展开式双级斜齿圆柱齿轮减速器课程设计讲解

武汉工程大学机械设计课程设计说明书课题名称：设计带式运输机的传动装置专业班级：材控 2 班学生学号：1203100229学生姓名：朱学武学生成绩：指导教师：吕亚清课题工作时间：2014.12.22至 2015.1.90目录第一章 传动方案的选择及拟定 .2第二章 电动机的选择及计算 . .4第三章 . 运动和动力参数计算 .6第四章 V 带传动的设计计算 .8第五章 斜齿圆柱齿轮的设计计算 .11第六章 减速器轴的结构设计 .21第七章 键连接的选择及校核 .38第八章 滚动轴承的选型及寿命计算. .39第九章 联轴器的选择及校核 .41第十章 箱体及附件的结构设计和计算. .42第十一章润滑方式，润滑剂以及密封方式的选择.44第十二章设计总结 .46参考文献1第一章传动方案的选择及拟定1.1课程设计的设计内容（1）合理的传动方案，首先应满足工作机的功能要求，其次还应满足工作可靠，结构简单，尺寸紧凑，传动效率高，重量轻，成本低廉，工艺性好，使用和维护方便等要求。（2）带传动具有传动平稳，吸震等特点，切能起过载保护作用，但由于它是靠摩擦力来工作的， 在传递同样功率的条件下， 当怠速较低时， 传动结构尺寸较大。为了减小带传动的结构尺寸，应当将其布置在高速级。（3）齿轮传动具有承载能力大，效率高，允许高度高，尺寸紧凑，寿命长等特点，因此在传动装置中一般在首先采用齿轮传动。 由于斜齿圆柱齿轮传动的承载能力和平稳性比直齿圆柱齿轮传动好， 故在高速或要求传平稳的场合， 常采用斜齿轮圆柱齿轮传动。（4）轴端连接选择弹性柱销联轴器。设计带式运输机的传动机构，其传动转动装置图如下图1-1 所示。1.2课程设计的原始数据已知条件：运输带的输出转矩：T=400N m；运输带的工作速度： v=0.63m/s ；2鼓轮直径： D=300mm；使用寿命： 8 年，大修期限 3 年，每日两班制工作。1.3课程设计的工作条件设计要求：误差要求：运输带速度允许误差为带速度的5%；工作情况：连续单向运转，工作时有轻微振动；制造情况：小批量生产。1.4确定传动方案根据题目要求选择传动装置由电动机、 减速器、工作机组成， 电动机和减速器之间用带传动连接。减速器中齿轮采用斜齿圆柱齿轮。3第二章电动机的选择及计算.2.1 传动装置的总效率： 2 5 12345其中，根据文献【 2】表 4-4 中查得传动装置总效率1 V 带效率， 0.95 2滚动轴承的效率，取0.98 （ 3 组） 3闭式齿轮（ 8 级精度）传动效率，取0.96 （2 组）4 联轴器效率， 4 = 0.99 5运输机平型带传动效率，取0.962.2电动机各参数的计算知运输带速度 v0.63m / s ，卷筒直径 D300 mm 。可求得工作机转速为：nww /( 2 )(10002v / D )60/( 2 )40.11r / min由已知条件 运输带所需扭矩 T 400 N m ， 工作机的输入功率为 Pw:PT9550nw =400 40.11/9500=1.68kw电动机所需功率为： PdPw /168 / 0.782.15Kw2.3 电动机类型和型号结构形式的选择三相交流电动机：适合较大、中小功率场合Y 系列三相交流异步电动机由于具有结构简单、价格低廉、维护方便等优点，故其应用最广 , 适合于一般通用机械，如运输机、车床等。2、确定电动机的转速同步转速越高，结构越简单，价格越低，反之相反。本设计中选用同步转速为1000 或 1500r/min 的电动机。3、确定电动机的功率和型号电动机功率的选择要考虑工作要求和经济性。选择电动机功率时，要求PPdP 电动机额定功率Pd 电动机所需功率传动系统的总传动比：inm / nw4表一轴 外 伸额定功率同步转速满载转速外 伸 轴方案号电动机型号总传动比长 度中心高（ kW）（ r/min ）（ r/min ）径 D（ mm）E（ mm）Y112M-62.2100094023.442860112由上表可知，方案 1 的转速高，电动机价格低，总传动比虽然大些，但完全可以通过带传动和两级齿轮传动实现，所以选用方案 1.5第三章 . 运动和动力参数计算3.1 传动比的分配由原始数据以及初步确定的原动机的转速可确定总传动比：i=23.44带传动的传动比： i12 ，双极斜齿圆柱齿轮减速器的高级速的传动比：i21.3i j3.9低速级传动比： i3i j / i233.2 各轴转速计算将各轴由高速向低速分别定为错误！未找到引用源。轴、轴、轴电动机轴 :错误！未找到引用源。 轴：n1940 / 2(r/ min)470 / minr轴： n2470/ 3.9(r/ min)120.5 / minr轴 :滚筒轴：3.3 各轴输入功率电动机：错误！未找到引用源。 轴：轴： P2P1 2 31.89Kw轴： P3P2 2 31.77Kw滚筒轴：63.4 各轴输出功率电动机轴：错误！未找到引用源。 轴：轴：轴：滚筒轴：3.5 各轴输入扭矩计算电动机轴：错误！未找到引用源。 轴： T19550P1 / n141.45Nm轴： T轴： T滚筒轴： T3.6 各轴输出扭矩计算电动机轴：错误！