齿轴脱离装置机械设计

⑴ 机械设计开始齿轮传动的设计计算

二、设计参数
传递功率 P=5.741(kW)
传递转矩 T=484.37(N·m)
齿轮1转速 n1=113.18(r/min)
齿轮2转速 n2=25.15(r/min)
传动比 i=4.5
原动机载荷特性 SF=轻微振动
工作机载荷特性 WF=均匀平稳
预定寿命 H=10000(小时)

三、布置与结构
结构形式 ConS=闭式
齿轮1布置形式 ConS1=对称布置
齿轮2布置形式 ConS2=对称布置

四、材料及热处理
齿面啮合类型 GFace=硬齿面
热处理质量级别 Q=ML

齿轮1材料及热处理 Met1=45<表面淬火>
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=45～50
齿轮1硬度 HBS1=48
齿轮1材料类别 MetN1=0
齿轮1极限应力类别 MetType1=11

齿轮2材料及热处理 Met2=45<表面淬火>
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=45～50
齿轮2硬度 HBS2=48
齿轮2材料类别 MetN2=0
齿轮2极限应力类别 MetType2=11

五、齿轮精度
齿轮1第Ⅰ组精度 JD11=7
齿轮1第Ⅱ组精度 JD12=7
齿轮1第Ⅲ组精度 JD13=7
齿轮1齿厚上偏差 JDU1=F
齿轮1齿厚下偏差 JDD1=L

齿轮2第Ⅰ组精度 JD21=7
齿轮2第Ⅱ组精度 JD22=7
齿轮2第Ⅲ组精度 JD23=7
齿轮2齿厚上偏差 JDU2=F
齿轮2齿厚下偏差 JDD2=L

六、齿轮基本参数
模数(法面模数) Mn=5.5(2)(mm)
端面模数 Mt=5.50000(mm)
螺旋角 β=0.00000(度)
基圆柱螺旋角 βb=0.0000000(度)

齿轮1齿数 Z1=19
齿轮1变位系数 X1=0.00
齿轮1齿宽 B1=45.876(mm)
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.439

齿轮2齿数 Z2=86
齿轮2变位系数 X2=0.00
齿轮2齿宽 B2=45.876(mm)
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.097

总变位系数 Xsum=0.000
标准中心距 A0=288.75000(mm)
实际中心距 A=288.75000(mm)
中心距变动系数 yt=0.00000
齿高变动系数 △yt=0.00000
齿数比 U=4.52632
端面重合度 εα=1.68932
纵向重合度 εβ=0.00000
总重合度 ε=1.68932

齿轮1分度圆直径 d1=104.50000(mm)
齿轮1齿顶圆直径 da1=115.50000(mm)
齿轮1齿根圆直径 df1=90.75000(mm)
齿轮1基圆直径 db1=98.19788(mm)
齿轮1齿顶高 ha1=5.50000(mm)
齿轮1齿根高 hf1=6.87500(mm)
齿轮1全齿高 h1=12.37500(mm)
齿轮1齿顶压力角 αat1=31.766780(度)

齿轮2分度圆直径 d2=473.00000(mm)
齿轮2齿顶圆直径 da2=484.00000(mm)
齿轮2齿根圆直径 df2=459.25000(mm)
齿轮2基圆直径 db2=444.47461(mm)
齿轮2齿顶高 ha2=5.50000(mm)
齿轮2齿根高 hf2=6.87500(mm)
齿轮2全齿高 h2=12.37500(mm)
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.315988(度)

齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=8.62954(mm)
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=5.67846(mm)
齿轮1固定弦齿厚 sch1=7.62876(mm)
齿轮1固定弦齿高 hch1=4.11157(mm)
齿轮1公法线跨齿数 K1=3
齿轮1公法线长度 Wk1=42.05539(mm)

齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=8.63890(mm)
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=5.53945(mm)
齿轮2固定弦齿厚 sch2=7.62876(mm)
齿轮2固定弦齿高 hch2=4.11157(mm)
齿轮2公法线跨齿数 K2=10
齿轮2公法线长度 Wk2=160.87348(mm)

