机械设计课程设计计算说明书-螺旋输送机传动装置

机械设计课程设计计

算说明书

题目螺旋输送机传动装置

指导教师

院系机电建工学院

班级机自081

学号0810*******

姓名

完成时间

目录

一、机械传动装置的总体设计………………….…….….…

1.1.1螺旋输送机传动装置简图

1.1.2，原始数据

1.1.3，工作条件与技术要求

1.2.4，设计任务量

二、电动机的选择……………………………………….…….

三、计算总传动比及分配各级的传动比……………………

3.1 计算总传动比

3.2 分配传动装置各级传动比

四、计算各轴的功率，转数及转矩………………………

4.1 已知条件

4.2 电动机轴的功率P，转速n及转矩T

4.3 Ⅰ轴的功率P，转速n及转矩T

4.4 Ⅱ轴的功率P，转速n及转矩T

4.5 Ⅲ轴的功率P，转速n及转矩T

五、齿轮的设计计算………………………………

5.1齿轮传动设计准则

5.2 直齿1、2齿轮的设计

5.3 直齿3、4齿轮的设计

六、轴的设计计算……………………………………

6.1轴的尺寸设计及滚动轴承的选择

6.2轴的强度校核

七、键联接的选择及计算………………………………………

八、联轴器的选择………………………………………………..

九、减速器箱体的设计…………………………………………………..

十、润滑及密封设计…………………………………………………

十一、减速器的维护和保养………………………………………

十二、附录（零件及装配图）………………………………

计算及说明结果

一、机械传动装置的总体设计

1.1.1螺旋输送机传动装置简图

图1.1螺旋输送机传动装置简图

1.1.2，原始数据

螺旋轴上的功率 P = 3.2kW

螺旋筒轴上的转速 n=36 r/min

1.1.3，工作条件与技术要求

输送机转速允许误差为±5%；工作情况：三班制，单向连续运

转，载荷较平稳；工作年限：10年；工作环境：室外，灰尘较大，

环境最高温度40℃；动力来源：电力，三相交流，电压380V；检

修间隔期：三年一大修，两年一中修，半年一小修；制造条件及生

产批量：一般机械厂制造，单价生产。

1.2.4，设计任务量

减速器装配图一张（A0或A1）;零件工作图2张

二、电动机的选择

(1) 选择电动机的类型和结构形式

生产单位一般用三相交流电源，如无特殊要求(如在较大范围

内平稳地调速，经常起动和反转等)，通常都采用三相交流异步电

动机。我国已制订统一标准的Y系列是一般用途的全封闭自扇冷鼠

笼型三相异步电动机，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体和无

特殊要求的机械，如金属切削机床、风机、输送机、搅拌机、农业

机械和食品机械等。由于Y系列电动机还具有较好的起动性能，因

此也适用于某些对起动转矩有较高要求的机械(如压缩机等)。在经

常起动，制动和反转的场合，要求电动机转动惯量小和过载能力大，

此时宜选用起重及冶金用的YZ 型或YZR 型三相异步电动机。 三相交流异步电动机根据其额定功率(指连续运转下电机发热不超过许可温升的最大功率，其数值标在电动机铭牌上)和满载转速(指负荷相当于额定功率时的电动机转速，当负荷减小时，电机实际转速略有升高，但不会超过同步转速——磁场转速)的不同，具有系列型号。为适应不同的安装需要，同一类型的电动机结构又制成若干种安装形式。各型号电动机的技术数据(如额定功率、满载转速、堵转转矩与额定转矩之比、最大转矩与额定转矩之比等)、外形及安装尺寸可查阅产品目录或有关机械设计手册。

按已知的工作要求和条件，选用Y 型全封闭笼型三相异步电动机。 (2) 选择电动机的功率 工作机所需的电动机输出功率为

螺旋工作输出P FV P ==1000

弹性联轴器的传动效率η联轴器=0.99

圆柱齿轮的传动效率η齿轮=0.97

滚动轴承的传动效率η滚动轴承=0.99

锥齿轮的传动效率η锥齿=0.95

螺旋筒的传动效率η螺旋筒=0.96

电动机至运输带之间总效率

螺旋筒锥齿滚动轴承齿轮联轴器总ηηηηηη42= =96.0*95.0*99.0*97.0*99.042

=0.816

kw 92.3816.02.3===∴总工作输出电动机输入ηP P

(3) 初选为同步转速为1000r/min 的电动机

电动机额定电动机输入P P ≤ ∴根据《机械设计课程设计》表16-1，选择电动机型号为Y90L-6,其额定功率为1.1kw ，满载转数为910r/min 即 kW 4=电动机额定P

