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0.75KW摆线针轮减速机设计,0.75,KW,摆线,减速,设计
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宁XX大学设计(论文)0.75KW摆线针轮减速机设计所在学院专 业班 级姓 名学 号指导老师 年 月 日33目 录目 录II第1章 绪论41.1国内外发展现状41.2课题研究内容4第2章 摆线针轮减速器总体设计52.1 摆线针轮减速器的传动原理与结构特点52.1.1 摆线针轮行星传动的传动原理52.1.2 摆线针轮减速器的结构特点62.1.3 摆线针轮传动的啮合原理72.1.4 摆线轮的齿廓曲线与齿廓方程102.1.5 摆线轮齿廓曲率半径112.2 摆线针轮传动的受力分析122.2.1 针齿与摆线轮齿啮合时的作用力122.2.2 输出机构的柱销（套）作用于摆线轮上的力152.2.3 转臂轴承的作用力162.3 摆线针轮行星减速器主要强度件的计算172.3.1 齿面接触强度计算172.3.2 针齿抗弯曲强度计算及刚度计算172.3.3 转臂轴承选择182.3.4 输出机构柱销强度计算18第3章 摆线针轮减速器的设计计算193.1摆线轮、针齿、柱销的计算193.2 输出轴的计算223.3输入轴的计算263.4 润滑与密封30结论31参考文献32第1章 绪论1.1国内外发展现状美国国家自然科学基金。先进研究计划中心。国防部等投资1.4亿美元进行小型及微型机电系统（MEMS）技术研究，美国国家自然科学基金会预言：小型及微型机械将成为新兴的大规模产业，将能引起一场新的产业革命。美国的大学、国家实验室和公司已有大量的MEMS研究小组，并有几种实用化的MEMS产品进入市场。欧共体为了加强各国之间的组织和合作，成立了多功能小型及微型系统研究合作机构（NEXUS）组织。德国制定微机械系统技术计划，并发展了一种用于小型及细微加工的LIGA技术。我国摆线针轮减速机研究起步也不晚，已经建立了一些较为先进的基础实验设施，并在基础研究和相关技术方面取得了一些有特色的成果，有些已经达到国际先进水平。2002年，国家投入数亿元人民币进行MEMS研究与开发，逐步建立起我国MEMS研发体系和产业化基地，提高我国在MEMS领域的核心竞争力，为推动MEMS的可持续发展和产业化打下良好的基础，并在某些方面进入国际领先水平，随着中国经济的高速发展，在航天小型及微型技术、生物医学工程等领域，比如：微型传感器、小型及微型执行机构、超小动力传递系统、手术机器人关节驱动等系统的应用越来越广泛在家电产品、汽车附件、办公设备、住宅设备、高级玩具等自动化、智能化等方面的要求也日趋提高，功率为几瓦到几十瓦的减速器应用场合越来越多。在日本，住友重机株式会社每年生产大量的小型摆线针轮减速器用于如复印机、银幕卷动机、窗帘自动收放机以及高级电动玩具等小型及微型场合。可以预见，随着计算机技术、网络技术的进一步发展，随着人口老龄化趋势对自动化、智能化要求的加强，家用的小型及微型减速器的应用也将会大为提高。小型摆线针轮行星传动减速器，不仅具有结构紧凑、传动比范围大、寿命长等摆线传动的特点，而且具有重量轻、震动噪声低、价格低廉以及外表美观等特点，可以把小型摆线针轮行星传动减速器的使用空间拓宽到家用和商用的广阔领域。目前已获得日益广泛使用的行星传动机构是动力传递机构之一，行星齿轮传动机构使用了多个行星轮来进行功率分流，从而有效地提高了其承载能力，同时还具有良好的同轴性。多年来，人们一直把行星传动机构看作是一种结构紧凑、质量小、体积小，且能传递较大扭矩的传动机构，当然，这是将它与普通的齿轮传动机构相比较而言。近几年，随着细微加工技术的出现和发展，这方面的研制工作已取得了长足的进步。1.2课题研究内容本课题以研究摆线针型行星传动减速器为主要目标，了解国内外的行星传动技术，以及发展方向。掌握传统型针摆传动的工作原理，根据当前掌握知识及学习分析并确定0.75KW摆线针轮行星传动的整体设计。1）分析并确定摆线针轮行星传动减速器的总体结构，完成方案设计和结构分析。