未找到引用源。 轴：轴：轴：滚筒轴：将上述结果列入表中如下7第四章 V 带传动的设计计算84.1 确定计算功率Pca 由文献【 1】表 8-7 查得工作情况系数KA=1.1, 故 ：PcaK AP2.365Kw4.2 选择 V 带的带型根据 Pca 、 n1由文献【 1】图 8-11 查图选择 A 型。4.3 确定带轮的基准直dd 1 ， d d 2 。初选小带轮的基准直径dd 1 =90mm。4.4 验算带速 v 是否在 525m/s 范围内。验算带速 vvdd 1n60m / s 4.43m / s1000因 为 5m/ s v30m / s ， 故 带 速 不 合 适 。 取 dd1=112mm， 得vdd1nm / s5.51m / s ，适合。取 dd 2 =355mm。6010004.5确定 V 带的中心距 a 和基准长度 Ld1）初定中心距 a0600mm。2）计算带所需的基准长度Ld 0 2a0(dd 1dd 2 )( dd 1 dd 2 )211958.16mm4a02查表选带的基准长度 Ld1940mm。）计算实际中心距 a 。LdLd 0mmaa0609.0832amina0.015Ld580mm， amax a0.03Ld 668mm9中心距的变化范围为580668mm。4.6 验算小带轮上的包角1由于小带轮的包角小于大带轮的包角，小带轮上的总摩擦力相应小于大带轮上的摩擦力。因此，打滑只可能在小带轮上发生。 为了提高带传动的工作能力， 应使：1 180o(dd 2 dd1 ) 57.3o157o90oa4.7 计算带的根数z1）计算单根 V 带的额定功率 Pr 。由 dd1 112mm和 n1 940r / min ，查表得 P01.14Kw根据n1940 / min ， i2 和A型带，查表得P0 0.11kW，r查表的 K0.92 ， K L1.02 ，于是Pca2.02 ，取 3根。2）计算 V 带的根数 z 。 zPr4.8 计算单根 V 带的出拉力的最小值F0 min由查表得 A 型带的单位长度质量q=0.1kg/m ，所以( F0 ) min 500(2.5 K ) Pcaqv2126.05NK zv应使带的实际初拉力F0(F0 ) min4.9 计算压轴力 FP为了设计带轮轴的轴承需要计算带传动作用的轴上压轴力FP ：FP2zF0sin12为了保证带传动过程中的安全性和平稳性，应使轴上的最小压轴力满足：FP min2z( F0 )min sin1730.5N2第五章斜齿圆柱齿轮的设计计算105.1 高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算5.1.1选等级精度、材料及齿数1）材料及热处理。查表选择小齿轮材料为 40Cr（调质），硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质），硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。2）7 级精度，3）选择小齿轮齿数z124，大齿轮齿数 z23.92493.6 ，取 z294 。4）选择螺旋角。初选螺旋角14o 。5.1.2按齿面接触强度设计由设计公式进行计算：1）确定公式内的各计算数值（ 1）选取齿宽系数d11（ 2）材料的弹性影响系数 ZE 189.8MPa 2（ 3）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限H lim 1600MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限H lim 2MPa 。550（ 4）计算应力循环次数N1 60 n1 jL h 60 4701 2 8300 8 1.08 109N（ 5）取接触疲劳寿命系数 K HN 10.93 ， K HN 20.96 。（ 6）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为 1%，安全系数 S=1，K HN 1lim 1H1SK HN 2lim 2H2S558MPa528MPa（ 7）试选 K t 1.3（ 8）选取区域系数 ZH 2.433 。（ 9）（ 10）112）计算（ 1）试算小齿轮分度圆直径 d1t 为：(2) 计算圆周速度 vvd1t n10.87m / s100060(3) 计算尺宽 bb dd1t1 35.33mm35.33mm（5) 计算载荷系数根据 v 1.09m / s ，7 级精度，查得动载系数 K v0.75查得使用系数 K A 1查得 7 级精度，小齿轮相对支承非对称布置式K H1.416查得 K Ha K Fa1.4故载荷系数KK A K V K HK H1 0.75 1.41.4161.1682（7) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径为：K3m mm md1d1 t35 .331 .1682 / 1 .33K t（8) 计算模数 mmnd1 cos34 .1 cos 14 mm 1.4 mmz1245.1. 