齒軸脫離裝置機械設計

⑴ 機械設計開始齒輪傳動的設計計算

二、設計參數
傳遞功率 P=5.741(kW)
傳遞轉矩 T=484.37(N·m)
齒輪1轉速 n1=113.18(r/min)
齒輪2轉速 n2=25.15(r/min)
傳動比 i=4.5
原動機載荷特性 SF=輕微振動
工作機載荷特性 WF=均勻平穩
預定壽命 H=10000(小時)

三、布置與結構
結構形式 ConS=閉式
齒輪1布置形式 ConS1=對稱布置
齒輪2布置形式 ConS2=對稱布置

四、材料及熱處理
齒面嚙合類型 GFace=硬齒面
熱處理質量級別 Q=ML

齒輪1材料及熱處理 Met1=45<表面淬火>
齒輪1硬度取值范圍 HBSP1=45～50
齒輪1硬度 HBS1=48
齒輪1材料類別 MetN1=0
齒輪1極限應力類別 MetType1=11

齒輪2材料及熱處理 Met2=45<表面淬火>
齒輪2硬度取值范圍 HBSP2=45～50
齒輪2硬度 HBS2=48
齒輪2材料類別 MetN2=0
齒輪2極限應力類別 MetType2=11

五、齒輪精度
齒輪1第Ⅰ組精度 JD11=7
齒輪1第Ⅱ組精度 JD12=7
齒輪1第Ⅲ組精度 JD13=7
齒輪1齒厚上偏差 JDU1=F
齒輪1齒厚下偏差 JDD1=L

齒輪2第Ⅰ組精度 JD21=7
齒輪2第Ⅱ組精度 JD22=7
齒輪2第Ⅲ組精度 JD23=7
齒輪2齒厚上偏差 JDU2=F
齒輪2齒厚下偏差 JDD2=L

六、齒輪基本參數
模數(法面模數) Mn=5.5(2)(mm)
端面模數 Mt=5.50000(mm)
螺旋角 β=0.00000(度)
基圓柱螺旋角 βb=0.0000000(度)

齒輪1齒數 Z1=19
齒輪1變位系數 X1=0.00
齒輪1齒寬 B1=45.876(mm)
齒輪1齒寬系數 Φd1=0.439

齒輪2齒數 Z2=86
齒輪2變位系數 X2=0.00
齒輪2齒寬 B2=45.876(mm)
齒輪2齒寬系數 Φd2=0.097

總變位系數 Xsum=0.000
標准中心距 A0=288.75000(mm)
實際中心距 A=288.75000(mm)
中心距變動系數 yt=0.00000
齒高變動系數 △yt=0.00000
齒數比 U=4.52632
端面重合度 εα=1.68932
縱向重合度 εβ=0.00000
總重合度 ε=1.68932

齒輪1分度圓直徑 d1=104.50000(mm)
齒輪1齒頂圓直徑 da1=115.50000(mm)
齒輪1齒根圓直徑 df1=90.75000(mm)
齒輪1基圓直徑 db1=98.19788(mm)
齒輪1齒頂高 ha1=5.50000(mm)
齒輪1齒根高 hf1=6.87500(mm)
齒輪1全齒高 h1=12.37500(mm)
齒輪1齒頂壓力角 αat1=31.766780(度)

齒輪2分度圓直徑 d2=473.00000(mm)
齒輪2齒頂圓直徑 da2=484.00000(mm)
齒輪2齒根圓直徑 df2=459.25000(mm)
齒輪2基圓直徑 db2=444.47461(mm)
齒輪2齒頂高 ha2=5.50000(mm)
齒輪2齒根高 hf2=6.87500(mm)
齒輪2全齒高 h2=12.37500(mm)
齒輪2齒頂壓力角 αat2=23.315988(度)

齒輪1分度圓弦齒厚 sh1=8.62954(mm)
齒輪1分度圓弦齒高 hh1=5.67846(mm)
齒輪1固定弦齒厚 sch1=7.62876(mm)
齒輪1固定弦齒高 hch1=4.11157(mm)
齒輪1公法線跨齒數 K1=3
齒輪1公法線長度 Wk1=42.05539(mm)

