機(jī)械設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)-展開(kāi)式二級(jí)直齒圓柱減速器.docx

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機(jī)械設(shè)計(jì) 課程設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 姓 名： 畢延吉 學(xué) 號(hào)： 13099940806 年級(jí)專業(yè)： 13級(jí)機(jī)電一班 指導(dǎo)教師： 劉桂珍 佳木斯大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院 機(jī)械基礎(chǔ)教研室 2016年 月 日 目錄 第一章 設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū) 3 1.1設(shè)計(jì)題目 3 1.2設(shè)計(jì)步驟 3 第二章 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案 3 2.1傳動(dòng)方案 3 2.2該方案的優(yōu)缺點(diǎn) 3 第三章 電動(dòng)機(jī)的選擇 4 3.1選擇電動(dòng)機(jī)類型 4 3.2確定傳動(dòng)裝置的效率 4 3.3選擇電動(dòng)機(jī)的容量 4 3.4確定電動(dòng)機(jī)參數(shù) 4 3.5確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比 5 第四章 計(jì)算傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù) 6 4.1電動(dòng)機(jī)輸出參數(shù) 6 4.2高速軸Ⅰ的參數(shù) 6 4.3中間軸Ⅱ的參數(shù) 6 4.4低速軸Ⅲ的參數(shù) 7 4.5滾筒軸的參數(shù) 7 第五章 普通V帶設(shè)計(jì)計(jì)算 8 第六章 減速器高速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算 11 6.1選精度等級(jí)、材料及齒數(shù) 11 6.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 12 6.3確定傳動(dòng)尺寸 14 6.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 14 6.5計(jì)算齒輪傳動(dòng)其它幾何尺寸 15 6.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié) 15 第七章 減速器低速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算 16 7.1選精度等級(jí)、材料及齒數(shù) 16 7.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 16 7.3確定傳動(dòng)尺寸 18 7.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 18 7.5計(jì)算齒輪傳動(dòng)其它幾何尺寸 19 7.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié) 19 第八章 軸的設(shè)計(jì) 20 8.1高速軸設(shè)計(jì)計(jì)算 20 8.2中間軸設(shè)計(jì)計(jì)算 26 8.3低速軸設(shè)計(jì)計(jì)算 32 第九章 滾動(dòng)軸承壽命校核 38 9.1高速軸上的軸承校核 38 9.2中間軸上的軸承校核 39 9.3低速軸上的軸承校核 40 第十章 鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)計(jì)算 40 10.1高速軸與大帶輪鍵連接校核 40 10.2中間軸與低速級(jí)小齒輪鍵連接校核 41 10.3中間軸與高速級(jí)大齒輪鍵連接校核 41 10.4低速軸與低速級(jí)大齒輪鍵連接校核 41 10.5低速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核 41 第十一章 聯(lián)軸器的選擇 42 11.1低速軸上聯(lián)軸器 42 第十二章 減速器的密封與潤(rùn)滑 42 12.1減速器的密封 42 12.2齒輪的潤(rùn)滑 42 12.3軸承的潤(rùn)滑 43 第十三章 減速器附件設(shè)計(jì) 43 13.1油面指示器 43 13.2通氣器 43 13.3放油孔及放油螺塞 43 13.4窺視孔和視孔蓋 44 13.5定位銷 44 13.6啟蓋螺釘 44 13.7螺栓及螺釘 44 第十四章 減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸 45 第十五章 設(shè)計(jì)小結(jié) 46 第十六章 參考文獻(xiàn) 46  第一章 設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū) 1.1設(shè)計(jì)題目 展開(kāi)式二級(jí)直齒圓柱減速器，拉力F=1800N，速度v=0.85m/s，卷筒直徑D=300mm，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，工作時(shí)有輕微振動(dòng)，空載起動(dòng)，使用年限8年，小批量生產(chǎn)，單班制工作，運(yùn)輸帶速度允許誤差為5％。 1.2設(shè)計(jì)步驟 1.傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案 2.電動(dòng)機(jī)的選擇 3.確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比 4.計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) 5.普通V帶設(shè)計(jì)計(jì)算 6.減速器內(nèi)部傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算 7.傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì) 8.滾動(dòng)軸承校核 9.鍵聯(lián)接設(shè)計(jì) 10.聯(lián)軸器設(shè)計(jì) 11.潤(rùn)滑密封設(shè)計(jì) 12.箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 第二章 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案 2.1傳動(dòng)方案 傳動(dòng)方案已給定，前置外傳動(dòng)為普通V帶傳動(dòng)，減速器為展開(kāi)式二級(jí)圓柱齒輪減速器。 2.2該方案的優(yōu)缺點(diǎn) 由于V帶有緩沖吸振能力，采用 V帶傳動(dòng)能減小振動(dòng)帶來(lái)的影響，并且該工作機(jī)屬于小功率、載荷變化不大，可以采用V 帶這種簡(jiǎn)單的結(jié)構(gòu)，并且價(jià)格便宜，標(biāo)準(zhǔn)化程度高，大幅降低了成本。 展開(kāi)式二級(jí)圓柱齒輪減速器由于齒輪相對(duì)軸承為不對(duì)稱布置，因而沿齒向載荷分布不均，要求軸有較大剛度。 第三章 電動(dòng)機(jī)的選擇 3.1選擇電動(dòng)機(jī)類型 按工作要求和工況條件，選用三相籠型異步電動(dòng)機(jī)，電壓為380V，Y型。 3.2確定傳動(dòng)裝置的效率 查表得： 聯(lián)軸器的效率：η1=0.99 一對(duì)滾動(dòng)軸承的效率：η2=0.99 閉式圓柱齒輪的傳動(dòng)效率：η3=0.98 普通V帶的傳動(dòng)效率：η4=0.96 工作機(jī)效率：ηw=0.97 故傳動(dòng)裝置的總效率 ηa=η1η24η32η4ηw=0.85 3.3選擇電動(dòng)機(jī)的容量 工作機(jī)所需功率為 Pw=FV1000=18000.851000=1.53kW 3.4確定電動(dòng)機(jī)參數(shù) 電動(dòng)機(jī)所需額定功率: Pd=Pwηa=1.530.825=1.85kW 工作轉(zhuǎn)速： nw=601000VπD=6010000.853.14300=54.14r/min 經(jīng)查表按推薦的合理傳動(dòng)比范圍，V帶傳動(dòng)比范圍為：1.5--2二級(jí)圓柱齒輪減速器傳動(dòng)比范圍為：8--40因此理論傳動(dòng)比范圍為：12--80?？蛇x擇的電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速范圍為nd=ianw=(12--80)4.14=649.8--4331.2r/min。進(jìn)行綜合考慮價(jià)格、重量、傳動(dòng)比等因素，選定電機(jī)型號(hào)為：Y100L1-4的三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率2.2kW，滿載轉(zhuǎn)速為1430r/min，同步轉(zhuǎn)速為1500r/min。 3.5確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比 （1）總傳動(dòng)比的計(jì)算 由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速nw，可以計(jì)算出傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為： ia=nmnw=94054.14=17.36 （2）分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比 取普通V帶的傳動(dòng)比：iv=1.5 高速級(jí)傳動(dòng)比 i1=1.35iaiv=3.45 則低速級(jí)的傳動(dòng)比為 i2=2.93 減速器總傳動(dòng)比 ib=i1i2=11.57 第四章 計(jì)算傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù) 4.1電動(dòng)機(jī)輸出參數(shù) 功率：P0=Pd=1.85kW 轉(zhuǎn)速：n0=nm=940r/min 扭矩：T0=9.55106P0n0=9.551061.85940=18795.21N?mm 4.2高速軸Ⅰ的參數(shù) 功率：P1=P0η4=1.850.96=1.78kW 轉(zhuǎn)速：n1=n0iv=9401.5=626.67r/min 扭矩：T1=9.55106P1n1=9.551061.78626.67=27125.92N?mm 4.3中間軸Ⅱ的參數(shù) 功率：P2=P1η2η3=1.780.990.98=1.73kW 轉(zhuǎn)速：n2=n1i1=626.673.45=181.58r/min 扭矩：T2=9.55106P2n2=9.551061.73181.58=90987.44N?mm 4.4低速軸Ⅲ的參數(shù) 功率：P3=P2η2η3=1.730.990.98=1.68kW 轉(zhuǎn)速：n3=n2i2=181.582.93=61.97r/min 扭矩：T3=9.55106P3n3=9.551061.6861.97=258899.47N?mm 4.5滾筒軸的參數(shù) 功率：Pw=P3η1=1.680.99=1.66kW 轉(zhuǎn)速：nw=n3=61.97r/min 扭矩：Tw=9.55106Pwnw=9.551061.6661.97=255817.33N?mm 運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算結(jié)果整理于下表:  軸名 功率P(kW) 轉(zhuǎn)矩T(N?mm) 轉(zhuǎn)速(r/min) 傳動(dòng)比i 效率η 輸入 輸出 輸入 輸出 電動(dòng)機(jī)軸 1.85 18795.21 940 1.5 0.96 Ⅰ軸 1.78 1.78 27125.92 27125.92 626.67 3.45 0.97 Ⅱ軸 1.73 1.73 90987.44 90987.44 181.58 2.93 0.97 Ⅲ軸 1.68 1.68 258899.47 258899.47 61.97 1 0.96 工作機(jī)軸 1.66 1.66 255817.33 255817.33 61.97 第五章 普通V帶設(shè)計(jì)計(jì)算 1.已知條件和設(shè)計(jì)內(nèi)容 設(shè)計(jì)普通V帶傳動(dòng)的已知條件包括：所需傳遞的額定功率Pd=1.85kW；小帶輪轉(zhuǎn)速n1=940r/min；大帶輪轉(zhuǎn)速n2和帶傳動(dòng)傳動(dòng)比i=1.5；設(shè)計(jì)的內(nèi)容是：帶的型號(hào)、長(zhǎng)度、根數(shù)，帶輪的直徑、寬度和軸孔直徑中心距、初拉力及作用在軸上之力的大小和方向。 2.設(shè)計(jì)計(jì)算步驟 （1）確定計(jì)算功率Pca 由表查得工作情況系數(shù)KA=1.2，故 Pca=KAP=1.21.85=2.22kW （2）選擇V帶的帶型 根據(jù)Pca、n1由圖選用A型。 3.