二級圓錐圓柱齒輪減速器機械設計說明書(最新)(1).

1、機械設計課程設計計算說明書一、傳動方案擬定3二、電動機的選擇3三、運動、動力學參數計算5四、傳動零件的設計計算6五、軸的設計11六、軸承的選擇和計算24九、箱體設計28十、減速器附件28十一、密封潤滑29十二、設計小結30十三、參考文獻31機械設計課程設計說明書題目八：設計谷物清選機斗式升運器的傳動裝置主要結果設計計算及說明一、傳動方案擬定設計二級圓錐 - 圓柱齒輪減速器1. 工作條件：單班制。連續(xù)單向運轉。載荷平穩(wěn)，室外工作。2使用期限： 10 年3生產條件：中，小型規(guī)模機械廠4動力來源：電力。三相交流（220/380V）5生產批量： 10 臺6原始數據：驅動機工作功率PWkw）：2.1 ；

2、料斗升運速度 V（m/s）：1.8驅動輪直徑 D=200mmT=1800N· mV=1.30m/sD=360mm二、電動機選擇1、電動機類型和結構形式的選擇： Y 系列三相異步電動機2機械設計課程設計說明書2、選擇電動機的容量：（ 1）工作機所需功率：P W =2.1kw(2)1）傳動裝置的總效率：總 =圓柱齒輪 ×3 軸承 × 2 聯軸器 ×圓錐齒輪=0.98×0.993×0.992×0.97=0.9042)電動機的輸出功率：Pd= PW /總=2.1/0.904=2.323kw3、確定電動機轉速：計算工作機軸工作轉速：P

3、 W =13.00kW總 =0.86Pd=15.13kW因為 VD n ，把數據帶入式子中得n=171.97r/minnw=171.97r/min采用 二級 圓錐圓柱齒輪減速器（傳動比范圍3× 23×nw =68.97r/min5=625），故電動機轉速的可選范圍為nd=（625）× 171.97=1031.824299.25r/min4、確定電動機型號由上可見，電動機同步轉速可選1500r/min,電動機的主要參數見下表型號額定功率滿載轉速/kWnm (r/min)Y100L2-4314303機械設計課程設計說明書三、運動參數及動力參數計算計算總傳動比及分配各級

4、的傳動比1、總傳動比： i=1430/171.97=8.322、分配各級傳動比 :高速級齒輪嚙合的傳動比：i 錐 8.32 / 4 2.08低速級齒輪嚙合的傳動比：i 柱 =i/ i 錐 =41. 計算各軸轉速（ r/min ）nI =1430nII =nI /i1=1430/2.08=687.5nIII =nII/i 2=687.5/4=171.92. 計算各軸的功率（ kW）PI=Pd ·聯軸器 軸承 錐齒輪 =2.32×0.99×0.99× 0.98=2.26PII =PI·軸承 ·圓柱齒輪 =2.26×0.99

5、15;0.98=2.19PIII =PII·軸承 · 聯軸器 =2.19×0.99× 0.99=2.153. 計算各軸扭矩（ N·m）Td=9550* Pe/ nm =9550×2.36/1430=15.8TI=9550*PI/nI=15.1TII =9550*PII/nII =30.4TIII =9550*PIII /nIII =119.4Td、T I、 TII 、TIII =依次為電動機軸，軸參數軸名軸軸軸轉速 r/min1430687.5171.9功率 P/kW2.262.192.15轉矩 /n*m15.130.4119.4電動

6、機型號Y200L1 6i 總 =10.6i 1=2.66i 2=3.99機械設計學習指導 57 頁nI =730r/min4機械設計課程設計說明書四、傳動零件的設計計算1. 圓錐齒輪的設計計算已知輸入功率P1=P=2.26Kw,小齒輪的轉速為1430r/min，齒數比為 u=2.08，由電動機驅動， 工作壽命為 10 年（每年工作300 天），單班制，連續(xù)單向運轉，載荷平穩(wěn)，室外工作。（1）選定齒輪精度等級，材料和確定許用應力nII=274.4r/min nIII =68.8r/min nIV= nIII =68.8PI=14.98KwPII =14.3kWPIII =13.9kWPIV =1

