二级圆柱齿轮减速器(展开式)说明书.docx

第一章设计任务书其次章电动机的选择I、电动机类型选择：22、电动机功率选择23、确定电动机转速:34、选择电动机型号3第三章计算总传动比及传动比安排3I、总传动比32、传动装设传动比安排4第四章传动装置的运动和动力参数的计算41、各轴的转速计算：42,各轴的输入功率计算：43、各轴的输入转矩计算：4第五章传动零件的设计计算5I、V带传动的设计52、高速级齿轮传动的设计计算73、低速级齿轮传动的设计计算124、高速轴的设计175、中间轴的设计226、低速轴的设计26第六章箱体结构的设计计算32第七章参考文献F=4200NV=O.85WSD=360nm第一章设计任务书设计带式运输机传动装理1 .工作条件：折旧期10年，5年一次大修;工作为两班制，连续维项运转：载荷改变不大：环境灰尘较大。2 .原始数据：输送带工作拉力F=4200:输送带速度V=().85ms;:卷筒直径D=36011m其次章电动机的选择1、电动机类型选择：电动机的类型依据动力通和工作条件，选用Y系列三相异步电动机。2、电动机功率选择：(1)传动装I1.的总效率：设不、不、小、彷、小分别为弹性联轴器、闭式吉轮传动(设告枪精度为8级)、滚动轴承、滚茴、带传动的效率，由表2-2查得彷=0.99,1=0.97.i=0.98.Z=O.96,=0.95,则传动装置的总效率为=卯7翔；"75=0.99×0.972X0.984X0.96×0.95=0.784(2)工作机须要的有效功率：X=暨3AW=4.55钦W1.(XXV1I(XX)X0.7843、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：60×1.(¼60XI()X0.85./Imm=I=45.117rnnM360经查表接举荐的传动比合理范围，V带传动的传动比Z1=2-4,二级圆柱针岩轮减速器传动比Z=840,则总传动比合理范因为I=I6160.电动机转递的可选范围为Iij=ia×=(16I6)×45.1.1.7rni=(721.8727218.72)"Inin4、选择电动机型号综合考虑电动机和传动装置的尺寸、/量、价格和带传动、减速落的传动比.选定型号为Y132M2-6的三相异步也动机，嵌定功率为5.5kWz,满找转速”M=960”min.同步档速100or/min。该电动机的中心高132".轴外伸段轴径为38mm.柚外仲段长度为80”。第三章计算总传动比及传动比安排1、总传动比：iC=!三-=96°-=21.278总”做45.H7=0.784Pa=4.554W/二=45.117rmin电动机型号Y132M2-62、传动装置传动比安排依据表2-3,取带传动的传动比=3,则减速器的总传动比为j=21.2783=7.093双缎回柱告轮减速器尚速缎的传动比为1.=1.3=1.3×7.093=3.037低速级的传动比为i2=ii1.=7.093/3.037=2.336第四章传动装置的运动和动力参数的计算1、各轴的转速计算：n1.=Mm/i3=(9603)r/nin=320rminrt2=f=(320/3.037)rmin=IOS.367r/ninny=n1ii2=(105.367/2.336)rnin=45.103rmin2、各轴的输入功率计算：6=(4.554X0.95)JtW=4.326/WPz=(4.326×0.97X0.98»W=4/13AW/=/切力3=(4113X0.97X0.98»W=3.910AW3、各轴的输入转矩计算：=21.278/=7.093&=3I1=3037/,=2.336F=32()"ninnz=105.367r/ninrr1.=45,103rminTncc%n9550×4326r1.n.T1=9550PJf=rtn=29.1(Hf-n32()Q55041IT,=9550P,n,=Nm=372784Nm-1-105.367Td八。/955O×3.91OT,=95()P,n=Nm=827.894/vm45.103运动和动力参数的计算结余加以汇总，列出表如下：Pi=4.326kW1.=4.113*W=3.910AW项目I电动机.