机械设计课程设计-设计胶带输送机的传动装置.doc

目 录 1 设计任务书 .3 1.1 设计题目 ：设计胶带输送机的传动装置.3 1.2 工作条件：.3 1.3 技术数据：.3 2 电动机的选择计算 .3 2.1 选择电动机系列.3 2.2 滚筒转动所需要的有效功率.3 2.3 确定电动机的转速.4 3 传动装置的运动及动力参数计算 .4 3.1 分配传动比.4 3.2 各轴功率、转速和转矩的计算.5 3.3 开式齿轮的设计.7 4 传动零件的设计计算 .10 4.1 减速器高速级齿轮的设计计算.10 4.2 减速器低速级齿轮的设计计算.15 5 联轴器的选择与轴承的选择 .19 5.1 减速器高速端联轴器的设计.19 5.2 轴承的选择.20 6 轴的设计计算 .20 7 轴承的寿命计算 .24 8键的强度校核.27 9 减速器的润滑及密封形式选择 .28 10 参考文献 .28 1 设计任务书设计任务书 1.11.1 设计题目设计题目 ：设计胶带输送机的传动装置 1.2 工作条件：工作条件： 工作年限工作班制工作环境载荷性质生产批量 82 清洁平稳小批 1.31.3 技术数据：技术数据： 题号滚筒圆周 力 F(N) 带速 v(m/s) 滚筒直径 D(mm) 滚筒长度 L(mm) ZL-1(A)120000.26450800 2 电动机的选择计算电动机的选择计算 2.12.1 选择电动机系列选择电动机系列 根据工作要求及工作条件应选用三相异步电动机，封闭式 结构，电压 380 伏，Y 系列。 2.22.2 滚筒转动所需要的有效功率滚筒转动所需要的有效功率 kW Fv P W 12.3= 1000 26.012000 = 1000 = 传动装置总效率： 根据表 17-9 确定各部分的效率： 弹性联轴器的效率 995 . 0 弹联 圆锥滚子轴承的效率 98. 0 锥承 闭式齿轮的啮合效率 级精度）（ 闭齿轮 897 . 0 开式齿轮的啮合效率 95. 0 开齿轮 梁沟球轴承的效率 99. 0 珠承 卷筒的效率 96 . 0 卷筒 则传动装置的总效率 卷筒珠承锥承开齿轮闭齿轮刚联弹联 322 232 98 . 0 96 . 0 99 . 0 95 . 0 97 . 0 99 . 0 995 . 0 786 . 0 2.32.3 确定电动机的转速确定电动机的转速 滚筒轴转速 min/035.11 45 . 0 26. 06060 r D v nW 所需的电动机的功率 kw P P w r 969. 3 查表，可选 Y 系列三相异步电动机 Y132M6 型 ，额定功率 4kW, 同步转速 960r/min。同时，查表得电动机中心高 H=132mm，外伸 轴段 DE=38mm80mm。 3 传动装置的运动及动力参数计算传动装置的运动及动力参数计算 3.13.1 分配传动比分配传动比 3.1.13.1.1 各级传动比的粗略分配各级传动比的粗略分配 查表 4.2-9 取 6 45 ii开 减速器的传动比 499.14 6 996.86 开 减 i i i 减速器箱内高速级齿轮传动比： 34 . 4 5 . 1435 . 1 35 . 1 1 减 ii 减速器箱内低速级齿轮传动比 34 . 3 34 . 4 5 . 14 1 23 i i i 减 允许实际总传动比与要求传动比有(35)%的误差。 3.23.2 各轴功率、转速和转矩的计算各轴功率、转速和转矩的计算 3.2.13.2.1 0 0 轴（电动机轴）轴（电动机轴） 取 kwP r 4 kwPP r 4 0 min/960 0 rn mN n P T972.39 960 4000 55 . 9 55 . 9 0 0 0 3.2.23.2.2 轴（减速器高速轴）轴（减速器高速轴） 973 . 0 98. 0995. 0 01 锥承弹联 1 01 i kwPP872 . 3 973 . 0 4 0101 min/960 01 0 1 r i n n mN n P T723.38 960 3872 55 . 9 55 . 9 1 1 1 3.2.33.2.3 轴（减速器中间轴）轴（减速器中间轴） 9506 . 0 98 . 0 97. 0 12 锥承闭齿 34 . 4 12 i kwPP700 . 3 9506. 0892 . 3 1212 min/ 2 . 221 12 1 2 r i n n mN n P T740.159 2 . 221 3700 55 . 9 55 . 9 2 2 2 3.2.43.2.4 轴（减速器低速轴）轴（减速器低速轴） 9603 . 0 99 . 0 97 . 0 23 珠承闭齿 34. 3 23 i kwPP553 . 3 9603 . 0 700 . 3 2323 min/23.66 23 2 3 r i n n mN n P T346.512 23.66 3553 55 . 