铸造车间混砂机的传动装置

                                                                                   湘潭大学专业课程设计  题     目     铸造车间混砂机的传动装置   学     院           兴湘 学院           专     业    机械设计制造及其自动化    班     级         11级 机械 1 班        学     号         2011963840         姓     名          姚  林  兴            指导教师          姜  胜  强            完成日期    2015 年  1 月  20  日   1 课程设 计任务书  设计题目：设计混砂机传动装置            机构简图：    2 一  原始数据：   立轴 输出轴功率 )/(kWP ： 3.0  立轴转 速 min)/(rn ： 48 设备工 作条件：  室内工作，连续 单向运转， 载荷平稳 ， 每日一班 ， 工作十年 ， 允许立轴转速误差小于 %5 。 车间有三相交流电源。  设计 任务及 要求 ：  1、 确定电动机的功率与转速，分配一级行星齿轮传动与锥齿轮传动的传动比，并进行运动及动力参数计 算 。   2、 确定行星齿轮传动的各轮齿数，并进行传动零部件的强度计算，确定其主要参数（如模数等） 。   3、 对一级行星齿轮减速器进行结构设计。  4、编写设计计算说明书 。  5、采用三维软件（ UG， PRO/E 等）建立其三维模型，并进行运动仿真，录制运动仿真视频。  6、由三维模型导出二维 CAD 装配图（ dwg 格式），输出装配图一张，零件图两张（齿轮和轴）。  7、说明书和图纸需要提交纸质版和电子版，三维模型及运动视频提供电子版，所有电子版文件刻录在一个光盘内。  二  电动机的选择  2.1  电动机类型选择和结构形式  根据电动机的工作条件以及环境等因素，选用一般用途的 Y系列三相异步交流电动机，且为卧式封闭结构。  2.2  电动机功率的选择  已知的原始数据有： 立轴 输出功率 Pw=3.0kw，立轴转速 n=48r/min。  （ 1）电动机输出功率  awd PP 由电动机至 立轴 输出轴之间的传动总效率为： 23321a  式中： 4321 , 分别是联轴器，轴承， 圆锥齿轮 ， 单级圆柱齿轮减速器 的传动效率 。 由机械 设计 课程设计 手则 ，查得： 1 =0.99， 2 =0.98， 3 =0.98（ 7级精度） ， 98.0 。  则： 传动总效率   8 6 8.098.098.098.099.0 232 a电动机输出功率  kwPPawd 46.3868.0 0.3 选取电动机额定功率 dm pp 3.11，查机械设计 课程设计手册第 一 篇第十二 章表 12-1中， Y 系列（ IP44）三相异步电动机技术数据得： kwpm 0.4 ，从表 12-1 中，可选额定功率为 4.0 的电动机。  （ 2）确定电动机的转速   3 由原始数据 立轴转速： min48 rnw ，由机械设计课程设计手册第 一 篇 一 章 表 1-8 中得，圆柱齿轮传动的 单级减速器 ，传动比的合理范围是 64 ，圆锥齿轮传动比不超  过 3.5，则总的传动比的范围是： 2114 。  故电动机转速 范围为： 1008672wm nin 总，符合 上述 条件 且电机转速不超过  1000rpm。故所选 电动机如下表 1所示：   表 1 （ 3） 传动装置的 传动比分配 。  根据上述条件可分配的传动比为：  0.6行减i33.3圆锥i（ 4）计算传动装置的运动参数和动力参数。  4.1 各轴转速  轴 I      m in/9 6 0 rnnm 轴 II    m in/0.1 6 00.69 6 0 ri nn 行减轴 III    m in/05.4833.3 0.1 6 0 ri nn 圆锥4.2 各轴功率  轴 I     KwPPd 4 2 5.399.046.31 轴 II    KwPP 3 5 7.398.04 2 5.34 轴 III    KwPP 0.398.098.099.03 5 7.3 2323321 4.3 各轴转 矩  轴 I       mNnPT 07.34960425.39 5 5 09 5 5 0111轴 II      mNnPTIIIIII 37.2 0 00.1 6 03 5 7.39 5 5 09 5 5 0轴 III     mNnPT IIIIIIIII 25.5 9 605.48 0.39 5 5 09 5 5 0将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表 2：      电动机型号  