机械设计专业课程设计.doc

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第一章 $：电机选用
一． 数据及示意图
输送带拉力F 2700N
输送带速度V 1.5m/s
滚筒直径D 450mm
每日工作时数 24h
传动工作年限

二：选取电动机系列
按工作规定及工作条件选用三相异步电动机，封闭式构造，电压380V，Y系列。
三：选用电动机功率
卷筒所需功率
Pw=FV/1000=2700*1.5/1000KW=4.05KW。
按表2.2取v带效率η1=0.96，轴承效率η2=0.98，斜齿轮啮合效率η3=0.98，卷筒效率η4=0.96，V带效率η5=0.97。.
传动装置总效率ηa为
ηa=η1*η22*η3*η4*η5=0.96*0.982*0.97*0.99*0.96=0.85。
因此电动机所需功率为
Pd=Pw/ηa=4..05/0.85KW=4.76KW。
四：拟定电动机转速、卷筒轴转速
nw=60V/πD=60*1.5/(π*0.4)r/min=63.8r/min。
现以同步转速为1000r/min及1500r/min两种方案进行比较，由表16-1查得电动机数据，计算出总传动例如下所示：
i1=nm1/nw=960/63.8=15.05。
同理i2=22.6。
电动机轴转矩
Td1=9550*Pd/nm1=9550*4.76/960=47.35N.m。
同理Td2=31.57N.m。

五：各轴输入功率
Ⅰ轴：PⅠ=Pd*1=4.76KW。
Ⅱ轴：PⅡ=PⅠ*η1=4.76*0.96KW=4.57KW。
Ⅲ轴：PⅢ=PⅡ*η2*η3=4.57*0.98*0.97=4.34KW。
卷筒轴：PⅣ=PⅢ*η2*η4=4.34*0.98*0.99=4.21KW。
六：选取方案
以同步转速为1000r/min电机进行计算，初选皮带传动传动比i=3.76，齿轮传动比i齿=i1/i=4，卷筒传动比为1。
七：各轴转速
Ⅰ轴：nⅠ=nm/i0=960/1 r/min=960r/min。
Ⅱ轴：nⅡ=nⅠ/i=960/3.76r/min=255.3r/min。
Ⅲ轴：nⅢ=nⅡ/i齿=255.3/4 r/min=63.8r/min。
卷筒轴：nⅣ=nw=63.8r/min。
八：各轴输入转矩
电动机轴Td=9550*Pd/nm=9550*4.76/960 N.m=47.35N.m。
Ⅰ轴：TⅠ=Td=47.3N.m。
Ⅱ轴：TⅡ=TⅠ*i*η1=47.35*3.76*0.96N.m=170.91N.m。
Ⅲ轴：TⅢ=TⅡ*i齿*η2*η3=170.91*4*0.98*0.97N.m=649.7N.m。
卷筒轴：TⅣ=i筒*TⅢη4η2=649.7*0.99*0.98=630.3N.m。
轴号
Ⅰ轴
Ⅱ轴
Ⅲ轴
卷筒轴
转速（r/min)
960
255.3
63.8
63.8
功率(kw)
4.76
4.57
4.34
4.21
转矩(N.m)
47.35
170.91
649.7
630.3
传动比
3.76
4
1

第二章 ：普通V带设计
一：拟定计算功率Pca
由表8-8查得工作状况系数KA=1.6，
故Pca=KA*P=1.6*5.5kw=8.8kw。
二：选取V带带型
依照Pca、n由图8-11选用B型
三：拟定带轮基准直径dd并验算带速V
1)初选小带轮基准直径dd。由表8-7和表8-9，取小带轮基准直径dd1=140mm。
2)验算带速V。按式（8-13）验算带速度
V=πdd1*n1/(60*1000)=π*140*960/(60*1000)m/s=7.04m/s
由于5m/s<V<30m/s，故带速适当。
3) 计算大带轮基准直径，依照式（8-15a），计算大带轮基准直径dd2=i*dd1=3.76*140mm=520.64mm。依照表8-9，取原则值为
dd2=560mm。
四：拟定带中心距a和基准长度Ld
1)依照式（8-20），初定中心距a0=900mm
2)由式（8-22）计算带所需基准长度
Ld0≈2a0+π(dd1+ dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0
=2*900+π(560+140)/2+(560-140)2/(4*900)mm
=2949mm

