1、 浙江工业大学机械设计二级减速器设计说明书姓 名： 学 号： 班 级： 1目录一、 设计要求 2二、 运动参数计算 31.电机的选择 .32.传动比的分配 .33.运动和动力参数的计算 .4三、 各传动零件的设计计算 5四、 减速器附件 491.检查孔盖板 .492.通气器 .493.排油孔螺塞 .504.油标 .505.起吊装置 .516.轴承盖 .52参考文献 532一、 设计要求设计要求：输入轴转速为 960r/min输出轴转速为 87r/min输入轴功率为 4.8kw采用圆柱斜齿轮机构运动示意图： 图-1 二级圆柱斜齿轮减速器机构运动示意图I 轴上小齿轮 z1 为左旋，则 II 轴上大
2、齿轮 z2 为右旋，为抵消部分轴向力，II 轴上小齿轮 z3 为右旋，III 轴上大齿轮 z4 为左旋。3二、 运动参数计算1.电机的选择根据要求，电机转速应为 960r/min，电机输出功率应大于 4.8kw，据此选择电机型号为 Y132M2-6。该电机为 Y 系列（IP44）封闭式三相异步电动机（JB/T9619-1999） 。这种电机的工作效率高，耗能少，性能好，噪声低，振动小，体积小，重量轻，运行可靠，维修方便，为 B 级绝缘，结构为全封闭，自扇冷式，能防止灰尘、铁屑、杂物侵入电动机内部。Y132M2-6 电机参数见表-1：表 -1 Y132M2-6 电机参数 1型号额定功率（KW）满
3、载转速（r/min） 额 定 转 矩堵 转 转 矩 额 定 转 矩最 大 转 矩 重量（kg）Y132M2-6 5.5 960 2.0 2.2 842.传动比的分配分配原则：（1）各级传动的传动比在推荐范围内选取。对于普通圆柱齿轮传动，传动比推荐范围为 35，最大不超过 10。（2）传动的结构尺寸协调、匀称、利于安装、不会造成相互干涉。（3）传动装置的外廓尺寸尽可能紧凑。（4）使各级大齿轮直径相近，可使其浸油深度大致相等，便于齿轮的浸油润滑。对于两级展开式圆柱齿轮减速器，常取 1（式中 、 分别为高sf ii)6.13(fis速级和低速级的传动比）来满足此要求。分配结果：总传动比为： 03.1
4、min/87960rniw4取 ， =2.76，此时 ，满足要求。4fisi sfii45.13.运动和动力参数的计算减速器的输入功率为电动机的输出功率 ，输入转速为电动机的kWPm5.输出转速 。联轴器的效率取为 ，圆柱齿轮传动效率取为min/960rn980c，一对滚动轴承的效率取为 1。7.g.r， ， ， 分别表示、轴和工作轴的输入功率（ kW）IPIIwP， ， ， 分别表示、轴和工作轴的转速（ r/min）InIIn， ， ， 分别表示、轴和工作轴的扭矩（ Nm）ITIIwT1、各轴转速 min/960rnIin/240rifII i/876.i/rinsII mi/87Iw2、各
5、轴输入功率 kWPcmI 390.5.kgrII 20.57.rII 12. kPcrIw 896.4.9.0153、各轴输入转矩 mNnpTm7.4905mNnpTII 62.5390II 0.7mNnpTII 26.5499ww3.70根据上述计算得到的运动和动力参数列表如下：表-2 减速器运动和动力参数轴参数电机轴 I II III 工作轴转速 min)/(r960 960 240 87 87功率 kWP5.5 5.390 5.202 5.021 4.896转矩 )(NT54.71 53.62 207.00 549.26 537.43传动比 i1 4 2.76 1效率 0.98 0.96
6、5 0.965 0.975三、 各传动零件的设计计算设计内容 计算及说明 结果一、齿轮的设计高速级齿轮设计1.选精度等级、材料及齿数1） 选用斜齿圆柱齿轮传动，压力角取为 20。带式输送机为一般工作机器，参考2205 页表 10-6，6设计内容 计算及说明 结果2.按齿面接触强度设计选用 8 级精度。2） 材料选择。由2191 页表 10-1 选择小齿轮材料为40Cr（调质） ，齿面硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质） ，齿面硬度为 240HBS。3） 选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数为201z。842z4） 由2217 页可知，螺旋角常在 之间208选择，这里取 。14（1）按22
7、19 页公式 10-24 试算小齿轮分度圆直径，即： 3 2112HEdHtt ZuTK1） 确定公式中的各参数值试选载荷系数 。.1tH计算小齿轮传动转矩 NmNmnPTI4661032.5903.59由2206 页表 10-7 选取齿宽系数 。1d由2203 页图 10-20 查取区域系数 =2.433。HZ由2202 页表 10-5 查得材料的弹性影响系数为。218.9MPaZE由2219 页公式 10-21 计算接触疲劳强度用重合度系数 小齿轮：40Cr （调质）280HBS大齿轮：45 钢（调质）240HBS 3.1tHKNmT410362.5d43.2HZ218.9MPaE7设计内