额定功率（ Kw) 满载转速（ r/min) 额定转矩 (Nm) 总传动比  Y132M1-6 4.0 960 2.0 20  4 表 2 参数  轴名  电动 机轴       I轴  II 轴  III 轴  转速 n 960 960    160.0     48.05 功率 P    3.46 3.425 3.357     3.0 转矩 T 34.07 34.07 200.37    596.25 三  拟定传动方案及相关参数  NGW 型行星齿轮传动机构的传动原理 :当 输入轴 由电动机驱动时，带动太阳轮回转，再带动行星轮转动， 由于 内齿圈固定不动，便驱动行星架作 输出运动，行星轮在行星架上既作自转又作公转，以此同样的结构组成二级、三级或多级传动。 NGW 型行星齿轮传动机构主要由太阳轮、行星轮、内齿圈及行星架所组成，以基本构件命名，又称为 ZK-H型行星齿轮传动机构。  本 次 设计的主要内容是单级 NGW 型行星减速 机 。  3.1 机构简图的确定  传动比： 0.6i ，单 级 NGW 型行星传动系统。  在传递动力时，行星轮数目越多越容易发挥行星传动齿轮的优点，但行星轮数目的增加，不仅使传动机构复杂化、制造难 度增加、提高成本，而且会使其载荷均衡困难，而且由于邻接条件限制又会减小传动比的范围 ， 取 行星轮的数目：pC=3。  计算系统自由度 W 123233 ，符合要求。   5 3.2 齿形与精度  因属于低速传动，以及方便加工， 初步确定 采用齿形角为 20，直齿传动，精度定位 6 级。  3.3 齿轮材料及其性能  太阳轮和行星轮采用硬齿面，内齿轮采用软齿面，以提高承载能力，减小尺寸 ，其材料 和热处理方式见表 3. 表 3 齿轮  材料  热处理  limH  (N/mm) limF  (N/mm) 加工精度  太阳轮  20CrMnTi 渗碳淬火  58-62HRC 1400 350 6 级  行星轮  245 内齿轮  40Cr 调制  HB262-293 650 220 7 级  四  设计计算  1.配齿数  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  按齿面硬度 HRC=60， cau Z / Z 6 2 / 2 2 ，查渐开线行星齿轮传动设计 可知：m ax 20aZ ， 1 3 2 0aZ 。取 17aZ 。  由传动比条件知： 1 0 2617 aiZYM Y / 3 1 0 2 / 3 3 4 计算内齿轮和行星齿轮齿数：  Y 1 0 2 1 7 8 5baZZ 341722 ac ZZ   6 2.初步计算齿轮主要参数  （ 1） 按齿面接触强度计算太阳轮分度圆直径  输入转矩 ： mNnPT 07.34960425.39 5 5 09 5 5 0 111则 太阳轮传递的扭矩 为 ：  mN 36.11307.34CTTp1a按 式 3 2l i m1A p Hd HaHa t dT K K K uudK 进行计算，相关系数取值如表 4。  其中， 齿数比 u=CAZZ = 21734  则太阳轮分度圆直径为：   33 2l i mHHpAatda1KKKTKduuHd 33 2 2 121 4 0 07.0 8.105.125.136.117 6 8 =23.69mm 表 4 齿面接触强度有关系数  代号  名    称  说    明  取   值  tdK  算式系数  直齿轮  768 AK  使用系数  表 6-5，中等冲击  1.25 pHK  行星轮间载荷分配系数  表 7-2，太阳轮浮动， 6 级精度 。  1.05 HK  综合系数  表 6-4， 3pn ，高精度，硬齿面 。  1.8 d     小齿轮齿宽系数  表 6-3 0.7 limH  实验齿轮的接触疲劳极限  图 6-16 1400 注： 以上 参数 均为在书渐开线行星齿轮传动设计上 查 得   7 (2)按弯曲强度初算模数  用式 113 2l i m1A F p F F atmdFT K K K YmKZ 进行计算。式中相关系数同表 4，  其余系数取值如表 5。  因为21l i m212l i m /35031845.2 18.3245 mmNY Y FFaFaF ，所以应按行星轮计算模数：  3l i m2111FdFaFFpAtm ZYKKKTKm  =3 2 2 4 5177.0 45.26.10 7 5.125.136.111.12 =1.29 表 5 弯曲强度有关系数  代号  名    称  说    明  取  值  tmK       算式系数         直齿轮  12.1 FpK  行星轮间载荷分配系数  1 1 . 