減速機(jī)電機(jī)軸受力分析已知：P=4kW，n=1440rmin，m=25，z=21.

電機(jī)軸傳遞的轉(zhuǎn)矩：T=K9550Pn=21595504144057（Nm）

齒輪的圓周力：Ft=2Td=2T（mz）=（257）（2100025）=2171（N）

齒輪的徑向力：Fr=Fttan=21710364=790（N）32求支反力

（1）在水平面內(nèi)的支反力由z=0得RAz=Fr=790N

（2）在垂直平面內(nèi)的支反力由y=0得RAy=Ft=2171N33

作彎矩和扭矩

（1）在水平平面的彎矩（（c））MAz=Fra=790006=474（Nm）在垂直平面的彎矩（（d））MAy=Fta=2171006=1303（Nm）在截面A的最大合成彎矩MA=M2Az+M2Ay=4742+13032=139（Nm）

（2）作扭矩（（e））T=56Nm34強(qiáng)度校核341確定危險(xiǎn)截面據(jù)電機(jī)軸的結(jié)構(gòu)尺寸及彎矩、扭矩，截面A處的彎矩最大，屬危險(xiǎn)截面。

　　安全系數(shù)的計(jì)算由于電機(jī)軸的轉(zhuǎn)動(dòng)彎矩引起對(duì)稱循環(huán)的彎應(yīng)力，轉(zhuǎn)矩引起脈動(dòng)循環(huán)的剪應(yīng)力。彎曲應(yīng)力幅為：x=MAW=（139106）183=76106Pa=76MPa式中：W抗彎斷面系數(shù)，W=18310-6m3。

　　由于是對(duì)稱循環(huán)彎曲應(yīng)力，故平均應(yīng)力m=0.根據(jù)公式彎矩作用時(shí)的安全系數(shù)：S=-1<（K）x>+m=（270106）<18（1083）76106>+0=164式中：145鋼彎曲對(duì)稱循環(huán)應(yīng)力時(shí)的疲勞極限，193%機(jī)床與液壓1=270MPa；K正應(yīng)力有效應(yīng)力集中系數(shù)，查表得K=18；表面質(zhì)量系數(shù)，查表得=1；尺寸系數(shù)，查表得=083.

　　解決問題的方法通過對(duì)蝸輪減速機(jī)軸進(jìn)行疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)校核，確定了電機(jī)軸在彎曲作用下的疲勞是電機(jī)軸產(chǎn)生疲勞斷裂的主要因素，那么在現(xiàn)有的條件下，減低或消除電機(jī)軸所受的彎曲作用是解決電機(jī)軸斷裂的關(guān)鍵所在，對(duì)此，在原齒輪傳動(dòng)裝置沒有大的變動(dòng)、原電機(jī)的規(guī)格型號(hào)不加大的情況下，增加了一個(gè)中間傳動(dòng)箱，齒輪作用力產(chǎn)生的彎矩由中間傳動(dòng)箱中的傳動(dòng)軸承擔(dān)，具體結(jié)構(gòu)如所示，增加中間傳動(dòng)箱體后，電機(jī)軸不再承受彎曲作用，而承受扭曲作用產(chǎn)生的疲勞安全系數(shù)遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于許用安全系數(shù)。故解決了電機(jī)軸斷裂問題。中間傳動(dòng)軸承擔(dān)了原電機(jī)軸承受的彎曲作用，由于力臂矩為15+1+8=24（mm），約是原力臂矩a=60mm的一半，那么中間軸承受的彎矩是原電機(jī)軸承受彎矩的一半，中間軸承受彎矩作用時(shí)的疲勞安全系數(shù)為336左右，由此可見，增加中間傳動(dòng)箱后，傳動(dòng)軸承受彎扭復(fù)合作用下的疲勞安全系數(shù)是足夠的，這一點(diǎn)也為后來的生產(chǎn)所驗(yàn)證。

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