《毕业设计（论文）-带式输送机用减速器--垂直传动三级减速器.doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《毕业设计（论文）-带式输送机用减速器--垂直传动三级减速器.doc（54页珍藏版）》请在三一文库上搜索。
1、唐 山 学 院 毕 业 设 计1 绪 论1.1设计的目的和任务根据本专业的教学大纲要求，学生在全部课程结束后，要进行毕业设计，考查学生对所学知识的综合运用能力。毕业设计是教学工作的最后一个环节，是培养应用型人才的实践性教学环节的一个重要组成部分。通过毕业设计使学生达到：1.在指导教师的指导下，运用所学理论知识学生亲自动手搞专业设计，培养学生分析问题解决问题的能力。2.结合生产实践，让学生了解国家的有关方针路线及技术政策，指导毕业设计工作。3.培养学生收集设计资料、查阅有关书籍、手册、样本的动手能力。4.培养学生进行计算、绘图、编制技术文件的基本技能。5.通过毕业设计培养学生尊重科学、勇于实践的
2、良好作风，使学生得到必要的技能训练。1.2毕业设计课题带式输送机用减速器垂直传动三级减速器1.3毕业设计主要内容1.根据设计题目选出已知数据并进行技术经济分析。2.尽量采用新技术新思维进行设计计算，使自己的设计在满足可靠性的前提下，具有先进性和超前性。完成减速器的设计计算，整理编写设计说明书一份。3.完成减速器总装配图及部分零、部件图，图纸总幅面应不少于三张A1，减速器箱体采用铸造箱体，尽可能采用计算机绘图。2 设计计算2.1 技术参数2.1.1减速器的运动简图 2.1.2减速器的设计依据设计垂直传动三级减速器的齿轮传动 电动机功率P=820Kw 转速n=1500r/min 传动比i总=31.
3、52.2基本参数计算2.2.1传动比的分配I总=i1*i2*i3=31.5 第一级i1=2.5 i2*i3=12.6 第二级i2=4 第三级i3=3.152.2.2各轴的运动参数计算及各轴计算的转速、功率和转矩减速器效率：轴承=联轴器=0.99 齿轮=0.97（输入轴即电机轴）转速n1=1500r/min 电动机功率P1=820Kw扭距T1=9550=5220.66N.m（一级传动）转速n2=600r/min电动机功率P2=P1*联轴器=811.8Kw扭距T2=9550=12921.15N.m（二级传动） 转速n3=150r/min电动机功率P3=P2*轴承*齿轮=779.5715Kw扭距T3
4、=9550=49632.7188N.m（三级传动）转速n4=47.6190r/min电动机功率P4=P3*轴承*齿轮=748.6225Kw扭距T4=9550=150136.3925N.m 2.3 齿轮设计 2.3.1一级锥齿轮传动已知条件：传动功率P=P1=820kw（电机高速轴）转速v1=1500r/min扭距T1=5220.66N.m 传动比i1=2.5 原动机为电动机。减速器是用闭式传动通常采用齿面硬度350HBS的硬齿面钢制齿轮。根据计算准则，应该按齿轮弯曲疲劳强度设计，确定齿轮传动的参数、尺寸，然后演算轮齿的弯曲疲劳强度。（一）选择材料、热处理方法及精度等级1.齿轮材料、热处理方法及
5、齿面硬度 题意对齿轮传动无特殊要求，可选用一般齿轮材料由文献1表10-1，表10-2并考虑HRC1=HRC2+3050HRC的要求，小齿轮选用40Cr,渗碳淬火，齿面硬度5055HRC，大齿轮选用45号钢,表面淬火,齿面硬度4050HRC。2.精度等级 减速器为一般齿轮传动，估计圆周速度不大于15m/s，根据文献1表10-3，初选6级精度。3.选小齿轮齿数Z1=24 大齿轮齿数Z2=60（二）按齿轮弯曲疲劳强度设计齿轮 由于是硬齿面的闭式齿轮传动，齿轮承载能力应由轮齿弯曲疲劳强度决定 1.确定公式内的各参数取值（1）试选载荷系数 Kc=1.3（假设值）（2）计算小齿轮传递的转矩1=5220.6
6、6N.m=5220660N.mm（3）齿宽系数R=b/r,一般取=0.250.35 R=1/3（4）由图6-38文献2按齿面硬度中间值52HRC查的小齿轮弯曲疲劳极限 = 780N/mm2由图6-38文献2按齿面硬度中间值45HRC查的大齿轮弯曲疲劳极限 = 720N/mm2（5）计算弯曲疲劳许用应力令时效概率为1%，安全系数由文献1表10-9取得SHmin=1.25,由式=YSTYNTYrelTYRrelTYx(N/mm2)得出=21111=1248N/mm2=21111=1152 N/mm2（6）当量齿数ZV1=Z1/cos=24/cos21.8=25.85ctg1=Z2/Z1=2.5 t