5 ( 1 )= 1 + 1 .5 ( 1 .0 5 - 1 )F p H pKK 1.075 FK  综合系数  表 6-4，高精度，  1.6 1FaY  齿形系数  图 6-25，按 x=0 查值  3.18 2FaY  齿形系数  图 6-25，按 x=0 查值  2.45                                  注： 以上 参数 均为在书渐开线行星齿轮传动设计上查得  5.1m ，则太阳轮直径： mmmZd aa 5.255.117)( 。  接触强度初算结果 mmd a 69.23)( 相近 ，故初定按 mmda 0.30)( 5.1m 进行接触和弯曲疲劳强度校核计算。  3.13 几何尺寸计算  将分度 圆直径、节圆直径、齿顶圆直径的计算值列于表 6。  表 6 齿轮几何尺寸  齿轮  分度圆直径  节圆直径  齿顶圆直径  太阳轮     5.25)( ad  5.25)( ad  74.29)( aad  行星轮 外啮合  50.49)( cd  50.49)( bd  86.53)( cad  内啮合  内齿轮  50.127)( bd  50.127)( bd  32.126)( bad   8 3.2 重合度计算  外啮合：  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  内啮合：  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 齿轮啮合效率计算  按公式 11XXbabaXXabii 进行计算。  式中 X 为转化机构的效率，可用 Kyp 计算法确定。查渐开线行星齿轮传动设计中图 3-3a、 b（取 =0.06，因齿轮精度高）得各啮合副的效率为 0.978Xac ， 9 0.997Xcb ，转化机构效率为 ：  0 . 9 8 7 0 . 9 9 7 0 . 9 8 4XXa c c bX 转化机构传动比： 85 517baXab ZZi 则 ：          1 1 5 0 . 9 8 40 . 9 8 71 1 5XXbabaXXabii . 3.4 疲劳强度校核  外啮合  （ 1）齿面接触疲劳强度  用式 0H H A v H H H pK K K K K ，011tH H E FuZ Z Z Zd b u 计算接触应力 H ，用式 l i mm i nHNH P L v R W XHZ Z Z Z Z ZS 计算 其许用应力 HP 。三式中的参数和系数取值如表 7。  表 7 外啮合接触强度有关参数和系数  代号  名  称  说         明  取值  AK  使用系数  按中等冲击查表 6-5 1.250 vK  动载荷系数  111.0100060 )( XaaX ndV ， 6 级精度  01891.0100/ aX ZV ，查图 6-5b 1.011 HK  齿向载荷分布系数  0 .7 , 3dpn 查图 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  齿间 载荷分配系数  按 1.6 ， 6 级精度，硬齿面，查图 6-9 1.000 HpK  行星轮间载荷不均衡系数  太阳轮浮动，查表 7-2 1.150 HZ  节点区域系数  ( ) ( ) 0 , 0a c a cx x Z Z 查图 6-10 2.185 EZ  弹性系数  查表 6-7 189.800  10 Z  重合度系数  1.6 ， 0 查图 6-11 0.952 Z  螺旋角系数  直齿， 0  1.000 tF  分度圆上的切向力  mNnPT a 5266.399549  Ndn TFapat 37.8 7 8303 5 2 7.392 0 0 0)(2 0 0 0  878.370N b 工作齿宽  21307.0)( ad db  21.00mm u 齿比数  3 4 1 7 2caZZ 2 NZ  寿命系数  按工作 10 年每年 365 天 ,每日一班 计算应力循环次数  81053.8)(60 ptxaL nnnN  1.072 LZ  润滑油系数  HRC=HV713,v=0.445m/s,查表 8-10 用中型极压油，  250 2 0 0  m m /vs  1.000 vZ  速度系数  查图 6-20 0.951 RZ  粗造度系数  按 8 , 2 . 4zRm ，  12 3100'100 2 . 0 82zzz RRRa查图 6-21 0.994 WZ  工作硬化系数  两齿轮均为硬齿面，图 6-22 1.000 XZ  尺寸系数  m6 1.000 minHS  最小安全系数  按可靠度查表 6-8 1.000 limH  接触疲劳极限  查图 6-16 1400 注： 以上 参数 均为在书渐开线行星齿轮传动设计上查 得   11 0H ：  uubdFZZZZ tEHH110212215.2537.8781952.08.189185.2 mN 28.619  接触应力 H ：  HpHHvAHH KKKKK 015.11235.1011.125.128.619  2/66.829 mmN  许用接触应力 HP ：  XWRvLHNHHP ZZZZZS Zm i nl i m  11994.0951.011 072.11 4 00 2/70.14 18 mmN  因 H HP ，故接触强度通过。  （ 2）齿根弯曲疲劳强度  齿根弯曲疲劳应力 F 及其许用应力 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 计算。并分别对太阳轮和行星轮进行校核。对于表 7 中未出现的参数和系数取值如表 8。  太阳轮：  弯曲应力基本值 0Fa ：   YYYYbmFaSaaFantaF 0  1835.0795.1158.25.121 37.878 2/19.90 mmN  弯曲应力 Fa ：  FpFFvAaFaF KKKKK 0075.11197.1011.125.119.90  2/66.146 mmN   12 许用弯曲应力 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 ，故太阳轮弯曲强度通过。  行星轮：   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 ，故行星轮弯曲强度通过。   13 表 8 外啮合齿根弯曲强度的有关参数和系数  代号  名   称  说         明  取值  FK  齿向载荷分布系数  由 0 1 .2 1 4HK ， b/m=7，查图 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  齿间载荷分配系数  FHKK  1.000 FpK  行星轮间载荷分配系数  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  太阳轮齿形系数  0 , 1 7aaxZ，查图 6-25 2.158 FcY  行星轮齿形系数  0 , 3 4ccxZ，查图 6-25 2.060 SaY  太 阳轮应力修正系数  查图 6-27 1.795 ScY  行星轮应力修正系数  查图 6-27 1.878 Y  重合度系数  式 (6-40), /75.025.0 Y835.0282.1/75.025.0Y  0.835 NTY  弯曲寿命系数  88 .7 6 1 0LN  1.000 STY  试验齿轮应力修正系数  按所给的 limF 区域图取 limF 时  2.000 relT aY  太阳轮齿根圆角敏感系数  查图 6-35 1.000 relT cY  行星轮齿根圆角敏感系数  查图 6-35 1.000 RrelTY  齿根表面形状系数  1.2zR，查图 6-36 1.076 minFS  最小安全系数  按高可靠度，查表 6-8 1.400 Y  螺旋角系数  查表可得  1.000 注： 以上 参数 均为在书渐开线行星齿 轮传动设计上查得   14 内 啮 合  （ 1）齿面接触疲劳强度  同外啮合齿面接触疲劳强度所用公式相同，其中与外啮合取值不同的参数为。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 则：  uubdFZZZZ tEHH1105.215.2215037.8781886.08.189495.2 2/055.454 mmN  则：          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 ，故接触强度通过。  （ 2）齿根弯曲疲劳强度  只需计算内齿轮。计算公式与外啮合齿根弯曲疲劳强度相同，其中取值与外啮合不同的系数为 0 7 6.1,10.1,6 9 8.0,0 3 8.2,83.1 R r e lTr e lTSF YYYYY 则：   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 ,故弯曲强度通过。  以上计算说明齿轮的承载能力足够。  四  输入轴的设计  尺寸设计  初步确定轴的最小直径  先按式 3mind =A Pn 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢，调至处理。根据相关图表，由于轴无轴向 载荷，故 A 取较大值，即 A=118，于是得：  mmnPAdA03.18960425.3118 33m i n  输入轴的最小直径是安装联轴器处的轴的直径 d - 。为了使所选的轴的直径 d -与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。  