二级圆锥-圆柱齿轮减速器说明书.docx

1、机械设计课程设计说明书设计题目：圆锥一圆柱齿轮减速器学 院: 年级专业: 学 号: 姓 名: 指导教师:完成日期:目录、 传动方案的拟定 3二、电动机的选择及传动比的确定 41. 性能参数及工作情况 42. 电动机型号的选择 43. 传动比的分配 5三、运动和动力参数计算 6四、传动零件的设计计算 81 .高速级直齿圆锥齿轮的设计计算 82 .低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算 12五、轴的计算 191. 轴的设计 192. 输出轴的弯扭强度校核 24六、键的选择和键连接的强度校核 30七、滚动轴承的选择及基本额定寿命计算32输出轴处轴承校核 32八、联轴器的选择 34九、润滑和密封的选择 35十、

2、其他技术说明 35十一、典型零件三维建模 37十二、 设计小结 40十三、参考文献 41燕山大学课程设计说明书设计及计算过程结果一、传动方案的拟定本设计要求设计一带式输送机传动装置一一二级圆锥圆柱 齿轮减速器，动力装置为三相异步电动机，工作装置为卷筒。 工作地点为煤场，承受中等冲击的载荷，中批生产，六年一班 为提高传动稳定性以及传动效率，将圆锥齿轮布置在高速级， 采用直齿齿轮。圆柱齿轮布置在低速级，采用斜齿齿轮。其整 体传动装置简图如图所示：114图1-1.减速器机构简图第5页共41页、电动机的选择及传动比的确定F=1335ND=0.27mV=1.55m/ s1 .性能参数及工作情况输送机卷筒

3、力：F=1335N输送机卷筒速度：V=1.55m/s使用地点：煤场载荷性质：中等冲击输送机卷筒直径：D=0.27m生产批量：中批使用年限：六年一批2 .电动机型号的选择根据煤场的使用条件选用 Y系列（IP44）三相异步电动机, 即封闭自扇冷氏鼠笼型三相异步电动机，能防止灰尘，铁屑， 或其他杂物的进入。1）输送机所需工作功率:P= fLvw 1000L1335 1.551000 0.96=2.155kW2）传动效率的计算：根据机械设计课程设计指导手册表 12-10有PW=2.155kw弹性联轴器（2对）传动效率：”1=0.992 圆锥齿轮（8级精度）传动效率：Z=0.95圆锥齿轮（8级精度）传动

4、效率：7=0.97圆锥滚子轴承（4对）传动效率：4=0.98 4运输滚筒的传动效率：n5=0.96 总传动效率:燕山大学课程设计说明书一一2 一一 一 一 一_4=133=0.99 M0.95父 0.97父0.98 =0.8333)电动机输出后效功率：Pw 2.155Pd = =2.587Kwd 刈 0.833根据输出的有效功率选用 Y100-L2-4的电机，其主要性能参数 如下：表2-1 Y100L2-4 型电机性能参数4=0.833Pd= 2.587Kw电动机型号：Y100-L2一4i=13.04311 =3.012 = 4.348电动机型号额定功率(km同步转速(r/min )满载转速(

5、r/min )起动转矩 额定转矩最大转矩额定转矩Y100-L2-43.0150014302.22.33.传动比的分配1）运输机的转速：60Mv 60M1.55 sc . nw =109.64r / minHDn X0.272）总传动比：1d 1430i= -13.043iw 109.64取圆锥齿轮传动比：i1 =3.0取圆柱齿轮传动比：i2 =4.348设计及计算过程结果三、运动和动力参数计算1）各轴转速：电机轴：n0 =1430r/min输入轴：n1 = n0 =1430r / min中间轴： n2 =n- =1430 = 477r / min i13轴出轴.n3 =109.64r/mini

6、24.348卷筒*由：n4 = n3 = 109.64 r / min2）各轴功率：电机轴：P0 = 2.587 kW输入轴：P = P）箱01 = 2.587X 0.99 = 2.561kW中间轴：P2 = P、2 = 2.561 父 0.95父 0.98 = 2.409kW输出轴：P3 = B 力23 =2.409父 0.97父 0.98 = 2.290kW卷筒*由：P4 =P3 箱34 =2.290M0.99M 0.982 M0.96 = 2.177kW3）各轴转矩：Pn2 587电机轴：T0 - 9550 0 9550 父一 17.277 Nmn01430，一P2.561输入轴：T1