r/min 960n =电动机额定

总η=0.816

电动机输入P =3.92kw

kW

1.1=电动机额定P r/min 910n =电动机额定

三、计算总的传送比及分配各级的传动比

3.1 计算总传动比

总传动比 7.2636960i i i n n 5.63.41.2====工作机电动额定总i 3.2 分配传动装置各级传动比

考虑两级齿轮润油问题，两级齿轮应有相近的浸油深度，所以高速级齿轮传动比2.1i 与低速级齿轮传动比4.3i 的比值取1.3，即2.1i =1.34.3i 取6.5i =2;

i f =79.13/2=13.35 ;

i 3.1f 2.1=i =4.17； 20.3/2.14.3==i i i f

表3-1

四、计算各轴的功率，转数及转矩 4.1 已知条件

kW 4=电动机额定P r/min 910n =电动机额定 4.2 电动机轴的功率P ，转速n 及转矩T 40==电动机额定

P P kw 960

n n 0==电动机额定r/min 7.39791n 10*55.90060==P T N ·mm 4.3 Ⅰ轴的功率P ，转速n 及转矩T

齿轮传动

单级

传动比

常用值 圆柱

3～5 圆锥 2～3 最大值 8 5

总i =26.7

6.5i =2 2

.1i =4.17 4.3i =3.2

kW 2.3=电动机额定P r/min 960n =电动机额定

4

0==电动机额定P P kw 960n n 0==电动机额定r/min 7.39791n 10*55.90060==P T N ·mm

96.399.0*40===联轴器ⅠηP P kw 960n n 0==Ⅰ r/min

75.39373n 10*55.96==ⅠⅠ

ⅠP T N ·mm 4.4 Ⅱ轴的功率P

，转速n 及转矩T 8.399.0*97.0*96.32.1===轴承ⅠⅡηηP P kw 22.23022

.49160i n n 2.1===ⅠⅡ r/min 83.157631n 10*55.96==ⅡⅡⅡP T N ·mm 4.5 Ⅲ轴的功率P ，转速n

及转矩T 65.399.0*97.0*8.34.3===轴承ⅡⅢηηP P kw 94.7122

.322.230i n n 4.3===ⅡⅢ r/min 72.484535n 10*55.96==ⅢⅢⅢP T N ·mm 五、齿轮的设计计算

4.1齿轮传动设计准则

齿轮传动是靠轮齿的啮合来传递运动和动力的，齿轮失效是

齿轮常见的失效形式。由于传动装置有开式、闭式，齿面硬度有软齿面（硬度≤350HBS ）、硬齿面（硬度＞350HBS ），齿轮转速有高与低，载荷有轻与重之分，所以实际应用中常会出现各种不同的失效形式。分析研究试销形式有助于建立齿轮设计的准则，提出防止和减轻失效的措施。

