1、汽车学院 车辆工程（汽车） 05 汽车 1 班 陈恺 0520621机械设计(机械设计基础)课程设计说明书设计题目 圆锥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 日汽车学院 车辆工程（汽车） 05 汽车 1 班 陈恺 0520622目录设计任务书3传动方案的拟订及说明3电动机的选择3计算传动装置的运动和动力参数5传动件的设计计算7轴的设计计算16滚动轴承的选择及计算38键联接的选择及校核计算42联轴器的选择43减速器附件的选择44润滑与密封.44设计小结.44参考资料目录.45汽
2、车学院 车辆工程（汽车） 05 汽车 1 班 陈恺 0520623设计计算及说明 结果一、 设计任务书设计一用于带式运输机上的圆锥圆柱齿轮减速器，已知带式运输机驱动卷筒的圆周力（牵引力）F=2100N，带速 v=1.3m/s，卷筒直径 D=320mm，输送机常温下经常满载，空载起动，工作有轻震，不反转。工作寿命 10 年（设每年工作 300 天） ，一班制。二、传动方案的拟订及说明计算驱动卷筒的转速 60101.37.6/min2wvnrD选用同步转速为 1000r/min 或 1500r/min 的电动机作为原动机，因此传动装置总传动比约为 13。根据总传动比数值，可拟定以下传动方案：图一三
3、、 选择电动机1）电动机类型和结构型式按工作要求和工作条件，选用一般用途的 Y（IP44 ）系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。7.6/minwnr汽车学院 车辆工程（汽车） 05 汽车 1 班 陈恺 0520624设计计算及说明 结果2）电动机容量(1)卷筒的输出功率 P210.37Fvkw(2)电动机输出功率 ddP传动装置的总效率 1234526式中 、 为从电动机至卷筒轴的各传动机构和轴承的效率。12由机械设计（机械设计基础）课程设计表 2-4 查得：V 带传动 =0.96；1滚动轴承 =0.988；圆柱齿轮传动 =0.97；圆锥齿轮传动 =0.96；弹性联2 34轴器 =0.99；
4、卷筒轴滑动轴承 =0.96；则560.96830.97.90.6.81故 2.36.1dPkw(3)电动机额定功率 ed由机械设计（机械设计基础）课程设计表 20-1 选取电动机额定功率。4.0edPkw3）电动机的转速推算电动机转速可选范围，由机械设计（机械设计基础）课程设计表 2-1查得带传动常用传动比范围 ，单级圆柱齿轮传动比范围124i，圆锥齿轮传动比范围 ，则电动机转速可选范围为：236i32.73Pkw0.813.6dPkw汽车学院 车辆工程（汽车） 05 汽车 1 班 陈恺 0520625设计计算及说明 结果12391.587.2/mindni r初选同步转速分别为 1000r/
5、min 和 1500r/min 的两种电动机进行比较，如下表：电动机转速(r/min)方案 电动机型号 额定功率（）同步 满载电动机质量(kg)1 Y132M1-6 4 1000 960 732 Y112M-4 4 1500 1440 43传动装置的传动比总传动比 V 带传动 二级减速器12.37 3.1 3.9918.56 4.64 4两方案均可行,但方案 1 传动比较小,传动装置结构尺寸较小,因此采用方案 1,选定电动机的型号为 Y132M1-64）电动机的技术数据和外形,安装尺寸由机械设计（机械设计基础）课程设计表 20-1、表 20-2 查得主要数据，并记录备用。四、计算传动装置的运动
6、和动力参数1）传动装置总传动比 96012.37.mni2）分配各级传动比因为是圆锥圆柱齿轮减速器，所以 10.253.ii圆锥圆柱齿轮减速器传动比 21.7.93i12.37i13.i23.9i汽车学院 车辆工程（汽车） 05 汽车 1 班 陈恺 0520626设计计算及说明 结果3）各轴转速（轴号见图一） 1231425960/min3/i.07.6n.9/minrinr4）各轴输入功率按电动机所需功率 计算各轴输入功率，即dP1225344352.6.09.83.29167.0dPkwkw5）各轴转矩 11223344553.6905.490.2.7.1690.350.7.2.98903
7、6.4PTNmnnPTNmn项目 轴 1 轴 2 轴 3 轴 4 轴 5转速(r/min) 960 960 310 77.6 77.6功率(kw) 3.36 3.29 3.16 3.02 2.98转矩(N*m) 33.43 32.73 97.35 371.66 366.74传动比 1 1 3.1 3.99 1效率 1 0.978 0.96 0.958 0.98812345960/min/i7.6/inrrn12345.69.0.8Pkwk12345.79.6.TNmT汽车学院 车辆工程（汽车） 05 汽车 1 班 陈恺 0520627设计计算及说明 结果五、传动件的设计计算圆锥直齿轮设计已知输