7、3. 8 kW1）選擇材料和熱處理辦法， ，確定許用應力 參考表 6-1 初選材料。小齒輪：40Cr，調質，241286HBW；大齒輪：42SiMn，調質， 217269HBW。根據小齒輪齒面硬度 260HBW 和大齒輪齒面硬度 240HBW ，按圖 6-6MQ 線查得齒面接觸疲勞極限應力： Hlim1 =720Mpa Td=198 N· mT I=196N·mT II =497.7N·mT III =1929.4N· mHlim2 =680Mpa按圖 6-7MQ 線查得齒輪彎曲疲勞極限應力為：TW =1910.1 Fe1=590MPa Fe2=570M

8、Pa,按無限壽命計算，查圖N · m6-8a，b 知 Zn1= Zn2=0.95,Yn1= Yn2=0.9查表 6-3，取最小安全系數SH min1.1 ； SF min1.3于是H 1H lim 1 Z N17700.95 622MpaSH1.1H 2H lim 2 YN 46800.95 587MpaSH1.1F1FE1YN 15900.9408MpaSF1.3F 2EF2 YN35700.9395MpaSF1.3V= 1.296m/s(2)分析失效、確定設計準則由于要設計的齒輪傳動是閉式傳動，且大齒輪是軟面論，最大可能的失效是齒面疲勞；但如模5機械設計課程設計說明書數過小，也可

9、能發(fā)生齒輪疲勞折斷。因此，本齒輪傳動可按齒面接觸疲勞承載能力進行設計，確定主要參數，再驗算齒輪的彎曲疲勞承載能力。(3)按齒面接觸疲勞承載能力計算齒輪主要參數322KT3u 1ZHZEd 3udH因屬減速傳動， u=i 低=2.08確定計算載荷小齒輪轉矩T115.1N mKT1K AK K KVT1查表 6-7考慮本齒輪傳動是直齒圓柱齒輪傳動，電動機驅動，載荷平穩(wěn)，軸承相對齒輪不對稱布置，取載荷系數K=1.5 則KT1K A K K K V T11.515.1N m22.65N m區(qū)域系數查圖 6-13，標準齒輪 ZH=2.5，彈性系數查表 6-8ZE189.9 Mpa齒寬系數查表 6-11,

10、 db0.25 ；d1因小齒輪的許用齒面接觸疲勞應力值較小，故將H 2587Mpa 代入，于是得31032422.652.5d1189.90.25(10.125) 22.553.9mm587取 z1=25，z2=52， m=3 d1=75mm， d2=156mm1arctan1/ uarctan 1/ 2.0825.67682arctan uarctan 2.0864.3231R1= d1/2sin25.67680=86.210R2 = d2/2sin64.3231=86.67 Fp1 =446Mpa Fp2= 338Mpa Hp2n =580Mpa6機械設計課程設計說明書dm1(10.5 R

11、)d165.625mm（ 4）選擇齒輪精度等級齒輪圓周速度 vdm1n1/ 601004.9m / s查表 6-9。并考慮該齒輪傳動的用途，選擇7 級精度。2360KT 1Y Fs YFbm2 z1 (1 0.5 R )2Fp機械設計基礎第四版 P82P92P931)計算從重合度系數Y0.250.75因為重合度1.88 3.（211 ) 1.72 ，所以z1z2Y0.750.69 。0.251.722)確定 YFs /Fp 的大值1arctan1arctan z1arctan 28 / 75 20.470z2290169.53ZV1Z1cos29.91ZV 2Z2cos2142由圖 5-26

12、查得 YFs14.3, YFs24.0 。則YFs14.1510.00928MpaFp 1446YFs24.00.01183Mpa 1Fp 2338因為 YFs1YFs 2，所以選擇大齒輪進行校核Fp1Fp 23)校核大齒輪的齒根彎曲疲勞強度T7機械設計課程設計說明書F223601.51944.00.694228（12m4480.5 0.3）112M paFP2338M paz128mm故齒根彎曲疲勞強度足夠，所選參數合適。z275m mP70表5 12. 圓柱直齒輪的設計計算已知：輸入功率 P14.3kW ，小齒輪轉速為274.4r/min， d1112mm2d2300mm齒數比為 u=4，