8、容 计算及说明 结果562.014cos20tanrct 408.3114cos.rsantat hz 9.2cs28056.2cosarantt z621.5.20tan1.3t804tatttzz587.4td z71.0621.587.362.41 Z由2219 页公式 10-23 可得螺旋角系数 985.014cosZ由2211 页图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限 ，大齿轮接触疲MPaH61lim劳强度极限 。502li由2209 页公式 10-15 计算应力循环次数91047. )153082(166hjLnN9237.由2208 页图 10-23 查取接触疲劳
9、寿命系数， 。90.1HNK95.2HN 71.0Z985.8mmdt80.45.29807143.51362.3 21 设计内容 计算及说明 结果取失效概率为 1%，安全系数为 S=1，由2207页公式 10-14 得 MPaSKHNH 5401690.1lim1 .252li2取两者中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 = =522.5Mpa H22）试算小齿轮分度圆直径（2） 调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备。计算圆周速度 smsndvt /05.2/10698.4061 计算齿宽 bdt 80.4.012） 计算实际载荷系数 HK由2192 页表 10-2
10、选取使用系数 ；1A根据 、8 级精度，由2194 页图 10-8smv/05.查得 1齿轮的圆周力 mNmNbFKdTtAt1041.60.4162. ,0283531MPaH5.2dt8.401sv/05.21AK0.v9设计内容 计算及说明 结果3.按齿根弯曲强度设计查2195 页表 10-3 得齿间载荷分配系数 。4.1HK由2197 页表 10-4 查得 8 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时， 。450.1HK则载荷系数为 23. 450.1.HVAH3） 由2204 页式 10-12，可得按实际的载荷系数校算 得的分度圆直径 mKdHtt 86.43.1280.431 及相应的齿
11、轮模数zmn 70.220cos6.cos1（1）由2219 页式 10-20 试算齿轮模数，即 321t cosFSadFtn YzTKm1） 确定公式中的各参数值。试选载荷系数 。.Ft由2218 页式 10-18，可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数 。Y140.3562.0cos14tanrb t79.2vb 68.7.50vY.H450.1K23.Hm86.4d1n370.23.1FtK689.0Y10设计内容 计算及说明 结果由2218 页式 10-19，可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数。815.024587.1201Y计算 Fas由当量齿数 89.214cos0331zv57.332
12、zv查2200 页图 10-17 查得齿形系数，75.21FaY21.Fa由2201 页图 10-17 查得应力修正系数，.1sa9.2sa由2209 页图 10-24c 查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳强度极限分别为 、 MPaimF501l。MPaF3802lim由2208 页图 10-22 查得弯曲疲劳寿命系数， 。5.1FNK89.2FN取弯曲疲劳安全系数 ，由2207 页式 10-41S14 得 MPaMPaFNF57.30.5081lim1SKFF.2414.392li012.57.31FsaY815.0Y11设计内容 计算及说明 结果0164.57.2492FsaY因为大齿轮的
13、大于小齿轮，所以取Fas0164.2sFsaaFY2）试算齿轮模数 mmYzTKFSadFtt46.1 0164.201cos85.693.52cos3 2421n（2）调整齿轮模数1） 计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度 mzmnt 81.2914cos2046.1cosd1 sv /50/9806齿宽 db1.2.91齿高 mmchnta 25.346.502宽高比 17.9.38/b2） 计算实际载荷系数 。FK根据 、8 级精度，由2194 页图 10-8sv/50.查得 91齿轮的圆周力0164.sFaY46.nt81.291d09.1vK12设计内容 计算及说明 结果4.几何尺
