同轴式二级圆柱齿轮减速器课程设计毕业设计论文

同轴式二级圆柱齿轮减速器课程设计毕业设计论文设计题目同轴二级圆柱齿轮减速器

汽车学院车辆工程(汽车)专业

班级 05级汽车1班学号 052062

设计人陈恺

指导老师奚鹰

完成日期 2007年7月29日

目录

1. 题目及总体分析.........................................................2 2. 各主要部件选择.........................................................2 3. 选择电动机...............................................................3 4. 分配传动比...............................................................3 5. 传动系统的运动和动力参数计算....................................4 6. 设计高速级齿轮.........................................................5 7. 设计低速级齿轮.........................................................10 8. 减速器轴及轴承装置、键的设计....................................14 ,轴(输入轴)及其轴承装置、键的设计...........................15 ,轴(中间轴)及其轴承装置、键的设计...........................21 ,轴(输出轴)及其轴承装置、键的设计...........................27 9. 润滑与密封...............................................................32 10. 箱体结构尺寸............................................................32 11. 设计总结..................................................................33 12. 参考文献 (33)

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一.题目及总体分析

题目:设计一个带式输送机的减速器

给定条件:由电动机驱动，运输带工作拉力为4000N，运输带速度为1.6m/s，运输机滚筒直

径为400mm。

自定条件:工作寿命10年(设每年工作300天)，三年一大修,连续单向运转,载荷平稳,室内

工作,有粉尘

生产批量: 10台

减速器类型选择:选用同轴式两级圆柱齿轮减速器。

整体布置如下:

图示:,为电动机，,及,为联轴器，,为减速器，,为高速级齿轮传动，,为低速级齿轮传动，,为输送机滚筒。

辅助件有:观察孔盖,油标和油尺,放油螺塞,通气孔,吊环螺钉,吊耳和吊钩,定位销,启盖螺钉,轴承套,密封圈等.。

二.各主要部件选择

目的过程分析结论

动力源电动机

高速级做成斜

齿轮斜齿传动平稳齿，低速级做成

直齿

轴承此减速器轴承所受轴向力不大球轴承

联轴器弹性联轴器

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三.选择电动机

目的过程分析结论

选用Y系列类型根据一般带式输送机选用的电动机选择 (IP44)封闭式

三相异步电动机

工作机所需有效功率为P,F×V,2000N×1.1m/s 要求电动机输出w 2圆柱齿轮传动(7级精度)效率(两对)为η,0.97功率为1 4球轴承传动效率(四对)为

η,0.992P,7.4kW ,r2 弹性联轴器传动效率(两个)取η,0.9933

功率输送机滚筒效率为η,0.96 4

电动机输出有效功率为

P4000，1.6w,P,,,7.4KW r242,,,,，，，0.97，0.99，0.993，0.961234 查得型号Y160M-6封闭式三相异步电动机参数如下选用

额定功率\kW=7.5 型号Y160M-6封

满载转速\r/min=970 闭式三相异步电

满载时效率\%=86 动机型号

P,P，,,7500，0.86,6450W满载时输出功率为 re

pP略小于在允许范围内 dr

四.分配传动比

目的过程分析结论

ni,3.6 m1i,传动系统的总传动比其中i是传动系统的总传动比，多级串联传动系统的nw

i,3.6 2总传动等于各级传动比的连乘积;n是电动机的满载转速，r/min;n为工作机mw 输入轴的转速，r/min。 60v60，1600n,970r/min计算如下

n,,,76.4r/min mW,d3.14，400分

i,8~50 (两级圆柱齿轮) 配 1

传

动 n',(8~50)，76.4,611~3820

比 970i,,12.69,13 76.4

i,i,i,3.6 12

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五.传动系统的运动和动力参数计算

目的过程分析结论

设:从电动机到输送机滚筒轴分别为0轴、1轴、2轴、3轴、4轴;对应于各

轴的转速分别为、、、、 ;对应于0轴的输出功率和其余各

轴的输入功率分别为、、、、 ;对应于0轴的输出转矩和其

传余名轴的输入转矩分别为、、、、 ;相邻两轴间的传动比分别动

系为、、、 ;相邻两轴间的传动效率分别为、、、。统

电动机两级圆柱减速器工作机的轴号 O轴 1轴 2轴 3轴 4轴运

转速动 n=970 n=970 n=269.44 n=74.84 n=74.84 01234n(r/min) 和

功率P(kw) P=6.45 P=6.4 P=6.15 P=5.9 P=5.57 动 01234力转矩T=63.5 T=63 T=217.98 T=752.87 T=710.76 01234参 T(N?m)