13、電動機驅動，工作壽命為10 年（每年工R160mm作 300 天）單班制，帶式輸送機，時有輕微震動，單項運b48mm轉。(1)選擇齒輪材料，確定許用應力Y0.69根據題設條件看，大小齒輪均采用20CrMnTi 鋼滲碳淬ZV 129.9火，硬度 5662HRC。ZV 2214由圖 5-29c 查得彎曲疲勞強度極限應力F lim450M pa由圖 5-32c 查得接觸疲勞強度極限應力H lim1500M pa(2)按輪齒彎曲疲勞強度計算齒輪的模數mm 12.63KT1YFS YdZ12FP1)確定彎曲應力 FPFlimYSTYNY XFPSFlim采用國標時， YST2.0,SFmin1.5,YX

14、1.因為齒輪的循環(huán)次數N 60nat60274.4 1(103008)4.0108所以取 YN1；則FP1F limYSTSFlimY NYX =600Mpa2)小齒輪的名義轉矩 T1T1T497.7N m3)選取載荷系數 K=1.6F2 112FP28機械設計課程設計說明書4）初步選定齒輪的參數Z1，i，取8020 Z2Z1 3.99 20 79.8Z2d0.5,uZ 24Z15)確定復合齒形系數Y FS ,因大小齒輪選用同一材料及熱處理，則FP 相同，故按小齒輪的復合齒形系數帶入即可由機械設計基礎第四版P88，圖 5-26 可查得： Y FS14.256）確定重合度系數 Y因為重合度111

15、.88 3.（2） 1.7Z1Z 2450M paF lim所以 Y 0.250.750.69H lim1500M pa將上述各參數代入 m 式中得m12.63KT1YFSYdZ12FP12.63 1.5497.74.060.680.52563203.3按表 5-1，取標準模數 m4mm 。則中心距a1 m(Z 1Z 2 )200mm27）計算傳動的幾何尺寸：d1mZ 142080mmd 2mZ 2480320 mm齒寬：b2d d140mmb1b2(5 10)48mm（3）校核齒面的接觸強度FP1 =563MpaH 112ZEZKT（1 u 1)2uHPbd19機械設計課程設計說明書1)重合

16、度系數 Z0.852)鋼制齒輪 Z ET1 497.7N m189.8 M pa把上面各值代入式中可算得：m=4H 1125.2M paZ120，Z280d0.5,u4HPH limZN ZW1500 1 1 1250M paSH lim1.2H HP 符合要求（ 4）校核齒根彎曲強度2000T1K351.97F1YFS1Ybm2 Z1F22000T1K YFS1Y343.4Y FS1 4.25bm2 Z1許用彎曲應力：F1F2Flim YSTYN600MPaSF minF1FP1, F2FP1故，軸強度滿足要求。五、軸的設計計算輸入軸的設計計算Y0 .681已知： P1 =14.98kw,

17、n1 =730r/min,T1 =196 N·m2選擇材料并按扭矩初算軸徑選用 45#調質，硬度 217255HBS，b=650Mpa=200mm根據課本 P235（10-2）式，并查表 10-2，取 c=115d180mmdmin=115 錯誤！未找到引用源。mm=31.38mmd 2320mm考慮到最小直徑處要連接聯軸器要有鍵槽，將直徑增大 5%，則R160mmd=31.38×(1+5%)mm=33mmb1 48mmb248mm3. 初步選擇聯軸器10機械設計課程設計說明書要使軸徑 d12 與聯軸器軸孔相適應故選擇連軸器型號查課本 P297,查 kA=1.5, Tc=k

18、A T1=1.5*196=294 N ·m查機械設計課程設計 P298，取 HL 彈性柱銷聯軸器，其額定轉矩 315 N·m，半聯軸器的孔徑 d1 =35mm,故取 d12 =35mm, 軸孔長度 L=82mm,聯軸器的軸配長度 L1 =60mm.4. 軸的結構設計（ 1）擬定軸的裝配方案如下圖：機械設計課程設計 P22（ 2）軸上零件的定位的各段長度，直徑，及定位1 為了定位半聯軸器， 1-2 軸右端有一軸肩，取 d2-3=42mm 2 選滾動軸承：因軸承同時承受有徑向力和軸向力，故選用系列圓錐滾子軸承。參考 d2-3=42mm。查機械設計課程設計P311，表 18-4.