3、按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为2 KT 1 Ycos 2Y Fa Y Sam n3d z12F（1） 确定公式内各计算数值1) 计算载荷系数K K A K V K F K F11. 04 1 .2 1.29 1.612) 计算当量齿数12Zv1Z124cos326.27cos3 14Zv2Z294cos3102.9cos3 143) 查取齿形系数查得YF 12.62YF 22.164) 查取应力较正系数查得YS 11.6YS 21.836) 查弯曲疲劳轻度小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE 1500MPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE 2380MPa7) 查图取弯曲疲劳寿命系数K FN 10.85K FN 20.928) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4, 得F1K FN 1FE 10.85500 MPa303.57 MPaS1.4K FN 2FE 20.92380249.71MPaF2SMPa1.4YFa YSa9) 计算大、小齿轮的F并加以比较YFa1YSa12.621.60.0138F 1303.57YFa 2YSa22.161.830.0158F 2249.71大齿轮的数值大。(2) 设计计算：2KT1Y cos2YFa YSamn 3d z12F1.13mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载13能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数mn =2，并但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得分度圆直径d152.69mm，来计算应有的齿数，于是有：z1d1 cos34.1cos14mn16.52取 z1 17 , z2 i 2 z1 16.5 3.964.35 , 取设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。5.1.4几何尺寸计算（ 1）计算中心距a1(z1 z2 )m1(1765） 2 mm 84.5mm2cos2cos14将中心距圆整为84mm（ 2）按圆整后的中心距修正螺旋角arccos ( z1z2 )m1 (1765)212.532a2 84因(8 20 )值改变不多，故、K、Z H等不必修正（3）计算大、小齿轮的分度圆直径d1z1m12 17mm 34.83mmcoscos12.53z2 m1265d2mm 133.17 mmcoscos12.35（ 4）计算齿轮宽度bd d1 1 34.83mm34.83mm取 B145mm ， B240mm（ 5）结构设计对于大齿轮，由于齿轮齿顶圆直径大于 160mm而小于 500mm，故选用腹板式结构的齿轮。对于小齿轮，由于齿轮齿顶圆直径小于 500mm，故选用腹板式结构的齿14轮。5.2低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算5.2.1选等级精度、材料及齿数1）材料及热处理。查表选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质），硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。2）7 级精度，3）选择小齿轮齿数 z3 30，大齿轮齿数 z430 3 90 ，取 z4 90 。4）选择螺旋角。初选螺旋角14o 。5.2 .2按齿面接触强度设计由设计公式进行计算：d1t2K t Tu1 Z H Z E2（）3udH1）确定公式内的各计算数值（ 1）选取齿宽系数d11（ 2）材料的弹性影响系数 ZE 189.8MPa 2（ 3）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限触疲劳强度极限H lim 4MPa 。550（ 4）计算应力循环次数N3 60n2 jL h2.776310 82.7763108N49.2544 103（ 5）取接触疲劳寿命系数 K HN 30.95 ， K HN 4取失效概率为 1%，安全系数 S=1。（ 7）试选 K t 1（ 8）选取区域系数 ZH 2.5 。（ 9）查表得34 1.49 ，。（ 10）许用接触应力H lim 3600MPa ；大齿轮的接0.96。