齿轮数控的优化设计毕业论文.docx

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1、青岛理工大学琴岛学院本科毕业设计说明书（论文）三门峡职业技术学院毕业设计（论文）封面编号：SMXP-7.5.1-P60-R002 日期： 2012 年 4 月 15 日三门峡职业技术学院 毕业设计（论文） 题 目 齿轮减速器的优化设计 指导教师 王丽静 系部 机电工程 专 业 机电一体化 姓 名 张旭阳 学号 100101070534 2012年4月15日保存期限：三年 保存部门：专业教研室摘 要 齿轮传动是现代机械中应用最广的一种传动形式。它的主要优点是： 瞬时传动比恒定、工作平稳、传动准确可靠可传递空间任意两轴之间的运动和动力； 适用的功率和速度范围广； 传动效率高，=0.92-0.98；

2、 工作可靠、使用寿命长； 外轮廓尺寸小、结构紧凑。由齿轮、轴、轴承及箱体组成的齿轮减速器,用于原动机和工作机或执行机构之间,起匹配转速和传递转矩的作用,在现代机械中应用极为广泛。国内的减速器多以齿轮传动、蜗杆传动为主，但普遍存在着功率与重量比小，或者传动比大而机械效率过低的问题。另外，材料品质和工艺水平上还有许多弱点，特别是大型的减速器问题更突出，使用寿命不长。国外的减速器，以德国、丹麦和日本处于领先地位，特别在材料和制造工艺方面占据优势，减速器工作可靠性好，使用寿命长。但其传动形式仍以定轴齿轮传动为主，体积和重量问题，也未解决好。当今的减速器是向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以及使用

3、寿命长的方向发展。减速器与电动机的连体结构，也是大力开拓的形式，并已生产多种结构形式和多种功率型号的产品。近十几年来,由于近代计算机技术与数控技术的发展，使得机械加工精度，加工效率大大提高，从而推动了机械传动产品的多样化，整机配套的模块化，标准化，以及造型设计艺术化，使产品更加精致，美观化。针对减速器存在的问题，本课题采用优化设计的方法，力求使减速器的体积达到最小，建立数学模型，并通过matlab语言编辑后，得到一组优化数据，到达预期目标，使减速器的体积比传统的经验设计结果减小20%-30%。并对输出轴做了机械加工工艺分析。 关键字：减速器 优化设计 齿轮 机械传动IVAbstractWhee

4、l gears spreading to move is a the most wide kind of the application spreads to move a form in the modern machine.Its main advantage BE:The spreads to move to settle, work than in a moment steady, spread to move accurate credibility, can deliver space arbitrarily sport and the motive of the of two s

5、talks;Power and speed scope applies are wide; spreads to move an efficiency high, =0.92-0.98; work is dependable, service life long; Outline size outside the is small, structure tightly packed.The wheel gear constituted tofrom wheel gear, stalk, bearings and box body decelerates a machine, useding f

6、or prime mover and work machine or performance organization of, have already matched to turn soon and deliver a function of turning , the application is extremely extensive in the modern machine. Local deceleration machine much with the wheel gear spread to move, the pole spread to move for lord, bu

7、t widespread exist power and weight ratio small, or spread to move ratio big but the machine efficiency lead a low problem.There are also many weaknesses on material quality and craft level moreover, the especially large deceleration machines problem is more outstanding, the service life isnt long.T

8、he deceleration machine of abroad, with Germany, Denmark and Japan be placed in to lead a position, occupying advantage in the material and the manufacturing craft specially, decelerating the machine work credibility like, service life long.But it spreads to move a form to still take settling stalk

9、wheel gear to spread to move as lord, physical volume and weight problem, dont also resolve like The direction which decelerates a machine to is the facing big power and spread to move ratio, small physical volume, high machine efficiency and service life to grow greatly nowadays develops.Decelerati

10、ng the connecting of machine and electric motor body structure is also the form which expands strongly, and have already produced various structure forms and various products of power model numbers.Be close to ten several in the last yearses, control a technical development because of the modern cal

11、culator technique and the number, make the machine process accuracy, process an efficiency to raise consumedly, pushed a machine to spread the diversification of movable property article thus, the mold piece of the whole machine kit turns, standardizing, and shape design the art turn, making product

