在斜齿圆柱齿轮设计中，应取什么模数为标准值

斜齿圆柱齿轮法面模数为标准值。

齿轮刀具既可以加工直齿轮又可以加工斜齿轮，而加工斜齿轮时，齿轮刀具的运动是沿着斜齿轮法向方向的，所以斜齿轮的法面参数是标准值。

普通的直齿轮沿齿宽同时进入啮合，因而产生冲击振动噪音，传动不平稳。斜齿圆柱齿轮传动则优于直齿，且可凑紧中心距用于高速重载。

扩展资料：

普通的直齿轮沿齿宽同时进入啮合，因而产生冲击振动噪音，传动不平稳。斜齿圆柱齿轮传动则优于直齿，且可凑紧中心距用于高速重载。

斜齿轮减速机是新颖减速传动装置。采用最优化，模块组合体系先进的设计理念，具有体积小、重量轻、传递转矩大、起动平稳、传动比分级精细，可根据用户要求进行任意连接和多种安装位置的选择。

参考资料来源：百度百科-圆柱齿轮

http://wenku.baidu.com/view/dfacebff910ef12d2af9e735.html

http://www.lw54.com

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写作指导：

http://www.wsdxs.cn/html/lunwenzhidao

去传动比的中间值4.5

可得小齿轮节圆半径为du40.5/5.5=7.36，周长约23

小齿轮一般正变位，可取法面模数为1.5，在粗选一个螺旋角，计算端面模数，正推节圆直径。

螺旋角还缺一个条件，所以没法计算，因此齿顶圆直径也无法计算：

分度圆直径：D1=21*3=63 D2=22*3=66

齿根圆直径：Df1=D1-1.25*3=59.25

Df2=D2-1.25*3=62.25

其它也不能计算

扩展资料：

螺旋角是斜齿轮所特有的特征，在正齿轮即直齿齿轮中不存在。一般来说下平时所指的斜齿轮的螺旋角，指的是分度圆柱面上的螺旋角。

螺旋角越大，则重合度越大，越有利于运动平稳和降低噪声，任何事物都是两面的，增大螺旋角虽然带来了诸多优点，但工作时产生的轴向力也增大，所以的大小应该取决于工作的质量要求和加工精度，一般取8-25如若对噪声有特殊要求时，可根据情况取较大值。

参考资料来源：百度百科-斜齿轮

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设计参数不同，资料仅供参考

1、进入CAD的相关菜单，选择齿轮建模下面的圆柱齿轮。

2、这个时候，需要创建齿轮。

3、下一步在选择斜齿轮以后，直接确定。

4、如果没问题，就根据实际情况来设置参数。

5、这样一来会生成图示的效果，即可画斜齿直圆柱齿轮了。

而斜齿圆柱齿轮传动时，一对轮齿承受的载荷是逐渐由小至大，又逐渐由大至小，这样就可以承载更大的载荷。也就是说：同样载荷下，斜齿圆柱齿轮可以比直齿圆柱齿轮制作的更小。

不过，由于斜齿齿轮要产生额外的轴向分力，所以在传动的结构上要比直齿圆柱齿轮多一层考虑。

渐开线圆柱齿轮传动设计报告

一、设计信息

设计者 Name=1

设计单位 Comp=1

设计日期 Date=2010-11-3

设计时间 Time=16:16:56

二、设计参数

传递功率 P=10.00000 (kW)

传递转矩 T=132.62500 (N.m)

齿轮1转速 n1=720 (r/min)

齿轮2转速 n2=200 (r/min)

传动比 i=3.60000

原动机载荷特性 SF=中等振动

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=2.75(2)

端面模数 Mt=2.85057

螺旋角 β=15.2651500 (度)

基圆柱螺旋角 βb=14.3241959 (度)

齿轮1齿数 Z1=19

齿轮1变位系数 X1=0.00000

齿轮1齿宽 B1=23.72500 (mm)

齿轮1齿宽系数 Φd1=0.87719

齿轮2齿数 Z2=68

齿轮2变位系数 X2=0.00000

齿轮2齿宽 B2=23.72500 (mm)

齿轮2齿宽系数 Φd2=0.24510

总变位系数 Xsum=0.00000

标准中心距 A0=124.00000 (mm)

实际中心距 A=124.00000 (mm)

齿数比 U=3.57895

端面重合度 εα=1.59190

纵向重合度 εβ=0.72302

总重合度 ε=2.31492

齿轮1分度圆直径 d1=54.16092 (mm)

齿轮1齿顶圆直径 da1=59.66092 (mm)

齿轮1齿根圆直径 df1=47.28592 (mm)

齿轮1齿顶高 ha1=2.75000 (mm)

齿轮1齿根高 hf1=3.43750 (mm)

齿轮1全齿高 h1=6.18750 (mm)

齿轮1齿顶压力角 αat1=31.856530 (度)

齿轮2分度圆直径 d2=193.83908 (mm)

齿轮2齿顶圆直径 da2=199.33908 (mm)

齿轮2齿根圆直径 df2=186.96408 (mm)

齿轮2齿顶高 ha2=2.75000 (mm)

齿轮2齿根高 hf2=3.43750 (mm)

齿轮2全齿高 h2=6.18750 (mm)