齒輪2分度圓弦齒厚 sh2=8.63890(mm)
齒輪2分度圓弦齒高 hh2=5.53945(mm)
齒輪2固定弦齒厚 sch2=7.62876(mm)
齒輪2固定弦齒高 hch2=4.11157(mm)
齒輪2公法線跨齒數 K2=10
齒輪2公法線長度 Wk2=160.87348(mm)

齒頂高系數 ha*=1.00
頂隙系數 c*=0.25
壓力角 α*=20(度)
端面齒頂高系數 ha*t=1.00000
端面頂隙系數 c*t=0.25000
端面壓力角 α*t=20.0000000(度)
端面嚙合角 αt'=20.0000001(度)

七、檢查項目參數
齒輪1齒距累積公差 Fp1=0.05448
齒輪1齒圈徑向跳動公差 Fr1=0.04474
齒輪1公法線長度變動公差 Fw1=0.03187
齒輪1齒距極限偏差 fpt(±)1=0.01845
齒輪1齒形公差 ff1=0.01481
齒輪1一齒切向綜合公差 fi'1=0.01995
齒輪1一齒徑向綜合公差 fi''1=0.02607
齒輪1齒向公差 Fβ1=0.01477
齒輪1切向綜合公差 Fi'1=0.06929
齒輪1徑向綜合公差 Fi''1=0.06263
齒輪1基節極限偏差 fpb(±)1=0.01734
齒輪1螺旋線波度公差 ffβ1=0.01995
齒輪1軸向齒距極限偏差 Fpx(±)1=0.01477
齒輪1齒向公差 Fb1=0.01477
齒輪1x方向軸向平行度公差 fx1=0.01477
齒輪1y方向軸向平行度公差 fy1=0.00738
齒輪1齒厚上偏差 Eup1=-0.07380
齒輪1齒厚下偏差 Edn1=-0.29520

齒輪2齒距累積公差 Fp2=0.10577
齒輪2齒圈徑向跳動公差 Fr2=0.06733
齒輪2公法線長度變動公差 Fw2=0.04593
齒輪2齒距極限偏差 fpt(±)2=0.02104
齒輪2齒形公差 ff2=0.01941
齒輪2一齒切向綜合公差 fi'2=0.02427
齒輪2一齒徑向綜合公差 fi''2=0.02967
齒輪2齒向公差 Fβ2=0.00630
齒輪2切向綜合公差 Fi'2=0.12518
齒輪2徑向綜合公差 Fi''2=0.09426
齒輪2基節極限偏差 fpb(±)2=0.01977
齒輪2螺旋線波度公差 ffβ2=0.02427
齒輪2軸向齒距極限偏差 Fpx(±)2=0.00630
齒輪2齒向公差 Fb2=0.00630
齒輪2x方向軸向平行度公差 fx2=0.00630
齒輪2y方向軸向平行度公差 fy2=0.00315
齒輪2齒厚上偏差 Eup2=-0.08417
齒輪2齒厚下偏差 Edn2=-0.33669

中心距極限偏差 fa(±)=0.03868

八、強度校核數據
齒輪1接觸強度極限應力 σHlim1=960.0(MPa)
齒輪1抗彎疲勞基本值 σFE1=480.0(MPa)
齒輪1接觸疲勞強度許用值 [σH]1=0.0(MPa)
齒輪1彎曲疲勞強度許用值 [σF]1=0.0(MPa)
齒輪2接觸強度極限應力 σHlim2=960.0(MPa)
齒輪2抗彎疲勞基本值 σFE2=480.0(MPa)
齒輪2接觸疲勞強度許用值 [σH]2=0.0(MPa)
齒輪2彎曲疲勞強度許用值 [σF]2=0.0(MPa)
接觸強度用安全系數 SHmin=1.00
彎曲強度用安全系數 SFmin=1.40
接觸強度計算應力 σH=0.0(MPa)
接觸疲勞強度校核 σH≤[σH]=滿足
齒輪1彎曲疲勞強度計算應力 σF1=0.0(MPa)
齒輪2彎曲疲勞強度計算應力 σF2=0.0(MPa)
齒輪1彎曲疲勞強度校核 σF1≤[σF]1=滿足
齒輪2彎曲疲勞強度校核 σF2≤[σF]2=滿足

