立式打蛋機(jī)的設(shè)計(jì)(畢業(yè)論文+全套CAD圖紙)(答辯通過)

下載文檔就送全套 CAD 圖紙，扣扣 414951605 學(xué)習(xí)好資料，畢設(shè)專用，答辯優(yōu)秀 湖南農(nóng)業(yè)大學(xué)東方科技學(xué)院 全日制普通本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 立式打蛋機(jī)的設(shè)計(jì) THE DESIGN OF VERTICAL EGG MIXER 學(xué)生姓名 ： 劉 黎 學(xué) 號(hào)： 200841914508 年級(jí)專業(yè)及班級(jí)： 2008 級(jí)機(jī)械設(shè)計(jì)制造及自動(dòng)化 (5)班 指導(dǎo)老師及職稱： 高英武 教授 鄧春香 副教授 學(xué) 部： 理工學(xué)部 湖南長(zhǎng)沙 提交日期： 2012 年 5 月 下載文檔就送全套 CAD 圖紙，扣扣 414951605 學(xué)習(xí)好資料，畢設(shè)專用，答辯優(yōu)秀 湖南農(nóng)業(yè)大學(xué)全日制普通本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 誠(chéng) 信 聲 明 本人鄭重聲明：所呈交的本科畢業(yè)設(shè)計(jì)是本人在指導(dǎo)老師的指 導(dǎo)下，進(jìn)行研究工作所取得的成果，成果不存在知識(shí)產(chǎn)權(quán)爭(zhēng)議。除文中已經(jīng)注明引用的內(nèi)容外，本論文不含任何其他個(gè)人或集體已經(jīng)發(fā)表或撰寫過的作品成果。對(duì)本文的研究做出重要貢獻(xiàn)的個(gè)人和集體在文中均作了明確的說明并表示了謝意。本人完全意識(shí)到本聲明的法律結(jié)果由本人承擔(dān)。 畢業(yè)設(shè)計(jì)作者簽名： 年 月 日 下載文檔就送全套 CAD 圖紙，扣扣 414951605 學(xué)習(xí)好資料，畢設(shè)專用，答辯優(yōu)秀 目 錄 摘要 1 關(guān)鍵詞 1 1 前言 2 1.1 選題研究意義 2 1.2 國(guó)內(nèi)研究現(xiàn)狀 2 1.3 目前國(guó)內(nèi)常見的打蛋機(jī)類型 2 2 總體方案擬定 2 2.1 原理分析 3 2.2 總體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 3 2.2.1 總體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 3 2.2.2 傳動(dòng)路線 4 2.3 各執(zhí)行機(jī)構(gòu)主要參數(shù)的初步確定 4 2.4 傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算 5 3 主要零件的選擇和設(shè)計(jì) 6 3.1 皮帶輪的設(shè)計(jì) 6 3.2 齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 8 3.2.1 直齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 8 3.2.2 斜齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 11 3.2.3 錐齒輪 的設(shè)計(jì)計(jì)算 14 3.3 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 17 3.3.1 高速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 17 3.3.2 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 20 3.3.3 主軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 24 下載文檔就送全套 CAD 圖紙，扣扣 414951605 學(xué)習(xí)好資料，畢設(shè)專用，答辯優(yōu)秀 3 4 軸承的校核 27 3.4.1 高速軸軸承的校核 27 3.4.2 主軸軸承的校核 27 3.5 鍵的設(shè)計(jì)計(jì)算與校核 28 3.5.1 高速軸上的聯(lián)接鍵的校核 28 3.5.2 電機(jī)上聯(lián)接鍵的校核 28 4 打蛋機(jī)其他各個(gè)部分的簡(jiǎn)介 29 5 潤(rùn)滑與密封 32 5.1 滾動(dòng)軸承的潤(rùn)滑 32 5.2 錐齒輪的潤(rùn)滑 32 5.3 攪拌頭的密封 32 6 主要缺點(diǎn)和有待進(jìn)一步改進(jìn)的地方 32 7 結(jié)束語(yǔ) 33 參考文獻(xiàn) 34 致謝 34 附錄 35 下載文檔就送全套 CAD 圖紙，扣扣 414951605 學(xué)習(xí)好資料，畢設(shè)專用，答辯優(yōu)秀 1 立式打蛋機(jī)設(shè)計(jì) 學(xué) 生：劉 黎 指導(dǎo)老師：高英武 (湖南農(nóng)業(yè)大學(xué)東方科技學(xué)院，長(zhǎng)沙 410128) 摘 要： 本文分析了中國(guó)國(guó)內(nèi)外立式打蛋機(jī)的現(xiàn)狀，設(shè)計(jì)出一新型立式打蛋機(jī)。該打蛋機(jī)是由攪拌器、容器、傳動(dòng)裝置、容器升降結(jié)構(gòu)和電動(dòng)機(jī)以及機(jī)架等部分組成。采用有級(jí)變速機(jī)構(gòu)：由一對(duì)三聯(lián)齒輪滑塊組成，通過手動(dòng)拔叉，使不同的齒數(shù)的直齒輪相互齒輪嚙合，形成三種不同的轉(zhuǎn)速，通過斜齒輪和錐齒 輪的傳遞，使這三種不同的速度至主軸。攪拌頭在行星輪的作用下產(chǎn)生自轉(zhuǎn)，可以對(duì)容器內(nèi)的各個(gè)部位進(jìn)行攪拌。容器的升降機(jī)構(gòu)則是為了盡快的裝卸容器。機(jī)座則承受了調(diào)和時(shí)的所有負(fù)載。 關(guān)鍵詞： 攪拌器；容器；傳動(dòng)裝置；容器升降機(jī)構(gòu) The Design of Vertical Egg Mixer Student:liuli Tutor: Gao Yingwu (Orient Science& Technology Collage of Hunan Agricultural University, Changsha， 410128) Abstract: This paper analyzes the Chinese domestic and foreign vertical egg machine status, to design a new type mixer.The egg breaking machine includes an agitator, container, transmission device, container lifting structure , a motor , a frame and other parts.Using the step speed change mechanism:with is