湘潭大學專業課程設計  題     目     鑄造車間混砂機的傳動裝置   學     院           興湘 學院           專     業    機械設計制造及其自動化    班     級         11級 機械 1 班        學     號         2011963840         姓     名          姚  林  興            指導教師          姜  勝  強            完成日期    2015 年  1 月  20  日   1 課程設 計任務書  設計題目：設計混砂機傳動裝置            機構簡圖：    2 一  原始數據：   立軸 輸出軸功率 )/(kWP ： 3.0  立軸轉 速 min)/(rn ： 48 設備工 作條件：  室內工作，連續 單向運轉， 載荷平穩 ， 每日一班 ， 工作十年 ， 允許立軸轉速誤差小于 %5 。 車間有三相交流電源。  設計 任務及 要求 ：  1、 確定電動機的功率與轉速，分配一級行星齒輪傳動與錐齒輪傳動的傳動比，并進行運動及動力參數計 算 。   2、 確定行星齒輪傳動的各輪齒數，并進行傳動零部件的強度計算，確定其主要參數（如模數等） 。   3、 對一級行星齒輪減速器進行結構設計。  4、編寫設計計算說明書 。  5、采用三維軟件（ UG， PRO/E 等）建立其三維模型，并進行運動仿真，錄制運動仿真視頻。  6、由三維模型導出二維 CAD 裝配圖（ dwg 格式），輸出裝配圖一張，零件圖兩張（齒輪和軸）。  7、說明書和圖紙需要提交紙質版和電子版，三維模型及運動視頻提供電子版，所有電子版文件刻錄在一個光盤內。  二  電動機的選擇  2.1  電動機類型選擇和結構形式  根據電動機的工作條件以及環境等因素，選用一般用途的 Y系列三相異步交流電動機，且為臥式封閉結構。  2.2  電動機功率的選擇  已知的原始數據有： 立軸 輸出功率 Pw=3.0kw，立軸轉速 n=48r/min。  （ 1）電動機輸出功率  awd PP 由電動機至 立軸 輸出軸之間的傳動總效率為： 23321a  式中： 4321 , 分別是聯軸器，軸承， 圓錐齒輪 ， 單級圓柱齒輪減速器 的傳動效率 。 由機械 設計 課程設計 手則 ，查得： 1 =0.99， 2 =0.98， 3 =0.98（ 7級精度） ， 98.0 。  則： 傳動總效率   8 6 8.098.098.098.099.0 232 a電動機輸出功率  kwPPawd 46.3868.0 0.3 選取電動機額定功率 dm pp 3.11，查機械設計 課程設計手冊第 一 篇第十二 章表 12-1中， Y 系列（ IP44）三相異步電動機技術數據得： kwpm 0.4 ，從表 12-1 中，可選額定功率為 4.0 的電動機。  （ 2）確定電動機的轉速   3 由原始數據 立軸轉速： min48 rnw ，由機械設計課程設計手冊第 一 篇 一 章 表 1-8 中得，圓柱齒輪傳動的 單級減速器 ，傳動比的合理范圍是 64 ，圓錐齒輪傳動比不超  過 3.5，則總的傳動比的范圍是： 2114 。  故電動機轉速 范圍為： 1008672wm nin 總，符合 上述 條件 且電機轉速不超過  1000rpm。故所選 電動機如下表 1所示：   表 1 （ 3） 傳動裝置的 傳動比分配 。  根據上述條件可分配的傳動比為：  0.6行減i33.3圓錐i（ 4）計算傳動裝置的運動參數和動力參數。  4.1 各軸轉速  軸 I      m in/9 6 0 rnnm 軸 II    m in/0.1 6 00.69 6 0 ri nn 行減軸 III    m in/05.4833.3 0.1 6 0 ri nn 圓錐4.2 各軸功率  軸 I     KwPPd 4 2 5.399.046.31 軸 II    KwPP 3 5 7.398.04 2 5.34 軸 III    KwPP 0.398.098.099.03 5 7.3 2323321 4.3 各軸轉 矩  軸 I       mNnPT 07.34960425.39 5 5 09 5 5 0111軸 II      mNnPTIIIIII 37.2 0 00.1 6 03 5 7.39 5 5 09 5 5 0軸 III     mNnPT IIIIIIIII 25.5 9 605.48 0.39 5 5 09 5 5 0將運動和動力參數計算結果進行整理并列于下表 2：      電動機型號  額定功率（ Kw) 滿載轉速（ r/min) 額定轉矩 (Nm) 總傳動比  Y132M1-6 4.0 960 2.0 20  4 表 2 參數  軸名  電動 機軸       I軸  II 軸  III 軸  轉速 n 960 960    160.0     48.05 功率 P    3.46 3.425 3.357     3.0 轉矩 T 34.07 34.07 200.37    596.25 三  擬定傳動方案及相關參數  NGW 型行星齒輪傳動機構的傳動原理 :當 輸入軸 由電動機驅動時，帶動太陽輪回轉，再帶動行星輪轉動， 由于 內齒圈固定不動，便驅動行星架作 輸出運動，行星輪在行星架上既作自轉又作公轉，以此同樣的結構組成二級、三級或多級傳動。 NGW 型行星齒輪傳動機構主要由太陽輪、行星輪、內齒圈及行星架所組成，以基本構件命名，又稱為 ZK-H型行星齒輪傳動機構。  本 次 設計的主要內容是單級 NGW 型行星減速 機 。  3.1 機構簡圖的確定  傳動比： 0.6i ，單 級 NGW 型行星傳動系統。  在傳遞動力時，行星輪數目越多越容易發揮行星傳動齒輪的優點，但行星輪數目的增加，不僅使傳動機構復雜化、制造難 度增加、提高成本，而且會使其載荷均衡困難，而且由于鄰接條件限制又會減小傳動比的范圍 ， 取 行星輪的數目：pC=3。  計算系統自由度 W 123233 ，符合要求。   5 3.2 齒形與精度  因屬于低速傳動，以及方便加工， 初步確定 采用齒形角為 20，直齒傳動，精度定位 6 級。  3.3 齒輪材料及其性能  太陽輪和行星輪采用硬齒面，內齒輪采用軟齒面，以提高承載能力，減小尺寸 ，其材料 和熱處理方式見表 3. 表 3 齒輪  材料  熱處理  limH  (N/mm) limF  (N/mm) 加工精度  太陽輪  20CrMnTi 滲碳淬火  58-62HRC 1400 350 6 級  行星輪  245 內齒輪  40Cr 調制  HB262-293 650 220 7 級  四  設計計算  1.配齒數  采用比例法：  : : : : ( 2 ) 2 : ( 1 ) : ( )a c b a a a a pZ Z Z M Z Z i i Z Z i n = ）（ 3/6:)1(:2/)26(:aaaa ZZiZZ : 2 : 5 : 2a a a aZ Z Z Z  按齒面硬度 HRC=60， cau Z / Z 6 2 / 2 2 ，查漸開線行星齒輪傳動設計 可知：m ax 20aZ ， 1 3 2 0aZ 。取 17aZ 。  由傳動比條件知： 1 0 2617 aiZYM Y / 3 1 0 2 / 3 3 4 計算內齒輪和行星齒輪齒數：  Y 1 0 2 1 7 8 5baZZ 341722 ac ZZ   6 2.初步計算齒輪主要參數  （ 1） 按齒面接觸強度計算太陽輪分度圓直徑  輸入轉矩 ： mNnPT 07.34960425.39 5 5 09 5 5 0 111則 太陽輪傳遞的扭矩 為 ：  mN 36.11307.34CTTp1a按 式 3 2l i m1A p Hd HaHa t dT K K K uudK 進行計算，相關系數取值如表 4。  其中， 齒數比 u=CAZZ = 21734  則太陽輪分度圓直徑為：   33 2l i mHHpAatda1KKKTKduuHd 33 2 2 121 4 0 07.0 8.105.125.136.117 6 8 =23.69mm 表 4 齒面接觸強度有關系數  代號  名    稱  說    明  取   值  tdK  算式系數  直齒輪  768 AK  使用系數  表 6-5，中等沖擊  1.25 pHK  行星輪間載荷分配系數  表 7-2，太陽輪浮動， 6 級精度 。  1.05 HK  綜合系數  表 6-4， 3pn ，高精度，硬齒面 。  1.8 d     小齒輪齒寬系數  表 6-3 0.7 limH  實驗齒輪的接觸疲勞極限  圖 6-16 1400 注： 以上 參數 均為在書漸開線行星齒輪傳動設計上 查 得   7 (2)按彎曲強度初算模數  用式 113 2l i m1A F p F F atmdFT K K K YmKZ 進行計算。式中相關系數同表 4，  其余系數取值如表 5。  因為21l i m212l i m /35031845.2 18.3245 mmNY Y FFaFaF ，所以應按行星輪計算模數：  3l i m2111FdFaFFpAtm ZYKKKTKm  =3 2 2 4 5177.0 45.26.10 7 5.125.136.111.12 =1.29 表 5 彎曲強度有關系數  代號  名    稱  說    明  取  值  tmK       算式系數         直齒輪  12.1 FpK  行星輪間載荷分配系數  1 1 . 