12、 more fine, the beauty turns. For the reducer problem, the issue of optimal design approach in effort to minimize the size reducer, made the mathematical model, and edited by matlab language, get a set of optimal data to reach the target, so that the volume reducer experience than the traditional de

13、sign results was reduced by 20%-30%. And the output shaft of the machining process of doing .Key words：Reduction gear、 Optimal design、gear 、mechanical drive 目录摘 要IAbstractII绪论21 优化设计31.1原始数据及优化目标31.2优化方案的选择31.3数学模型的建立41.4算法的选取与建立71.5 matlab语言程序编辑92 轴承和传动轴的设计132.1.轴的结构设计132.2 轴的强度校核153 键、联轴器和电动机的选择计算

14、203.1 键的选择计算203.2 联轴器设计203.3 电动机的选择214 箱体结构及其附件的设计224.1 箱体结构的设计224.2 附件设计224.3 润滑密封设计245 减速箱输出轴的工艺性分析255.1 输出轴整体工艺分析255.2 选择毛坯、确定毛坯尺寸、设计毛坯图275.3 选择减速箱输出轴的加工方法，制定工艺路线285.4 机床设备的选用315.5 工序加工余量的确定，工序尺寸及公差的计算315.6 机械加工工艺过程卡片36参考文献37绪论齿轮减速器在各行各业中十分广泛地使用着，是一种不可缺少的机械传动装置。当前减速器普遍存在着体积大、重量大，或者传动比大而机械效率过低的问国外

15、的减速器，以德国、丹麦和日本处于领先地位，特别在材料和制造工艺方面占据优势，减速器工作可靠性好，使用寿命长。60年代开始生产的少齿差传动、摆线针轮传动、谐波传动等减速器具有传动比大，体积小、机械效率高等优点。但受其传动的理论的限制，不能传递过大的功率，功率一般都要小于40kw。由于在传动的理论上、工艺水平和材料品质方面没有突破，因此，没能从根本上解决传递功率大、传动比大、体积小、重量轻、机械效率高等这些基本要求。90年代初期，国内出现的三环（齿轮）减速器，是一种外平动齿轮传动的减速器，它可实现较大的传动比，传递载荷的能力也大。新型的内平动齿轮减速器与国内外已有的齿轮减速器相比较，有如下特点：（

16、1）传动比范围大，自I=10起，最大可达几千。若制作成大传动比的减速器，则更显示出本减速器的优点。（2）传递功率范围大：并可与电动机联成一体制造。（3）结构简单、体积小、重量轻。比现有的齿轮减速器减少1/3左右。（4）机械效率高。啮合效率大于95%，整机效率在85%以上，且减速器的效率将不随传动比的增大而降低，这是别的许多减速器所不及的。（5）本减速器采用的传动是二级斜齿圆柱齿轮传动。 通过对减速器输出轴的机械加工工艺过程的设计,编制零件的机械加工工艺规程,是一项实践性很强的工作,需要熟练掌握工艺规程制定的原则,内容和步骤.在课程设计的过程中体会到:首先要做好工艺编制前的前期准备工作;要熟悉零

17、件的结构特点,技术要求,所用材料,生产批量,该零件的作用和具体的生产条件,这些方面直接决定了零件的加工工艺规程.随着社会以及工业技术的不断发展，当前数控加工机床不断普及、数控加工技术日益成熟，现有标准减速器也可以充分利用CAD/CAM软件进行几何造型建模，利用上述数控设备加工，这对现有标准减速器生产质量和效率的提高，有很大的现实意义。1 优化设计1.1 原始数据及优化目标1、原始数据：高速轴输入功率P1=44kW，高速轴转速n1=1440r/min，用电动机驱动，长期工作，载荷有中等冲击，总传动比i=20，高速级和低速级齿轮的齿宽系数分别为和，高速级和低速级上小齿轮比大齿轮分别宽和，高速级与低

