机械设计减速器设计说明书.doc

东海科学技术学院
课程设计成果说明书
题 目：
机械设计减速器设计说明书
院 系：
机电工程系
学生姓名：

专 业：
机械制造及其自动化
班 级：
C15机械一班
指导教师：

起止日期：
2017．12.12-2018.1.3
东海科学技术学院教学科研部
浙江海洋大学东海科学技术学院课程设计成绩考核表
2017 — 2018 学年 第 一 学期
系（院、部） 班级 专业
学生姓名(学 号)

课程设计名 称

题 目

指导教师评语
指导教师签名：
年 月 日
答辩评语及成绩评定
答辩小组教师签名：
年 月 日
设计任务书
一、初始数据
设计一级直齿圆柱齿轮减速器，初始数据T = 1500Nm，n = 33r/m，设计年限（寿命）：10年，每天工作班制（8小时/班）：3班制，每年工作天数：250天，三相交流电源,电压380/220V。
二. 设计步骤
1. 传动装置总体设计方案
2. 电动机的选择
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比
4. 计算传动装置的运动和动力参数
5. 设计V带和带轮
6. 齿轮的设计
7. 滚动轴承和传动轴的设计
8. 键联接设计
9. 箱体结构设计
10. 润滑密封设计
11. 联轴器设计
目 录
第一部分 设计任务书..............................................3
第二部分 传动装置总体设计方案.....................................6
第三部分 电动机的选择............................................6
3.1 电动机的选择............................................6
3.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比........................7
第四部分 计算传动装置的运动和动力参数............................8
第五部分 V带的设计..............................................9
5.1 V带的设计与计算.........................................9
5.2 带轮的结构设计..........................................12
第六部分 齿轮传动的设计.........................................14
第七部分 传动轴和传动轴承及联轴器的设计..........................20
7.1 输入轴的设计...........................................20
7.2 输出轴的设计...........................................26
第八部分 键联接的选择及校核计算..................................34
8.1 输入轴键选择与校核......................................34
8.2 输出轴键选择与校核......................................35
第九部分 轴承的选择及校核计算....................................35
9.1 输入轴的轴承计算与校核..................................35
9.2 输出轴的轴承计算与校核...................................36
第十部分 联轴器的选择...........................................37
第十一部分 减速器的润滑和密封....................................38
11.1 减速器的润滑...........................................38
11.2 减速器的密封...........................................39
第十二部分 减速器附件及箱体主要结构尺寸...........................39
12.1 减速器附件的设计及选取 .......................................39
12.2 减速器箱体主要结构尺寸...........................................45
设计小结.......................................................48
参考文献.......................................................48
设 计 及 说 明
结 果
第二部分 传动装置总体设计方案
一. 传动方案特点
1.组成：传动装置由电机、V带、减速器、工作机组成。
2.特点：齿轮相对于轴承对称分布。
3.确定传动方案：考虑到电机转速高，V带具有缓冲吸振能力，将V带设置在高速级。选择V带传动和一级直齿圆柱齿轮减速器。
二. 计算传动装置总效率
ha=h1h23h3h4h5=0.96×0.993×0.97×0.99×0.96=0.859
h1为V带的效率,h2为轴承的效率,h3为齿轮啮合传动的效率,h4为联轴器的效率,h5为工作装置的效率。
第三部分 电动机的选择
3.1 电动机的选择
工作机的转速n:
n=33r/min
工作机的功率pw:
pw= 5.18 KW
电动机所需工作功率为:
pd= 6.03 KW

设 计 及 说 明
结 果
工作机的转速为:
n = 33 r/min
经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i1=2~4，一级圆柱直齿轮减速器传动比i2=2~6，则总传动比合理范围为ia=4~24，电动机转速的可选范围为nd = ia×n = (4×24)×33 = 132~792r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y160L-8的三相异步电动机，额定功率为7.5KW,满载转速nm=720r/min，同步转速750r/min。
电动机主要外形尺寸：

中心高
外形尺寸
地脚螺栓安装尺寸
地脚螺栓孔直径
电动机轴伸出段尺寸
键尺寸
H
L×HD
A×B
K
D×E
F×G
160mm
645×385
254×254
15mm
42×110
12×37
3.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比
（1）总传动比：
由选定的电动机满载转速n 和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为:

