1、1前 言目前国内制砖设备基本是基于一个原理，挤压式制砖机，其结构复杂，能耗大，无形中消耗了大量的人力物力，从而制约了制砖行业的发展，生产出的泥坯还需专门的场所进行晒泥坯，增加了制砖的周期。现在市场上普遍的一套制砖设备需要几十万，大大的制约了制砖行业的发展，也给目前我国建筑行业主要原材料的生产带了诸多不便，即使有了设备，实际生产中高耗能等问题也制约了制砖行业的发展。本设计主要是针对现有制砖设备及蜂窝煤机的工作原理进行分析后，结合经营者提出的问题，确定设计方案，以减速箱为主体进行详细的设计计算、校核，绘制详细零部件及装配图，并对重要零部件的选用进行简单说明。对方案一中的液压部分，在能够达到预期目的
2、的前提下进行改造改为弹簧机构，大大的简化了制砖机方案一的结构，同时也降低了制成本。并对弹簧材料选用、强度设计，行程的计算进行详细的说明。全套图纸，加 15389370622 课 题 来 源本设计是根据实际生产中发现的问题，特别是砖厂经营者对现有设备问题的提出：成本高，能耗大，占地广，需要消耗大量人力物力，以解决这些客观而现实的问题为宗旨，结合目前市场用的制砖机和蜂窝煤机的工作原理，进行的创新设计。本设备一旦试制成功，投入市场，制砖机械行业将出现崭新的一页，有着广阔的市场前景。暑假期间，老师带领我们对地方制砖设备的考察、并根据砖厂经营者对目前设备的不满，结合蜂窝煤机与目前市场常用挤压式制砖机的工
3、作原理进行分析，提出的创新设计，研发一种新型制砖设备，之后对设计成型的制砖设备进行模拟生产，并对生产出来的砖进行试验分析，解决不合理部分，结合冲床冲压原理，对方案一中液压部分改造为弹簧，并进行详细的设计计算。33 总体方案的确定目前国内制砖设备基本是基于一个原理，挤压式制砖机，其结构复杂，能耗大，无形中消耗了大量的人力物力，从而制约了制砖行业的发展，生产出的泥坯还需专门的场所进行晒泥坯，增加了制砖的周期。现在市场上普遍的一套制砖设备需要几十万，大大的制约了制砖行业的发展，也给目前我国建筑行业主要原材料的生产带了诸多不便，即使有了设备，实际生产中高耗能等问题也制约了制砖行业的发展。本设计主要是针
4、对现有制砖设备及蜂窝煤机的工作原理进行分析后，结合经营者提出的问题，确定设计方案，以减速箱为主体进行详细的设计计算、校核，绘制详细零部件及装配图，并对重要零部件的选用进行简单说明。对方案一中的液压部分，在能够达到预期目的的前提下进行改造，改为弹簧机构，大大的简化了制砖机方案一的结构，同时也降低了制成本。并对弹簧材料选用、强度设计，行程等进行详细的的计算。该设备分为三部分：减速箱 立柱及冲压部分(工作机部分) 送料部分工作原理：采用减速箱对输入信息进行速度调整，再通过偏心轴带动曲柄，引起冲压部分将坯料在模合中冲压成形，最后采用偏心轴与液压部分相结合，将成形砖送出。44 选择电动机与传动比的分配4
5、.1 电动机的选用电动机是常用的原动机，具有结构简单、工作可靠、控制简便和维护容易等优点。电动机的选择主要包括选择其类型和结构形式、容量（功率）和转速、确定具体型号。由在皮带轮中获得的条件，按工作要求和条件选取 Y 系列一般用途的全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机。查机械设计手册选用 Y160L-4 三相异步电动机，功率为 P=15KW。在推荐的合理传动比范围内，取带传动的传动比 = 24，二级圆柱齿轮减速器的传动比 = 0i i840 故电动机的转速范围为：= i = (16160)52.55 r/min = 840.808408 r/min dnw4.2 计算总传动比并分配各级传动比电动机确