9 55 . 9 3 3 3 3.2.53.2.5 轴（传动轴）轴（传动轴） 9801. 099 . 0 99 . 0 34 珠承刚联 1 34 i kwPP482 . 3 9801. 0553 . 3 3434 min/23.66 34 3 4 r i n n mN n P T152.502 23.66 3482 55 . 9 55 . 9 4 4 4 3.2.63.2.6 轴（卷筒轴）轴（卷筒轴） 9405 . 0 99. 095 . 0 45 珠承开齿 6 45 i kwPP275 . 3 9405 . 0 482 . 3 4545 min/04.11 45 4 5 r i n n mN n P T592.2833 04.11 3275 55 . 9 55 . 9 5 5 5 各轴运动及动力参数见下表 表 1 各轴运动及动力参数表 轴序号功 率 P(kW) 转 速 n(r/min) 转 矩 T(N.m) 传动比效率 04.096039.79210.9731 3.89296038.723 4.340.9506 3.700221.2159.740 3.340.9603 3.55366.23512.346 10.9801 3.48266.23502.152 3.27511.042833.592 60.9405 3.33.3 开式齿轮的设计开式齿轮的设计 3.3.13.3.1 选择材料选择材料 小齿轮:选择 45 号优质钢，调质处理，取齿面硬度 230HBS； 大齿轮:选择 QT500-7，正火处理，取齿面硬度 210HBS。 3.3.23.3.2 根据齿根弯曲疲劳强度确定模数根据齿根弯曲疲劳强度确定模数 初取小齿轮齿数 20 4 Z 则大齿轮齿数 120620 45 开 iZZ 选取， 2 . 1 TtY K 3 . 0 a 查图 5-18 得，MPa F 198 5lim MPa F 216 4lim 查图 5-19 得 0 . 1, 0 . 1 21 NN YY 查图 5-14 得 23. 2,82 . 2 21 FaFa YY 查图 5-15 得 82. 1,56. 1 21 SaSa YY 由,，mmm50 . 1 21 XX YY 取，0 . 2 ST Y4 . 1 min F S 由公式 5-31：得 XN F STF F YY S Y min lim MPa F 6 . 3080 . 10 . 1 4 . 1 0 . 2216 1 MPa F 8 . 2820 . 10 . 1 4 . 1 0 . 2198 2 计算 F SaFaY Y 则 01425 . 0 6 .308 56. 182. 2 1 11 F SaFaY Y 01435. 0 8 .282 82. 123 . 2 2 22 F SaFa YY 取较大者： 01435 . 0 8 . 282 82. 123 . 2 2 22 F SaFa YY 估计模数（根据公式 5-25）： 则 mm YY Y Zu KT m F SaFa a 6 . 3 20) 16(3 . 0 01435 . 0 2 . 14 ) 1( 4 3 2 3 2 43 4 所以取 m=4mm 3.3.33.3.3 齿轮主要参数齿轮主要参数 mmm zz a5604 2 12020 2 54 3 mmmZd80204 44 mmmZd4801204 55 mmmhdd aa 8840 . 12802 * 44 mmmhdd aa 48840 . 124802 * 55 mmddb18.75cos 44 mmddb05.451cos 55 sm nd v/277 . 0 1060 3 44 3 mmab as 140 33 3.3.43.3.4 验证齿面疲劳强度： 电机驱动，载荷平稳，查表 5-3，取 0 . 1 A K 按 8 级精度，取 055 . 0 100 4 vz 0 . 1 v K 按两齿面均为软齿面，取75 . 1 4 3 d b 15 . 1 K 查表 5-4 得 ， 1 . 1 k495 . 2 H ZMPaZE8 .189 则：265. 11 . 115. 10 . 10 . 1 k kkkk vA 齿顶压力角： . 4 4 4 32.31 88 18.75 arccosarccos a b d d . 5 5 5 44.22 488 05.451 arccosarccos a b d d 重合度： 728 . 1 )2044.22(120)2032.31(20 2 1 )()( 2 1 . 5244 tgtgtgtg tgtgztgtgz aa 则： 87 . 0 3 728 . 1 4 3 4 Z 齿面接触应力： MPa db KT ZZZ EHH 529 12 3 3 2 43 4 计算材料许用应力： 查图 5-16，得， MPa H 560 1lim MPa H 518 2lim MPa S ZZZZ H LVRWXNH H 57292 . 