联轴器计算转矩 ca AT K T ，查相关图标，考虑到转矩变化很小，故取 1.3AK ，则：  mmNTKTAca 29.4407.343.11按照计算转矩 caT 应小于联轴器公称转矩的条件，且查相关手册，选用 LX1 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 250Nm,许用转速为 8500r/min。 半联轴器孔径 d=20 mm，故取 mmd 20， 半联轴器长度 L=42mm，半联轴器与轴配 合的毂孔长度 1L =30mm。  根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度  （ 1）为了满足半联轴器轴向定位要求， - 轴段右端需制出一轴肩，故取 - 段的直径为 mmd 20 。半联轴器与轴配合的毂孔长度 mmL 301 ，为了保证轴向定位可靠和轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故 - 段的长度应比毂孔长度短，故取 mml 25。  （ 2）初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据 mmd 20 ，由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承 6004，其尺寸为 dDB=20mm42mm12mm。  右端深沟球轴承采用轴肩进行轴向定位，因为滚动轴承的定位轴肩高度必须低于轴承内圈端面高度，查相关手册知深沟球 轴承 6004内 经 mm20d ，故取 mmd 22 。  （ 3）为了轴承端盖的方便拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，查得相关手册取端盖的外端面与半联轴器右端面之间的距离 L=5 mm；考虑到轴承端盖和前机盖的宽度，故取 mml 20 。  （ 4）因该行星轮传动系统为太阳轮浮动，故输入轴的 - 段与太阳轮通过花键 连 16 接，查相关手册选取小径 d=12 的花键，故 - 段直径为 mm14d；为了保证太阳轮和输入轴通过花键的装配，故取 mm20l；为了保证输入轴的正常装配，取mml 14 。  轴上零件轴向定位  半联轴器与轴的轴向定位采用平键连接，太阳轮与轴的轴向定位采用花键连接。根据 mmd 19。 查相关手册，选用平键 bhl=6 mm6mm70mm；选用花键为NdDB=6mm18mm22mm5mm。  确定轴上圆角和倒角尺寸  查得相关手册，输入轴 - 段轴端倒角为 245， - 段轴端倒角为 2.545，截面 处轴肩圆角为 R2，其余轴肩圆角为 R2.5。  输入轴的受力分析  求输入轴上的功率 P、转速 n 和转矩 T 已知 m in/96 0,42 5.3 rnkwP  则 ： mmNnPT 3 4 0 7 29 6 04 2 5.39 5 5 0 0 0 09 5 5 0 0 0 0111求作用在太阳轮上的力  已知太阳轮分度圆直径为： mmmZdaa 5.255.117)( 太阳轮上所受的径向力如图（按受载不均匀条件下的合成计算 不定向）  假设行星轮 C1 与太阳轮 a 啮合传递转矩为： mmNT a 170361 。   17 则行星轮 C2、 C3 与太阳轮 a 啮合传递的转矩为：  mmNTTT aa 8 5 1 82/)(T 13a2  太阳轮与行星轮啮合处圆周力如 上 图所示，则有：  NdTaata 1 3 3 65.251 7 0 3 62)(2F 11  NFFata 6685.258 5 1 82)dT2 2a3ta2 （其径向力为：  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  则太阳轮所受圆周力合力、径向力合力如图所示。  径向力：   60c o s221 rarara FFFN2 4 360c o s2 4 324 8 6 （方向不定）  圆周力：   60c o s2 21 tatata FFF  N6 6 860c o s6 6 821 3 3 6 （与 raF 垂直）  求轴上的载荷  首先根 据轴的结构图 分析 轴的受力简图； 根据 轴的弯矩图和扭 可知。  （ 1）作为简支梁的轴的支撑跨距：  123L + L + L = 1 9 7  m m + 1 6 4  m m + 2 5 5  m m = 6 1 6  m m （根据轴与轴上零件的装配关系见附录 4）  （ 2）左端联轴器属于有弹性元件的弹性柱销联轴器，有方向不定径向力A 0 t AF = ( 0 . 2 0 . 