6、定后，根据电动机的满载转速和工作装置的转速就可以计算传动装置的总传动比。（1） 计算总传动比：i = / =490/25=19.6mnw5（2） 分配各级传动比：=4.7， =4.251i2i（3） 计算各轴转速：轴 : n = nm /i0=1470/3=490r/min 轴 : n =n /i1=490/4.7=104.26r/min轴 : n = n / i2=104.26/4.7=25r/min（4）各轴的功率和转矩：电动机轴输出功率和转矩 ：= /dpw= FxV/（1000 ）w所以： = FxV/（1000x ）d由电动机至工作机之间传动装置的总效率为：= . . .1234式中
7、 、 、 、 、 分别为带传动、轴承传动、齿轮传动、铜套、工作机的效1234率。取 = 0.96、 = 0.99、 =0.97、 = 0.98、 = 0.9812345则： =0.960.990.97 20.982= 0.879.5kwdp9550 Nm9550 2.93510 5NmTdmn15470轴 1 的输入功率和转矩：= = 150.96=14.4kwpd1 Nm2.93510 5Nm30.968.5 10 5Nm1T0i轴 2 的输入功率和转矩：= =14.40.990.97=14.256kwp123 Nm8452804.70.990.971.6010 6 Nm2Ti轴 3 的输入
8、功率和转矩：= =14.2560.990.97=13.69kwp23 Nm1.6010 64.250.990.9726.310 6 Nm3Ti2464.3 各轴的转速、功率及转矩：如下表：轴 名参数 电 动机 轴1 轴 2 轴 3 轴转 速 1470 490 104 25功 率 15 14.4 14.255 13.69转 矩 2.2104 8.5 105 1.60106 6.3106传动比 3 4.7 4.255 普通 V 带传动的设计计算5.1 带传动以及带的分类带传动是利用张紧在带轮上的带，借助它们间的摩擦或者啮合，在两轴间（或者多轴间）进行运动或动力传递。带传动具有结构简单，传动平稳，价
9、格低廉，不需润滑，维护简单方便以及缓冲吸振等特点，因此在近代机械设计行业中得到了广泛应用。V 带是机械设计中最常用的带传动之一，V 带有普通 V 带、窄 V 带、宽 V 带、大楔角 V 带等多种类型，其中普通 V 带应用最广，窄 V 带的使用也日见广泛。 普通 V 带由顶胶、抗拉体（承载层） 、底胶和包布组成，如图 11.9 所示。抗拉体由帘布或线绳组成，是承受负载拉力的主体。其上下的顶胶和底胶分别承受弯曲时的拉伸和压缩变形。线绳结构普通 V 带具有柔韧性好的特点，适用于带轮直径较小，转速较高的场合。窄 V 带采用合成纤维绳或钢丝绳作承载层，与普通 V 带相比，当高度相同时，其宽度比普通 V
10、带小约。窄 V 带传递功率的能力比普通 V 带大，允许速度和挠曲次数高，传动中心距小。适用于大功率且结构要求紧凑的传动。 普通 V 带有 Y、Z、A、B、C、D、E 七种型号，窄 V 带有 SPZ、SPA、SPB、SPC 四7种型号。各种型号带的截面尺寸及带轮沟槽尺寸见机械设计中表 11.1 和表11.2。5.2 带传动的失效形式和设计准则 5.2.1 带传动的失效形式打滑：带在带轮上打滑，不能传递动力。磨损：带的工作面磨损疲劳折断 ：带由于疲劳产生脱层，撕裂和拉端。带传动的主要失效形式表现为打滑和带的疲劳折断，打滑使得主动轮与被动轮之间不存在确定的相对运动关系（无法确定传动比），失去传动的基
11、本功能，是必须避免的（避免带传动在承受正常载荷时打滑），为使带传动不发生打滑现象，就必须使初拉力达到足够的值，而初拉力会直接影响带的拉应力，为此带既不发生打滑，也不过早损坏，必须要带传动的参数满足一定的条件，这就是设计的任务。 5.2.2 普通 V 带传动的设计准则 在保证带传动不打滑的前提下，具有一定的疲劳强度和寿命. 5.3 V 带传动的设计计算85.3.1 确定设计功率(5.1)dAPKP传递的功率 KW工况系数，查机械设计手册。AK由已经可得，Y160L-4 三相异步电动机的功率为P=15KW。由于承受载荷较大，且载荷变动不小， ，空载启动，查表取 =1.2（空载启动，AK每天工作 1