由表8-2选用带基准长度Ld=2870。
3) 按式（8-23）计算实际中心距a
a≈a0+(Ld-Ld0)/2=900+(2870-2949)/2mm=860mm。
按式（8-24）amin=a-0.015Ld=860-0.015*2870mm=817mm。
amax=a+0.03Ld=860+0.03*2870mm=946mm。
中心距变化范畴为817--946mm。
五：验算小带轮上包角α1
α1≈1800-（dd2-dd1）*57.30/a
=1800-(560-140)*57.30/860
≈1520>1200
六：计算带根数
1)计算单根V带额定功率P
由dd1=140mm和n1=960r/min
查表8-4得P0=2.906kw。
依照n1=960r/min，i=3.76和B型带。
查表8-5得ΔP0=0.30kw。查表8-6得Kα=0.93，
表8-2得KL=1.05kw
于是Pr=(P0+ΔP0)*Kα*KL
=(2.026+0.30)*0.93*1.05kw
=2.34kw。
2) 计算V带根数z
Z=Pca/Pr=8.84/2.34=3.78。取z=4

七：计算单根V带初拉力F0
由表8-3得A带单位长度质量q=0.170kg/m
因此F0=500*(2.5-Kα)*Pca/(Kα*z*v)+qv2
=500*(2.5-0.93)*8.8/(0.93*4*7.04)+0.170*7.042N
=272.2N

八：计算压轴力Fp
Fp=2zF0*sin(α1/2)=2*4*272.2*sin(1520/2)N=2112.9N

九：重要设计结论
选用B型普通带4根，带基准长度2870mm。带轮基准直径
dd1=140mm，dd2=560mm，中心距控制在a=817--946mm，
单根带初拉力F0=272.2N。

第三章 ：斜齿圆柱齿轮传动设计
一：选精度级别、材料及齿数
1) 由表10-1，选取小齿轮材料为40Cr（调质）齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS。
2) 带式输送机为普通工作机器，参照表10-6，选用7级精度。
3) 选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=96。
4) 初选螺旋角β=140。
5) 压力角α=200，齿数比u=z2/z1=4，Φd=1。
二：按齿面接触疲劳强度设计
1) 由式（10-24）试算小齿轮分度圆直径，即

d1t≥[2KHt*(u+1)*（ZH*ZE*Zε*Zβ）2/Φd*u*[（σH）]2]1/3
试选载荷系数KHt=1.3
‚由图（10-20）查取区域系数ZH=2.433
ƒ由式（10-21）计算接触疲劳强度用重叠系数Zε
α1=arctan(tanαn/cosβ)=arctan(tan200/cos140)=20.5620
αat1=arccos[z1cosα/(z1+2h*an*cosβ)]
= arccos [24* cos 20.5620/(24+2*1*cos140)]
=29.9740
αat2=arccos[z2cosα1/(z2+2h*an*cosβ)]
=arccos[96*cos 20.5620/(96+2*1*cos140)]
=23.4020
εα=[z1(tanαat1-tanα1)+z2(tanαat2-tanα1)]/2π
=[24*(tan29.9740-tan20.5620)+96*(tan23.4020-tan20.5620]/2π
=1.652
εβ=Φd*z1*tanβ/π=1*24*tan(140)/π=1.905
Zε===0.667
④由式（10-23)可得螺旋角系数
Zβ==0.985
⑤由表10-5查得材料弹性影响系数
ZE=189.8 Mpa1/2
⑥计算接触疲劳许用应力[σH]
由图10-25d查得小齿轮和大齿轮接触疲劳极限分别为
σHlim1=600Mpa、σHlim2=550Mpa
由式（10-15）计算应力循环系数
N1=60*n1j*Lh=60*255.3*1*(3*8*320*10)
=1.176442×109
N2=N1/u=1.1764224×109/(96/24)=2.94105×109
由图10-23查取接触疲劳寿命系数
KHN1=0.96、KHN2=1.08
取失效概率为1％、安全系数s=1，由式(10-14)得
[σH]1=KHN1*σHlim1/s=0.96*600/1Mpa=576Mpa
[σH]2=KHN2*σHlim2=1.08*550/1Mpa=594Mpa
取[σH]1和[σH]2中较小者作为该齿轮副接触疲劳许用应力，即[σH]=[σH]2=576Mpa。
⑦计算小齿轮传递转矩
T1=9.55×106p/n1=1.7091×105N.m
2) 计算小齿轮分度圆直径