2）通过进行理论分析和设计计算，合理选择摆线针轮行星传动减速器结构参数及几何参数。3）进行受力分析及强度校核。第2章 摆线针轮减速器总体设计2.1 摆线针轮减速器的传动原理与结构特点2.1.1 摆线针轮行星传动的传动原理图所示为摆线针轮行星传动示意图。其中为针轮，为摆线行星轮，H为系杆，V为输出轴。运动由系杆H输入，通过W机构由V轴输出。同渐开线一齿差行星传动一样，摆线针轮传动也是一种KHV型一齿差行星传动。两者的区别在于：摆线针轮传动中，行星轮的齿廓曲线不是渐开线，而是变态摆线，中心内齿采用了针齿，以称针轮，摆线针轮传动因此而得名。同渐开线少齿差行星传动一样，其传动比为.图21 摆线针轮减速器原理图 由于1，故，“”表示输出与输入转向相反，即利用摆线针轮行星传动可获得大传动比。2.1.2 摆线针轮减速器的结构特点 它主要由四部分组成：（1） 行星架H，又称转臂，由输入轴10和偏心轮9组成，偏心轮在两个偏心方向互成。（2） 行星轮C，即摆线轮6，其齿廓通常为短幅外摆线的内侧等距曲线.为使输入轴达到静平衡和提高承载能力,通采用两个相同的奇数齿摆线轮,装在双偏心套上,两位置错开,摆线轮和偏心套之间装有滚动轴承,称为转臂轴承,通常采用无外座圈的滚子轴承,而以摆线轮的内表面直接作为滚道。近几年来,优化设计的结构常将偏心套与轴承做成一个整体,称为整体式双偏心轴承。(3) 中心轮b,又称针轮,由针齿壳3上沿针齿中心圆圆周上均布一组针齿销5(通常针齿销上还装有针套7)组成。(4)输出机构W, 与渐开线少齿差行星齿轮传动一样,通常采用销轴式输出机构。图32 摆线针轮减速器基本结构图 1.输出轴 2.机座 2.针齿壳 4.针齿套 5.针齿销 6.摆线轮 7.销轴套 8.销轴 9.偏心轮 10.主动轴图32为摆线针轮传动的典型结构2.1.3 摆线针轮传动的啮合原理为了准确描述摆线形成及其分类,我们引进圆的内域和圆的外域这一概念。所谓圆的内域是指圆弧线包容的内部范围,而圆的外域是包容区域以外的范围。按照上述对内域外域的划分,则外摆线的定义如下:外摆线:滚圆在基圆外域与基圆相切并沿基圆作纯滚动,滚圆上定点的轨迹是外摆线。外切外摆线:滚圆在基圆外域与基圆外切形成的外摆线(此时基圆也在滚圆的外域)。内切外摆线:滚圆在基圆外域与基圆内切形成的外摆线(此时基圆在滚圆的内域)。短幅外摆线:外切外摆线形成过程中,滚圆内域上与滚圆相对固定的某点的轨迹;或内切外摆线形成过程中,滚圆外域上与滚圆相对固定的某点的轨迹。长幅外摆线:与短幅外摆线相反,对外切外摆线而言相对固定的某点在滚圆的外域;对内切外摆线而言相对固定的某点在滚圆的内域。短幅外摆线与长幅外摆线通称为变幅外摆线。变幅外摆线变幅的程度用变幅系数来描述,分别称之为短幅系数或长幅系数。外切外摆线的变幅系数定义为摆杆长度与滚圆半径的比值。所谓摆杆长度是指滚圆内域或滚圆外域上某相对固定的定点至滚圆圆心的距离。 （2.11）式中变幅系数。a外切外摆线摆杆长度外切外摆线滚圆半径对于内切外摆线而言,变幅系数则相反,它表示为滚圆半径与摆杆长度的比值。 （2.12）式中K1变幅系数r2内切外摆线滚圆半径A内切外摆线摆杆长度根据变幅系数K1值的不同范围,将外摆线划分为3类:短幅外摆线0K11。变幅外切外摆线与变幅内切外摆线在一定的条件下完全等同。这个等同的条件是,内切外摆线滚圆与基圆的中心距等于外切外摆线的摆杆长度a,相应地外切外摆线滚圆与基圆的中心距等于内切外摆线的摆杆长度A。根据这一等同条件,就可以由外切外摆线的有关参数推算出等同的内切外摆线的对应参数。它们的参数关系参看图33。令短幅外切外摆线基圆半径代号为r1,滚圆半径为r2,短幅系数为K1,则外切外摆线的摆杆长度和中心距可分别表示如下(长幅外摆线的表示形式完全相同):根据式(1),摆杆长度a=K1r2;根据等同条件,中心距A=r1+r2。按等同条件,上述A又是内切外摆线的摆杆长度,故推算出内外摆线的滚圆半径为r2=k1A;内切外摆线的基圆半径为 两种外摆线的参数换算关系归纳如表31表31参 数 名 称主 要 参 数 代 号变幅外切外摆线变幅内切外摆线基圆半径滚圆半径滚圆与基圆中心距Aa摆杆长度aA 根据上述结果,很容易推导出等同的两种外摆线基圆半径的相互关系为 （2.13）短幅外摆线以基圆圆心为原点,以两种外摆线的中心距和短幅系数为已知参数,以滚圆转角为变量的参数方程建立如下：在以后的叙述中将滚圆转角律记为,并称之为相位角。