齿顶高系数 ha*=1.00
顶隙系数 c*=0.25
压力角 α*=20(度)
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000
端面顶隙系数 c*t=0.25000
端面压力角 α*t=20.0000000(度)
端面啮合角 αt'=20.0000001(度)

七、检查项目参数
齿轮1齿距累积公差 Fp1=0.05448
齿轮1齿圈径向跳动公差 Fr1=0.04474
齿轮1公法线长度变动公差 Fw1=0.03187
齿轮1齿距极限偏差 fpt(±)1=0.01845
齿轮1齿形公差 ff1=0.01481
齿轮1一齿切向综合公差 fi'1=0.01995
齿轮1一齿径向综合公差 fi''1=0.02607
齿轮1齿向公差 Fβ1=0.01477
齿轮1切向综合公差 Fi'1=0.06929
齿轮1径向综合公差 Fi''1=0.06263
齿轮1基节极限偏差 fpb(±)1=0.01734
齿轮1螺旋线波度公差 ffβ1=0.01995
齿轮1轴向齿距极限偏差 Fpx(±)1=0.01477
齿轮1齿向公差 Fb1=0.01477
齿轮1x方向轴向平行度公差 fx1=0.01477
齿轮1y方向轴向平行度公差 fy1=0.00738
齿轮1齿厚上偏差 Eup1=-0.07380
齿轮1齿厚下偏差 Edn1=-0.29520

齿轮2齿距累积公差 Fp2=0.10577
齿轮2齿圈径向跳动公差 Fr2=0.06733
齿轮2公法线长度变动公差 Fw2=0.04593
齿轮2齿距极限偏差 fpt(±)2=0.02104
齿轮2齿形公差 ff2=0.01941
齿轮2一齿切向综合公差 fi'2=0.02427
齿轮2一齿径向综合公差 fi''2=0.02967
齿轮2齿向公差 Fβ2=0.00630
齿轮2切向综合公差 Fi'2=0.12518
齿轮2径向综合公差 Fi''2=0.09426
齿轮2基节极限偏差 fpb(±)2=0.01977
齿轮2螺旋线波度公差 ffβ2=0.02427
齿轮2轴向齿距极限偏差 Fpx(±)2=0.00630
齿轮2齿向公差 Fb2=0.00630
齿轮2x方向轴向平行度公差 fx2=0.00630
齿轮2y方向轴向平行度公差 fy2=0.00315
齿轮2齿厚上偏差 Eup2=-0.08417
齿轮2齿厚下偏差 Edn2=-0.33669

中心距极限偏差 fa(±)=0.03868

八、强度校核数据
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=960.0(MPa)
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=480.0(MPa)
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=0.0(MPa)
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=0.0(MPa)
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=960.0(MPa)
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=480.0(MPa)
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=0.0(MPa)
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=0.0(MPa)
接触强度用安全系数 SHmin=1.00
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40
接触强度计算应力 σH=0.0(MPa)
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=0.0(MPa)
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=0.0(MPa)
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足

⑵ 机械设计中的齿轮轴怎么计算

从齿轮轴的结构看主要部位是：轴颈尺寸的确定，按照强度计算得到最小轴径尺寸，再根据轴承内孔确定轴径尺寸；齿轮部位的尺寸，按照传动比要求选择模数与齿数，再计算齿轮各部分几何尺寸。其余部分尺寸按照结构设计确定。

⑶ 机械设计机械轴系部件简图，设计其装配机构。。题我截图了

1,装斜齿轮轴一端有轴肩，注意轴肩的方向要在抵消斜齿轮轴向力的位置。齿轮与轴之间有传递扭矩的键。轴和齿轮间用过盈配合，如H7/s6。
2，半联轴器与轴用键，从轴端压入，配合H7/m6.
3,这一条很怪。一般不做两端固定。如果要做，两端轴承外圈固定，内圈也固定，只是靠联轴侧的内圈要用园螺母固定以调整轴向间隙。
4，见上一条。
5，轴承透盖上加骨架油封，同时注意轴上此位置要氮化处理并磨光0.8.