设 计 及 说 明
结 果
ia=nm/n=720/33=21.82
（2）分配传动装置传动比:
ia=i0×i
式中i0、i分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i0=4，则减速器传动比为:
i=ia/i0=21.82/4=5.46
第四部分 计算传动装置的运动和动力参数
（1）各轴转速:
输入轴：nI = nm/i0 = 720/4 = 180 r/min
输出轴：nII = nI/i = 180/5.46 = 32.97 r/min
工作机轴：nIII = nII = 32.97 r/min
（2)各轴输入功率:
输入轴：PI = Pd×h1 = 6.03×0.96 = 5.79 KW
输出轴：PII = PI×h2×h3 = 5.79×0.99×0.97 = 5.56 KW
工作机轴：PIII = PII×h2×h4 = 5.56×0.99×0.99 = 5.45 KW
则各轴的输出功率：
输入轴：PI' = PI×0.99 = 5.73 KW
输出轴：PII' = PII×0.99 = 5.5 KW
工作机轴：PIII' = PIII×0.99 = 5.4 KW
(3)各轴输入转矩:

设 计 及 说 明
结 果
输入轴：TI = Td×i0×h1
电动机轴的输出转矩:
Td = 79.98 Nm
所以：
输入轴：TI = Td×i0×h1 = 79.98×4×0.96 = 307.12 Nm
输出轴：TII = TI×i×h2×h3 = 307.12×5.46×0.99×0.97 = 1610.3 Nm
工作机轴：TIII = TII×h2×h4 = 1610.3×0.99×0.99 = 1578.26 Nm
输出转矩为：
输入轴：TI' = TI×0.99 = 304.05 Nm
输出轴：TII' = TII×0.99 = 1594.2 Nm
工作机轴：TIII' = TIII×0.99 = 1562.48 Nm
第五部分 V带的设计
5.1 V带的设计与计算
1.确定计算功率Pca
由表查得工作情况系数KA = 1.2，故
Pca = KAPd = 1.2×6.03 kW = 7.24 kW
2.选择V带的带型
根据Pca、nm由图选用B型。
3.确定带轮的基准直径dd并验算带速v

设 计 及 说 明
结 果
1）初选小带轮的基准直径dd1。由表，取小带轮的基准直径dd1 = 140 mm。
2）验算带速v。按课本公式验算带的速度
5.28 m/s
因为5 m/s < v < 30m/s，故带速合适。
3）计算大带轮的基准直径。根据课本公式，计算大带轮的基准直径
dd2 = i0dd1 = 4×140 = 560 mm
根据课本查表，取标准值为dd2 = 560 mm。
4.确定V带的中心距a和基准长度Ld
1）根据课本公式，初定中心距a0 = 500 mm。
2）由课本公式计算带所需的基准长度
Ld0 ≈
≈ 2187 mm
由表选带的基准长度Ld = 2180 mm。
3）按课本公式计算实际中心距a0。
a ≈ a0 + (Ld - Ld0)/2 = 500 + (2180 - 2187)/2 mm ≈ 496 mm
按课本公式，中心距变化范围为463 ~ 561 mm。
5.验算小带轮上的包角a1
a1 ≈ 180°- (dd2 - dd1)×57.3°/a
= 180°-（560 - 140)×57.3°/496 ≈ 131.5°> 120°
6.计算带的根数z

设 计 及 说 明
结 果
1）计算单根V带的额定功率Pr。
由dd1 = 140 mm和nm = 720 r/min，查表得P0 = 1.68 kW。
根据nm = 720 r/min，i0 = 4和B型带，查表得DP0 = 0.23 kW。
查表得Ka = 0.87，查表得KL = 0.99，于是
Pr = (P0 + DP0)KaKL = (1.68 + 0.23)×0.87×0.99 kW = 1.65 kW
2）计算V带的根数z
z = Pca/Pr = 7.24/1.65 = 4.39
取5根。
7.计算单根V带的初拉力F0
由表查得B型带的单位长度质量q = 0.17 kg/m，所以
F0 =
= = 261.64 N
8.计算压轴力FP
FP = 2zF0sin(a1/2) = 2×5×261.64×sin(131.5/2) = 2384.91 N

设 计 及 说 明
结 果
9.主要设计结论
带型
B型
根数
5根
小带轮基准直径dd1
140mm
大带轮基准直径dd2
560mm
V带中心距a
496mm
带基准长度Ld
2180mm
小带轮包角α1
131.5°
带速
5.28m/s
单根V带初拉力F0
261.64N
压轴力Fp
2384.91N
5.2 带轮结构设计
1.小带轮的结构设计
1）小带轮的结构图