8、入功率 ，小齿轮转速 960r/min，齿数比 u=3.1，由电动机23.9Pkw驱动，工作寿命 10 年（设每年工作 300 天） ，一班制，带式输送机工作经常满载，空载起动，工作有轻震，不反转。1、 选定齿轮精度等级、材料及齿数1） 圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故选用 7 级精度(GB10095-88)2） 材料选择 由机械设计（第八版） 表 10-1 选择小齿轮材料为 (调40rC质)，硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质） ，硬度为 240HBS。3） 选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数 ，取整 。125z23.157.z278z则21783.u2、 按齿面接触强度
9、设计由设计计算公式进行试算，即 1132.9()2(0.5)2Et RHZKTdu（1） 确定公式内的各计算数值1） 试选载荷系数 1.8tK2） 计算小齿轮的转矩 295.095.03.2976PT Nmn125z汽车学院 车辆工程（汽车） 05 汽车 1 班 陈恺 05206283） 选齿宽系数 0.3R 0.3R设计计算及说明 结果4）由机械设计（第八版） 图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ，大齿轮的接触疲劳强度极限lim160HMPalim250HMPa5）由机械设计（第八版） 表 10-6 查得材料的弹性影响系数89.5EZ6） 计算应力循环次数 120690
10、1(8301).824109.384.5hNnjL7) 由机械设计（第八版） 图 10-19 取接触疲劳寿命系数120.93,.6HNHNK8) 计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数 S=1，得12limli0.93658.2HNKMPaS（2） 计算1） 试算小齿轮分度圆直径 ，代入 中较小的值1tdH11332.9()2(0.5)28.8379. 64.29.5Et RHZKTdum2） 计算圆周速度 vlim160HPali2589.EZ12.340598N1258HMPa164.29tdm汽车学院 车辆工程（汽车） 05 汽车 1 班 陈恺 05206291264.903.
11、2/60tdnv ms3.2/vms设计计算及说明 结果3） 计算载荷系数根据 ，7 级精度，由机械设计（第八版） 图 10-8 查得动载.2/vms系数 1K直齿轮 HF由机械设计（第八版） 表 10-2 查得使用系数 1.25AK根据大齿轮两端支撑，小齿轮作悬臂布置，查机械设计（第八版） 表得轴承系数 ，则1.25HbeK.87HFHbe接触强度载荷系数 1251526AvK4） 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得 12.65334.97.918tdm5） 计算模数 m 172915z取标准值 36） 计算齿轮相关参数 121215738243.12arcosarcos746189
12、07.5.2dmzmuRd m7） 圆整并确定齿宽 0.31.86405Rb2.65K172.9dm31212753468.dmR153bm汽车学院 车辆工程（汽车） 05 汽车 1 班 陈恺 05206210圆整取 ，249bm153b 249bm设计计算及说明 结果3、 校核齿根弯曲疲劳强度1） 确定弯曲强度载荷系数 1.251.8752.6AvFK2） 计算当量齿数 12226.5cos7418.3vz3） 由机械设计（第八版） 表 10-5 查得齿形系数1.60FaY2.6Fa应力校正系数1.59sa21.7sa4） 由机械设计（第八版） 图 20-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限
13、，大齿轮的弯曲疲劳强度极限150FEMP2380FEMPa5） 由机械设计（第八版） 图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 1.NK2.94FNK6） 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 ，得1.S11220.85314.29.9.FNEKMPaS2.65K126.5vz1234.95FMPa汽车学院 车辆工程（汽车） 05 汽车 1 班 陈恺 052062117）校核弯曲强度设计计算及说明 结果根据弯曲强度条件公式 进行校核2(10.5)FaSF FRKTYbmZ11 11(.)2.6537296.85.700.2aSFR FMPa2222(1.).6537961.79.0490.8FaS