7、g= Z1/ Z2=1/2.5 =21.8 ZV2=60/ cos68.2=161.6由表10-7查的齿形系数YFa1=2.617 YFa2=2.137 应力校正系数YSa1=1.594 YSa2=1.835 2.计算（1）计算小齿轮分度圆直径d1c =6.32mm 则d1c = m1cZ1=6.3224=151.68mm（2）计算圆周速度V1=151.681500/(601000)=11.9m/s故选6级精度合适。（3）齿宽 b=R d1c=1/3151.68=50.56mm（4）计算齿宽与齿高之比b/h 齿高h=2.2 m1c=2.26.32=13.9mmb/h=50.56/13.9=3.
8、64（5）计算载荷系数，由文献1表10-4查的使用系数KA=1根据V1=11.9m/s 6级精度，由文献1图10-3查的动载系数KV=1.12锥齿轮,因为=/b=/50.56=1361.5N/mm100N/mm由表文献110-5查得齿间载分配系数KHa=KFa=1.0，查表14-1-99查得文献5KH =1.0+0.311+0.6(b/d1c)2(b/d1c)2+0.1910-3b=1.0+0.311+0.6(50.56/151.68)2(50.56/151.68)2+0.1910-350.56=1.046由图14-1-32查得KF=1.033故载荷系数K=KA KV KFa KF=11.12
9、1.01.033=1.16（6）按实际载荷系数校正所算的得分度圆直径，由d1=151.68=146.03mm（7）模数m =d1/Z1 =146.03/24=6.08mm取标准模数第一系列中得值m = 8mm（8）校核F1 =550.27N/mm2 FP1 F 2=517.28 N/mm2 FP2抗弯强度足够。3.几何尺寸计算（1）锥距（2）分度圆直径 d1 =m Z1 =192mm d2 =m Z2 =480mm（3）由图（P169文献1）可知sin1 = (1/2d1 ) / R = 0.37 cos1 = (1/2d2 ) / R =0.93sin2= (1/2d2 ) / R = 0.
10、93 cos2 = (1/2d1 ) / R =0.37（4）分度圆锥角 = （5）齿顶高 ha = m = 8mm（6）齿根高hf = 1.2m = 9.6mm（7）齿全高h =2.2m = 17.6mm（8）齿顶间隙 c =0.2m = 1.6mm（9）齿顶圆直径 da1 = d1+2m cos1 = 206.88mmda2 = d2+2m cos2 = 485.92mm（10）齿根圆直径 df1 = d1-2.4m cos1= 174.14mm df2 = d2-2.4m cos2= 472.90mm（11）齿宽 b =0.3 R =78mm（12）齿顶角 （13）齿根角 （14）根锥角
11、 （15）顶锥角 4结构设计（锥齿）2.3.2二级直齿圆柱齿轮设计已知条件：传递功率P = P=811.8 kw主动轮转速n2 = n =600 r/min传动比i2 =4，载荷平稳，扭矩T2 =T=12921.15N.m原动机为电动机（一）选择材料、热处理方法及精度等级1.齿轮材料、热处理方法既齿面硬度题意对齿轮传动比无特殊要，可选一般齿轮材料，由文献1表10-1，表10-2，并考虑HRC1 = HRC2 +30 50HRC，小齿轮选用40 Cr,渗碳淬火，齿面硬度5055HRC，大齿轮选用45号钢，表面淬火，齿面硬度4050HRC.2.精度等级 减速器为一般齿轮传动，估计圆周速度不大于15
12、m/s,根据表10-3，初选6级精度。 3.选小齿轮齿数Z3=30,大齿轮齿数Z4=uZ3=420=80（二）按齿轮弯曲疲劳强度设计齿轮由于硬齿面闭式齿轮传动，齿轮承载能力应由齿轮弯曲疲劳强度决定弯曲应力（N/mm） (mm)1.确定公式内的各参数取值（1）试选载荷系数 Kc=1.4（2）计算小齿轮传递扭矩 T2= T=12921.15N.m=12921150N.mm（3）10-8 选取齿宽系数 =1.0（4）由图6-38文献2按齿面硬度中间值52HRC查得 大齿轮弯曲疲劳极限 = 780N/mm2由图6-38文献2按齿面硬度中间值45HRC查的大齿轮弯曲疲劳极限= 720N/mm2（5）算弯