仙高速轴中间轴依速轴轼速(rimin>960320105.36745.103功率(Kw)5.54.3264.1133.910转短(A',")/129.104372.784827.894传动比33.0372.3367；=129.INN"第五章传动零件的设计计算1、V带传动的设计(1)确定计算功率由1表8-7查得，当工作于题中所绐条件时,工作系数K八=1，则Pc=KaPn=(1.1.X5.5)AW=6.05AW(2)选择V带型号依据己=6.05(卬，由图8-川”初步选用B型带.(3)选取带轮基准直径4/由1表8-6和表8-8选取小带轮基准直径d/=32三,则大带轮基准直径d,<2=他=3x1.32,m=396rw”(4)验算带速V!d1,nmX132×96().N.,V=-=m1.S=6.632?”/S6000060x1000在530ms范围内，V带能够充分发挥。(5)确定中心距a和带的基准长度/y7；=372.784fm7；=827.894w在O.7+Jrf2)«02(dtn+dt1.)范围内,即：369.6rt1,1056范围内初定中心距4=5«)，所以带长4。=2传+(4“÷<2)÷c-24即=2500+-(132+396)+096-132)切24X500=1863.80&wn查表8-2选取B型带的基准长度儿=18(X)，u”.得实际中心距1.d-1.m.八八18001863.808、a=a0+=(500+)mm22=531.904/出u111,1=Ci-0.0151.e1.=504.904，”“aa=a+0.()31.rf=585.904m/(6)验算小带轮上的包角电cr1=180o-1)-a573°=180o-(396-132)×1.50o>120o531.904所以，包角合适。(7)确定V带的根数Z因为=132皿，w0=960rnin,带速V=6.632/n/s,传动比，=3,查表8-4a和表8-4b，用插值法得单根V带所能传递的功率匕=1.845AW,功率增量AR,=0.3034W,直表8-5加得包角修正系数Ka=0.92,带长修正系数K,=0.95.则由公式得：Pc=6.05AW%、=132W1.dd2=396Mv=6.632ws1.j=1800ZZi?。=531.904""2_匕_KAP-Pr(PiAPu)KaK1.6X)5(1.845+0.303)×0.92×0.95=3.223故选4根带。(8)确定带的初拉力6单根一般V带张紧后的初拉力为()1三=500(25泮2/2KaZVcfv.(2.5-0.92)x6.05n,.,2.=SoOX+0.18X6.632N().92×4×6.632=2O3.O25/V(9)计算带轮所受压力必利用公式%=2z6sin?ISoo得=(2×4×203.025×siniy-)r=1568.857N2、高速级齿轮传动的设计计算(1)选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数D按以上的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。2)运输机为一般工作，速度不高，故选用8级精度(GB10095-88J43)材料选择。考虑到制造的便利及小齿轮简单磨损并兼顾到经济性，两级圆柱齿轮的大、小齿轮材料均用合金钢，热处理均为调质处理I1.大、小齿轮的齿面硬度分别为240HBS,280HBS,二者材料硬度差为40HBSo4)选小齿轮的齿数z=24,大齿轮的齿数为a1.=150°z=3.223(1)mm=203.025.VFo=I568.857Nz2=3.037×24=79.728.取马=73。（2）按齿面接触强度设计由设计公式进行试算，即确定公式内的各计算数值D试选载荷系数K,=1.32）由以上计算得小齿轮的转矩9.55XIO叫nI95.50i4.326,ijx,=NM=I29.1047V-in3203）选取齿宽系数d=1.14）材料的弗性影响系数Z&=189.8MPG5）小齿轮的接触疲惫强度极限巧/iimi=6OoM尸：大齿轮的接触疲惫强度极限nim2=550MPa.>6）计算应力循环次数M=60，“ZA=60×3201.×（21.231.0）=1.3821.09.f1.382XIO9.MAf,=4.552×103.0377）查图I（1.I9得，接触疲惫寿命系数KMV1.=0.92.X,wv2=0.958）计算接触疲惫许用应力取平安系数S=I,得：u=K"nO"w1.