设计齿轮传动时应根据齿轮传动的工作条件、失效情况等，

合理地确定设计准则，以保证齿轮传动有足够的承载能力。工作条件、齿轮的材料不同，轮齿的失效形式就不同，设计准则、设计方法也不同。

对于闭式软齿面齿轮传动，齿面点蚀是主要的失效形式，应

先按齿面接触疲劳强度进行设计计算，确定齿轮的主要参数和尺ⅠP =3.96kw 960n n 0==Ⅰ r/min

=ⅠT 39373.75N ·m =ⅡP 3.8 Ⅱn =230.22r/m

in =ⅡT 157631.83N ·mm =

ⅢP 3.8kw Ⅲn =71.94r/min =ⅢT 484535.72N ·mm

寸，然后再按弯曲疲劳强度校核齿根的弯曲强度。

闭式硬齿面齿轮传动常因齿根折断而失效，故通常先按齿根弯曲疲劳强度进行设计计算，确定齿轮的模数和其他尺寸，然后再按接触疲劳强度校核齿面的接触强度。

对于开式齿轮传动中的齿轮，齿面磨损为其主要失效形式，故通常按照齿根弯曲疲劳强度进行设计计算，确定齿轮的模数，考虑齿轮的模数，考虑磨损因素，再将模数增大10%～20%，而无需校核接触强度。 4.2 直齿1、2齿轮的设计 (一)根据已知条件选择材料 1，96.3==ⅠP P kw 2，9601==Ⅰn n r/min 22.2302==Ⅱn n r/min 3，工作条件：使用寿命10年，三班制，单向连续运转，中等冲击。 （二）选择齿轮材料及精度等级。 小齿轮选用45钢调质 硬度HB1=250HBS 大齿轮选用45钢正火 硬度HB1=210HBS 精度等级：7级 齿面粗超度 Ra ≤3.2~6.3μm (三)按齿轮接触疲劳强度设计 转矩75.393731==ⅠT T N ·mm ；83.1576312==ⅡT T N ·mm （四）载荷系数t K 和材料弹性影响系数E Z 由下表4-1 试选载荷系数t K =1.4 表4-1 载荷系数K

工作机械载荷特性

原动机

电动机

多缸内

燃机单缸内燃机

均匀加料的运

输机和加料机、轻型卷扬机、发电机、机床辅助传动均匀、轻微

冲击

1~1.2 1.2~1.6 1.6~1.8

不均匀加料的

运输机和加料机、

重型卷扬机、球磨

机、机床主传动

中等冲击 1.2~1.6 1.6~1.8 1.8~2.0

冲床、钻床、

破碎机、挖掘机

大的冲击 1.6~1.8 1.9~2.1 2.2~2.4 查《机械设计》表10-6得材料的弹性影响系数2/1

8.

189MP

Z

E

=

（五）齿宽系数d?

因单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，查表4-2得，1

=

d

?

表4-2 齿宽系数

齿轮相对于轴承的位置

齿面硬度

软齿面（≤

350HBS）

硬齿面（＞

350HBS）

对称布置0.8~1.40.4~0.9不对称布置0.6~1.20.3~0.6悬臂布置0.3~0.40.2~0.25

(六)许用接触疲劳许用应力[]H σ 由《机械设计》图10-21查得，MPa H 6501lim =σ MPa H 5802lim =σ

911057.1)836510(19106060?=?????==h njL N

892.1121033.378.41057.1?=?==i N N 查课本《机械设计》图10-19得，90.01=HN K ，94.02=HN K 安全系数1=H S

[]585165090.01lim 11=?==H

H HN H S K σσMPa []5451

58094.02lim 22=?==H H HN H S K σσMPa （七）选小齿轮齿数Z 1=25,则大齿轮齿数Z 2=25*4.17=104 1.试算小齿轮分度圆直径

t d 1，代入其中][H σ取较小值；

[]56.46)545

8.189(78.41)117.4(75.393734.132.2)()1(32.2323211=?+??=+≥H E d t t Z u u T K d σ?30.83mm

2.计算圆周速度V

圆周速度v==?10006011n d t π 2.34m/s 3.查课本《机械设计》图10-8得动载系数V K =1.1 直齿轮1==ααF H K K 查课本表10-2得使用系数1=A K 查课本表10-4得小齿轮相对于轴承非对称布置时，45.1=βH K

查《机械设计》图10-13得βF K =1.45

得，载荷系数K=V K βαH H A K K K =1.595

4.按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径(选t K =1.4)

63.484.1595.156.463311=?==t t K K d d

5计算模数

95.12563.4811

===z d m (八)按齿根弯曲疲劳强度校核设计

v=2.34m/s

由式：[]32)(211

F Sa Fa d Y Y z KT m σφ≥ （1）确定有关系数与参数

1.查《机械设计》图10-20c 得，小齿轮弯曲疲劳强度极限4401lim =F σ；大齿轮弯曲疲劳强度极限4202lim =F σ

2.查《机械设计》图10-18得，弯曲疲劳寿命系数9

3.01=FN K ；89.02=FN K 3.计算弯曲疲劳许用应力

取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得

[]MPa S K F F FN 29.2924.144093.011lim 1===

?σσ

[]MPa S K F F FN 0.2674.142089.022lim 2

===?σσ 4.计算载荷系数K 485

.135.111.11=???==βαF F V A K K K K K

5.查齿形系数和应力校正系数

查《机械设计》表10-5得，62.21=Fa Y ，18.22=Fa Y ，59.11=sa Y ，79.12=sa Y

6.计算齿轮的[]F Sa Fa Y Y σ

[]01425.029.29259.162.211

1==

?F Sa Fa Y Y σ []01461.026779

.118.2222==?F Sa Fa Y Y σ 大齿轮的数值较大 （2）设计计算 由计算公式得：

3982.101461.0325175

.39373485.122=?≥???m 对比计算结果，由于齿轮模数m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度的承载能力仅与齿轮直径有关，所以取由弯曲疲劳强度算得的m=1.3982，并取圆整为标准值m=1.5，前面计算得