18、速级的齿轮传动误差分别为和，大齿轮用20Cr渗碳淬火，齿面硬度为59HRC，小齿轮用20CrMnTi渗碳淬火，齿面硬度为59HRC，材料密度为。2、优化目标：设计二级斜齿圆柱齿轮减速器，要求在满足强度、刚度和寿命等条件下，使体积小。1.2优化方案的选择 优化方法可以选用多目标优化方法，也可以采用单目标优化方法,多目标优化方法的特点是，在约束条件下，各个目标函数不是被同等的采用，而是按不同的优先层次先后的进行优化。由于这类问题要同时考虑多个指标，而且有时会碰到多个定性指标，且有时难于判断说哪个决策好。这就造成多目标函数优化问题的特殊性。多目标优化设计问题要求各分量目标都达到最优，如能获得这样的结

19、果，当然是十分理想的。但是一般比较困难，尤其是各个目标的优化互相矛盾时更是如此，例如本课题的体积小和转动惯量大的要求互相矛盾。所以解决多目标优化设计问题也是一个复杂的问题，比起单目标优化设计问题来，在理论上和计算方法上都还不够完善，也不够系统，多目标优化问题与单目标优化问题还有一个本质的不同点：多目标优化是一个向量函数的优化，即函数值大小的比较，而向量函数值大小的比较，要比标量值大小的比较复杂。在单目标优化问题中，任何两个解都可以比较其优劣，因此是完全有序的。可是对于多目标优化问题，任何两个解不一定都可以比出其优劣，因此只能是半有序的。单目标优化方法可以选择设计目标中的最重要因素作为优化目标而

20、达到最优,基于此，本课题采用单目标优化方法。按照优化目标要求，取体积最小作为最终优化目标，它可以归结为使减速器的总中心矩a为最小。1.3数学模型的建立1 变量的选取 一个设计方案可以用一组基本参数的数值来表示.这些基本参数可以是构件长度,截面尺寸,某些点的坐标值等几何量,也可以是重量,惯性矩力等物理量,还可以是应力,变形,固有频率,效率等代表工作性能的导出量。但是，对一个具体的优化设计问题，并不是要求对所有的基本参都用优化方法进行调整。例如，对某个机械结构进行优化设计，一些工艺，结构布置等方面的参数，或者某些工作性能的参数，可以根据已有的经验预先取为定值。这样，对这个设计方案来说，它们就成为设

21、计常数。而除此之外的基本参数，则需要在优化设计过程中不断进行修改，调整，一直处于变化的状态，这些基本参数称为设计变量，又叫做优化参数。 二级斜齿圆柱齿轮减速器由两对斜齿圆柱齿轮传动共四个齿轮组成，它们的齿数分别为相应的齿数比分别为,和,两组传动齿轮的法向模数分别设为Mn1和Mn2；齿轮的螺旋叫角为。这里都是设计参数，但由于设计时已给定总传动比i，且有所以从而四个齿轮的齿数只要能确定两个即可，定两个小齿轮的齿数Z1和Z3位设计变量，因此这个优化设计问题的独立设计变量为:六个。2 目标函数 在所有的可行设计中，有些设计比另一些要“好些”，如果确实是这样，则“较好”的设计比“较差”的设计必定具备某些

22、更好的性质。倘若这种性质可以表示为设计变量的一个可计算函数，则我们可以考虑优化这个函数，以得到更好的设计。这个用来使设计得以优化的函数称作目标函数。用它可以评价设计方案的好坏，所以它又被称作评价函数，计作f(x),用以强调它对设计变量的依赖性。 上面提到，本课题的优化目标选为体积最小，并归结为使减速器的总中心距a最小，写成 (1-1) 3 约束函数 设计空间是所有设计方案的集合，但这些设计方案有些是工程上所不能接受的。如果一个设计满足所有对它提出的要求，就称为可行设计，反之则称为不可行设计。一个可行设计必须满足某些设计限制条件，这些限制条件称为约束条件。在工程问题中，根据约束的性质可以把它们区

