二級減速器課程設計說明書

機械設計課程設計計算說明書設計題目：設計帶式輸送機中的傳動裝置專業(yè)年級：機械學 號：60510學生姓名：指導教師：機械工程系完成時間 2019 年 1 月 4 日機械設計課程設計任務書學生姓名： 學號： 專業(yè)：機械設計制造及其自動化任務起止時間：2018年 12 月 17 日至 2019年 1 月 4 日設計題目：設計帶式輸送機中的傳動裝置一、 傳動方案如圖1所示：1軸圖1 帶式輸送機減速裝置方案二、原始數(shù)據(jù)滾筒直徑d /mm800 傳送帶運行速度v /(m/s) 1.6運輸帶上牽引力F /N 2100每日工作時數(shù)T /h 24傳動工作年限 5年單向連續(xù)平穩(wěn)轉(zhuǎn)動，常溫空載啟動。三、設計任務：1.減速器裝配圖1張（A0圖紙）2.低速軸零件圖1張（A3圖紙）3.低速軸齒輪零件圖1張（A3圖紙）4.設計說明書1份在三周內(nèi)完成并通過答辯參考資料：機械設計 機械設計基礎 課程設計指導書 機械設計手冊 工程力學 機械制圖指導教師簽字：年 月 日目錄一、電機的選擇1二、傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算1三、V帶傳動設計3四、設計減速器內(nèi)傳動零件（直齒圓柱齒輪）4五、軸的結構設計計算15六、軸的強度校核20七、校核軸承壽命27八、鍵連接的選擇和計算28九、箱體的設計29十、心得體會30一、電機的選擇1.1 選擇電機的類型和結構形式：依工作條件的要求，選擇三相異步電機：封閉式結構U=380 VY型1.2 電機容量的選擇工作機所需的功率PW=Fv /1000= 3.36 kWV帶效率h1： 0.96 滾動軸承效率（一對）h2： 0.99 閉式齒輪傳動效率（一對）h3: 0.97 聯(lián)軸器效率h4： 0.99 工作機（滾筒）效率h5(hw)： 0.96 傳輸總效率h= 0.825 則，電動機所需的輸出功率Pd=PW/h= 4.1 kW1.3 電機轉(zhuǎn)速確定卷筒軸的工作轉(zhuǎn)速= 38.2 r/minV帶傳動比的合理范圍為24，兩級圓柱齒輪減速器傳動比的合理范圍為840，則總傳動比的合理范圍為=16160，故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為：= 611.2 6112 r/min 在此范圍的電機的同步轉(zhuǎn)速有：750r/min 1000r/min 1500r/min 3000r/min 依課程設計指導書表18-1：Y系列三相異步電機技術參數(shù)（JB/T9616-1999）選擇電動機型 號： Y112M-4 額定功率Ped： 4kW 同步轉(zhuǎn)速n： 1500r/min 滿載轉(zhuǎn)速nm： 144r/min 二、傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算總傳動比： 37.7 2.1 分配傳動比及計算各軸轉(zhuǎn)速取V帶傳動的傳動比i0= 3 則減速器傳動比i=i/i0= 12.57 取兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比 4.2 則低速級傳動比 3 2.2 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算0軸（電動機軸） 4.1 kW 1440 r/min 27.2 Nm1軸（高速軸） 4 kW 480 r/min 79.6 Nm2軸（中間軸） 3.84 kW 144.29 r/min 320.87 Nm3軸（低速軸） 3.69 kW 38.5 r/min 924.92 Nm4軸（滾筒軸） 3.62 kW 38.5 r/min 905 Nm以上功率和轉(zhuǎn)矩為各軸的輸入值，13軸的輸出功率或輸出轉(zhuǎn)矩為各自輸入值與軸承效率的乘積。各軸運動和動力參數(shù)如下表：表2-1 各軸運動和動力參數(shù)軸名功率P/kW轉(zhuǎn)矩T/Nm轉(zhuǎn)速n/(r/min)傳動比i效率h輸入輸出輸入輸出0軸4.1 27.21440 1軸4 3.9679.678.848030.962軸3.843.8320.87317.66114.294.20.963軸3.693.65924.92915.6738.230.964軸3.623.58905895.9538.210.98三、V帶傳動設計3.1 確定計算功率根據(jù)已知條件結合教材 機械設計由表 8-8 得到工作情況系數(shù) KA= 1.3 ，故Pca=KAPd= 5.33 kW。