13、曲疲劳许用应力取失效概率1% 安全系数由文献1表10-9取SHmin=1.25（最小安全系数），由式=YSTYNTYrelTYRrelTYx(N/mm2)得出=21111=1248N/mm2=21111=1152 N/mm2（6）由表10-7查得齿形系数YFa=2.80,应力校正系数YSa=1.552.计算（1）计算小齿轮分度圆直径d2c由齿轮弯曲疲劳强度设计模数=6.8mm则d2c = m2cZ3 = 6.820 = 136mm（2）计算圆周速度 = = 4.27m/s100N/mm由表10-5查得KH = KF =1.0由表10-6查得KH = 1.529 由图10-6查得KF = 1.4
14、6故载荷系数K = KA KV KF KH = 11.061.01.46 = 1.55 （6）按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径,得d2 = = = 140.69mm （7）计算模数m m = d2/Z3 = 140.69/20 = 7.03mm取标准模数第一系列中的值m = 8mm （8）取齿形系数和应力校正系数由表10-7查得 齿形系数YFa1 = 2.80 YFa2 = 2.22 应力校正系数 YSa1 = 1.55 YSa2 =1.77 （9）校核 = = = 848.83 N/mm = = = 768.53 N/mm 齿根弯曲强度足够3.几何尺寸计算 （ 压力角= 20标准值 ）（
15、1）分度圆直径 d3 = mZ3 = 820 = 160mmd4 = mZ4 = 880 = 640mm （2）中心距a = (d3 +d4) = (160+640) = 400mm（3）齿宽b = = 1.0160 = 160mm取b4 = 160mm b3 = b2+(510) = 160+10 = 170mm（4）齿顶高 ha = ham = 18 = 8mm（5）齿根高 hf = (ha+c)m = (1+0.25)9 = 10mm （6）齿全高 h = ha+hf = 8+10 = 18mm （7）齿顶圆直径 da3 = (Z3+2 ha)m = (20+21)8 = 176mmda
16、4 = (Z4+2 ha)m = (80+21)8 = 656mm（8）齿根圆直径 df3 = (Z3-2 ha-2c)m= (20-21-20.25)8 = 140mmdf4 = (Z4-2 ha-2c)m = (80-21-20.25)8 = 620mm（9）基圆直径 db3 = d3cos = 1600.94=150.35mmdb4 = d4cos = 6400.94=601.4mm（10）周节P = = 25.12mm（11）齿厚 S = = = 12.56mm（12）齿间宽 e = = 12.56mm（13）顶隙 c = cm = 0.258 = 2mm4.结构设计(直齿)2.3.3
17、三级直齿圆柱齿轮设计已知条件：传递功率P = P =779.5715 kw主动轮转速n3 = n =150 r/min传动比i3 =3.15载荷平稳，扭矩T3 =T=49632.7188N.m原动机为电动机（一）选择材料、热处理方法及精度等级1.齿轮材料、热处理方法既齿面硬度题意对齿轮传动比无特殊要，可选一般齿轮材料，由文献1表10-1，表10-2，并考虑HRC1 = HRC2 +3050HRC，小齿轮选用40 Cr,渗碳淬火，齿面硬度5055HRC，大齿轮选用45号钢，表面淬火，齿面硬度4050HRC.2.精度等级 减速器为一般齿轮传动，估计圆周深度不大于9m/s,根据表10-3，初选6级精
18、度。 3.选小齿轮齿数Z5=20Z6大=uZ5=3.1520=63（二）齿轮弯曲疲劳强度设计齿轮由于硬齿面闭式齿轮传动，齿轮承载能力应由齿轮弯曲疲劳强度决定，弯曲应力为（N/mm） (mm)1.确定公式内的各参数取值（1）试选载荷系数 Kc=1.6（2）计算小齿轮传递扭矩 T3= T=49632.7188N.m=49632718.8N.mm（3）由文献1图10-8 选取齿宽系数 =1.0（4）由图6-38文献2按齿面硬度中间值52HRC查的 大齿轮弯曲疲劳极限 = 780N/mm2。由图6-38文献2按齿面硬度中间值45HRC查的大齿轮弯曲疲劳极限= 720N/mm2。（5）计算弯曲疲劳许用应