1d =48.63mm,得小齿轮的齿数

325.163.4811===m

d z 则,大齿轮齿数1333217.42=?=z （九）几何尺寸计算

齿顶高：mm m h h a

a 5.15.11*=?=?= 齿根高：mm m c h h a f 875.15.1)25.01()(**=?+=+=

全齿高：mm h h h f a 375.3875.15.1=+=+=

顶隙： mm m c c 375.05.125.0*=?=?= 分度圆直径：mm mz d 48325.111=?==

mm mz d 5.1991335.122=?==

基圆直径：mm 12.45940.04820cos 11=?==

d d b mm 02.125940.013320cos d d 2b 2=?== 齿顶圆直径：mm h d d a a 355.1232211

=?+=+= mm h d d a a 1565.12153222

=?+=+= 齿根圆直径：mm h d d f f 25.28875.1232211

=?-=-= mm h d d f f 25.129875.12133222

=?-=-= 齿距： mm m p 71.45.114.3=?==π

齿厚： mm m p s 355.222===

π 齿槽宽：mm m p

e 355.22

2===π 标准中心距：mm d d a 5.82)13332(21)(21

21=+?=+= 齿宽：mm d b 323211=?==φ 取mm B mm B 37,3212== 4.3 直齿3、4齿轮的设计 (一)根据已知条件选择材料 1，8.3==ⅡP P kw 2，22.2303==Ⅱn n r/min 94.714==Ⅲn n r/min 3，工作条件：使用寿命10年，三班制，单向连续运转，

m=1.5 1d =48.63mm 1z 32= =2z 133

分度圆直径

1

d =48mm 2d =199.5mm

中心距a=82.5

mm B mm B 37,3212==

中等冲击。

（二） 齿轮材料及精度等级。

小齿轮选用45钢调质 硬度HB1=250HBS

大齿轮选用45钢正火 硬度HB1=240HBS

精度等级：7级 齿面粗超度 Ra ≤3.2~6.3μm

(三)按齿轮接触疲劳强度设计 转矩83.1576313==ⅡT T N ·mm ；72.4895354==ⅢT T N ·mm （四）载荷系数t K 和材料弹性影响系数E Z

选载荷系数t K =1.4, 查《机械设计》表10-6得材料的弹性影响系数2/18.189MP Z E =

(五)齿宽系数d

? 因二级齿轮传动为非对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，1=∴d ? (六)许用接触应力[]H σ

由《机械设计》图10-21查得，MPa H 6503lim =σ MPa H 5804lim =σ

8310*33.3)836510(14.1906060=?????==h njL N

=?==68.31033.384.334i N N 9?107 查《机械设计》图10-19得，9.03=HN K ，94.04=HN K 安全系数1=H S

[]5851650*90.03lim 33===H

H HN H S K σσMPa []5451

580*94.04lim 44===H H HN H S K σσMPa （七）选小齿轮齿数Z 3=25则大齿轮齿数Z 4=25*3.68=92 1.试算小齿轮分度圆的直径t d 3，代入其中][H σ取较小值；

[]98.75)545

8.189(20.31)120.3(83.1576314.132.2)()

1(32.2323233=?+?=+≥H E d t Z u u KT d σ?mm

2.计算圆周速度v

V=1000*6033n d t π=

6000022.23098.75??π=0.92m/s 3.计算载荷系数 根据v=0.52m/s ，8级精度，由课本《机械设计》图10-8查得

动载荷系05.1=v K

圆柱直齿轮，1==ααF H K K

查课本表10-2得使用系数1=A K

查表课本10-4得小齿轮相对于轴承非对称布置时，42.1=βH K 查《机械设计》图10-13得45.1=βF K

得，载荷系数K=V K βαH H A K K K =1.491 4.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径

