9米摊铺机传动系统和受料系统的设计.doc

装订线毕业设计报告纸毕 业 设 计9米摊铺机传动系统和受料系统的设计毕业设计（论文）原创性声明和使用授权说明原创性声明本人郑重承诺：所呈交的毕业设计（论文），是我个人在指导教师的指导下进行的研究工作及取得的成果。尽我所知，除文中特别加以标注和致谢的地方外，不包含其他人或组织已经发表或公布过的研究成果，也不包含我为获得 及其它教育机构的学位或学历而使用过的材料。对本研究提供过帮助和做出过贡献的个人或集体，均已在文中作了明确的说明并表示了谢意。作 者 签 名： 日 期： 指导教师签名： 日期： 使用授权说明本人完全了解 大学关于收集、保存、使用毕业设计（论文）的规定，即：按照学校要求提交毕业设计（论文）的印刷本和电子版本；学校有权保存毕业设计（论文）的印刷本和电子版，并提供目录检索与阅览服务；学校可以采用影印、缩印、数字化或其它复制手段保存论文；在不以赢利为目的前提下，学校可以公布论文的部分或全部内容。作者签名： 日 期： 摘 要传动系统是连接发动机和车辆行驶系的纽带，具有变速、倒车和中断动力等功能，对车辆的正常行驶起着重要作用。它主要由分动箱、液压系统、轮边减速器等几大部分组成，各个部分都能满足某一功能，各部分之间又通过花键、法兰等串联为一个整体。受料系统由挡料板、液压缸、料斗、刮板输送器等组成，它是摊铺机完成一个作业循环的第一环节，对摊铺质量有重要影响。本论文参考一些现有同类型摊铺机，加入一些机械优化设计、行星齿轮传动、液压传动等方面的知识后，对传动系统和受料系统中的各大部分的功能和组成进行解析，再将其融合为一个整体。希望本论文对现代摊铺机传动系统和受料系统设计工作的不断完善起到一定的帮衬作用。关键字：传动系，功率计算，分动箱，液压系统，受料系统abstracttransmission system connecting the engine and traffic system, it has the functions of changing speed, reversing, and interrupting power, and play an important role in the normal driving of vehicles. it is mainly consists of transfer case, hydraulic system, wheel reducer and some others major components. every part of the system to meet a function, and was connected with spline and flange as a whole. the feeding system is mainly consists of block plate, hydraulic cylinder, hopper, scraper conveyor and other components. it completes the pavers first part of a cycle job, and has a major impact on the quality of paving. in this paper, with referencing to some of the existing types of pavers, and then adding some mechanical optimal design, planetary gear transmission, hydraulic and other aspects of thinking, analyzing every part of transmission systems and the feeding systems functions and composition, and then integrate them as a whole. i wish that this paper will be helpful for modern design of the paver drive system and the feeding system.key words: transmission system, power calculation, hydraulic system, transfer case, the feeding system目 录第一章 绪论.11.1 课题研究的目的、意义.11.2 课题研究的技术现状.11.3 课题研究的发展趋势.11.4 本课题研究的内容.21.4.1 