（1）直角坐标参数方程根据图1,摆线上任意点的坐标为图33 短幅外摆线原理图根据纯滚动原理可知，故，又，于是有， ， 将与的结果代入上述方程, （2.14） （2.15）式(2.14)与式(2.15)是变幅外摆线通用直角坐标参数方程。若令上两式中的K1=1,即可得标准外摆线的参数方程。对于外切外摆线,式中的A=r1+r2,a=r2。对于内切外摆线,式中的A=r2,A=r2-r1。为了与直角坐标表示的曲线相一致,将Y轴规定为极轴,将极角沿顺时针方向的角度规定为正方向,方程表述如下(参看图33)： （2.16） （2.17）同理,K1=1时,变幅外摆线通用极坐标参数方程变为标准外摆线极坐标方程,参数a和A的变换同上。当动圆绕基圆顺时针方向作纯滚动时，每滚过动圆的周长2时，动圆上的一点B在基圆上就形成一整条外摆线。动圆的周长比基圆的周长长p=2-，当圆上的B点在动圆滚过周长再次与圆接触时，应是在圆上的另一点，而，这也就是摆线轮基圆上的一个基节p，即 （2.18）由此可得摆线轮的齿数为 （2.19）针轮齿数为 （2.110）2.1.4 摆线轮的齿廓曲线与齿廓方程由上一节分析，选择摆线轮的几何中心作为原点，通过原点并与摆线轮齿槽对称轴重合的轴线作为轴，见图2-4，针齿中心圆半径为，针齿套外圆半径为 。图2-4 摆线轮参数方程图则摆线轮的直角坐标参数方程式如下： （2.111）实际齿廓方程 （2.112）针齿中心圆半径 针齿套外圆半径 转臂相对某一中心矢径的转角，即啮合相位角（） 针齿数目2.1.5 摆线轮齿廓曲率半径 变幅外摆线曲率半径参数方程的一般表达式为 （2.113）式中变幅外摆线的曲率半径x对的一阶导数, y对的一阶导数, x对的二阶导数, y对的二阶导数, 将式(2.14)和式(2.15)中x和y分别对取一阶和二阶导数后代入的表达式得 （2.114） 以K1=1代入式(2.114),得标准外摆线的曲率半径为=-4Aa/(A+a)sin(/2)式中 A=r1+r2或A=r2a=r2或a=r2-r1由本式可知,标准外摆线0,曲线永远呈外凸形状,故它不适于作传动曲线。以K11代入式(2.114)进行运算表明,0,故长幅外摆线也永远呈外凸形状,故它也不适合于用作传动曲线。以K11代入式(2.114)进行运算表明,曲率半径呈现出由正值经过拐点到负值的多样性变化。摆线轮实际齿廓曲线的曲率半径为+ （2.115）对于外凸的理论齿廓（时，理论齿廓在该处的等距曲线就不能实现，这种情况称为摆线齿廓的“顶切”，严重的顶切会破坏连续平稳的啮合，显然是不允许的。当时，0，即摆线轮在该处出现尖角，也应防止，若为正值，不论取多大的值，都不会发生类似现象。摆线轮是否发生顶切，不仅取决于理论外凸齿廓的最小曲率半径，而且与针齿齿形半径（带针齿套的为套的半径）有关。摆线轮齿廓不产生顶切或尖角的条件可表示为 （2.116）2.2 摆线针轮传动的受力分析摆线轮在工作过程中主要受三种力：针轮与摆线轮啮合时的作用力;输出机构柱销对摆线轮的作用力，转臂轴承对摆线轮作用力。2.2.1 针齿与摆线轮齿啮合时的作用力 （1）确定初始啮合侧隙标准的摆线轮以及只经过转角修形的摆线轮与标准针轮啮合，在理论上都可达到同时啮合的齿数约为针轮齿数的一半，但摆线轮齿形只要经过等距，移距或等距加移距修形，如果不考虑零件变形补偿作用，则多齿同时啮合的条件便不存在，而变为当某一个摆线轮齿和针轮齿接触时，其余的摆线轮齿与针轮齿之间都 图25 修形引起的初始啮合侧隙图26 轮齿啮合力存在大小不等的初始侧隙，见图35。对第i对轮齿啮合点法线方向的初始侧隙可按下式表计算： （2.21）式中，为第i个针齿相对转臂的转角，为短幅系数。令，由上式解得，即 这个解是使初始侧隙为零的角度，空载时，只有在处的一对啮合。