15H 3H 4539MPa，H22）计算（ 1）试算小齿轮分度圆直径d1t 为：2K tT u 1 ZH Z E2355.97mmd3tudH(2) 计算圆周速度 vvd3t n255.97 120.5 m s 0.353 m s60100060000(3) 计算尺宽 b，齿高 h 和及模数 mntbdd3t55.97mm模数为：mntd3 t cos64.8cos14 mm2.1mmz330齿高为：h2.25mnt2.252.1mm4.725mm（4) 计算尺宽与齿高比 b/hb / h55.974.725 11.85（5) 计算载荷系数根据 v 0.353m / s ， 7 级精度，查得动载系数 K v1.01查得使用系数 K A1查得 7 级精度，小齿轮相对支承非对称布置式K H1.35由 b/h=13.75 ， K H1.421，查得 K HaK Fa1.4故载荷系数 K K A K V K H K H1 1.01 1.4 1.351.91（7) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径为：K2.02m md 3d3 t55. 97m m33K t1.3（8) 计算模数 mmnd3 cos64.8cos14 mmmmz3302.1165.2.3按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为2 KT Y cos 2Y Fa Y Sam n3d z 32F（1）确定公式内各计算数值1)计算载荷系数K K A K V K F K F1 .25 1. 051. 4 1.40 2 .572)根据纵向重合度1.982 ，查得螺旋角影响系数 Y0.8753) 计算当量齿数Zv3Z330cos332.8cos3 14Zv 4Z 490cos398.5cos3 144) 查取齿形系数查得YF 32.53YF 42.25) 查取应力较正系数查得YS 31.63YS 41.816) 查弯曲疲劳轻度小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE 3500MPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE 4380MPa7) 查图取弯曲疲劳寿命系数K FN 30.86K FN 40.938) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4, 得F 3K FN 3FE 3307.14MPaSK FN 4FE 4252.4MPaF 4SYFa YSa9) 计算大、小齿轮的F并加以比较YFa 3YSa42.53 1.630.0134F 3307.1417179.34mm，来计算应有的齿数mn =2，并但为了同时满足接触疲劳YFa 4YSa42.2 1.810.0158F 4252.4大齿轮的数值大。(2) 设计计算：2YFaYSamn 32KT Y cos1.5mm2zFd 3对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数强度，需按接触疲劳强度算得分度圆直径d3，于是有：z3d3 cos64.8 cos14mn31.42取z332z4i3 z33 31.494.2故取设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。5.2.4几何尺寸计算（ 1）计算中心距a3( z3 z4 )m3(3295) 2 mm 130.89mm2 cos2cos14将中心距圆整为130mm。（ 2）按圆整后的中心距修正螺旋角arccos ( z3z4 )m3(3295)212.332a2130.89因(8 20 ) 值改变不多，故、 K、 Z H 等不必修正（ 3）计算大、小齿轮的分度圆直径18z3 m3232mm65.5mmd3cos12.33cosz4 m3295mm194.5mmd4cos12.33cos（ 4）计算齿轮宽度bd d3165.51mm65.51mm取 B3 75mm ， B4 70mm（ 5）结构设计对于大齿轮，由于齿轮齿顶圆的直径大于 400mm而小 1000m，故大齿轮选择轮辐结构的齿轮；对于小齿轮，由于齿轮齿顶圆直径大于 160mm而小于 500mm，故选用腹板式结构的齿轮。六 . 减速器轴的结构设计196.1 高速轴的结构设计6.1.1求输出轴的功率P1 转速 n1 和转矩 T1由前面可知 P1=2kw， T140760 N .mm ， n1470r / min 。6.1.2求作用在齿轮上的力已知高速级小齿轮的分度圆直径为d 135mm而Ft2T1d12329.1NtannFrFt cos868.4NFaF t t an517. 6 N6.1.3初步确定轴的最小直径先按式（ 15-2 ）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45 钢，调质处理。根据表 15-3 ，取 A0112 , 于是得d minA 03P 118. 