数两轴联接联轴器齿轮齿轮联轴器计传动比 i i=1 i=3.6 i=3.6 i=1 01122334算传动效率η=0.993 η=0.96 η=0.96 η=0.944 01122334η

六.设计高速级齿轮

目的过程分析结论选 ,)选用斜齿圆柱齿轮传

精

,)选用,级精度度

等 ,)材料选择。小齿轮材料为,,,,(调质)，硬度为,,,,,,，大齿轮级

材料为,,钢(调质)，硬度为,,,HBS，二者材料硬度差为,,HBS。、

材 ,)选小齿轮齿数,,,,，大齿轮齿数,,,?,,3.6×24=85,取Z=85。 11212料,和 ,,14选取螺旋角。初选螺旋角

齿

数

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目的过程分析结论

按式(10,21)试算，即

2kTZZu，12ttHE3()d,, 1t,,[],ud,H

,)确定公式内的各计算数值

K,1.6(,)试选 t

(,)由图,,,,,，选取区域系数Z,2.433 H

,,0.78,,0.88(,)由图,,,,,查得 ,1,2

,,,，,,1.66 ,,1,2

(,)计算小齿轮传递的转矩

4T,63N,m,6.3，10N,mm 1

,,1(,)由表,,,,选取齿宽系数 d按

齿 1/2Z,189.8MPa(,)由表,,,,查得材料的弹性影响系数 E面

(,)由图,,,,,,按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限接

触 ,,600MPa,,550MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1Hlim2强度 (,)由式,,,,,计算应力循环次数

设 9N,60njL,60，970，1，(8，300，10),1.4，10 h1计

99N,1.4，10/3.6,0.39，10 2

K,0.90K,0.95(,)由图,,,,,查得接触疲劳强度寿命系数 HN1HN2 (,,)计算接触疲劳强度许用应力

取失效概率为,,，安全系数为S=1，由式,,,,,得

K,HN1Hlim1[],,0.9，600MPa,540MPa ,H1S

K,HN2Hlim2[],,0.95，550MPa,522.5MPa ,H2S

[,],([,]，[,])/2,(540，522.5)/2MPa,531.25MPa HH1H2

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目的过程分析结论

,)计算

d (,)试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得 1t

242，1.6，6.3，104.62.433，189.8,,3 d,，，,48.94mm,,t11，1.663.6531.25,,

(,)计算圆周速度

dn,11t3.14，48.94，970 v,,,2.48m/s 60，100060，1000

m (,)计算齿宽,及模数 nt

b,,d,1，48.94,48.94mm d1t

,dcos,48.94，cos14 1t m,,,1.98mmnt Z241

h,2.25m,2.25，1.98,4.46mm nt b/h,48.94/4.46,11

(,)计算纵向重合度 , ,

,按 ,,0.318,Ztan,,0.318，1，24，tan14,1.903 ,d1

齿 (,)计算载荷系数K 面

K,1 已知使用系数接 A

触

K,1.1 根据，,级精度，由图,,,,查得动载荷系数 v,2.48m/s强 V度由表,,,,查得设 22,3,1.12，0.18(1，0.6,),，0.23，10Kb计 H,dd 22,3,1.12，

