1、无锡职业技术学院毕业设计说明书 1第一章 引言我国工程建筑机械行业近几年之所以能得到快速发展，一方面通过引进国外先进技术提升自身产品档次和国内劳动力成本低廉是一个原因，另一方面国家连续多年实施的积极的财政政策更是促使行业增长的根本动因。受国家连续多年实施的积极财政政策的刺激，包括西部大开发、西气东输、西电东送、青藏铁路、房地产开发以及公路（道路） 、城市基础设施建设等一大批依托工程项目的实施，这对于重大建设项目装备行业的工程建筑机械行业来说可谓是难得的机遇，因此整个行业的内需势头旺盛。同时受我国加入WTO 和国家鼓励出口政策的激励，工程建筑机械产品的出口形势也明显好转。我国建筑机械行业运行的基
2、本环境、建筑机械行业运行的基本状况、建筑机械行业创新、建筑机械行业发展的政策环境、国内建筑机械公司与国外建筑机械公司的竞争力比较以及 2004 年我国建筑机械行业发展的前景趋势进行了深入透彻的分析。无锡职业技术学院毕业设计说明书 2第二章 系统性能与参数GW40 型钢筋弯曲机适用于建筑行业弯曲 640 钢筋之用。本机工作程序简单，弯曲形状一致，调整简单，操作方便，性能稳定，它能将Q23540 圆钢或 832 螺纹钢筋弯曲成工程中所需要的各种形状。弯曲钢筋直径 6-40mm工作盘直径 350mm工作盘转数 7 转/分电动机 Y100L-4-3KW外型尺寸 760760685整机重量 4000kg
3、无锡职业技术学院毕业设计说明书 3第三章 系统工作原理及框图3.1 GW-40 弯曲机的工作框图（见图 3.1）：图 3.1 工作框图其中减 速 箱由轴 轴承和齿轮组成3.2 GW-40 弯曲机的工作原理图（见图 3.2）3.3 工作原理GW-40 弯曲机的工作机构是一个在垂直轴上旋转的水平工作圆盘，如图所示，把钢筋置于图中虚线位置，支承销轴固定在机床上，中心销轴和压弯销轴装在工作圆盘上，圆盘回转时便将钢筋弯曲。为了弯曲各种直径的钢筋， 在工作盘上有几个孔，用以插压电动机 带 轮 减 速 箱控制设备工作台无锡职业技术学院毕业设计说明书 4弯销轴，也可相应地更换不同直径的中心销轴。 第四章 弯矩
4、计算与电动机选择4.1 工作状态1.钢筋受力情况与计算有关的几何尺寸标记图 1。设钢筋所需弯矩：M t=式中 F 为拨斜柱对钢筋的作用力；F r为 F 的径向分力;a 为 F 与钢筋轴sini0LFr线夹角。 当 Mt 一定，a 越大则拨斜柱及主轴径向负荷越小；a=arcos(L 1/Lo)一定，L o越大。因此，弯曲机的工作盘应加大直径，增大拨斜柱中心到主轴中心距离 L0GW-50 钢筋弯曲机的工作盘设计：直径 400mm，空间距 120mm，L 0=169.7 mm，Ls=235，a=43.8 0 a工 作 盘 ； 2-中 心 柱 套 ； 3拨 料 柱4挡 料 柱 ； 5钢 筋 ； 6插
5、入 座17.45图 1 钢 筋 受 力 情 况2.钢筋弯曲机所需主轴扭矩及功率按照钢筋弯曲加工规范规定的弯曲半径弯曲钢筋，其弯曲部分的变形量均接近或过材料的额定延伸率，钢筋应力超过屈服极限产生塑性变形。4.2 材料达到屈服极限时的始弯矩1.按 40 螺纹钢筋公称直径计算M0=K1W s式中，M 0为始弯矩，W 为抗弯截面模数，K 1为截面系数，对圆截面 K 无锡职业技术学院毕业设计说明书 51=1.7；对于 25MnSi 螺纹钢筋 M0=373（N/mm 2）,则得出始弯矩 M0=3977（Nm）2. 钢筋变形硬化后的终弯矩钢筋在塑性变形阶段出现变形硬化（强化） ，产生变形硬化后的终弯矩：M=
6、（K 1+K0/2Rx）W s式中，K 0为强化系数，K 0=2.1/ p=2.1/0.14=15, p为延伸率，25MnSi 的 p=14%，R x=R/d0,R 为弯心直径，R=3 d 0， 则得出终弯矩 M=11850（Nm）3. 钢筋弯曲所需距Mt=(M0+M)/2/K=8739（Nm）式中，K 为弯曲时的滚动摩擦系数，K=1.05 按上述计算方法同样可以得出 50I 级钢筋（ b=450 N/mm2）弯矩所需弯矩：M t=8739（Nm）,取较大者作为以下计算依据。4. 电动机功率由功率扭矩关系公式 A0=Tn/9550=2.9KW,考虑到部分机械效率 =0.75，则电动机最大负载功