19、力 取时效概率1% 安全系数由表10-9取SHmin=1.25（最小安全系数），由式=YSTYNTYrelTYRrelTYx(N/mm2)得出=21111=1248N/mm2=21111=1152 N/mm2（6）由表10-7查得齿形系数YFa=2.80,应力校正系数YSa=1.552.计算（1）计算小轮分度圆直径d3C 由=11.14mm则d3c= m3cZ5=11.1420=222.8mm（2）计算圆周速度 = = 1.75m/s100N/mm由文献1表10-5查得KH = KF =1.0由表10-6查得KH = 1.539 由图10-6查得KF = 1.44故载荷系数K = KA KV
20、KF KF = 11.031.01.44 = 1.48（6）按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径,得d3 = = = 217.08mm（7）计算模数m m = d3/Z5 = 217.08/20 = 10.85mm取标准模数第一系列中的值m = 12mm（8）查取齿形系数和应力校正系数由表10-7查得 齿形系数YFa1 = 2.80 YFa2 = 2.268 应力校正系数YSa1 = 1.55 YSa2 =1.736（9）较核 = = = 922.46 N/mm = = = 836.85 N/mm 抗弯强度足够3.几何尺寸计算（ 压力角= 20标准值 ）（1）分度圆直径 d5 = mZ5 =
21、1220 = 240mmd6 = mZ6 = 1263 = 756mm（2）齿顶高 ha = ham = 112= 12mm（3）齿根高 hf = (ha+c)m = (1+0.25)12= 15mm （4）齿全高 h = ha+hf = 12+15= 27mm （5）齿顶圆直径 da5 = (Z5+2 ha)m= (20+21)12=264 mmda6 = (Z6+2 ha)m= (63+21)12= 780mm（6）齿根圆直径 df5 = (Z5-2 ha-2c)m = (20-21-20.25)12= 210mmdf6 = (Z6-2 ha-2c)m = (63-21-20.25)12=
22、 726mm（7）基圆直径 db5 = d5cos= 2400.94=225.53mmdb6 = d6cos= 7560.94=710.41mm（8）周节 P = = 3.1412=37.68mm（9）齿厚 S = = = 18.84mm（10）齿槽宽 e = = 18.84mm（11）顶隙 c = cm = 0.2512= 3mm（12）中心距a = (d1 +d2) = (240+756) = 498mm（13）齿宽 b = = 1.0240 = 240mm取 b6 = 240mm b5 = b2+(5410) = 240+10 = 250mm4.结构设计（直齿） 2.4轴的结构设计2.4
23、.1第三轴设计已知条件：第轴传递功率P3 =779.5715km,转速 n3 = 150r/min,扭矩T3 = 49632.7188N.m 模数m3 = 12mm 直齿轮压力角=20 齿数Z4=80, Z5 = 20（一）第三轴的选型设计1.选择轴的材料减速器功率很大，无特殊要求，故选最常用的45号钢，并作正火或处理。由文献1表13-3查得= 610N/mm2.按转矩计算轴的最小直径应用式13-2估算，由文献1表13-3取A= 118 (因轴上受较大弯矩)于是dA = 118 = 204.39mm 计算所得应是最小轴径，则 d1=204.39=园整=220mm取手册值 d2=d1+（15）m
24、m=225mmd3d2=225+15=240mm d4=d2=225mm d5=d1=220mm L1=B+20选用单列圆柱滚子轴承NJ(GB/T 283-1994) 查文献47-2-66可得选NJ344型号 轴承外径D = 460mm 轴承内壁宽 B =108mm ，则L1 = B + 20 =128mmL2 = b5 3 =247mmL3 = 1.4a =1.418.75 =26mm(a = 0.07d2 + 3 = 0.07225+3 = 18.75)L4 =b4 3 =157mmL5 = L1=128mmL = L1+ L2+ L3+ L4+ L5=128+247+26+157+128