2）小带轮主要尺寸计算

设 计 及 说 明
结 果
代号名称
计算公式
代入数据
尺寸取值
内孔直径d
电动机轴直径D
D = 42mm
42mm
分度圆直径dd1

140mm
da
dd1+2ha
140+2×3.5
147mm
d1
(1.8~2)d
(1.8~2)×42
84mm
B
(z-1)×e+2×f
(5-1)×19+2×11.5
99mm
L
(1.5~2)d
(1.5~2)×42
84mm
2.大带轮的结构设计
1）大带轮的结构图

设 计 及 说 明
结 果
2）大带轮主要尺寸计算
代号名称
计算公式
代入数据
尺寸取值
内孔直径d
输入轴最小直径
D = 37mm
37mm
分度圆直径dd1

560mm
da
dd1+2ha
560+2×3.5
567mm
d1
(1.8~2)d
(1.8~2)×37
74mm
B
(z-1)×e+2×f
(5-1)×19+2×11.5
99mm
L
(1.5~2)d
(1.5~2)×37
74mm
第六部分 齿轮传动的设计
1.选精度等级、材料及齿数
（1）选择小齿轮材料为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）一般工作机器，选用8级精度。
（3）选小齿轮齿数z1 = 28，大齿轮齿数z2 = 28×5.46 = 152.88，取z2= 153。
（4）压力角a = 20°。
2.按齿面接触疲劳强度设计
（1）由式试算小齿轮分度圆直径，即

设 计 及 说 明
结 果
1）确定公式中的各参数值。
①试选载荷系数KHt = 1.3。
②计算小齿轮传递的转矩
T1 = 307.12 N/m
③选取齿宽系数φd = 1。
④由图查取区域系数ZH = 2.5。
⑤查表得材料的弹性影响系数ZE = 189.8 MPa1/2。
⑥计算接触疲劳强度用重合度系数Zε 。
端面压力角：
aa1 = arccos[z1cosa/(z1+2ha*)] = arccos[28×cos20°/(28+2×1)] = 28.72°
aa2 = arccos[z2cosa/(z2+2ha*)] = arccos[153×cos20°/(153+2×1)] = 21.943°
端面重合度：
ea = [z1(tanaa1-tana)+z2(tanaa2-tana)]/2π
= [28×(tan28.72°-tan20°)+153×(tan21.943°-tan20°)]/2π = 1.767
重合度系数：
Ze = = = 0.863
⑦计算接触疲劳许用应力[sH]
查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为sHlim1 = 600 MPa、sHlim2 = 550 MPa。
计算应力循环次数：
小齿轮应力循环次数N1= 60nkth =60×180×1×10×250×3×8 = 6.48×108

设 计 及 说 明
结 果
大齿轮应力循环次数：N2 = 60nkth = N1/u = 6.48×108/5.46 = 1.19×108
查取接触疲劳寿命系数:KHN1 = 0.89、KHN2 = 0.92。
取失效概率为1%,安全系数S=1,得:
[sH]1 = = = 534 MPa
[sH]2 = = = 506 MPa
取[sH]1和[sH]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即
[sH] = [sH]2 = 506 MPa
2）试算小齿轮分度圆直径

=
= 85.213 mm
（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
①圆周速度v
v = = = 0.8 m/s
②齿宽b
b = = = 85.213 mm
2）计算实际载荷系数KH

设 计 及 说 明
结 果
①由表查得使用系数KA = 1。
②根据v = 0.8 m/s、8级精度，由图查得动载系数KV = 1.05。
③齿轮的圆周力
Ft1 = 2T1/d1t = 2×1000×307.12/85.213 = 7208.29 N
KAFt1/b = 1×7208.29/85.213 = 84.59 N/mm < 100 N/mm
查表得齿间载荷分配系数KHa = 1.2。
④由表用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承对称布置时，KHb = 1.465。
由此，得到实际载荷系数
KH = KAKVKHaKHb = 1×1.05×1.2×1.465 = 1.846
3）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径
d1 = = 85.213× = 95.779 mm
及相应的齿轮模数
mn = d1/z1 = 95.779/28 = 3.421 mm
模数取为标准值m = 3 mm。
3.几何尺寸计算
（1）计算分度圆直径
d1 = z1m = 28×3 = 84 mm
d2 = z2m = 153×3 = 459 mm
（2）计算中心距
a = (d1+d2)/2 = (84+459)/2 = 271.5 mm
（3）计算齿轮宽度