0.18(1，0.6，1)，1，0.23，10，48.94,1.42

K,1.35 由图,,,,,查得 F,

KFAtK,K,1.4,100N/mm 假定，由表,,,,查得 H,F,d1

K,KKKK,1，1.1，1.4，1.42,2.19故载荷系数 AVH,H,

(,)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式,,,,,,得

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目的过程分析结论

按 33d,54.34mm d,dK/K,48.942.19/1.6,54.34mm1tt11 齿 m,2.2mmn面 m (,)计算模数 n接

触 ,dcos,54.34，cos141 m,,,2.2mm强 nZ241度

设

计

2,2cosKTYYY,1FS,,3,, 由式,,,,, mn2[,],,ZFd1,

,)确定计算参数

(,)计算载荷系数

K,KKKK,1，1.1，1.4，1.35,2.08 AVF,F,

(,)根据纵向重合度，从图,,,,,查得螺旋角影响系数 ,,1.903,

Y,0.88,

按 (,)计算当量齿数齿 Z241根 ,,,26.27Z1V33,,coscos14弯曲

Z852,,,93.05ZV233,强 ,coscos14

度 (,)查取齿形系数设

Y,2.592Y,2.194由表,,,,查得计 Fa1Fa2

(,)查取应力校正系数

Y,1.596Y,1.783 由表,,,,查得 Sa1Sa2

,,500MPa (,)由图,,,,,;查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1

,,380MPa 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE2

(,)由图,,,,,查得弯曲疲劳强度寿命系数

K,0.85K,0.88 FN1FN2

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目的过程分析结论

(,)计算弯曲疲劳许用应力齿数

取弯曲疲劳安全系数S,1.4，由式,,,,,得 Z,261 K,0.85，500Z,94FN1FE12 [],,,303.57MPa,F1S1.4

K,0.88，380FN2FE2 [],,,238.86MPa,F2S1.4

YYFaSa (,)计算大小齿轮的 [,]F

YY2.592，1.596Fa1Sa1,,0.01363 ,[]303.57F1 YY2.194，

1.783Fa2Sa2 ,,0.01638,[]238.86F2

按大齿轮的数据大

齿 ,)设计计算

根 42,2，2.08，6.3，10，0.88，cos143弯 m,，0.01638,1.56mmn21，24，1.66曲

强 m对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲n 度

设 m劳强度计算的法面模数，取,2.0mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足n计

d,54.34mm接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有1 ,dcos,54.34，cos141的齿数。于是由 Z,,,26.41m2n

Z,26Z,iZ,3.6，26,93.6取z,94取，则 12112

中心距 (Z，Z)m(26，94)，212na,,,123.7mm ,)计算中心距,,2cos2，

cos14α=124mm 几

何将中心距圆整为124mm 螺旋角

尺 ,)按圆整后的中心距修正螺旋角 0,,14.59 寸 (Z，Z)m(26，94)，2,12n

计 ,,arccos,arccos,14.59 2a2，124算

,Z,因值改变不多，故参数、、等不必修正。 K,H,

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目的分析过程结论

,)计算大、小齿轮的分度圆直径分度圆直径

Zm26，2d,53.7mm1n1d,,,53.7mm 1,,coscos14.59 d,194.3mm2 Zm94，222齿根圆直径 d,,,194.3mm2, ,coscos14.59d,48.7mmf1 ,)计算大、小齿轮的齿根圆直径几 d,189.3mmf2d,d,2.5m,53.7,2.5，2,48.7mmf11n何尺 d,d,2.5m,194.3,2.5，2,189.3mmf22n齿轮宽度寸 ,)计算齿轮宽度 B,60mm 计 1