14、FR FKTYbmZa满足弯曲强度，所选参数合适。圆柱斜齿轮设计已知输入功率 ，小齿轮转速 310r/min，齿数比 u=4，由电动机驱3.16Pkw动，工作寿命 10 年（设每年工作 300 天） ，一班制，带式输送机工作经常满载，空载起动，工作有轻震，不反转。1、 选定齿轮精度等级、材料及齿数1） 圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故选用 7 级精度(GB10095-88)2） 材料选择 由机械设计（第八版） 表 10-1 选择大小齿轮材料均为 45 钢（调质） ，小齿轮齿面硬度为 250HBS，大齿轮齿面硬度为 220HBS。3） 选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数123z2439z18
15、5.70FMPa29.F,123z9汽车学院 车辆工程（汽车） 05 汽车 1 班 陈恺 052062124） 选取螺旋角。初选螺旋角 142、按齿面接触强度设计设计计算及说明 结果由设计计算公式进行试算，即 3121()2tHEtdKTuZ(1) 确定公式内的各计算数值1） 试选载荷系数 1.6t2） 计算小齿轮的转矩 3395.095.03.169748PT Nmn3） 选齿宽系数 1d4） 由机械设计（第八版） 图 10-30 选取区域系数 2.3HZ5） 由机械设计（第八版） 图 10-26 查得 ， ，则10.765208612.636） 由机械设计（第八版） 表 10-6 查得材料
16、的弹性影响系数89.0.5EZMPa7） 计算应力循环次数 13261(8301)4.6084.08.6hNnjL8） 由机械设计（第八版） 图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ，大齿轮的接触疲劳强度极限lim160HMPa1.6tK124.608N汽车学院 车辆工程（汽车） 05 汽车 1 班 陈恺 05206213lim2570HMPa9） 由机械设计（第八版） 图 10-19 取接触疲劳寿命系数12.,.98HNHNK设计计算及说明 结果10）计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数 S=1，得12limli0.95670.8.HNKMPaS12570.65
17、4.3H Pa（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径 ，由计算公式得1td3132()2.697485.3189.)54.2364tHEtdKTuZm2） 计算圆周速度 v 135.2310.8/606tdns3） 计算齿宽 b 及模数 tm154.23.coscos12.92554310.dtntnt mZhb125708.6HMPa43154.23tdm0.8/vs54.239.1054ntbmh汽车学院 车辆工程（汽车） 05 汽车 1 班 陈恺 052062144） 计算纵向重合度 10.38tan0.3812tan41.82dZ5）计算载荷系数1.824设计计算及说明 结果根据 ，7 级
18、精度，由机械设计（第八版） 图 10-8 查得动载系0.8/vms数 12K由机械设计（第八版） 表 10-3 查得 1.4HFK由机械设计（第八版） 表 10-2 查得使用系数 25A由机械设计（第八版） 表 10-13 查得 .3F由机械设计（第八版） 表 10-4 查得 14HK接触强度载荷系数 .250.2.53AvK6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得 12.5334.6.18tdm7） 计算模数 nm1cos6.8cos2.673Z取 3n8） 几何尺寸计算（1） 计算中心距 12()(392)17.8coscos4nzmam（2） 按圆整后的中心距修正螺旋角2.53K1
19、63.8dmn17.8am汽车学院 车辆工程（汽车） 05 汽车 1 班 陈恺 0520621512()(239)arcosarcos35967.8nzm因 值改变不多，故参数 、 等不必修正HZ（3）计算大小齿轮的分度圆直径13596设计计算及说明 结果12371.cos596284.nzmdm（4）计算齿轮宽度 17.1dbm圆整后取 271Bm163、 校核齿根弯曲疲劳强度1） 确定弯曲强度载荷系数 1.250.4132.9AvFK2） 根据重合度 ，由机械设计（第八版） 图 10-28 查得螺旋角影响系1.824数 0.Y3） 计算当量齿数 1212235.17(cos)3(cs596