d1t≥
=
=53.583mm
(2) 调节小齿轮分度圆直径
1) 计算实际载荷系数前数据准备
圆周速度V
V==m/s=0.716m/s
‚齿宽b
b=Φd*d1t=1*53.583mm=53.583mm
2)计算实际载荷系数KH
由表10-2查得使用系数KA=1
‚依照V=2.62m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数KV=1.02
ƒ齿轮圆周力Ft1=2T1/d1t=2*1.7091×105/53.583N=6.379×103N
KAFt1/b=1*6.379×103/53.583N/mm=119.04N/mm>100N/mm
查表10-3得齿间载荷分派系数KHα=1.2
④由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KHβ=1.419，则载荷系数为
KH=KA*KV*KHα*KHβ=1*1.02*1.2*1.420=1.738
3) 由式（10-12）可得按实际载荷系数算得分度圆直径
d1=d1t=53.583* mm=59.028mm
及相应齿轮模数
mn=d1cosβ/z1=59.028*cos140/24mm=2.386mm。
三：按齿根弯曲疲劳强度设计
（1） 由式（10-20）试算齿轮模数，即
mnt≥
1)拟定公式中各参数值
试选载荷系数KFt=1.3
‚由式（10-18），可得计算弯曲疲劳强度重叠度系数Yε
βb=arctan(tanβcosα1)=arctan(tan140cos20.5620)=13.140
εαv=εα/cos2βb=1.562/cos13.140=1.742
Yε=0.25+0.75/εαv=0.25+0.75/1.742=0.681
ƒ由式（10-19),可得计算弯曲疲劳强度螺旋角系数Yβ
Yβ=1-εβ*β/1200=1-1.905*140/1200=0.778
④计算
由当量齿数Zv1=z1/cos3β=24/cos3140=26.27
Zv2=z2/cos3β=96/cos3140=105.09
查图10-17，得齿形系数YFa1=2.61，YFa2=2.19
查图10-18，得应力修正系数Ysa1=1.6,Ysa2=1.8
=2.61*1.6/314.28=0.0133
=2.19*1.8/244.29=0.0161
由于大齿轮不不大于小齿轮，因此取
==0.0161
2) 试算齿轮模数

