行星減速器設計

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1、 目 錄 第一章 概述 ………………………………………………………………………1 第二章 要求分析…………………………………………………………………2 （一）原始數(shù)據(jù)……………………………………………………………………2 （二）系統(tǒng)組成框圖………………………………………………………………2 第三章 方案擬定

2、………………………………………………………………4 第四章 傳動系統(tǒng)的方案設計 ……………………………………………………5 傳動方案的分析與擬定…………………………………………………………5 1.對傳動方案的要求……………………………………………………………5 2.擬定傳動方案…………………………………………………………………5 第五章 行星齒輪傳動設計 ………………………………………………………6 (一)行星齒輪傳動比和效率計算 ………………………………………………6 (二)行星齒輪傳動的配齒計算 …………………………………………………6 1.傳動比條件…

3、…………………………………………………………………6 2.同軸條件………………………………………………………………………6 3.裝配條件………………………………………………………………………7 4.鄰接條件………………………………………………………………………7 (三)行星齒輪傳動的幾何尺寸和嚙合參數(shù)計算 ………………………………8 （四）行星齒輪傳動強度計算及校核……………………………………………10 1、行星齒輪彎曲強度計算及校核……………………………………………10 2、齒輪齒面強度的計算及校核………………………………………………11 3、有關系數(shù)和接觸

4、疲勞極限…………………………………………………11 （五）行星齒輪傳動的受力分析 ………………………………………………13 （六）行星齒輪傳動的均載機構及浮動量 ……………………………………15 （七）輪間載荷分布均勻的措施…………………………………………………15 第六章 行星輪架與輸出軸間齒輪傳動的設計…………………………………17 （一）選擇齒輪材料及精度等級 ………………………………………………17 （二）按齒面接觸疲勞強度設 …………………………………………………17 （三）按齒根彎曲疲勞強度計算 ………………………………………………18 （四）主要尺寸計算 ……

5、………………………………………………………18 （五）驗算齒輪的圓周速度v …………………………………………………18 第七章 行星輪系減速器齒輪輸入輸出軸的設計………………………………19 （一）減速器輸入軸的設計………………………………………………………19 1、選擇軸的材料，確定許用應力……………………………………………19 2、按扭轉強度估算軸徑………………………………………………………19 3、確定各軸段的直徑…………………………………………………………19 4、確定各軸段的長度…………………………………………………………19 5、校核軸…………………………………

6、……………………………………19 （二）行星輪系減速器齒輪輸出軸的設計………………………………………21 1、選擇軸的材料，確定許用應力……………………………………………21 2、按扭轉強度估算軸徑………………………………………………………21 3、確定各軸段的直徑…………………………………………………………21 4、確定各軸段的長度…………………………………………………………21 5、校核軸 ………………………………………………………………………22  第一章 概述 1.1周轉輪系簡介 如果在輪系運轉時，其中至少有一個齒輪軸軸線的位置并不固定，而是繞著其他齒輪的固定軸線

7、回轉，則這種輪系稱為周轉輪系。 一個周轉輪系是由若干個行星輪（即兼繞自身軸線作自轉和隨構件H一起繞固定軸線作公轉，就像行星運動一樣的齒輪）、一個或兩個太陽輪（即與行星輪相嚙合并繞著定軸線回轉的齒輪）和一個（只有一個）行星架 (轉臂或系桿，即裝架行星輪且繞固定軸線回轉的構件) H 組成的。 在周轉輪系中，一般都以太陽輪和行星架作為運動的輸入和輸出構件，故又稱它們?yōu)橹苻D輪系的基本構件。基本構件都圍繞著同一固定軸線回轉。 周轉輪系分類如下： 　　1）按自由度數(shù)目分有差動輪系（F＝2）和行星輪系（F＝1）如圖1.1所示。 　　 圖1-1 按自由度數(shù)目

8、分類圖 2）按基本構件分類 　　 圖1-2 2K－H型和3K型 　　 圖1-3 復合輪系 輪系中既包含定軸輪系部分，又包含周轉輪系部分，或者是由幾部分周轉輪系組成的，這種輪系稱為復合輪系。 定軸輪系的傳動比等于組成該輪系的各對嚙合齒輪傳動比的連乘積；也等于各對嚙合齒輪中所有從動輪齒數(shù)的連乘積與所有主動輪齒數(shù)的連乘積之比，即： 　　定軸輪系的傳動比 ＝ 所有從動輪齒數(shù)的連乘積 / 所有主動輪齒數(shù)的連乘積 首、末兩輪的轉向關系可用標注箭頭的方法來確定。 一對嚙合傳動的圓柱或圓錐齒輪在其嚙合節(jié)點處的圓周速度是相同的，所以

