机械设计课程设计展开式二级斜齿圆柱齿轮减速器设计.docx

机械设计课程设计说明书题目： 带式输送机减速器设计（展开式）班级： 设计者： 学号： 指导教师： 路曼 时间： 2017.3.26 目录一、课程设计内容二、功率分配和电机的选择三、齿轮的设计 （一）高速级齿轮 （二）低速级齿轮四、轴上零件的设计五、校核 （一）轴的校核（二）轴承的校核 （三）键的校核六、齿轮减速器的箱体设计 （一）润滑与密封（二）箱体主要结构尺寸 （三）其他附件七、感想八、参考文献一、 课程设计内容课程设计的题目，为一般用途的机械传动装置，如图所示带式运输机的减速器。工作环境通风不良、单向运转、双班制工作、试用期限为8年(年工作日300天)、小批量生产、底座（为传动装置的独立底座）用型钢焊接。带工作拉力F(KN)输送带速度V（m/s）滚筒直径D（mm）8.01.8420根据上述数据，完成以下工作：1. 减速器装配工作图一张（A0）图纸；2. 零件工作图三张（传动件、轴、箱体图纸）；3. 设计计算说明书一份。二、功率分配和电机的选择由题意设计成展开式二级齿轮减速箱，齿轮为斜齿轮。Pw=Fv=14.4kwa=齿轮2轴承3联轴器2卷筒=0.9720.9930.9820.96=0.86Pd=Pwa=17.14kw由P173表12-1选取Y180M-4电动机，Pm=18.5kw，nw=1470r/minn=60vD=81.85r/minia=nmn=18.0,又ia=ii,因此取i=4.5，i=4.0各轴转速：n1=1470r/min，n2=294/min, n3=81.89r/min, n4=81.89r/min各轴功率：P1=Pm联轴器=18.50.98kw=18.13kwP2=P1轴承齿轮=18.130.970.99kw=17.14kwP3=P2轴承齿轮=17.140.970.99kw=16.72kwP4=P3轴承联轴器=16.720.990.98kw=16.22kw各轴转矩：T1=9550Pm/n1=955018.13/1470=117.78N.mT2=9550P1/n2=955017.41/294=565.53N.mT3=9550Pm/n3=955016.72/81.89=1949.88N.mT4=9550Pm/n4=955016.22/81.89=1891.57N.m计算过程计算结果三、齿轮的设计（一） 高速级齿轮1. 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1） 选用斜齿圆柱齿轮传动，压力角=20。（2） 参考1表10-6,齿轮选用7级精度。（3） 由1表10-1,选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS；大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240HBS。（4） 选小齿轮齿数Z1=27，大齿轮齿数Z2=iZ1=121.5，取Z2=122。（5） 初选螺旋角=13。2. 按齿面接触疲劳强度设计（1）由1式10-24试算小齿轮分度圆直径，即d1t32KHtT1du+1u(ZHZEZZH)21） 确定公式中的各参数值。2）试选载荷系数KHt=1.3。由1图10-20查取区域系数ZH=2.433。由1式10-21计算接触疲劳强度用重合度系数Z。由1式10-21计算接触疲劳强度用重合度系数Z。t=arctan(tanncos)=arctan(tan20。cos13。)=20.482。at1=arccos(Z1costZ1+2han*cos)=arctan(27cos20.482。27+21cos13。)=29.106。at2=arccos(Z2costZ2+2han*cos)=arctan(122cos20.482。122+21cos13。)=22.772。Z1=27Z2=122=20。计算过程计算结果=Z1(tanat1-tant)+ Z2(tanat2-tant)/2 =27(tan29.106。-tan20.482。)+122(tan22.772。-tan20.482。)/2=1.685 =dZ1tan=127tan13。=1.984 Z=4-31-+=4-1.68531-1.984+1.9841.685=0.647由1式10-23可得螺旋角系数Z=cos=cos13。=0.987由1表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa12计算接触疲劳许用应力H。由1图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1=600MPa, Hlim2=550MPa。由1式10-15计算应力循环次数， n1=1470r/min N1=60n1jLh=6014701(283008)=3.39109N2=N1u=3.391094.5=7.53108由1图10-23查取接触疲劳寿命系数为KHN1=0.88, KHN2=1.02。