t K K t d d 333==75.984.1491.13=77.58（t K 取1.4）

1.333

==z d m （八）按齿根弯曲疲劳强度设计

由式：[]32)(211F Sa Fa d Y Y z KT m σφ≥ （1）确定有关系数与参数

1.查《机械设计》图10-20c 得，小齿轮弯曲疲劳强度极限4403lim =F σ；大齿轮弯曲疲劳强度极限4204lim =F σ

2.查《机械设计》图10-18得，弯曲疲劳寿命系数94.03=FN K ；92.04=FN K

3.计算弯曲疲劳许用应力

查表4-6得弯曲疲劳安全系数4.1=F S

[]4.2954.144094.03lim 33=?==∴F F HN F S K σσMPa

[]2764.142092.04lim 44=?==F F HN F S K σσ MPa 4.计算载荷系数K 407.134.1105.11=???==βαF F V A K K K K K 5.查取齿形系数和应力校正系数 62.23=Fa Y ,18.24=Fa Y 59.13=Sa Y ,79.14=Sa Y

6.计算两齿轮的[]F Fa Fa Y Y σ 并比较

[]01410.04.29559.162.23

33==?F Sa Fa Y Y σ []014138.027679.118.2444==?F Sa Fa Y Y σ 取大齿轮数据 (2)设计计算

15.2014138.0325183

.157631407.122=?≥???m 对比计算结果，由于齿轮模数m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度的承载能力仅与齿轮直径有关，所以取由弯曲疲劳强度算得的m=1.496，并取圆整为标准值m=1.5，前面计算得1d =53.27mm,得小齿轮的齿数

得391258.7733

===m d z

则大齿轮齿数12920.33939344=?=?=i z

齿顶高：mm m h h a

a 221*=?=?= 齿根高：mm m c h h a f 5.22)25.01()(**=?+=+=

全齿高：mm h h h f a 5.45.22=+=+=

顶隙： mm m c c 5.0225.0*=?=?= 分度圆直径：mm mz d 7839233=?==

mm mz d 158129244=?==

基圆直径：mm 32.73940.07820cos 33=?== d d b mm 52.148940.015820cos d d 4b 4=?== 齿顶圆直径：mm h d d a a 822278233=?+=+=

m=2

1d =77.58mm 3z =39 4z 129=

分度圆直径

3d =78mm

mm h d d a a 16222158244=?+=+= 齿根圆直径：mm x h d d f f 735.2278233=-=-= mm h d d f f 1535.22158244=?-=-= 齿距： mm m p 28.6214.3=?==π 齿厚： mm m p

s 14.322==

=π 齿槽宽：mm m p

e 14.32

2===π 标准中心距：mm d d a 236)15878(21)(21

43=+?=+= 齿轮宽度：mm d b d 787813=?==φ 圆整后取mm B mm B 58,5334== 六、轴的设计计算 6.1轴选45钢，调质 30min n P

A d ?≥

由《机械设计》表15-3确定 高速轴 A 01=126.中间轴 A 02=120，低速轴 A 03=112 高速轴：3

0min 1n P A d ?≥=13.38mm 有联轴器d=14

中间轴：30min 2n P

A d ?≥=21.2mm 因中间轴最小直径处安装滚动轴承，取为标准值d 2min =25mm 低速轴：30min 3n P

A d ?≥=32.3mm

1）高速轴

各轴直径

d 11:最小直径，安装联轴器，d 11=d 1min =14mm

d 12:密封处轴段，定位高度h=（0.07-0.1）d 11 ,d 21=d 11+2h ，所以d 12=14+2*0.1*14=16.8,该处与密封圈标准（毡圈密封）取d 12=20mm d 13：滚动轴承处轴段，d 13=25mm ，滚动轴承选6205 其尺寸为 d*D*B=25*52*15 d 14：过渡轴段，由于各级齿轮传动的线速度 d 14=28