9、標志兩者轉向的箭頭不是同時指向節(jié)點，就是同時背離節(jié)點。根據(jù)此法則，在用箭頭標出主動輪的轉向后，其余各輪的轉向便可依次用箭頭標出，由此可確定輪系首、末兩輪的轉向關系。 在實際機器中，首、末兩輪的軸線相互平行的輪系應用最廣。這時，其首、末兩輪的轉向不是相同就是相反。所以規(guī)定：當兩者轉向相同時，其傳動比為“+”，反之為“－”。 但必須指出：如果輪系中首、末兩輪的軸線不平行，便不能用“+、－”號來表示它們的轉向關系，而只能在圖上用箭頭來表示。 　　過輪或中介輪僅起著中間過渡和改變從動輪轉向的作用。 1.2行星減速器簡介 　　行星減速機因為結構原因,單級減速最小為3，最大一般不超過10，常見減

10、速比為：3、4、5、6、8、10，減速機級數(shù)一般不超過3，但有部分大減速比定制減速機有4級減速。相對其他減速機，行星減速機具有高剛性，高精度(單級可做到1分以內)，高傳動效率(單級在97%-98%)，高的 扭矩/體積比，終身免維護等特點。因為這些特點，行星減速機多數(shù)是安裝在步進電機和伺服電機上，用來降低轉速，提升扭矩，匹配慣量。減速機額定輸入轉速最高可達到18000rpm(與減速機本身大小有關，減速機越大，額定輸入轉速越小)以上，工業(yè)級行星減速機輸出扭矩一般不超過2000Nm，特制超大扭矩行星減速機可做到10000Nm以上。工作溫度一般在-25℃到100℃左右，通過改變潤滑脂可改變其工作溫度。

11、行星減速機的幾個概念： 級數(shù):行星齒輪的套數(shù)。由于一套星星齒輪無法滿足較大的傳動比，有時需要2套或者3套來滿足擁護較大的傳動比的要求。由于增加了星星齒輪的數(shù)量，所以2級或3級減速機的長度會有所增加，效率會有所下降。 回程間隙:將輸出端固定，輸入端順時針和逆時針方向旋轉，使輸入端產(chǎn)生額定扭矩+-2%扭矩時，減速機輸入端有一個微小的角位移，此角位移就是回程間隙。單位是"分"，就是一度的六十分之一。也有人稱之為背隙。 行星減速機是一種用途廣泛的工業(yè)產(chǎn)品，其性能可與其它軍品級減速機產(chǎn)品相媲美，卻有著工業(yè)級產(chǎn)品的價格，被應用于廣泛的工業(yè)場合。 該減速器體積小、重量輕，承載能力高，使用壽命長、運轉

12、平穩(wěn)，噪聲低。具有功率分流、多齒嚙合獨用的特性。最大輸入功率可達104kW。適用于起重運輸、工程機械、冶金、礦山、石油化工、建筑機械、輕工紡織、醫(yī)療器械、儀器儀表、汽車、船舶、兵器和航空航天等工業(yè)部門行星系列新品種WGN定軸傳動減速器、WN子母齒輪傳動減速器、彈性均載少齒差減速器。 行星減速機是一種具有廣泛通用性的新性減速機，內部齒輪采用20CvMnT滲碳淬火和磨齒。整機具有結構尺寸小，輸出扭矩大，速比在、效率高、性能安全可靠等特點。本機主要用于塔式起重機的回轉機構，又可作為配套部件用于起重、挖掘、運輸、建筑等行業(yè)。 　　行星齒輪減速機重量輕、體積小、傳動比范圍大、效率高、運轉平穩(wěn)、噪聲