mnt≥
=
=1.837mm
(2) 调节齿轮模数
1) 计算实际载荷系数前数据准备
圆周速度V
d1=mnt*z1/cosβ=1.837*24/cos140mm=45.438mm
V=πd1n1/60*1000=π*45.438*960/60*1000 m/s=0.61m/s
‚齿宽b
b=Φd*d1=1*45.438mm=45.438mm。
ƒ齿高h及齿高比b/h
h=(2h*an+c*n)*mnt=(2*1+0.25)*1.837mm=4.133mm。
b/h=45.438/4.133=10.99。
2)计算实际载荷系数KF
依照V=0.610m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数KV=1.03。
‚ 由Ft1=2T1/d1=2*1.7091×105/45.438=7.523×103
由Ft1/b=1*7.523×103/45.438N/mm=165.56N/mm>100N/mm
查表10-3得齿间载荷分派系数KFα=1.2
ƒ由表10-4用插值法查得KHβ=1.418,结合b/h=11.00，查图10-13，得KFβ=1.35,则载荷系数为
KF=KA*KV*KFα*KFβ=1*1.03*1.2*1.35=1.669。
3) 由式（10-13），可得按实际载荷系数算得齿轮模数
mn=mnt*=1.837*mm=1.997 mm
对比计算成果，由齿面接触疲劳强度计算法面模数mn不不大于由齿根弯曲强度计算法面模数。从满足弯曲疲劳强度出发，从原则中就近取mn=2mm；为了同步满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得分度圆直径d1=59.028mm，来计算小齿轮齿数，即
z1=d1cosβ/mn=59.028*cos140/2=28.637
取z1=29，则z2=u*z1=4*29=116
取z2=117，z1与z2互为质数
四：几何尺寸计算
（1） 计算中心距
a=mn(z1+z2)/2cosβ=2(29+117)/2cos140 mm=150.47mm
考虑模数从1.997mm增大圆整至2mm，为此将中心距减小圆整为150mm
（2） 按圆整后中心距修正螺旋角
β=arccos=arccos=13.270
(3) 计算大、小齿轮分度圆直径
d1==29*2/cos13.270mm=59.59mm
d2==117*2/cos13.270=240.42mm
(4) 计算齿轮宽度
b=Φd*d1=1*59.59mm=59.59mm
取b2=60mm，b1=65mm
五：圆整中心距后强度校核
齿轮副中心距在圆整之后，KH、Zε、和KF、Yε、Yβ等均产生变化，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮工作能力。
（1）齿面接触疲劳强度校核
按前述类似办法，先计算式（10-22）中各参数
1）计算校核参数KH
由表10-2查得使用系数KA=1，
‚依照V=0.82m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数KV=1.05
齿轮圆周力Ft1=2T1/d1t=2*1.709×105/59.59 N=5.736×103
KA*Ft1/b=1*5.736×103/59.59 N/mm=96.26N/mm<100N/mm
查表10-3得齿间载荷分派系数KHα=1.4
④由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时， KHβ=1.421
KH=KA*KV*KHα*KHβ=1*1.05*1.4*1.421=2.09
同理，其他各参数d1=59.59mm，T1=1.7091×105N.mm
Φd=1，u=4，ZH=2.45，ZE=189.8 Mpa1/2，Zε=0.627，
Zβ=0.987。将它们代入式（10-22）得

σH=*ZH*ZE*Zε*Zβ
=*2.45*189.8*0.627*0.987 Mpa
=538.55 Mpa <[σH]
满足齿面接触疲劳强度条件。
（1） 齿根弯曲疲劳强度校核
查表10-2得KA=1， 查图10-8得KV=1.05.
查表10-3得KFα=1.4，由表10-4，图10-13得KFβ=1.38，
因而 KF=KA*KV*KFα*KFβ=1*1.05*1.4*1.38=2.03。
TⅠ=Td1=1.7091×105N.m。
由于Zv1=Z1/cos3β=29/cos313.270=31.45.
Zv2=Z2/cos3β=117/cos313.270=126.90.
由图10-17知YFa1=1.63,YFa2=2.14.
由图10-18知Ysa1=1.63,Ysa2=1.81.
αt=arctan(tanan/β)=arctan(tan200/cos13.270)=20.4910
αt1=arccos[Z1cosαt/(Z1+2h*an*cosβ)]
=arccos[29cos20.4910/(29+2*1*cos13.270)
=32.156
αt2=arccos[Z2cosαt/(Z2+2h*an*cosβ)]
=arccos[117cos20.4910/(117+2*1*cos13.270)
=23.2200
εα = [Z1(tanαt1-tanαt’)]+Z2(tanαt2-tanαt’)]/2π
=[29(tan32.1560-tan20.4910)]+117(tan23.2200-tan20.4910)]/2π

