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

電機軸傳遞的轉矩：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）在水平面內的支反力由z=0得RAz=Fr=790N

（2）在垂直平面內的支反力由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強度校核341確定危險截面據電機軸的結構尺寸及彎矩、扭矩，截面A處的彎矩最大，屬危險截面。

　　安全系數的計算由于電機軸的轉動彎矩引起對稱循環的彎應力，轉矩引起脈動循環的剪應力。彎曲應力幅為：x=MAW=（139106）183=76106Pa=76MPa式中：W抗彎斷面系數，W=18310-6m3。

　　由于是對稱循環彎曲應力，故平均應力m=0.根據公式彎矩作用時的安全系數：S=-1<（K）x>+m=（270106）<18（1083）76106>+0=164式中：145鋼彎曲對稱循環應力時的疲勞極限，193%機床與液壓1=270MPa；K正應力有效應力集中系數，查表得K=18；表面質量系數，查表得=1；尺寸系數，查表得=083.

　　解決問題的方法通過對蝸輪減速機軸進行疲勞強度安全系數校核，確定了電機軸在彎曲作用下的疲勞是電機軸產生疲勞斷裂的主要因素，那么在現有的條件下，減低或消除電機軸所受的彎曲作用是解決電機軸斷裂的關鍵所在，對此，在原齒輪傳動裝置沒有大的變動、原電機的規格型號不加大的情況下，增加了一個中間傳動箱，齒輪作用力產生的彎矩由中間傳動箱中的傳動軸承擔，具體結構如所示，增加中間傳動箱體后，電機軸不再承受彎曲作用，而承受扭曲作用產生的疲勞安全系數遠遠大于許用安全系數。故解決了電機軸斷裂問題。中間傳動軸承擔了原電機軸承受的彎曲作用，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軸承受彎矩的一半，中間軸承受彎矩作用時的疲勞安全系數為336左右，由此可見，增加中間傳動箱后，傳動軸承受彎扭復合作用下的疲勞安全系數是足夠的，這一點也為后來的生產所驗證。

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