取失效概率为1%，安全系数S=1，由1式10-14得，H1=KHN1Hlim1s=0.886001MPa=528MPa H2=KHN2Hlim2s=1.025501MPa=561MPa计算过程计算结果取较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即H=H1=528MPa。2）试算小齿轮分度圆直径。 d1t32KHtT1du+1u(ZHZEZZH)2 =321.31.177810514.5+14.5（2.433189.80.6610.987528）2=48.472mm（2）调整小齿轮分度圆直径。 1）计算实际载荷系数前的数据准备。 圆周速度v。 v=d1tn1601000=48.4721470601000m/s=3.75m/s 齿宽b=dd1t=148.472mm=48.472mm 2）计算实际载荷系数KH。 由1表10-2查得使用系数KA=1。 根据v=3.75m/s、7级精度，由1图10-8查得动载系数Kv=1.10。 齿轮的圆周力。 Ft1=2T1d1t=21.177810548.129N=4.894103N KAFt1b=14.89410348.129N/mm=101.69N/mm100N/mm由1表10-3得齿间载荷分配系数KH=1.2。 由1表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KH=1.419。则载荷系数为KH=KAKvKHKH=11.101.21.419=1.8733）由1式10-12，可得按实际载荷系数算得的分度圆直径。d1=d1t3KHKHt=48.8731.8731.3mm=58.66mmH= 528MPad1t48.472mmd1=58.66mm计算过程计算结果mn=d1cosZ1=58.66cos13。27mm=2.11mm取mn=2.54几何尺寸计算。（1）计算中心距。 a=Z1+Z2mn2cos=27+1222.72cos13。m=191.149mm，将中心距圆整为a=190mm。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角。 =arccos（Z1+Z2）mna=arccos27+1222.52190=11.403。（3）计算小、大齿轮的分度圆直径。 d1=Z1mncos=272.5cos11.403mm=68.86mm d2=Z2mncos=1222.5cos11.403。=311.14mm (4)计算齿轮宽度。 b=dd1=168.86mm=68.86mm 取b2=74mm，b1=69mm。5圆整中心距后的强度校核。mn=2.5a=190mm =11.403 d1=68.86mm d2=311.14mmm计算过程计算结果（1） 齿根弯曲疲劳强度1）计算实际载荷系数KF。由1表10-2查得使用系数KA=1。根据v=3.75m/s，7级精度，由1图10-8查得动载系数Kv=1.10。Ft1=2T1d1=21.177810568.86N=3.421103N KAFt1b=13.421103 N62=55.18N/mm100N/mm 查1表10-3,得齿间载荷分配系数KF=1.4。 由1表10-4用插值法查得KH=1.422，结合bh=b1(2han*+Cn*)mnt=62(21+0.25)2=11.02，查1图10-13得KF=1.30。 则载荷系数KF=KAKvKFKF=11.101.41.422=2.190。计算过程计算结果2）Y=0.25+0.75=0.25+0.751.745=0.6803）计算F。由1图10-17查得齿形系数YFa1=2.53 YFa2=2.18。由1图10-18查得应力修正系数Ysa1=1.62 Ysa2=1.81。4）计算接触疲劳许用应力F。由1图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为Flim1=500MPa, Flim2=380MPa。5）T1=1.1778105Nmm、=11.430。、d=1、mn=2.5mm、Z1=27、Z2=122将它们代入1式10-17，得到F1=2KFT1YsaYFaYYcos2dmn3Z12=22.1901.17781052.531.620.6800.811cos211.403。12.53272=98.37MPaF1F2=2KFT1YsaYFaYYcos2dmn3Z12=22.1901.17781052.181.810.6800.811cos211.403。12.53272=94.70MPaF2齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。F1=98.37MPaF1F2=94.70MPaF2计算过程计算结果6主要设计结论齿数Z1=27，Z2=122，模数m=2.5mm，压力角=20。