23、分成性能约束和侧面约束两大类，针对性能要求而提出的限制条件称作性能约束，不针对性能要求，只是对设计变量的取值范围加以限制的约束称作侧面约束，也称作边界约束。 本课题保证总中心距a为最小时应满足的条件是本优化设计问题的约束条件，性能约束有：齿面的接触强度和齿根的弯曲强度以及中间轴上的大齿轮不与低速轴发生干涉。 (1) 齿面接触强度计算给出 (1-2)和 (1-3)式中-需用接触应力；高速轴的转矩；中间轴的转矩；载荷系数； -尺宽系数。（2）齿根弯曲强度计算给出 高速级小大齿轮的齿根弯曲强度条件为 (1-4) (1-5) 低速级小大齿轮的齿根弯曲强度条件为 (1-6) (1-7)式中 ，分别是齿轮

24、的许用弯曲应力；分别是齿轮的齿形系数。（3）根据不干涉条件 (1-8)边界约束条件有： （1）不跟切条件 (1-9) (1-10) （2） 动力传动模数 (1-11) (1-12)(3) 圆柱齿轮传动比 (1-13)4 标准数学模型 将以上物理模型转化为标准数学模型 (1) 设计变量 (1-14) (2)目标函数 (1-15)(3)约束函数 st （高速级齿轮接触强度条件） (1-16)（低速级齿轮接触强度条件） (1-17)（高速级小齿轮弯曲强度条件） (1-18)（高速级大齿轮弯曲强度条件(1-19) （低速级小齿轮弯曲强度条件）(1-20) （低速级大齿轮弯曲强度条件）(1-21)（大齿

25、轮与轴不干涉条件） (1-22)（高速级齿轮副模数的下限） (1-23)（高速级齿轮副模数的上限） (1-24)（低速级齿轮副模数的下限） (1-25)（低速级齿轮副模数的上限） (1-26)（高速级小齿轮齿数的下限） (1-27)（高速级小齿轮齿数的上限） (1-28)（低速级小齿轮齿数的下限） (1-29)（低速级小齿轮齿数的上限） (1-30)（高速级传动比的下限） (1-31)（高速级传动比的上限） (1-32)（齿轮副螺旋角的下限） (1-33)（齿轮副螺旋角的上限） (1-34)1.4算法的选取与建立 由目标函数和约束函数的形式知选择外点惩罚函数进行计算较为合理。惩罚函数法是一种使

26、用很广泛，很有效的间接算法。它的基本原理是将约束优化问题中的不等式和等式约束函数经过加权转化后，和原目标函数结合成新的目标函数-惩罚函数，求解该新目标函数的无约束极小值，以期得到原问题的约束最优解。为此，按一定的法则改变加权因子的值，构成一系列的无约束优化问题，求得一系列的无约束最优解，并不断地逼近原约束优化问题的最优解。外点惩罚函数法简称外点法，新目标函数定义在可行域之外，序列迭代点从可行域之外逐渐逼近约束边界上的最优点。外点法可以用来求解含不等式和等式约束的优化问题。算法方框图如图1： 图11.5 matlab语言程序编辑1 Matlab 简介 在科学研究和工程应用中，往往要进行大量的数学

27、计算，其中包括矩阵运算。这些运算一般来说难以用手工精确和快捷地进行，而要借助计算机编制相应的程序做近似计算。美国Mathwork公司于1967年推出了“Matrix Laboratory”（缩写为Matlab）软件包，并不断更新和扩充。目前最新的5.x版本（windows环境）是一种功能强、效率高便于进行科学和工程计算的交互式软件包。其中包括：一般数值分析、矩阵运算、数字信号处理、建模和系统控制和优化等应用程序，并集应用程序和图形于一便于使用的集成环境中。在此环境下所解问题的Matlab语言表述形式和其数学表达形式相同，不需要按传统的方法编程。不过，Matlab作为一种新的计算机语言，要想运用

28、自如，充分发挥它的威力，也需先系统地学习它。但由于使用Matlab编程运算与人进行科学计算的思路和表达方式完全一致，所以不象学习其它高级语言-如Basic、Fortran和C等那样难于掌握。实践证明，你可在几十分钟的时间内学会Matlab的基础知识，在短短几个小时的使用中就能初步掌握它.从而使你能够进行高效率和富有创造性的计算。 Matlab大大降低了对使用者的数学基础和计算机语言知识的要求，而且编程效率和计算效率极高，还可在计算机上直接输出结果和精美的图形拷贝，所以它的确为一高效的科研助手。自推出后即风行美国，流传世界。 综上所述，Matlab语言有如下特点：1编程效率高 2用户使用方便 3