7、率 A= A0/=2.9/0.75=3.9（KW） ，电动机选用 Y 系列三相异步电动机，额定功率为=4（KW）,额定转速 =1440r/min。e en5. 电动机的控制 （如图 2 所知） 图 2 钢 筋 弯 曲 电 气 图 制 动 刹 车电 机 反 转电 机 正 转无锡职业技术学院毕业设计说明书 6第五章 v 带传动设计5.1 V 带轮的设计计算电动机与齿轮减速器之间用普通 v 带传动，电动机为 Y112M-4，额定功率 P=4KW，转速 =1440 ，减速器输入轴转速 =514 ，输送装置工作时有轻微冲击，每天工1nmir2nmir作 16 个小时1. 设计功率根据工作情况由表 812
8、2 查得工况系数 =1.2， = P=1.2 4=4.8KWAKdPA2. 选定带型根据 =4.8KW 和转速 =1440 ，有图 812 选定 A 型dP1nmir3. 计算传动比= = =2.821n5404. 小带轮基准直径 1d由表 8112 和表 8114 取小带轮基准直径 =75mm1d5. 大带轮的基准直径 2d大带轮的基准直径 = （1- ）i1d取弹性滑动率 =0.02= （1- ）=2.8 =205.8mm2di1d )02.(75实际传动比 = =2.85i)(12d从动轮的实际转速 = = =505.262ni85.40minr转速误差 =1.7%1652对于带式输送装
9、置，转速误差在 范围是可以的%6. 带速 无锡职业技术学院毕业设计说明书 7= =5.6210647501ndsm7. 初定轴间距 a0.7（ + ） （ + ）1d201d20.7（75+205） （75+205）196 560a取 =400mm8. 所需 v 带基准长度 0dL=2 +0dLa021214)()(add=2 )75()75(42=800+439.6+10.56=1250.16mm查表 818 选取 mLd12509. 实际轴间距 a=400mm200d10. 小带轮包角 1= -1080123.57ad= 006.= 123811. 单根 v 带的基本额定功率 1p根据 =
10、75mm 和 =1440 由表 8127（c）用内插法得 A 型 v 带的1d1nmir=0.68KWp无锡职业技术学院毕业设计说明书 812. 额定功率的增量 1p根据 和 由表 8127（c）用内插法得 A 型 v 带的min401rn5.2=0.17KWp13. V 带的根数 ZZ= Ldk)(1根据 查表 8123 得 =0.9503.6k根据 =1250mm 查表得 818 得 =0.93DLZ= = =6.38Ldkp)(1 93.05)7.06.(4取 Z=7 根14. 单根 V 带的预紧力 0F=500（ 由表 8124 查得 A 型带 m=0.100F2)15.2mzpkd
11、mkg则 =500（ =99.53N0 2).d15. 压轴力 QF= =2 =1372N2sin10Z238.16sin75.9016. 绘制工作图无锡职业技术学院毕业设计说明书 93.27图 带 轮第六章 圆柱齿轮设计6.1 选择材料确定 和 及精度等级limHliF参考表 8324 和表 8325 选择两齿轮材料为：大，小齿轮均为 40Cr，并经调质及表面淬火，齿面硬度为 48-50HRc，精度等级为 6 级。按硬度下限值，由图 838（d）中的 MQ 级质量指标查得 = =1120Mpa；由图 839（d）中的 MQlimHliF级质量指标查得 FE1= FE2=700Mpa, Fli