摊铺机传动系统方案的初步确定.21.4.2 摊铺机受料系统方案的初步确定.21.4.3 传动系统和受料系统具体结构的设计.2第二章 发动机选择及传动系统方案.32.1 发动机选择.32.2 传动系统方案确定.3第三章 传动系统功率计算.53.1 摊铺作业状态.53.1.1 切线牵引力.53.1.2 车轮驱动力矩.63.1.3 驱动功率.63.2 空车转场状态.7 3.2.1 切线牵引力.73.2.2 车轮驱动力矩.73.2.3 驱动功率.7第四章 分动箱设计.84.1 齿轮的设计.84.2 轴的设计与校核.114.2.1 高速轴的计算和校核.124.2.2 低速轴的计算和校核.164.3 轴承强度的校核.294.3.1 高速轴轴承的校核.294.3.2 接行走泵轴处的轴承校核.294.3.3 接振捣泵轴处的轴承校核.294.3.4 接输料泵轴处的轴承校核.304.4 键的选型和校核.304.4.1 高速轴处的键.314.4.2 行走系统轴处的键.314.4.3 振捣系统轴处的键.314.4.4 输料系统轴处的键.32 4.5 润滑和密封.33第五章 液压系统设计.345.1 液压系统分析.345.2 液压泵和马达的选型.35第六章 轮边减速器设计.376.1 方案确定.376.2 参数确定.37第七章 受料系统设计.397.1 料斗.397.2 刮板输送器.397.2.1 刮板输送器功率的计算.397.2.2 液压泵和马达的选型.437.2.3 链传动的设计计算.43结论.45致谢.46参考文献.47装订线毕业论文报告纸第一章 绪论1.1 课题研究的目的、意义伴随着中国经济的高速发展，当前我国公路建设投资仍然保持着很大的规模，这就促进了大机型、高精度、自动化的工程机械市场的迅速发展。沥青混凝土摊铺机在高等级公路的铺筑中起着关键性作用，然而，由于近期燃料价格持续居高不下，而且环境问题也越来越受到人们的广泛关注。在满足市场需求的情况下，为了提高能源的利用效率，减少对环境的污染，必须设计出良好的传动系统。设计良好的传动系统，总是能够将发动机输出的功率更好的传递给驱动轮。此外，摊铺机受料系统是摊铺机完成一个作业循环的第一环节，也是摊铺机的重要组成部分。所以研究和设计出高效率的传动系统和受料系统，在提高能源利用率、改善摊铺机性能，减轻劳动强度，提高生产效率和摊铺质量等方面具有极大的意义。1.2 课题研究的技术现状摊铺机传动系主要有机械传动、液力机械传动、液压传动和电传动四种形式。机械传动主要由主离合器、变速箱、中央传动、转向离合器和最终传动组成；液力机械传动主要由液力变矩器、动力换挡变速箱、前桥、后桥、轮边减速器组成；液压传动中置一套泵马达液压系统即为液压传动的传动系；电传动就是在传动系中发动机带动发电机，发电机所发出的电能驱动电动机，再由电动机带动驱动轮行走。20 世纪60年代前，摊铺机采用机械传动系统， 从发动机到驱动链轮之间都是机械机构进行传动，驱动不够平稳，并且零件磨损较严重。20 世纪60 年代以后， 液压传动技术在摊铺机中得到了推广，液压驱动逐渐取代机械驱动方式，使得机器在施工中更加平稳, 改善了摊铺质量。受料系统由挡料板、摇臂、摆臂、挡料板液压缸、料斗、料斗液压缸、刮板输送器等组成。设计良好的受料系统可以克服料斗掀起造成的洒料和离析现象，并可以节省人力，减轻劳动强度，提高经济效益、生产效率和摊铺质量。1.3 课题研究的发展趋势摊铺机的发展趋势主要有以下几个方面：（1）高密实度摊铺，熨平板由单排振捣发展为双排振捣梁，并同时在熨平板箱体内装有振动器，显著提高了铺层材料的密实度；（2）多功能摊铺，不但能够铺设沥青混合料，而且也可摊铺稳定土、rcc材料等多种材料；（3）人性化和精细化的设计动向； （4）双层沥青混合料铺层一次性完成。从摊铺机的发展趋势可以看出，现在的大型摊铺机大多采用液压传动的传动系，并且要解决传动系传动噪声大和传动效率低的缺点，这也是未来摊铺机传动系发展的趋势。为了满足生产效率和摊铺质量的要求，受料系统未来的发展趋势是在不加大料斗结构尺寸的条件下，增大储料容量；料斗的位置变化，能满足各种不同料车的卸料需求，防止倒入料斗的料产生离析。1.4 本课题研究的内容本课题的研究内容，主要是在现有摊铺机传动系的基础上，结合当前该方面的技术，利用自己所掌握的知识，对摊铺机传动系统和受料系统进行设计，使其符合当前摊铺机传动系统和受料系统的发展方向。1.4.1摊铺机传动系统方案的初步确定 根据摊铺机设计要点，摊铺宽度小于5-6m的中小型摊铺机，机械传动和液压传动并存；摊铺宽度大于6m的大中型摊铺机，选用液压传动为宜。一开始就对摊铺机传动系统进行整体设计，这将是个工作量较大的工程，也会面临很多困难。