，螺旋角=11.403。，变位系数x1=x2=0，中心距a=190mm，齿宽b1=69mm,b2=74mm，d1=68.86mm,d2=311.14mm。小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮选用45钢（调质）。齿轮按7级精度设计。（二） 低速级齿轮1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1） 选用斜齿圆柱齿轮传动，压力角=20。2） 参考1表10-6,齿轮选用7级精度。3） 由表10-1,选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS；大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240HBS。4） 选小齿轮齿数Z1=32，大齿轮齿数Z2=iZ1=128，取Z2=128。5） 初选螺旋角=13。2.按齿面接触疲劳强度设计（1）由1式10-24试算小齿轮分度圆直径，即d1t32KHtT1du+1u(ZHZEZZH)21） 确定公式中的各参数值。2） 试选载荷系数KHt=1.3。由1图10-20查取区域系数ZH=2.433。由1式10-21计算接触疲劳强度用重合度系数Z。 t=arctan(tanncos)=arctan(tan20。cos13。)=20.482。Z1=32Z2=12883=13。计算过程计算结果at1=arccos(Z1costZ1+2han*cos)=arctan(32cos20.482。32+21cos13。)=27.994。at2=arccos(Z2costZ2+2han*cos)=arctan(128cos20.482。128+21cos13。)=22.676。=Z1(tanat1-tant)+ Z2(tanat2-tant)/2=32(tan29.994。-tan20.482。)+128(tan22.676。-tan20.482。)/2=1.940=dZ1tan=132tan13。=2.352Z=4-31-+=4-1.94031-2.352+2.3521.940=0.533由1式10-23可得螺旋角系数Z=cos=cos13。=0.987由1表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa12计算接触疲劳许用应力H。由1图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1=600MPa, Hlim2=550MPa。由1式10-15计算应力循环次数，n2=326.67r/min N1=60n1jLh=60326.671(283008)=7.53108 N2=N1u=1.88108由1图10-23查取接触疲劳寿命系数KHN1=1.02, KHN2=1.08。取失效概率为1%，安全系数S=1，由1式10-14得， H1=KHN1Hlim1s=1.026001MPa=612MPa计算过程计算结果H2=KHN2Hlim2s=1.085501MPa=594MPa取较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即H=H2=594MPa。2）试算小齿轮分度圆直径。 d1t32KHtT2du+1u(ZHZEZZH)2 =321.35.089710514+14（2.433189.80.5300.987594）2=65.161mm（2）调整小齿轮分度圆直径。 1）计算实际载荷系数前的数据准备。 圆周速度v。 v=d1tn601000=65.161326.61601000m/s=1.11m/s 齿宽b=dd1t=165.161mm=65.161mm 2）计算实际载荷系数KH。 由1表10-2查得使用系数KA=1。 根据v=1.11m/s、7级精度，由1图10-8查得动载系数Kv=0.80。 齿轮的圆周力。 Ft1=2T2d1t=25.089710565.161N=1.562104N KAFt1b=11.56210465.161N/mm=239.743N/mm100N/mm 由1表10-3得齿间载荷分配系数KH=1.2。由1表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KH=1.423。 则载荷系数为KH=KAKvKHKH=10.801.21.423=1.37 3）由1式10-12，可得按实际载荷系数算得的分度圆直径。d1t65.161mm计算过程计算结果 d1=d1t3KHKHt=65.16131.371.3mm=66.767mm mn=d1cosZ1=66.767cos13。32mm=2.03mm取mn=2.54、几何尺寸计算。（1）计算中心距。 a=Z1+Z2mn2cos=32+1282.52cos13。m=205.26mm，将中心距圆整为a=205mm。