0 0 . 10 . 111 . 1 0 . 1 560 lim 441lim 1 MPa S ZZZZ H LVRWXNH H 51892 . 0 0 . 10 . 111 . 1 0 . 1 56 lim 552lim 2 取 MPa H 572 由： HH MPaMPa572529 所以齿轮黏合时符合接触疲劳强度条件 3.3.53.3.5：齿轮参数 Z =20, Z =120, a=560mm, m=4mm 45 ， ， mmda88 4 mmda488 5 mmd80 4 mmd480 5 mmmchdd af 70425 . 0 0 . 1280)(2 * * 44 mmmchdd af 470425 . 0 0 . 12480)(2 * * 55 ，mmb145 4 mmb140 5 4 传动零件的设计计算传动零件的设计计算 4.14.1 减速器高速级齿轮的设计计算减速器高速级齿轮的设计计算 4.1.14.1.1 材料选择材料选择 小齿轮:40cr 合金钢，调质处理，取齿面硬度 260HBS 大齿轮:45#优质合金钢，正火处理，取齿面硬度 180HBS。 计算应力循环次数 9 11 10212 . 2 )283008(19606060 h jLnN 8 9 12 1 2 10097 . 5 34 . 4 10212 . 2 i N N 查图 5-17 得， 04 . 1 , 0 . 1 21 NN ZZ 由式 5-29，0 . 1 21 XX ZZ 取92 . 0 , 0 . 1, 0 . 1 lim LVRWH ZZS 由图 5-16b，得, 2 1lim /700mmN H 2 2lim /530mmN H 由 5-28 式计算许用接触应力 2 11 min 1lim 1 /64492 . 0 0 . 10 . 10 . 1 0 . 1 700 mmN ZZZZ S LVRWXN H H H 2 22 min 2lim 2 / 1 . 50792. 00 . 10 . 104 . 1 0 . 1 530 mmNZZZZ S LVRWXN H H H 因，故取 12HH 2 2 / 1 . 507mmN HH 4.1.24.1.2 按齿面接触强度确定中心距按齿面接触强度确定中心距 小轮转矩mmNT 38723 1 初定螺旋角 , 。 13987 . 0 13coscos Z 初取，由表 5-5 得0 . 1 2 ttZ K 2 / 8 . 189mmNZE 减速传动，;取34 . 4 iu4 . 0 a 端面压力角 4829.20)13cos/20()cos/(tgarctgtgarctg nt 基圆螺旋角 b=12.2035。 2035.12)4829.20cos13()cos(tgarctgtgarctg tb 442 . 2 4829.20sin4829.20cos co2 sincos cos2 2035.12s tt b H Z 由式（5-39）计算中心距 a mm ZZZZ u KT ua H EH a t 9 . 117 0 . 507 987 . 0 8 .18944 . 2 431 . 4 4 . 02 446700 . 1 ) 1431 . 4 ( 2 ) 1( 3 2 3 2 1 取中心距 a=120mm，估算模数 mn=(0.0070.02)a=0.875-2.5mm, 取标准模数 mn=2mm。 小齿轮齿数： 90.21 1431 . 4 2 13cos1202 1 cos2 1 um a z n 大齿轮齿数： z2=uz1=03.9590.2134 . 4 取 z1=22，z2=96 实际传动比36 . 4 22 96 1 2 z z i实 传动比误差 ，%5%46 . 0 %100 34 . 4 36 . 4 34. 4 %100 理 实理 i ii i 在允许范围内。 修正螺旋角修正螺旋角 3128104823.10 1252 )10022(2 arccos 2 )( arccos 12 zzmn 修正 ZHZ . 31.20) 4823.10cos 20tan arctan() cos arctan(tan n t t 84 . 9 )31.20cos4823.10arctan(tan)cosarctan(tan tb 46 . 2 31.20sin31.20cos co2 sincos cos2 84 . 9 s tt b H Z 992 . 0 cos Z 齿轮分度圆直径 mmzmd n 746.444823.10cos/202cos/ 11 mmzmd n 257.1954823.10cos/962cos/ 22 圆周速度sm nd v/25 . 