=（02×600）MPa=552MPaS1=KNH尸Him2=1.50）MPa=522.5P1.HJ-S1z1=24Z2=73K,=37；=129.iVH=1Zt=189.8Pd1,nim1.=600MPHhm2=550MPa计算：D带入bJ中较小的值,求得小齿轮分度圈直径，九M=1.382X10"N1=4.552XIOx的最小值为司j-，畸KHM=O.923x1.29104XK)S4.037(189.8?=2.32.1mmVI3.0371522引KM=O95=71.6352）圆周速度：EJ=552MPat1j,乃X71.635X32().、.EJ=522.5MPa601.060x10()03）计算齿宽：b=i1du=(I×71.635)nn=71.635nm4）计算齿宽与齿高之比?：h模数：叫=41.=匹迎鹏=2.985"”'Z124齿高：h=2.25m1.=(2.25×2.985)mm=6.716mtn.b71.635S0/一=1U.oooh6.7165)计算载荷系数：=71.635。依据y=2/s,8级精度，查图10-8W得动我系数v-2mf$Kr=I.12对了直齿轮K""=Kp=1.,查表102得运用系数KA=I查表10-4"»,用插值法得8级精度小齿轮非对称布国/?=71.635nm时，K班=1.460m1.=2.985"”由4=10.666，Kf1f1.=1.460可查得KH1.=1.40故载荷系数K=KAK,KHaKH=1×I.12×1×1.46O=1.6356）按实际载荷系数校正分度圆直径：4=(71.635X)nun=77.324"M7)计算模数：477.324m=nun=3.221nunz124(3)按齿根弯的强度计克：弯曲强度设计公式为m1至§（毕华）确定公式内的各计算数值1）铿图10-2OC,得小齿轮的弯曲疲惫强度极限b.=500MPa大齿轮的弯曲疲惫强度极限Cr正2=38OMQ2）查图IOT8得弯曲疲惫寿命系数KFNI=O甑KFN2=0883）计算弯曲疲惫许用应力.取弯曲疲惫平安系数s=1.4,得瓦卜号1.=甯%皿3f1.=Ki2J88x380MR1.=238.857加1.44)计算载荷系数K.5)K=KaKVKF“K"=IX1.12X1X1.40=1.568查表1(1.5得齿形系数.y=10.666=1.12KHa=KFa=KA=IK“=1.460K=I.6354=77.324Im"1=3.221”“(TFE1.=500MP4。=380¼I1.G查表得AR=2.65,%"2=2236）查表1（5得应力校正系数.Krm=0.85查表得%=1.58,=767）计算大、小出轮的岩、并加以比较KFN2=0.88=*型加=0013792叫303.571丫程午=222X1.77=001645EJ2238.857设计计算Ej=303571.WPar,=238.857PtzK=I.568"2.6542×1.635x1.29I（）4×1O5nn,.r.m,：×0.016450mmV1×242=2.293mm对比计算结果，由齿面接触疲惫强度计算的模数巾大于由齿根弯曲疲惫强度计一算的模数，由于齿轮模数的大小要取决于弯曲强度所确定的承载实力，而齿面接触疲惫强度所确定的承我实力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的成枳）有关,可取弯曲强度免得的模数2.293,并接近圆整为标准值5=2.5,按接触强度算得的分度圆直径J1=77.324。算出小齿轮齿数477.3241.=30.929m2.5兀=2.231.=1.58%2=1.76=O.013792岩手=().()16450取Z1=31,则大战轮齿数Z?=31x3.037=94.147.取Za=95.这样设计出的齿轮传动，即满意了齿面接触疲惫强度，又满意齿根弯曲疲惫强度，并做到结构紧凑，避开奢侈.（4）几何尺寸计算1）分度圆直径：4=Mz1=（2.5×3mm=17.5mmd2=n2=（2.5X95）=237.5?，2）中心距：m=2.293mm.=X=S出5，“，Z1=31223）齿轮宽度：b-<4=(IX71.5)jt=77.5，*z2=95MXIi2=77.5，用=82.53、低速级齿轮传动的设计计算（1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数d1.