3.2 選擇普通V帶型號已知Pca，nm，結合教材機械設計由圖 8-11確定所使用的V帶為 型。3.3 確定帶輪基準直徑并驗算帶速(1) 結合教材機械設計由表 8-7，8-9 ，初選小帶輪直徑dd1=90 mm。(2) 驗算帶速： 6.78 m/s，滿足5m/sv120合格。3.6 計算V帶根數(shù)Z由nm，dd1結合教材 機械設計 查表 8-4得P0= 1.064 kW。由nm，i0， A 型帶，查表 8-5 得DP0= 0.17 kW。已知a1查表 8-6 得Ka= 0.95 ，已知Ld查表 8-2 得KL= 0.99 則V帶根數(shù) 4.6 ，取z= 5 。3.7 計算壓軸力 由教材 機械設計表 8-3 ，可知 A型帶單位長度質(zhì)量q= 0.105 kg/m。單根V帶的初拉力最小值：= 133.1 N。壓軸力的最小值：= 1308.71 N。四、設計減速器內(nèi)傳動零件（直齒圓柱齒輪）4.1 高速級齒輪傳動設計計算1.選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)(1) 根據(jù)傳動方案選用直齒圓柱齒輪傳動，壓力角取為 20。(2) 參考教材 機械設計表 10-6 ，選用 7 級精度。(3) 材料選擇。由教材 機械設計表 10-1 ，選擇小齒輪材料為 40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度 280 HBS，大齒輪材料為 45鋼（調(diào)質(zhì)） ，齒面硬度240 HBS。(4) 選小齒輪齒數(shù)Z1= 24 ，大齒輪齒數(shù)Z2=i1Z1= 100.8 ，取Z2= 101 。2. 按齒面接觸疲勞強度設計（1）由式（10-11）試算小齒輪分度圓直徑，即1)確定公式中的各參數(shù)值試選= 1.3 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 79580 Nmm由教材機械設計表 10-7 選取齒寬系數(shù)d= 1 由教材機械設計圖 10-20 查得區(qū)域系數(shù)ZH= 2.5 由教材機械設計表 10-5 查得材料的彈性影響系數(shù)ZE= 189.8 MPa1/2由教材機械設計式 10.9 計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Z29.84122.862 1.73所以：0.87計算接觸疲勞許用應力。由 機械設計圖 10-25d 查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為= 600 MPa、= 550 MPa。由教材 機械設計 式（10-15） 計算應力循環(huán)次數(shù)： 1.041092.48108由教材 機械設計 圖 10-23 查取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1= 0.95 、KHN2=1 。取失效概率為 1 %、安全系數(shù)S= 1 ，得 570MPa550MPa取和中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即550MPa2）試算小齒輪分度圓直徑55.894mm（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。圓周速度v 1.4m/s齒寬b55.984mm2）計算實際載荷系數(shù)KH由表 10-2 查得使用系數(shù)KA= 1 根據(jù)v= 1.4 m/s、 7 級精度，由圖 10-8 查得動載系數(shù)KV= 1.05 齒輪的圓周力。2.848103N50.953N/mm100N/mm查表 10-3 得齒間載荷分配系數(shù)= 1.2 由表 10-4 用插值法查得 7 級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，得齒向載荷分布系數(shù)= 1.4205 。由此，得到實際載荷系數(shù)1.793）由式 10-12 按實際載荷系數(shù)算的分度圓直徑 62.183mm及相應的齒輪模數(shù)2.951mm3.按齒根彎曲疲勞強度設計（1）由式 10-7 試算模數(shù)，即1）確定公式中的各參數(shù)值試選KFt= 1.3 由式 10-5 計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)0.684計算由圖 10-17 查得齒形系數(shù)YFa1= 2.65 、YFa2= 2.21 由圖 10-18 查得應力修正系數(shù)Ysa1= 1.58 、Ysa2= 1.82 380500由圖 10-24C 查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為與。