20、)0.9vvz4）由机械设计（第八版） 表 10-5 查得齿形系数12.6FaY2.18Fa应力校正系数127.84dm176Bm2.39K125.7069vz汽车学院 车辆工程（汽车） 05 汽车 1 班 陈恺 052062161.59saY2.7sa5） 由机械设计（第八版） 图 20-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限140FEMP245FEMPa6）由机械设计（第八版） 图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 10.8NK设计计算及说明 结果20.9FNK7） 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 ，得1.4S11220.84276.5.99.FNEKMPaS
21、8） 校核弯曲强度根据弯曲强度条件公式 进行校核2(cos)23FaSF FdnKTYYzm11 112(cos)3.397480.(cs596)2.15968.42.3aSFdn FKTYzmMPa 2122(cos)3.397480.(cs1596)2.187964.58.3FaSFdn FTYYZ a 满足弯曲强度，所选参数合适。六、轴的设计计算输入轴设计1276.59FMPa168.94FMPa1264.58Fa汽车学院 车辆工程（汽车） 05 汽车 1 班 陈恺 052062171、求输入轴上的功率 、转速 和转矩2P2n2T3.9kw60/mir3.7Nm2、求作用在齿轮上的力已知
22、高速级小圆锥齿轮的分度圆半径为设计计算及说明 结果1 1(0.5)(0.5)32(10.53)62.5mRtRdZ m而 1213.70456tancostan2cos713426i itmraTFNd N圆周力 、径向力 及轴向力 的方向如图二所示traF1045632traFN汽车学院 车辆工程（汽车） 05 汽车 1 班 陈恺 05206218图二设计计算及说明 结果3、 初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢（调质） ，根据机械设计（第八版） 表 15-3，取 ，得 ，输入轴的最小直012A30.29min16.8dAm径为安装联轴器的直径 ，为了使所选的
23、轴直径 与联轴器的孔径相适应，故12d需同时选取联轴器型号。min16.89d汽车学院 车辆工程（汽车） 05 汽车 1 班 陈恺 05206219联轴器的计算转矩 ，查机械设计（第八版） 表 14-1，由于转矩变化2caATK很小，故取 ，则1.3A21.3704259caANm查机械设计（机械设计基础）课程设计表 17-4，选 HL1 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 160000 ，半联轴器的孔径 ，故取 ，Nm1d120dm半联轴器长度 ，半联轴器与轴配合的毂孔长度为 38mm。52L4、 轴的结构设计（1） 拟定轴上零件的装配方案（见图三）图三4259caTNm120d设计计算及说明
24、结果（2） 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，1-2 轴段右端需制出一轴肩，故取 2-3 段的直径237dm2） 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据 ，由机械设计（机械设计基础）课程237dm237dm汽车学院 车辆工程（汽车） 05 汽车 1 班 陈恺 05206220设计表 15-7 中初步选取 0 基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30306，其尺寸为 ，3720.5dDTmm，而 。3456d4.l这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由机械设计（机械设计基础）课程设计表 15-7 查得 3
