?MB?0,FAZ?742?1080.7N
故FBZ?601N 总支承反力：
222FA?FAX?FAY?FAZ?3656N 22FB?FBX?FBZ?4166N
2)计算弯矩
在水平面上：
MBX?FBX?L3?329760N.mm MAX?FAX?L1?196707N.mm
在垂直面上：
M1BZ?FBZ?L3?48080N.mm M'1BZ?114455N.mm
M1AZ?FAZ?L1?42294N.mm M'1AZ?23237N.mm
M2Z?M2AZ?66922.1N?mm
故
MA?201202N?mmM'A?198075N?mmMB?333247N?mmMB?349058N?mm
3)计算转矩并作转矩图
T?T2?112390N?mm
6．作受力、弯距和扭距图
7．选用校核键
１）低速级小齿轮的键
由表６－１选用圆头平键（A型）b?h?14?9 L?90mm
由式６－１，?p?2T2?32.57MPa kdl25
明德厚学、求是创新
查表６－２，得[?p]?100~120MPa ?p?[?p]，键校核安全
2）高速级大齿轮的键
由表６－１选用圆头平键（A型） b?h?14?9 L?50mm
由式６－１，?p?2T2?68.76MPa kdl查表６－２，得[?p]?100~120MPa ?p?[?p]，键校核安全
8．按弯扭合成应力校核轴的强度
由合成弯矩图和转矩图知，2处当量弯矩最大，并且有较多的应力集中，为危险截面 根据式１５－５，并取??0.6
?2a?M2?(?T2)2/W?42.51MPa
由表１５－１查得[??1]?60MPa，?2a?[??1]，校核安全。
9．校核轴承和计算寿命
１）校核轴承A和计算寿命
径向载荷FAr?22FAX?FAZ?3530N
轴向载荷FAa?FAY?951N
?r0.2?69,查表e413-5得X=1,Y=0,按表13-6,fp?1.0~1.2,取fp?1.2, FAa/FA故PA?fp(XFAr?YFAa)?4236N 因为P?C，校核安全。
r106Cr3该轴承寿命该轴承寿命LAh?()?65262h
60n2PA２）校核轴承B和计算寿命 径向载荷FBr?22FBX?FBZ?4166N
当量动载荷PB?fpFBr?4999N?Cr，校核安全
106Cr3该轴承寿命该轴承寿命LBh?()?39708h
60n2PB'查表13-3得预期计算寿命Lh?12000?LBh，故安全。
3.３轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计
明德厚学、求是创新
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１． 输入功率P3?4.2197KW 转速n3?55.81r/min
转矩T3?722059N?mm 2． 第三轴上齿轮受力
Ft?2T3?5349N d2Fr?Fttanan?2014N
Fa?1416N
3．初定轴的直径
轴的材料同上。由式１５－２，初步估算轴的最小直径
dmin?A3P3/n3?50.74mm
这是安装链轮处轴的最小直径dk，取d1?dk?55mm，查机械手册可得到安装在链轮孔的轴的长度：
l1?4?(dk?0.01dz1?9.5mm)?81.9mm，为保证链轮与箱体的距离，取l1?82mm 64．轴的结构设计
１）拟定轴的结构和尺寸（见下图）
２）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
（1）轴段3和轴段7用来安装轴承，根据d1?55mm，初选型号7014c的深沟球轴承，
参数基本：d?D?B?70?110?20 da?77mm Da?103mm 由此可以确定：
d3?d7?70mm l2?20mm,l7?50mm
（2）为减小应力集中,并考虑左右轴承的拆卸,轴段3和6的直径应根据7014c角接触球
轴承的定位轴肩直径da确定,即d4?d6?da?75mm。
( 3)轴段5上安装低速级大齿轮,为便于齿轮的安装。齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮右端面上,即靠紧,轴段5的长度l5应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽b?90mm，取l5?92.5mm。大齿轮右端用轴肩固定,由此可确定轴段5的直径, 轴肩高度h?0.07~0.1d,取d5?82mm,l4?1.4h,故取l5?12mm。 (4)取齿轮左端面与箱体内壁间留有足够间距，取l4?84mm
（5）取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得L1?126mm, L2?136.5mm，L3?83mm
明德厚学、求是创新
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（6）参考表15－2，取轴端为1.2?45，各轴肩处的圆角半径见CAD图。
0输出轴的结构布置
5.轴的受力分析、弯距的计算
（１）计算支承反力 在水平面上
?MBX?0 FAX?2053N
FBX?3296N
在垂直面上
?MBZ?0,FAZ?11397N
故FBZ?2176N
FBY?Fa1?1416N
明德厚学、求是创新
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