设 计 及 说 明
结 果
b = φdd1 = 1×84 = 84 mm
取b2 = 84、b1 = 89。
4.校核齿根弯曲疲劳强度
（1）齿根弯曲疲劳强度条件
sF = ≤ [sF]
1）确定公式中各参数值
①计算弯曲疲劳强度用重合度系数Ye
Ye = 0.25+0.75/ea = 0.25+0.75/1.767 = 0.674
②由齿数，查图得齿形系数和应力修正系数
YFa1 = 2.54 YFa2 = 2.16
YSa1 = 1.63 YSa2 = 1.84
③计算实际载荷系数KF
由表查得齿间载荷分配系数KFa = 1.2
根据KHb = 1.465，结合b/h = 12.44查图得KFb = 1.435
则载荷系数为
KF = KAKvKFaKFb = 1×1.05×1.2×1.435 = 1.808
④计算齿根弯曲疲劳许用应力[sF]
查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为sFlim1 = 500 MPa、sFlim2 = 380 MPa。
由图查取弯曲疲劳寿命系数KFN1 = 0.85、KFN2 = 0.89

设 计 及 说 明
结 果
取安全系数S=1.4，得
[sF]1 = = = 303.57 MPa
[sF]2 = = = 241.57 MPa
2）齿根弯曲疲劳强度校核
sF1 =
= = 146.399 MPa ≤ [sF]1
sF2 =
= = 140.536 MPa ≤ [sF]2
齿根弯曲疲劳强度满足要求。
5.主要设计结论
齿数z1 = 28、z2 = 153，模数m = 3 mm，压力角a = 20°，中心距a = 271.5 mm，齿宽b1 = 89 mm、b2 = 84 mm。

设 计 及 说 明
结 果
6.齿轮参数总结和计算
代号名称
计算公式
高速级小齿轮
高速级大齿轮
模数m

3mm
3mm
齿数z

28
153
齿宽b

89mm
84mm
分度圆直径d

84mm
459mm
齿顶高系数ha

1.0
1.0
顶隙系数c

0.25
0.25
齿顶高ha
m×ha
3mm
3mm
齿根高hf
m×(ha+c)
3.75mm
3.75mm
全齿高h
ha+hf
6.75mm
6.75mm
齿顶圆直径da
d+2×ha
90mm
465mm
齿根圆直径df
d-2×hf
76.5mm
451.5mm
第七部分 传动轴和传动轴承及联轴器的设计
7.1 输入轴的设计
1.输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1
P1 = 5.79 KW n1 = 180 r/min T1 = 307.12 Nm
2.求作用在齿轮上的力

设 计 及 说 明
结 果
已知小齿轮的分度圆直径为:
d1 = 84 mm
则:
Ft = = = 7312.4 N
Fr = Ft×tana = 7312.4×tan20° = 2660 N
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，调质处理，根据表，取A0 = 112，得：
dmin = A0× = 112× = 35.6 mm
输入轴的最小直径是安装大带轮处的轴径，由于安装键将轴径增大5%，故选取:d12 = 37 mm
4.轴的结构设计图

5.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

设 计 及 说 明
结 果
1）为了满足大带轮的轴向定位要求，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取II=III段的直径d23 = 42 mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D = 47 mm。大带轮宽度B = 99 mm，为了保证轴端挡圈只压在大带轮上而不压在轴的端面上，故I-II段的长度应比大带轮宽度B略短一些，现取l12 = 97 mm。
2）初步选择滚动轴承。因轴承只承受径向力，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d23 = 42 mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承6209，其尺寸为d×D×T = 45×85×19 mm，故d34 = d78 = 45 mm，取挡油环的宽度为15，则l34 = l78 = 19+15 = 34 mm。
轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得6209型轴承的定位轴肩高度h = 3.5 mm，因此，取d45 = d67 = 52 mm。
3）由于齿轮的直径较小，为了保证齿轮轮体的强度，应将齿轮和轴做成一体而成为齿轮轴。所以l56 = B = 89 mm，d56 = d1 = 84 mm
4）根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与大带轮右端面有一定距离，取l23 = 50 mm。
5）取齿轮距箱体内壁之距离Δ = 16 mm，考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s = 8 mm，则
l45 = Δ+s-15 = 16+8-15 = 9 mm
l67 = Δ+s-15 = 16+8-15 = 9 mm
至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。