13、低適應性強等特點。減速機廣泛應用于冶金、礦山、起重運輸、電力、能源、建筑建材、輕工、交通等工業(yè)部門。 在行星減速機中裝入建議的型號和數(shù)值的潤滑脂。行星減速機采用潤滑油潤滑。對于豎直安裝的行星減速機，鑒于潤滑油可能不能保證最上面的軸承的可靠潤滑，因此采用另外的潤滑措施。工作油溫不能超過80℃。終生潤滑的組合行星減速機在制造廠注滿合成油，除此之外，行星減速機供貨時通常是不帶潤滑油的，并帶有注油塞和放油塞。本樣本中列出的行星減速機潤滑油數(shù)量只是估計值。根據(jù)訂貨時指定的安裝位置設置油位塞的位置以保證正確注油，減速機注油量應該根據(jù)不同安裝方式來確定。如果傳輸功率超過減速機的熱容量，必須提供外置冷卻裝置

14、。 行星減速機包括單級、雙級和三級傳動，計有12個機座，27個型號，58種速比，可組成498臺不同規(guī)格的減速機。 　行星齒輪減速機工作原理: 　　1)齒圈固定，太陽輪主動，行星架被動。 此種組合為降速傳動，通常傳動比一般為2.5～5，轉向相同。 　　2)齒圈固定，行星架主動，太陽輪被動。此種組合為升速傳動，傳動比一般為0.2～0.4，轉向相同。 3)太陽輪固定，齒圈主動，行星架被動。此種組合為降速傳動，傳動比一般為1.25～1.67，轉向相同。 4)太陽輪固定，行星架主動，齒圈被動。此種組合為升速傳動，傳動比一般為0.6～0.8，轉向相同。 5)行星架固定，太陽輪主

15、動，齒圈被動。傳動比一般為1.5～4，轉向相反。 6)行星架固定，齒圈主動，太陽輪被動。此種組合為升速傳動，傳動比一般為0.25～0.67，轉向相反。 7)把三元件中任意兩元件結合為一體的情況：當把行星架和齒圈結合為一體作為主動件，太陽輪為被動件或者把太陽輪和行星架結合為一體作為主動件，齒圈作為被動件的運動情況。行星齒輪間沒有相對運動，作為一個整體運轉，傳動比為1，轉向相同。汽車上常用此種組合方式組成直接檔。 8)三元件中任一元件為主動，其余的兩元件自由：從分析中可知，其余兩元件無確定的轉速輸出。第六種組合方式，由于升速較大，主被動件的轉向相反，在汽車上通常不用這

16、種組合。其余的七種組合方式比較常用。 1.3 行星減速器的安裝要求 在減速機家族中，行星減速機以其體積小，傳動效率高，減速范圍廣，精度高等諸多有點，而被廣泛應用于伺服、步進、直流等傳動系統(tǒng)中。其作用就是在保證精密傳動的前提下，主要被用來降低轉速增大扭矩和降低負載/電機的轉動慣量比。在過去幾年里，有的用戶在使用減速機時，由于違規(guī)安裝等人為因素，而導致減速機的輸出軸折斷了，使企業(yè)蒙受了不必要的損失。因此，為了更好的幫助廣大用戶用好減速機，向你詳細地介紹如何正確安裝行星減速機。 正確的安裝，使用和維護減速機，是保證機械設備正常運行的重要環(huán)節(jié)。因此，在安裝行星減速機時，請務必嚴格按照下面的安裝

17、使用相關事項，認真地裝配和使用。 　第一步安裝前確認電機和減速機是否完好無損，并且嚴格檢查電機與減速機相連接的各部位尺寸是否匹配，這里是電機的定位凸臺、輸入軸與減速機凹槽等尺寸及配合公差。 第二步旋下減速機法蘭外側防塵孔上的螺釘，調整PCS系統(tǒng)夾緊環(huán)使其側孔與防塵孔對齊，插入內六角旋緊。之后，取走電機軸鍵。 第三步將電機與減速機自然連接。連接時必須保證減速機輸出軸與電機輸入軸同心度一致，且二者外側法蘭平行。如同心度不一致，會導致電機軸折斷或減速機齒輪磨損。 另外，在安裝時，嚴禁用鐵錘等擊打，防止軸向力或徑向力過大損壞軸承或齒輪。一定要將安裝螺栓旋緊之后再旋緊緊力螺栓。安裝前，將電機輸入