5 ( 1 )= 1 + 1 .5 ( 1 .0 5 - 1 )F p H pKK 1.075 FK  綜合系數  表 6-4，高精度，  1.6 1FaY  齒形系數  圖 6-25，按 x=0 查值  3.18 2FaY  齒形系數  圖 6-25，按 x=0 查值  2.45                                  注： 以上 參數 均為在書漸開線行星齒輪傳動設計上查得  5.1m ，則太陽輪直徑： mmmZd aa 5.255.117)( 。  接觸強度初算結果 mmd a 69.23)( 相近 ，故初定按 mmda 0.30)( 5.1m 進行接觸和彎曲疲勞強度校核計算。  3.13 幾何尺寸計算  將分度 圓直徑、節圓直徑、齒頂圓直徑的計算值列于表 6。  表 6 齒輪幾何尺寸  齒輪  分度圓直徑  節圓直徑  齒頂圓直徑  太陽輪     5.25)( ad  5.25)( ad  74.29)( aad  行星輪 外嚙合  50.49)( cd  50.49)( bd  86.53)( cad  內嚙合  內齒輪  50.127)( bd  50.127)( bd  32.126)( bad   8 3.2 重合度計算  外嚙合：  75.122/175.12/)( aa Zmr5.252/345.12/)( cc Zmr87.142/74.292/)()( aaaa dr93.262/86.532/)()( caca dr 1936)87.14/20co s75.12ar cc o s ()/(co s)ar cc o s ( ()( aaaaa rr 927)93.26/20c o s5.25a r c c o s ()/(c o s)a r c c o s ( ()( cacca rr ）2/(t a n)( t a n ()t a n)( t a n ( cacaaa ZZ  = ）2/(20t a n927( t a n34)20t a n1936( t a n17  = 2.181.1  內嚙合：  75.632/855.12/)( bb Zmr5.252/345.12/)( cc Zmr16.632/32.1 2 62/)()( baba dr     93.262/86.532/)()( caca dr   2818)16.63/20co s75.63ar cc o s ()/(co s)ar cc o s ( ()( babba rr   927)93.26/20co s5.25ar cco s ()/(co s)ar cco s ( ()( cacca rr ）2/(t a n)( t a n ()t a n)( t a n ( babcac ZZ  = ） 2/(20t a n2818( t a n85)20t a n927( t a n34  = 2.122.1  3.2 齒輪嚙合效率計算  按公式 11XXbabaXXabii 進行計算。  式中 X 為轉化機構的效率，可用 Kyp 計算法確定。查漸開線行星齒輪傳動設計中圖 3-3a、 b（取 =0.06，因齒輪精度高）得各嚙合副的效率為 0.978Xac ， 9 0.997Xcb ，轉化機構效率為 ：  0 . 9 8 7 0 . 9 9 7 0 . 9 8 4XXa c c bX 轉化機構傳動比： 85 517baXab ZZi 則 ：          1 1 5 0 . 9 8 40 . 9 8 71 1 5XXbabaXXabii . 3.4 疲勞強度校核  外嚙合  （ 1）齒面接觸疲勞強度  用式 0H H A v H H H pK K K K K ，011tH H E FuZ Z Z Zd b u 計算接觸應力 H ，用式 l i mm i nHNH P L v R W XHZ Z Z Z Z ZS 計算 其許用應力 HP 。三式中的參數和系數取值如表 7。  表 7 外嚙合接觸強度有關參數和系數  代號  名  稱  說         明  取值  AK  使用系數  按中等沖擊查表 6-5 1.250 vK  動載荷系數  111.0100060 )( XaaX ndV ， 6 級精度  01891.0100/ aX ZV ，查圖 6-5b 1.011 HK  齒向載荷分布系數  0 .7 , 3dpn 查圖 6-6得 0 1 .2 1 4HK ，取 0.76HWK ，  0.7HeK ，由式（ 6-25）得  01 ( 1 )= 1 + ( 1 . 