由圖 10-22 查得彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1= 0.85 ，KFN2= 0.89 取彎曲疲勞安全系數(shù)S= 1.4 ，由式 (10-14) 得 303.57MPa 241.57MPa0.01380.0167 因為大齒輪的大于小齒輪，所以取0.01672）試算模數(shù)1.601mm（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v38.424mm0.97m/s 齒寬b38.424mm寬高比b/h 3.602mm 10.672）計算實際載荷系數(shù)KF4142N 107.8N/mm100N/mm根據(jù)v= 0.97 m/s， 7 級精度，由圖 10-8 查得動載系數(shù)KV= 1.01 由，查表 10-3 得= 1.0 由表 10-4 用插值法查得= 1.4205 ，結合b/h= 10.67 查圖 10-13 ，得= 1.35 。則載荷系數(shù)為 1.363）由式（10-13），可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù) 1.625mm對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于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，可取由彎曲疲勞強度計算得的模數(shù)1.625 mm,并就近圓整為標準值m= 2mm ，按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1= 62.183 mm，算出小齒輪齒數(shù)Z1=d1/m= 31.09 。取Z1= 32 ，則大齒輪數(shù)Z2=iZ1= 134.4 ，取Z2=135 ，Z1與Z2互為質(zhì)數(shù)。這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。4.幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑64mm270mm（2）計算中心距 167mm（3） 計算齒輪寬度b= 64mm考慮不可避免的安裝誤差，為了保證實際齒寬b和節(jié)省材料，一般將小齒輪略為加寬（510）mm，即取b1= 72 mm，而使大齒輪的齒寬等于設計齒寬，即b2=b= 64 mm。5.強度校核（1）齒面接觸疲勞強度校核根據(jù)以上計算結果進行齒面接觸疲勞強度校核：按前述類似做法，先計算式 (10-10) 中的各參數(shù)。得出結果：KH=1.79, 7.958104 1 64 4.2 2.36189.8 0.86 將它們代入式（10-10），得到: 446.85MPaH齒面接觸疲勞強度滿足要求，并且齒面接觸應力比標準齒輪有所下降。（2）齒根彎曲疲勞強度校核根據(jù)以上計算結果進行齒根彎曲疲勞強度校核： 1.41 79850 2.1 1.84 2.11 1.95 0.67 1 2 32 10-6按前述類似做法，先計算式（10-6）中的各參數(shù)。得出結果：將它們代入式 ，得到 20.92MPaF175,52MPaF2齒根彎曲疲勞強度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。6.主要結論齒數(shù)Z1= 32 ，Z2= 135 ，模數(shù)m= 2 mm，壓力角= 20 ，中心距a= 170mm ，齒寬b1= 72mm ，b2= 64mm 。小齒輪選用 40Cr(調(diào)質(zhì)) ，大齒輪選用 40鋼(調(diào)質(zhì)) 。齒輪按 7 級精度設計。 4.2 低速級齒輪傳動設計計算1.選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)(1) 根據(jù)傳動方案選用直齒圓柱齒輪傳動，壓力角取為 20。(2) 參考教材 機械設計 表 10-6 ，選用 7 級精度。(3) 材料選擇。由教材 機械設計 表 10-1 ，選擇小齒輪材料為 40Cr（調(diào)質(zhì)） ，齒面硬度 280 HBS，大齒輪材料為 45鋼（調(diào)質(zhì)） ，齒面硬度 240 HBS。(4) 選小齒輪齒數(shù)Z1= 24 ，大齒輪齒數(shù)Z2=i1Z1= 72 ，取Z2= 73 。