14、寸计算mNmNbFKdTtA1073.1208.29105.3,5962341查2195 页表 10-3 得齿间载荷分配系数 。4.FK由2197 页表 10-4 用插值法查得 8 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时， ，结合47.1H查2197 页图 10-13，得 。17.9/hb 35.FK则载荷系数为 06.2.1409.1FVAFK3） 由2204 页式 10-13，可得按实际载荷系数算得的齿轮模数 mKmFtnt 69.13.0246.13 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 n大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数。从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近取 mn2；为了同
15、时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 来计算小86.41d齿轮的齿数，即 70.23cos86.4cos1nmdz取 ，则21 964u12z（1）计算中心距.1F47.H351F06.2FKn2241z96a=123mm13设计内容 计算及说明 结果5.调整中心距后的强度校核（1）齿轮接触疲劳强度校核（2）齿根弯曲疲劳强度校核mmzan67.1234cos2)9(cos2)(1 考虑模数从 1.69mm 增大圆整至 2mm，为此将中心距减小圆整为 123mm。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角 68.1123)964(arcos2)(arcos1mzn（3）计算小、大齿轮的分度
16、圆直径 mzdn 20.4968.12cos1mn 92（4）计算齿轮宽度 mdb20.49.1圆整后取 ， 。5025b1齿轮副的中心距在圆整之后， 、 和 、HKZF、 等均产生变化，应重新校核齿轮强度，以明Y确齿轮的工作能力。按前述类似做法先计算式（10-22）中各参数。 258.43.1.1HVAHK由2219 页式 10-22 得 HEHHMPaZudT3.47698.072. 8.195210.5.2343168.12md0.4918.62mb5102满足齿面接触疲劳强度条件14设计内容 计算及说明 结果6.主要设计结论7.结构设计按前述类似做法，先计算式（10-17）中的各参数。
17、 13.26.41.FVAFK， ， ，64.2a1Y01sa8a2FY8s，7.0.由2218 页式 10-17 得 1223412a11 .68.cos8.0 78.0.0.5.cos2FndsFF MPazmYTK 22234122a12 5.086.cos81.0 718.5.cosFndsFF PazmYTK齿数 、 ， ，压力角 ，41z92 0螺旋角 ，变位系数806.，中心距 a=123mm，齿宽 、0x21mb51。小齿轮选用 40Cr（调质） ，大齿轮选m5b用 45 钢（调质） 。齿轮按 8 级精度设计。小齿轮为齿轮轴的形式：齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲
18、劳破坏的能力大于大齿轮15设计内容 计算及说明 结果低速级齿轮设计1.选精度等级、材料及齿数2.按齿面接触疲劳强度设计大齿轮结构为：（1）选用斜齿圆柱齿轮传动，压力角取为 20。带式输送机为一般工作机器，参考2205 页表 10-6，选用 8 级精度。（2）材料选择。由2191 页表 10-1 选择小齿轮材料为 40Cr（调质） ，齿面硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质） ，齿面硬度为 240HBS。（3）选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数253z。697.4（4）由2217 页可知，螺旋角常在 之208间选择，这里取 。14（1）按2219 页公式 10-24 试算小齿轮分度圆直径，
19、即： 3 212HEdIHtt ZuTK2） 确定公式中的各参数值试选载荷系数 。.1tH小齿轮：40Cr （调质）280HBS大齿轮：45 钢（调质）240HBS 3.1tHKNmTI5107.216设计内容 计算及说明 结果计算小齿轮传动转矩 NmNmnPTIII566107.2240.51.9.9由2206 页表 10-7 选取齿宽系数 。d由2203 页图 10-20 查取区域系数 =2.433。HZ由2202 页表 10-5 查得材料的弹性影响系数为。218.9MPaZE由2219 页公式 10-21 计算接触疲劳强度用重合度系数 562.014cos20tanrct 675.291