2 1060 960746.44 1060 33 11 由表 5-6,取齿轮精度为 8 级. 4.1.34.1.3 验算齿面接触疲劳强度验算齿面接触疲劳强度 按电机驱动,载荷平稳,由表 5-3,取 KA=1.0 按 8 级精度 和，smvz/495 . 0 100/ 1 取 Kv=1.035。齿宽。mmab a 48 按 b/d1=1.073,考虑轴的刚度较大和齿轮相对轴承为非对称布置， 得。18 . 1 K 查表 5-4，得2 . 1 K 载荷系数47 . 1 2 . 118 . 1 038 . 1 0 . 1 K KKKK vA 计算重合度 齿顶圆直径 mmmhdd naa 746.482 * 11 mmmhdd naa 257.1992 * 22 齿轮基圆直径 mmdd tb 964.4131.20cos746.44cos 11 mmdd tb 117.18331.20cos257.195cos 22 端面齿顶压力角 5855.30arccos 1 1 1 a b at d d 2198.23arccos 2 2 2 a b at d d 673 . 1 )31.2022.23(96)31.2058.30(22 2 1 )()( 2 1 2211 tgtgtgtg tgtgztgtgz tattat 389 . 1 2 48.10sin48 sin n m b 由式（5-43）得 773. 0 673 . 1 11 Z 由式（5-42）得992 . 0 48.10coscos Z 46 . 2 H Z 计算齿面接触应力计算齿面接触应力 22 2 2 1 1 / 1 . 507/436 36 . 4 136 . 4 )746.44(48 3872347 . 1 2 992 . 0 773 . 0 8 . 18946. 2 12 mmNmmN u u bd KT ZZZZ H EHH 故安全。 4.1.44.1.4 验算齿根弯曲疲劳强度验算齿根弯曲疲劳强度 由图 5-16b，得， 2 1lim /292mmN F 2 2lim /206mmN F 由图 5-15，得 Y=1.0，Y=1.0 1N2N 由式 5-23，Y=Y=1.0。 1X2X 取 Y=2.0，S=1.4 STminF 计算许用弯曲应力 2 11 min 1lim 1 /4170 . 10 . 1 4 . 1 2292 mmNYY S Y XN F STF F 2 22 min 2lim 2 /2940 . 10 . 1 4 . 1 2206 mmNYY S Y XN F STF F 97.1005781.12cos/100cos/ 14.2348.10cos/22cos/ 33 22 33 11 ZZ ZZ V V 由图 5-14 得 Y=2.74，Y=2.24 1Fa2Fa Y=1.59，Y=1.84 1Sa2Sa 因，取0 . 1 0 . 1 913 . 0 120 48.10 11 120 1 Y 683. 0 673 . 1 48.10cos75 . 0 25 . 0 cos75 . 0 25 . 0 22 b Y 2 1 2 11 1 1 1 /417/3 .71 913 . 0 683 . 0 59 . 1 74 . 2 2746.4448 3837347. 122 mmNmmN YYYY mbd KT F saFa n F 22 11 22 12 /294/46.67 59 . 1 74 . 2 84 . 1 24 . 2 3 .71mmNmmN YY YY SaF SaFa FF 所以都安全。 4.1.54.1.5 齿轮主要几何参数齿轮主要几何参数 z1=22, z2=96, u=4.36, mn=2 mm, 0=, 312810 mt=mn/cos=2/cos10.48230=2.034mm, d1=44.746mm, d2=195.257 mm, da1=48.746mm, da2=199.257 mm df1=40.246mm, df2=190.757 mm, a=120mm,b2=48mm,b1=54mm. 4.24.2 减速器低速级齿轮的设计计算减速器低速级齿轮的设计计算 4.2.14.2.1 材料的选择：材料的选择： 小齿轮:40cr 合金钢，调质处理，齿面硬度 250-280HBS,计算取 260HBS； 大齿轮:45#优质碳素钢，正火处理，齿面硬度 162-217HBS，计算取 180HBS。 计算应力循环次数 8 21 1009 . 5 )283608(120.2216060 h jLnN 8 8 23 1 2 1053. 1 34 . 3 1009. 5 i N N 查图 5-17，Z=1.07 Z=1.11， 1N2N 由调质/正火钢，m16mm,取 Z=Z=1.0 。 1X2X 两齿面均为软齿面，取 Z =1.0 w 由精加工齿轮，取 Z=0.92， LVR 取接触强度最小安全系数 S minH =1.0 计算许用接触应力计算许用接触应力 2 11 min 1lim 1 /68992 . 