18、軸、定位凸臺及減速機連接部位的防銹油用汽油或鋅鈉水擦拭凈。其目的是保證連接的緊密性及運轉的靈活性，并且防止不必要的磨損。 在電機與減速機連接前，應先將電機軸鍵槽與緊力螺栓垂直。為保證受力均勻，先將任意對角位置的安裝螺栓旋上，但不要旋緊，再旋上另外兩個對角位置的安裝螺栓最后逐個旋緊四個安裝螺栓。最后，旋緊緊力螺栓。所有緊力螺栓均需用力矩板手按標明的固定扭力矩數(shù)據(jù)進行固定和檢查。減速機與機械設備間的正確安裝類同減速機與驅動電機間的正確安裝。關鍵是要必須保證減速機輸出軸與所驅動部分軸同心度一致。 根據(jù)上面的介紹，行星齒輪傳動根據(jù)基本夠件的組成情況可分為：2K—H、3K、及K—H—V三種。若按各對

19、齒輪的嚙合方式，又可分為：NGW型、NN型、WW型、WGW型、NGWN型和N型等。我所設計的行星齒輪是2K—H行星傳動NGW型。 行星輪系減速器較普通齒輪減速器具有體積小、重量輕、效率高及傳遞功率范圍大等優(yōu)點，逐漸獲得廣泛應用。同時它的缺點是：材料優(yōu)質、結構復雜、制造精度要求較高、安裝較困難些、設計計算也較一般減速器復雜。但隨著人們對行星傳動技術進一步的深入地了解和掌握以及對國外行星傳動技術的引進和消化吸收，從而使其傳動結構和均載方式都不斷完善，同時生產(chǎn)工藝水平也不斷提高，完全可以制造出較好的行星齒輪傳動減速器。 根據(jù)負載情況進行一般的齒輪強度、幾何尺寸的設計計算，然后要進行傳動比條件、同

20、心條件、裝配條件、相鄰條件的設計計算，由于采用的是多個行星輪傳動，還必須進行均載機構及浮動量的設計計算。 第二章 要求分析 （一） 設計相關要求 設計一個行星輪系減速器，要求給兩節(jié)普通干電池實現(xiàn)電機轉停的電動控制，經(jīng)減速后最終輸出所需的扭矩為31。2N*m。 （二）系統(tǒng)組成框圖 （電機輸入轉速）輸入軸 中心輪 行星輪 輸出軸 圖2-1 所要設計的系統(tǒng)組成框圖 電機啟?？刂葡到y(tǒng) 第三章 方案擬定 3.1 傳動方案的分析與擬定 1）對傳動方案的要求 合理的傳動方案，首先應滿足工作機的功能要求，還要滿足工作可靠、

21、傳動精度高、體積小、結構簡單、尺寸緊湊、重量輕、成本低、工藝性好、使用和維護方便等要求。 2）擬定傳動方案 任何一個方案，要滿足上述所有要求是十分困難的，要統(tǒng)籌兼顧，滿足最主要的和最基本的要求。例如圖2-2所示為作者擬定的傳動方案，適于在惡劣環(huán)境下長期連續(xù)工作。 電機通過聯(lián)軸器與2K-H型行星齒輪減速器輸入軸相連，傳遞扭矩和轉速。行星齒輪減速器采用3個行星輪模式。內齒圈固定，行星架與輸出軸相連，輸出轉速和扭矩。 圖3-1 所設計的行星齒輪減速器運動簡圖 （五）行星齒輪傳動的受力分析 在行星齒輪傳動中由于其行星輪的數(shù)目通常大于1，即>1，且均勻

22、對稱地分布于中心輪之間；所以在2H—K型行星傳動中，各基本構件（中心輪a、b和轉臂H）對傳動主軸上的軸承所作用的總徑向力等于零。因此，為了簡便起見，本設計在行星齒輪傳動的受力分析圖中均未繪出各構件的徑向力，且用一條垂直線表示一個構件，同時用符號F代表切向力。 為了分析各構件所受力的切向力F，提出如下三點： （1） 在轉矩的作用下，行星齒輪傳動中各構件均處于平衡狀態(tài)，因此，構件間的作用力應等于反作用力。 （2） 如果在某一構件上作用有三個平行力，則中間的力與兩邊的力的方向應相反。 （3） 為了求得構件上兩個平行力的比值，則應研究它們對第三個力的作用點的力矩。 在2H—K型行星齒輪傳動中