结合本题目，所以选择液压传动系统，主要由分动箱、液压系统、轮边减速器组成。按照各个部分所要完成的功能，分别对其进行设计。最后将各个部分组成为一个整体，完成整个系统所要求的功能，从而确定最终的传动系统方案。1.4.2摊铺机受料系统方案的初步确定受料系统由挡料板、摇臂、摆臂、挡料板液压缸、料斗、料斗二级液压缸、刮板输送器等组成。其中，刮板输送器是最重要的环节，刮板输送器采用链传动减速，并通过链传动带动刮板工作。1.4.3 传动系统和受料系统具体结构的设计在确定了传动系统和受料系统方案后，下一步就是结合原始数据，展开各个部分具体结构的设计，然后结合上一步结构设计中所得的数据，用autocad绘制部分零件的装配图和部分零件图。 第二章 发动机选择及传动系统方案所设计的摊铺机的重量为25.8吨，最大摊铺宽度为9米。查相关资料，以ltu90型摊铺机作为参考，进行设计。这种摊铺机摊铺速度为：0-12m/min；行驶速度：0-40m/min；料斗容量为14t。2.1 发动机选择车辆的动力性能在很大程度上取决于发动机的功率值。发动机功率越大，动力性能就越好。中型货车柴油机的转速一般在1800-4000r/min之间，重型货车柴油机的转速可取得低一些，取1400-1800r/min。根据以上数据，并结合同类型摊铺机所选择的发动机型号，我们将该型号摊铺机的发动机选为：bf6m1013c deutz 6缸水冷式、涡轮增压中冷柴油发动机，输出转速为2300rpm，功率161kw，燃油箱容积为240l。这种发动机具有废气排放量低、耗油量低、噪音水平低的优点。2.2 传动系统方案确定9米摊铺机属于大型摊铺机，它的传动系主要包括分动箱、液压系统、轮边减速器。在整个传动系中，有减速功能的部分有：分动箱和轮边式减速器。现代大型履带式沥青混凝土摊铺机行驶驱动系统大都采用全液压驱动方案，动力传递方式为分置式结构，即发动机带左、右变量泵，经左、右液压马达后传递至左、右轮边减速装置，经减速后驱动左、右履带使机械行驶。动力传递路线如下图：振捣系统分动箱发动机左减速器左驱动轮左双速马达左变量泵右驱动轮右减速器右双速马达右变量泵 输料系统 图2-1 传动系统动力传递路线图由变量泵一变量马达组成闭式变量液压系统，且为双泵一双马达组成的左右独立驱动回路。液压系统由变量泵、变量马达、比例电磁阀、变量机构、补油单向阀、溢流阀、梭阀、滤油器、补油泵和油箱组成。在这个系统中，变量泵即是液压能源又是主要控制元件，通过比例电磁阀和变量机构调节泵流量的大小和方向，就可以改变液压马达输出速度的大小和方向。系统的最大工作压力由溢流阀限定。最后，采用行星减速器减速，行星减速器中装有湿式多片盘式制动器。这样，两边回路进行统一控制，即可联动实现车辆的前进、后退及相应的速度改变，又可分别动作，实现不同半径的转向或原地转向。 第三章 传动系统功率计算摊铺机有两种工作状态，一种是摊铺作业状态：最大摊铺宽度9m, 最大摊铺宽度下的最大摊铺厚度300mm, 顶推满载20000kg 翻斗料车摊铺, 最大纵坡度4上坡摊铺, 摊铺作业速度按6m/min；摊铺机空车转场状态：按最大转场行驶速度40m/min, 最大爬坡能力按20%。3.1 摊铺作业状态:3.1.1 切线牵引力 f1=ff+fa+ft+fz式中：f1第一种状态下的切线牵引力；ff 摊铺机滚动阻力；fa 坡度阻力；ft 顶推阻力；fz 拖挂整平板的阻力。1、摊铺机的滚动阻力ff ff=g+q1+q2f1cos式中：g摊铺机自重, 22104n；q1料斗内混合料重量，14 104n；q2翻斗车重量10104n；f1滚动阻力系数, 取0.08；地面纵坡度为4。于是, ff=3.671104(n)2、摊铺机的坡度阻力fa fa=g+q1+q2sin=3.209104(n)3、摊铺机的顶推阻力ft ft=ft1+ft2+ft3式中：ft1翻斗车滚动阻力；ft2翻斗车坡度阻力；ft3翻斗车刹车阻力。 ft1=q2+q3f2cos式中：q2翻斗车自重, 取10104n；q3料斗内含料量, 取6104n；f2翻斗车的阻力系数, 取0.08。于是, ft1=1.277104(n) ft2=q2+q3sin=1.116104(n) ft3=q-q1f3式中：q翻斗车总重量, 取30104n；f3翻斗车的阻力系数, 取0.1。于是, ft3=1.6104(n)因此, ft=ft1+ft2+ft3=3.993104(n)4、摊铺机拖挂整平板的阻力fz fz=fz1+fz2式中：fz1混合料对整平板的摩擦阻力； fz2整平板推移混合料的阻力。 fz1=t1式中：t整平板的重力和一个大臂重量之和, 取3.8104n；1整平板与混合料的摩擦系数, 取0.6。