7、-9550- 9550 M-17.104N mn11430n0 =1430r / minn1 =1430r / minn2 =477r /minn3 =109.64r / minn4 =109.64r / minP）=2.587KwP1 =2.561KwP2=2.409KwP3 =2.290KwP4=2.177KwT0=17.277N m中间轴：P2 丁2 = 9550 n22.409=9550 x二477= 48.205N mT1 =17.104N mT2=48.205N m输出轴：P3T3 = 9550 eg 2.290=9550 父=199.44 N mT3 =199.44N m卷筒*由

8、：期109.64P2.177T4 = 9550=9550 父n4109.64表3-1 动力和运动参数=189.631 N mT4=189.63N m轴转速n(r/min )输入功率P/Kw输入转矩T/ N m传动比电机轴14302.58717.277/输入轴14302.56117.1043中间轴4772.40948.2054.333输出轴109.642.290199.44/卷筒轴109.642.177189.63第7页共41页燕山大学课程设计说明书第41页共41页四、传动零件的设计计算除特别注明外，具1.高速级直齿圆锥齿轮的设计计算a.选择材料、精度及参数1）选取齿轮的材料、热处理方法及齿面硬

9、度由表6-3,小齿轮选用45钢，调质，HBi=250HBS;大齿轮 选用 45 车冈，正火，HB2=200HBS。HBi-HB2=250-200=50HBS, 合适。2）选取精度等级初选8级精度，按GB/T 10095。3）选取齿数选小齿轮齿数zi=20;大齿轮齿数z2 =i1 z1 =3 20 =604）选取齿宽系数r =0.3dmri210.3= 0.558 2-0.3余齿轮计 算公式以 及相关数 据皆引自机械设 计（许立 忠，周玉 林主编） 第 75M- 第96页。z1 = 20z2 -60i1 = 3b.按齿面接触强度计算按式（6-20）4K 1R（1-0.5：R）2i1ZeZh 皿J

10、1）确定载荷系数K由表6-4有使用系数 Ka=1.25;估计圆周速度 v=4m/s,V-zL = 0.8m/s ;由图 6-11a）有，动载系数 Kv=1.1 ; 100由图6-13,齿间载荷分配系数Ka = 1 ；由图6-17,齿向载荷分布系数K:1.27K =KAKVK0Kp=1.25父1.1父1父1.27=1.7462)转矩 TiT1=17.104N m=1.7104Ml04N mm3)区域系数Zh由图6-19有Zh=2.54)弹性影响系数 Ze 由表6-5有Ze =189.89可5)接触疲劳极限应力仃Hlim查表 6-27 c)0Hlim =605MPa查表 6-27 b)仃h lm2

11、 = 470MPa6)应力循环次数NN1 =60nljLh =60x1430x1x(1x8x300x6) =1.24父109N2 =60n2jLh =60父477父1父(1父8M300M 6)=4.12父1087)寿命系数KhnKhn1=0.97Khn2=1.06(允许有点蚀)8)接触疲劳许用应力Lh】取失效概率为1%,安全系数为S=1Lh1 =KHlim1OHlim1 =0.97x605=586.9MPaH2 1=KHlim2 6Hlim2 =1.06M70=498.2MPa取仃H =498.2MPa9)试算小齿轮分度圆直径的d14父1.746M1.7104M104189.8父2.51d1

12、上 3i厂口 = 55.029mmY 0.3x(1-0.5x0.3)2 I 498.2)dm1 =d1 (1 -0.5) =55.029黑(1 -0.5父 0.3) = 46.775mm10)圆周速度v二 dm1nl二 46.755 1430v =60 100060 1000= 3.50m/s与假设差距不大，无需修正 Kv。11)模数md1 55.029z120=2.75mm 取标准模数 m = 3mmm = 3mm12)大端分度圆直径dd1 =mz =3乂 20 = 60.000mmd1 = 60mmd2 -mz2 -3 60-180.000mm13)锥距Rd2 =180nmR = 94.8

13、6814)齿轮宽度mmr = d1 1 i1 、1 = arctan - i1 = 601+32 =94.868mm2 ,2bi - b2 -b = R R = 0.3 94.868 = 28.46mm圆整取 b1=b2=29mm15)分锥角629mm1=arctan =18.43531 =18.4352 =90： 1=90-18.435 =71.565、2 =71.565c.校核齿根弯曲疲劳强度按式（6-22）有二F14KTYFaYsH (1-0.5 1)212n1F1YFa2YSa2YFa1YSa21)转矩 T11=1.7104M104 N m2）当量齿数zv乙i =z= 20- = 21