25、0306 型轴承的定位轴肩高度 ，因此取3.5hm4537dm3）取安装齿轮处的轴段 6-7 的直径 ；为使套筒可靠地压紧轴承，672d5-6 段应略短于轴承宽度，故取 。519l4）轴承端盖的总宽度为 20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离 ，故取30lm2350lm5）锥齿轮轮毂宽度为 64.86mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮取 。67l6） 由于 ，故取baL4516.7lm（3） 轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按 由机械设计（第八版） 表 6-167d查得平键截面 ，键槽用键槽铣刀加工，长为 50mm，同时为保
26、87bhm34560d342.7lm45d672m519l2350lm67451.l设计计算及说明 结果证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 ；滚动轴承与76Hk轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为 k6。（4） 确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为 2455、 求轴上的载荷汽车学院 车辆工程（汽车） 05 汽车 1 班 陈恺 052062216、按弯扭合成应力校核轴的强度根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 ，0.6轴的计算应力 2()64.712(0.637)25.0caMT MPaW前已选定轴的材料为 45 钢（调质） ，由机
27、械设计（第八版） 表 15-1 查得，故安全。1160,caP6、 精确校核轴的疲劳强度（1） 判断危险截面截面 5 右侧受应力最大（2）截面 5 右侧载荷 水平面 H 垂直面 V152.NF13.5NF支反力 F 67284弯矩 M 4.Hm 1VMm2.总弯矩 124.56扭矩 T 37TN 25.0caMP1ca设计计算及说明 结果抗弯截面系数 0.13.0273Wdm抗扭截面系数 .2.354T截面 5 右侧弯矩 M 为2703Wm54T汽车学院 车辆工程（汽车） 05 汽车 1 班 陈恺 052062226480MNm截面 5 上的扭矩 为2T237截面上的弯曲应力 6480.127
28、bMPaW截面上的扭转切应力 236.054T轴的材料为 45 钢，调质处理。由表 15-1 查得。11640,27,BMPaaMPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 及 按机械设计（第八版） 附表 3-2 查取。因 ， ，经插值后查得.0673rd31.20Dd.9,.5又由机械设计（第八版） 附图 3-2 可得轴的材料敏感系数为0.82,.q故有效应力集中系数为6480MNm237T4.01bMPa6.0Ta设计计算及说明 结果1()10.82(.931).7654kq由机械设计（第八版） 附图 3-2 的尺寸系数 ，扭转尺寸系数.。0.87轴按磨削加工，由机械设计（第八版） 附图
29、3-4 得表面质量系数为汽车学院 车辆工程（汽车） 05 汽车 1 班 陈恺 052062230.92轴未经表面强化处理，即 ，则综合系数为1q.7612.570.91.4.88.kK又取碳钢的特性系数 0.1,.5计算安全系数 值caS1274.6.54.0127.9568244.01.2.amcaKS SS故可知安全。中间轴设计1、求中间轴上的功率 、转速 和转矩3P3n3T.16kw0/mir97.5Nm2.5718K0.1,.54.62795.01.caSS设计计算及说明 结果2、求作用在齿轮上的力已知圆柱斜齿轮的分度圆半径 113.098271.tdmzm17.dm汽车学院 车辆工程
30、（汽车） 05 汽车 1 班 陈恺 05206224而 1113297.523801tantan0127coscos956783trtTFNd已知圆锥直齿轮的平均分度圆半径 2 2(0.5)(0.5)3(10.5)19.mRtRdZ m而 2223197.605tancostan20cos71342ii5tmrTFNd N圆周力 、 ，径向力 、 及轴向力 、 的方向如图四所示1t2t1rF21aF211273806traFN295.3dm2261345traFN设计计算及说明 结果汽车学院 车辆工程（汽车） 05 汽车 1 班 陈恺 05206225图四3、初步确定轴的最小直径先初步估算轴的
31、最小直径。选取轴的材料为 （调质） ，根据机械设计40rC（第八版） 表 15-3，取 ，得 ，中间018A30.16min25.9dAm轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径 和1256in25.9dm汽车学院 车辆工程（汽车） 05 汽车 1 班 陈恺 05206226设计计算及说明 结果4、 轴的结构设计（1） 拟定轴上零件的装配方案（见下图图五）（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据 ，由机械设计（机1256.9dm械设计基础）课程设计表 15-7 中初步选取 0 基本游隙组，标准精度级的