12、m1= Flim2=350 MPa6.2 按接触强度进行初步设计1. 确定中心距 a(按表 8328 公式进行设计)aCmAa(+1) 321HKT=1mC483无锡职业技术学院毕业设计说明书 10K=1.7 mNT1642.0MPaH8取a175202. 确定模数 m (参考表 834 推荐表)m=(0.0070.02)a=1.44, 取 m=3mm3. 确定齿数 z ,z12z = = =20.51 取 z =211)(ma)5.(301z =z =5.5 21=115.5 取 z =1162 24. 计算主要的几何尺寸（按表 835 进行计算）分度圆的直径 d =m z =3 21=63
13、mm1d =m z =3*116=348mm2齿顶圆直径 d = d +2h =63+2 3=69mm1aad = d +2h =348+2 3=353mm2端面压力角 0基圆直径 d = d cos =63 cos20 =59.15mm1b 0d = d cos =348 cos20 =326.77mm2齿顶圆压力角 =arccos =31.021at1ab0= arccos =22.632at 2abd0端面重合度 = z （tg -tg ）+ z (tg -tg )a11at 22at=1.9无锡职业技术学院毕业设计说明书 11齿宽系数 = = =1.3d1b6380纵向重合度 =06.
14、3 齿轮校核1. 校核齿面接触强度（按表 8315 校核）强度条件： = H计算应力： =Z Z Z Z Z 1BE1bdFKktHVA= 2H1BD式中： 名义切向力 F = = =2005Nt10dT6317.0使用系数 K =1（由表 8331 查取）A动载系数 =（ ）VK20B式中 V= smnd7.1654.316A=83.6 B=0.4 C=6.57 =1.2VK齿向载荷分布系数 K =1.35（由表 8332 按硬齿面齿轮，装配时检修调整，H6 级精度 K 非对称支称公式计算）H34.1齿间载荷分配系数 （由表 8333 查取）0.1HK节点区域系数 = 1.5（由图 8311
15、 查取）Z重合度的系数 （由图 8312 查取）7.螺旋角系数 （由图 8313 查取）0弹性系数 （由表 8334 查取）MPaZE8.19无锡职业技术学院毕业设计说明书 12单对齿啮合系数 Z =1B= = 143.17MPa1H2 806325.1035.180.7.1895.许用应力： = XWRVLNTHZZSlim式中：极限应力 =1120MPali最小安全系数 =1.1（由表 8335 查取）limH寿命系数 =0.92（由图 8317 查取）NTZ润滑剂系数 =1.05（由图 8319 查取，按油粘度等于 350 ）L sm速度系数 =0.96（按 由图 8320 查取）V,7
16、.1s粗糙度系数 =0.9（由图 8321 查取）RZ齿面工作硬化系数 =1.03（按齿面硬度 45HRC，由图 8322 查取）W尺寸系数 =1（由图 8323 查取）X则： = =826MPaH0.1596.012.10满足 H2. 校核齿根的强度（按表 8315 校核）强度条件： = 1F许用应力： = ； FVASaFnt KYbm1212SFF式中：齿形系数 =2.61， =2.2（由图 8315（a）查取）1Y2应力修正系数 ， （由图 8316（a）查取）6.Sa7.SaY无锡职业技术学院毕业设计说明书 13重合度系数 =1.9Y螺旋角系数 =1.0（由图 8314 查取）齿向载
17、荷分布系数 = =1.3（其中 N=0.94，按表 8330 计算）FKNH齿间载荷分配系数 =1.0（由表 8333 查取）则 =94.8MPa1F= =88.3MPa26.127许用应力： = （按 值较小齿轮校核）FXlTrelNTSYYRlimlimF式中： 极限应力 =350MPali安全系数 =1.25（按表 8335 查取）limFS应力修正系数 =2（按表 8330 查取）TY寿命系数 =0.9（按图 8318 查取）S齿根圆角敏感系数 =0.97（按图 8325 查取）relT齿根表面状况系数 =1（按图 8326 查取）lYR尺寸系数 =1（按图 8324 查取）X则 =F