20、4cos.rs1 antat hz 40. cs269.2cosarantt z637.125.0tan.2t6975tatttz1z984.t1d z61.0637.1984.37.4 Z由2219 页公式 10-23 可得螺旋角系数 985.04cosZ1d=2.433HZ218.9MPaE61.0Z985.17mmdt87.557098.61.43.27610.2325 设计内容 计算及说明 结果由2211 页图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限 ，大齿轮接触疲MPaH603lim劳强度极限 。54li由2209 页公式 10-15 计算应力循环次数91307. )15
21、3082(16hjLnN8475.36.2由2208 页图 10-23 查取接触疲劳寿命系数， 。9.03HNK0.14HN取失效概率为 1%，安全系数为 S=1，由2207页公式 10-14 得 MPaSHNH 5701695.03lim3 K832li44取两者中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 = =570Mpa H32）试算小齿轮分度圆直径（3） 调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备。计算圆周速度 smsndvIt /740./1062487.5063 计算齿宽 b93107.N845PaH57018设计内容 计算及说明 结果3.按齿根弯曲疲劳强度设计mdbt
22、 87.5.814） 计算实际载荷系数 HK由2192 页表 10-2 选取使用系数 ；1A根据 、8 级精度，由2194 页图 10-smv/740.8 查得 61齿轮的圆周力 mNmNbFKdTtAtI1045.1987.51032.7,0323查2195 页表 10-3 得齿间载荷分配系数 。.HK由2197 页表 10-4 用插值法查得 8 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时， 。456.1H则载荷系数为 16.2.0.HVAHK5） 由2204 页式 10-12，可得按实际的载荷系数校算 得的分度圆直径 mKdHtt 74.693.1287.53 及相应的齿轮模数zmn 70.225
23、cos4.69cos3（1）由2219 页式 10-20 试算齿轮模数，即 323t cosFSadIFtn YzTKm06.1vK4.1H56.16.2HKmd74.693n70.23.1FtK19设计内容 计算及说明 结果2） 确定公式中的各参数值。试选载荷系数 。3.1FtK由2218 页式 10-18，可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数 。Y140.3562.0cos14tanrb t726.72vb 8550vY由2218 页式 10-19，可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数 769.012498.120Y计算 Fas由当量齿数 37.214cos533zv.69334zv查2200 页
24、图 10-17 查得齿形系数，60.23FaY24.Fa由2201 页图 10-17 查得应力修正系数，1.3sa7.4sa由2209 页图 10-24c 查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳强度极限分别为 、 MPaimF503l。MPaF3804lim由2208 页图 10-22 查得弯曲疲劳寿命系数685.0Y769.0Y60.23FaY41.3Sa74Y89.03FNK5420设计内容 计算及说明 结果， 。89.03FNK95.04FN取弯曲疲劳安全系数 ，由2207 页式 10-1S14 得 MPaMPaFNF86.3174.50893limSKFF.25.14li4032.86.37
25、3FsaY1542544Fsa因为大齿轮的 大于小齿轮，所以取FaYs0154.4sFsaaFY2）试算齿轮模数 mmYzTKFSadFtnt874.1 0154.251cos769.080.32cos221（2）调整齿轮模数4） 计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度 mzmnt 28.41cos25874.1cosd3 svI /607/0606齿宽 db28.4.8130154.sFaYnt874.121设计内容 计算及说明 结果齿高 mmchnta 2.487.12502宽高比 48/b5） 计算实际载荷系数 。FK根据 、8 级精度，由2194 页图 10-sv/607.8 查得 5