b,,d,1，53.7,53.7mm 算 d1

B,55mm 2

B,55mmB,60mm圆整后取; 21

合适 2T2，630001F,,,2346N td53.71

验算 KF1，2346At,,43.7N/mm,100N/mm b53.7

合适

七.设计低速级圆柱直齿传动

目的设计过程结论选 ,)选用,级精度定 ,)由表,,,,选择小齿轮材料为,,,,(调质)，硬度为,,,,,,，齿大齿轮材料为,,钢(调质)，硬度为,,,HBS。

轮 Z,24,)选小齿轮齿数， 1精

度 Z,iZ,3.6，24,86.4大齿轮齿数 221等

级 Z,85取 2、

材

料

及

齿

数

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目的过程分析结论

由设计计算公式,,,,,进行试算，即

kTZu，1t21E3 2.32()d,,t1,[],udH

,)确定公式各计算数值

K,1.3(,)试选载荷系数 t

(,)计算小齿轮传递的转矩

55T,95.5，10P/n,95.5，10，6.15/269.44111 4,21.798，10N,mm

,,1(,)由表,,,,选取齿宽系数 d

1/2(,)由表,,,,查得材料的弹性影响系数 Z,198.8MPaE

(,)由图,,,,,,按齿面硬度查得

,,600MPa小齿轮的接触疲劳强度极限按 Hlim1齿

,,550MPa大齿轮的接触疲劳强度极限面 Hlim2接 (,)由式,,,,,计算应力循环次数触 8N,60njL,60，269.44，1，(8，300，10),3.88，10 疲 h11 劳

88N,3.88，10/3.6,1.08，10强 2

度 (,)由图,,,,,查得接触疲劳强度寿命系数设

K,0.90K,0.95 计 HN1HN2

(,)计算接触疲劳强度许用应力

取失效概率为,,，安全系数为S=1，由式,,,,,得

K,HN1Hlim1[],,0.9，600MPa,540MPa ,H1S

K,HN2Hlim2[],,0.95，550MPa,522.5MPa ,H2S

,)计算

d[,](,) 试算小齿轮分度圆直径，代入中的较小值 1tH

41.3，21.798，104.6189.823 d,2.32,(),84.18mmt113.6522.5

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目的过程分析结论

(,) 计算圆周速度v 分度圆直径

d,93.12mmdn,111t，84.18，269.44, v,,,1.19m/s60，100060，1000模数(,) 计算齿宽, m,3.51

b,,d,1，84.18,84.18mm d1t

(,) 计算齿宽与齿高之比,,,

d84.18t1m,,,3.51mm模数 ntZ241

h,2.25m,2.25，3.51,7.9mmnt 齿高 b/h,84.18/7.9,10.66

(,) 计算载荷系数K

按根据，,级精度，由图,,,,查得动载荷系数v,1.19m/s

齿 K,1.03 V面

接 KF/b,100N/mm 假设，由表,,,,查得 At触

疲 K,K,1.2 H,F,劳

强 K,1 由表,,,,查得使用系数 A度

设由表,,,,查得

22,3计 ,1.12，0.18(1，0.6,),，0.23，10KbH,dd 22,3,1.12，0.18(1，0.6，1)，1，0.23，10，84.18,1.427

由图,,,2,查得 K,1.35F,

K,KKKK,1，1.03，1.2，1.427,1.76故载荷系数 AVH,H,

(,)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式,,,,,,得

33 d,dK/K,84.181.76/1.3,93.12mmtt11

(,)计算模数,

m,d/Z,93.12/24,3.88 11

按齿由式,,,,得弯曲强度的设计公式为根弯YY2KTF,S,1,,m 3曲强

n2[,],ZFd1度设

计

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目的分析过程结论

,)确定公式内的计算数值

(,) 由图,,,,,;查得

小齿轮的弯曲疲劳强度极限,,500MPa FE1

大齿轮的弯曲疲劳强度极限,,380MPa FE2

(,) 由图,,,,,查得弯曲疲劳寿命系数

K,0.85K,0.88 FN1FN2

(,) 计算弯曲疲劳许用应力

取失效概率为,,，安全系数为S=1.4，由式,,,,,得

K,0.85，500FN1FE1 [],,MPa,303.57MPa,F1S1.4

K,0.88，380FN2FE2[],,MPa,238.86MPa ,F2S1.4

(,) 计算载荷系数

按 K,KKKK,1，1.03，1.2，1.35,1.67 AVF,F,齿

根 (,)查取齿形系数

弯 Y,2.65Y,2.21由表,,,,查得 Fa1Fa2曲

强 (,)查取应力校正系数

度 Y,1.58Y,1.775 由表,,,,查得 Sa1Sa2设

计 YYFaSa (,)计算大小齿轮的，并比较 [,]F

YY2.65，1.58Fa1Sa1,,0.01379,[]303.57F1 YY2.21，

1.775Fa2Sa2,,0.01642,[]238.86F2

大齿轮的数据大

,)设计计算

42，1.67，21.798，103 m,，0.01642,2.74mm21，24

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数,大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，可取有弯曲强度算得的模数2.74，并就近圆整为标准值,,3.0,,。