=11.5mm1）按以上的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动.2）运输机为一般工作，速度不高，故选用8级精度d1=237.5(GB10095-88).3）材料选择。考虑到制造的便利及小齿轮简单磨损并兼顾到经济性，两级圆柱齿轮的大、小齿轮材料均用合金钢，热处理均为调质处理且大、小齿轮的齿面硬度分别为240HBS,280HBS.二者材料硬度差为40HBSoa=151.5mmB1.=82.5”?？4）选小出轮的齿数z=24大齿轮的齿数为B,=11.5mnZ2=2.556×24=61.344,JRZ2=620（2）按齿面接触强度设计由设计公式进行试舞，即（N*瑞.宁（岛产确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数（=1.32）由以上计算得小齿轮的转矩T955OA9550×4.113v_Q.v、=NUi=372.7X4N-mn2105.367Z=243）包表及其图选取齿宽系数d=1.Iz2=624）材料的弹性影响系数Z?=189.8MRJ5）按齿面硬度的小齿轮的接触疲惫强度极限znim1.=6(X)MQa：大火轮的接触疲惫强度极限wim2=550MPa。6)计算应力循环次数N,=60n2=6O×105.3671.×(2×12×300×10)=4.551XIOkm="3S=1.独XKr2.3367)查图10-19",接触疲惫寿命系数Kw=0.98,KHN2=6958)计算接触疲惫许用应力取平安系数S=I,得：Ej=.见巴=m1.=(098x600)MPa=588MPaSI=K2°m即2=0.95×550MPa=5225WPa1.t,i-S1(2)计算：1)带入口】中较小的值，求得小齿轮分度同直径的最小值为43猾,岛尸K1.=.3T2=372.784VWJd=12Z£=1898M¼3nm=60OMPaHhm2=550M¼Ny=4.551XIOtAT2=1.948×IOmKwM=O.98KHN1.=。95w=588PJ=522.5MV/41.3x1.29104x1053.336(189.8?VI2.3361522.5J=87.391?？2)圆周速度：_血1.,2-60x1000X87.39Ix105.367,=m/s60x1000=0.482mj3）计算齿宽:b=,<,=(1x87.391)，？=87.391w?b，=87.391nvn4）计算齿宽与齿高之比：h模数：m.1.-839ot11,3641ot11'Z124齿高：h=2.25m1.=(2.25×3.641)nvn=8.192nvn.b87391V=0.482m/S8.1925）计算载荷系数：依据v=0.482/S,8级精度,查图108”得动载系b=S1.39bum数Kr=I.05对于直齿轮KZto=K%=1查表10-2得运用系数KA=Imt=3.64Iznr?/查表I64U）,用插值法得8级精度小齿轮非对称布置时，KM=1.471/=8.192/?/«由、=10.668，Khp=1.471可查得Krp=1.35y=10.668故载荷系数K=KAKYKH小那=1.×1.05×1.×1.471=1.545Kv=1.056）按实际载荷系数校正分度圆直径：KHe1.=KF(I=1tKA=I=(87.391×J；，)""=92.568?，7）计算模数:KM=I.471492.568w=-=nn=3.857nnW24（3）按齿根弯曲强度计算:弯曲强度设计公式为m"*（确定公式内的各计獴数值1）查图0-20c,得小齿轮的弯曲疲惫强度极限。=500MRJ,大齿轮的弯曲疲惫强度极限f.2=380MPa2）查图10T8得弯曲疲惫寿命系数Ki=0.88,Kj1.1.V2=09）3）计算弯曲疲惫许用应力.取弯曲疲惫平安系数S=I.4,得=m=.088×.500MPa=314.586WP«1fi'S1.4f-2=S'"""'1MPa=244.286MPaS1.44）计算载荷系数K.K=KAKrK,17Ka=1x1.05x1x1.35=1.4175）查表IO5得齿形系数%=2.65,%2=2.2726）查表105得应力校正系数.1.=I58,%=1.7347）计算大、小齿轮的毕鸟并加以比较.