14、.1cos、1cos18.435z260zv2 - - 2189.74cos 2cos71.656”3）齿形系数YFa查图 6-21 有YFa1 =2.7, YFa2=2.134）应力修正系数Ysa查图 6-22有 Ysa1 =1.57, Ysa2 =1.885）载荷系数K K=1.7466）弯曲疲劳极限应力0Flm查图 6-28c）有 c Flim1 =440MPa查图 6-29b）有 cm2=390MPa7）寿命系数Kfn查图 6-26 有 Kfni =1, 02=18）弯曲疲劳许用应力f取失效概率为1%,安全系数S=1.41 KFN1-Flim11 440= FN1 Flim1 =314

15、.3MPaS 1.4 = Kfn2 三 Flim2_ = 1_390 =278.6MPaS 1.49）弯曲应力54 1.746 1.7104 104 2.7 1.57二 F1 ,二二/二F2 Flfi=68.38MPa 衿:ZEZHZ i丫*di2 回)1)确定载荷系数K由表6-4有使用系数 Ka=1.25;估计圆周速度 v=3.7m/s,=0.666m/ s ;由图 6-11a)有，动载系数 Kv=1.05 。 100%= 1.88 -3.2 L + LTcosP = 1.88 3.2 父(工” cos15，u 、Z3 Z4 d!118 78 力= 1.60bsin 一：dZi ,:0.8

16、18jitan -tan15 =1.23二 mn由图6-13,齿间载荷分配系数Ka = 1 .41 ;由图6-17,齿向载荷分布系数K:1.07K =KAKVK：K =1.25 1.05 1.41 1.07=1.982)转矩 TiT3=48.205N m =4.8205m104N mm3）区域系数Zh由图6-19有Zh=2.4254）重合度系数Zp因；1,故取；-：=15)螺旋角系数 Zp Zp = Jcos = Jcos15.= 0.9836）弹性影响系数Ze由表6-5有Ze =189.8，MPa 7）接触疲劳极限应力仃Hlim查表 6-27 c)1Hlim3 = 590MPa查表 6-27

17、 b) c H lim4 = 470MPa8)应力循环次数NN3 =60n2jLh =60 477 1 (1 8 300 6)=4.12 108N4 =60n3jLh =60 109.64 1 (1 8 300 6) -9.51 1079)寿命系数KhnKhn3=1.06Khn4=1.12(允许有点蚀)10）接触疲劳许用应力h】取失效概率为1%,安全系数为S=1kH3 1=KHlim3 二Hlim3=1.06 590=625.4MPa,4 尿川而4 二Hlim4=1.12 470=526.4MPa取 Lh 】=526.4MPa11）试算小齿轮分度圆直径的d3,2 1.98 4.8205 104

18、 4.333 1189.8 2.425 0.79 0.983d3 - 3 0.84.333526.4=51.350mm12)圆周速度v二 d3nlv =60 1000二 53.785 4771.28m/s60 100013)修正载荷系数Kvvz31.28 18H=0.242 取 Kv=1.0210010014)校正分度圆直径d3d3 - d33KvKv= 51.350 3 1.02 = 50.856mm1.0515)法向模数mnd3 cos ：50.856 cos15 2.73mmmn =3mm16)Z318圆整取标准模数mn = 3mm中心距a%+z4)mn (18+78户3 2cos、=

19、2 nos15 =149.08mma =150mm圆整后取a =150mm17）修正螺旋角PP =arCCOS 园7 = arCCOS 青篇16.26：161537P=16153718）分度圆直径dd3=Z3mncos :18 3cos161537-56.250mmd3 = 56.25C mmd4z4mn _78 3cos -cosl6l537H-243.750mm19)齿轮宽度bb = dd3 =0.8 56.250 = 45mmd4 -243.75 mm b3 = 50mm b4 = 45mm取 b4 = 45mm, b3 = 50mmc.校核齿根弯曲疲劳强度按式(6-16)有 c F3