=1.962
εβ = Φd*Z1*tanβ/π=1*22*tan11.780/π
= 1.46
βb=arctan(tanβ*ccosαt)=arctan(tan13.270*cos20.4910)
= 12.460
εαv=εα/cos2βb=1.962/cos212.460=2.05
Yε=0.25+0.75/εαv=0.25+0.75/2.05=0.624
Yβ=1-εβ*β/1200=1-1.46*12.460/1200=0.79
β=13.270,Φd=1,mn=2mm,Z1=29
将它们代入式（10-17），得到
σF1=2KF*T1*YFa1*YSa1*Yε*Yβ*cos2β/Φd/Mn3/Z12
=2*1.669*1.7091*105*2.55*1.63*0.624*0.79*cos213.270/8/29/29
=153MPa<[σF1]
σF2=2KF*T1*YFa2*YSa2*Yε*Yβ*cos2β/Φd/Mn3/Z12
=2*1.669*1.7091×105*2.14*1.81*0.0.624*0.79*cos213.270/8/29/29
=142.8<[σF2]

齿根弯曲疲劳强度满足规定,并且小齿轮抵抗弯曲疲劳强度破坏能力不不大于大齿轮

六:重要设计结论
齿数Z1=29,Z2=117,模数m=2,压力角α=200,螺旋角β=13.270,
变位系数x1=x2=0,中心距a=150mm,齿宽b1=60mm,b2=65mm.小齿轮选用40Cr(调质),大齿轮选用45钢(调质).齿轮按7级精度设计.

第四章:轴计算
一:求输出轴上功率P3,转速n3和转矩T3
P3=P*η*η=5.04Kw,
n3=86r/min， T3=575N.m
二:求作用在齿轮上力
d2=mt*Z2=2*71mm=142mm， Fr=Ft*tanαn/cosβ=2984N
Fa=Ft*tanβ=1138N
圆周力Ft,径向力Fr,轴向力Fa方向如下图所示:
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三:初步拟定轴最小直径
先按式(15-2)初步估算轴最小直径.选用轴材料为45钢,调质解决.依照表15-3,取A0=112,于是得dmin=A0*=112*mm=43.5mm
输出轴最小直径显然是安装联轴器处轴直径dⅠ-Ⅱ,为了使所选轴直径dⅠ-Ⅱ与联轴器孔径相适应,故需同步选用联轴器型号.联轴器计算转矩Tca=Ka*T3,查表14-1考虑转矩变化较小,取Ka=1.3,则Tca=1.3*575N.m=747.5N.m,按照计算转矩Tca应不大于联轴器公称转矩条件,查手册,选用LX3型弹性柱销联轴器,其公称转矩为1250N.m.半联轴器孔径为dⅠ=45mm,故取dⅠ-Ⅱ=45mm,半联轴器长度L=112mm,半联轴器与轴配合觳孔长度L1=84mm.
四:轴构造设计
(1)拟定轴上零件装配方案
选用图15-22a所示装配方案
(2)依照轴上定位规定拟定轴各段直径和长度
1) 为了满足半联轴器轴上定位规定,Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩,故取Ⅱ-Ⅲ段直径dⅡ-Ⅲ=52mm;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径D=55mm.半联轴器与轴配合觳孔长度L1=84mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端面上,故Ⅰ-Ⅱ段长度应比L1略短某些,现取LⅠ-Ⅱ=82mm,
2) )初步选取滚动轴承.因轴承同步承受径向力和轴向力作用,故选用单列圆锥滚子轴承.参照工作规定并依照dⅡ-Ⅲ=52mm,由轴承产品目录中初步选用0基本游隙组,原则精度级单列圆锥滚子轴承30311,其尺寸为d×D×T=55mm×120mm×31.5mm.故dⅢ-Ⅳ=dⅦ-Ⅷ=55mm;
而LⅦ-Ⅷ=31.5mm,右端滚动轴承采用轴肩进行轴肩定位,由手册查得30311型轴承定位轴肩高度h=6mm,因而,取dⅥ-Ⅶ=67mm.
3) 取安装齿轮处轴段Ⅳ-Ⅴ直径dⅣ-Ⅴ=60mm,齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位,已知齿轮轮觳宽度为80mm,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LⅣ-Ⅴ=76mm,齿轮右端采用轴肩定位,轴肩高度h=(2~3)R,由轴径d=60mm,轴环宽度b>=1.4h,取LⅤ-Ⅵ=10mm.
4) 轴承端盖总宽度为20mm,(由减速器及轴承端盖构造设计而定),依照轴承端盖装拆及便于对轴承添加韵滑脂规定，取端盖外端
面与联轴器右端面距离L=30mm，故取LⅡ-Ⅲ=50mm.
5) 取齿轮距箱体内壁之距离Δ=16mm，锥齿轮与圆柱齿轮之间距离C=20mm，考虑箱体锻造误差，在拟定滚动轴车位置时，应距箱体内壁一段距离S，取S=8mm，已知滚动轴承宽度T=31.5，大锥齿轮轮觳长L=50mm，则
LⅢ-Ⅳ=T+S+Δ+(80-76)mm=59.5mm
LⅥ-Ⅶ=L+C+Δ+S-LⅤ-Ⅵmm=84mm
(3) 轴向零件周向定位
齿轮，半联轴器与轴周向定位均采用平键连接。按dⅣ-Ⅴ由表6-1查得平键截面b×h=18×11mm,键槽用键槽冼刀加工，长为63mm，同步为了保证齿轮与轴配合有良好对中性，故选取齿轮轮觳与轴配合为，同样，半联轴器与轴连接选用平键16mm×10mm×70mm，半联轴器与轴配合为。滚动轴承与轴周向定位是由过渡配合保证，此处直径尺寸公差为m6
(4) 拟定轴向圆角和倒角尺寸
参照表15-2，取轴端倒角为C2,各轴肩初圆角半径如下图所示：