从到的初始侧隙分布曲线如图37所示图37 与的分布曲线（2）判定摆线轮与针轮同时啮合齿数的基本原理 设传递载荷时，对摆线轮所加的力矩为，在的作用下由于摆线轮与针齿轮的接触变形W及针齿销的弯曲变形f，摆线轮转过一个角，若摆线轮体、安装针齿销的针齿壳和转臂的变形影响较小，可以忽略不计，则在摆线轮各啮合点公法线方向的总变形W+f或在待啮合点法线方向的位移为 （i=1，2，）式中 加载后，由于传力零件变形所引起的摆线轮的转角； 第i个齿啮合点公法线或待啮合点的法线至摆线轮中心的距离摆线轮节圆半径 第i个齿啮合点的公法线或待啮合点的法线与转臂之间的夹角。（3） 针齿与摆线轮齿啮合的作用力 假设第i对轮齿啮合的作用力正比于该啮合点处摆线轮齿实际弹性变形。由于这一假设科学考虑了初始侧隙及受力零件弹性变形的影响，已被实践证明有足够的准确性。按此假设，在同时啮合传力的个齿中的第对齿受力可表示为 式中在处亦即在或接近于的针齿处最先受力，显然在同时受力的诸齿中， 这对齿受力最大，故以表示该对齿的受力。设摆线轮上的转矩为由im至i=n的个齿传递，由力矩平衡条件可得 得最大所受力（N）为 T输出轴上作用的转矩; 一片摆线轮上作用的转矩，由于制造误差和结构原因，建议取0.55T；受力最大的一对啮合齿在最大力的作用下接触点方向的总接触变形，针齿销在最大力作用下，在力作用点处的弯曲变形。当针齿销为两支点时，当针齿销为三支点时，2.2.2 输出机构的柱销（套）作用于摆线轮上的力若柱销孔与柱销套之间没有间隙，根据理论推导，各柱销对摆线轮作用力总和为 式中，输出机构柱销数目（1） 判断同时传递转矩的柱销数目 考虑到分配不均匀，设每片摆线轮传递的转矩为，（T为摆线轮上输出转矩）传递转矩时，处力臂最大，必先接触，受力最大，弹性变形也最大，设处于某任意位置的柱销受力后弹性变形为，则因变形与力臂成正比，可得下述关系： ，又因 故 柱销是否传递转矩应按下述原则判定：如果，则此处柱销不可能传递转矩；如果，则此处柱销传递转矩。（2）输出机构的柱销作用于摆线轮上的力由于柱销要参与传力，必须先消除初始间隙；因此柱销与柱销孔之间的作用力大小应与成正比。设最大受力为，按上述原则可得由摆线轮力矩平衡条件，整理得2.2.3 转臂轴承的作用力转臂轴承对摆线轮的作用力必须与啮合的作用力及输出机构柱销数目的作用力平衡。将各啮合的作用力沿作用线移到节点P，则可得方向的分力总和为 Y方向的分力总和为 2.3 摆线针轮行星减速器主要强度件的计算为了提高承载能力，并使结构紧凑，摆线轮常用轴承钢GCr15、GCr15siMn,针齿销、针齿套、柱销、套采用GCr15。热处理硬度常取5862HRC。2.3.1 齿面接触强度计算为防止点蚀和减少产生胶合的可能性，应进行摆线轮齿与针齿间的接触强度计算。根据赫兹公式，齿面接触强度按下式计算式中 针齿与摆线轮啮合的作用力， 当量弹性模量，因摆线轮与针齿为轴承钢，2.06105MPa 摆线轮宽度，（0.10.15），当量曲率半径。2.3.2 针齿抗弯曲强度计算及刚度计算针齿销承受摆线轮齿的压力后，产生弯曲变形，弯曲变形过大，易引起针齿销与针齿套接触不好，转动不灵活，易引起针齿销与针齿套接触面发生胶合，并导致摆线轮与针齿胶合。因此，要进行针齿销的风度计算，即校核其转角值。另外，还必须满足强度的要求。 针齿中心圆直径650mm时，可选用带外座圈的单列向心短圆柱滚子轴承。轴承外径=（0.40.5），轴承宽度B应大于摆线轮的宽度。2.3.4 输出机构柱销强度计算 输出机构柱销的受力情况（见图2.7-31），相当一悬臂梁，在作用下，柱销的弯曲应力为设计时，上式可化为式中 间隔环的厚度，针齿为二支点时，三支点时，若实际结构已定，按实际结构确定。 B转臂轴承宽度制造和安装误差对柱销载荷影响系数，一般情况下取1.351.5第3章 摆线针轮减速器的设计计算3.1摆线轮、针齿、柱销的计算设计计算如下：项目代号单位计算、结果及说明功率0.75 跟据使用条件,确定为针轮固定的卧式减速器,不带电机输入转速r/min1000传动比10摆线轮齿数的确定10为使摆线轮齿廓和销轴孔能正好重叠加工,以提高生产率和精度,在平稳载荷下选材料为GCr15,硬度为60HRC以上针轮齿数选材为GCr15,硬度为60HRC以上输出转矩T由文献1表2.7-8,取=0.92初选短幅系数0.5由文献1表2.7-2, =0.420.55初选针径系数，由文献1表2.7-3,针齿中心圆半径mm取取材料为轴承钢5862HRC时,=10001200MPa摆线轮齿宽bcmm取偏心距amm 由文献3表2.7-5查得取6mm实际短幅系数针径套半径mm，取12mm验证齿廓不产生顶切或尖角47.32由文献3表2.7-1及公式2.7-17算得，由计算结果知，摆线齿廓不产生顶切或尖角。