29、扩充能力强 4语句简单，内涵丰富 5高效方便的矩阵和数组运算 6方便的绘图功能2 matlab编程 本课题调用函数为多维约束优化命令fmincon,及子函数目标函数jsqyh_f和非线性约束函数jsqyh_g.fmincon函数的基本形式为x = fmincon(fun,x0,A,b,Aeq,beq,lb,ub,nonlcon，options)其中fun为你要求最小值的函数，可以单写一个文件设置函数。（1）.如果fun中有N个变量，如x y z, 或者是X1, X2,X3, 什么的，自己排顺序，在fun中统一都是用x(1),x(2）.x(n) 表示的。（2）. x0, 表示初始的猜测值，大小要

30、与变量数目相同(3). A b 为线性不等约束，A*x = b， A应为n*n阶矩阵，学过线性代数应不难写出A和b(4) Aeq beq为线性相等约束，Aeq*x = beq。 Aeq beq同上可求(5) lb ub为变量的上下边界， 正负无穷用 -Inf和Inf表示， lb ub应为N阶数组(6) nonlcon 为非线性约束，可分为两部分，非线性不等约束 c，非线性相等约束ceq 。程序如下编制优化设计的M 文件（main.m） % 1-减速器中心距优化设计主程序% 设计变量的初始值x0=3;19;5;19;5;14; % 设计变量的下界与上界lb=2;14;2;14;3;8; ub=6

31、;22;6;22;6;20; % 使用多维约束优化命令fmincon(调用目标函数jsqyh_f 和非线性约束函数jsqyh_g) % 不定义线性不等式约束中设计变量的系数矩阵a=和常数项向量b= % 没有等式约束,则参数：系数矩阵Aeq=和常数项向量beq= x,fn=fmincon(jsqyh_f,x0,lb,ub,jsqyh_g); disp * 两级斜齿轮传动中心距优化设计最优解 * fprintf (1, 高速级齿轮副模数 Mn1 = %3.4f mm n,x(1) fprintf (1, 低速级齿轮副模数 Mn2 = %3.4f mm n,x(3) fprintf (1, 高速级小

32、齿轮齿数 z1 = %3.4f n,x(2) fprintf (1, 低速级小齿轮齿数 z3 = %3.4f n,x(4) fprintf (1, 高速级齿轮副传动比 i1 = %3.4f n,x(5) fprintf (1, 齿轮副螺旋角 beta = %3.4f 度 n,x(6) fprintf (1, 减速器总中心距 a12 = %3.4f mm n,fn) % 调用多维约束优化非线性约束函数(jsqyh_g)计算最优点x*的性能约束函数值g=jsqyh_g(x); disp = 最优点的性能约束函数值 = fprintf (1, 高速级齿轮副接触疲劳强度约束函数值 g1 = %3.4f

33、 n,g(1) fprintf (1, 低速级齿轮副接触疲劳强度约束函数值 g2 = %3.4f n,g(2) fprintf (1, 高速级小齿轮齿根弯曲强度约束函数值 g3 = %3.4f n,g(3) fprintf (1, 高速级大齿轮齿根弯曲强度约束函数值 g4 = %3.4f n,g(4) fprintf (1, 低速级小齿轮齿根弯曲强度约束函数值 g5 = %3.4f n,g(4) fprintf (1, 低速级大齿轮齿根弯曲强度约束函数值 g6 = %3.4f n,g(4) fprintf (1, 大齿轮齿顶与轴不干涉几何约束函数值 g7 = %3.4f n,g(5) （jsq

34、yh_f.m） % 2-两级斜齿轮减速器总中心距的目标函数(jsqyh_f) function f=jsqyh_f(x); hd=pi/180; a1=x(1)*x(2)*(1+x(5); % 3-两级斜齿轮减速器优化设计的非线性不等式约束函数(jsqyh_g) function g,ceq=jsqyh_g(x); hd=pi/180; g(1)=cos(x(6)*hd)3-3.4e-8*x(1)3*x(2)3*x(5); g(2)=x(5)2*cos(x(6)*hd)3-834e-7*x(3)3*x(4)3; g(3)=cos(x(6)*hd)2-3e-4*(1+x(5)*x(1)3*x(2