齿轮2齿顶压力角 αat2=24.520826 (度)

齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=4.31572 (mm)

齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.83012 (mm)

齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.81438 (mm)

齿轮1固定弦齿高 hch1=2.05578 (mm)

齿轮1公法线跨齿数 K1=2

齿轮1公法线长度 Wk1=12.98827 (mm)

齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=4.31938 (mm)

齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.77240 (mm)

齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.81438 (mm)

齿轮2固定弦齿高 hch2=2.05578 (mm)

齿轮2公法线跨齿数 K2=8

齿轮2公法线长度 Wk2=63.78926 (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=0.96472

端面顶隙系数 c*t=0.24118

端面压力角 α*t=20.6705673 (度)

七、检查项目参数

齿轮1齿距累积公差 Fp1=0.04174

齿轮1齿圈径向跳动公差 Fr1=0.03542

齿轮1公法线长度变动公差 Fw1=0.02838

齿轮1齿距极限偏差 fpt(±)1=0.01542

齿轮1齿形公差 ff1=0.01153

齿轮1一齿切向综合公差 fi'1=0.01617

齿轮1一齿径向综合公差 fi''1=0.02186

齿轮1齿向公差 Fβ1=0.01239

齿轮1切向综合公差 Fi'1=0.05327

齿轮1径向综合公差 Fi''1=0.04958

齿轮1基节极限偏差 fpb(±)1=0.01443

齿轮1螺旋线波度公差 ffβ1=0.01560

齿轮1轴向齿距极限偏差 Fpx(±)1=0.01239

齿轮1齿向公差 Fb1=0.01239

齿轮1x方向轴向平行度公差 fx1=0.01239

齿轮1y方向轴向平行度公差 fy1=0.00619

齿轮1齿厚上偏差 Eup1=-0.06169

齿轮1齿厚下偏差 Edn1=-0.24674

齿轮2齿距累积公差 Fp2=0.07095

齿轮2齿圈径向跳动公差 Fr2=0.04828

齿轮2公法线长度变动公差 Fw2=0.03639

齿轮2齿距极限偏差 fpt(±)2=0.01690

齿轮2齿形公差 ff2=0.01327

齿轮2一齿切向综合公差 fi'2=0.01810

齿轮2一齿径向综合公差 fi''2=0.02391

齿轮2齿向公差 Fβ2=0.00630

齿轮2切向综合公差 Fi'2=0.08422

齿轮2径向综合公差 Fi''2=0.06759

齿轮2基节极限偏差 fpb(±)2=0.01581

齿轮2螺旋线波度公差 ffβ2=0.01746

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=-0.06759

齿轮2齿厚下偏差 Edn2=-0.27037

中心距极限偏差 fa(±)=0.02730

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=931.2 (MPa)

齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=342.9 (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=931.2 (MPa)

齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=342.9 (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=979.7 (MPa)

接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=不满足

齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=304.0 (MPa)

齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=278.3 (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

九、强度校核相关系数

齿形做特殊处理 Zps=特殊处理

齿面经表面硬化 Zas=不硬化

齿形 Zp=一般

润滑油粘度 V50=120 (mm^2/s)

有一定量点馈 Us=不允许

小齿轮齿面粗糙度 Z1R=Rz≤6μm ( Ra≤1μm )

载荷类型 Wtype=静强度

齿根表面粗糙度 ZFR=Rz≤16μm ( Ra≤2.6μm )

刀具基本轮廓尺寸 HMn=Hao/Mn＝1.25, Pao/Mn＝0.38

圆周力 Ft=4897.44266 (N)

齿轮线速度 V=2.04182 (m/s)

使用系数 Ka=1.25000

动载系数 Kv=1.03781

齿向载荷分布系数 KHβ=1.00000

综合变形对载荷分布的影响 Kβs=1.00000

安装精度对载荷分布的影响 Kβm=0.00000

齿间载荷分布系数 KHα=1.10000

节点区域系数 Zh=2.42227

材料的弹性系数 ZE=189.80000

接触强度重合度系数 Zε=0.82251

接触强度螺旋角系数 Zβ=0.98220

重合、螺旋角系数 Zεβ=0.80787

接触疲劳寿命系数 Zn=1.00000

润滑油膜影响系数 Zlvr=0.97000

工作硬化系数 Zw=1.00000

接触强度尺寸系数 Zx=1.00000

齿向载荷分布系数 KFβ=1.00000

齿间载荷分布系数 KFα=1.10000

抗弯强度重合度系数 Yε=0.72114

抗弯强度螺旋角系数 Yβ=0.90802

抗弯强度重合、螺旋角系数 Yεβ=0.65481

寿命系数 Yn=1.00000

齿根圆角敏感系数 Ydr=1.00000

齿根表面状况系数 Yrr=1.00000

尺寸系数 Yx=1.00000

齿轮1复合齿形系数 Yfs1=4.33428

齿轮1应力校正系数 Ysa1=1.55568

齿轮2复合齿形系数 Yfs2=3.96724

齿轮2应力校正系数 Ysa2=1.76884

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)/φdu[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)/φdu[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）

σe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453

=7.14MPa<[σ-1]b=60MPa

∴该轴强度足够。