25、=686mm（二）键的选择与校核 （1）小齿轮已知：d2=225mm 所需传递扭矩T3=49632.7188N.m, 载荷有轻微冲击，试选择平键联接的尺寸并校核其强度。 d2=225mm查文献4中选择圆头普通平键（A型）b=50mm h=28mm L=237mm （比轮毂长度小10 mm） 所以 L1=L b =23750=187mm 挤压应力 P = = =168.52MPa 由表13-6查许用挤压应力P=100120MPa 强度不够令 L2=323mm 则L=32310 =313mm 则 L=Lb=31350=263mm 代入挤压公式挤压应力P= = 119.82120MPa 强度足够（2
26、）大齿轮处 d4=225mm 查文献4中取普通切向键，宽度b=57.1mm,切向键工作面厚度 t=16mm, 切向键倒角c=2.0mm, 模数f=0.1 , L=147mm(比轮毂长度小10mm)键或键工作面的挤压应力 P= 214.37 MPa查表13-6许用挤压应力=100120MPa 强度不够，所以采用以对切向键做连接P=P/2=107.2MPa 顾强度足够。则第三轴总长 L=L1+L2+L3+L4+L5=762mm箱体的中心位置为 =273mm2.4.2第四轴设计已知条件：第轴传递功率P4 =748.6225kw 转速N4 = 47.6190r/min 扭矩 T4=150136.392
27、5N.m 直齿轮压力角 =20 ， Z6=63(一)第轴的选型设计1.选择轴的材料减速器功率很大，无特殊要求，故选最常用的40Cr,并作调质处理。由表(文献1 15-1)查得=700N/mm2.按转矩计算轴的最小直径应用式（13-2）估算，由表13-3取A=100,(因轴上受较大弯矩)于是dA = 250mm 计算所得应是最小轴径(即安装带轮处直径)该轴段因有键槽,应加大3%7%并园整)d1 = d(1+0.03) = 260mm d2= = d1+(15) = 265mm d3 = d2+5 = 280mm d4 = d3+5 = 285mm d5 = d4+15 = 300mm d6 =
28、d4 = 285mm d7 = d3 = 280mm(二) 键校核:(大齿轮) d6 = 286mm L6 = b63 = 237mm所需传递扭矩 T4 = 150136.3925N.m 载荷有轻微冲击，试选切向键联接的尺寸并校核其强度。D6 = 285mm 查手册中选取普通切向键 b = 72.1mm 厚度t = 20mm C = 3mm f=0.1L6-10 = 227mm (比轮毂长度小10mm) 键或键工作面的挤压应P= =136.5MPa查表13-6查需用应力 = 100120MPa 强度不够令L6 = 280mm 则 L = 28010 = 270mm 挤压应力P= = 114.8
29、MPa120MPa 强度足够L7 = B+323/2+20280/2 = B+41.5 选用调心滚子轴承（GB/T288-1994）查文献47-2-77 由d7 = 280mm查得选用24156CC/W33轴承外径D = 460mm 轴承内壁宽B = 180mm则 L7 = 180+41.5 = 221.5mm L5 = 1.4a = 33mm (a = 0.007d6+3 =22.95mm) L3 = B = 180mmL4 = L108241.5L6L5 = 191.5mm查表6-1-13圆柱形轴伸L1 = 330mmL2 = b轴承盖+10 = 30mm 壁厚 = b轴承盖+B = 20
30、0mmL = L1+ L2+ L3+ L4+ L5+ L6+ L7 = 1266mm2.4.3第二轴设计已知条件：第轴传递功率P2 = 811.8km 转速n2=600r/min 扭矩T2 = 12921.15N.m 模数 m2=8mm 直齿轮压力角=20 齿数Z2=60 Z3=20 （一）第轴的选型设计1.选择轴的材料减速器功率很大，无特殊要求，故选最常用的45号钢，并做正火处理，由表13-1查得= 610N/mm2.按转矩计算轴的最小直径应用式13-2估算，由表13-3取A= 110 (因轴上受较大弯矩)于是dA = 110 = 121.66mm 计算所得应是最小轴径， d1 = 121.