確定帶輪的基準(zhǔn)直徑d并驗(yàn)算帶速v 1）初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑d1。取小帶輪的基準(zhǔn)直徑d1=90.5mm。 2）驗(yàn)算帶速v。按式驗(yàn)算帶的速度 v=πd1n601000=π90.5940601000=4.42ms 因?yàn)?m/s>v，故帶速不合適。 再取基準(zhǔn)直徑為105.5，演算帶速v v=πd1n601000=π105.5940601000=5.19ms 因?yàn)?m/s120 （6）計(jì)算帶的根數(shù)z 1）計(jì)算單根V帶的額定功率Pr。 由d1=105.5mm和n1=940r/min,查表得P0=1.2kW。 根據(jù)n1=940r/min，i=1.6和A型帶，查表得△P0=0.02kW。 查表的Kα=0.96，表得KL=0.87，于是 Pr=P0+△P0KαKL=1.2+0.020.960.87=1.31kW 2）計(jì)算帶的根數(shù)z z=PcaPr=2.221.31≈1.69 取2根。 （6）計(jì)算單根V帶的初拉力F0 由表得A型帶的單位長(zhǎng)度質(zhì)量q=0.105kg/m，所以 F0=5002.5-KαPcaKαzv+qv2=5002.5-0.962.220.9625.19+0.1055.192=174.37N （7）計(jì)算壓軸力Fp Fp=2zF0sinα12=22174.37sin1652=691.51N 帶型 A 中心距 230.15mm 小帶輪基準(zhǔn)直徑 105.5mm 包角 165 大帶輪基準(zhǔn)直徑 165.5mm 帶長(zhǎng) 890mm 帶的根數(shù) 2 初拉力 174.37N 帶速 5.19m/s 壓軸力 691.51N 4.帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) （1）小帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 小帶輪的軸孔直徑d=42mm 因?yàn)樾л哾d1=105.5<300mm 因此小帶輪結(jié)構(gòu)選擇為實(shí)心式。 因此小帶輪尺寸如下： d1=2.0d=2.042=84mm da=dd1+2ha=105.5+22.75=111mm B=z-1e+2f=33mm L=2.0d≥B（帶輪為實(shí)心式，因此輪緣寬度應(yīng)大于等于帶輪寬度） L=42mm （2）大帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 大帶輪的軸孔直徑d=16mm 因?yàn)榇髱л哾d2=165.5mm 因此大帶輪結(jié)構(gòu)選擇為腹板式。 因此大帶輪尺寸如下： d1=2.0d=2.016=32mm da=dd1+2ha=165.5+22.75=171mm B=z-1e+2f=33mm C=0.25B=0.2533=8.25mm L=2.0d=2.022=44mm 第六章 減速器高速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算 6.1選精度等級(jí)、材料及齒數(shù) （1）由選擇小齒輪45(調(diào)質(zhì))，硬度為240HBS，大齒輪45(正火(常化))，硬度為190HBS （2）選小齒輪齒數(shù)Z1=25，則大齒輪齒數(shù)Z2=Z1i=253.45=87。 實(shí)際傳動(dòng)比i=3.48 （3）壓力角α=20。 6.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) （1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即 d1t≥32KHtTφdu+1uZHZEZεσH2 1）確定公式中的各參數(shù)值 ①試選載荷系數(shù)KHt=1.3 T=9550000Pn=95500001.78626.67=27125.92N?mm ③查表選取齒寬系數(shù)φd=1 ④由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.6 ⑤查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa ⑥重合度 端面重合度為： εα=1.88-3.21z1+1z2cosβ=1.88-3.2125+187cos0=1.74 軸向重合度為： εβ=0.318φdz1tanβ=0 查得重合度系數(shù)Zε=0.868 ⑧計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力[σH] 由圖查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為： σHlim1=600Mpa，σHlim2=550Mpa 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) NL1=60njLh=60626.67183008=0.72109 NL2=NL1u=0.721093.48=2..075108 由圖查取接觸疲勞系數(shù)： KHN1=0.973，KHN2=0.994 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得 σH1=KHN1σHlim1S=0.9736001=584MPa σH2=KHN2σHlim2S=0.9945501=547MPa 取[σH]1和[σH]2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即 [σH]=547MPa 2）試算小齒輪分度圓直徑 d1t≥32KHtTφdu+1uZHZEZεσH2=321.327125.9213.48+13.482.6189.80.8685472=38.18mm （2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑 1）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。 ①圓周速度ν v=πd1tn601000=π38.18626.67601000=1.25 齒寬b b=φdd1t=138.18=38.18mm 2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH ①查表得使用系數(shù)KA=1.0 ②查圖得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.109 ③齒輪的圓周力。 