32、单列圆锥滚子轴承 30306，其尺寸为 ，3720.5DT。 125630dm这对轴承均采用套筒进行轴向定位，由机械设计（机械设计基础）课程设计表 15-7 查得 30306 型轴承的定位轴肩高度 ，因此取套筒直径3.5hm。37m2）取安装齿轮的轴段 ，锥齿轮左端与左轴承之间采用2345d125630dm2345dm汽车学院 车辆工程（汽车） 05 汽车 1 班 陈恺 05206227设计计算及说明 结果套筒定位，已知锥齿轮轮毂长 ，为了使套筒端面可靠地压紧端38.5Lm面，此轴段应略短于轮毂长，故取 ，齿轮的右端采用轴肩定位，2l轴肩高度 ，故取 ，则轴环处的直径为 。0.7hd4h34d
33、m3） 已知圆柱直齿轮齿宽 ，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此16Bm轴段应略短于轮毂长，故取 。4572l4）箱体一小圆锥齿轮中心线为对称轴，则取12345.67,10.8,lml。.（3）轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按 由机械设计（第八版） 表 6-123d查得平键截面 ，键槽用键槽铣刀加工，长为 22mm，同108bhm时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 ；76Hm圆柱齿轮的周向定位采用平键连接，按 由机械设计（第八版） 表 6-145d查得平键截面 ，键槽用键槽铣刀加工，长为 56mm，同108bhm时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选
34、择齿轮轮毂与轴的配合为 ；76Hm滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为 245235lm4d4572lm134.608l562.7汽车学院 车辆工程（汽车） 05 汽车 1 班 陈恺 052062285、 求轴上的载荷设计计算及说明 结果6、按弯扭合成应力校核轴的强度根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力0.2()16.452(0.69735)241.caMT MPaW前已选定轴的材料为 （调质） ，由机械设计（第八版） 表 15-1 查得40rC，故安全。117,caP7、精确校核
35、轴的疲劳强度（1）判断危险截面截面 5 左右侧受应力最大（2）截面 5 右侧抗弯截面系数 0.13.0273Wdm载荷 水平面 H 垂直面 V1673NF1309NF支反力 F 2025弯矩 M 1243Hm12348.6.59VVMmN总弯矩 max4128.1.扭矩 T 397T41.caP1ca2703Wm汽车学院 车辆工程（汽车） 05 汽车 1 班 陈恺 05206229抗扭截面系数 0.23.0543TWdm5403TWm设计计算及说明 结果截面 5 右侧弯矩 M 为 94581Nm截面 5 上的扭矩 为3T370截面上的弯曲应力 94581.3270bMPaW截面上的扭转切应力
36、218.54T轴的材料为 ，调质处理。由表 15-1 查得40rC。11735,3,20BMPaaMPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 及 按机械设计（第八版） 附表 3-2 查取。因 ， ，经插值后查得2.0673rd351.670Dd1.9,.4又由机械设计（第八版） 附图 3-2 可得轴的材料敏感系数为0.82,.5q故有效应力集中系数为 1()1.(.901).7485kq94581MNm370T5.bMPa18.03T汽车学院 车辆工程（汽车） 05 汽车 1 班 陈恺 05206230由机械设计（第八版） 附图 3-2 的尺寸系数 ，扭转尺寸系数0.7。0.87轴按磨削加工，由机械设计（第八版） 附图 3-4 得表面质量系数为设计计算及说明 结果0.92轴未经表面强化处理，即 ，则综合系数为1q.7412.540.91708.kK又取合金钢的特性系数 0.1,.5计算安全系数 值caS133.92.54.012.8.87.539123.401.52.amcaKS SS故可知安全。（3）截面 5 左侧抗弯截面系数 0.13.54287.3Wdm抗扭截面系数 .2.3T2.54170K0.1,.53.912.40.5caS4287.53WmT