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角。 =arccos（Z1+Z2）mna=arccos（32+128）2.52.5205=12.680。mn=2.5a=205m=12.680。计算过程计算结果（3）计算小、大齿轮的分度圆直径。 d1=Z1mncos=322.5cos12.680。mm=82.001mm d2=Z2mncos=1282.5cos12.680。=328.000mm (4)计算齿轮宽度。 b=dd1=182.001mm=82.001mm 取b2=83mm，b1=88mm。5、圆整中心距后的强度校核。齿轮副的中心距在圆整之后，KH、Z和KF、Y、Y等均产生变化，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。 d1=82.001mm d2=328.000mmb1=88mmb2=83mm计算过程计算结果则载荷系数KF=KAKvKFKF=10.81.21.20=1.15。2）Y=0.25+0.75=0.25+0.752.035=0.6193）计算F。由1图10-17查得齿形系数YFa1=2.46 YFa2=2.19。由1图10-18查得应力修正系数Ysa1=1.66 Ysa2=1.82。4）计算接触疲劳许用应力F。由1图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为Flim1=500MPa, Flim2=380MPa。5）T=5.0897105Nmm、=12.680。、d=1、mn=2.5mm、Z1=32、Z2=128将它们代入式10-17，得到F1=2KFTYsaYFaYYcos2dmn3Z12=21.155.08971052.531.620.6190.811cos212.68012.53322=143.28MPaF1F2=2KFTYsaYFaYYcos2dmn3Z12=21.155.08971052.191.820.6190.811cos212.68012.53292=139.34MPaF2齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。F1=143.28MPaF1F2=139.34MPaF2计算过程计算结果6、主要设计结论齿数Z3=32，Z4=128，模数m=2.5mm，压力角=20。，螺旋角=12.680。，变位系数x3=x4=0，中心距a=205mm，齿宽b3=88mm,b4=83mm，d3=82.001mm,d4=328.000mm。小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮选用45钢（调质）。齿轮按7级精度设计。轴名功率P/kw转矩T/Nm转速/r/min传动比i效率电机轴18.1512018147014.54.010.980.970.990.970.990.990.98轴18.13117.781470轴17.41508.97326.67轴16.721955.1481.67滚筒16.221891.5781.67级别Z1Z2mn/mm/。nha*齿宽b/mm分度圆直径/mm高速级271222.511.403201b1=74b2=69d1=68.86d2=311.14低速级321282.512.680201b3=88b4=83d3=82.001d4=328.000计算过程计算结果四、轴上零件的设计 在设计轴上零件的时候，先设计中间轴，确定好中间轴的尺寸后，再来确定低速轴和高速轴。（一）中间轴1.P2=17.411kw, n=326.67r/min, T=5.0897104Nmm2.求作用在齿轮上的力。d2=mtZ2=311.14mmd3=mtZ3=82.001mm圆周力Ft2=2T2d2=3271.65N Ft3=2T2d3=12413.90N径向力Fr2=Ft2tanncos=1214.76N 计算过程计算结果 Fr3=Ft3tanncos=4631.24轴向力Fa2=Ft2tan=659.8Fa3=Ft3tan=2792.84N3.初步确定轴的最小直径。先按1式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取A0=126，于是得dmin=A03P1n1=126317.411326.67mm=47.42mm。输出轴的最小直径显然是轴的两端直径。4.轴的结构设计。（1）拟定轴上零件的装配方案。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。参照工作要求并根据dmin=47.42mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的角接触球轴承7010ACJ，其尺寸为dDB=50mm110mm27mm，da=60mm，Da=100mm，a=33mm，故d1=d2=50mm。