Ft=2Td1=227125.9238.18=1423.19N KAFtb=1.01423.1938.18=37.28mm<100Nmm 查表得齒間載荷分配系數(shù)：KHα=1.2 查表得齒向載荷分布系數(shù)：KHβ=1.417 實(shí)際載荷系數(shù)為 KH=KAKVKHαKHβ=1.01.1091.21.417=1.733 3）按實(shí)際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑 d1=d1t3KHKHt=38.1831.7331.3=42.01mm 4）確定模數(shù) m=d1z1=42.0125=1.68mm，取m=2.0mm。 6.3確定傳動(dòng)尺寸 （1）計(jì)算中心距 a=z1+z2m2=112mm，圓整為112mm （2）計(jì)算小、大齒輪的分度圓直徑 d1=z1m=252.0=50mm d2=z2m=872.5=174mm （3）計(jì)算齒寬 b=φdd1=50mm 取B1=105mm B2=100mm 6.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件為 σF=2KTbmd1YFaYSaYε≤σF 1） K、T、m和d1同前 齒寬b=b2=60 齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力修正系數(shù)YSa： 查表得： YFa1=2.6，YFa2=2.148 YSa1=1.59，YSa2=1.822 查圖得重合度系數(shù)Yε=0.686 查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為: σFlim1=500MPa、σFlim2=380MPa 由圖查取彎曲疲勞系數(shù)： KFN1=0.776，KFN2=0.879 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得許用彎曲應(yīng)力 σF1=KFN1σFlim1S=0.7765001.4=277.143MPa σF2=KFN2σFlim2S=0.8793801.4=238.586MPa σF1=2KTbmd1YFa1YSa1Yε=63.301MPa<σF1=277.143MPa σF2=σF1YFa2YSa2YFa1YSa1=59.927MPa<σF2=238.586MPa 故彎曲強(qiáng)度足夠。 6.5計(jì)算齒輪傳動(dòng)其它幾何尺寸 （1）計(jì)算齒頂高、齒根高和全齒高 ha=mhan*=2.0mm hf=mhan*+cn*=2.5mm h=ha+hf=m2han*+cn*=4.5mm （2）計(jì)算小、大齒輪的齒頂圓直徑 da1=d1+2ha=mz1+2han*=54mm da2=d2+2ha=mz2+2han*=178mm （3）計(jì)算小、大齒輪的齒根圓直徑 df1=d1-2hf=mz1-2han*-2cn*=45mm df2=d2-2hf=mz2-2han*-2cn*=169mm 注：han*=1.0，cn*=0.25 6.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié) 參數(shù)或幾何尺寸 符號(hào) 小齒輪 大齒輪 法面模數(shù) mn 2.5 2.5 法面壓力角 αn 20 20 法面齒頂高系數(shù) ha* 1.0 1.0 法面頂隙系數(shù) c* 0.25 0.25 齒數(shù) z 25 87 齒頂高 ha 2.0 2.0 齒根高 hf 2.5 2.5 分度圓直徑 d 50 174 齒頂圓直徑 da 54 178 齒根圓直徑 df 45 169 齒寬 B 48 42 中心距 a 112 第七章 減速器低速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算 7.1選精度等級(jí)、材料及齒數(shù) （1）由選擇小齒輪45(調(diào)質(zhì))，硬度為240HBS，大齒輪45(正火(常化))，硬度為190HBS （2）選小齒輪齒數(shù)Z1=28，則大齒輪齒數(shù)Z2=Z1i=282.93=83。 實(shí)際傳動(dòng)比i=2.93 （3）壓力角α=20。 7.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) （1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即 d1t≥32KHtTφdu+1uZHZEZεσH2 1）確定公式中的各參數(shù)值 ①試選載荷系數(shù)KHt=1.3 T=9550000Pn=95500001.73181.51=91022.53N?mm ③查表選取齒寬系數(shù)φd=1 ④由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.46 ⑤查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa ⑥重合度 端面重合度為： εα=1.88-3.21z1+1z2cosβ=1.88-3.2128+183cos0=1.73 軸向重合度為： εβ=0.318φdz1tanβ=0 查得重合度系數(shù)Zε=0.87 ⑧計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力[σH] 由圖查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為： σHlim1=600Mpa，σHlim2=550Mpa 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) NL1=60njLh=60181.58183008=2.09108 NL2=NL1u=2.091082.93=7.13107 由圖查取接觸疲勞系數(shù)： KHN1=0.994，KHN2=0.998 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得 σH1=KHN1σHlim1S=0.9946001=596MPa σH2=KHN2σHlim2S=0.9985501=549MPa 取[σH]1和[σH]2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即 [σH]=549MPa 2）試算小齒輪分度圓直徑 d1t≥32KHtTφdu+1uZHZEZεσH2=321.390987.4412.93+12.932.46189.80.875492=55.797mm （2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑 1）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。 ①圓周速度ν v=πd1tn601000=π55.797181.58601000=0.53 齒寬b b=φdd1t=155.797=55.797mm 2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH ①查表得使用系數(shù)KA=1.25 ②查圖得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.071 ③齒輪的圓周力。 