12、0 小时左右） 。所以 =1.2 15=18KW。dAPK5.3.2 选定带型根据设计功率 和小轮转速 ，由表 2-1 选择 B 带型号。d1n=18KWdP=1470 r/min1n根据下表，所以选择 B 系列。5.3.3 确定传动比根据实际工作需要可取变速箱中一轴的转速为 =490r/min2n传动比 i= = =312n47095.3.4 小带轮的基准直径参照设计要求和机械设计手册的关于 V 带轮的基准直径系列，取 =133mm 1d5.3.5 大带轮的基准直径 2d= (4.2)1()di其中 为弹性滑动率，通常取 0.02。=3 133（1-0.02）=391.02 mm。2d9参照
13、机械设计手册的关于 V 带轮的基准直径系列取 =400mm。2d5.3.6 带速的计算V= (4.3)1max60dn对于普通 V 带 =2530maxV= =18.09 m/s3.4215.3.7 初定轴间距离 0a轴间距离 0.7（ ） （ ） (4.4)012d0a12d既 373 533也可根据结构要求求定轴间距离。初定 =515mm0a5.3.8 所需基准长度 0dL= (4.5)0d21120()2()4ddaa= =9180mm0dL3.4675查机械设计手册，取 =9000mm0d5.3.9 实际轴间距 a=513+90=603mm002dLa5.3.10 带轮包角 1a= =
14、 (4.6)1802157.3da2= =1105.3.11 单根 V 带传递的额定功率 1p根据带型， 和 查机械设计手册1dn查表得单根 V 带的传递功率 =1.67KW15.3.12 传动比的额定功率增量 p根据带型， 和传动比 i 查机械设计手册可得。1n=0.95 kW15.3.13 V 带的根数 ZZ= (4.7)1()dalpK小带轮包角修正系数，查机械设计手册可得。 =0.92aK aK带长修正系数，查机械设计手册可得。 =1.21l lZ= = =4.21()dalpK15(.6709).2Z 取整数为 4.5.3.14 单根 V 带的预紧力 0F初拉力的大小是保证带传动正常
15、工作的重要因素。初拉力过小，摩擦力小，容易打滑；初拉力过大，带的寿命低，轴和轴承受力大。推荐单根 V 带张紧后的初拉力 为。0F= (4.8)0F22.5(1)daPmvKzmV 带每米长的质量，可查机械设计手册得到。Z带的根数= = =622 N0F22.5(1)daPmvKz2.510()0.751942115.3.15 作用在轴上的力 F计算压轴力是为了检验轴的刚度，为设计带轮的轴和轴承选择提供数据，它的受力图如下。图 4.1 轴压力简图F= =2 622 4 sin =4867N (4.9)102sinaFz15725.3.16 带轮的结构尺寸（详见第 6 章带轮的结构设计）126 带
16、轮的结构设计6.1 带轮设计的初步分析设计带轮时，应该使其结构便于制造，质量小、结构工艺性好、无过大的铸造内应力、质量分布均匀，转速高时要经过动平衡；轮槽工作面要精细加工，以减少带的磨损；各轮槽的尺寸和角度应保持一定的精度，以使载荷分布较为均匀等。6.2 带轮常用的材料带轮材料常采用灰铸铁，钢，铝合金或者工程塑料等，灰铸铁应用范围最为广泛，当速度小于 30m/s 时用 HT200，当速度在 25m/s 到 45m/s 之间时，则常用孕育铸铁或者铸钢，也可以用钢板冲压焊接带轮。小功率传动可以使用铸铝和工程塑料。 6.3 带轮的结构带轮由轮缘，轮辐和轮毂三部分组成13带轮的基准直径，最小基准直径和