针齿销半径mm取7mm针齿套壁厚一般为26mm。实际针径系数若针径系数小于1.3，则考虑抽齿一半。齿形修正mm0.35， 0.2考虑合理修形，建立优化模型，由计算机求出。齿面最大接触压力N其中整个结果由计算机求出。传力齿号mnm=2， n=4参看上一章介绍，由计算机求出。摆线轮啮与针齿最大接触应力MPa1416.7MPa_mn齿中的最大值。转臂轴承径向负载N16988转臂轴承当量负载PN1.051698817837时，=1.05时，1.1。选择圆柱滚子轴承mm260（0.40.5）104130由文献13GB/T282-94，选N2213轴承，d=65,B=31,=142,D=108.5。转臂轴承内外圈相对转速nr/min1582转臂轴承寿命h10613寿命指数，球轴承3，滚子轴承10/3。针齿销跨距Lmm由结构及前面的摆线轮宽度，得L70采用三支点型式。针齿销抗弯强度MPa选用三支点，材料为轴承钢时150200MPa针齿销转角rad0.000618550mm时，0.20.3。3.2 输出轴的计算结构图如图4-1，图3-1 输出轴结构装配图设计计算如下：项目代号单位设计计算、结果及说明转矩TNmm前面已经算出输出转速r/min初步确定轴的最小直径mm选材为钢，调质处理，由文献12表15-3，取A0110，mm输出轴最小直径显然安装联轴器与其配合的部分，为了使所选直径与联轴器的孔径相适应，须选取联轴器，联轴器的计算转矩，由文献12表14-1，1.3，由文献13表8-7，选HL5弹性柱销联轴器，轴孔径为d=60,半联轴器L142mm，取112mm。轴结构设计其装配结构图如图4-1，上选用滚动深沟球轴承6214，由文献13表61查得，d=70,D=125,B=24,=79，则可知=70，=65；上选用深沟球轴承6215，D=130，B=25， =84，所以，=75，所以，=22，=30，=120，套筒长93，外圈直径84。轴承端盖由减速器结构定，总宽度为33mm。轴上联轴器定位采用平键联接，由文献13GB/T1095-1979，选用平键，键槽用键槽铣刀加工，同时为了保证联轴器与轴的配合，选择配合为H7/k6，滚动轴承与轴的周向定位借过渡配合来保证，安装轴承处选轴的尺寸公差为m6。由文献12，表15-2，取轴端倒角为，各轴肩圆角半径为.5 。求轴上载荷N由前面的轴的结构知， 、受力中心距离为116mm,、受力中心距离为50mm,因5600N，故得8014N ， 2414N 。按弯扭合成应力校核进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面4）的强度。根据下式及上表中的数值，并取=0.6，轴的计算应力28.29Mpa，前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由文献12表151查得=60MPa，因此，故安全。精确校核轴的疲劳强度1）判断危险截面截面2、3、5、9只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以截面2、3、5、9 均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面 4 和5 处过渡配合引起的应力集中较为严重；从受载的情况来看，截面4、5上的应力最大。由于5轴径也较大，故不必做强度校核。截面4上应力最大，因而该轴只需校核截面4左侧即可。2）截面4左侧抗弯截面系数 421875抗扭截面系数 84375弯矩 560050280000扭矩 T1466353截面上的弯曲应力 6.637 MPa截面上的扭转切应力17.38MPa轴的材料为45钢，调质处理，由文献12表15-1，得640MPa，275MPa，155MPa。