consist a pair of triple gear block, through the manual fork, movement the different tooth number of gear meshing spur gears each other, them three different speed can be found, by the bevel gear and bevel gear transmission, the spindle gained three speed are diffrent.The mixing head can mixing any part in the container under the action of planet wheel,.Container lifting mechanism is designed for as soon as possible loading and unloading containers.The base is subjected to reconcile all load. Key Words: Mixer； Containers； Transmission device； Container lifting mechanism 下載文檔就送全套 CAD 圖紙，扣扣 414951605 2 1 前言 1.1 選題研究意義 我 國(guó)蛋品資源豐富，品種多樣，是生產(chǎn)和消費(fèi)大國(guó)。特別是近幾年來，隨著中國(guó)經(jīng)濟(jì)的發(fā)展，蛋品加工業(yè)也發(fā)展迅速。自 1985 年以來我國(guó)已連續(xù) 20多年保持世界第一產(chǎn)蛋大國(guó)的地位，人均蛋品占有量達(dá) 20多千克；但我國(guó)禽蛋加工卻不到蛋產(chǎn)量的 1，出口量占產(chǎn) 量的 2。作為世界上最大的蛋品生產(chǎn)國(guó)，中國(guó)蛋品加工業(yè)和世界先進(jìn)水平相比還有很大的差距。加工技術(shù)的落后、品種單一、產(chǎn)業(yè)化水平低等因素已經(jīng)成為制約我國(guó)蛋品加工業(yè)發(fā)展的主要因素。同時(shí)蛋品行業(yè)的不發(fā)達(dá)，也為蛋品行業(yè)工業(yè)化的高效發(fā)展和品質(zhì)改善提供來廣闊的空間。要實(shí)現(xiàn)中國(guó)蛋品業(yè)持續(xù)、快速、協(xié)調(diào)、健康的發(fā)展，蛋品加工首先應(yīng)走產(chǎn)業(yè)化、品牌化的道路，其次注重蛋品的深加工技術(shù)的應(yīng)用如蛋品的清洗、包裝、分級(jí)、液態(tài)蛋等，最后就是引導(dǎo)消費(fèi)者的消費(fèi)觀念。而這個(gè)過程的實(shí)現(xiàn)，離不開蛋品加工企業(yè)裝備水平的提高 1。目前，國(guó)內(nèi)大部分的蛋品加 工企業(yè)仍然延續(xù)傳統(tǒng)的作坊式手工生產(chǎn)，蛋品加工企業(yè)的技術(shù)裝備大部分還停留在 20 世紀(jì)80 年代的水平，設(shè)備陳舊老化，設(shè)備加工質(zhì)量粗糙，工藝指標(biāo)落后，設(shè)備性能和出品率低，可靠性差，生產(chǎn)自動(dòng)化程度不高，這些都嚴(yán)重阻礙了蛋品加工的發(fā)展。而一些大型現(xiàn)代禽蛋生產(chǎn)企業(yè)在引進(jìn)國(guó)外的蛋品加工設(shè)備時(shí)，考慮到蛋品原料特點(diǎn)的差異，加工方式的不同，設(shè)備維護(hù)、采購(gòu)成本高，設(shè)備性能實(shí)用性等問題，往往是望而卻步。先進(jìn)的設(shè)備是否與國(guó)內(nèi)的蛋品加工規(guī)模相適應(yīng)呢，只有符合我國(guó)國(guó)情的蛋品設(shè)備才是國(guó)內(nèi)蛋品生產(chǎn)企業(yè)的最佳選擇 2。 1.2 國(guó)內(nèi)外 研究現(xiàn) 狀 國(guó)外蛋品加工業(yè)比較發(fā)達(dá)，有關(guān)的機(jī)械設(shè)備種類齊全，可以根據(jù)使用者的不同使用目的進(jìn)行不同的機(jī)械組合，達(dá)到經(jīng)濟(jì)高效。在美國(guó)、日本、法國(guó)等國(guó)的蛋品自動(dòng)處理程度和水平很高 3。 1.3 目前國(guó)內(nèi)常見的打蛋機(jī)的類型 目前國(guó)產(chǎn)打蛋機(jī)有兩種：無級(jí)變速和有級(jí)變速。無級(jí)變速可連續(xù)變速，變速范圍廣，對(duì)工藝適應(yīng)性強(qiáng)，但結(jié)構(gòu)復(fù)雜，設(shè)備成本高。國(guó)產(chǎn)的打蛋機(jī)基本上都采用齒輪換擋的有級(jí)變速機(jī)構(gòu)，作用單一的或小型的打蛋機(jī)則不變速或采用雙速電機(jī)。傳動(dòng)裝置有兩種排布形式。一種是由三根平行傳動(dòng)軸及五對(duì)齒輪構(gòu)成，齒輪箱大，傳動(dòng)構(gòu)件多，但維修 調(diào)速方便，制造工藝要求的精度低。另一種是二根平行軸和四對(duì)齒輪構(gòu)成，齒輪箱小，構(gòu)件相應(yīng)減少，成本也降低 4。 2 總體方案的擬定 下載文檔就送全套 CAD 圖紙，扣扣 414951605 3 2.1 原理分析 打蛋機(jī)在食品加工中采用來攪打多種蛋白液。攪拌物料主要是粘稠漿體，如各種蛋糕生產(chǎn)所需的面漿及各式花樣的裝飾乳酪等。 打蛋機(jī)操作時(shí)，攪拌器高速旋轉(zhuǎn)，強(qiáng)制攪打，被調(diào)和充分接觸并劇烈摩擦，從而實(shí)現(xiàn)混合、乳化、充氣及排除部分水分的作用 4。 2.2 總體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 2.2.1 總體結(jié)構(gòu) 總體結(jié)構(gòu)分以下幾個(gè)部分（如圖 1所示） （ 1）電動(dòng)機(jī)：選用 Y801-4三相異步電 動(dòng)機(jī)。 （ 2）減速機(jī)構(gòu)：減速機(jī)構(gòu)主要由兩個(gè)錐齒輪、 2 個(gè)斜齒輪、 3 對(duì)直齒輪、 3根軸承、悶蓋、透蓋等組成。 （ 3）升降結(jié)構(gòu)：同軸凸輪、連桿、滑塊 （ 4）機(jī)座 （ 5）調(diào)和容器 其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖如圖 1： 圖 1 結(jié)構(gòu)示意圖 Fig.1 The figure of program 1 下載文檔就送全套 CAD 圖紙，扣扣 414951605 4 2.2.2 傳動(dòng)路線 1 電動(dòng)機(jī) 2 皮帶輪 3 高速軸 4 直齒輪 5 低速軸 6 斜齒輪 7 錐齒輪 8 主軸 1 electric machine 2 sheave 3 high speed shaft 4 spur gear 5 low speed shaft 6 spiral gear 7 angle gear 8 principal axes 圖 2 立式打蛋機(jī) 的傳動(dòng)路線 Fig.2 The transmission route of the the vertical egg mixer 2.3 各執(zhí)行機(jī)構(gòu)主要參數(shù)的初步確定 減速機(jī)構(gòu) 所需轉(zhuǎn)速 n1=70r/min n2=125r/min n3=200r/min 電動(dòng)機(jī)的選擇 5 采用臥式封閉型電動(dòng)機(jī)， 根據(jù)查閱小功率電動(dòng)機(jī)手冊(cè)，綜合考慮選用 Y801-4型號(hào)三相異步電動(dòng)機(jī)，其特征如表： 表 1 電動(dòng)機(jī)的型號(hào) Table 1 the type of the electromotor 電動(dòng)機(jī)型號(hào) 額定功率 輸出轉(zhuǎn)速 質(zhì)量 Y801-4 0.55KW 1390r/min 17kg 下載文檔就送全套 CAD 圖紙，扣扣 414951605 5 2.4 傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算 電動(dòng)機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速為 1390r/min, 要求的輸出 轉(zhuǎn)速 為 70r/min、 125r/min、 200r/min，通過考慮 6： （ 1）各級(jí)傳動(dòng)比機(jī)構(gòu)的傳動(dòng)比應(yīng)在推薦值的范 圍內(nèi)，不應(yīng)超過最大值，以利于發(fā)揮其性能，并使其結(jié)構(gòu)緊湊。 （ 2）各級(jí)傳動(dòng)的結(jié)構(gòu)尺寸協(xié)調(diào)、勻稱。例如：由 V帶傳動(dòng)和齒輪傳動(dòng)組成的傳動(dòng)裝置， V帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比不能過大，否則會(huì)使大帶輪半徑超過變速器的中心高，造成尺寸不協(xié)調(diào)，并給機(jī)座設(shè)計(jì)和安裝帶來困難。 （ 3）傳動(dòng)裝置外廓尺寸緊湊，重量輕。在相同的總中心距和總傳動(dòng)比情況下，具有較小的外廓尺寸。 （ 4）在變速器實(shí)際中常使各級(jí)大齒輪直徑相近，使大齒輪有相近的侵油深度。高、低速兩極大齒輪直徑相近，且低速級(jí)大齒輪直徑稍大，其侵油深度也稍深些有利于侵油潤(rùn)滑。 （ 5）避免傳動(dòng)零 件之間發(fā)生干涉碰撞。高速級(jí)大齒輪與低速軸發(fā)生干涉，當(dāng)高速級(jí)傳動(dòng)比過大時(shí)就可能產(chǎn)生這種情況。除考慮上訴幾點(diǎn)還要理論聯(lián)系實(shí)際，思考機(jī)器的工作環(huán)境、安裝等特殊因素。這樣我們就可以通過實(shí)測(cè)與理論計(jì)算來分配各級(jí)的傳動(dòng)比了。 則總的傳動(dòng)比為： 86.19701 3 90 nn m 12.111 2 51 3 9 0 nn m 95.62001390 nn m 傳動(dòng)比分配如下： 第一級(jí) V帶傳動(dòng)比 i1=2 第二級(jí)直齒輪傳動(dòng)比 i2=2.33 錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =1.307 錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =0.818 第三級(jí)斜齒輪傳動(dòng)比 i3=1.5 第四級(jí)錐齒輪傳動(dòng)比 i4=2.809 各軸的轉(zhuǎn)速： n1=695r/min n2=298r/min 錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =531.5r/min 錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =849r/min n3=198.7r/min 錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =354r/min 錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =566r/min n4=70.7r/min 錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =126r/min 錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =201r/min 下載文檔就送全套 CAD 圖紙，扣扣 414951605 6 各軸輸入功率的計(jì)算 ： 機(jī)械效率 4如下： V帶傳動(dòng) 1=0.96 齒輪傳動(dòng) 2=0.98 錐齒輪 3=0.97 斜 齒輪 4=0.98 聯(lián)軸器5=0.99 各軸傳遞的功率： P1=PW15=0.550.960.99 0.5174kw P2=P12=0.51740.98=0.507kw P3=P24=0.5070.98=0.497kw P4= P33=0.4970.97=0.48kw 各軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩 : T1=9550錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =9550錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =7.26Nm T2=9550錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =9550錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =16.58Nm 錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =9.3Nm 錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =5.82Nm T3=9550錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =9550錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =24.37Nm 錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =13.68Nm 錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =8.55Nm T4=9550錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =9550錯(cuò)誤 !未找到引用源。 64.83Nm 錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =36.38Nm 錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =22.8Nm 3 主要零件的選擇和設(shè)計(jì) 3.1 皮帶輪的設(shè)計(jì) 根據(jù)設(shè)計(jì)可知皮帶輪傳動(dòng)比為 2，因傳動(dòng)速度較快，處于高速端，故采用帶傳動(dòng)來提高傳動(dòng)的平穩(wěn)性。