18、MPa497.025.13满足， 验算结果安全1F6.4 齿轮及齿轮副精度的检验项目计算1.确定齿厚偏差代号为：6KL GB1009588（参考表 8354 查取）2.确定齿轮的三个公差组的检验项目及公差值（参考表 8358 查取）第公差组检验切向综合公差 ， = =0.063+0.009=0.072mm,(按表 8369 计算，由表1iFifP8360，表 8359 查取)；第公差组检验齿切向综合公差 ， =0.6（ ）1ifi tptf=0.6（0.009+0.011）=0.012mm， （按表 8369 计算，由表 8359 查取） ；第公差组检验齿向公差 =0.012（由表 8361
19、查取） 。无锡职业技术学院毕业设计说明书 143.确定齿轮副的检验项目与公差值（参考表 8358 选择）对齿轮，检验公法线长度的偏差 。按齿厚偏差的代号 KL，根据表 8353m 的计算式求得齿厚的上偏差wE=-12 =-12 0.009=-0.108mm，齿厚下偏差 =-16 =-16 0.009=-0.144mm；公法sptfsiEptf线的平均长度上偏差 = *cos -0.72 sin =-0.108 cos -0.72 WSsETF02=-0.110mm,下偏差 = cos +0.72 sin =-02sin36.0awisi T0.144 cos +0.72 0.036 sin =
20、-0.126mm；按表 8319 及其表注说明求得公法02线长度 =87.652， 跨齿数 K=10，则公法线长度偏差可表示为： ,对齿kn 10.26.587轮传动，检验中心距极限偏差 ，根据中心距 a=200mm，由表查得 8365 查得 =f f；检验接触斑点，由表 8364 查得接触斑点沿齿高不小于 40%，沿齿长不小于023.70%；检验齿轮副的切向综合公差 =0.05+0.072=0.125mm（根据表 8358 的表注 3，icF由表 8369，表 8359 及表 8360 计算与查取） ；检验齿切向综合公差=0.0228mm， （根据 8358 的表注 3，由表 8369，表
21、8359 计算与查取） 。对icf箱体，检验轴线的平行度公差， =0.012mm， =0.006mm（由表 8363 查取） 。确xfyf定齿坯的精度要求按表 8366 和 8367 查取。根据大齿轮的功率，确定大轮的孔径为 50mm，其尺寸和形状公差均为 6 级，即 0.016mm，齿轮的径向和端面跳动公差为0.014mm。3. 齿轮工作图 0.81.6 图 4 大 齿 轮无锡职业技术学院毕业设计说明书 15二 由于第一级齿轮传动比与第二级传动比相等，则对齿轮的选择，计算以及校核都与第一级一样 第七章 第三级圆柱齿轮的设计7.1 选择材料1.确定 Hlim和 Flim及精度等级。参考表 83
22、24 和表 8325 选择两齿轮材料为：大，小齿轮均为 40Cr，并经调质及表面淬火，齿面硬度为 4850HRc，精度等级为 6 级。按硬度下限值，由图 838（d）中的 MQ 级质量指标查得 Hlim= Hlim=1120Mpa；由图 839（d）中的 MQ级质量指标查得 FE1= FE2=700Mpa, Flim1= Flim2=350 Mpa.7.2 按接触强度进行初步设计1. 确定中心距 a(按表 8328 公式进行设计)aCmAa(+1) 21HKT=1C483无锡职业技术学院毕业设计说明书 16K=1.7 mNT1642.0MPaH86则 a=325mm 取 a=400mm2. 确