23、，其受力分析圖是由運動的輸入件開始，然后依次確定各構件上所受的作用力和轉矩。對于直齒圓柱齒輪的嚙合齒輪副只需繪出切向力F，如圖1—3所示。 由于在輸入件中心輪a上受有個行星輪g同時施加的作用力和輸入轉矩的作用。當行星輪數(shù)目2時，各個行星輪上的載荷均勻，（或采用載荷分配不均勻系數(shù)進行補償）因此，只需要分析和計算其中的一套即可。在此首先確定輸入件中心輪a在每一套中（即在每個功率分流上）所承受的輸入轉矩為 =/=9549/n=9549370/7750=4.46N*m 可得 =*=31.2 N*m 式中 —中心輪所傳遞的轉矩，N*m；

24、 —輸入件所傳遞的名義功率，kw； (a) (b) 圖5-2傳動簡圖 （a）傳動簡圖 (b)構件的受力分析 按照上述提示進行受力分析計算，則可得行星輪g作用于中心輪a的切向力為 =2000/=2000/=20004.48/32=280N 而行星輪g上所受的三個切向力為 中心輪a作用與行星輪g的切向力為 =-=-2000/=-280N 內齒輪作用于行星輪g的切向力

25、為 ==-2000/=-280N 轉臂H作用于行星輪g的切向力為 =-2=-4000/=-540N 轉臂H上所的作用力為 =-2=-4000/=-540N 轉臂H上所的力矩為 ==-4000/*=-40004.48/3257=-9.82 N*m 在內齒輪b上所受的切向力為 =-=2000/=280N 在內齒輪b上所受的力矩為 =/2000=/=280196/2000=27.44 N*m 式中 —中心輪a的節(jié)圓直徑，㎜ —內齒輪b的節(jié)圓直徑，㎜ —轉臂H的回轉半徑，㎜ 根據(jù)《參考文獻二》式（6—37

26、）得 -/=1/=1/1-=1/1+P 轉臂H的轉矩為 =-*（1+P）=-9.82N*m 仿上 -/=1/=1/1-=p/1+P 內齒輪b所傳遞的轉矩， =-p/1+p*=27.44 N*m （六）行星齒輪傳動的均載機構及浮動量 行星齒輪傳動具有結構緊湊、質量小、體積小、承載能力大等優(yōu)點。這些是由于在其結構上采用了多個（2）行星輪的傳動方式，充分利用了同心軸齒輪之間的空間，使用了多個行星輪來分擔載荷，形成功率分流，并合理地采用了內嚙合傳動；從而，才使其具備了上述的許多優(yōu)點。 （

27、七）輪間載荷分布均勻的措施 為了使行星輪間載荷分布均勻，起初，人們只努力提高齒輪的加工精度，從而使得行星輪傳動的制造和轉配變得比較困難。后來通過實踐采取了對行星齒輪傳動的基本構件徑向不加限制的專門措施和其他可進行自動調位的方法，即采用各種機械式的均載機構，以達到各行星輪間載荷分布均勻的目的。從而，有效地降低了行星齒輪傳動的制造精度和較容易轉配，且使行星齒輪傳動輸入功率能通過所有的行星輪進行傳遞，即可進行功率分流。 在選用行星齒輪傳動均載機構時，根據(jù)該機構的功用和工作情況，應對其提出如下幾點要求： （１）載機構在結構上應組成靜定系統(tǒng)，能較好地補償制造和轉配誤差及零件的變形，且使載荷分布不均

28、勻系數(shù)值最小。 （２）均載機構的補償動作要可靠、均載效果要好。為此，應使均載構件上所受力的較大，因為，作用力大才能使其動作靈敏、準確。 （３）在均載過程中，均載構件應能以較小的自動調整位移量補償行星齒輪傳動存在的制造誤差。 （４）均載機構應制造容易，結構簡單、緊湊、布置方便，不得影響到行星齒輪傳動性能。均載機構本身的摩擦損失應盡量小，效率要高。 （５）均載機構應具有一定的緩沖和減振性能；至少不應增加行星齒輪傳動的振動和噪聲。 為了使行星輪間載荷分布均勻，有多種多樣的均載方法。對于主要靠機械的方法來實現(xiàn)均載的系統(tǒng)，其結構類型可分為兩種： 1、靜定系統(tǒng) 該系統(tǒng)的均載原理是通過系統(tǒng)中附