⑵ 機械設計中的齒輪軸怎麼計算

從齒輪軸的結構看主要部位是：軸頸尺寸的確定，按照強度計算得到最小軸徑尺寸，再根據軸承內孔確定軸徑尺寸；齒輪部位的尺寸，按照傳動比要求選擇模數與齒數，再計算齒輪各部分幾何尺寸。其餘部分尺寸按照結構設計確定。

⑶ 機械設計機械軸系部件簡圖，設計其裝配機構。。題我截圖了

1,裝斜齒輪軸一端有軸肩，注意軸肩的方向要在抵消斜齒輪軸向力的位置。齒輪與軸之間有傳遞扭矩的鍵。軸和齒輪間用過盈配合，如H7/s6。
2，半聯軸器與軸用鍵，從軸端壓入，配合H7/m6.
3,這一條很怪。一般不做兩端固定。如果要做，兩端軸承外圈固定，內圈也固定，只是靠聯軸側的內圈要用園螺母固定以調整軸向間隙。
4，見上一條。
5，軸承透蓋上加骨架油封，同時注意軸上此位置要氮化處理並磨光0.8.

⑷ 齒輪軸的設計

在設計中，齒輪軸的運用一般無外乎以下幾種情況：
1、齒輪軸一般是小齒輪（齒數少的齒輪）2、齒輪軸一般是在高速級（也就是低扭矩級）3、齒輪軸一般很少作為變速的滑移齒輪，一般都是固定運行的齒輪，一是因為處在高速級，其高速度是不適進行滑移變速的。 4、齒輪軸是軸和齒輪合成一個整體的，但是，在設計時，還是要盡量縮短軸的長度，太長了一是不利於上滾齒機加工，二是軸的支撐太長導致軸要加粗而增加機械強度（如剛性、撓度、抗彎等）

⑸ 齒輪軸怎樣設計

1、首先設計齒輪

• 根據運動傳動鏈，確定齒輪傳動比；
  

• 根據作用在小齒輪上的扭矩，計算作用在輪齒上的圓周力Ft（徑向力和軸向力計算軸的強度、剛度有用）；
  

• 根據不根切最少齒數，確定合理小齒輪的齒數；

• 選擇齒輪材料及熱處理方式；

• 由輪齒彎曲疲勞強度設計公式計算齒輪模數；

• 由齒面接觸疲勞強度設計公式計算齒輪分度圓直徑；

• 根據計算，確定齒輪模數和分度圓直徑及齒輪寬度；

• 確定齒輪幾何參數及尺寸（包括齒輪變位參數）；

• 由齒面接觸疲勞強度校核公式和齒面接觸疲勞強度校核公式，對齒輪進行校核計算，如有必要還需進行齒面抗膠合能力計算；

• 齒輪結構設計確定齒輪傳動的潤滑方式；

2、齒輪安裝方式

• 確定受力情況。是否有軸向力？

• 選擇支承方式。

• 確定軸承結構及尺寸。

• 根據齒輪箱結構及裝配工藝、設計軸的固定結構、端蓋結構。

• 出詳細設計圖。

⑹ 機械設計基礎什麼時候選用齒輪軸

當齒頂圓直徑小於等於500mm時，可做成腹板式結構，好處是可以節省材料、減輕重量。

考慮到加工時夾緊及搬運的需要，腹板上常對稱的開出4～6個孔。直徑較小時，腹板式齒輪的毛坯常用可鍛材料通過鍛造得到。

在設計中，齒輪軸的運用一般無外乎以下幾種情況：

1、齒輪軸一般是小齒輪（齒數少的齒輪）。

2、齒輪軸一般是在高速級（也就是低扭矩級）。

3、齒輪軸一般很少作為變速的滑移齒輪，一般都是固定運行的齒輪，一是因為處在高速級，其高速度是不適進行滑移變速的。

(6)齒軸脫離裝置機械設計擴展閱讀：

齒輪軸主要表面的加工順序，在很大程度上取決於定位基準的選擇。軸類零件本身的結構特徵和主軸各主要表面的位置精度要求都決定了以軸線為定位基準是最理想的。

這樣既保證基準統一，又使定位基準與設計基準重合。一般多以外圓為粗基準，以軸兩端的項尖孔為精基準。具體選擇時還要注意以下幾點。

當各加工表面間相互位置精度要求較高時，最好在一次裝夾中完成各表面的加工。

粗加工或不能用兩端頂尖孔（如加工主軸錐孔）定位時，為提高工件加工時工藝系統的剛度，可只用外圓表面定位或用外圓表面和一端中心孔作為定位基準。在加工過程中，應交替使用軸的外圓和一端中心孔作為定位基準，以滿足相互位置精度要求。