于是, fz1=2.28104(n) fz2=blhr2式中：b整平板的长度, 取9m；l料槽宽度, 取0.57m；h推移混合料的厚度, 取0.39m；r料槽内沥青混合料的重度, 取1.5t/m3；2混合料的内摩擦系数, 取1。于是, fz2=3.001104(n)fz=fz1+fz2=5.281104 (n)因此, 摊铺机在第一种状态下的切线牵引力f1=ff+fa+ft+fz=16.154104(n) 3.1.2 车轮驱动力矩 m1=f1r式中：r车轮动力半径, 亦即驱动链轮节圆半径,取0.275m。于是, m1=f1r=4.442104(nm)3.1.3 驱动功率 p1=f1v1/x式中：v1摊铺作业速度, 取6m/min； x行走机械效率。 x=nx-f1-/x式中：n履带机械效率, 取0.960.97；x附着重量利用系数, 取0.6；额定滑转率，取0.06。于是， x=0.752 p1=f1v1/x=21.48(kw)3.2 空车转场状态3.2.1 切线牵引力 f2=ff+fa式中：ff空车转场滚动阻力；fa坡度阻力。 ff=g+tf1cos式中：=11.3, 由爬坡能力20%而得。于是，ff=2.024104 (n) fa=g+tsin=5.055104(n)因此,f2=ff+fa=7.079104(n) 3.2.2车轮驱动力矩 m2=f2r=1.947104(nm) 3.2.3 驱动功率 p2=f2v2/x式中：v2摊铺机转场行驶速度, 取40m/min (0.667m/s)。于是, p2=62.79(kw)。第四章 分动箱设计动力分动箱是将发动机功率传递给各个液压泵。分动箱通过高位弹性联轴器与发动机飞轮输出端相连，摊铺机分动箱是摊铺机上的动力输出机构，采用一分四结构。一路连接振捣系统的液压泵，一路连接输料系统的液压泵，另两路连接传动系统的液压泵。其传动比分配如下：主行走系统转速传动比：(左右侧独立驱动) i1=1.156；供料系统联接传动比： i2=1.156；振捣、振动系统联接传动比：i3=1.156。图4-1 分动箱传动简图1弹性联轴器 2输入齿轮 3输出部件 4箱体 5输入罩壳6飞轮罩壳 7输入齿轮 8输入轴 9输出齿轮 10输出轴4.1齿轮的设计1、选定齿轮的类型，精度等级，材料以及齿数(1)按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动；(2)减速器工作速度不是太高，所以选用7级精度（gb10095-88）；(3)选择材料。可选择小齿轮的材料为45gr(调质)，硬度为330hbs；大齿轮的材料为45钢（调质），硬度为270hbs，二者的材料硬度相差为60hbs；(4)选小齿轮的齿数为20，则大齿轮的齿数为201.15=23，取z2=23。2、按齿面接触强度进行设计由设计公式进行计算，即d1t2.323ktt1du+1uzeh2 选用载荷系数kt=1.3；计算小齿轮传递的转矩： t1=95.5105p0n11=95.510516123000.9=64.196104n.mm选定齿轮的齿宽系数d=1； 由表查得材料的弹性影响系数ze=189.8mpa12；按齿面硬度由图查得小齿轮的接触疲劳强度极限hlim1=1000mpa，大齿轮的接触疲劳强度极限hlim2=800mpa；取接触疲劳寿命系数khn1=0.90, khn2=0.95。3、计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数s=1，得 h1=khn1lim1s=900mpah2=khn2lim2s=760mpa 4、计算接触疲劳许用应力(1)试算小齿轮分度圆的直径d1t，带入h中较小的值 d1t2.323ktt1du+1uzeh2 =2.3231.364.19610411.15+11.15189.87602=106.710mm(2)计算圆周的速度v v=d1tn1601000=106.7102300601000=12.84m/s(3)计算齿宽bb=dd1t=1106.710=106.710mm (4)计算齿宽和齿高之比模数mt=d1tz1=106.71020=5.336mm齿高h=2.25mt=2.255.336=12.005mm bh=106.71012.005=8.89(5）计算载荷系数根据v=12.84m/s；7级精度，可查得动载系数kv=1.12；直齿轮kh=kf=1 ；可得使用系数ka=1.25 ； 用插图法查得7级精度，小齿轮悬臂布置时，kh=1.433； 由bh=8.89，kh=1.433，可得kf=1.35；故载荷系数k=kakvkhkh=1.251.1211.433=2.150 (6）按实际的载荷的系数校正所算得的分度圆直径 