17、轮缘尺寸可查机械设计手册轮辐部分分为实心式 ，辐板和椭圆轮辐等三种，具体设计根据带轮的基准直径参校机械设计手册参数表决定。三种轮辐图分别如下：实心式：D(2.53)d 如图 6.1图 6.1 实心式皮带轮腹板式：D300 如图 6.2图 6.2 腹板式皮带轮孔板式：D-D 1 100 如图 6.314图 6.3 孔板式皮带轮轮辐式：D300 如图 6.4图 6.4 轮副式皮带轮6.4 带轮的设计步骤根据直径选取结构型式根据带的型号确定槽轮尺寸带轮的其它尺寸由经验公式计算15绘制零件工作图6.5 带轮的设计计算6.5.1 根据直径选取结构型式带轮直接与中心轴相配合，所以带轮的孔径 等于中心轴的直
18、径。0d既 =42mm0d又 =133mm 300mm， 糟型为 B 型。1选取带轮的结构型式为实心式皮带轮。6.5.2 根据带的型号确定槽轮尺寸根据表 6.1 确定带轮的轮缘尺寸。表 6.1 皮带轮参数表糟 型项目 符号Y Z A B C D基准宽度 pb5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0基准线上槽深 minah1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1基准线下糟深 inf4.77.09.08.711.010.814.014.319.019.9糟尖距 e 80.312.50.319.425.037.6第一糟对称面到端面的距离f 72121.2131最小轮缘厚 min
19、5 5.5 6 7.5 10 1216带轮宽 B B=（Z-1）e+2f Z轮糟数外径 ad 02adh3260/ / / / /4/ 80 118190 315/660 / / / / 47538相应的基准直径 / 80 118 190 315 600轮糟角偏 差 1 30根据表 6.1 计算得到带轮的具体尺寸如表 6.2：表 6.2 所选带轮参数表基准宽度基准面上槽深基准面下槽深糟间距第一端面对称面至端面的距离最下轮缘厚带轮宽外径轮糟角14 3.5 14 190.421.57.5 85 163 34 16.5.3 带轮的其它尺寸确定带轮的其它尺寸由经验公式计算6.5.4 绘制零件工作图根据
20、上面求得的相关数据绘制小带轮的零件图如图 6.5：17图 6.5 小带轮零件图7 齿轮的设计7.1 高速级齿轮传动的设计计算7.1.1 高速级斜齿轮此减速箱采用闭式斜齿轮传动，为使结构紧凑，大小齿轮材料选用 ZG45 钢渗碳淬火。由手册查得：齿面硬度 4550HRC， ， ，齿轮精度569BaMP284SaP采用 8。该对齿轮为硬齿面齿轮，先按齿根弯曲疲劳强度设计，再按齿面接触疲劳强度校核。7.1.2 齿根弯曲疲劳强度设计由公式： 12FaSndYKTmzA18小齿轮转矩 齿轮参数按前面所分配的齿轮有：51.40TNmA， 。硬齿轮齿面， 非对称安装，取齿宽系数 。127,80Z7i 1d查手
21、册得，使用系数 ，动载系数 ，齿向载荷分布系数1.5AK1.05VK，按齿面硬化，斜齿轮， ，齿间载荷分配系数.5K /AtFbNm。14a载荷系数 。1.50.142.5AVaK齿形系数 按当量齿数 ；设螺旋角 FaY3cosZ,， ，则小齿轮的形位系数13371.9cosVZ 233805.2cs1V，大齿轮形位系数 ，查手册，得小齿轮应力修正系数 ，12.65FaY2.FaY 1.6saY大齿轮应力修正系数 。21.9sa由手册参数计算得， ， 。tant20t .41cos2.3ta查得： ， ，代入齿轮齿数，得 ，10.4Z2.71Z 10.7a，20.79a。.79.49由 ，查得
22、重合度系数1sin0.38tan0.381.7tan1.05dbZm 。 。0.87Y.9计算弯曲疲劳许用应力： 。 FLimNXSTY查取材料弯曲疲劳极限应力 ，齿轮的寿命系数 为：1250FLiiaMPNY小齿轮应力循环次数 81604907.31hNnt19大齿轮应力循环次数82601042501.60hNnt；.2.61 81337.Y；查取尺寸系数 （预计齿轮模数0.2662 82097.51N1.XY小于 5mm） ， 。弯曲疲劳强度安全系数 。STY1.25FS110.86 3125FLimNXST MPa比较 ， ，12.65.3FaSY2.190.5674FaSY，应按小齿轮