⑷ 齿轮轴的设计

在设计中，齿轮轴的运用一般无外乎以下几种情况：
1、齿轮轴一般是小齿轮（齿数少的齿轮）2、齿轮轴一般是在高速级（也就是低扭矩级）3、齿轮轴一般很少作为变速的滑移齿轮，一般都是固定运行的齿轮，一是因为处在高速级，其高速度是不适进行滑移变速的。 4、齿轮轴是轴和齿轮合成一个整体的，但是，在设计时，还是要尽量缩短轴的长度，太长了一是不利于上滚齿机加工，二是轴的支撑太长导致轴要加粗而增加机械强度（如刚性、挠度、抗弯等）

⑸ 齿轮轴怎样设计

1、首先设计齿轮

• 根据运动传动链，确定齿轮传动比；
  

• 根据作用在小齿轮上的扭矩，计算作用在轮齿上的圆周力Ft（径向力和轴向力计算轴的强度、刚度有用）；
  

• 根据不根切最少齿数，确定合理小齿轮的齿数；

• 选择齿轮材料及热处理方式；

• 由轮齿弯曲疲劳强度设计公式计算齿轮模数；

• 由齿面接触疲劳强度设计公式计算齿轮分度圆直径；

• 根据计算，确定齿轮模数和分度圆直径及齿轮宽度；

• 确定齿轮几何参数及尺寸（包括齿轮变位参数）；

• 由齿面接触疲劳强度校核公式和齿面接触疲劳强度校核公式，对齿轮进行校核计算，如有必要还需进行齿面抗胶合能力计算；

• 齿轮结构设计确定齿轮传动的润滑方式；

2、齿轮安装方式

• 确定受力情况。是否有轴向力？

• 选择支承方式。

• 确定轴承结构及尺寸。

• 根据齿轮箱结构及装配工艺、设计轴的固定结构、端盖结构。

• 出详细设计图。

⑹ 机械设计基础什么时候选用齿轮轴

当齿顶圆直径小于等于500mm时，可做成腹板式结构，好处是可以节省材料、减轻重量。

考虑到加工时夹紧及搬运的需要，腹板上常对称的开出4～6个孔。直径较小时，腹板式齿轮的毛坯常用可锻材料通过锻造得到。

在设计中，齿轮轴的运用一般无外乎以下几种情况：

1、齿轮轴一般是小齿轮（齿数少的齿轮）。

2、齿轮轴一般是在高速级（也就是低扭矩级）。

3、齿轮轴一般很少作为变速的滑移齿轮，一般都是固定运行的齿轮，一是因为处在高速级，其高速度是不适进行滑移变速的。

(6)齿轴脱离装置机械设计扩展阅读：

齿轮轴主要表面的加工顺序，在很大程度上取决于定位基准的选择。轴类零件本身的结构特征和主轴各主要表面的位置精度要求都决定了以轴线为定位基准是最理想的。

这样既保证基准统一，又使定位基准与设计基准重合。一般多以外圆为粗基准，以轴两端的项尖孔为精基准。具体选择时还要注意以下几点。

当各加工表面间相互位置精度要求较高时，最好在一次装夹中完成各表面的加工。

粗加工或不能用两端顶尖孔（如加工主轴锥孔）定位时，为提高工件加工时工艺系统的刚度，可只用外圆表面定位或用外圆表面和一端中心孔作为定位基准。在加工过程中，应交替使用轴的外圆和一端中心孔作为定位基准，以满足相互位置精度要求。

⑺ 求解一道关于轴的机械设计问题，必有重谢。。。

要分啊，多给点啦。。。。。

1、

⑻ 机械设计，一级齿轮减速器

仅供参考

一、传动方案拟定
第二组第三个数据：设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器（1） 工作条件：使用年限10年，每年按300天计算，两班制工作，载荷平稳。
（2） 原始数据：滚筒圆周力F=1.7KN；带速V=1.4m/s；
滚筒直径D=220mm。
运动简图二、电动机的选择
1、电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求和 条件，选用 Y系列三相异步电动机。
2、确定电动机的功率：
（1）传动装置的总效率：
η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒
=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95
=0.86
(2)电机所需的工作功率：
Pd=FV/1000η总
=1700×1.4/1000×0.86
=2.76KW
3、确定电动机转速：
滚筒轴的工作转速：
Nw=60×1000V/πD
=60×1000×1.4/π×220
=121.5r/min