并旋轉(zhuǎn)方向一致 ，帶輪的傳動(dòng)是通過帶與帶輪之間的摩擦來實(shí)現(xiàn)的。帶傳動(dòng)具有傳動(dòng)平穩(wěn)，造價(jià)低廉以及緩沖吸振等特點(diǎn) 7。根據(jù)槽面摩擦原理，在同樣的張緊力下， V帶傳動(dòng)較平帶傳動(dòng)能產(chǎn)生更大的摩擦力。再加上 V帶傳動(dòng) 允許傳動(dòng)比較大，結(jié)構(gòu)較緊湊，以及 V帶以標(biāo)準(zhǔn)化并且大量生產(chǎn)的優(yōu)點(diǎn)，所以這里高速軸傳動(dòng)選用V帶傳動(dòng)。 (1)確定計(jì)算功率 Pca 由 K A =1.17 故 Pca = K A P = 1.10.55=0.605KW （ 1） (2) 選取帶型 窄 V帶較普通 V帶相比，當(dāng)寬度相同時(shí)，窄 V帶的寬度約縮小 1/3，而承載能力可提高 1.5 2.5倍，這里選用窄 V帶，根據(jù) Pca=0.605KW,小帶輪轉(zhuǎn)速 n1=139r/min,可選擇 Z型 V帶 。 下載文檔就送全套 CAD 圖紙，扣扣 414951605 7 （ 3）確定帶輪的基準(zhǔn)直徑 dd1 和 dd2， 并驗(yàn)算帶速 根據(jù)結(jié)構(gòu)及傳動(dòng)比需要，初取主動(dòng)輪基準(zhǔn)直徑 dd1 =80mm ，從動(dòng)輪基準(zhǔn)直徑 dd2 =idd1=280=160 mm ，按式 v1 = dd1 n1/ 601000 =5.82,處于普通 V帶 vmax=5-30m/s之間 ,因此帶 的速度合適。 （ 4）確定窄 V 帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度 Ld 和傳動(dòng)中心 a5 0.7（ dd1 +dd2） a0 2（ dd1 + dd2） 初步確定中心距 a0 =240mm,由式： 錯(cuò)誤 !未找到引用源。 (2) 由 選帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度 8 Ld=800mm （ 5）計(jì)算實(shí)際中心距 a =a 0 +（ Ld-L/d） /2=240+（ 800867） /2=206.5 mm 中心距的變化范圍 194.5 230.5之間 （ 6）演算主動(dòng)輪上的包角 a1 a1 =180o -57.3 o(dd2- dd1)/a =180 o -57.3 o(16080)/206。 5=157.8 o90 o （ 7）計(jì)算帶的根數(shù) 由 dd1=80mm 和 n1=1390r/mm 查得 P0=0.25kw 根據(jù) n=1390r/min i=2和 Z型帶查得 P0=0.03kw，查得 ka=0.94，查的 kl=1.14于是 Pr=(P0+P0) kakl=(0.35+0.33) 1.140.94=0.41kw 所以 V帶的根數(shù)： Z=錯(cuò)誤 !未找到引用源。 取 Z=29根 （ 8） 計(jì)算單根 V帶的初拉力的最小值 Z型帶的單位長(zhǎng)度質(zhì)量的 q=0.06kg/m (F0)min=500 錯(cuò)誤 !未找到引用源。 +qv2=500錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =45.16N 應(yīng)使它的實(shí)際初拉力 F0 (F0)min （ 9）計(jì)算壓軸力 Fp 壓軸力最小值： (FP)=2Z(F0)min 錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =2245.16錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =177.03N （ 10）帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 下載文檔就送全套 CAD 圖紙，扣扣 414951605 8 V 帶帶輪選用 HT200，因帶輪的軸徑較小，小皮帶輪采用腹板式帶輪結(jié)構(gòu)。由于大皮帶論的 D1-d1 = 172-26 = 146100，所以采用孔板式。使用經(jīng)過動(dòng)平衡實(shí)驗(yàn)處理 5。輪槽工作表面要精細(xì)加工，具體設(shè)計(jì)參數(shù)如下所示： 基準(zhǔn)寬度 bd = 8.5mm； 基準(zhǔn)線上槽深 hamin = 2.0mm； 基準(zhǔn)線下槽深 hfmin = 7.0mm； 槽間距 e = 12mm； 第一槽對(duì)稱面至端面的距離 f min=7mm； 帶輪寬 fezB 21 = 26mm； 外徑 84211 ada hddmm； 164222 ada hddmm； 輪槽角 1 = 34； 2 = 38 圖 3 皮帶輪結(jié)構(gòu)圖 Fig.3 The assembl programe of the belt pulley （ 11） 帶的張緊裝置 各種材質(zhì)的 V 帶都不是完全的彈性體 ， 在預(yù)緊力的作用下 ， 經(jīng)過一段時(shí)間的運(yùn)轉(zhuǎn)后 ， 就會(huì)由于塑性變形而松弛。使預(yù)緊力 FO 降低。為保證帶傳動(dòng)的能力 ， 應(yīng)定期張緊。此處采用定期張緊裝置 9。 3.2 直齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 3.2.1 直齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 （ 1）選擇齒輪材料 下載文檔就送全套 CAD 圖紙，扣扣 414951605 9 考慮到齒輪傳動(dòng)載荷一般，參考類似減速器的結(jié)構(gòu)，選擇小齒輪材料為 40Cr（調(diào)制） ,硬度為 280HBS，大齒輪材料為 45鋼（調(diào)制）硬度為 240HBS。二者材料硬度 相差 40HBS 選小齒輪的齒數(shù) Z1=18,大齒輪數(shù)的齒數(shù) Z2=42。 （ 2）確定齒輪的主要參數(shù) 按齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算： d1t2.32錯(cuò)誤 !未找到引用源。 (4) 確定公式內(nèi)的個(gè)計(jì)算數(shù)值 初選載荷系數(shù) kt=1.3 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 T1=7.26錯(cuò)誤 !未找到引用源。 Nmm 選取齒寬系數(shù) d=1,彈行系數(shù) ZE=189.8錯(cuò)誤 !未找到引用源。 ,小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 Hlim2=550MPa 。 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1=60n1jLh=606951（ 1830015） =1.5錯(cuò)誤 !未找到引用源。 N2=錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =0.46錯(cuò)誤 !未找到引用源。 