Ft=2Td1=291022.5355.797=3262.63N KAFtb=1.2555.797=69.75mm>100Nmm 查表得齒間載荷分配系數(shù)：KHα=1.2 查表得齒向載荷分布系數(shù)：KHβ=1.458 實(shí)際載荷系數(shù)為 KH=KAKVKHαKHβ=1.251.0711.21.355=2.18 3）按實(shí)際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑 d1=d1t3KHKHt=55.79732.181.3=66.28mm 4）確定模數(shù) m=d1z1=66.2828=2.37mm，取m=2.5mm。 7.3確定傳動(dòng)尺寸 （1）計(jì)算中心距 a=z1+z2m2=138.75mm，圓整為139mm （2）計(jì)算小、大齒輪的分度圓直徑 d1=z1m=282.5=70mm d2=z2m=832.5=207.5mm （3）計(jì)算齒寬 b=φdd1=70mm 取B1=105mm B2=100mm 7.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件為 σF=2KTbmd1YFaYSaYε≤σF 1） K、T、m和d1同前 齒寬b=b2=100 齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力修正系數(shù)YSa： 查表得： YFa1=2.53，YFa2=2.186 YSa1=1.61，YSa2=1.787 查圖得重合度系數(shù)Yε=0.684 查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為: σFlim1=500MPa、σFlim2=380MPa 由圖查取彎曲疲勞系數(shù)： KFN1=0.879，KFN2=0.982 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得許用彎曲應(yīng)力 σF1=KFN1σFlim1S=0.8795001.4=313.929MPa σF2=KFN2σFlim2S=0.9823801.4=266.543MPa σF1=2KTbmd1YFa1YSa1Yε=69.688MPa<σF1=313.929MPa σF2=σF1YFa2YSa2YFa1YSa1=66.832MPa<σF2=266.543MPa 故彎曲強(qiáng)度足夠。 7.5計(jì)算齒輪傳動(dòng)其它幾何尺寸 （1）計(jì)算齒頂高、齒根高和全齒高 ha=mhan*=2.5mm hf=mhan*+cn*=3.125mm h=ha+hf=m2han*+cn*=5.625mm （2）計(jì)算小、大齒輪的齒頂圓直徑 da1=d1+2ha=mz1+2han*=75mm da2=d2+2ha=mz2+2han*=212.5mm （3）計(jì)算小、大齒輪的齒根圓直徑 df1=d1-2hf=mz1-2han*-2cn*=63.75mm df2=d2-2hf=mz2-2han*-2cn*=201.25mm 注：han*=1.0，cn*=0.25 7.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié) 參數(shù)或幾何尺寸 符號(hào) 小齒輪 大齒輪 法面模數(shù) mn 2.5 2.5 法面壓力角 αn 20 20 法面齒頂高系數(shù) ha* 1.0 1.0 法面頂隙系數(shù) c* 0.25 0.25 齒數(shù) z 28 83 齒頂高 ha 2.5 2.5 齒根高 hf 3.125 3.125 分度圓直徑 d 70 207.5 齒頂圓直徑 da 75 212.5 齒根圓直徑 df 63.75 201.25 齒寬 B 74 72 中心距 a 139 第八章 軸的設(shè)計(jì) 8.1高速軸設(shè)計(jì)計(jì)算 （1）已經(jīng)確定的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù) 轉(zhuǎn)速n=626.67r/min；功率P=1.78kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=27125.92N?mm （2）軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力 由表選用45，調(diào)質(zhì)處理，硬度為240HBS，許用彎曲應(yīng)力為[σ]=60MPa （3）按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計(jì)算軸的最小直徑 由于高速軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取A0=112。 d≥A03Pn=11231.78626.67=15.86mm 由于最小軸段截面上要開(kāi)1個(gè)鍵槽，故將軸徑增大5% dmin=1+0.0515.86=16.65mm 查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為22mm故取dmin=22 （4）設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)并繪制軸的結(jié)構(gòu)草圖 a.軸的結(jié)構(gòu)分析 由于齒輪1的尺寸較小，故高速軸設(shè)計(jì)成齒輪軸。顯然，軸承只能從軸的兩端分別裝入和拆卸，軸伸出端安裝V帶輪，選用普通平鍵，A型，bh=55mm(GB/T 1095-2003)，長(zhǎng)L=21mm；定位軸肩直徑為20mm；聯(lián)接以平鍵作過(guò)渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過(guò)渡配合固定。 b.確定各軸段的直徑和長(zhǎng)度。 外傳動(dòng)件到軸承透蓋端面距離K=20mm 軸承端蓋厚度e=10mm 調(diào)整墊片厚度△t=1mm 箱體內(nèi)壁到軸承端面距離△=5mm 各軸段直徑的確定 d1：用于連接V帶輪，直徑大小為V帶輪的內(nèi)孔徑，d1=16mm。 d2：密封處軸段，左端用于固定V帶輪軸向定位，根據(jù)V帶輪的軸向定位要求，軸的直徑大小較d1增大4mm，d2=20mm d3：滾動(dòng)軸承處軸段，應(yīng)與軸承內(nèi)圈尺寸一致，且較d2尺寸大1-10mm，選取d3=30mm，選取軸承型號(hào)為深溝球軸承6206 d4：考慮軸承安裝的要求，查得6206軸承安裝要求da=36mm，根據(jù)軸承安裝尺寸選擇d4=36mm。 d5：齒輪處軸段，由于小齒輪的直徑較小，采用齒輪軸結(jié)構(gòu)。 