23、的弯曲疲劳强度进行计算。21FaSFaS5132 2.15.930.610.8975.8753FaSndYKTm mz A取标准摸数 。由公式 ，6n 12.72.4coscosnmZ圆整取中心距 a=296mm， ，与原假设 相近。12.01780.93186nmZCOSa0.561小齿轮分度圆的直径 11.7103.9cos56nZdm大齿轮分度圆的直径 22.84nm7.1.3 校核原假设的系数 VK小齿轮的速度 ，103.9142.65/606dnv ms由图 6-6b 查得： ，与原取值几乎一致。.5V20齿宽 ，取 。103.91.dbm1205,9bm7.1.3 齿面接触疲劳强度
24、校核：公式： 1268.4HEHHKTuZbd由手册查得，弹性系数 ；节点区域系数 ；重合度系数 ；2.35Z0.8Z螺旋角系数 。0.92接触疲劳许用应力： HLimNWS由查表：齿轮材料接触疲劳极限应力 。接触疲劳强度计算的寿10LiaMP命系数：0.360.36771 81551NZ；0.360.36772 82 .91.工作硬化系数 ；接触疲劳强度安全系数 .001WZ1HS；1 0.861HLimN aMPS；22 .93LiWH aHZ将以上各值代入斜齿轮接触疲劳校核公式：512 2.93104.7268.468.42350. 93.HE aKTuZ MPbdA，结果说明接触疲劳强
25、度安全。1齿轮设计完全满足实际要求。7.2 二级齿轮的设计217.2.1 选择材料、热处理、齿轮精度等级和齿数由机械设计表 6-5、表 6-6 查得，该减速箱采用闭式直齿轮传动，为使结构紧凑，大小齿轮材料选用 ZG45 钢渗碳淬火。根据机械设计手册查得：齿面硬度 4550HRC， ， ，齿轮采用 8 精度。 569BaMP284SaP7.2.2 齿面接触疲劳强度的设计计算公式按式： =1d31276.4dHKTu=401260.mm，由机械设计表 6-10，软齿面齿轮，对称安装，取齿宽系数1T=0.8，表 6-7 得使用系数 =1.5。由机械设计图 6-6a 试取动载系数dAk=1.15。由机
26、械设计图 6-8，按齿轮在两轴承中间非对称布置，取VK=1.07。由机械设计表 6-8，按齿面未硬化，直齿轮，8 级精度，/b100N/mm =1.1。所以 K= =1.51.151.071.2=2.21。 AkTFkAkV初步确定节点区域系数 =2.5，重合系数 =0.9，由机械设计表 6-9 确定弹HZZ性系数 =0.99。EZ齿面接触许用应力 = HlimNWS由机械设计图 6-22 查取齿轮材料接触疲劳极限应力 = 500Mpa，lim1H= 500Mpa 计算弯曲疲劳强度计算的寿命系数 ：lim2H NY小齿轮应力循环次数 60 104 1 10 250 16=2.5260hNnt8
27、0大齿轮应力循环次数 60 24.5 1 10 250 10=3.68k 61= 1NY0.36785.972.=20.756.43.22由机械设计手册查得齿轮的尺寸系数，取小齿轮的尺寸系数为 =0.95，1XY大齿轮的尺寸系数为 =1（预计齿轮模数小于 5mm） ，则 =2。弯曲疲劳强度安全2XYSTY系数 =1.25；FS=11limNXSTF80.97.52731MPa= =288MPa22liXSTFFY.46.由机械设计手册查取工作硬化系数 =1.15wZ由机械设计手册查取安全系数 =1.25HS= =143.5MPa1H80.9725=151.4MPa2.46MPa将数据带入公式