3. 按齒面接觸疲勞強度設計（1）由式（10-11）試算小齒輪分度圓直徑，即1)確定公式中的各參數(shù)值試選= 1.3 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 N 由教材機械設計表 10-25d 選取齒寬系數(shù)d= 1 由教材機械設計圖 20-20 查得區(qū)域系數(shù)ZH= 2.5 由教材機械設計表 10-5 查得材料的彈性影響系數(shù)ZE= 189.8 MPa1/2由教材機械設計式 10-9 計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Z 23.894 29.841 1.708所以：0.874計算接觸疲勞許用應力。由 機械設計 圖10-25d 查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為= 600 MPa、= 550 MPa。由教材 機械設計 式 10-25d 計算應力循環(huán)次數(shù)： 2.46871088.229107由教材 機械設計圖 10-23 查取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1= 0.94 、KHN2= 0.98。取失效概率為 1 %、安全系數(shù)S= 1 ，得 564MPa 539MPa取和中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即539MPa2）試算小齒輪分度圓直徑85，852mm（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。圓周速度v 0.513m/s齒寬b85.852mm2）計算實際載荷系數(shù)KH由表 10-2 查得使用系數(shù)KA= 1 根據(jù)v= 0.247 m/s、 7 級精度，由圖 10-8 查得動載系數(shù)KV= 1.005 齒輪的圓周力。7182.83N83.665N/mm100N/mm根據(jù)v= 0.36 m/s， 7 級精度，由圖 10-8 查得動載系數(shù)KV=1.002 由，查表 10-3 得= 1 由表 10-4 用插值法查得= 1.422 ，結合b/h=10.67 查圖 10-13 ，得= 1.37 。則載荷系數(shù)為1.3733）由式（10-13），可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)2.562mm對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于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，可取由彎曲疲勞強度計算得的模數(shù) 2.526 mm,并就近圓整為標準值m= 2.5mm ，按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1= 94.268 mm，算出小齒輪齒數(shù)Z1=d1/m= 37.707mm 。取Z1= 38 ，則大齒輪數(shù)Z2=iZ1= 114 ，取Z2= 115 ，Z1與Z2互為質(zhì)數(shù)。這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。4.幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑288mm95mm（2）計算中心距192mm（4） 計算齒輪寬度b=95mm考慮不可避免的安裝誤差，為了保證實際齒寬b和節(jié)省材料，一般將小齒輪略為加寬（510）mm，即取b1= 102 mm，而使大齒輪的齒寬等于設計齒寬，即b2=b= 95 mm。5.強度校核（1）齒面接觸疲勞強度校核根據(jù)以上計算結果進行齒面接觸疲勞強度校核：按前述類似做法，先計算式 10-10 中的各參數(shù)。得出結果：KH=1.72,1 1 95 3 2.12 189.8 0.91 將它們代入式（10-10），得到: 470.404MPaH齒面接觸疲勞強度滿足要求，并且齒面接觸應力比標準齒輪有所下降。（2）齒根彎曲疲勞強度校核根據(jù)以上計算結果進行齒根彎曲疲勞強度校核： 1.68 2.21 1.95 2.06 1.94 0.67 12.5 38 10-6 按前述類似做法，先計算式（10-6）中的各參數(shù)。得出結果：將它們代入式 ，得到 133MPaF1123MPaF2齒根彎曲疲勞強度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。