d6：過(guò)渡軸段，要求與d4軸段相同，故選取d6=d4=40mm。 d7：滾動(dòng)軸承軸段，要求與d3軸段相同，故選取d7=d3=30mm。 各軸段長(zhǎng)度的確定 L1：根據(jù)V帶輪的尺寸規(guī)格確定，選取L1=42mm。 L2：由箱體結(jié)構(gòu)、軸承端蓋、裝配關(guān)系等確定，取L2=72mm。 L3：由滾動(dòng)軸承寬度確定，選取L3=16mm。 L4：根據(jù)箱體的結(jié)構(gòu)和小齒輪的寬度確定，選取L4=132.5mm。 L5：由小齒輪的寬度確定，取L5=70mm。 L6：根據(jù)箱體的結(jié)構(gòu)和小齒輪的寬度確定，取L6=15mm。 L7：由滾動(dòng)軸承寬度確定，選取L7=16mm。 軸段 1 2 3 4 5 6 7 直徑(mm) 16 20 30 36 54 40 30 長(zhǎng)度(mm) 25 60 35 103 48 20 35 （5）彎曲-扭轉(zhuǎn)組合強(qiáng)度校核 a.畫高速軸的受力圖 如圖所示為高速軸受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖 b.計(jì)算作用在軸上的力（d1為齒輪1的分度圓直徑） 齒輪1所受的圓周力（d1為齒輪1的分度圓直徑） Ft1=2T1d1=227125.9216=3390.74N 齒輪1所受的徑向力 Fr1=Ft1tanα=3390.74tan20=1234.13N 第一段軸中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離La=80mm，軸承中點(diǎn)到齒輪中點(diǎn)距離Lb=154mm，齒輪中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離Lc=71mm 軸所受的載荷是從軸上零件傳來(lái)的，計(jì)算時(shí)通常將軸上的分布載荷簡(jiǎn)化為集中力，其作用點(diǎn)取為載荷分布段的中點(diǎn)。作用在軸上的扭矩，一般從傳動(dòng)件輪轂寬度的中點(diǎn)算起。通常把軸當(dāng)做置于鉸鏈支座上的梁，支反力的作用點(diǎn)與軸承的類型和布置方式有關(guān) 在水平面內(nèi) 高速軸上外傳動(dòng)件壓軸力（屬于徑向力）Q=1221.96N 軸承A處水平支承力： RAH=Fr1Lb-QLaLb+Lc=1234.13154-1221.96101154+71= 296.17N 軸承B處水平支承力： RBH=Q+Ft1-RAH=1221.96+3390.74+296.17=4908.87N 在垂直面內(nèi) 軸承A處垂直支承力： RAV=Ft1LbLb+Lc=3390.74154154+71= 2320.77N 軸承B處垂直支承力： RBV=Ft1LcLb+Lc=3390.7471154+71= 1069.97N 軸承A的總支承反力為： RA=RAH2+RAV2=296.172+2320.772=2339.59N 軸承B的總支承反力為： RB=RBH2+RBV2=4908.872+1069.972=5024.13N d.繪制水平面彎矩圖 截面A在水平面上彎矩： MAH=0N?mm 截面B在水平面上彎矩： MBH=QLa=1221.9680=97756.8N?mm 截面C在水平面上的彎矩： MCH=RAHLc=296.1771=21028.07N?mm 截面D在水平面上的彎矩： MDH=0N?mm e.在垂直平面上： 截面A在垂直面上彎矩： MAV=0N?mm 截面B在垂直面上彎矩： MBV=0N?mm 截面C在垂直面上的彎矩： MCV=RAVLc=2320.7771=164774.67N?mm 截面D在垂直面上彎矩： MDV=0N?mm 合成彎矩，有： 截面A處合成彎矩： MA=0N?mm 截面B處合成彎矩： MB=123418N?mm 截面C處合成彎矩： MC=MCH2+MCV2=21028.072+164774.672=166111.02N?mm 截面D處合成彎矩： MD=0N?mm 轉(zhuǎn)矩和扭矩圖 T1=27125.72N?mm 截面A處當(dāng)量彎矩： MVA=0N?mm 截面B處當(dāng)量彎矩： MVB=MB2+αT2=1234182+0.627125.722=1244686.515N?mm 截面C處當(dāng)量彎矩： MVC=MC2+αT2=166111.022+0.627125.722=88644.01N?mm 截面D處當(dāng)量彎矩： MVD=MD2+αT2=02+0.627125.722=16275.43N?mm e.畫彎矩圖 彎矩圖如圖所示： f.按彎扭合成強(qiáng)度校核軸的強(qiáng)度 其抗彎截面系數(shù)為 W=πd332=4578.12mm3 抗扭截面系數(shù)為 WT=πd316=9156.24mm3 最大彎曲應(yīng)力為 σ=MW=121.18MPa 剪切應(yīng)力為 τ=TWT=6.43MPa 按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算，對(duì)于單向傳動(dòng)的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)處理，故取折合系數(shù)α=0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為 σca=σ2+4ατ2=56.1MPa 查表得45，調(diào)質(zhì)處理，抗拉強(qiáng)度極限σB=640MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力[σ-1b]=60MPa，σe<[σ-1b]，所以強(qiáng)度滿足要求。 8.2中間軸設(shè)計(jì)計(jì)算 （1）已經(jīng)確定的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù) 轉(zhuǎn)速n=181.58r/min；功率P=1.73kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=90987.44N?mm （2）軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力 由表選用45，調(diào)質(zhì)處理，硬度為217255HBS，許用彎曲應(yīng)力為[σ]=60MPa （3）按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計(jì)算軸的最小直徑 由于中間軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取A0=115。 d≥A03Pn=11531.73181.58=24.38mm 由于最小直徑軸段處均為滾動(dòng)軸承，故選標(biāo)準(zhǔn)直徑dmin=25mm （4）設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)并繪制軸的結(jié)構(gòu)草圖 a.