26、1齿轮的圆周力 mNmNbFKdTtAI1061.728.41057.8,05233 35查2195 页表 10-3 得齿间载荷分配系数 。4.FK由2197 页表 10-4 用插值法查得 8 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时， ，结合453.1H查2197 页图 10-13，得 。4.1/hb 7.FK则载荷系数为 014.23.4105.FVAFK6） 由2204 页式 10-13，可得按实际载荷系数算得的齿轮模数 mKmFtnt 17.23.0487.13 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 n大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数。从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近取 ；
27、3nm为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算05.1vK4.1F37.1F04.2F273z22设计内容 计算及说明 结果4.几何尺寸计算5.圆整中心距后的强度校核（1）齿面接触疲劳强度校核得的分度圆直径 来计算小齿轮的齿数，74.693d即 56.231cos.cos3 nmz取 ，则 ，2348.37.u4z取 64z（1）计算中心距 mmzan95.1324cos2)63(cos2)(43 考虑模数从 2.17mm 增大圆整至 3mm，为此将中心距减小圆整为 132mm。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角 4.1132)6(arcos2)(arcos43mzn（3）计算小、大齿轮的分
28、度圆直径 mzdn 60.724.1cos33mn .9.64（4）计算齿轮宽度 mdb60.7.013圆整后取 ， 。4b3齿轮副的中心距在圆整之后， 、 和 、HKZF、 等均产生变化，应重新校核齿轮强度，以明Y864za=132mm 24.1md6.70341976b3m1423设计内容 计算及说明 结果（2）齿根弯曲疲劳强度校核6.主要设计结论7.结构设计确齿轮的工作能力。按前述类似做法先计算式（10-22）中各参数。 167.240.106.HVAHK由2219 页式 10-22 得 HEHHMPaZudT8.5298.0712. .19460723531按前述类似做法，先计算式（1
29、0-17）中的各参数。 048.23.106.1FVAFK， ， ，67.2a3Y593saa4FY14s，90.8.由2218 页式 10-17 得 3223523a3 .194.1cos8.0 690.7.0cos2FndsFIF MPazmYTK 422352a4 7.194.1cos83.0 69007cosFndsFIF PazmYTK齿数 、 ， ，压力角 ，3z64 20螺旋角 ，变位系数21.2满足齿面接触疲劳强度条件齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮24设计内容 计算及说明 结果，中心距 a=132mm，齿宽 、0x43mb763。小齿轮选用
30、 40Cr（调质） ，大齿轮选m71b用 45 钢（调质） 。齿轮按 8 级精度设计。小齿轮：大齿轮：齿轮机构的参数如表-3：表-3 齿轮机构参数级别 1z2z/mmnm/mmt高速级24 96 2 2.05低速 23 63 3 3.0725设计内容 计算及说明 结果二、轴的设计1.高速轴 I 的设计（1）求作用在齿轮上的力（2）初步确定轴的最小直径级级别 /o/on*ah齿宽/mm高速级12.68 20 1mb502低速级12.24 20 1763mb4mzmdt 2.4905.21NTFIt 180.361ntr 3.2costancosaNFta 490681t0选取轴的材料为 45 钢
31、，调制处理。根据2366页表 15-3 取 。根据 2366 页式 15-2 初步估50A算轴的最小直径。 mnPdI 4.20963.130min 输入轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径，为了使所选的轴直径 与联轴器的孔径相I Id适应，故须同时选取连轴器型号。NFt2180r3NFa490md4.20inNmTca804326设计内容 计算及说明 结果（3）轴的结构设计拟定轴上零件 1的装配方案根据轴向定位 2的要求确定轴的各段直径和长度联轴器的计算转矩 ，查 2347 页表IAcaTK14-1，取 则：5.1AKNmTIca 8043362再根据电动机直径 38mm，查标准 GB/T5