6.主要結論齒數(shù)Z1= 38 ，Z2= 115 ，模數(shù)m= 2.5 mm，壓力角= 20 ，中心距a= 192mm ，齒寬b1= 102mm ，b2= 95 。小齒輪選用 40Cr（調(diào)質(zhì)） ，大齒輪選用 45鋼（調(diào)質(zhì)）。齒輪按 7 級精度設計。4.3 傳動齒輪的主要參數(shù)表4-3 傳動齒輪的主要參數(shù)高速級低速級齒數(shù) z 3213538115中心距a /mm170192模數(shù) m /mm22.5齒寬b /mm726410295分度圓直徑d/mm6627496288齒頂高ha /mm222.52.5齒根高hf /mm2.52.53.1253.125齒高h /mm4.54.55.6255.625齒頂圓直徑da /mm72 280101293齒根圓直徑df /mm 5926790282五、軸的結構設計計算5.1 高速軸的計算（1軸）根據(jù)表 15-1 得，高速軸材料為： 45鋼 ，熱處理方式： 調(diào)質(zhì) ，許用彎曲應力-1b= 60 MPa。(1) 初估軸徑初選軸徑，根據(jù)扭轉(zhuǎn)強度計算初估。由表 15-3 得常數(shù)A0= 115 23.32 mm考慮到鍵槽的作用，軸徑增加3%為 24.02 mm，圓整后暫取d1= 25 mm。(2) 軸的徑向尺寸設計根據(jù)軸及軸上零部件的固定、定位、安裝要求，確定軸的結構如下圖（結構草圖,標注軸段，用充分的文字說明支撐計算結果）：表5-1 高速軸徑向尺寸確定軸段直徑d /mm確定方法說明d1=25參考初定軸徑d2=30d 1+(3-4)C1根據(jù)軸肩C1=1.6d3=35軸承內(nèi)徑6208d4=40d 3+(3-4)C2根據(jù)軸肩C2=2.0d5=72齒頂圓直徑要圓整，用軸肩對齒輪做軸向固定d6=35d 6=d 3同一根軸上的兩個軸承型號相同(3) 軸的徑向尺寸設計 軸的結構圖如下：經(jīng)驗值的計算與選取：軸承端蓋至箱外傳動件間的距離L= 30 箱座壁厚d= 20 聯(lián)接螺栓至外箱壁的距離C1= 28 ；至凸緣邊距離C2= 26 軸承座寬度L=C1+C2+d+(510)= 52 齒輪至機體內(nèi)壁的距離D1= 12 大齒輪齒輪端面的距離D2= 12 軸承內(nèi)側(cè)至箱體內(nèi)壁的距離D4= 12 （指導書38頁圖5-12）表5-2 高速軸軸向尺寸確定軸段長度L /mm確定方法說明L1=49 機械原理P161帶輪輪轂=L2=65L+e+L+4-B最終由密封圈確定L3=30B+4+3+1等于軸承寬度L4=1104+2+B+3+2.5-2.5由其它尺寸確定L5=72齒寬由其它尺寸確定L6=40B由其它尺寸確定l1=118.22由其它尺寸確定l2=161.26由其它尺寸確定l3=62.56機械原理P161帶輪輪轂=5.2 中間軸的計算（2軸）根據(jù)表 15-1 得，中間軸材料為： 40Cr ，熱處理方式： 調(diào)質(zhì) ，許用彎曲應力-1b= 70 MPa。(1) 初估軸徑初選軸徑，根據(jù)扭轉(zhuǎn)強度計算初估。由表15-3得常數(shù)A0= 120 38.73 mm(2) 軸的徑向尺寸設計根據(jù)軸及軸上零部件的固定、定位、安裝要求，確定軸的結構如下圖：軸段直徑d /mm確定方法說明d1=40參考初定軸徑d2=42d 2=d 1+(1-2)便于安放齒輪d3=50d 3=d 2+(2-3)要圓整 用軸肩對軸做軸向固定d4=42d 4=d 1+(1-2)便于安放齒輪d5=40d 1=d 5同一根軸兩個軸承型號相同表5-3 中間軸徑向尺寸確定(3) 軸的軸向尺寸設計 軸的結構圖如下：經(jīng)驗值的計算與選?。狠嗇瀸挾扰c軸段長度之差D= 2 （指導書38頁圖5-10）齒輪至機體內(nèi)壁的距離D1= 12 大齒輪齒輪端面的距離D2= 12 軸承內(nèi)側(cè)至箱體內(nèi)壁的距離D4= 12 （指導書38頁圖5-12）表5-4中間軸軸向尺寸確定軸段長度L /mm確定方法說明L1=36由其它尺寸確定L2=100由其它尺寸確定L3= 8.5由其它尺寸確定L4=62由其它尺寸確定L5=46由其它尺寸確定l1=68.58由其它尺寸確定l2=92.5由其它尺寸確定l3=55.42由其它尺寸確定5.3 低速軸的計算（3軸）根據(jù)表 15-1 得，低速軸材料為： 40Cr ，熱處理方式： 調(diào)質(zhì) ，許用彎曲應力-1b= 60 MPa。(1) 初估軸徑初選軸徑，根據(jù)扭轉(zhuǎn)強度計算初估。