瓦=265×158=o.O133O96t314.586为华=*1四=0,03653crj244.286大齿轮的数值大.（1）设计计算K中=1.35K=1.545J,=92.568wnin=3.857，“？m=500M%<=38O%KfNI=°88Kfn2=0.90同=314586MP4口J=244.286MP.K=1.4I71.=2.650yf.2=2272、“2x1.417x372.784X1.OSn.；×0.017565¼tw;V1.×24j=3.182对比计克结果，由齿面接触疲惫强度计尊的模数m大于由齿根弯曲疲惫强度计算的模数，由手齿轮模数的大小要取决于弯曲强度所确定的承载实力，而尚而接触疲惫强度所确定的承载实力，仅与齿轮直径(即模数与齿数的成积)有关,可取弯曲强度算得的模数3.182,并接近圆整为标准值1=4,按接触强度算得的分度圆直径4=92.568m,弟出小齿轮齿数包=些纥23/42m4取z=24,则大齿.轮齿数Zz=24X2.336=56.财，取Z2=56.这样设计出的齿轮传动，即满意了尚面接触疲惫强度，又满意齿根弯曲疲惫强度，并做到结构紧凑，避开奢侈.(4)几何尺寸计算D分度圆直径：4=g=(4×24)mm=96d2=nz>=(4×56)1111=224mm2)中心距:4+W96+224IAna=-=nm=In(Vnw223)齿轮宽度:h=(DM=(IX96)"W1.=96"»取冬=96WJ,B1.=101nn“1.58%=1.734=0.0133096午千=OQ1.75653/W=4Z1=242=564、高速轴的设计4=96nnd1=224tnn1)材料:选用45号钢调质处理。查表15-3W选取AJ=I1.72)A.各抽段直径的确定：依据公式a=16(>加<n=A1.-=7×=27.872,Wn此轴的最小直径明显是安装带轮处轴的最小直径，为R1.=IOInvn了使所选的轴的直径与带轮的孔径相适应，故需同时确定带轮的孔径。B.带轮的孔径的确定因为daut=27.872,丽,取d"2=32:C轴的结构设计1)依据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度B2=96UHA.为了满意带轮的轴向定位要求，1-2轴段右端要求制出一轴肩，此段应与密封毛毡的尺寸同时确定，杳表4=11715-8也选用此ZQ4606-1997中t/=35，?的毛毡圈，故取2-3轴&C=35，"。带轮与轴协作的毂孔长度1.1=90mm,故取1.2=90Vn。B.初步选择滚动轴承。<mia=27.872w;?因为选用的齿轮是直齿轮，故轴承承受的是纯的径向力，固选用深沟球轴承。又依据d2.y=35mm，选6208号轴承。其尺寸为dXDxB=40nunXSOnun×1Srnm故J,4=7-8=40"，(A=1Stnm。右侧轴承的左端采纳轴肩定位，轴肩高度力>007d,故取=5mm,则轴环处的直径J4_5=50mm。<1.2=32/，C.取安装出轮处的轴段&7的直径4_7=50“。此轴段Z-2=90?？的长度应略小于齿轮的宽度，取16-7=&)"叨，齿轮的左端采纳轴肩定位，轴肩高度>0.07d,故取=3.5".则轴环处的直径.6=57mm，轴环宽度。之】.4万，取d2-3=35mm5-6=12，nm。D.轴承端盖的总宽度为2（）“（由减速器和轴承端盖的机构设计而定）。依据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖外端面与情轮的距离为/=30”。故取,2-3=50，叫E.右端滚动轴承与齿轮的右端采纳套筒定位，此轴段长应大于轴承宽度，考虑到箱体的制造误差，在确定轴承的位理时，应与箱体的内壁,有一段距离$,取$=取齿轮与箱体的内壁的距成为=16mm,则/?_8=s+a+8=42nvnaF.中间轴的总长为292.5mm（由中间轴各轴段的长度相加所得），故，4.5=292,544-4.6-4-7-/7.8=（292.5-18-12-80-42）nn=140.5，3）轴上零件的周向定位带轮与轴的周向定位都采纳平键联接。按4_2=32，m】，由表6-1加在得平键的截面h×h=0mmXSnim，I=IGrnm同理，对FJ6.7=IOmm,b×h=20mm×2mfiI=70mm0同时为了保证齿轮与轴协作得有良好的对中性，故选择齿轮轮毅与轴的协作选“7/6。