根据【2】表2.2中推荐的合理传动比范围，取V带传动比Iv=2~4，单级圆柱齿轮传动比范围Ic=3~5，则合理总传动比i的范围为i=6~20，故电动机转速的可选范围为nd=i×nw=（6~20）×121.5=729~2430r/min
符合这一范围的同步转速有960 r/min和1420r/min。由【2】表8.1查出有三种适用的电动机型号、如下表
方案 电动机型号 额定功率 电动机转速（r/min） 传动装置的传动比
KW 同转 满转 总传动比 带 齿轮
1 Y132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.63
2 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89

综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，比较两种方案可知：方案1因电动机转速低，传动装置尺寸较大，价格较高。方案2适中。故选择电动机型号Y100l2-4。
4、确定电动机型号
根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为
Y100l2-4。
其主要性能：额定功率：3KW，满载转速1420r/min，额定转矩2.2。
三、计算总传动比及分配各级的传动比
1、总传动比：i总=n电动/n筒=1420/121.5=11.68
2、分配各级传动比
（1） 取i带=3
（2） ∵i总=i齿×i 带π
∴i齿=i总/i带=11.68/3=3.89
四、运动参数及动力参数计算
1、计算各轴转速（r/min）
nI=nm/i带=1420/3=473.33(r/min)
nII=nI/i齿=473.33/3.89=121.67(r/min)
滚筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)
2、 计算各轴的功率（KW）
PI=Pd×η带=2.76×0.96=2.64KW
PII=PI×η轴承×η齿轮=2.64×0.99×0.97=2.53KW

3、 计算各轴转矩
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、传动零件的设计计算
1、 皮带轮传动的设计计算
（1） 选择普通V带截型
由课本[1]P189表10-8得：kA=1.2 P=2.76KW
PC=KAP=1.2×2.76=3.3KW
据PC=3.3KW和n1=473.33r/min
由课本[1]P189图10-12得：选用A型V带
（2） 确定带轮基准直径，并验算带速
由[1]课本P190表10-9，取dd1=95mm>dmin=75
dd2=i带dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.30 mm
由课本[1]P190表10-9，取dd2=280
带速V：V=πdd1n1/60×1000
=π×95×1420/60×1000
=7.06m/s
在5~25m/s范围内，带速合适。
（3） 确定带长和中心距
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
根据课本[1]表（10-6）选取相近的Ld=1600mm
确定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2
=497mm
(4) 验算小带轮包角α1=1800-57.30 ×(dd2-dd1)/a
=1800-57.30×(280-95)/497
=158.670>1200（适用）
（5） 确定带的根数
单根V带传递的额定功率.据dd1和n1，查课本图10-9得 P1=1.4KW
i≠1时单根V带的额定功率增量.据带型及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) 计算轴上压力
由课本[1]表10-5查得q=0.1kg/m，由课本式（10-20）单根V带的初拉力：
F0=500PC/ZV[（2.5/Kα）-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06(2.5/0.94-1)]+0.10x7.062 =134.3kN
则作用在轴承的压力FQ
FQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2)
=791.9N