由表 15-3 得常數(shù)A0= 120 55.06 mm考慮到鍵槽的作用，軸徑增加3%為 56.71 mm，圓整后暫取d1= 60 mm。(2) 軸的徑向尺寸設計根據(jù)軸及軸上零部件的固定、定位、安裝要求，確定軸的結構如下圖：表5-5 低速軸徑向尺寸確定軸段直徑d /mm確定方法說明d1=60參考初定軸徑最終由聯(lián)軸器內(nèi)徑確定d2=65滿足軸向定位便于軸承安裝d3=70根據(jù)標準軸承查表最終由軸承內(nèi)徑確定d4=74軸承固定要圓整d5=92d 5=d 4+(2-3)Cd對齒輪進行定位d6=74d 6=d4加工確定d7=70d 3=d 7最終由軸承內(nèi)徑確定表5-6 所選用聯(lián)軸器的主要參數(shù)型號公稱轉(zhuǎn)矩Tn /Nm許用轉(zhuǎn)速n /mm軸孔直徑d /mm軸孔長度L /mm軸孔長度L1 /mmTL91000285060142140DD1D2bA25060651865(3) 軸的軸向尺寸設計軸的結構圖如下:經(jīng)驗值的計算與選?。狠S承端蓋至箱外傳動件間的距離L= 20 箱座壁厚d= 8 聯(lián)接螺栓至外箱壁的距離C1= 20 ；至凸緣邊距離C2= 25 軸承座寬度L=C1+C2+d+(510)= 52 齒輪至機體內(nèi)壁的距離D1= 12 大齒輪齒輪端面的距離D2= 12 軸承內(nèi)側(cè)至箱體內(nèi)壁的距離D4= 12 （指導書38頁圖5-12）表5-7 低速軸軸向尺寸確定軸段長度L /mm確定方法說明L1= 140由聯(lián)軸器尺寸確定L2=65由其它尺寸確定L3=37 由其它尺寸確定L4=81由其它尺寸確定L5=8.5由其它尺寸確定L6=93由其它尺寸確定L7=45由其它尺寸確定l1=75.85由其它尺寸確定l2=158.56由其它尺寸確定l3=222.67由其它尺寸確定六、軸的強度校核6.1 高速軸校核軸的受力分析如下圖：(1) 齒輪的受力 3184 N； 805 N(2) 水平面內(nèi)軸承約束力帶傳動壓軸力F= 3184 N，所以：軸承A在水平面內(nèi)支反力：= F tL3/(L2L3)= 889.96N軸承B在水平面內(nèi)支反力：= F tL2/(L2L3)= 2294.04N(3) 豎直面內(nèi)軸承約束力由受力分析可知豎直面內(nèi)約束力：F rL3F p(L1L2L3)/(L2L3)=-1209.33N(F rL2F pL1)/(L2L3)=1075.69N(4) 彎矩圖和扭矩圖水平面內(nèi)彎矩圖 豎直面內(nèi)彎矩圖 扭矩圖(5) 合成彎矩（考慮最不利的情況下）帶輪的壓軸力FP在支點產(chǎn)生的反力彎矩圖合成彎矩 Nmm （注意單位換算）(6) 按第三強度理論校核 14.7 MPa 滿足強度要求。6.2 中間軸校核軸的受力分析如下圖：(1) 齒輪的受力大齒輪 2342.12 N； 852.46 N小齒輪 6684.79 N； 2433.07 N(2) 水平面內(nèi)軸承約束力軸承A在水平面內(nèi)支反力： Ft1(L2L3)Ft2L3/(L1L2L3)=3311.4N軸承B在水平面內(nèi)支反力： Ft2(L2L1)Ft1L1/(L1L2L3)=5309.18N(3) 豎直面內(nèi)軸承約束力軸承A在豎直面內(nèi)支反力： Fr1(L2L3)Fr2L3/(L1L2L3)=-240.39N軸承B在豎直面內(nèi)支反力：Fr1L1Fr2(L1L2)/(L1L2L3)=-1540.22N(4) 彎矩圖和扭矩圖水平面內(nèi)彎矩圖豎直面內(nèi)彎矩圖扭矩圖最危險截面的合成彎矩 Nmm （注意單位換算）(5) 按第三強度理論校核 53.58 MPa 滿足強度要求。6.3 低速軸校核軸的受力分析如下圖： (1) 齒輪的受力 6423.06 N； 2237.8 N(6) 水平面內(nèi)軸承約束力軸承A在水平面內(nèi)支反力：(F tL3)/(L2L3)=3351.6N軸承B在水平面內(nèi)支反力：(F tL2)/(L2L3)=2671.46(7) 豎直面內(nèi)軸承約束力軸承A在豎直面內(nèi)支反力：F rL3/( L2L3)=1307.06N軸承B在豎直面內(nèi)支反力： F rL2 /(L2L3)=930.74N(8) 彎矩圖和扭矩圖水平面內(nèi)彎矩圖豎直面內(nèi)彎矩圖扭矩圖最危險截面的合成彎矩 Nmm （注意單位換算）(9) 按第三強度理論校核 18.5 MPa 滿足強度要求。七、校核軸承壽命表7-1 所選用的軸承主要參數(shù)軸名稱軸承代號d / mmD / mmB /mmCr / kN高速軸 620735721725.5中間軸 6208 40110