接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1=0.9 KHN2=0.95 計(jì)算接觸疲勞許應(yīng)力，取失效概率為 1%，安全系數(shù) S=1 錯(cuò)誤 !未找到引用源。 H1=錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =0.9錯(cuò)誤 !未找到引用源。 600MPa=540MPa 錯(cuò)誤 !未找到引用源。 H1=錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =0.95錯(cuò)誤 !未找到引用源。 550MPa=522.5MPa 計(jì)算小齒輪分度圓直徑 d1t ,代入 錯(cuò)誤 !未找到引用源。 H中較小的值 錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =2.32錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =28.15mm 計(jì)算圓周速度 V V=錯(cuò)誤 !未找到引用源 。 =1.02m/s 計(jì)算齒寬： b=錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =28.15mm 下載文檔就送全套 CAD 圖紙，扣扣 414951605 10 計(jì)算齒寬與齒高之比 模數(shù)： 錯(cuò)誤 !未找到引用源。 mm 齒高： h=2.25錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =2.25錯(cuò)誤 !未找到引用源。 1.564=3.52 齒寬與齒高之比： 錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =錯(cuò)誤 !未找到引用源。 計(jì)算載荷系數(shù) 取動(dòng)載系數(shù) 1 kv=1.05, KHA=kFa=1, 使用系數(shù) KA=1 假設(shè)為單齒對(duì)嚙合，取齒間載荷分配系數(shù) 10Kh=1.423 KF=1.35 故載荷系數(shù) :K=KAKHKVKH=1.05111.423 1.494 按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算得圓的分度直徑 錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =29.55 （ 5） 計(jì)算模數(shù)： 錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =錯(cuò)誤 !未找到引用源。 按齒根強(qiáng)度計(jì)算 m錯(cuò)誤 !未找到引用源。 （ 6） 確定公式內(nèi)的計(jì)算數(shù)值 小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 FE1=500MPa ；大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限 FE2=380MPa；取彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN1=0.85； KFN2=0.88；彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4。 計(jì)算彎曲疲勞許應(yīng)力： F1=錯(cuò)誤 !未找到引用源。 MPa=303.57MPa F2=錯(cuò)誤 !未找到引用源。 MPa=238.86MPa 計(jì)算載荷系數(shù) K： K=KAKVKKF=11.0511.35 1.4175 齒形系數(shù) 11 YFa1=2.91 YFa2=2.38 應(yīng)力校正系數(shù) YSa1=1.53 YSa2=1.674 計(jì)算大小齒輪的 錯(cuò)誤 !未找到引用源。 并加以比較 下載文檔就送全套 CAD 圖紙，扣扣 414951605 11 錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =0.0147 錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =0.0167 設(shè)計(jì)計(jì)算： m錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =1.03mm 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù) m大于齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的 模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的 m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)。取模數(shù)為 1.49，并就近取模數(shù)為 1.5，按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑 d1=29.55mm，則齒輪數(shù)為： Z1=18 Z2=42 （ 3） 幾何尺寸的計(jì)算： 分度圓直徑： d1=Z1m=181.5=27mm 錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =39mm 錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =49.5mm d2=Z2m=421.5=63mm 錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =51mm 錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =40.5mm 中心距： a錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =錯(cuò)誤 !未找到引用源。 mm 3.2.2 斜齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 （ 1）材料的選擇及熱處理 斜齒輪與直齒輪的材料及熱處理一樣，精度為七級(jí)，選小齒輪數(shù) Z1=36, Z2=54,初選螺旋角 =14。 （ 2）確定齒輪的主要參數(shù) 按齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算 d1t錯(cuò)誤 !未找到引用源。 （ 7） 確定公式內(nèi)的各計(jì)算值 試選 Kt=1.6；區(qū)域系數(shù) ZH=2.433； 錯(cuò)誤 !未找 到引用源。 =0.86； 錯(cuò)誤 !未找到引用源。 0.67； 錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =錯(cuò)誤 !未找到引用源。 +錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =1.53 下載文檔就送全套 CAD 圖紙，扣扣 414951605 12 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩： T1=16.58 103N mm T2=9.3 103 N mm T3=5.82 103 N mm 選取最大的轉(zhuǎn)矩為齒輪需傳遞的轉(zhuǎn)矩 T1=16.58 103N mm 選取與直齒輪相同的 d=0.5； ZE=189.8MPa1/2； 取 Hlim1=600MPa； Hlim2=550MPa 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) ， 選取最大的轉(zhuǎn)速 n=849r/min N1=60n1jLh=608491（ 1830015） =1.8錯(cuò)誤 !未找到引用源。 N2=錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =1.2錯(cuò)誤 !未找到引用源。 取接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1=0.9 ； KHN2=0.95 取失效概率為 1%，安全系數(shù) S=1 錯(cuò)誤 !未找到引用源。 H1=錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =0.9錯(cuò)誤 !未找到引用源。 600MPa=540MPa 錯(cuò)誤 !未找到引用源。 H1=錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =0.95錯(cuò)誤 !未找到引用源。 550MPa=522.5MPa 錯(cuò)誤 !未找到引用源。 H=錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =錯(cuò)誤 !未找到引用源。 MPa=531.25MPa 試計(jì)算小齒輪的分度圓直徑 d1t 由計(jì)算公式得： d1t錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =35.21mm 計(jì)算圓周速度： V=錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =1.56m/s 計(jì)算齒寬 b 及模數(shù) m b=dd1t=35.21mm mnt=錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =0.952mm h=2.25mnt=2.250.951=2.14mm 錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =16.46mm 計(jì)算縱向重合度 錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =0.318 錯(cuò)誤 !未找到引用源。 dZ1 錯(cuò) 誤 !未找到引用源。=2.854 下載文檔就送全套 CAD 圖紙，扣扣 414951605 13 計(jì)算載荷系數(shù) K: 使用系數(shù) 12KA=1；動(dòng)載系數(shù) KV=1.11；KH=1.42；KF=1.35；KH=KF=1.4；故動(dòng)載系數(shù) K 為： K=KAKV KHKH=1.111.41.42=2.21 按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =35.21錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =39.2mm 計(jì)算模數(shù)： mn=錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =1.06mm 按齒根強(qiáng)度計(jì)算 m 錯(cuò)誤 !未找到引用源。 （ 8） 計(jì)算載荷系數(shù)： K=KAKV KFKF=1 1.11 1.4 1.35=2.1 縱向重合度 =1.903；螺旋角影響系數(shù) Y=0.88 計(jì)算當(dāng)量齒數(shù) ； Zv1=錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =39.43 Zv2=錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =59.14 取齒 形系數(shù)： YFa1=2.41； YFa2=2.28 應(yīng)力校正系數(shù) : YSa1=1.668 YSa2=1.73 小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 FE1=500MPa；大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限 FE2=380MPa；取彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN1=0.85； KFN2=0.88； 取安全系數(shù) S=1.4。 計(jì)算疲勞許應(yīng)力： F1=錯(cuò)誤 !未找到引用源。 MPa=303.57MPa F2=錯(cuò)誤 !未找到引用源。 MPa=238.86MPa 下載文檔就送全套 CAD 圖紙，扣扣 414951605 14 計(jì)算大小齒輪的 錯(cuò)誤 !未找到引用源。 并加以比較 錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =0.01324 錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =0.01651 設(shè)計(jì)計(jì)算： m錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =0.78mm 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù) m 大于齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取 mn=2.25 已可滿足，但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑 d1=84.5mm來計(jì)算應(yīng)有齒數(shù)： Z1=錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =35.88 取 Z1=36 Z2=54 （ 3） 幾何尺 寸的計(jì)算： 計(jì)算中心距： a錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =錯(cuò)誤 !未找到引用源。 mm 將中心距圓整取 a=116mm 按圓整后的中心距修正螺旋角： 錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =arccos錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =14.12錯(cuò)誤 !未找到引用源。 因 錯(cuò)誤 !未找到引用源。 值改變不大，故參數(shù) ， k , ZH 等不必修正 計(jì)算大小齒輪的分度圓直徑： d1=錯(cuò)誤 !未找到引 用源。 =錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =83.5mm d2=錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =125.3mm 取 d1=84 d2=148 下載文檔就送全套 CAD 圖紙，扣扣 414951605 15 計(jì)算齒輪寬度： b=dd1=0.583.5=83.5mm 圓整后去齒寬： b1=42mm b2=39mm 3.2.3 錐齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 （ 1） 材料及齒數(shù)的選擇 ： 圓錐齒輪工作為閉式的，齒輪傳動(dòng)軸夾角為 90錯(cuò)誤 !未找到引用源。 ，小齒輪懸臂支撐，大齒輪兩端支撐，小齒輪選用 40Cr，調(diào)質(zhì)處理，平均硬度為 270HBS，大齒輪選用 45鋼 ,調(diào)質(zhì)處理，平均硬度為 230HBS。 初選齒數(shù)：小齒輪數(shù)為 Z1=21 大齒輪數(shù)為 Z2=59 （ 2）確定齒輪的主要參數(shù) 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算： d1t2.92錯(cuò)誤 !未找到引用源。 （ 9） 確定設(shè)計(jì)公式中各個(gè)參數(shù) 初選載荷系數(shù) Kt=1.3；小齒輪所轉(zhuǎn)遞的轉(zhuǎn)矩： T1=2.437 104；選取齒寬系數(shù) R，為防止齒向載荷分布不均勻，應(yīng)限制齒寬，取 R=0.3，彈性系數(shù) ZE=189.8MPa1/2；大小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度為： Hlim1=713MPa； Hlim2=568.4MPa。 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： N1=60n1jLh=605661（ 1830015） =1.2錯(cuò)誤 !未找到引用源。 N2=錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =1.2 錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =3.37109 接觸壽命系數(shù) ZN1=0.91； ZN2=0.96；取失效概率為 1%；最小安全系數(shù) 2SHlim=1 計(jì)算許用接觸力： 錯(cuò)誤 !未找到引用源。 H1=錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =0.91錯(cuò)誤 !未找到引用源。 740MPa=673MPa 錯(cuò)誤 !未找到引用源。 H2=錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =0.96錯(cuò)誤 !未找到引用源。 680MPa=652MPa 計(jì)算端面重合度 ，當(dāng)量齒數(shù) Z1m=錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =22 Z2m=錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =150 下載文檔就送全套 CAD 圖紙，扣扣 414951605 16 =1.88 3.2(錯(cuò)誤 !未找到引用源。 cos 錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =1.69 分度圓直徑： d1t 2.92 錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =49.77mm 計(jì)算圓周速度： dm1t=(1 0.5R)d1t=（ 1 0.50.3） 49.47=42.05mm V=錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =0.545m/s 因 V 10m/s， 選 7 級(jí)精度合格 計(jì)算載荷系數(shù)：取使用系數(shù) kA=1， kv=1.13，單齒對(duì)嚙合，取齒間載荷系數(shù) k=1，載荷分布系數(shù) k=1.2 K= kA kvkk=1.36 校正分度圓直徑： d1=d1t 錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =14.42 錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =14.6mm 按齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)算 2： 大小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限分別為： Flim1=620MPa； Flim2=580MPa 彎曲壽命系數(shù) YN1=0.91； YN2=0.9 尺寸系數(shù) YX=1 計(jì)算許用彎曲應(yīng)力 F1， F2。取失效率為 1%，安全系數(shù) SFmin=1.25 =錯(cuò)誤 !未找到引用源。 計(jì)算可知， F1=451MPa； F2=417MPa 重合度系數(shù) Y: Y=0.25+錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =0.25+錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =0.69 取齒形系數(shù)： YFa1=2.65； YFa2=2.1 應(yīng)力校正系數(shù) : YSa1=1.67 YSa2=1.97 校核計(jì)算： 錯(cuò)誤 !未找到引用源。 YFa YSaY=153.4MPa F1 下載文檔就送全套 CAD 圖紙，扣扣 414951605 17 錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =143.4MPa F2 （ 3）主要幾何尺寸計(jì)算 ： 大端模數(shù)： m=d1t/z1=4977/21=2.37，查參考文獻(xiàn) 3表 10-1 取 m=2.58 大端分度圓直徑： d1=mz1=21 2.5=52.5mm d2= mz2=59 2.5=147.5mm 錐距 R 及齒寬 b: R=錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =0.4 錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =25mm b= bR=0.3 25=7.5mm 分錐角： 錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =19.57 錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =70.43 齒根角按等頂隙計(jì)算： f1=f2=arctan 錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =arctan 錯(cuò)誤 !未找到引用源。 2.29 頂錐角 : a1=1+f1=19.57 +2.29 =21.86 a2=2+f2=70.43+2.29 =72.71 齒高 3： h=(2 錯(cuò)誤 !