2、齿轮传动的设计计算
（1）选择齿轮材料与热处理：所设计齿轮传动属于闭式传动，通常
齿轮采用软齿面。查阅表[1] 表6-8，选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度260HBS；大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为215HBS；精度等级：运输机是一般机器，速度不高，故选8级精度。
(2)按齿面接触疲劳强度设计由d1≥ (6712×kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3
确定有关参数如下：传动比i齿=3.89
取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1= ×20=77.8取z2=78
由课本表6-12取φd=1.1
(3)转矩T1
T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660N?mm
(4)载荷系数k : 取k=1.2
(5)许用接触应力[σH]
[σH]= σHlim ZN/SHmin 由课本[1]图6-37查得：
σHlim1=610Mpa σHlim2=500Mpa接触疲劳寿命系数Zn：按一年300个工作日，每天16h计算，由公式N=60njtn 计算
N1=60×473.33×10×300×18=1.36x109
N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4×108
查[1]课本图6-38中曲线1，得 ZN1=1 ZN2=1.05
按一般可靠度要求选取安全系数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
模数：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm
取课本[1]P79标准模数第一数列上的值，m=2.5
(6)校核齿根弯曲疲劳强度
σ bb=2KT1YFS/bmd1
确定有关参数和系数
分度圆直径：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm
d2=mZ2=2.5×78mm=195mm
齿宽：b=φdd1=1.1×50mm=55mm
取b2=55mm b1=60mm
(7)复合齿形因数YFs 由课本[1]图6-40得：YFS1=4.35,YFS2=3.95
(8)许用弯曲应力[σbb]
根据课本[1]P116：
[σbb]= σbblim YN/SFmin
由课本[1]图6-41得弯曲疲劳极限σbblim应为： σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa
由课本[1]图6-42得弯曲疲劳寿命系数YN：YN1=1 YN2=1
弯曲疲劳的最小安全系数SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1
计算得弯曲疲劳许用应力为
[σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa
[σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa
校核计算
σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa< [σbb1]
σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa< [σbb2]
故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够
(9)计算齿轮传动的中心矩a
a=(d1+d2)/2= (50+195)/2=122.5mm
(10)计算齿轮的圆周速度V
计算圆周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s
因为V＜6m/s，故取8级精度合适．

六、轴的设计计算
从动轴设计
1、选择轴的材料 确定许用应力
选轴的材料为45号钢，调质处理。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、按扭转强度估算轴的最小直径
单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，
从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：
d≥C
查[2]表13-5可得，45钢取C=118
则d≥118×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm
考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d=35mm
3、齿轮上作用力的计算
齿轮所受的转矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582 N
齿轮作用力：
圆周力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N
径向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N
4、轴的结构设计
轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图。
（1）、联轴器的选择
可采用弹性柱销联轴器，查[2]表9.4可得联轴器的型号为HL3联轴器：35×82 GB5014-85
（2）、确定轴上零件的位置与固定方式
单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置
在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环和套筒实现
轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴
承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通
过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合
分别实现轴向定位和周向定位
（3）、确定各段轴的直径
将估算轴d=35mm作为外伸端直径d1与联轴器相配（如图），
考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=40mm
齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3=4 5mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=50mm。齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5
满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=45mm.
(4)选择轴承型号.由[1]P270初选深沟球轴承,代号为6209,查手册可得:轴承宽度B=19,安装尺寸D=52,故轴环直径d5=52mm.
(5）确定轴各段直径和长度
Ⅰ段：d1=35mm 长度取L1=50mm

II段:d2=40mm
初选用6209深沟球轴承，其内径为45mm,
宽度为19mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：
L2=（2+20+19+55）=96mm
III段直径d3=45mm
L3=L1-L=50-2=48mm
Ⅳ段直径d4=50mm
长度与右面的套筒相同，即L4=20mm
Ⅴ段直径d5=52mm. 长度L5=19mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=96mm
(6)按弯矩复合强度计算
①求分度圆直径：已知d1=195mm
②求转矩：已知T2=198.58N?m
③求圆周力：Ft
根据课本P127（6-34）式得
Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N
④求径向力Fr
根据课本P127（6-35）式得
Fr=Ft?tanα=2.03×tan200=0.741N
⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=48mm

(1)绘制轴受力简图（如图a）
（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）
轴承支反力：
FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37N
FAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N
由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAyL/2=0.37×96÷2=17.76N?m
截面C在水平面上弯矩为：
MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N?m
(4)绘制合弯矩图（如图d）
MC=(MC12+MC22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63N?m
(5)绘制扭矩图（如图e）
转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N?m
(6)绘制当量弯矩图（如图f）
转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=0.2，截面C处的当量弯矩：
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[51.632+(0.2×198.58)2]1/2=65.13N?m
(7)校核危险截面C的强度
由式（6-3）

⑼ 机械原理里面齿轮轴与齿轮不固定怎么传动

齿轮2和1之间采用啮合传动，2本身和轴采用键连接，在这种简单的示意图中是不用画出来的，齿轮3和2是同轴式转动，也就是2、3转动角速度相同，不要纠结在这种问题上了，好好分析齿轮间的传动关系吧