设 计 及 说 明
结 果
6.轴的受力分析和校核
1）作轴的计算简图（见图a）:
根据6209深沟球轴承查手册得T = 19 mm
带轮中点距左支点距离L1 = 99/2+50+19/2 = 109 mm
齿宽中点距左支点距离L2 = 89/2+34+9-19/2 = 78 mm
齿宽中点距右支点距离L3 = 89/2+9+34-19/2 = 78 mm
2）计算轴的支反力：
水平面支反力（见图b）：
FNH1 = = = 3656.2 N
FNH2 = = = 3656.2 N
垂直面支反力（见图d）：
FNV1 = = = -2721.3 N
FNV2 = = = 2996.4 N
3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：
截面C处的水平弯矩：
MH = FNH1L2 = 3656.2×78 Nmm = 285184 Nmm
截面A处的垂直弯矩：
MV0 = FpL1 = 2384.91×109 Nmm = 259955 Nmm

设 计 及 说 明
结 果
截面C处的垂直弯矩：
MV1 = FNV1L2 = -2721.3×78 Nmm = -212261 Nmm
MV2 = FNV2L3 = 2996.4×78 Nmm = 233719 Nmm
分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。
截面C处的合成弯矩：
M1 = = 355506 Nmm
M2 = = 368720 Nmm
作合成弯矩图（图f）。
4）作转矩图（图g）。
5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度：
通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（14-4），取a = 0.6，则有：
sca = = = MPa
= 6.8 MPa≤[s-1] = 60 MPa
故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下：

设 计 及 说 明
结 果

设 计 及 说 明
结 果
7.2 输出轴的设计
1.求输出轴上的功率P2、转速n2和转矩T2
P2 = 5.56 KW n2 = 32.97 r/min T2 = 1610.3 Nm
2.求作用在齿轮上的力
已知大齿轮的分度圆直径为:
d2 = 459 mm
则:
Ft = = = 7016.6 N
Fr = Ft×tana = 7016.6×tan20° = 2552.4 N
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，调质处理，根据表，取:A0 = 112，于是得
dmin = A0× = 112× = 61.9 mm
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d12，为了使所选的轴直径d12与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。
联轴器的计算转矩Tca = KAT2，查表，考虑转矩变化很小，故取KA = 1.3，则: Tca = KAT2 = 1.3×1610.3 = 2093.4 Nm
按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T 4323-2002或手册，选用LT11型联轴器。半联轴器的孔径为80 mm故取d12 = 80 mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为132 mm。

设 计 及 说 明
结 果
4.轴的结构设计图

5.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要求，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取II-III段的直径d23 = 85 mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D = 90 mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L = 132 mm，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段的长度应比L略短一些，现取l12 = 130 mm。
2）初步选择滚动轴承。因轴承只承受径向力，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d23 = 85 mm，由轴承产品目录中选取深沟球轴承6218，其尺寸为d×D×T = 90mm×160mm×30mm，故d34 = d67 = 90 mm，取挡油环的宽度为15，则l67 = 30+15 = 45 mm

设 计 及 说 明
结 果
右端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得6218型轴承的定位轴肩高度h = 5 mm，因此，取d56 = 100 mm。
3）取安装齿轮处的轴段IV-V段的直径d45 = 95 mm；齿轮的左端与左轴承之间采用挡油环定位。已知大齿轮轮毂的宽度为B = 84 mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l45 = 82 mm。
4）根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与半联轴器右端面有一定距离，取l23 = 50 mm。
5）取小齿轮端面距箱体内壁之距离Δ = 16 mm，考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s = 8 mm，已知滚动轴承的宽度T = 30 mm，则
l34 = T+s+Δ+2.5+2 = 30+8+16+2.5+2 = 58.5 mm
l56 = s+Δ+2.5-15 = 8+16+2.5-15 = 11.5 mm
至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。
6.轴的受力分析和校核
1）作轴的计算简图（见图a）:
根据6218深沟球轴承查手册得T= 30 mm
齿宽中点距左支点距离L2 = 84/2-2+58.5-30/2 = 83.5 mm
齿宽中点距右支点距离L3 = 84/2+11.5+45-30/2 = 83.5 mm
2）计算轴的支反力：
水平面支反力（见图b）：
FNH1 = = = 3508.3 N