2 1 4 - 1 ) 0 . 7 6 0 . 7 1 . 1 1 4H H H W H eK K K K 1.235 HK  齒間 載荷分配系數  按 1.6 ， 6 級精度，硬齒面，查圖 6-9 1.000 HpK  行星輪間載荷不均衡系數  太陽輪浮動，查表 7-2 1.150 HZ  節點區域系數  ( ) ( ) 0 , 0a c a cx x Z Z 查圖 6-10 2.185 EZ  彈性系數  查表 6-7 189.800  10 Z  重合度系數  1.6 ， 0 查圖 6-11 0.952 Z  螺旋角系數  直齒， 0  1.000 tF  分度圓上的切向力  mNnPT a 5266.399549  Ndn TFapat 37.8 7 8303 5 2 7.392 0 0 0)(2 0 0 0  878.370N b 工作齒寬  21307.0)( ad db  21.00mm u 齒比數  3 4 1 7 2caZZ 2 NZ  壽命系數  按工作 10 年每年 365 天 ,每日一班 計算應力循環次數  81053.8)(60 ptxaL nnnN  1.072 LZ  潤滑油系數  HRC=HV713,v=0.445m/s,查表 8-10 用中型極壓油，  250 2 0 0  m m /vs  1.000 vZ  速度系數  查圖 6-20 0.951 RZ  粗造度系數  按 8 , 2 . 4zRm ，  12 3100'100 2 . 0 82zzz RRRa查圖 6-21 0.994 WZ  工作硬化系數  兩齒輪均為硬齒面，圖 6-22 1.000 XZ  尺寸系數  m6 1.000 minHS  最小安全系數  按可靠度查表 6-8 1.000 limH  接觸疲勞極限  查圖 6-16 1400 注： 以上 參數 均為在書漸開線行星齒輪傳動設計上查 得   11 0H ：  uubdFZZZZ tEHH110212215.2537.8781952.08.189185.2 mN 28.619  接觸應力 H ：  HpHHvAHH KKKKK 015.11235.1011.125.128.619  2/66.829 mmN  許用接觸應力 HP ：  XWRvLHNHHP ZZZZZS Zm i nl i m  11994.0951.011 072.11 4 00 2/70.14 18 mmN  因 H HP ，故接觸強度通過。  （ 2）齒根彎曲疲勞強度  齒根彎曲疲勞應力 F 及其許用應力 FP ，用式 0 ,F F A v F F F pK K K K K  l i m Rm i nF S T N TF P r e l T r e l T XFYY Y Y YS 和 0 tF F SnF Y Y Ybm 計算。并分別對太陽輪和行星輪進行校核。對于表 7 中未出現的參數和系數取值如表 8。  太陽輪：  彎曲應力基本值 0Fa ：   YYYYbmFaSaaFantaF 0  1835.0795.1158.25.121 37.878 2/19.90 mmN  彎曲應力 Fa ：  FpFFvAaFaF KKKKK 0075.11197.1011.125.119.90  2/66.146 mmN   12 許用彎曲應力 FPa ：  XaR r e lTar e lTFNTSTaFaFP YYYS YY m i nl i m  1076.114.1 12350 2/538 mmN  因 F a F P a ，故太陽輪彎曲強度通過。  行星輪：   YYYYbmFcScFntcF 0  1835.0878.106.25.121 37.878 2/08.90 mmN  FpFFvAcFcF KKKKK 0075.11197.1011.125.108.90  2/48.14 6 mmN  XcR r e l Tcr e l TFNTSTcFcFP YYYS YY m i nl i m  1076.114.1 12245 2/6.37 6 mmN  因 F c FP c ，故行星輪彎曲強度通過。   13 表 8 外嚙合齒根彎曲強度的有關參數和系數  代號  名   稱  說         明  取值  FK  齒向載荷分布系數  由 0 1 .2 1 4HK ， b/m=7，查圖 6-23得 55.10 FK， 由 式 （ 6-38 ）得 FFWFF KKKK )1(1 0 9.04.0)155.1(1  197.1  1.197 FK  齒間載荷分配系數  FHKK  1.000 FpK  行星輪間載荷分配系數  按式（ 7-43），  1 1 . 