《略》

五：求轴上载荷
一方面依照轴构造图（图2），做出轴计算简图（图1）。在拟定轴承支点位置时，应从手册中查取Δ值，对于30311型圆锥滚子轴承由手册查得Δ=29mm，因而作为简支梁轴支承跨距L2+L3=67+135mm=202mm。依照轴计算简图做出轴弯矩图和扭矩图，从轴构造图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面是轴危险截面，现将计算出截面出及值列于下表
载荷
水平面H
垂直面V
支反力F
FNH1=5412N， FNH2=2686N
FNV1=569N,FNV2=569N
弯矩M
MH=362604N.mm
MV1=38123N.mm,MV2=76815N.mm
总弯矩
M1==364602N.mm
M2=370651N.mm
扭矩T
T3=575N.m
六：按弯矩合成应力校核轴强度
进行校核时，普通只校核轴上承受最大弯矩和扭矩截面强度，依照式（15-5）及上表中数据以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取α=0.6，轴计算应力
σca==Mpa
=14.6Mpa
前已选定轴材料为45钢，调质解决，由表15-1查得[σ-1]=60Mpa，
因而σca<[σ-1]，故安全。
七：精准校核轴疲劳强度
（1） 判断危险截面
截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩及过渡配合所引起应力集中均将削弱轴疲劳强度，但由于轴最小直径是按扭转强度较为宽裕拟定，因此截面A,Ⅱ,Ⅲ,B均无需校核。
从应力集中对轴疲劳强度影响来看，截面Ⅳ和Ⅴ处过盈配合引起应力集中最严重;从受载状况来看，截面C上应力最大。截面Ⅴ应力集中影响和截面Ⅳ相近，但截面Ⅴ不受扭矩作用，同步轴径也较大，故不需做强度校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大，并且这里轴直径最大，故截面C也不必校核。截面Ⅵ和Ⅶ显然更不必校核。
由第三章附录可知，键槽应力集中系数比过盈配合小，因而该轴只需校核截面Ⅳ左右两侧即可。
(2) 截面Ⅳ左侧
抗弯截面系数 W=0.1*d3=0.1*553mm3=16637mm3
抗扭截面系数 Wτ=0.2*d3=0.2*553mm3=33274mm3
截面Ⅳ左侧弯矩 M=370651*N.mm=171495N.mm
截面Ⅳ上扭矩 T3=575000N.mm
截面上弯曲应力 σb==171495/16637Mpa=10.31Mpa
截面上扭转切应力 τt==575000/33274Mpa=17.28Mpa
轴材料为45钢，调质解决。由表15-1查得σH=640Mpa,
σ-1=275Mpa,τ-1=155Mpa。截面上由于轴肩而形成理论应力集中系数ασ及ατ按附表3-2查取。
因 r/d=2/65=0.031， D/d=70/65=1.08
通过插值后可查得ασ=2，ατ=1.31
又由附图3-1可得轴材料敏性系数为qσ=0.82,qτ=0.85，故有效应力集中系数按式(附3-4)为
Kσ=1+qσ(ασ-1)=1+0.82*(2-1)=1.82.
Kτ=1+qτ(ατ-1)=1+0.85(1.31-1)=1.26.