23、定模数 m (参考表 834 推荐表)m=(0.0070.02)a=2.88, 取 m=4mm3. 确定齿数 z ,z120421zz = = =28 取 z =281)(ma)16(1z =172 取 z =1722 24. 计算主要的几何尺寸（按表 835 进行计算）分度圆的直径 d =m z =4 28=112mm1d =m z = =688mm2724齿顶圆直径 d = d +2h =112+2 4=120mm1aad = d +2h =688+2 4=696mm2齿根圆直径 mzf 1025.1f 6782端面压力角 0基圆直径 d = d cos =112 cos20 =107.1
24、6mm1b0d = d cos =688 cos20 =646.72mm2齿顶圆压力角 =arccos =1at1ab07.26无锡职业技术学院毕业设计说明书 17= arccos =2at 2abd06.1端面重合度 = z （tg -tg ）+ z (tg -tg )a11at22at=1.15齿宽系数 = = =1.3 d1b6380齿宽 ma1604.纵向重合度 =07.3 校核齿轮1.校核齿面接触强度（按表 8330 校核）强度条件： = H计算应力： =Z Z Z Z Z 1BE1bdFKktHVA= 2H1BD式中： 名义切向力 F = = =34107Nt10dT631902使
25、用系数 K =1（由表 8331 查取）A动载系数 =（ ）VK20B式中 V= smnd09.16716A=83.6 B=0.4 C=6.57 =1.05VK齿向载荷分布系数 K =1.35（由表 8332 按硬齿面齿轮，装配时检修调 6H级精度 K 非对称支称公式计算）H34.1无锡职业技术学院毕业设计说明书 18齿间载荷分配系数 （由表 8333 查取）0.1HK节点区域系数 = 1.5（由图 8311 查取）Z重合度的系数 （由图 8312 查取）93.螺旋角系数 （由图 8313 查取）0弹性系数 （由表 8334 查取）MPaZE8.1单对齿齿合系数 Z =1B= = 301.42
26、MPa1H2 806325.1035.180.7.1895.许用应力： = XWRVLNTHZZSlim式中：极限应力 =1120MPali最小安全系数 =1.1（由表 8335 查取）limH寿命系数 =0.92（由图 8317 查取）NTZ润滑剂系数 =1.05（由图 8319 查取，按油粘度等于 350 ）L sm速度系数 =0.96（按 由图 8320 查取）V,7.1s粗糙度系数 =0.9（由图 8321 查取）RZ齿面工作硬化系数 =1.03（按齿面硬度 45HRC，由图 8322 查取）W尺寸系数 =1（由图 8323 查取）X则： = =826MPaH0.1596.012.10
27、满足 H2. 校核齿根的强度（按表 8315 校核）强度条件： = 1F无锡职业技术学院毕业设计说明书 19许用应力： = ； 1FFVASaFnt KYbm1212SFF式中：齿形系数 =2.61， =2.2（由图 8315（a）查取）1Y2应力修正系数 ， （由图 8316（a）查取）6.Sa7.SaY重合度系数 =1.9螺旋角系数 =1.0（由图 8314 查取）Y齿向载荷分布系数 = =1.3（其中 N=0.94，按表 8330 计算）FKNH齿间载荷分配系数 =1.0（由表 8333 查取）则 =94.8MPa1F= =88.3MPa26.127许用应力： = （按 值较小齿轮校核）
28、FXlTrelNTSYYRlimlimF式中： 极限应力 =350MPali安全系数 =1.25（按表 8335 查取）limFS应力修正系数 =2（按表 8330 查取）TY寿命系数 =0.9（按图 8318 查取）S齿根圆角敏感系数 =0.97（按图 8325 查取）relT齿根表面状况系数 =1（按图 8326 查取）lYR尺寸系数 =1（按图 8324 查取）X则 =FMPa497.025.13满足， 验算结果安全1F无锡职业技术学院毕业设计说明书 207.4 齿轮及齿轮副精度的检验项目计算1.确定齿厚偏差代号为：6KL GB1009588（参考表 8354 查取）2.确定齿轮的三个公
