t=2mm 箱体内壁到轴承端面距离=12mm 2)各轴段直径的确定 d1：用于连接V带轮，直径大小为V带轮的内孔径，d1=20mm。 d2：密封处轴段，左端用于固定V带轮轴向定位，根据V带轮的轴向定位要求

33、，轴的直径大小较d1增大5mm，d2=25mm d3：滚动轴承处轴段，应与轴承内圈尺寸一致，且较d2尺寸大1-5mm，选取d3=30mm，选取轴承型号为角接触轴承7206AC d4：轴肩段，选择d4=35mm。 d5：齿轮处轴段，由于小齿轮的直径较小，采用齿轮轴结构。 d6：过渡轴段，要求与d4轴段相同，故选取d6=d4=35mm。 d7：滚动轴承轴段，要求与d3轴段相同，故选取d7=d3=30mm。 3)各轴段长度的确定 L1：根据V带轮的尺寸规格确定，选取L1=38mm。 L2：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取L2=63mm。 L3：由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体内壁距离确定，选取

34、L3=28mm。 L4：根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定，选取L4=110.5mm。 L5：由小齿轮的宽度确定，取L5=60mm。 L6：根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定，取L6=8mm。 L7：由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体内壁距离确定，选取L7=28mm。轴段1234567直径(mm)2025303555.193530长度(mm)38632811060828 (5)弯曲-扭转组合强度校核 1)计算作用在轴上的力（d1为齿轮1的分度圆直径） 齿轮1所受的圆周力（d1为齿轮1的分度圆直径）Ft1=2T1d1=244062.3351.192=1721N 齿轮1所受的径向力Fr1=Ft1tanco

35、s=1721tan20cos12.3871=641N 齿轮1所受的轴向力Fa1=Ft1tan=1721tan12.3871=378N 第一段轴中点到轴承中点距离La=90mm，轴承中点到齿轮中点距离Lb=160.5mm，齿轮中点到轴承中点距离Lc=58mm 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 a.在水平面内 高速轴上外传动件压轴力（属于径向力）Q=1030.95N 轴承A处水平支承力：RAH=Fr1Lb-Q

36、La-Fa1d12Lb+Lc=641160.5-1030.9590-37851.1922160.5+58= 2N 轴承B处水平支承力：RBH=Q+Ft1-RAH=1030.95+1721-2=2750N b.在垂直面内 轴承A处垂直支承力：RAV=Ft1LbLb+Lc=1721160.5160.5+58= 1264N 轴承B处垂直支承力：RBV=Ft1LcLb+Lc=172158160.5+58= 457N 轴承A的总支承反力为：RA=RAH2+RAV2=22+12642=1264N 轴承B的总支承反力为：RB=RBH2+RBV2=27502+4572=2787.71N c.绘制水平面弯矩图

37、截面A在水平面上弯矩：MAH=0Nmm 截面B在水平面上弯矩：MBH=QLa=1030.9590=92786Nmm 截面C左侧在水平面上弯矩：MCH左=RBHLb-Fa1d12=2750160.5-37851.1922=431700Nmm 截面C右侧在水平面上弯矩：MCH右=RAHLc=258=116Nmm 截面D在水平面上的弯矩：MDH=0Nmm d.绘制垂直面弯矩图 截面A在垂直面上弯矩：MAV=0Nmm 截面B在垂直面上弯矩：MBV=0Nmm 截面C在垂直面上弯矩：MCV=RAVLc=126458=73312Nmm 截面D在垂直面上弯矩：MDV=0Nmm e.绘制合成弯矩图 截面A处合成

38、弯矩：MA=0Nmm 截面B处合成弯矩：MB=92786Nmm 截面C左侧合成弯矩：MC左=MCH左2+MCV2=4317002+733122=437881Nmm 截面C右侧合成弯矩：MC右=MCH右2+MCV2=1162+733122=73312Nmm 截面D处合成弯矩：MD=0Nmm g.转矩和扭矩图T1=44062.33Nmm h.绘制当量弯矩图 截面A处当量弯矩：MVA=0Nmm 截面B处当量弯矩：MVB=MB2+T2=927862+144062.332=102717Nmm 截面C左侧当量弯矩：MVC左=MC左2+T2=4378812+144062.332=440092Nmm 截面C右侧当量弯矩：MVC右=MC右=73312Nmm 截面D处当量弯矩：MVD=MD2+T2=02+144062.332=44062Nmm f.按弯扭合成强度校核轴的强度 其抗弯截面系数为W=d332=4207.11mm3 抗扭截面系数为WT=d316=8414.22mm3 最大弯曲应力为=MW=48.99M