19、選取標準精度約為03.尺寸系列 30309.尺寸：dDT45 10027.25故 d3-4= d5-6=45mm，而 l3-4=26mm此兩對軸承均系采用軸肩定位，查表 18-4，3030 軸承軸肩定位高度h=4.5mm因此取 d4-5=54mm。F1 F2 600MPa3 取安裝齒輪處的直徑d67=42mm，使套筒可靠的壓在軸承上，11機械設計課程設計說明書故 l56<T =27.25mm，l56=26mm。4 軸承端蓋總寬度為20mm，由于裝拆及添加潤滑油的要求，軸承端蓋與外端面與半聯軸器右端面的距離l=30mm ，故l23=20+30=50mm。取 l45=120mm.5 圓錐齒輪

20、的輪轂寬度lh=（ 1.21.5）ds，取 lh=63mm，齒輪端面與箱壁間距取15mm，故 l67=78mm。6 軸上零件的周向定位半聯軸器與軸、齒輪與軸采用平鍵連接，即過盈配合。由設計手冊，并考慮便于加工，取半聯軸器與齒輪處的鍵剖面尺寸b h 16 10 ,齒輪鍵長 L=B- （ 510） =57.5mm配合均用H7/K6 ，滾動軸承采用軸肩及套筒定位。軸承內圈與軸的配合采用基孔制，軸尺寸公差為K67 軸圓角： 2450dmin31.38mm5. 軸強度的計算及校核d12 =35mm求平均節(jié)圓直徑 : 已知 d1=28mmd2-3=42mmdm1=d1(1-0.5錯誤！未找到引用源。d3-

21、4=d5-6R)=4 428(10.50.31)95.2 mm=45mm錐齒輪受力：d4-5=54mm已知 T1=196N· m,則d67 =42mm圓周力： Ft1=2000T1/dm1=錯誤！未找到引用源。l 12 =60mm.=4117.6N徑向力： Fr1=Ft1· tan cos1=1404.1Nl 23=50軸向力： Fa1=Ft1·tan sin1l 3-4=26mm=524.1Nl 45=120mm3軸承的支反力l56=26mm(1) 繪制軸受力簡圖（如下圖）l67=78mm（ 2）軸承支反力12機械設計課程設計說明書水平面上的支反力：M c000

22、tan20cos20.471404.1NM eeW1 b59MPad12d5640.34mmFBx + FCx =Ft=4117.6N解得： FBx =-255.6 N, FCx =6684.0N垂直面上的支反力M c0FBy =錯誤！未找到引用源。=-704.3 NFCy= Fr1 -FBy=2108.4N(3) 求彎矩，繪制彎矩圖（如下圖）MCx=-Ft · CD=-347.7N· mMCy1 =FBy ·BC=-64.1 N·mMCy2=-Fa·dm/2=-24.9 N·mFt1 =4117.6NFr1=1404.1NFa1=5

23、24.1NFBX =255.6N13機械設計課程設計說明書FBY =704.3NFCx =6684.0NFCy=2108.4NA(4)合成彎矩：M c1 =M cx2M cy21 =353.6 N· mM c2 =M cx2M cy22 348.6 N·m(5)求當量彎：1 b / 0 b ,650MPaM Cx=-347.7Nb因單向回轉，視轉矩為脈動循環(huán)，· m 1 b59MPa,0 b98MPa則M Cy1=64.1N ·m剖面 C 的當量彎矩 : M C1'M C12( T )2372.8 N·mM C y2=-24.9N14機

24、械設計課程設計說明書M C2 'M C2 2( T )2367N·m6 斷危險截面并驗算強度1）剖面 C 當量彎矩最大， 而直徑與鄰段直徑相差不大，故剖面C 為危險截面。已知 Me= MC 1=372.8MPa,錯誤！未找到引用源。W0.1d 3eM e =40.9MPa< 1 b59MPaW2)A 處雖只受扭矩但截面最小也為危險截面eM e =27.5MPa< 1 b59MPaW所以其強度足夠 .中間軸的設計1. 已知 ： P214.3KW , n2274.4r / min, T2497.7N?m2選擇材料并按扭矩初算軸徑1 選用 45#調質，b650M pa

25、，硬度 217255HBS根據課本 P235（10-2）式，并查表 10-2，取 c=108dminC3P240.34mmn23. 軸的結構設計（1）擬定軸的裝配方案如下圖· mMec=275.06N·m e =1.36MpaMC1'372.8N · mMC2'367N·mMC23615機械設計課程設計說明書（ 2）軸上零件的定位的各段長度，直徑，及定位 1 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受到徑向力和軸向力， 故 選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據 d12 d56 40.34mm，查<<機械設計課程設計 >>取

26、 30310 型，尺寸d D T 50mm 110mm 29.25mm故 d12= d56=50mm， 此兩對軸承均系采用套筒定位，查表 18-4， 軸定位軸肩高度 h=4.5mm,因此取套筒直徑為 59mm.P214.3KWn2274.4r / min2取安裝齒輪處的直徑： d23=d45=57mm，錐齒輪右端與左軸T2 497.7 N·m承之間采用套筒定位， 已知錐齒輪輪轂長 lh=（1.21.5）ds，取 lh=55m 為了使套筒可靠的壓緊端面，故取l 23 =52mm,齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度 h>0.07d,取 h=4mm,則此處軸環(huán)的直徑 d34=63mm.