軸的結(jié)構(gòu)分析 由于齒輪3的尺寸較大，其鍵槽底到齒根圓距離x遠(yuǎn)大于2，因此設(shè)計(jì)成分離體，即齒輪3安裝在中速軸上，中速軸設(shè)計(jì)成普通階梯軸。顯然，軸承只能從軸的兩端分別裝入和拆卸軸上齒輪3、齒輪2及兩個(gè)軸承。 與軸承相配合的軸徑需磨削。兩齒輪之間以軸環(huán)定位；兩齒輪的另一端各采用套筒定位；齒輪與軸的連接選用普通平鍵，A型。聯(lián)接以平鍵作過(guò)渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過(guò)渡配合固定。 b.確定各軸段的長(zhǎng)度和直徑。 確定各段軸直徑 d1：滾動(dòng)軸承處軸段，應(yīng)與軸承內(nèi)圈尺寸一致，選取d1=35mm，選取軸承型號(hào)為深溝球軸承6207 d2：齒輪軸段，故選取d2=40mm。 d3：軸肩段，故選取d3=45mm。 d4：齒輪軸段，故選取d4=40mm。 d5：滾動(dòng)軸承軸段，要求與d1軸段相同，故選取d5=35mm。 各軸段長(zhǎng)度的確定 L1：由滾動(dòng)軸承寬度和齒輪端面到箱體內(nèi)壁距離確定，選取L1=52mm。 L2：由小齒輪的寬度確定，為保證軸向定位可靠，長(zhǎng)度略小于齒輪寬度，選取L2=74mm。 L3：軸肩段，取L3=15mm。 L4：由大齒輪的寬度確定，為保證軸向定位可靠，長(zhǎng)度略小于齒輪寬度，選取L4=40mm。 L5：由滾動(dòng)軸承寬度和齒輪端面到箱體內(nèi)壁距離確定，選取L5=60mm。 軸段 1 2 3 4 5 直徑(mm) 35 40 45 40 35 長(zhǎng)度(mm) 52 74 15 40 60 （5）彎曲-扭轉(zhuǎn)組合強(qiáng)度校核 a.畫中速軸的受力圖 如圖所示為中速軸受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖 b.計(jì)算作用在軸上的力 齒輪2所受的圓周力（d2為齒輪2的分度圓直徑） Ft2=2T2d2=290987.44174=1045.8N 齒輪2所受的徑向力 Fr2=Ft2tanα=1045.08tan20=380.64N 齒輪3所受的圓周力（d3為齒輪3的分度圓直徑） Ft3=2T2d3=290987.470=2599.64N 齒輪3所受的徑向力 Fr3=Ft3tanα=2599.64tan20=946.19N c.計(jì)算作用在軸上的支座反力 軸承中點(diǎn)到低速級(jí)小齒輪中點(diǎn)距離La=77.5mm，低速級(jí)小齒輪中點(diǎn)到高速級(jí)大齒輪中點(diǎn)距離Lb=74mm，高速級(jí)大齒輪中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離Lc=68.5mm 軸承A在水平面內(nèi)支反力 RAH=Fr3La-Fr2La+LbLa+Lb+Lc=946.1977.5-380.6477.5+7477.5+74+68.5= 71.19N 軸承B在水平面內(nèi)支反力 RBH=Fr3-RAH-Fr2=946.19-71.19-380.64=493.65N 軸承A在垂直面內(nèi)支反力 RAV=Ft3La+Ft2La+LbLa+Lb+Lc=2599.6477.5+1045.877.5+7477.5+74+68.5=1063.96N 軸承B在垂直面內(nèi)支反力 RBV=Ft3Lb+Lc+Ft2LcLa+Lb+Lc=2599.6474+68.5+1045.868.577.5+74+68.5= 2009.48N 軸承A的總支承反力為： RA=RAH2+RAV2=71.192+1063.962=1066.34N 軸承B的總支承反力為： RB=RBH2+RBV2=493.652+2009.482=2069.23N d.繪制水平面彎矩圖 截面A和截面B在水平面內(nèi)彎矩 MAH=MBH=0 截面C右側(cè)在水平面內(nèi)彎矩 MCH右=-RAHLc=-71.968.5=-4925.15N?mm 截面C左側(cè)在水平面內(nèi)彎矩 MCH左=-RAHLc=-71.968.5=-4925.15N?mm 截面D右側(cè)在水平面內(nèi)彎矩 MDH右=RBHLa=493.6577.5=38257.88N?mm 截面D左側(cè)在水平面內(nèi)彎矩 MDH左=RBHLa=113277.5=38257.88N?mm e.繪制垂直面彎矩圖 截面A在垂直面內(nèi)彎矩 MAV=MBV=0N?mm 截面C在垂直面內(nèi)彎矩 MCV=RAVLc=1063.9668.5=72881.26N?mm 截面D在垂直面內(nèi)彎矩 MDV=RBVLa=2009.4877.5=155734.7N?mm f.繪制合成彎矩圖 截面A和截面B處合成彎矩 MA=MB=0N?mm 截面C右側(cè)合成彎矩 MC右=MCH右2+MCV2=-4925.152+72881.26 2=73047.49N?mm 截面C左側(cè)合成彎矩 MC左=MCH左2+MCV2=-79802+1856402=185811N?mm 截面D右側(cè)合成彎矩 MD右=MDH右2+MDV2=38257.882+155734.72= 160365.09N?mm 截面D左側(cè)合成彎矩 MD左=MDH左2+MDV2=38257.882+155734.7 2=155781.69N?mm f.繪制扭矩圖 T2=90987.44N?mm g.繪制當(dāng)量彎矩圖 截面A和截面B處當(dāng)量彎矩 MVA=MVB=0N?mm 截面C右側(cè)當(dāng)量彎矩 MVC右=MC右2+αT2=73047.492+0.690987.442=91193.6N?mm 截面C左側(cè)當(dāng)量彎矩 MVC左=MC左2+αT2=1858112+0.690987.442=198728.35N?mm 截面D右側(cè)當(dāng)量彎矩 MVD右=MD右2+αT2=160365.092+0.690987.442=169402.77N?mm 截面D左側(cè)當(dāng)量彎矩 MVD左=MD左2+αT2=155781.692+0.690987.442=359543N?mm h.校核軸的強(qiáng)度 因軸截面D處彎矩大，同時(shí)截面還作用有轉(zhuǎn)矩，因此此截面為危險(xiǎn)截面。 