20、=2KT2YFa3Ysa3YYbd3mnF3YFa4YSa4 F4 =YFa3YSa31)转矩 T2T2 =4.8205x104 N m2)重合度系数Ys1.60Y.尸0.25 0.75 =0.25 0.75 0.723)螺旋角系数Y ：Y： =1 -16.26,= 1-1.23 Yd =0.834)当量齿数Zv3(cos18.435、)= 20.318Z4785)zv4 -3 i：cos -齿形系数YFa(cos16.26、)3-88.2查图 6-21 有Y$a3=2.73, Y$a4=2.206）应力修正系数Ysa查图622有Ysa3 =1.56, Ysa4=1.777）载荷系数K K=1

21、.988）弯曲疲劳极限应力 fim查图 6-28c）有- Fimi =450MPa查图 6-29b）有 c-Fim2=390MPa9）寿命系数Kfn查图 6-26 有 Kfn3=1, Kfn4=18）弯曲疲劳许用应力Of取失效概率为1%,安全系数S= 1.43=KFN33 =1 450 =321.4MPa S1.44=KFN4*m4 J 390 =278.6MPaS1.49）弯曲应力F _ _4一LIG F4 b F 4 .2 1.98 4.8205 10 0.72 0.85 2.73 1.56 , 二f3=65.52MPa - . f345 56.250 3-2.2 1.77_ i二F4 =

22、65.5259.90MPa :二 *4 I2.73 1.56校验结果说明，轮齿弯曲疲劳强度裕度较大，但因模数不 易再较小，故轮齿的参数和尺寸维持原结果不变。10）斜齿轮其他传动尺寸端面模数：mt = 口 =3= 3.12 mmmt = 3.12mmcos :COS16.26齿顶高：ha =h*mn =1 3 =3mm齿根高：hf Kh； c*)m K1 0.25) 3-3.75mm小斜齿轮：齿顶圆直径：da3 =d3 2ha =56.25 2 3 = 62.25mm a。 3 a齿根圆直径：df3 =d3 -2hf =56.25-2 3.75 = 48.75mm大斜齿轮：齿顶圆直径：da4Md

23、4 2ha =243.75 2 3-249.75mmhfd；3mmd f 3mmd；4mmd f4mm3mm3.75mm= 62.25= 48.75二 249.75= 236.25齿根圆直径：df4 =d42hf =243.75 2 3.75-236.25mm结果除特别注 明外，具 余轴计算 公式以及 相关数据 皆引自机械设 计（许立 忠，周玉 林主编） 第137页- 第157页。d 2 14.00mm设计及计算过程五、轴的计算1.轴的设计（1）输入轴的设计1）输入轴的零件结构安装图图5-1输入轴的安装结构注：轴结构如图所示，自左至右轴段号依次为 12段（配合联轴 器处），23段（配合密封圈与

24、轴承透盖处），34段（配合左端 轴承处），45段（光轴，轴承定位处），56段（右端轴承配合 处）67段（小锥齿轮处）。2）轴的结构设计轴选用45钢调质，HB=240HBS, P=2.561Kw, n=1400r/min, T=17.104N m 初算最小轴径根据式（10-2） d_ 3 9.55 J0；P=C3P 0.2 l-T In n查表10-2有C =112故dC3P=112 3 2561 =13.60mmn I 1430又轴上开有一键槽，需增大轴径 3%,故d -13.60 （1 3%） =14.00mm1）最小轴径处为联轴器配合处，又与电机轴处的联轴器相配合，查机械设计课程设计指导册

25、有，电机轴直径为28mm,选用HL2型弹性柱销联轴器，能配合轴径为 28mm与轴径为30mm 的两段轴，取 d12 =30mm, l12 =58mmd12 =30mml12 =58mm2）轴段23处左端对联轴器进行定位，又需要与密封圈配合，取轴径d23 -35mm，该段处需伸出端盖15-20mm,由作图d23 =35mml23 =50决定 l23 = 50mm 23mm3）轴段34处为与轴承配合处，查机械设计课程设计指导册表16-3有，圆锥滚子轴承32208E的内径为45mm,B=23mm,T=24.75mm,又需要装入轴用弹性挡圈（查得弹性挡圈厚度为1.5mm,具左端余启 5.25mm）且和