35、)2; g(4)=cos(x(6)*hd)2-2.39e-4*(1+x(5)*x(1)3*x(2)2; g(5)=x(5)2.*cos(x(6)*hd)2-3.67e-4*(20+x(5)*x(3)3*x(4)2;g(6)=x(5)cos(x(6)*hd)2-2.9e-4*(1+20/x(5)*x(3)3*x(4)2; g(7)=x(5)*(2*(x(1)+50)*cos(x(6)*hd)+x(1)*x(2)*x(5)-x(2)*x(4)*(20+x(5); ceq=; M 文件的运行结果为： * 两级斜齿轮传动中心距优化设计最优解 * 高速级齿轮副模数 Mn1 = 2.621 mm 高速级小

36、齿轮齿数 z1 = 16.1131 低速级齿轮副模数 Mn2 = 4.2778 mm 低速级小齿轮齿数 z3 = 18.208高速级齿轮副传动比 i1 = 5.1168齿轮副螺旋角 beta = 12.7904 度减速器总中心距 a12 = 340.1603 mm = 最优点的性能约束函数值 = 高速级齿轮副接触疲劳强度约束函数值 g1 = 0.0000 低速级齿轮副接触疲劳强度约束函数值 g2 = 0.0000 高速级小齿轮齿根弯曲强度约束函数值 g3 = -1.0052 高速级大齿轮齿根弯曲强度约束函数值 g4 = -15.3782 低速级小齿轮齿根弯曲强度约束函数值g5 = -3.257

37、8低速级大齿轮齿根弯曲强度约束函数值 g6 = -26.8536 大齿轮齿顶与轴不干涉几何约束函数值 g7= -761.7929 3 优化结果处理高速级和低速级齿轮副模数按照规范圆整为标准值3mm 4.5mm；高速级小齿轮齿数圆整为整数Z1=16；低速级小齿轮齿数圆整为Z3=18根据高速级传动比i1 ,=则高速级大齿轮齿数为z2=81；根据低速级传动比20/i1 ，则高速级大齿轮齿数为Z4=71 减速器总中心距 (1-35)如果将减速器各中心距圆整为，则齿轮副螺旋角调整为382 轴承和传动轴的设计2.1.轴的结构设计. 求输出轴上的功率P，转速，转矩P=41.4KW =72r/min=. 求作

38、用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为 =327 而 F= (2-1) (2-2) F= Ftan=N (2-3)圆周力F，径向力F及轴向力F的方向如图示:. 初步确定轴的最小直径初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 (2-4)输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号选取 (2-5)因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以选取HL8型弹性套柱销联轴器其公称转矩为10000Nm,半联轴器的孔径. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,-轴段左端需要制出一轴肩,故取-的直径;右端用

39、轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故-的长度应比 略短一些,现取 初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列圆锥磙子轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列圆锥磙子轴承32021型 对于选取的单列圆锥磙子轴承其尺寸为的,故;而 .左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得32021型轴承定位轴 肩高度mm, 取安装齿轮处的轴段;齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定 位.已知齿轮的宽度为110mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取. 齿轮的右端采用

40、轴肩定位,轴肩高7.5,取.轴环宽度,取b=20mm. 轴承端盖的总宽度为48mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取. 取齿轮距箱体内壁之距离a=16,两圆柱齿轮间的距离c=20.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8,已知圆椎磙子轴承宽度33mm高速齿轮轮毂长L=64,则 (2-6) (2-7)至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.2.2 轴的强度校核 首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时,于32021型的角接触球轴承,a=16.7mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距. (2-8) (2-9) (2-10) (2-11) (2-12) (2-13) (2-14) (2-15) (2-16) (2-17)从动轴的载荷分析如图2:图21. 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据= (2-18)前已选轴材料为45钢，调质处理。查表15-1得=60MP 此轴合理安全2. 精确校核轴的疲劳强度. 判断危险截面截面A,B只受扭矩作用。所以A B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面和处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面的应力集中的影响和截面的相近,但是截面不受扭矩作用,同时轴径也较大,