15 m mn 1输出轴的最小直径显然是安装联轴器的直径d1 2 。为了使所选的轴与联轴器的孔相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩 TcaK AT 1 ，查表 14-1 ，考虑到转矩的变化很小， 故取 K A1.3 ，则TK TN mNmcaA11.3 423.81 .550.953 .按计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准 GB/T5014-2003 或手册，选用TL8 型弹性柱销联轴器，其公称转矩710N.m。半联轴器的孔径为20 故取d1 220mm。6.1.4轴的结构设计（ 1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-2轴段右端需制出一轴肩，定位轴肩的高度一般取 h(0.07 0.1)d ，故取 2-3 段的直径为 28mm，左端用轴端挡圈定位，半联轴器与轴配合的觳孔长度为L1mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴20器上而不压在轴的端面上，故 1-2 段的长度应比L1 短一些，现取 L1 2 =mm.2 ）初步选择滚动轴承：选深沟球轴承。参照工作要求并根据d2 328，由轴mm承产品目录中初步选取 0 基本游隙组，标准精度级的深沟球轴承6206, 其尺寸为d D T 30 mm 62mm 16mm，故 d3 4 30mm，而 l 3 - 4mm 。3 ）取安装齿轮处的轴段 4-5 的直径 38mm ；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮觳的宽度为 60mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮觳宽度，故取l 6 -756mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07 d ，故取 h=6mm，则轴环处的直径 d5 630mm。轴环宽度 b1.4h ，故取l 5 612mm 。4）轴承端盖的总宽度为 20mm（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的距离 l=30mm，故取 l2 350mm 。5 ）取齿轮距箱体壁之距离a=16mm，齿轮 2 的轮毂与齿轮3 的轮毂之间的距离为 20mm考.虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距离箱体内壁有一段距离 s，取 s=8mm，已知滚动轴承的宽度 T=18.25mm，圆锥齿轮轮毂长 L=60. 则低速级小齿轮齿宽为 190.l 4- 519020 16 8 12222mm据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度- - - - - 直径1822253442长度425018.2522212（ 2）轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按d 6- 7 由表 6-1 查得平键截面 b h8mm7mm ，键槽用键槽铣刀加工，长为45mm，同时为了保证齿轮H 7与轴具有良好的对中性，故选择齿轮轮觳与轴的配合为n6 ；同样，半联轴器与H 7轴的连接，选用平键为6mm6mm32mm ，半联轴器与轴的配合为 k6 。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的。 此处选择轴的直径尺寸公差为 m6。（ 4）确定轴上圆角和倒角尺寸21参考表 15-2 ，取轴端倒角为 1.045 ，各处的轴肩圆角半径见图。6.1.5求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图，在确定轴承的支点位置时，应从手册上查取 a 值，对于 30311 型圆锥滚子轴承，由手册中查得 a=25mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距L2L3(2846.2529)(18.2512 5622229 28) 45.25 251.25 296.5mm。 L142 / 25029100mm 。 