29、差组的检验项目及公差值（参考表 8358 查取）第公差组检验切向综合公差 ，1iF= =0.063+0.009=0.072mm,(按表 8369 计算，由表 831iFfP60，表 8359 查取)；第公差组检验齿切向综合公差 ， =0.6（ ）1ifi tptf=0.6（0.009+0.011）=0.012mm， （按表 8369 计算，由表 8359 查取） ；第公差组检验齿向公差 =0.012（由表 8361 查取） 。F3.确定齿轮副的检验项目与公差值（参考表 8358 选择）对齿轮，检验公法线长度的偏差 。按齿厚偏差的代号 KL，根据表 8wE353 的计算式求得齿厚的上偏差 =-1
30、2 =-12sptf0.009=-0.108mm，齿厚下偏差 =-16 =-16 0.009=-0.144mm；公法线的it平均长度上偏差 = *cos -0.72 sin =-0.108 cos -0.72 WSEsTF02=-0.110mm,下偏差 = cos +0.72 sin =-0.144 cos02sin36.0awiEsiTF+0.72 0.036 sin =-0.126mm；按表 8319 及其表注说明求得公法0线长度 =87.652， 跨齿数 K=10，则公法线长度偏差可表示为：kn对齿轮传动，检验中心距极限偏差 ，根据中心距10.26.587 fa=200mm，由表查得 8
31、365 查得 = ；检验接触斑点，由表 83f02.64 查得接触斑点沿齿高不小于 40%，沿齿长不小于 70%；检验齿轮副的切向综合公差 =0.05+0.072=0.125mm（根据表 8358 的表注 3，由表 83icF69，表359 及表 8360 计算与查取） ；检验齿切向综合公差=0.0228mm， （根据 8358 的表注 3，由表 8369，表 8359 计算icf与查取） 。对箱体，检验轴线的平行度公差，=0.012mm， =0.006mm（由表 8363 查取） 。xfyf4. 确定齿坯的精度要求按表 8366 和 8367 查取。根据大齿轮的功率，确定大轮的孔径为 50m
32、m，其尺寸和形状公差均为 6 级，即 0.016mm，齿轮的径向和端面跳动公差为 0.014mm。无锡职业技术学院毕业设计说明书 215. 齿轮工作图如下 图 5 小 齿 轮1.61.608第八章 轴的设计8.1 计算作用在轴上的力大轮的受力：圆周力 = =1F12dTN8.95.347径向力 1rtg726.00轴向力 a小轮的受力：无锡职业技术学院毕业设计说明书 22圆周力 = 2FNdT10246372径向力 =2rrtg3968.02轴向力 =a8.2 计算支力和弯矩1.垂直平面中的支反力： BR NlcFb 62213048.95)(21 lac 805.9.6104)(2 2. 水
33、平面中的支反力： lcbFdcFdRrarfaB )(5.5.0 12211 = 343700496874.9 =2752.3NldFadFbaR frfarc 11222 5.5.= 3748.9076.104.16398 =261N3. 支点的合力 ， ：BRC=B N684027562 RCC 18422轴向力 Faa 2.908.5012 应由轴向固定的轴承来承受。aF4. 垂直弯矩：截面 1wM1 mNaRB4.751.962截面 C.36884无锡职业技术学院毕业设计说明书 235. 水平弯矩：截面 mNaRMBw 27.305.49271 dFBa 86.1.18.1 截面 mN