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡协作来保证的，此处选轴的尺寸公差为4）确定轴的的倒角和圆角参考表1.5-2"b取轴端倒角为1.6x45。，各轴府处的圆角半径均为R1.65）校验该轴和轴承作用在齿轮上的圆周力为：三=任吐1V=33393N477.324径向力为巴=Etana=（3339.3×tan20o）N=1215.406N作用在轴1带轮上的外力F=FQ=1568.857N，2-3=50mmd=40”13-4=18?，dt一§=501.S=140.5”d56=51mmISW=12nndft1.=50mmIi=804一8=7-8=42，求垂直面的支反力：“=A-=1.¾=434074N1.2÷2.j90+50Fu,=Fr-Fiv=(1215.406-434.074)r=781.332f求垂直弯矩，并绘制垂直弯矩图：Mut=F2vI2.,=(781.332500")Nm=39.067fw=Fiv.2=(434.074x90x10T)Mm=39.067Nm求水平面的支承力：由Rh(i.2+12-3)=甲2-3得FSK/=3339.3N90+50=II92.607/Vg=FrH=(3339.3-1192607)N=2146.692jV求水平弯矩，并绘制水平弯矩图：MM="，|-2=(1192.607X90X1.O3),-W=IO7.335NwM皿=F,m1.2.3=(2146.692×50×1.(,)fM=107.335Nm求产在支点产生的反力：I1VF1.=F=X156&857N=201.71ON1.2+2.390+50=/,+F=(201.710+1568.857)N=1770.567/V求并绘制厂力产生的弯矩图F1=3339.3N工=1215.406NF=1568.857VFiv=434.074NF2v=78I.332VMiji=39.067VwM，=39.O67Nm/=；=1I92,6O7VFjw=2I46692VM"=Qn=(1568.85718×IO')NW=28.239rmM"=A-2=(2O1.7IOx90×10,)fM=1.8.154/Vm人在“处产生的弯矩：MM=%W-2=(201.7IOx90×IO'j)rw=1.8.154Nm求合成弯矩图：考虑最不利的状况，将MaF与JMI+干脆相加。也=AC+/Wj+Mj=(I8.I54+739,O672+IO7.3352),m=I32.377Mm也=M"+、也；+呜=(I8.154+39.0672+107.3352),m=132.377AfmMim=107.335V-mMm=107.335Nn%=201.7IONEF=I770.567NMu=28239NmWaf=1.8.1.54rmA*=18/XNzHMtI=I32.377NmM=132.377rW从图可见，一，处破而最危急，按扭矩合成应力校核轴的强度。进行校核时，通常只校核轴上的承受最大泻矩和扭矩的截面的覆核，依据|2式(155)及第三节求得的数据进行计算。取=0.6,则轴的计算应力为,-W其中W=0.1d3=(>.1.×M)'mm3=21.6<X)mm,所以QM1.+grj'J1.32.3772+(0.6X1.29.104):waVV2.I6×1O3=7.1MPa的已选定轴的材料为45纲，调质处理，由表1.15-1.查得.1.=fMPa1,.J故平安。6)轴承寿命校核06Cf轴承寿命可由式O=弓一(宗),进行校核，查表13-4<,60Pf1.,的工=1,查表13-6川得力,=1.2,查表12-/得C=60.5kM取£=3按最不利考虑，则有：户“="：+尸；+%=(434.0742+1192.6072+201.710)N=1470.856N=V2V+F：H+F2f=(781.3322+2146.6922+I77O.567)V=4055.029N则：60Fr2fp60×3204055.029×1.2所以该轴承符合要求7)键的校核:依据4-2=32"J=W%确定V带轮选铸铁HT200,由表6-1手册查得平键的截面b×h=Omm×Smm./=IOmm校核：%,=Z1.MPafp=1.2MPa=2S,SSMPa4T1.4x129.104×105-h1.d8x70x32查表6”的瓦=50M60MPa.p所以，符合设计要求.5、中间轴的设计1)材料：选用45号钢谢质处理。