27、3已知圓錐直齒輪的齒寬為 b1=48mm,為了使套筒端面可靠地dmin =40.34mm壓緊齒輪端面，此處軸長l45<lh，取 l 45=46mm。4以箱體小圓錐齒輪中心線為對稱軸，取l1280mm,l3416mm,l 56116mm(3) 軸上零件的周向定位半聯軸器與軸、齒輪與軸采用平鍵連接，即過盈配合。由設計手冊，并考慮便于加工， 取半聯軸器與齒輪處的鍵剖面尺寸 bh1610 mm，齒輪鍵長 L=B- （ 510） =50mm配合均用 H7/K6 ，滾動軸承采用軸肩及套筒定位。軸承內圈與軸的配合采用基孔制，軸尺寸公差為K6(4) 軸圓角： 245 度錯誤！未找到引用源。16機械設計課

28、程設計說明書4. 軸強度的計算及校核1（. 1）小直齒輪分度圓直徑 :已知 d1=80mm，T2497.7Nm圓周力： Ft1=2000T2/d1=錯誤！未找到引用源。 12442.5N徑向力： Fr1=Ft1·tan=4528.7N(2) 錐齒輪受力：1256d= d =50mm已知 T2=497.7N· m ,dm2= d2(1-0.5 R )= 255mm則d23=d45=57mm圓周力： Ft2=2000T2/dm2=錯誤！未找到引用源。 3903.5N徑向力： Fr2=Ft1· tan cos2 錯誤！未找到引用源。d34=63mm=496.87N軸向力

29、： Fa1=Ft2· tan sin2 錯誤！未找到引用源。l 1280mm=1331.1N（3）求軸承的支反力23l =52mm軸承的受力簡圖l 3416mml 45=46mm。l 56116mm水平面上 ,豎直面上的支反力平衡則：FAXFDX Ft2 Ft1 0FAYFDY Fr2 Ft1對A求矩Ft1=12442.5N17機械設計課程設計說明書Ft2AB Ft1ACFDXAD 0FDYAD Fa2d2Fr 2AB- Fr 1AC 0Fr1=4528.7N2解方程組得：FAX =-8145.3N,FDX =-8200.7N, FA Y1070.83N,FDY 2961NFt2=

30、錯誤！未(4)畫彎矩圖找到引用源。3903.5NFr2= 496.87NFa1= 1331.1N2.B.處的彎矩：AB=92mm,水平：MBFtAXAB749.37NmBC=65mm,豎直：M B1'FAYAB98.52NmCD=125mmM B2' FDYBDFr 1BC 268.2NmC 處的彎矩：水平： M cFDXCD1025.3Nm豎直： M C1'FDyCD370.2NmM c2 'FAyAc Fa 2 d 2/ 2Fr 2BC 370.13N m3.合成彎矩：Mc1M Bc2M b'211089.9 NmM B 2M B2M b'2

31、2795.93Nm18機械設計課程設計說明書4.轉矩 T2497.7 Nm5. 因單向回轉，視轉矩脈動循環(huán) -1 b /0 b , 已 知b735MPa ，查表 12-11 b =65MPa, a b118MPa ,則65 / 1180.585剖面 B 處的當量彎矩 :MB'12( T2)2847.51NmM B 2剖面 C 處的當量彎矩圖：M C1'2( T2)21128.1N mM C1(7) 判斷危險截面并驗算強度剖面 C 當量彎矩最大，而直徑與鄰段直徑相差不大， 故剖面 C 為危險截面。已知 :M eC 1=1128.1MPa, 1b 69M pa，錯誤！未找= M到引