5 ( 1 ) 1 1 . 5 ( 1 . 0 5 1 )= 1 . 0 7 5F p H pKK 1.075 FaY  太陽輪齒形系數  0 , 1 7aaxZ，查圖 6-25 2.158 FcY  行星輪齒形系數  0 , 3 4ccxZ，查圖 6-25 2.060 SaY  太 陽輪應力修正系數  查圖 6-27 1.795 ScY  行星輪應力修正系數  查圖 6-27 1.878 Y  重合度系數  式 (6-40), /75.025.0 Y835.0282.1/75.025.0Y  0.835 NTY  彎曲壽命系數  88 .7 6 1 0LN  1.000 STY  試驗齒輪應力修正系數  按所給的 limF 區域圖取 limF 時  2.000 relT aY  太陽輪齒根圓角敏感系數  查圖 6-35 1.000 relT cY  行星輪齒根圓角敏感系數  查圖 6-35 1.000 RrelTY  齒根表面形狀系數  1.2zR，查圖 6-36 1.076 minFS  最小安全系數  按高可靠度，查表 6-8 1.400 Y  螺旋角系數  查表可得  1.000 注： 以上 參數 均為在書漸開線行星齒 輪傳動設計上查得   14 內 嚙 合  （ 1）齒面接觸疲勞強度  同外嚙合齒面接觸疲勞強度所用公式相同，其中與外嚙合取值不同的參數為。0.1,0.1,9 9 4.0,9 5 1.0,0.1,0 8 3.1,8 8 6.0,4 9 5.2,5.2 XWRvLNH ZZZZZZZZu 則：  uubdFZZZZ tEHH1105.215.2215037.8781886.08.189495.2 2/055.454 mmN  則：          HpHHvAHH KKKKK 015.11235.1011.125.1055.454  2/31.608 mmN  XWRvLHNHHP ZZZZZSZm i nl i m  11994.0951.011 083.1650 2/44.665 mmN  因 H HP ，故接觸強度通過。  （ 2）齒根彎曲疲勞強度  只需計算內齒輪。計算公式與外嚙合齒根彎曲疲勞強度相同，其中取值與外嚙合不同的系數為 0 7 6.1,10.1,6 9 8.0,0 3 8.2,83.1 R r e lTr e lTSF YYYYY 則：   YYYYbmFbSbFntbF 0  1698.0038.283.15.121 37.878 2/59.72 mmN  FpFFvAbFbF KKKKK 0075.11197.1011.125.159.72  2/04.118 mmN  XbR r e l Tbr e l TFNTSTcFbFP YYYS YY m i nl i m  10 7 6.11.14.1 122 4 5 15 2/26.414 mmN  因 F FP ,故彎曲強度通過。  以上計算說明齒輪的承載能力足夠。  四  輸入軸的設計  尺寸設計  初步確定軸的最小直徑  先按式 3mind =A Pn 初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為 45 鋼，調至處理。根據相關圖表，由于軸無軸向 載荷，故 A 取較大值，即 A=118，于是得：  mmnPAdA03.18960425.3118 33m i n  輸入軸的最小直徑是安裝聯軸器處的軸的直徑 d - 。為了使所選的軸的直徑 d -與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯軸器型號。  聯軸器計算轉矩 ca AT K T ，查相關圖標，考慮到轉矩變化很小，故取 1.3AK ，則：  mmNTKTAca 29.4407.343.11按照計算轉矩 caT 應小于聯軸器公稱轉矩的條件，且查相關手冊，選用 LX1 型彈性柱銷聯軸器，其公稱轉矩為 250Nm,許用轉速為 8500r/min。 半聯軸器孔徑 d=20 mm，故取 mmd 20， 半聯軸器長度 L=42mm，半聯軸器與軸配 合的轂孔長度 1L =30mm。  根據軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度  （ 1）為了滿足半聯軸器軸向定位要求， - 軸段右端需制出一軸肩，故取 - 段的直徑為 mmd 20 。半聯軸器與軸配合的轂孔長度 mmL 301 ，為了保證軸向定位可靠和軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上，故 - 段的長度應比轂孔長度短，故取 mml 25。  （ 2）初步選擇滾動軸承。因軸承只受徑向力作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據 mmd 20 ，由軸承產品目錄中初步選取 0 基本游隙組、標準精度級的深溝球軸承 6004，其尺寸為 dDB=20mm42mm12mm。  右端深溝球軸承采用軸肩進行軸向定位，因為滾動軸承的定位軸肩高度必須低于軸承內圈端面高度，查相關手冊知深溝球 軸承 6004內 經 mm20d ，故取 mmd 22 。  （ 3）為了軸承端蓋的方便拆裝及便于對軸承添加潤滑脂的要求，查得相關手冊取端蓋的外端面與半聯軸器右端面之間的距離 L=5 mm；考慮到軸承端蓋和前機蓋的寬度，故取 mml 20 。  （ 4）因該行星輪傳動系統為太陽輪浮動，故輸入軸的 - 段與太陽輪通過花鍵 連 16 接，查相關手冊選取小徑 d=12 的花鍵，故 - 段直徑為 mm14d；為了保證太陽輪和輸入軸通過花鍵的裝配，故取 mm20l；為了保證輸入軸的正常裝配，取mml 14 。  軸上零件軸向定位  半聯軸器與軸的軸向定位采用平鍵連接，太陽輪與軸的軸向定位采用花鍵連接。根據 mmd 19。 查相關手冊，選用平鍵 bhl=6 mm6mm70mm；選用花鍵為NdDB=6mm18mm22mm5mm。  確定軸上圓角和倒角尺寸  查得相關手冊，輸入軸 - 段軸端倒角為 245， - 段軸端倒角為 2.545，截面 處軸肩圓角為 R2，其余軸肩圓角為 R2.5。  輸入軸的受力分析  求輸入軸上的功率 P、轉速 n 和轉矩 T 已知 m in/96 0,42 5.3 rnkwP  則 ： mmNnPT 3 4 0 7 29 6 04 2 5.39 5 5 0 0 0 09 5 5 0 0 0 0111求作用在太陽輪上的力  已知太陽輪分度圓直徑為： mmmZdaa 5.255.117)( 太陽輪上所受的徑向力如圖（按受載不均勻條件下的合成計算 不定向）  假設行星輪 C1 與太陽輪 a 嚙合傳遞轉矩為： mmNT a 170361 。   17 則行星輪 C2、 C3 與太陽輪 a 嚙合傳遞的轉矩為：  mmNTTT aa 8 5 1 82/)(T 13a2  太陽輪與行星輪嚙合處圓周力如 上 圖所示，則有：  NdTaata 1 3 3 65.251 7 0 3 62)(2F 11  NFFata 6685.258 5 1 82)dT2 2a3ta2 （其徑向力為：  N4 8 620t a n1 3 3 620t a n1 tar al FF  N2 4 320t a n6 6 820t a n232 tar alr al FFF  則太陽輪所受圓周力合力、徑向力合力如圖所示。  徑向力：   60c o s221 rarara FFFN2 4 360c o s2 4 324 8 6 （方向不定）  圓周力：   60c o s2 21 tatata FFF  N6 6 860c o s6 6 821 3 3 6 （與 raF 垂直）  求軸上的載荷  首先根 據軸的結構圖 分析 軸的受力簡圖； 根據 軸的彎矩圖和扭 可知。  （ 1）作為簡支梁的軸的支撐跨距：  123L + L + L = 1 9 7  m m + 1 6 4  m m + 2 5 5  m m = 6 1 6  m m （根據軸與軸上零件的裝配關系見附錄 4）  （ 2）左端聯軸器屬于有彈性元件的彈性柱銷聯軸器，有方向不定徑向力A 0 t AF = ( 0 . 2 0 . 5 ) F，取 A0 tAF =0.3F ，則：   18 NDTF tA 2 133 203 40 7 222  NFF tAA 642 1 33.03.00  （ 3） 軸 xoz平面上受力分布 : NLLFRraCz 84.37716425524323  NFRRraCzDz 84.62086.337243 則 D 點處的彎矩 ： mmNLFMraDz 6 1 9 6 52 5 52 4 33（ 4）軸 xoy 平面上受力分布：  NLLFR taCy 66.1 0 3 81 6 42 5 56 6 823  NFRR taCyDy 66.1 7 0 66 6 866.1 0 3 8  則 D 點的彎矩 ： mmNLFMtaDy 1 5 0 3 0 02556683（ 5）初步合成彎矩 ：  mmN3.162 5 72150 3 00619 6 5 22y2z2 DDD MMM  （ 6）與聯軸器徑向力 A0F 在同一平面內的受力分布及彎矩圖（如圖 6-4e）：  NLLFRAD 88.761 6 41 9 7642100  NFRR ADC 88.1 4 088.7664000  則該平面內彎矩為 ： mmN1 2 6 0 81 9 764100 LFM AC（ 7）合成彎矩 ：  mmN3.1 6 2 5 7 2M1 2 6 0 8 D 、mmNM C  （ 8）扭矩：  mmNT 3 4 0 7 2  按彎扭合成應力校核軸的強度  根據式 22c a 1= MTW 進行校核。