d1=d1t3kkt=106.71032.1501.3=126.193mm(7）计算模数m m=d1z1=126.19320=6.310mm5、按齿根弯曲强度设计弯曲强度的计算公式m32kt1dz12yfaysaf ； （1）确定公式内各计算数值1)查表可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限fe1=720mpa，大齿轮的弯曲强度极限fe2=640mpa ； 2）查表可得弯曲疲劳寿命系数kfn1=0.85, kfn2=0.88；3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数s=1.4，由式可得： f1=kfn1fe1s=0.857201.4=470.77mpa f2=kfn2fe2s=0.886401.4=433.23mpa计算载荷系数k k=kakvkfkf=1.251.1211.35=2.025查取齿形系数：yfa1=2.80；yfa2=2.69；4)查取应力校正系数：ysa1=1.55，ysa2=1.575 ； 计算大，小齿轮的yfaysaf并加以比较： yfa1ysa1f1=2.801.55470.77=0.00922 yfa2ysa2f2=2.691.575433.23=0.00978大齿轮的数值大。（2）设计计算公式m322.02564.19610412020.00978=3.99mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关,取由弯曲强度算得的模数并就近圆整为标准值m=4，按接触强度计算得的分度圆直径d1=126.193mm，算出小齿轮齿数： z1=d1m=126.1932032大齿轮的齿数z2=1.153237这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免了浪费。6、几何尺寸的计算（1）计算分度圆直径 d1=z1m=324=128mm d2=z2m=374=148m(2)计算中心距 a=d1+d22=128+1482=138mm（3）计算齿轮的宽度 b=dd1=1128=128mm取b2=128mm，b1=133mm 对于标准直齿轮，压力角=20，齿顶高系数ha*=1，顶隙系数c*=0.25，现将齿轮基本参数列于下表：内容直齿轮小齿轮大齿轮分度圆直径d=mz128mm148mm齿顶高ha=ha*m=m4mm齿根高hf=ha*+c*m5mm全齿高h=ha+hf=2.25m9mm齿顶圆直径da=d+2ha136mm156mm齿根圆直径df=d-2hf118mm138mm基圆直径db=dcos120.28mm139.07mm齿距p=m12.56mm基节pb=pcos11.80mm齿顶圆压力角a=cos-1dbda27.8226.94中心距a=12d1+d2138mm4.2轴的设计与校核选择轴的材料选取45钢，调制处理，参数如下：硬度为hbs220抗拉强度极限b640mpa屈服强度极限s360mpa弯曲疲劳极限-1275mpa剪切疲劳极限-1155mpa许用弯应力-1=60mpa 4.2.1高速轴的计算和校核1、初步估算轴的最小直径由前面的传动装置的参数可知n1= 2300 r/min，p1=154.56(kw)；查表可取a0=112； dmin=a03p1n1=1123154.562300=45.53mm2、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案如图，从左到右依次为轴承端盖、轴承、小齿轮。图4-2 轴的结构简图（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）轴的最小直径是与联轴器连接处的直径d-。为了使所选的轴的直径d-与联轴器的孔径相适应，故需要同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩tca=kat1。查表，考虑到转矩变化小，故取ka=1.5，则tca=kat1=1.564.196=962.94n.m1120n.m，按照计算转矩tca小于联轴器公称转矩的条件。查机械设计手册，选ml6型梅花形弹性连轴器，半联轴器孔的直径d1=50mm，长度为l112mm，故取d-50mm,l-=84mm。右端采用轴肩定位,轴肩的高度h=0.07d0.1d，取h=3.5 mm，则d-=57 mm。轴承端盖的总宽度为10 mm，根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，故取l-=50 mm。