32、用源。 W=0.1 錯誤！未找到引用源。MM e60.1M pa 1 b69M pae0.1d 3WFAX =-8145.3NFDX =-8200.7NFAY1070.83NFDY2961N所以其強度合適。輸出軸設計（軸）M B749.37N mM B1 '98.52N m已知：輸出軸功率為 P 3 =13.9kW，轉速為 68.8r/min,轉矩為 M B2 ' 268.2N m 1929.4N· m,大圓柱齒輪的直徑為 320 mm，齒寬為 4mm。1. 選擇軸的材料b650M Pa,選取軸的材料為45 鋼（調質）， 1 b59M Pa,0 b98MPa2. 按扭

33、矩初算聯軸器處的最小直徑先據表 12-2，按 45 鋼（調質）取 C=110,則：Mc1 1089.9N mMB 2795.93N m19機械設計課程設計說明書dminP365.7mm，考慮到最小直徑處要連接聯軸器C 3n3MB1'847.51Nm要有鍵槽，將直徑增大5%，則 d=65.7× (1+5%)mm=69mmMC1'1128.N1m要使軸徑 d12 與聯軸器軸孔相適應，故選擇連軸器型號查課本 P297,查 TA=1.5,設 計 扭 矩 ： Tc=TAT3=1.5錯 誤 ！ 未 找 到 引 用 源 。1929.4=2893.5N· m,查機械設計課程

34、設計P298， 取 HL6 彈性柱銷聯軸器，額定扭矩為 3150N·m 其半聯軸器的孔徑d =70mm,長度為 132mm。故取 d1-2 =70mm，l1-2=130mm3. 軸的結構設計（1）擬定軸的裝配方案如下圖：（2）軸上零件的定位的各段長度，直徑，及定位b650MP a,1 b59M Pa,1）為了定位半聯軸器， 1-2 軸右端有一軸肩，取 d2-3=77mm, 0 b98MP a軸承端蓋總寬度為20mm，由于裝拆及添加潤滑油的要求，軸承 端蓋與 外端面 與 半聯 軸器 右端 面的 距離 l=30mm ， 故l 23=20+30=50mm 擋圈直徑 D=78mm2）選取軸承

35、型號：圓錐滾子軸承 30316型 號 ，dDT=80mm170mm42.5mm所 以 取d3 4d7 880mm20機械設計課程設計說明書3 ） 根 據 軸 承 采 用 軸 肩 定 位 ， 軸 肩 高 度h=6mm, 選d4 592mm4）齒輪與右軸承間采用套筒定位，套筒直徑為92mm,齒輪的輪轂寬度 lh(1.21.5) ds 故取 lh 為60mm, 軸肩 h>0.07d,取 h=7mm, 軸 環(huán)處處的直徑 d56 =104mm, l56>1.4h, 取 l56 =10mm,l67 52mmdmin 65.7mm5) 取箱體小圓錐齒輪的中心線為對稱軸，l4590.5mm, l7

36、8113mm,6）軸上的周向定位齒輪與軸用鍵連接查機械設計課程設計取b h 25 14 ，L=B-(510)=55mm. 同時保證齒輪與軸有良好對中性，選擇齒輪輪轂與軸合為 H7/m6,滾動軸承宇宙的軸向定位有過渡配合來保證，軸尺寸公差為 m67)確定軸的倒角尺寸： 2 450 。4. 軸的強度校核1）齒輪上的作用力的大小Ft 21066.8 N , Fr 23530.8 N2）求直反力水平方向：F BXF DXF t 2MB0,F t 2BCF DXBD6315.5NF BX5743.3N豎直方向：F BYF r 2CD2090.4NBDF DYFr 2BC2298.6NBD3）畫彎矩圖：2

37、1機械設計課程設計說明書M CXFBXBC 871.5NmM CyFBYBC317.2NmM CM CX2M Cy2927N md1-2 =70mmd2-3=77mmd3 4d7 880mmd4 592mmd56 =104mmd67 =90mml 1-2=130mml 23=50mml 34 =42.5mml 4590.5mml56 =10mml6752mml78113mm4）畫扭矩圖： T31929.4Nm5）彎扭合成：22機械設計課程設計說明書1 b / 0 b ,b650MPa因單向回轉，視轉矩為脈動循環(huán)，0 b 1 b59MPa,98MPa則剖面 C 的當量彎矩 : M C 'M C 2( T ) 21486.1N·mT =1161.5 N· m6）判斷危險剖面：Ft 21066.8NM e24.2MPa< 1 b59MP