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及，按文献12表2-2查取，因，经插值后可查得2.0，1.3；又由12附图2-1，可得材料敏性系数为，0.85。故有效应力集中系数为1.821.26由文献12附图2-2得尺寸系数=0.67 ；由文献12附图2-3的扭转尺寸系数= 0.82 。轴按磨削加工，又附图的表面质量系数为0.92轴未经表面强化处理，即，则按式得综合系数值为2.81.62又由文献12及2-2得碳钢的特性系数0.1，0.05于是，计算安全系数值，则得20.2110.629.40S0.05故可知其安全。3.3输入轴的计算其结构装配图如图4-2图4-2 输入轴结构装配图项目代号单位计算、结果、说明转矩TNmm由前面已经算出，T144897公称转矩Nmm由文献12表14-1，取1.3，初步确定轴的最小直径mm选材为钢，调质处理，由文献12表15-3，取A0110，mm输出轴最小直径显然是安装轴承的部分，为了使所选直径与轴承孔径相适应，须选取轴承，由文献13GB/T ，选取圆柱滚子轴承N406，d=30 mm,D=90 mm,B=23 mm, =57.2 KN。校核该轴承：该轴承符合寿命要求，所以，30mm, =25mm轴的结构设计其装配结构图如图4-2，上选用滚动深沟球轴承6408，由文献13表61查得，d=40,D=110,B=27,= ，则可知=40，=40mm；=24mm,由减速器的结构知，75mm，18mm。轴上第4-5段与联轴器相配合,由文献13表8-7，选HL3弹性柱销联轴器，轴孔径为d=35,半联轴器70mm，取60mm。轴承端盖由减速器结构定，总宽度为57mm。轴上偏心轮和联轴器周向定位采用平键联接，由文献13GB/T1095-1979，分别选用平键和=,键槽用键槽铣刀加工，同时为了保证联轴器与轴的配合及偏心轮与轴的配合，选择配合为H7/k6和H7/h6，滚动轴承与轴的周向定位借过渡配合来保证，安装轴承处选轴的尺寸公差为m6。由文献12，表15-2，取轴端倒角为，各轴肩圆角半径为.力的计算由前面知， 作用点到、作用点的距离相等，都为54mm，得，8494N，8494N。按弯扭合成强度校核进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面2）的强度。根据下式及上表中的数值，并取=0.6，轴的计算应力 21.49 Mpa，前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由文献12表151查得=60MPa，因此，故安全。精确校核轴的疲劳强度1）判断危险截面截面4、5只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以截面4 、均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面 2、3、4 处过渡配合引起的应力集中较为严重；从受载的情况来看，截面2、3上的应力最大。所以只需校核2截面，显然左侧比右侧直径小，因而该轴只需校核截面2左侧即可。2）截面2左侧抗弯截面系数 42875抗扭截面系数 85750弯矩 917352扭矩 T144897截面上的弯曲应力 11.89 MPa截面上的扭转切应力1.69 MPa轴的材料为45钢，调质处理，由文献12表15-1，得640MPa，275MPa，155MPa。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及，按文献12表2-2查取，因，经插值后可查得1.34，1.66；又由文献12附图2-1，可得材料敏性系数为，0.85。故有效应力集中系数为1.27881.561由文献12附图2-2得尺寸系数=0.95 ；由文献12附图2-3的扭转尺寸系数= 0.9 。轴按磨削加工，又附图的表面质量系数为0.92轴未经表面强化处理，即，则按式得综合系
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