2）初步选取滚动轴承。因为轴主要受径向力的作用，不受轴向力的作用，故选用深沟球滚动轴承。由于轴d-=57 mm，故轴承的型号为6012，其尺寸d=60mm，d=95mm, b=18mm。所以d-=d-=60mm，轴承用轴套定位，取l-=46mm，l-=18mm。3）取d-=70mm， l-=20mm，由于齿顶圆da=136mm2d-=140mm，所以做成齿轮轴，取l-=133mm，d-=70mm， l-=30mm。至此，已经初步确定了各轴段的长度和直径。4）轴上零件的轴向定位。飞轮和轴的轴向定位均采用平键链接（详细的选择见后面的键的选择过程）。5）确定轴上的倒角和圆角尺寸。取轴端倒角为245，各轴肩处的圆角半径r=2mm。 3、计算过程（1）作用在齿轮上的力根据高速齿轮的受力分析得：fx=3507n，fy=1276n（2）计算支反力根据轴上的结构图作出轴的计算简图（图4-3），确定轴承的支点位置大致在轴承宽度中间。故l1=123.5mm, l2=105.5mm,l= l1+l2=229mmx方向 mb=0,fnx1229-fx105.5=0 故fnx1=1616nf=0,故 fnx2=fx-fnx1=3507-1294=1891ny方向 mb=0，fny1229-fy105.5=0 故fny1=588nf=0,故 fny2=fy-fny1=1276-588=688n（3)计算弯矩x平面弯矩：mx=fnx2l2=199500.5n.mmy平面弯矩：my=fny2l2=72584n.mm合成弯矩：m=mx2+my2=199500.52+725842=212294n.mm图4-3 弯矩和扭矩图根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图（图4-3）。可看出c截面为最危险截面，现将计算出的截面c处的mx、my及m的值列于下表：载荷平面x平面y支反力fnx1=1616nfnx2=1891nfny1=588nfny2=688n弯矩mx=199500.5n.mmmy=72584n.mm总弯矩mm=212294n.mm扭矩tt1=641960n.mm根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图，可看出c为危险截面，现将计算出的截面c处的t：t=641960n.mm（4）按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，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。扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力ca=m2+t2w=2122942+0.664196020.1703=12.82mpa已由前面查得许用弯应力-1=60mpa，因ca-1，故安全。4、精确校核轴的疲劳强度（1)判断危险截面截面a，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的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以截面a，均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面处的过盈配合引起的应力集中最严重，且受扭矩作用，因而只需校核截面即可。1)截面右侧抗弯截面系数：w=0.1d3=0.11283=209715.2mm3抗扭截面系数：wt=0.2d3=0.21283=419430.4mm3弯矩m为：m=212294123.5-66.5123.5=97982n.mm截面上的扭矩：t2=641960n.mm弯曲应力：b=mw=97982209715.2=0.47mpa截面上的扭转切力：t=t2wt=641960419430.4=1.53mpa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及。因rd=5128=0.039，dd=12870=1.83，经插值后查得=2.28，=1.83由图查得轴的材料的敏性系数为q=0.86，q=0.92故有效应力集中系数为 k=1+q-1=2.10 k=1+q-1=1.76查得尺寸系数=0.67；扭转尺寸系数=0.81。轴按磨削加工，查得表面质量系数=0.92故得综合系数值为： k=k+1-1=2.100.67+10.92-1=3.22 k=k+1-1=1.760.81+10.92-1=2.26查得炭钢得特性系数=0.10.2，取 =0.1=0.050.1，取 =