⑺ 求解一道關於軸的機械設計問題，必有重謝。。。

要分啊，多給點啦。。。。。

1、

⑻ 機械設計，一級齒輪減速器

僅供參考

一、傳動方案擬定
第二組第三個數據：設計帶式輸送機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器（1） 工作條件：使用年限10年，每年按300天計算，兩班制工作，載荷平穩。
（2） 原始數據：滾筒圓周力F=1.7KN；帶速V=1.4m/s；
滾筒直徑D=220mm。
運動簡圖二、電動機的選擇
1、電動機類型和結構型式的選擇：按已知的工作要求和 條件，選用 Y系列三相非同步電動機。
2、確定電動機的功率：
（1）傳動裝置的總效率：
η總=η帶×η2軸承×η齒輪×η聯軸器×η滾筒
=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95
=0.86
(2)電機所需的工作功率：
Pd=FV/1000η總
=1700×1.4/1000×0.86
=2.76KW
3、確定電動機轉速：
滾筒軸的工作轉速：
Nw=60×1000V/πD
=60×1000×1.4/π×220
=121.5r/min

根據【2】表2.2中推薦的合理傳動比范圍，取V帶傳動比Iv=2~4，單級圓柱齒輪傳動比范圍Ic=3~5，則合理總傳動比i的范圍為i=6~20，故電動機轉速的可選范圍為nd=i×nw=（6~20）×121.5=729~2430r/min
符合這一范圍的同步轉速有960 r/min和1420r/min。由【2】表8.1查出有三種適用的電動機型號、如下表
方案 電動機型號 額定功率 電動機轉速（r/min） 傳動裝置的傳動比
KW 同轉 滿轉 總傳動比 帶 齒輪
1 Y132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.63
2 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89

綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，比較兩種方案可知：方案1因電動機轉速低，傳動裝置尺寸較大，價格較高。方案2適中。故選擇電動機型號Y100l2-4。
4、確定電動機型號
根據以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為
Y100l2-4。
其主要性能：額定功率：3KW，滿載轉速1420r/min，額定轉矩2.2。
三、計算總傳動比及分配各級的傳動比
1、總傳動比：i總=n電動/n筒=1420/121.5=11.68
2、分配各級傳動比
（1） 取i帶=3
（2） ∵i總=i齒×i 帶π
∴i齒=i總/i帶=11.68/3=3.89
四、運動參數及動力參數計算
1、計算各軸轉速（r/min）
nI=nm/i帶=1420/3=473.33(r/min)
nII=nI/i齒=473.33/3.89=121.67(r/min)
滾筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)
2、 計算各軸的功率（KW）
PI=Pd×η帶=2.76×0.96=2.64KW
PII=PI×η軸承×η齒輪=2.64×0.99×0.97=2.53KW

3、 計算各軸轉矩
Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N?m
TI=9.55p2入/n1 =9550x2.64/473.33=53.26N?m