26、袋筒拾配（袋筒搭在该轴段d34 = 40mm l34 = 34.75长5mm,故 d34 =40mm, l34 = 34.75mmmm4）轴段45处仅起到对轴承的轴向定位，但为保证轴的刚度以及右侧轴承能顺利从左侧装入， 取d45 =37mm，两轴承支点距高需为2.5d,圆锥滚子轴承的支点位置距轴承外圈处跑离a=20mm,配合作图决定取l45 =80.5mmd45 = 37mml45 =80.5mm5）轴段56处为与轴承配合处且需要搭套筒与挡油板，取直d56 =40mm径d56 =40mm ,长度由作图决定，为l56 =43.5mml56 =43.5mi6）轴段67处为小锥齿轮处，根据小锥齿轮的

27、结构取为l67 =35.21l67 = 35.21mmmm3）输入轴的尺寸图5-2,i ；,1J（2）中间轴的设计 1）中间轴的零件安装图图5-3中间油白勺安装结构轴段节依次为 12段（配合轴承注：轴结构如图所示，自左1处），23段（配合大锥齿前34段（光轴，齿轮定位处），45段（小齿轮处），56段矍?循T67段（右端轴承配合处）II2）轴的结构设计轴选用45钢调质,HB =240HBS,P=2.409Kw, n=477r/min, T =48.205 N m初算最小轴径根据式（10-2）9.55 106P P0.2 l-T In、n查表10-2有C= 112P2.409d -C3=112 3

28、19.22mm477又轴上开有一键槽，需增大轴径 3%,故图5-4中间轴的尺寸标注d 2 19.80 mmd12 = 40mm112 =37.75 mmd23 = 45mm 123 = 42.6 mmd34 =50mm 134 = 8mm145 = 50mmd56 = 47mm 156 = 23mmd67 = 40mm 167 =39mmd _19.22 （1 3%） - 19.80mm1）最小轴径处为轴承配合处，选取轴承32208E,又配合一套筒进行轴承内圈的轴向固定，取d12 =40mm, l12 =37.75mm2）轴段23处与大锥齿轮配合，取轴径d23 =45mm，该段处需比锥齿轮宽度

29、度略小1mm, M 123 = 42.6mm3）轴段34处为与光轴，对大锥齿轮进行轴向定位，长度由作图决定，取d34 = 50mm, 134 = 8mm4）轴段45处为小齿轮与轴一体化处，长度取齿轮宽度145 = 50mm5）轴段56处光轴，由作图决定，取d56 = 47mm ,156 =23mm6）轴段67处为与轴承配合处，取直径d67 =40mm ,又需配合挡油板，长度由作图决定，为167 =39mm3）中间轴的尺寸（3）输出轴的设计1）输出轴的零件安装结构图图5-5输出轴零件安装结构注：轴结构如图所示，自左至右轴段号依次为 12段（配合联轴 器处），23段（配合密封圈与轴承透盖处），34

30、段（配合左端 轴承处），45段（光轴，轴承定位处），56段（光轴，齿轮定 位处），67段（齿轮配合处），78段（右端轴承配合处）。2）轴的结构设计轴选用45钢调质，HB=240HBS, P=2.290Kw, n =109.64r/ min , T=199.44N m 初算最小轴径9.55 106 P ,根据式 （10-2） d 一 3 ,；- = C 0.2 I.T In查表10-2有C =112一 P2.290d -C3,一112 330.85mmn 109.64又轴上开有俩键槽，需增大轴径 7%,故d -30.84 (1 7%) = 33.00mm7）最小轴径处为联轴器配合处，查机械设计课

31、程设计指导册有，选用HL3型弹性柱销联轴器，取d12 =35mm, l12 =58mm8）轴段23处左端对联轴器进行定位，又需要与密封圈配合，取轴径d23 =40mm ,该段处需伸出端盖15-20mm,由作图决定 l23 = 52.25mmd -33.00 mmd12 = 35mml12 =58mmd23 = 40mm l23 =52.25 mmd34 = 45mmI34 =24.75 mm图5-6轴的结构尺寸d45 = 45mm145 =58mmd56 = 60mm156 = 10mmd67 = 50mm167 =44mmd78 =45mm178 =63mm9）轴段34处为与轴承配合处，查机