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目的分析过程结论按齿数按接触强度算得的分度圆直径 d,93.12mm1齿Z,311 根算出小齿轮齿数Z,d/m,93.12/3,31.04 取Z,31 Z,1121112弯曲大齿轮齿数Z,iZ,3.6，31,111.6 取Z,112 2212强

度

设

计

,)计算分度圆直径分度圆直径

d,Zm,31，3,93mmd,93mm111 d,Zm,112，3,336mmd,336mm222

,)计算齿根圆直径齿根圆直径

d,m(Z,2.5),3，(31,2.5),85.5mmd,85.5mmf11f1 d,m(Z,2.5),3，

(112,2.5),328.5mmd,328.5mmf22f2几 ,)计算中心距中心距何 a,215mma,(d，d)/2,(93，336)/2,215mm 尺 12齿宽寸 ,)计算齿宽 B,100mm计 1 b,,d,1，93,93mm 算 B,95mmd12

B,95mmB,100mm取 21

验算合适 2T2，2179801F,,,4687.74N td931

验算 KF1，4687.74At,,50.4N/mm,100N/mm b93

合适

八.减速器轴及轴承装置、键的设计

输入轴

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(中间轴)

输出轴

1(,轴(输入轴)及其轴承装置、键的设计目的过程分析结论

选轴的材料为,4T,6.3，10N,mmP,6.4kw,转速n,970r/min,(输入轴上的功率111 ,钢，调质处理

,(求作用在车轮上的力

42T2，6.3，101F,,,2346Ntd53.71

,tanatan20输 n F,F,2346，,882Nrt,入 ,coscos14.59

,轴 F,Ftan,,23460，tan14.59,610.65Nat的 ,(初定轴的最小直径设

A,112选轴的材料为,,钢，调质处理。根据表,,,,，取于是由式,,计 ,及

33其 ,,初步估算轴的最小直径 d,AP/n,1126.4/970,21mm,min11

轴

d这是安装联轴器处轴的最小直径，由于此处开键槽，校正值承 1,2

装

T,KTd,21，(1，5%),22.05mm，联轴器的计算转矩查表14-1置 caA11,2

、 4T,KT,1.3，6.3，10,81900N,mmK,1.3取，则键 caA1A

的查《机械设计手册》(软件版)，选用GB5014-1985中的HL,型弹性柱销联轴设器，其公称转矩为16000N?,,。半联轴器的孔径，轴孔长度L,32,24mm计 ,,J 型轴孔,C型键,联轴器主动端的代号为HL1 24*32 GB5014-1985,相应地, d,24mm轴段1的直径,轴段1的长度应比联轴器主动端轴孔长度略短,故取1 l,30mm1

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目的过程分析结论

,(轴的结构设计选用HL,型弹性

,)拟定轴上零件的装配方案(见前图) 柱销联轴器

,)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度轴的尺寸(,,):

(,)为满足半联轴器的轴向定位要求，,,,轴段右端需制处一轴肩，d,24 1

轴肩高度,故取,段的直径d,27mm h,0.07~0.1d2

d,27 2 (2)初选型号,,,6的深沟球轴承参数如下

d,36mmD,49mmd,30 基本额定动载荷 d，D，B,30，55，13aa3

C,19.5KN 基本额定静载荷C,8.3KN d,36 r,r4

d,d,30mml,13mmd,40故轴段7的长度与轴承宽度相同,故取 3775

d,36 6输 d ( 3 )轴段4上安装齿轮,为便于齿轮的安装,d应略大与,可取34入 d,30 7轴 d,36mm.齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠4的 l,301设 l紧,轴段4的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽l,5942计

l,353及 l,58mm,故取 b,60mm4l,58 其 4轴 ( 4 )齿轮右端用肩固定,由此可确定轴段5的直径, 轴肩高度l,65承 l,14d,40mml,1.4hl,6mm,取,,故取

h,0.07~0.1d6555装 l,137置为减小应力集中,并考虑右轴承的拆卸,轴段6的直径应根据6006深沟球轴、 dd,d,36mm承的定位轴肩直径确定,即 a6a键的