Ft2T1251.65d11926.52N53.62FNH 1L 2Ft45.251926.52294,01NL2L3296.5FNH 2L3Ft251.25L2L3296.51926.52 1632.51NFNV 1L2Fr45.25725.59110.74NL 2L3296.5FNV 2L3Fr251.25614.85NL2L3725.59296.5M HF NH 1L3294.01 251.25 73870.01NmmM V1FNV 1L3110.74 251.25 27823.43NmmM V 2FNV 2L2614.8545.25 27821.96NmmMM12(M(M2H2HMM273870.01227823.43278936.18NmmV 1273870 .01227821 .96278935.61N mmV 2由此可知M1 M 2载荷水平面 H垂直面 V支反力 F294.01N, FNH 2 1632.51NFNV 1 110.74N, FNV 2 614.85NF NH 122弯矩 MM H73870.01N.mmMV 127823.43N.mm,MV 227821.96N.mm总弯矩M 178936.18N .mmM 278935.61N.mm扭矩 TT151650N .mm从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面c 是轴的危险截面。现将计算出的截面 c 处的 M H , M V , M 的值列于下表。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。6.2.6按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面 C）的强度，根据式（ 15-5) 及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力应为脉动循环变应力，取 a=0.6 ，轴的计算应力M 12( T1 )278936 .18 2(0.6 51650 ) 23.94MPacaW0.1603前已选定轴的材料为45 钢，调质处理，由表查得1 =60MPa。因此ca1 , 故安全 。6.2.7精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面截面 A,2,3 ，B 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确定的，所以截面 A,2,3 ，B 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 出过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C 上的应力最大。截面C 虽然应力最大，但应力集中不大， 而且这里的轴直径最大， 故截面 C 也不必校核。 由第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合小， 因此轴只需校核截面7 左右两端即可。（ 2）截面 7 左侧抗弯截面系数W0.1d 30.125 31562.5mm3抗扭截面系数WT0.2d 30.22533125mm3截面 7 左侧的弯矩 M为M78936.1845.252830091 .69N .mm45.25截面 7 上的扭矩为T151650N.mm截面上的弯曲应力bM30091 .6919.27 MPaW1562.5截面上的扭转切应力T T1 51650 16.53MPa WT 3125轴 的 材 料 为 45 钢 ， 调 质 处 理 。 由 表 15-1查 得b64M 0P, a27M 5P, a 1 5M 5P。a11截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数以及按附表 3-2查取。因r20.08, D301.21.76,1.60d25d25，经插值可查得又由附图 3-1 可得轴的材料的敏感系数为q0.82, q0.85故有效应力集中系数按式（附表3-4 ）为k1 q (1)1 0.82(1.76 1) 1.6224k1 q (1)10.85(1.60 1) 1.51由附图 3-2 的尺寸系数0.90，由附图 3-3 的扭转尺寸系数0.92 。轴按磨削加工，由附图3-4 得表面质量系数为0.92轴未经表面强化处理，即q1，按式（ 3-12 ）及式（ 3-12a ）得综合系数为k11.62111.89K10.900.92k11.51111.73K10.920.92又由 3-1 及 3-2 得碳钢的特性系数0.1 0.2, 取0.10.05 0.1,取0.05于是，计算安全系数 Sca 值，按式（ 15-6 ）- （15-8 ）则得S127532.48Km 1.894.48 0.1 0aS115520.73K8.408.40am1.7320.052ScaS S32.48 20.73S=1.5S 2S 232.48217.4720.732故可知其安全。（ 3）截面 7 右侧抗弯截面系数W0.1d 30.1 3032700 mm3抗扭截面系数WT0.2d 30.23035400mm3弯矩 M为45.2528M78936.1830091 .69N .mm45.25截面 7 上的扭矩为T151650N.mm截面上的弯曲应力M30091 .6911.15 MPabW270025截面上的扭转切应力T151650T9.56MPaWT5400kk0.8 k过盈配合处的，由附表 3-8用插值法查得，并取，于是得k2.