31、66 = 园整 = 130mm取手册值 d2 = d1 +（15）mm = 135mmd3 d2 = 135+15 = 150mm d4 = d2 = 135mm d5 = d1 = 220mm （二）键校核：（1）大齿轮（锥齿轮）d2 = 135mm L2 = (11.2)d2 = 135mm所需传递转矩 T2 = 12921.15N.m 载荷有轻微冲击，试选切向键联接的尺寸并校核其强度。d2 = 135mm 查文献4中选取普通切向键，宽度b=37.7mm,厚度t=11mm 切向键倒角C=1.2mm f=0.1 L=13510=125mm (比轮毂长度校10mm)挤压应力P= =141MPa
32、查表13-6查许用应力 = 100120MPa 强度不够所以采用一般切向键做联接 P = P/2 = 70.5mm 故强度足够（2）小圆柱齿轮L4 = b33 = 1703 = 167mm已知：d4=135mm 所需传递扭矩T3=12921.15N.m, 载荷有轻微冲击，试选择普通切向键宽度b=37.7mm 厚度t=11mm 切向键倒角C=1.2mm f=0.1L=16710=157mm （比轮毂长度小10 mm）挤压应力P= =62.2MPa查文献1表13-6查许用应力 = 100120MPa 强度足够选用双列圆锥滚子轴承（GB/T299-1995）查文献4表7-2-80由d5=130mm选
33、出32026型 轴承外径D=280mm 轴承内壁宽B=156mmL5=B+15=171mmL3=119.5mmL1=L内侧 l2-l3-l4-15=109.5mmL1= L1+B=265.5mm2.4.4第一轴设计已知条件：第一轴功率P1=820Kw 扭矩T1=6220667N.mm 转速n1=1500r/min（一）第轴的选型设计 1.选择轴的材料减速器功率很大，无特殊要求，故选用最常用的40Cr，渗碳淬火查表15-1文献1=700N/mm2 2.按转矩计算轴的最小直径应用式（3-2）估算，由表13-3取A=105mm,（因轴上受较大弯矩）于是，计算所得应是最小轴径，该轴段因有键槽，应加大3
34、%并圆整，取d1=86(1+0.03)=89mm=90mm(圆整)d2= d1+10=100mmd3d2+10=110mmd4=124mm(安装尺寸由表7-2-77查的之值)d5=110mm3.轴的结构设计查手册圆柱形轴伸（GB/T1569-1990）,文献4表6-1-13查的L1=130mm（1）轴承的选择由d3=110mm查表7-2-66文献4得左侧采用单列圆锥滚子轴承(/297-1994)轴承代号为32322型，B1=80mm D1=240mm T=84.5mm a=57.8mm L2=L轴承盖+20=20+20=40mm查表7-2-80文献4得右侧采用调心滚子轴承（GB/T288-19
35、44）轴承代号为圆柱孔22322TN1/W33型 B2=80mm D2=240mm L3=B1/2+B2/2+6=386mm 两轴承间的轴套L轴套=300-B1/2-B2/2=220mmL4=30mmL5=cos23.57R锥距-cos23.57(R-b齿宽)=72mm（2）是否采用齿轮轴？ 齿轮直径d3=116mm 公称直径db1 max=141mm圆锥齿轮小端齿根圆至键槽底面的径向距离e得e=（R锥距b齿宽）sin20=61.7mmd3所以必须采用齿轮轴2.5 轴的校核2.5.1第三轴(传动轴)校核（一）轴的结构设计 （见装配图）轴的具体结构见图（a1）（二）抗弯矩合成进行轴的强度校核1.