未找到引用源。 =1.8mm 大端頂圓直徑 da da1=d1+2hacos1=16.8+2 0.8 1 cos19.57 =57.21mm da2=d2+2hacos2=47.2+2 0.8 1 cos70.43 =147.5mm 3.3 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 3.3.1 高速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 （ 1）由 參考文獻(xiàn) 1,初步估算軸的最小軸徑： dmin=A0 錯(cuò)誤 !未找到引用源。 （ 10） 確定公式內(nèi)的各種計(jì)算數(shù)值 選軸的材料為 45（調(diào)質(zhì)） ，根據(jù) 參考文獻(xiàn) 1，取oA=103 下載文檔就送全套 CAD 圖紙，扣扣 414951605 18 由前面的設(shè)計(jì)算得 P1=0.5174kw n1= n2=298r/min （ 2）設(shè)計(jì)計(jì)算： 38.122 9 85 1 7 4.01 0 3 3m i n dmm 軸的最 小軸徑為 d=mind (1+0.14)=14.11mm 圓整后取 15mm 輸出軸的最小直徑用來安裝聯(lián)軸器 13，為了使所選軸的直徑 d1-2 與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。 聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩 Tca=KAT1，考慮轉(zhuǎn)矩變化取 KA=1.3 Tca=KAT1=1.3 7.26 103N mm=9434N mm 按照計(jì)算聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩選擇 HL1 型聯(lián)軸器 ,聯(lián)軸器的孔徑為 16mm，故取 d1-2 的直徑為 16mm,半聯(lián) 軸器的長(zhǎng)度 L=32mm，與軸配合的彀長(zhǎng)度為： L1=27。 （ 3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 擬定軸上各零件的裝配方案 圖 4 高速軸的裝配方案 Fig. 4 The assembl programe of high speed shaft 根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 14 為了滿足大 V 帶輪的軸向定位要求， 1-2 軸段的右端需制出一軸肩，故取 d2-3 的直徑為 19mm，左端采用軸段擋圈定位，按軸段直徑取擋圈直徑為 20mm,大 V 帶輪與軸配合的彀孔長(zhǎng)度為 27mm，為了保證軸段擋圈只 壓在大 V 帶輪上而不壓在軸的端面上，故 l1-2-段的長(zhǎng)度應(yīng)比 L1 略短，取 l1-2=25mm； 初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受到軸向力與徑向力的共同作用，故選深溝球軸承軸承 4。參照工作要求并根據(jù) d2-3=19mm，選取 6003 型號(hào)。其尺寸為 d D T 17 40 13.25，故取 d3-4=20mm； l9-10=20.5mm。 右端滾動(dòng)軸承采用軸肩定位，定位軸承軸肩高度為 2mm。 下載文檔就送全套 CAD 圖紙，扣扣 414951605 19 取安裝齒輪 1 的軸段直徑 d4-5=23mm，齒輪的左端與軸承采用套筒定位，由上以求的齒輪 1 的齒寬為 39mm，為了使套筒端面可靠的壓緊 齒輪，此軸段的長(zhǎng)度應(yīng)略短于齒寬的長(zhǎng)度，故取 l4-5=37mm，齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度 h 0.06d，故取h=1.5mm，則軸環(huán)的直徑 d5-6=26mm，軸環(huán)寬度 b 1.4h，為了配合拔叉換擋取 l5-6=40mm，齒輪 2 為軸齒輪，分度圓直徑 d6-7=27mm， l6-7=27mm,d7-8=26mm， l7-8=42mm齒輪 3 左端采用套筒定位，齒寬為 40.5mm，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸段的長(zhǎng)度應(yīng)略短于齒寬的長(zhǎng)度，故取 l8-9=39mm， d8-9=26mm齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度為 2mm，軸環(huán)的直徑為 3 mm。 軸承端蓋的總寬度為 10mm.取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離 l=15mm,故取 l2-3=25mm。 取齒輪距箱體內(nèi)壁之間的距離為 8mm，考慮到箱體鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體一定距離 s，取 s=4mm，已知軸 承寬度為 13.5mm，所以l3-4=T+s+a+(39-37)=13.5+4+8+2=27.5mm。 軸上零件的周向定位 齒輪，半聯(lián)軸器采用的周向定位均采用平鍵連接，按 d4-5=23mm查得平鍵截面 1b h=8 7，鍵槽的長(zhǎng)為 25mm，同時(shí)為了保證齒輪與軸 配合有良好的對(duì)中性，故選擇輪轂與軸的配合為 錯(cuò)誤 !未找到引用源。 ，同樣半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵 5mm5mm 12mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為 錯(cuò)誤 !未找到引用源。 ，滾動(dòng)軸承與軸的定位采用過渡配合來保證，此處選軸的尺寸公差為 m6。 確定軸上圓角和倒角尺寸 2，取軸段倒角為 1 45 （ 3）求軸上的載荷： 作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖 ,及求軸的支反力和彎矩： 把軸當(dāng)做簡(jiǎn)支梁，支點(diǎn)取在軸承中點(diǎn)處，即去軸承寬度的 1/2 為支撐，由于軸所受的力為空間力系，將作用在軸上的力分解為垂直面和水平面。畫出扭矩圖 圖 5（ e）： 轉(zhuǎn)矩 :T=7260Nmm 圓周力： Ft=2T/d=27260/27=537.8N 徑向力： Fr=Fttan20=195.7N 求水平支反力： 平衡條件 Mc=0： FHN1(118+90) 537.8104=0 Fz=0： FHN1 FHN2 Fr=0 FNv1 FNv2=268.9N 下載文檔就送全套 CAD 圖紙，扣扣 414951605 20 圖 5 軸的載荷分析圖 Fig.5 The analysis of the small gear wheel axle load 水平面 67 段的彎矩彎矩圖 5（ b）： MH1=268.9118=31730.2Nmm MHV2=268.990=24201Nmm 求垂直支反力： 由平衡條件 Mc=0： FNv1(118+90) 195.7104=0 Fy=0： FNv1 FNv2 Fr=0 FNv1 FNv2=97.85N 垂直面 6