对滚动轴承左、右端采用挡油环进行轴向定位。根据7010ACJ轴承，由表6-6取挡油环尺寸：内径d=50mm，外径d1=107mm，中径d2=63mm，宽度b=22mm，倒角C0.5。l1=B挡+B轴承+l倒角=20+27+1mm=48mm，同理，l5=52mm。2）取安装小齿轮处的轴段2,由计算可得，必须做成齿轮轴， 低速级小齿轮分度圆d3=82.001mm，齿顶圆d3=84.501mm，齿根圆d3=78.876mm，齿宽b3=88mm。选用7010ACJ轴承计算过程计算结果3）低速级小齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h=（23）R，此处考虑到左端的大齿轮的定位，取轴肩的高度为d3=60mm，此处的轴肩起到了定位大齿轮的作用，轴肩的长度取l3=10mm。4）取安装大齿轮处的轴段4的直径d4=55mm. 高速级大齿轮分度圆d2=311.14mm，齿顶圆d2=313.64mm，齿根圆d2=308.015mm，齿宽b2=69mm。则l4=69mm。 查1表6-1，选用普通平键尺寸为bhL=16mm10mm45mm，轴t=6.0mm，毂t1=4.3mm。 5）轴左、右端采用凸缘式轴承端盖，材料HT150。D=110mm, d3=12mm，螺钉数6。 d0=d3+1=13mm; D0=D+2.5d3=140mm;计算过程计算结果 D2=D0+2.5d3=170mm; e=1.2d3=14.4mm15mm; e1e=18mm，取e1=15mm; D4=D-1015=95100mm，取D4=100mm; m的大小由结构决定，则m=28mm（4）参考1表15-2，取轴端倒角为C1.6，各轴肩处的圆角半径计算可得。（二）高速轴1.P1=18.13kw, n1=1470r/min, T1=1.1778105Nmm2.求作用在齿轮上的力。d1=68.86mm圆周力Ft1=2T1d1=3420.85N径向力Fr1=Ft1tanncos=1270.16N轴向力Fa1=Ft1tan=689.95N3.初步确定轴的最小直径。先按1式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。计算过程计算结果根据表15-3，取A0=126，于是得dmin=A03P1n1=126318.131470mm=29.1mm。输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d1。联轴器的计算转矩Tca=KAT1，查1表14-1，取KA=1.5，则Tca=KAT1=1.51.20105Nmm=180.27Nm。由于电机轴的直径为48mm,为配合电机轴的直径，查2表10-45，选用HL4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250Nm。半联轴器d1=42mm，故d1=42mm，L1=82mm。4.轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，轴段左端需制出一轴肩，故取d2=50mm。2）初步选择角接触轴承因高速级转速高，故选用角接触轴承7011ACJ。参照工作要求并根据dmin=30mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的角接触轴承7011ACJ，其尺寸为dDB=55mm120mm29mm，da=60mm，Da=110mm,a=23.8。选用7011ACJ轴承计算过程计算结果对滚动轴承左、右端采用挡油环进行轴向定位。根据7011ACJ轴承的尺寸，由2表6-6取挡油环尺寸：内径d=55mm，外径d1=117mm，中径d2=68mm，宽度b=21mm，b1=7mm，倒角C0.5，因此d3=55mm，取l3=50mm。齿轮距箱体内壁之距离=10mm，箱体内壁间距189mm,此处的小齿轮按照计算应该做成齿轮轴，则l5=74mm。3）齿轮轴上齿轮分度圆d=68.86mm，齿顶圆d=d+mn=71.18mm，齿根圆d= d-1.25mn=65.735mm。 3） 轴右侧采用端盖，材料铸铁HT150。 D=120mm, d3=12mm，螺钉数6。 d0=d3+1=13mm; D0=D+2.5d3=150mm;D2=D0+2.5d3=180mm; e=1.2d3=14.4mm15mm; e1e=18mm，取e1=15mm; D4=D-1015=105110mm，取D4=110mm; m的大小由结构决定，则m=26mm 由d3=55mm，查表10-60，取毡圈油封D=74mm，d1=53mm，B=8mm， 槽D0=72mm，d0=56mm，b=7mm。计算过程计算结果 轴右侧采盲端盖，材料HT150，尺寸同上，厚度e=15mm。（3）轴上零件的周向定位。半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。