其抗彎截面系數(shù)為 W=πd332=6280mm3 抗扭截面系數(shù)為 WT=πd316=12560mm3 最大彎曲應(yīng)力為 σ=MW=57.25MPa 剪切應(yīng)力為 τ=TWT=20.69MPa 按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算，對(duì)于單向傳動(dòng)的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)處理，故取折合系數(shù)α=0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為 σca=σ2+4ατ2=54.6MPa 查表得45，調(diào)質(zhì)處理，抗拉強(qiáng)度極限σB=640MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力[σ-1b]=60MPa，σe<[σ-1b]，所以強(qiáng)度滿足要求。 8.3低速軸設(shè)計(jì)計(jì)算 （1）已經(jīng)確定的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù) 轉(zhuǎn)速n=61.97r/min；功率P=1.68kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=258899.47N?mm （2）軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力 由表選用45，調(diào)質(zhì)處理，硬度為217~255HBS，許用彎曲應(yīng)力為[σ]=60MPa （3）按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計(jì)算軸的最小直徑 由于低速軸受到的彎矩較小而受到的扭矩較大，故取A0=112。 d≥A03Pn=11231.6861.97=33.65mm 由于最小軸段直徑截面上要開(kāi)1個(gè)鍵槽，故將軸徑增大7% dmin=1+0.0733.65=36.00mm 查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為36mm故取dmin=36 （4）設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)并繪制軸的結(jié)構(gòu)草圖 a.軸的結(jié)構(gòu)分析。 低速軸設(shè)計(jì)成普通階梯軸，軸上的齒輪、一個(gè)軸承從軸伸出端裝入和拆卸，而另一個(gè)軸承從軸的另一端裝入和拆卸。軸輸出端選用c型鍵，bh=612mm(GB/T 1096-2003)，長(zhǎng)L=53mm；定位軸肩直徑為50mm；聯(lián)接以平鍵作過(guò)渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過(guò)渡配合固定。 b.確定各軸段的長(zhǎng)度和直徑。 各軸段直徑的確定 d1：用于連接聯(lián)軸器，直徑大小為聯(lián)軸器的內(nèi)孔徑，d1=30mm。 d2：密封處軸段，左端用于固定聯(lián)軸器軸向定位，根據(jù)聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸的直徑大小較d1增大5mm，d2=35mm d3：滾動(dòng)軸承處軸段，應(yīng)與軸承內(nèi)圈尺寸一致，且較d2尺寸大1-5mm，選取d3=45mm，選取軸承型號(hào)為深溝球軸承6213 d4：考慮軸承安裝的要求，查得6213軸承安裝要求da=50mm，根據(jù)軸承安裝尺寸選擇d4=50mm。 d5：軸肩，故選取d5=56mm。 d6：齒輪處軸段，選取直徑d6=50mm。 d7：滾動(dòng)軸承軸段，要求與d3軸段相同，故選取d7=d3=45mm。 各軸段長(zhǎng)度的確定 L1：根據(jù)聯(lián)軸器的尺寸規(guī)格確定，選取L1=60mm。 L2：由箱體結(jié)構(gòu)、軸承端蓋、裝配關(guān)系等確定，取L2=60mm。 L3：由滾動(dòng)軸承寬度確定，選取L3=40mm。 L4：過(guò)渡軸段，由箱體尺寸和齒輪寬度確定，選取L4=67mm。 L5：軸肩，選取L5=15mm。 L6：由低速級(jí)大齒輪寬度確定，長(zhǎng)度略小于齒輪寬度，以保證齒輪軸向定位可靠，選取L6=70mm。 L7：由滾動(dòng)軸承寬度和齒輪端面到箱體內(nèi)壁距離確定，選取L7=56mm。 軸段 1 2 3 4 5 6 7 直徑(mm) 30 35 45 50 56 50 45 長(zhǎng)度(mm) 60 60 40 90 15 70 56 （5）彎曲-扭轉(zhuǎn)組合強(qiáng)度校核 a.畫低速軸的受力圖 如圖所示為低速軸受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖 b.計(jì)算作用在軸上的力 齒輪4所受的圓周力（d4為齒輪4的分度圓直徑） Ft4=2T3d4=2258899.47207.5=2495.42N 齒輪4所受的徑向力 Fr4=Ft4tanα=2495.42tan20=908.26N c.計(jì)算作用在軸上的支座反力 第一段軸中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離Lc=132.5mm，軸承中點(diǎn)到齒輪中點(diǎn)距離Lb=145.5mm，齒輪中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離La=77.5mm d.支反力 軸承A和軸承B在水平面上的支反力RAH和RBH RAH=FrLaLa+Lb=908.2677.577.5+145.5= 315.65N RBH=Fr-RAH=908.-315.65=592.35N 軸承A和軸承B在垂直面上的支反力RAV和RBV RAV=FtLaLa+Lb=2495.4277.577.5+145.5= 867.24N RBV=FtLbLa+Lb=2495.4277.577.5+145.5= 867.42N 軸承A的總支承反力為： RA=RAH2+RAV2=315.652+867.242=922.90N 軸承B的總支承反力為： RB=RBH2+RBV2=592.352+867.422=1050.38N e.畫彎矩圖 彎矩圖如圖所示： 在水平面上，軸截面A處所受彎矩： MAH=0N?mm 在水平面上，軸截面B處所受彎矩： MBH=0N?mm 在水平面上，大齒輪所在軸截面C處所受彎矩： MCH=RBHLa=592.3577.5=45907.125N?mm 在水平面上，軸截面D處所受彎矩： MDH=0N?mm 在垂直面上，軸截面A處所受彎矩： MAV=0N?mm 在垂直面上，軸截面B處所受彎矩： MBV=0N?mm 在垂直面上，大齒輪所在軸截面C處所受彎矩： MCV=RAVLa=867.4280.5=69827.31N?mm 在垂直面上，軸截面D處所受彎矩： MDV=0N?mm 截面A處合成彎矩彎矩： MA=MAH2+MAV2=02+02=0N?mm 截面B處合成彎矩： MB=0N?mm 合成彎矩，大齒輪所在截面C處合成彎矩為 MC=MCH2+MCV2=45907.1252+69827.312=83566.25N?mm 截面D處合