32、843-1986，选用 YL7 型凸缘联轴器，其公称转矩为160000Nmm。半联轴器孔径为 2838mm，故取，半联轴器与轴配合的毂孔长度为mdI28。L61考虑到小齿轮直径较小，将其做成齿轮轴的形式。采用图-2 的装配方案。图-2 高速轴 I 的装配方案1） 为了满足半联轴器的轴向定位要求，I-II 轴段右端需制出一轴肩，故取 II-III 段的直径，左端用轴端挡圈定位，按轴端mdI32直径选择挡圈直径为 （GB 891-86） 。D35由于半联轴器与轴配合的毂孔长度为 ，mL621为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故 I-II 段长度比 略短，现取1。取 。mlI60l
33、I50mdI28L61mdI32D5L62lI0I5mdVII3527设计内容 计算及说明 结果轴上零件的周 3向定位确定圆上圆角 4和倒角尺寸（4）求轴上载荷2） 初步选择滚动轴承。因为轴承同时受到径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据 ，初步选择mdI3230307（GB/T 297-1994） ，其基本尺寸为，故TDd75.805，取 。VII3lIV.2轴承右端采用轴肩定位。由3369 页查得其安装尺寸 ，故取 。mda4mdVI43） 齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮宽度为 55mm，故取 。lVI54） 取齿轮距箱体内壁之间距离为 15mm，两
34、组齿轮之间距离为 20mm，考虑到箱体铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取为 5mm，已知轴承宽度 ，大齿轮mT75.2Z4 齿宽 ，则71b4lVI .4)5.2(I 10至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。半联轴器与轴的连接采用平键，按由2106 页表 6-1 查取并选择平键长mdI28度为 50mm，即选用平键为，半联轴器与轴的配lhb507合为 。滚动轴承的周向定位是由过渡配合来保6kH证的，此处选轴的直径尺寸公差为 。6m参照2360 页表 15-2，取轴端倒角为 C1，II 处的圆mlIV75.2dVI4mlVI5mlVI75.42I128设计内容 计算及说明
35、 结果（5）按弯扭组合角 R=1.0mm， III、IV 和 V 处圆角 R=1.5mm。首先根据轴的装配结构图（图-2）做出轴的计算简图（如图-3） 。在确定轴承指点位置时，由手册 3369 页查得 。因此作为简支梁的轴的支ma8.16承跨距为。根mL9.1745.3.432 据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图（如图-3） 。L1 L2 L3TMaM1MVMTFNV1FNH1MV Ft FNV2FaFrFaFNH2M2MHMH1 MH2图-3 轴的计算简图从轴的结构图以及弯矩图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、 及 的值列表如表-4。HMV表-4 截面
36、 C 处的 、 及 的值HMV载荷 垂直面 V 水平面 H支反力 FN5891V2 NF159642弯矩 mM06mH70129设计内容 计算及说明 结果应力校核轴的强度（6）精确校核轴的疲劳强度判断危险截面 1校核截面 IV 左 2侧M NmMH2907总弯矩，Nm86745182扭矩TTI30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 2369 页式 15-5 及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 （2368 页） ，6.0轴的计算应力为 MPaWaTMIca 0.82.4910)536(822 前面选择轴的材料为 45 钢，调制处理，由2358 页表 15-1 查得 。因此，a601，故安全。1ca截面 A、II、III、B 处只受扭矩作用，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，且最终取得的直径比求得的最小直径大得多，所以截面 A、II 、III 、 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IV 处过盈配合引起的应力集中最严重；而从受载的情况看，截面 C 上的应力最大，但应力集中不大，因而截面 C 也不用校核。截面 VI 和 D 不受扭矩，因Paca0.81ca