TII =9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N?m

五、傳動零件的設計計算
1、 皮帶輪傳動的設計計算
（1） 選擇普通V帶截型
由課本[1]P189表10-8得：kA=1.2 P=2.76KW
PC=KAP=1.2×2.76=3.3KW
據PC=3.3KW和n1=473.33r/min
由課本[1]P189圖10-12得：選用A型V帶
（2） 確定帶輪基準直徑，並驗算帶速
由[1]課本P190表10-9，取dd1=95mm>dmin=75
dd2=i帶dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.30 mm
由課本[1]P190表10-9，取dd2=280
帶速V：V=πdd1n1/60×1000
=π×95×1420/60×1000
=7.06m/s
在5~25m/s范圍內，帶速合適。
（3） 確定帶長和中心距
初定中心距a0=500mm
Ld=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0
=2×500+3.14(95+280)+(280-95)2/4×450
=1605.8mm
根據課本[1]表（10-6）選取相近的Ld=1600mm
確定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2
=497mm
(4) 驗算小帶輪包角α1=1800-57.30 ×(dd2-dd1)/a
=1800-57.30×(280-95)/497
=158.670>1200（適用）
（5） 確定帶的根數
單根V帶傳遞的額定功率.據dd1和n1，查課本圖10-9得 P1=1.4KW
i≠1時單根V帶的額定功率增量.據帶型及i查[1]表10-2得 △P1=0.17KW
查[1]表10-3，得Kα=0.94；查[1]表10-4得 KL=0.99
Z= PC/[(P1+△P1)KαKL]
=3.3/[(1.4+0.17) ×0.94×0.99]
=2.26 (取3根)
(6) 計算軸上壓力
由課本[1]表10-5查得q=0.1kg/m，由課本式（10-20）單根V帶的初拉力：
F0=500PC/ZV[（2.5/Kα）-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06(2.5/0.94-1)]+0.10x7.062 =134.3kN
則作用在軸承的壓力FQ
FQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2)
=791.9N

2、齒輪傳動的設計計算
（1）選擇齒輪材料與熱處理：所設計齒輪傳動屬於閉式傳動，通常
齒輪採用軟齒面。查閱表[1] 表6-8，選用價格便宜便於製造的材料，小齒輪材料為45鋼，調質，齒面硬度260HBS；大齒輪材料也為45鋼，正火處理，硬度為215HBS；精度等級：運輸機是一般機器，速度不高，故選8級精度。
(2)按齒面接觸疲勞強度設計由d1≥ (6712×kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3
確定有關參數如下：傳動比i齒=3.89
取小齒輪齒數Z1=20。則大齒輪齒數：Z2=iZ1= ×20=77.8取z2=78
由課本表6-12取φd=1.1
(3)轉矩T1
T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660N?mm
(4)載荷系數k : 取k=1.2
(5)許用接觸應力[σH]
[σH]= σHlim ZN/SHmin 由課本[1]圖6-37查得：
σHlim1=610Mpa σHlim2=500Mpa接觸疲勞壽命系數Zn：按一年300個工作日，每天16h計算，由公式N=60njtn 計算
N1=60×473.33×10×300×18=1.36x109
N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4×108
查[1]課本圖6-38中曲線1，得 ZN1=1 ZN2=1.05
按一般可靠度要求選取安全系數SHmin=1.0
[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa
[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa
故得：
d1≥ (6712×kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3
=49.04mm
模數：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm
取課本[1]P79標准模數第一數列上的值，m=2.5
(6)校核齒根彎曲疲勞強度
σ bb=2KT1YFS/bmd1
確定有關參數和系數
分度圓直徑：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm
d2=mZ2=2.5×78mm=195mm
齒寬：b=φdd1=1.1×50mm=55mm
取b2=55mm b1=60mm
(7)復合齒形因數YFs 由課本[1]圖6-40得：YFS1=4.35,YFS2=3.95
(8)許用彎曲應力[σbb]
根據課本[1]P116：
[σbb]= σbblim YN/SFmin
由課本[1]圖6-41得彎曲疲勞極限σbblim應為： σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa
由課本[1]圖6-42得彎曲疲勞壽命系數YN：YN1=1 YN2=1
彎曲疲勞的最小安全系數SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1
計算得彎曲疲勞許用應力為
[σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa
[σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa
校核計算
σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa< [σbb1]
σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa< [σbb2]
故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠
(9)計算齒輪傳動的中心矩a
a=(d1+d2)/2= (50+195)/2=122.5mm
(10)計算齒輪的圓周速度V
計算圓周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s
因為V＜6m/s，故取8級精度合適．