28、= mm 得： 168.4mm1d2134.6()EHdZKTu1tdm= / =168.4/16=310.525mm，取 m=10mm，1tz主要尺寸的计算：=1016=160mm1dmz=1068=680mm2= =135.2mm1bd经圆整取： 135mm， +5=140mm21b2中心距 a=m（ + ）/2=10（16+68）/2=410mm。1Z因为小齿轮齿数少于 17，重合度不足，采取正变位。变位前重合中心距为了提高齿轮啮合度中心距 a=m（ + ）/2=10（16+68）1Z2/2=410mm。23采取正变位后，中心距为 =411mm。a变位后的啮合角 由表 6-2， =0.9
29、37， =20.446 ，a 410cosscos2a确定变位系数 ，2()1tn.60.8915xivnivinvz1.0038,1212()0.8950.364tata2x按 /2=0.501888, /2=41,查机械设计手册得z 120.5,.38x齿轮节园直径： mm,11 coscos016.42.4dmm。22 cos068.9s.4d按计算结果校核前面的假设是否正确 ：齿轮节园数度：V= =4.115m/s,1260.49dn=0.66m/s,.50vz由机械设计手册查得： =1.04， N,vk 521.8410293.46tTFd,/1.5293.4/157/0/ATKFb
30、Nm假设合理 =1.2。vk=0.0122，由机械设计图 6-14 查得节点区域系数().0821xz，2.7HZ由机械设计图 6-12，图 6-13 查得 ， ，代入1/0.5Z2/0.15Z得， ， 。126,810.82.= + =1.82， =0.8。1Z由式 K= 得：AkV24K= =1.51.041.071.2=2.003。 AkV由 得：12268.4HEHKTuZbdA512 2.03184.71. 68.47.940.376.9E aMP 151.4MPa 。H齿轮接触疲劳强度安全。由计算结果知道，工作应力 比许用应力 小，为了充分利用材料，齿HH轮宽为 125mm。7.2
31、.3 按齿根弯曲疲劳强度校核计算公式按式： =F12NSaFkTYbdm由机械设计图 6-18 得，小齿轮齿形系数 =2.18，大齿轮齿形系数1a=2.1，小齿轮应力修正系数 =1.8，大齿轮应力修正系数 =1.89。由机2FaY1SaY2SaY械设计图 6-20 得重合度系数 =0.72。按式 6-14 得弯曲疲劳许用应力 F=FlimNSTFY按机械设计手册查取齿轮材料弯曲疲劳极限应力=280Mpa， =280Mpa。lim1Flim2F由机械设计表 6-13 计算弯曲强度计算的寿命系数 NY680.21371.5NY2680.293.25由机械设计图 6-25 查取尺寸系数， =1，由式
32、 6-14 取 =2xYSTY弯曲疲劳强度安全系数由机械设计表 6-12 得 =1.25Fslim112801.952 73FNXFYMPaSli22 .46. 8FXF比较 ，和 的大小的到 ,1FaY2FaY10.87FaY20.93FaY所以应该按大齿轮校核齿轮弯曲疲劳强度=2F 52.031.42.1890.735689FaKTYbdm=263Mpa =288Mpa,2弯曲疲劳强度足够。8 轴的设计选择轴的材料，因为是普通用途、中小功率减速器，故选用 45 号钢， 调质处理。根据许用切应力强度极限估计轴的最小直径，在前面设计时候进行过初步计算。输入轴的最小直径为 45mm, 中间轴的最
33、小直径为 70mm,输出轴的最小直径为57.78mm,考虑到在输入轴与输出轴的最外端要开键槽联结联轴器。故最外段的轴应该加到 3%5%，在中间轴要用键联结齿轮，故齿轮段应该加大 3%5%，从而对上述三个轴计算、取整，取输入轴的直径为 50mm,输出轴直径为 60mm，中间轴的直径为2675mm。由齿轮的初步设计可以看出，对小齿轮采用实心式，对大齿轮采用腹板式。对轴进行初步的设计。对输入轴应该有如下基本的零件，轴承端盖两个，调整环一个，轴承一对，齿轮一个。对中间轴应该有如下基本的零件，轴承端盖两个，轴套一对，齿轮两个。输出轴与输入轴类似。8.1 轴（高速轴）的设计及强度计算8.1.1 按扭转强度