d 15：d 15=d 13

4d =158mm

中心距a=236

mm B mm B 58,5334==

d 11=14mm d 12=20mm

各轴长度

L11：由联轴器的谷孔宽确定 L11=20mm

l12：由箱体结构，轴承端盖，装配关系等确定，L12=60mm

L13：由滚动轴承，档油盘：l13=30mm

L14：由高速小B1=32mm，确定L14=30mm

L15：由装配关系确定，l14=68mm

L16：由滚动轴承，档油盘：L16=30mm

2）中间轴

各轴直径

d21:最小直径，滚动轴承处轴段，应与轴承的内径孔一致查《机械设计课程设计》表12-1取d21=35mm，滚动轴承选6207其尺寸为d*D*B=35*72*17

d22:高速级大齿轮轴段，d22=38mm

d23：轴承，根据齿轮的轴向定位要求，d23=45mm

d24：低速小齿轮轴段，d24=d22=38mm

d25：d25=d21=35mm

各轴长度

l21：由滚动轴承，档油盘，l21=25mm

L22：由高速级大齿轮的毂孔宽度B2=32确定，所以L22=30mm

L23：l23=10mm

l24：由低速级小齿轮的毂孔宽度B3=58确定，所以l24=56mm

l25：由滚动轴承挡油盘及装配关系确定l25=34.5mm

3）低速轴

各轴直径

d31:滚动轴承段取d31=55mm,滚动轴承选6211其尺寸为d*D*B=55*100*21

d32:低速级大齿轮轴段，d23=65mm,

d33：过度轴段d33=75mm

d34：滚动轴承段d34=d31

d35：密封处轴段，根据定位要求以及密封圈的标准取d35=50mm

d36：联轴器段，d36=45mm

各轴长度

l31：由滚动轴承挡油盘及装配关系确定l31=37mm

l32：由低速级大齿轮的毂孔宽度B4=53确定取l32=51mm

l33：过度轴段l33=44.5mm

l34：由滚动轴承挡油盘及装配关系确定l34=32.5mm

l35：由箱体结构，轴承端盖，装配关系等确定，l35=33mm

l36：与锥齿轮配合，查《机械设计课程设计》取l36=50mm

6.2轴的校核

高速轴的校核：

由同轴分流式，每对啮合齿轮仅传递全部载荷的一半，输入轴、输出轴只承受扭矩，中间轴只受全部载荷的一半：d13=25mm

d14=28

d15=d13

L11=20mm L12=60mm l13=30mm

L14=30mm

L16=30mm

d21=35mm

d22=38mm

d23=45mm

d24=d22=38mm d25=d21=35mm l21=25mm

l22=30mm

l24=56mm

l25=34.5mm d31=55mm

d32=65mm

d33=75mm

d34=d31

d35=50mm

d36=45mm

l31=37mm

l32=51mm

高速轴受力图如图

由于齿轮上所受的力大小相等，方向相反，故轴不受弯矩，只受转矩作用。

由《机械设计》教材第370页表15-3得

[]25~45T M P τ=，取[]T τ=35MP 由于轴上所受的扭矩相同，故轴直径最小的一段为危险截面 故危险截面的直径d=14mm 由于只受扭矩作用，故按扭转强度计算。 089.199.0*1.10===联轴器ⅠηP P kw 910n n 0==Ⅰ r/min

τT =T/W T =（9550000*p/n)/0.2d 3=20.8MP<=[]T τ 故符合强度要求 中间轴

045.199.0*97.0*089.12.1===轴承ⅠⅡηηP P kw l 33=44.5mm

l 34=32.5mm

l 35=33mm

l 36=50mm

38.19078

.4910i n n 2.1===ⅠⅡ r/min 52420n 10*95503==ⅡⅡ

ⅡP T N ·mm 中间级大齿轮的分度圆直径mm mz d 153153122=?== 小齿轮的分度圆直径：mm mz d 5.52355.133=?== 而作用在大齿轮上的圆周力F t2=T 2/d 2=52420/153=342.6N 径向力：F r2=F t2*tan a=342.6*tan 20=124.7N 而作用在小齿轮上的圆周力F t3=T 2/d 3=52420/52.5=1000.4N 径向力：F r3=F r3*tan a=1000.4*tan20=364.1N 求垂直面的支反力： F r4=(F r3(L 1+L 2)+F r2*L 1)/(L 1+L 2+L 3)=303.8N F r1=F r2+F r 3-F r4=124.7+364.1-303.8=184.98N 计算垂直弯矩： M r Ⅱ=-F r1*L 1=-184.98*53=-9804N*mm M r Ⅲ=-F r4*L 3=-303.8*41=-12455.8N*mm 求水平面的支承力 F t4=(F t3(L 1+L 2)+F t2*L 1)/(L 1+L 2+L 3)=805N*mm F t1=F t2+F t 3-F t4=364.1+1000.4-805=559.5 计算水平弯矩 M t Ⅱ=-F t1*L 1=-559.5*53=-29655.3N*mm M t Ⅲ=-F t4*L 3=-805*41=-33005N*mm 求水平面的支承力 总弯矩： 3.16707112321=+=Mr Mr M r 6.25607113332=+=Mr Mr M r 52420n 10*95503==ⅡⅡⅡP T N ·mm 其轴的力学模型及转矩、弯矩如图所示