六、軸的設計計算
從動軸設計
1、選擇軸的材料 確定許用應力
選軸的材料為45號鋼，調質處理。查[2]表13-1可知：
σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa
[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
2、按扭轉強度估算軸的最小直徑
單級齒輪減速器的低速軸為轉軸，輸出端與聯軸器相接，
從結構要求考慮，輸出端軸徑應最小，最小直徑為：
d≥C
查[2]表13-5可得，45鋼取C=118
則d≥118×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm
考慮鍵槽的影響以及聯軸器孔徑系列標准，取d=35mm
3、齒輪上作用力的計算
齒輪所受的轉矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582 N
齒輪作用力：
圓周力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N
徑向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N
4、軸的結構設計
軸結構設計時，需要考慮軸系中相配零件的尺寸以及軸上零件的固定方式，按比例繪制軸系結構草圖。
（1）、聯軸器的選擇
可採用彈性柱銷聯軸器，查[2]表9.4可得聯軸器的型號為HL3聯軸器：35×82 GB5014-85
（2）、確定軸上零件的位置與固定方式
單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置
在齒輪兩邊。軸外伸端安裝聯軸器，齒輪靠油環和套筒實現
軸向定位和固定，靠平鍵和過盈配合實現周向固定，兩端軸
承靠套筒實現軸向定位，靠過盈配合實現周向固定 ，軸通
過兩端軸承蓋實現軸向定位，聯軸器靠軸肩平鍵和過盈配合
分別實現軸向定位和周向定位
（3）、確定各段軸的直徑
將估算軸d=35mm作為外伸端直徑d1與聯軸器相配（如圖），
考慮聯軸器用軸肩實現軸向定位，取第二段直徑為d2=40mm
齒輪和左端軸承從左側裝入，考慮裝拆方便以及零件固定的要求，裝軸處d3應大於d2，取d3=4 5mm，為便於齒輪裝拆與齒輪配合處軸徑d4應大於d3，取d4=50mm。齒輪左端用用套筒固定,右端用軸環定位,軸環直徑d5
滿足齒輪定位的同時,還應滿足右側軸承的安裝要求,根據選定軸承型號確定.右端軸承型號與左端軸承相同,取d6=45mm.
(4)選擇軸承型號.由[1]P270初選深溝球軸承,代號為6209,查手冊可得:軸承寬度B=19,安裝尺寸D=52,故軸環直徑d5=52mm.
(5）確定軸各段直徑和長度
Ⅰ段：d1=35mm 長度取L1=50mm

II段:d2=40mm
初選用6209深溝球軸承，其內徑為45mm,
寬度為19mm.考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有一定距離。取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應根據密封蓋的寬度，並考慮聯軸器和箱體外壁應有一定矩離而定，為此，取該段長為55mm，安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm,故II段長：
L2=（2+20+19+55）=96mm
III段直徑d3=45mm
L3=L1-L=50-2=48mm
Ⅳ段直徑d4=50mm
長度與右面的套筒相同，即L4=20mm
Ⅴ段直徑d5=52mm. 長度L5=19mm
由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=96mm
(6)按彎矩復合強度計算
①求分度圓直徑：已知d1=195mm
②求轉矩：已知T2=198.58N?m
③求圓周力：Ft
根據課本P127（6-34）式得
Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N
④求徑向力Fr
根據課本P127（6-35）式得
Fr=Ft?tanα=2.03×tan200=0.741N
⑤因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=48mm

(1)繪制軸受力簡圖（如圖a）
（2）繪制垂直面彎矩圖（如圖b）
軸承支反力：
FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37N
FAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N
由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為
MC1=FAyL/2=0.37×96÷2=17.76N?m
截面C在水平面上彎矩為：
MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N?m
(4)繪制合彎矩圖（如圖d）
MC=(MC12+MC22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63N?m
(5)繪制扭矩圖（如圖e）
轉矩：T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N?m
(6)繪制當量彎矩圖（如圖f）
轉矩產生的扭剪文治武功力按脈動循環變化，取α=0.2，截面C處的當量彎矩：
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[51.632+(0.2×198.58)2]1/2=65.13N?m
(7)校核危險截面C的強度
由式（6-3）

⑼ 機械原理裡面齒輪軸與齒輪不固定怎麼傳動

齒輪2和1之間採用嚙合傳動，2本身和軸採用鍵連接，在這種簡單的示意圖中是不用畫出來的，齒輪3和2是同軸式轉動，也就是2、3轉動角速度相同，不要糾結在這種問題上了，好好分析齒輪間的傳動關系吧