32、械设计课程设计指导 册表16-3有，圆锥滚子轴承32209E的内径为45mm,T=24.75mm,故 d34 =45mm, l34 = 24.75mm10）轴段45处仅起到对轴承的轴向定位，取 d45 = 52mm , 长度由作图决定取I45 = 58mm11）轴段56处为齿轮的轴向定位处，承受一定的轴向力，取 d56 =60mm, l56 =10mm12）轴段67处为与齿轮的配合处，齿轮的轴孔直径为 50mm,取该处轴径为d67 =50mm ,又为了保证对齿轮的轴向 定位牢靠，轴段长度应略小于齿轮宽度，取167= 44mm。13）轴段78处为与轴承配合处，取直径d78 = 45mm，长度由作

33、图决定，为178 =63mm3）轴的尺寸2.输出轴的弯扭强度校核1）计算齿轮受力圆周力:Ft2T32 199440d4243.750二 1636.43N径向力:FrFt tan ： n 1636.43 tan20cos :cos16.26=620.43N轴向力:Fa二Ft tan B =1636.43 tan16.26 =477.29N由此做出轴的受力分析图FrFt =1636.43NFr 二620.43NFa 口477.29N图5-8水平面受力图2）计算轴承反力图5-9垂直面受力图水平面R (94.75 65) = Fr 65 Fa243.75R=616.57NR2 = 3.86NR (94

34、.75 65) Fr 94.75=Fa243.75求得：w旦-3.86N（负号表示力的方向与图示方向相反）垂直面R1 (94.75 65) = Ft 65R2 (94.75 65) = Ft 94.75求得:R =665.84N _ _ R =970.59NR1=665.84 NR2 =970.59 N3）画出水平弯矩Mxy图，垂直面弯矩Mxz图和合成弯矩M = jMxy +M：图25QN. un7TirrnrTTn-mrt图5-10水平面弯矩图图5-11垂直面弯矩图.心知N.师图5-12合成弯矩图4）画出轴的转矩T图，T = 199440N m5）轴材料选用45钢调质，由机械设计手册查得仃b

35、=650MPa,仃s=360MPa ,由插值法由表10-3查得二0b =102.5MPa k-1b |-60MPa,二I-b 1601二0b 1 102.57）判断危险截面，由当量弯矩图可知，齿轮左侧轴肩处截面和齿轮中间截面2为危险截面。8）轴材料选用45钢调质，0b =650MPa, os=360MPa,由表10-5所列公式可求得疲劳极限二1=0.45；b =0.45 650=293MPa二 0 =0.81% =0.81 650 =527MPa=0.26；、=0.26 650 =169MPa0=0.50% =0.50 650 =325MPa2二0=2.= 0.592 169 -325325=

36、 0.04M1655673W 0.1 50= 5.245MPa, %=0T 1994403 = 7.978MPa, 70.2 50= 3.989MPa 22 293 -527 八“ 一= .ii=0.11 ,中9） a.求截面1的应力弯矩 M1 = . (616.57 72.75)2 (665.84 72.75)2 = 65567N mmb.求截面1的有效应力集中系数因在此截面处有轴径变化，过渡圆角半径r = 2 mm,其应力集中系数可由表10-9查得D = d601.2,=50 d2 上一 =0.025 。由 50仃b =650MPa 查得 k仃= 1.88, a = 1.39c.求表面状态

37、系数B及尺寸系数玩叫由表 10-13查得 3=0.92, (Ra=3.2mm, =650MPa)由表10-14查得%=0.84,h= 0.78 （按靠近应力集中处的最小轴径50mm查得）d.求安全系数由式（10-5）（设为无限寿命，kN=1）得1.880.92 0.841 2935.245= 22.961 169= 21.421.393.989 0.04 3.9890.92 0.78由式（10-6）得综合安全系数22.96 21.42,1= 15.66 IS 1-1.5S；：2 S 2,22.962 21.422S =15.66. IS10） a.求截面2的应力M285982=7.998MPa

38、W 10750199440W 23020= 8.664MPa, % =%”=4.332MPa 2弯矩 M2 = ,(616.57 94.75)(665.84 94.75) =85982N mmb.求截面2的有效应力集中系数因在此截面处无轴径变化，其应力集中系数可由表10-10查得 k _ =1.825, k =1.625 LJLc.求表面状态系数B及尺寸系数飞由表 10-13查得 3=0.92, (Ra=3.2mm, %=650MPa)由表10-14查得%=0.84, % = 0.78 （按靠近应力集中处的最小轴 径50mm查得）d.求安全系数由式（10-5）（设为无限寿命，kN=1）得1 293二a m1.8257.998