由附图3-2得尺寸系数εα=0.67；由附图3-3得扭转尺寸系数
ετ=0.82，轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为
βσ=βτ=0.92 轴未通过表面解决，即βq=1，即按式（3-12）及（3-14b）
得综合系数为:
Kσ=+-1=+-1=2.8.
Kτ=+-1=+-1=1.62.
又由3-1及3-2得碳钢特性系数为：
Φσ=0.1~0.2，取Φσ=0.1，Φτ=0.05~0.1，取Φτ=0.05
于是，计算安全系数Sca值,按式(15-6)~(15-8)得:
Sσ=σ-1/(Kσ*σa+Φσ*σm)=275/(2.8*4.86+0.1*0)=20.21
Sτ=τ-1/(Kτ*τa+Φτ*τm)=155/(1.62*+0.05*)=10.62
Sca=Sσ*Sτ/
=20.21*10.62/
=9.4>>S=1.5
故可知其安全
(3) 截面Ⅳ右侧
抗弯截面系数W按表15-4中公式计算
W=0.1*d3=0.1*603=21600mm3
抗扭截面系数 Wτ=0.2*d3=0.2*603=43200mm3
弯矩M及弯曲应力为 M=370651*N.mm=171495N.mm
σb==Mpa=7.94 Mpa
扭矩及扭转切应力为:T3=575000N.mm
τT=T3/Wτ=Mpa=13.3Mpa
过盈配合处，由附表3-8用插值法求出，并取 =0.8，
于是得 =3.16 ， =0.8*3.16=2.53
轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为：
βσ=βτ=0.92，故得综合系数为：
Kσ=+-1=3.16+-1=3.25
Kτ=+-1=2.53+-1=2.62.
因此轴在截面Ⅳ右侧安全系数为：
Sσ=σ-1/(Kσ*σa+Φσ*σm)=275/(3.25*3.89+0.1*0)=21.75
Sτ=τ-1/(Kτ*τa+Φτ*τm)=155/(2.62*7+0.05*7)=8.29
Sca=Sσ*Sτ/
=21.75*8.29/
=7.75>>S=1.5
故该轴在截面Ⅳ右侧强度也是足够。
八：绘制轴工作图，如图3所示：

第五章:滚动轴承计算
一:求解轴承径向载荷Fr轴向载荷Fa
由前面条件知T=5760N.m,d=400mm,故轴承圆周力Ft=2T/d=1440N.
Fa=Ft/tanβ=1440/tan200=3956N.
Fr=Ft*tanαn/cosβ=1440*0.364/0.9397=557N.
二:选取轴承型号
1. 求比值
Fa/Fr=3956/557=7.09
依照表13-5,角接触球轴承7000B最大e值为1.14,此时Fa/Fr>e
2. 计算当量动载荷p
依照式(13-8a) p=fd(XFr+YFa)
按照表(13-6)， fd=1~2,取fd=1.2
P=1.2*(0.35*557+0.57*3956)N=2940N
Lh,=365*10*24h=87600h
3. 依照式(13-6),求球轴承应有基本额定动载荷值
C=P*=2940*N=185772N
4. 验算7000B轴承寿命,依照式(13-5)
Lh=()ε=()3=876100>Lh,