34、，初估轴的最小直径：由机械设计表13.1查得C=118107，1331 29.(078)4.357.240/minpKWdCmnr由手册查的取标准值： =50mm1d8.1.2 轴的初步设计：根据结构特点，结合以上和后述的相关尺寸，绘制轴的结构见图纸。轴与其安部件的配合情况详见装配图。8.1.3 轴的强度校核:（1）计算齿轮受力Ft=2T1/d1=2 292300/50=1.6 N410Fr= Fttan=1.6 tan20 =3868N410由于在轴 1 连接带轮，故该端要加大 3%5%，故轴 1 的直径范围为 51.552.5mm，由于工况较差,取 55mm，轴的结构设计主要有三项内容：（
35、各轴段径向尺寸的确定；各轴段轴向长度的确定；其它尺寸（如键槽、圆角、到角，退刀槽等）的确定；轴的尺寸与大小数据如图：轴 1：27D 点 c 点（1） 画出轴的空间受力简图 将齿轮上受力简化为集中力通过轮毂中点作用于轴上，周的支点反力也简化为集中力通过轴承载荷中心 O 作用于轴上，轴的受力简图如小下图。（2） 画出水平面受力图,计算支点反力,画水平面弯矩图,考虑到 C 和 D 处为可能的危险面，计算出 C 和 D 处的弯矩。支点反力 1602925tAHBFTNdC 点弯矩 938CcMl mAD 点弯矩 0.9142.DHAF（4） 画出垂直面受力图，计算支点反力和 C、D 两处的弯矩，画出垂
36、直面弯矩图如图（5） 支点反力 386259.4210rcAVFlNR.378.6BrC 点弯矩 8.2.cvAVcMl mD 点弯矩 5940194ddFN（4）求合成弯矩图如图所示：C 点合成弯矩 222235860.835.CHCV NmA28D 点合成弯矩 2222914.5976.3514DHDVMNm（5）画出转矩 T 图，如上图。（6）计算 C、D 处当量弯矩，画出当量弯矩图，如： 2222()3650.937049Ma Nm 91451DdT（7）校核轴的强度 根据弯矩大小及轴的直径选定 C、D 两面进行强度校核。由查表得：当 45 钢 ,按插值法得 。C 面当量弯曲应力56a
37、MPB9aMP-1b337049286.4.1CNmWd D 面当量弯曲应力 13395086.50.1D bd C 和 D 两面是安全的。8.2 轴弯曲许用应力计算29c（1） 将齿轮上受力简化为集中力通过轮毂中点作用于轴上，周的支点反力也简化为集中力通过轴承载荷中心 O 作用于轴上，轴的受力简图如上图。（2）计算支点反力,画水平面弯矩图,考虑到 C 处为可能的危险面，计算出 C 处的弯矩。支点反力 32517.tttAHBFNC 点弯矩 157.608CMl mA（3）计算支点反力和 C 处的弯矩，画出垂直面弯矩图如上图30支点反力8032.623.495.784.716054.67.14
38、AVF N .14.3BAVrFN由于二轴两齿轮作为一个整体绕二轴转动，水平方向受力为 0，故，0CHFMC 点弯矩 75.6140218.4cvAVcFl Nm（4）求合成弯矩：C 点合成弯矩 2222CHCVA（5）画出转矩图如图 （6）计算 C 处当量弯矩，画出当量弯矩图，如： 22225()18.40.61841394.7MaT Nm（7）校核轴的强度 根据弯矩大小及轴的直径选定 C 面进行强度校核。由查表得：当 45 钢,按插值法得 。C 面当量弯曲应力9aMP-1b133942.72.60.180C bNmWd C 面是安全的。8.3 轴弯曲许用应力计算C D （1）将齿轮上受力简化为集中力通过轮毂中点作用于轴上，周的支点反力也简化为集中力通过轴承载荷中心 O 作用于轴上，轴的受力简图如图。