由1表6-1查得平键bhL=14mm9mm45mm，半联轴器与轴的配合。轴t=5.5mm，毂t1=3.8mm。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸。参考1表15-2，取轴端倒角为C1.2，各轴肩处的圆角半径由计算可得。（三）低速轴1.P3=16.72kw, n=81.67r/min, T3=1.955106Nmm2.求作用在齿轮上的力。d4=mtZ4=328.000mm计算过程计算结果圆周力Ft4=2T3d4=11921.59N径向力Fr4=Ft4tanncos=4447.57N轴向力Fa4=Ft4tan=2682.27N3.初步确定轴的最小直径。先按1式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取A0=112，于是得dmin=A03Pn=112316.7281.67mm=66.00mm。输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d1。联轴器的计算转矩Tca=KAT3，查1表14-1，取KA=1.3，则Tca=KAT3=2.542106Nmm=2542Nm。查2表10-45，选用HL6型弹性柱销联轴器，其公称转矩为3150Nm。因为联轴器的长度L1=107mm，故取d1=105mm。4.轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，轴段右端需制出一轴肩，故取d1=75mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=107mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故轴段的长度取105mm。选用普通平键尺寸为bhL=22mm14mm72mm，轴t=9.0mm，毂t1=5.4mm。计算过程计算结果2）初步选择滚动轴承参照工作要求，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的角接触球轴承7216ACJ，其尺寸为dDB=80mm140mm26mm，da=90mm，Da=130mm，a=38.9mm，故d3=80mm。对滚动轴承左、右端采用挡油环进行轴向定位。取挡油环尺寸：内径d=80mm，外径d1=137mm，中径d2=93mm，宽度B=15mm，倒角C1。则l3=B轴承+B挡圈+12mm=80+15+12mm=107mm。3）轴左侧采用轴孔端盖，材料HT150。D=140mm，则d3=12mm，螺钉数6。 d0=d3+1=13mm; D0=D+2.5d3=170mm; D2=D0+2.5d3=200mm; e=1.2d3=14.4mm; e1e=14.4mm，取e1=15mm; D4=D-1015=125130mm，取D4=130mm; m的大小由具体的结构确定，m=29mm。选用7216ACJ轴承计算过程计算结果查表7-12，取毡圈油封D=94mm，d1=73mm，B=8mm，槽D0=92mm，d0=92mm，b=7mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面间的距离l=45mm。轴左侧为盲端盖，材料HT150，尺寸同上。4）取安装大齿轮处的轴段6的直径d6=80mm。 低速级大齿轮分度圆d4=328.000mm，齿顶圆d4=330.500mm，齿根圆d4=324.875mm，齿宽b4=83mm。 选用普通平键尺寸为bhL=22mm14mm72mm，轴t=9.0mm，毂t1=5.4mm。 （3）参考1表15-2，取轴端倒角为C2.0，各轴肩处的圆角半径计算可得。.计算过程计算结果五、校核（一）轴的校核1.高速轴水平面 垂直面Fr1L2=Fa1d12+FNH1(L1+L2)则FNH1=Fr1L2-Fa1d12L1+L2=1270.16157.27-689.9568.862219.47N=801.95N同理可得：FNH2=468.21NFt1L2=FNV1(L1+L2)FNV1+FNV2=Ft1计算可得FNV1=2451.35N FNV2=969.50N计算过程计算结果MFa1=Fa1d12=23755NmmMH=FNH2L2=73635NmmMV=FNV1L1=152473NmmM1=MH2+MV2=169322NmmT1=MFa1=117780Nmm取=0.6，ca=M12+(T1)2W=1693222+(0.6117780)20.168.863MPa=5.62MPa由1表15-1，查得45钢调质处理-1=275MPa，ca-1，故安全。2.中间轴受力分析可得:水平面垂直面Fr2L1+FrH2L1+L2+L3=Fa2d12+Fa3d22+Fr3(L1+L2)则FrH2=Fa2d12+Fa3d22+Fr3