查表15-3川选取AJ=II22)各轴段直径的确定：依据公式"n>in=A>,-=112Xjm-=37.99%，”"-mn2V105.367第1轴段和第5轴段耍装配轴承，查表21.2-5,选6209号轴承其尺寸为dXOX8=45mn×85mm×19,Hm故4.2=4>=45”./,=19+8+16+(121-118)，加=46/加56=(19+8+16+(77.5-75)wh=45.5IW第2轴段安装低速级小齿轮，且d>3>4-2,取d?T=50/，.12-3=U8，第4轴段安装高速级大齿轮，且&-5>4_6,取J4-5=50mm，4-s=75mm第3轴段为轴肩，定位两个齿轮.hx0.07d=0.07X50/MW=3.5mm,取“3=57mm%=1508.088N52=4429.07N1.A=I3.903年A)=I1.2Jm1.n=37.993,咖I1.41=1.4×3,5Mrn=4.9/»«，取Q=Smm3）校的该轴和轴承:Z1.=IO5，?，&=104.5，1.3=83mw作用在齿轮上的圆周力为：空=出工ZWT39.234N'-d2237.5r2T,2×372.784X10i,工二”Fn=-=N=7766.334jV”496径向力为Fr2=F12Iana=(3139.234×tan20o)N=1142588FC=F1.tana=(7766.334×tan20o)V=2826.714<求垂直面的支反力：1.1+1.,+1.j-2826.714x83+1142.588x(104.5+83)IU105+104.5+83=-69.682/VFiv=Ff3-Pw-Ft1.=(2826.714+69.682-H42.588)N=1753.808N求垂直弯矩，并绘制垂直弯矩图：Mms=EV.4=(-69.682×1.0503)fWJ=-7.316N,“=%(1.÷2)-Ff21.2=-69.682×(1.05+104.5)-1142.588×104,5×10'f11=104.802rw求水平面的支承力：由(心+*)=他-3得F.M+%(3A),1.t+2+1.,7766.334x83+3139.234X(1()4.5+83)N105+104.5+83=4152.007NFAM=Fn+F111-F111=(3139.234+7766.334-4152.OO7)r=6753.56Wi1.2=45MtfnZ|_2=46nmd2-3=50”Z2_3=118Undy,4=57“/37=8J4.5=50/4_5=ISnun</5_6=45“5-6=45.5F12=3139.234NF1.,=7766.334NFr2=1142588N%=2826714N求水平弯矩，并绘制水平弯矩图：MMfn=F*J.=(4152.007×IO5×1O3)NmFw=-69.682r=435.960Nmm-f2h(1.i+1.2)+fi31.2=-6753.561×(105+104.5)+7766.334x1.04.5)x1.0J/Vm=-603.289Nm考虑最不利的状况，将M.与+MK干脆相加。Fw=I753.808Nv.m=-7.316N此HI=IO4.8O2Nw=(-7.31.6)2+435.960：)Nm=436.02INwMS=JMMMZ=1.()4.8022+(-603.289)DNm=612324NwFu,=4152.007NF211=6753.561.VMM,=435.960MmMMIjO3.289N”求危急截面当量弯矩：从图可见，一，”处截面最危急，其当量弯矩为：（取折介系数3=06)M=M*+(a)2=612.3242+(0.6×372.384)2Nm=651.8I4Vw；=JAc,+(W)°=436.022+(0.6×372.384)2Nm=489.934N"i计算危急截面处轴的直径：因为所选材料为45号调质钢，n=650V/.Em=6O¼,则71被而处Im.489.934×10,d»1r=S1.mm=43.384”V0.1,1.J1.0.1x60I1.1.F42=d,b=45三>d=43.384«",所以该轴是平安的。4)轴承寿命校核轴承寿命可由式史_(冬进行校核，由于轴承主60Pfp要承受径向载荷的作用，所以P=5,查表1.134的