设 计 及 说 明
结 果
FNH2 = = = 3508.3 N
垂直面支反力（见图d）：
FNV1 = = = 1276.2 N
FNV2 = = = 1276.2 N
3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：
截面C处的水平弯矩：
MH = FNH1L2 = 3508.3×83.5 Nmm = 292943 Nmm
截面C处的垂直弯矩：
MV = FNV1L2 = 1276.2×83.5 Nmm = 106563 Nmm
分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。
截面C处的合成弯矩：
M = = 311723 Nmm
作合成弯矩图（图f）。
4）作转矩图（图g）。
5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度：
通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（14-4），取a = 0.6，则有：
sca = = = MPa
= 11.8 MPa≤[s-1] = 60 MPa

设 计 及 说 明
结 果
故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下：

设 计 及 说 明
结 果
7.精确校核轴的疲劳强度
（1）判断危险截面
截面I、II、III段只受扭矩作用，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，所以截面I、II、III段均无需校核。
从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面IV和V处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，安装大齿轮段截面上的应力最大。截面V的应力集中的影响和截面IV的相近，但截面V不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。安装大齿轮段截面上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故安装大齿轮段截面也不必校核。截面VI和VII显然更不必校核。由第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，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 = 0.1d3 = 0.1×903 mm = 72900 mm
抗扭截面系数W = 0.2d3 = 0.2×903 mm = 145800 mm
截面IV左侧的弯矩W = × = 0 Nmm
截面IV上的扭矩T2 = 1610300 Nmm
截面上的弯曲应力sb = = MPa = 0 MPa
截面上的扭转切应力tT = = = 11.04 MPa
轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得sB = 640MPa，s-1 = 275MPa，t-1 = 155MPa。

设 计 及 说 明
结 果
截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数as及at按附表3-2查取。因 = = .028、 = = 1.056，经插值后可查得
as = 1.89 at = 1.32
又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为
qs = 0.82 qt = 0.85
故有效应力集中系数按式（附3-4）为
ks = 1+qs(as-1) = 1+0.82×(1.89-1) = 1.73
kt = 1+qt(at-1) = 1+0.82×(1.32-1) = 1.27
由附图3-2得尺寸系数es = .64；由附图3-3得扭转尺寸系数et = .78。
轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为bs = bt = 0.92
轴未经表面强化处理，即bq = 1，则按式（3-12）及式（3-14b）得综合系数为：
Ks = +-1 = +-1 = 2.79
Kt = +-1 = +-1 = 1.72
又由ξ3-1及ξ3-2得碳钢的特性系数为：
js = 0.1~0.2， 取js = 0.1
jt = 0.05~0.1， 取jt = 0.05
于是，计算安全系数Sca值，按式（15-6）~（15-8）则得：
Ss = = = 0

设 计 及 说 明
结 果
St = = = 16.6
Sca = = = 0>S=1.5
故可知其安全。
（3）截面IV右侧
抗弯截面系数 W = 0.1d3 = 0.1×953 mm = 85737.5 mm
抗扭截面系数W = 0.2d3 = 0.2×953 mm = 171475 mm
弯矩M及弯曲应力为：
W = × = 0 Nmm
sb = = MPa = 0 MPa
扭矩T2及扭转切应力为：
T2 = 1610300 Nmm
tT = = = 9.39 MPa
过盈配合处的，由附表3-8用插值法求出，并取 = 0.8，于是得：
= 3.73， = 0.8×3.73 = 2.984
轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为bs = bt = 0.92
故得综合系数为:

设 计 及 说 明
结 果
Ks = +-1 = 3.73+-1 = 3.82
Kt = +-1 = 2.984+-1 = 3.07
所以轴在截面IV右侧的安全系数为：
Ss = = =
St = = = 10.99
Sca = = = 0>S=1.5
故该轴在截面IV右侧的强度也是足够的。
第八部分 键联接的选择及校核计算
8.1 输入轴键选择与校核
校核大带轮处的键连接：
该处选用普通平键尺寸为：b×h×l = 10mm×8mm×90mm，接触长度:l' = 90-10 = 80 mm，则键联接所能传递的转矩为:
T = 0.25hl'