其中，因為軸單向旋轉，扭轉切 19 應力為脈動循環應力，取 =0.6； ca 為軸的計算應力； M 為軸所受的彎矩； T 為軸所受的扭矩； W 為軸的抗彎截面系數，因為截面 C 為圓形，所以 W=0.1d。  （ 1） C、 D 兩截面軸徑相同，又 CDMM ,故校核 D 截面即可：  則軸的計算應力 ：  M P aWTM DC c a 93.13491.0)340726.0(3.162572)(32222  前已選定軸的 材料為 45 鋼，調至處理，查相關手冊查得 1 6 0  M P a 。因為 ca 1 ，故截面 C 處安全。  （ 2）由于截面 B 左側不受扭矩作用，故只要校核截面 B 右側即可。  則軸的計算應力為：   13 2222 27.2451.0 )340726.0(6447)( M P aW TM BB c a ）（右  故截面 B 右側安全  5.5 精確校核軸的疲勞強度  （ 1）截面 處校核    截面 左側  抗彎截面系數 ： 333 9.6 8 5191.01.0 mmdW  抗扭截面系數 ： 333 8.1 3 7 1192.02.0 mmdW T  截面 左側的彎矩 M 為 ： mmNM 1 6 3 25.2564左截面 上的扭矩 T 為 ： mmNT 34072  截面 上的彎曲應力 ： M paWMb 18.05.9 11 21 63 2 截面 上的扭轉切應力 ： M P aWT TT 87.11 8 2 2 53 4 0 7 2 軸的材料為 45 鋼，調制處理，查相關手冊查得 : 抗拉強度極限 B = 6 4 0  M P a  彎曲疲勞極限 -1= 2 7 5  M P a  剪切疲勞極限 -1 1 1 5  M P a  截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數 和 可按相關手冊查取。因r/d=2.0/19=0.105， D/d=20/19=1.05,經過 插值后可查得： 1 . 9 6 1 . 6 3、  又由相關手冊可查得軸的材料的敏感系數為：  0 . 8 2 0 . 8 5qq、  故有效應力集中為：  1 ( 1 ) 1 0 . 8 2 (1 . 9 6 1 ) 1 . 7 91 ( 1 ) 1 0 . 8 5 (1 . 6 3 1 ) 1 . 5 4kq 20 根據相關手冊查得尺寸系數 0.65 ，表面質量系數為 0.79 軸按磨削加工，則表面質量系數為 0 .9 2 ；軸未經表面強化處理，即 1q ，則綜合系數為：  1 1 . 7 9 11 1 2 . 8 40 . 6 5 0 . 9 2kK 1 1 . 5 4 11 1 2 . 0 40 . 7 9 0 . 9 2kK 又由碳鋼的特性系數：  0 .1 0 .2 ，取 0.1  0 . 0 5 0 . 1 ，取 0.05  于是，計算安全系數 caS 的值，得：  -1a275 9 . 0 52 . 8 4 1 0 . 7 0 0 . 1 0mS K 22-1a221555 . 3 02 7 . 9 8 2 7 . 9 82 . 0 4 0 . 0 5229 . 0 5 5 . 3 04 . 5 7 1 . 59 . 0 5 5 . 3 0mcaSKSSSSSS 故可知其安全。 （ 截面 右 側 同上）  （ 2）截面 處校核    截面 左側  抗彎截面系數 ： 333 80 0201.01.0 mmdW  抗扭截面系數 ： 333 1 6 0 0202.02.0 mmdW T  截面 左側的彎矩 M 為： mmNM 45.156 83 425592553.162 57 2左截面 上的扭矩 T 為 ： mmNT 34072  截面 上的彎曲應力 ： M P aWMb 33.1117649 45.156834 截面 上的扭轉切應力 ： M P aWT TT 45.18.2 3 5 2 93 4 0 7 2 因 r/d=2.5/20=0.125， D/d=22/20=1.1,經過插值后可查得： 1 .8 5 1 . 2 5、  有效應力集中為 : 1 ( 1 ) 1 0 . 8 2 (1 . 8 5 1 ) 1 . 7 01 ( 1 ) 1 0 . 8 5 (1 . 2 5 1 )