36、轴的力学模型图 (a2)2.齿轮上的受力 齿轮分度园直径 d5 = 240mm d4 = 640mm齿轮所受的转距 T3 = 49632718.8N.mm齿轮上的作用力圆周力Ft5 = 2T3/d5 = 249632718.8/240 = 413605.99NFt4= 2T3/d4 = 249632718.8/640 = 155102.25N 径向力 Fr5= Ft5tan = 413605.99tan20=150540.27NFr4=Ft4tan = 155102.25tan20= 56452.60N 3.计算轴的支承反应力 图（a-3 a-5 ）垂直面上的支反力 RAV=Ft5(L2+L3
37、)+ Ft4L3/L=413605.99(266+152.5)+155102.25152.5/654=300836.70NRBV=Ft5L1+Ft4(L1+L2)/L=413605.99235.5+155102.25(235.5+266)/654=267871.54N水平面上的支反力RAH=Fr5(L2+L3)+Fr4L3/L=-150540.27(266+152.5)+56452.60152.5/654=83168.3NRBH=Fr4(L1+L2)Fr5L1/L=56452.6(235.5+266)150540.27235.5/654=10919.35N4.画弯矩图 垂直面弯矩图 （a-4）
38、垂直平面内剖面C处弯矩MCV=RAV。L1=300836.70235.5=70847042.85N.mm 垂直平面内剖面D处弯矩MDV=RBV。L3=267871.54152.5=40850409.85N.mm水平面弯矩图 （a-6）水平面内剖面C处弯矩 MCH=RAH。L1=83168.3235.5=19586134.6 5N.mm水平面内剖面D处弯矩MDH=RDH。L3=10919.35152.5=1665200.88N.mm5.合成弯矩图 （a-7）剖面C处合成弯矩MC=7.3410N.mm剖面D处合成弯矩MD=4.0910N.mm6.绘制弯矩图（a-8）有前知 T3=49632718.
39、8N.mm又根据=610N/mm,查表得13-4文献1得b=55 N/mm和b=95 N/mm故得=55/950.58=0.5849632718.8=28786976.9N/mm7.绘制当量弯矩图对于截面C: Mce=7.2910 N.mm对于截面D: Mde=5.0010 N.mm8.计算轴截面b处直径 db= 208.7209mm截面虽有键槽削弱，使结构设计，所确定的直径已达到225mm,所以轻度足够。9.绘制轴的工作图10.滚动轴承的校核计算已知：轴承直径d=220mm,转速n=150r/min（1）确定轴承类型及其额定载荷设计中已确定采用圆柱滚子轴承，由表7-2-66文献4查得额定动载
40、荷 Cr=1360KN=136010N（2）确定轴承承受的径向载荷径向载荷FRA= = 3.1210 N FRB= = 2.6810 N（3）当量动载荷P=FRA=3.1210 N（4）计算轴承寿命 （滚子轴承=） Lh= =15048.56小时12000小时 所以选用轴承合适。2.5.2第四轴（输出轴） （一）轴的结构设计（见装配图底稿）轴的具体结构见图（b-1）（二）抗弯、扭矩合成进行轴的强度校核1.轴的力学模型图（b-2）2.齿轮上的受力齿轮分度圆直径 d6=756mm齿轮所受的扭矩 T4=150136.3925N.m=150136392.5N.mm齿轮上的作用力圆周力 Ft6 = 2T
41、4/ d6 = 397186.22N径向力 Fr6 = Ft6。tan= 144563.96N3.计算轴的支撑反力 （图b-3 , b-5） 垂直面上的支反力 RAV = = = 248651.70NRBV = = = 148534.52N水平面上的支反力RAH = = = 90501.82NRBH = = = 90501.82N4.画弯矩图 垂直面弯矩图 （b-4）垂直平面内剖面C处弯矩 MCV =RAV。L1= 248651.70271.5=6.7510N.mm水平面弯矩图 （b-6）水平面内剖面C处弯矩 MCH =RAH。L1= 90501.82271.5=2.4610N.mm5.合成弯矩图 （b-7）剖面C处合成弯矩 Mc = = = 7.1810N.mm6.绘制转矩图 （b-8）由前知T4 = 150136392.5N.mm 又根据=