设 ( 5 )取齿轮端面与机体内壁间留有足够间距H,取 ,取轴承上靠H,12mm 计近机体内壁的端面与机体内壁见的距离S=8mm,取轴承宽度C=50mm.由机械设

计手册可查得轴承盖凸缘厚度e=10mm,取联轴器轮毂端离K=20mm.

l,(C,s,B)，e，K,59mm2

l,B，s，H，(b,l),35mm故 34

l,(H，s),l,14mm65

L,L,56.5mmL,78mm取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得, 231

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目的过程分析结论

(6)键连接。联轴器:选单圆头平键键C 8*28 GB1095-1979 t=4mm h=7mm 齿轮:选普通平键键 10*56GB1095-1979 t=5mm h=8mm

5.轴的受力分析

1)画轴的受力简图

输

入

轴

的

设

计

及

其

轴

承

装

置

、

键

的

设

计

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目的过程分析结论

,)计算支承反力

在水平面上

F2346tF,F,,,1173N 12HH22 在垂直面上

d53.7FL，F882，56.5，610.65，3ra22 M,0,F,,,586.1N,21vL，L56.5，56.523

F,F,F,882,586.1,295.9N 故 2vr1v

总支承反力

2222 F,F，F,1173，586.1,1311.28NHv111

输

2222入 F,F，F,1173，295.9,1209.75N Hv222

轴 ,)画弯矩图的

M,M,F，L,1173，56.5,66274.5N.mm 设 1H2H1H2

计

M,F，L,586.1，56.5,33114.65N.mm 及 1v1v2

其

d M,F，L,F,16719N.mm轴 2v1v2a2

承

2222装故 M,M，M,66274.5，33114.65,74087N,mm Hv111

置

2222、 M,M，M,66274.5，16719,68351N,mm Hv222

键 4)画转矩图的设

计 6 校核轴的强度

C剖面左侧，因弯矩大，有转矩，还有键槽引起的应力集中，故C剖面左侧为危险剖面

22bt(d,t)10，5，(36,5)333W,0.1d,,0.1，36,,3998mm 2d2，36

22bt(d,t)10，5，(36,5)333W,0.2d,,0.2，36,,8663.8mm T2d2，36 第 18 页共 33 页

目的过程分析结论

M74087 ,,0 ,,,,,,18.5mpamabW3998

,TT,,,7.27mpa ,,,3.6mpa,,TamW2T

轴的材料为45刚 , 调质处理. 由表 15-1 查得 ,,640mpa B

,,275mpa,,,155mpa. 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系,1,1

D36r1,,数及按附表3-2查取.因 , ,经插值后可,,0.03,,1.2 ,,d30d30 查得,,2.09,,1.66 ,,

又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为输

q,0.74q,0.77 入 ,,轴故有应力集中系数按式(附3-4)为的

k,1，q(,,1),1，0.74(2.09,1),1.81 设 ,,,

计

k,1，q(,,1),1，0.77(1.66,1),1.51 及 ,,,

其

,,0.77;,,0.88由附图3-2得尺寸系数由附图3-3得扭转尺寸系数轴 ,,

承

,,,,0.92由附图3-4得装 ,,

置

,,1轴未经表面强化处理,即,则按式3-12及3-12a得综合系数值为、 q

键

k11.811的 ,,，,1,，,1,2.44K ,,,0.770.92设 ,,

计

k11.511,,，,1,，,1,1.81K ,,,0.880.92,,

,,由3-1及3-2得碳钢的特性系数

,,0.1~0.2,,0.1 , 取 ,,

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