5 ) F，取 A0 tAF =0.3F ，则：   18 NDTF tA 2 133 203 40 7 222  NFF tAA 642 1 33.03.00  （ 3） 轴 xoz平面上受力分布 : NLLFRraCz 84.37716425524323  NFRRraCzDz 84.62086.337243 则 D 点处的弯矩 ： mmNLFMraDz 6 1 9 6 52 5 52 4 33（ 4）轴 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  则 D 点的弯矩 ： mmNLFMtaDy 1 5 0 3 0 02556683（ 5）初步合成弯矩 ：  mmN3.162 5 72150 3 00619 6 5 22y2z2 DDD MMM  （ 6）与联轴器径向力 A0F 在同一平面内的受力分布及弯矩图（如图 6-4e）：  NLLFRAD 88.761 6 41 9 7642100  NFRR ADC 88.1 4 088.7664000  则该平面内弯矩为 ： mmN1 2 6 0 81 9 764100 LFM AC（ 7）合成弯矩 ：  mmN3.1 6 2 5 7 2M1 2 6 0 8 D 、mmNM C  （ 8）扭矩：  mmNT 3 4 0 7 2  按弯扭合成应力校核轴的强度  根据式 22c a 1= MTW 进行校核。其中，因为轴单向旋转，扭转切 19 应力为脉动循环应力，取 =0.6； ca 为轴的计算应力； M 为轴所受的弯矩； T 为轴所受的扭矩； W 为轴的抗弯截面系数，因为截面 C 为圆形，所以 W=0.1d。  （ 1） C、 D 两截面轴径相同，又 CDMM ,故校核 D 截面即可：  则轴的计算应力 ：  M P aWTM DC c a 93.13491.0)340726.0(3.162572)(32222  前已选定轴的 材料为 45 钢，调至处理，查相关手册查得 1 6 0  M P a 。因为 ca 1 ，故截面 C 处安全。  （ 2）由于截面 B 左侧不受扭矩作用，故只要校核截面 B 右侧即可。  则轴的计算应力为：   13 2222 27.2451.0 )340726.0(6447)( M P aW TM BB c a ）（右  故截面 B 右侧安全  5.5 精确校核轴的疲劳强度  （ 1）截面 处校核    截面 左侧  抗弯截面系数 ： 333 9.6 8 5191.01.0 mmdW  抗扭截面系数 ： 333 8.1 3 7 1192.02.0 mmdW T  截面 左侧的弯矩 M 为 ： mmNM 1 6 3 25.2564左截面 上的扭矩 T 为 ： mmNT 34072  截面 上的弯曲应力 ： M paWMb 18.05.9 11 21 63 2 截面 上的扭转切应力 ： M P aWT TT 87.11 8 2 2 53 4 0 7 2 轴的材料为 45 钢，调制处理，查相关手册查得 : 抗拉强度极限 B = 6 4 0  M P a  弯曲疲劳极限 -1= 2 7 5  M P a  剪切疲劳极限 -1 1 1 5  M P a  截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 和 可按相关手册查取。因r/d=2.0/19=0.105， D/d=20/19=1.05,经过 插值后可查得： 1 . 9 6 1 . 6 3、  又由相关手册可查得轴的材料的敏感系数为：  0 . 8 2 0 . 8 5qq、  故有效应力集中为：  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 根据相关手册查得尺寸系数 0.65 ，表面质量系数为 0.79 轴按磨削加工，则表面质量系数为 0 .9 2 ；轴未经表面强化处理，即 1q ，则综合系数为：  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 又由碳钢的特性系数：  0 .1 0 .2 ，取 0.1  0 . 0 5 0 . 1 ，取 0.05  于是，计算安全系数 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 侧 同上）  （ 2）截面 处校核    截面 左侧  抗弯截面系数 ： 333 80 0201.01.0 mmdW  抗扭截面系数 ： 333 1 6 0 0202.02.0 mmdW T  截面 左侧的弯矩 M 为： mmNM 45.156 83 425592553.162 57 2左截面 上的扭矩 T 为 ： mmNT 34072  截面 上的弯曲应力 ： M P aWMb 33.1117649 45.156834 截面 上的扭转切应力 ： 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,经过插值后可查得： 1 .8 5 1 . 2 5、  有效应力集中为 : 1 ( 1 ) 1 0 . 8 2 (1 . 8 5 1 ) 1 . 7 01 ( 1 ) 1 0 . 8 5 (1 . 2 5 1 )