29、加的自由度來實現(xiàn)均載的。 2、靜不定系統(tǒng) 均載機構： 1、基本構件浮動的均載機構 (1) 中心輪a浮動 （2）內齒輪b浮動 （3）轉臂H浮動 （4）中心輪a與轉臂H同時浮動 （5）中心輪a與內齒輪b同時浮動 （6）組成靜定結構的浮動 2、杠桿聯(lián)動均載機構 本次所設計行星齒輪是靜定系統(tǒng)，基本構件中心輪a浮動的均載機構。 第六章 行星輪架與輸出軸間齒輪傳動的設計 已知：傳遞功率P=370w，齒輪軸轉速n=750r/min，傳動比i=6.97，載荷平穩(wěn)。使用壽命10年，單班制工作。 （一）輪材料及精度等級 行星輪架內齒圈選用40Cr鋼調質，硬度為

30、400～450HBS，齒輪軸選用40Cr鋼調質，硬度為400～450HBS，選用8級精度，要求齒面粗糙度3.2～6.3。 （二）按齒面接觸疲勞強度設計 因兩齒輪均為鋼質齒輪，可應用《參考文獻四》式10—22求出值。確定有關參數(shù)與系數(shù)。 1） 轉矩 = =/=9549/n=95490.37/7750=4.48N*m 2） 載荷系數(shù)K 查《參考文獻四》表10—11 取K=1.1 3）齒數(shù)和齒寬系數(shù) 行星輪架內齒圈齒數(shù)取11，則齒輪軸外齒面齒數(shù)=11。因單級齒輪傳動為對稱布置，而齒輪齒面又為軟齒面，由《參考文獻四》表10—20選取=1。 4）許用接觸應力

31、 由《參考文獻四》圖10—24查得 =560Mpa， =530 Mpa 由《參考文獻四》表10—10查得 =1 =60nj=6016001(105240)=1.997 =/i=1.997 由《參考文獻四》圖10—27可得==1.05。 由《參考文獻四》式10—13可得 =/=1.05560/1=588 Mpa =/=1.05530/1=556.5 Mpa （三）按齒根彎曲疲勞強度計算 由《參考文獻四》式10—24得出，如則校核

32、合格。 確定有關系數(shù)與參數(shù)： 1）齒形系數(shù) 由《參考文獻四》表10—13查得 ==3.63 2）應力修正系數(shù) 由《參考文獻四》表10—14查得 ==1.41 3）許用彎曲應力 由《參考文獻四》圖10—25查得 =210Mpa， =190 Mpa 由《參考文獻四》表10—10查得 =1.3 由《參考文獻四》圖10—26查得 ==1 由《參考文獻四》式10—14可得 =/=210/1.3=162 Mpa =/=190/1.3=146 Mpa 故 m1.26=1.26 =1.58 =2K/b=3.631.41=110MPa<=162 Mpa =

33、/=104MPa<=146 Mpa 齒根彎曲強度校核合格。 由《參考文獻四》表10—3取標準模數(shù)m=2 （四）主要尺寸計算 ==mz=157mm=57mm ===0.557mm=28.5mm a=1/2m(+)=1/21(11+11)mm=57mm （五）驗算齒輪的圓周速度v v=/601000=111600/601000=0.921m/s 由《參考文獻四》表10—22，可知選用8級精度是合適的。  圖7-3 輸出軸

34、 圖7-3 輸出軸 5、校核軸： a、受力分析圖 見圖 圖7-4 受力分析圖 (a)水平面內彎矩圖 (b)垂直面內的彎矩圖 (c)合成彎矩圖 (d)轉矩圖 圓周力：==2465.5/11=84.64N 徑向力：==846.4tan=308.1N 法向力：=/cos=846.4/ cos=90.72N b、作水平面內彎矩圖（7-4a）.支點反力為： =/2=42.32N 彎矩為：=42.3268.25/2=1444.17Nmm =423.

35、233.05/2=699.338Nmm c、作垂直面內的彎矩圖（7-4b），支點反力為：=/2=15.405N 彎矩為：=154.0568.25/2=525.7 Nmm =154.0533.05/2=254.57 Nmm d、作合成彎矩圖（7-4c）：===1536.87 Nmm ===744.23 Nmm e、作轉矩圖(7-4d)： T= -=*（1+P）= 0.8952（1+4.2）=465.5 N*mm f、求當量彎矩 ===1562.04 Nmm ==794.9Nmm g、校核強度 =/W=1562.04/0.1=1562.04/0.1=9.1Mpa =/W=794.9/0.1=794.9/0.1= 4.6Mpa 所以 滿足=55Mpa的條件，故設計的軸有足夠的強度，并有一定裕量.