34、CRw 2.5026 11 dFbaMarBa=2752 74957265. =504N m6. 合成弯矩：截面 mNMww 30.8210956422 aa 7572截面 www 9.1368.4.1368 2222 mNMaa 45707. 计算轴径截面TdWw 5837.0.16217.0)(13322 截面 mMaw 74598.323222无锡职业技术学院毕业设计说明书 2452103741.Fraar轴 的 受 力 和 结 构 尺 寸 简 图8.3 对截面进行校核1. 截面校核 mNMw8203mNnPT 34725.91015.96633328dW390mT（由表 412 得）M
35、Pa351.齿轮轴的齿 k472.16.06470.19k（由表 4117 得）3.（由表 4117 得）268.1k9.无锡职业技术学院毕业设计说明书 2578.5492.1.3431 TWKMS8.1S1.8则 轴的强度满足要求2. 截面校核 mNMw136890mNnPT 34725.105. 6333.97242dW31.5mT（由表 412 得）MPa31.0齿轮轴的齿 k472.16.0647.19k（由表 4117 得）8.0（由表 4117 得）0.3k271.1976.52.1343TWKMS8.1S1.8则 轴的强度满足要求无锡职业技术学院毕业设计说明书 263. 如下图
36、6.3452图 轴第九章 主轴设计9.1 计算作用在轴上的力1.齿轮的受力：扭矩 T T= mN9.105379.25无锡职业技术学院毕业设计说明书 27圆周力 = =1F12dTN68.12349.057径向力 1rtg.05.60轴向力 a2. 工作盘的合弯矩Mt=(M0+M)/2/K=8739（Nm）式中，K 为弯曲时的滚动摩擦系数，K=1.05 按上述计算方法同样可以得出 50I 级钢筋（ b=450 N/mm2）弯矩所需弯矩：Mt=8739（Nm）由公式 Mt= 式中 F 为拨斜柱对钢筋的作用力；F r为 F 的径向分力;a 为sini0LFrF 与钢筋轴线夹角。 08.43mL71
37、690则 NFr工作盘的扭矩 mNLTr 1.270496.1086sin02所以 T 齿轮能够带动工作盘转动29.2 计算支力和弯矩1.垂直平面中的支反力： BR NlcFb 8.53421837.0245.6.2)(21 lac 1.61037)(22.水平面中的支反力： lcbFdFRrrfaB )(5.0 1211 = 8325.16.075.63468.2=11198.37NldFadFbaR frfarc 11222 0无锡职业技术学院毕业设计说明书 28= 1833468.275.6025.1608=-3217.9N3.支点的合力 ， ：BRC=B N6.124073.98.53
38、422 RCC 71222轴向力 NFa68.应由轴向固定的轴承来承受。aF4.垂直弯矩：截面 1wM1 mNaRB 58.3247.6085342截面 C915.水平弯矩：截面 mNaRBw 3.68075.3.1981 dFMBa 3.1427.4.221 截面 mNCRw 7.65.0937 2 11 dFbaarBa=11198.37 3468.5.06.5.6=-66.77N m6.合成弯矩：截面 mNMww 38.12.4517.0322 aa 7469截面无锡职业技术学院毕业设计说明书 29 mNMwww 65.243.582.5422aa7.计算轴径截面 mTMdWw 60357.04.119827.0)(13322 截面 aw 85.332229.3 对截面进行校核1.截面校核 mNMw3180mNnPT 1508.2430595.96633312dW340mT（由表 412 得）MPa351.齿轮轴的齿 k472.16.06470.19k（由表 4117 得）3.（由表 4117 得）268.1k9.无锡职业技术学院毕业设计说明书 3047.68.53431 TWKMS8.1S1.8则 轴的强度满足要求2. 如下图 图 7 主 轴第十章 轴承的选择