0 0 . 107 . 1 0 . 1 700 mmNZZZ S LVRXN H H H 2 22 min 2lim 2 /54192 . 0 0 . 10 . 111 . 1 0 . 1 530 mmNZZZZ S LVRWXN H H H 因，故取。 12HH 2 1 /541mmN HH 4.2.24.2.2 按齿面接触强度确定中心距按齿面接触强度确定中心距 小轮转矩 T =159740Nmm 2 取，,2 . 1 2 ZKt5 . 2 H Z4 . 0 a 2 / 8 . 189mmNZE 计算中心距 a mm ZZZ u KT ua H EH a t 28.177 2 ) 1(3 2 1 取中心距 a=180 mm。 估算模数 mn=(0.0070.02)a=1.26-3.6mm 取标准模数 mn=3mm。 减速传动，;34. 3 23 iu 小齿轮齿数 65.27 134 . 3 3 1802 1 2 2 um a z n 大齿轮齿数。35.9265.2734 . 3 23 uzz 取 Z =27，Z =93。 23 实际传动比 44 . 3 27 93 2 3 z z i实 传动比误差 ，%5%99 . 2 %100 34 . 3 44. 334 . 3 %100 理 实理 i ii i 在允许范围内。 计算齿轮参数计算齿轮参数： 齿轮分度圆直径 ,mmzmd n 91273 22 mmzmd n 279933 33 mmmhdd naa 8730 . 12812 * 22 mmmhdd naa 28530 . 122792 * 33 mmddb12.7620cos 22 mmddb17.26220cos 33 圆周速度sm nd v/937 . 0 1060 2 . 22181 1060 33 22 查表得，取齿轮精度为 8 级. 4.2.34.2.3 验算齿面接触疲劳强度验算齿面接触疲劳强度 按电机驱动,载荷平稳,由表 5-3,取 K=1.0 A 由图 5-4， 按 8 级精度和，smvz/253 . 0 100/ 1 得 K =1.02。 v 齿宽。mmab a 721804 . 0 22 按 b /d =0.89 22 考虑轴的刚度较大和齿轮相对轴承为非对称布置，得 K =1.07。 两齿面均为软齿面，由表 5-4，得 K =1.1 载荷系数2 . 11 . 107 . 1 02 . 1 0 . 1 K KKKK vA 端面齿顶压力角 ， 96.28 12.76 87 arccosarccos 2 2 2 a b a d d 计算重合度： 09.23 17.262 285 arccosarccos 3 3 3 a b a d d 796.1 )2009.23(93)2096.28(27 2 1 )()( 2 1 2322 tgtgtgtg tgtgztgtgz aa 857 . 0 3 796 . 1 4 3 4 Z 计算齿面接触应力 22 2 2 22 2 /541/415 44.3 144.3 8172 1597402.12 857.08.1895.2 12 mmNmmN u u db KT ZZZ H EHH 接触疲劳强度符合要求，即安全。 4.2.44.2.4 验算齿根弯曲疲劳强度验算齿根弯曲疲劳强度 由图 5-14 得24 . 2 ,65 . 2 32 FaFa YY 由图 5-15 得80 . 1 ,61 . 1 32 SaSa YY 重合度系数：668. 0 75 . 0 25 . 0 Y 由图 5-18,得 2 3lim 2 2lim /216,/292mmNmmN FF 由图 5-19，得 Y=1.0，Y=1.0 2N3N 由 m 5mm,故 Y=Y=1.0 n2X3X 取 Y=2.0，由运转平稳取 S=1.4。 STminF 计算许用弯曲疲劳应力 2 22 min 2lim 1 /417mmNYY S Y XN F STF F 2 33 min 3lim 2 /308mmNYY S Y XN F STF F 计算齿根弯曲应力 2 3 2 22 22 2 1 /414/6 2 mmNmmNYYY mdb KT FsaFa n F 2 2 2 22 33 12 /308/59.58mmNmmN YY YY F SaF SaFa FF 所以齿根弯曲疲劳强度合格。 4.2.54.2.5 低速级齿轮主要参数低速级齿轮主要参数 Z =27,Z =93,u =3.44， m=3mm， 232 , mmmZd81 22 mmmZd279 33 , mmmhdd aa 872 * 22 mmmhdd aa 2852 * 33 ,mmmchdd af 25.772 * 22 mmmchdd af 25.2752 * 33 180 2 1 21 dda 齿宽 ，mmb73 3 mmb80 2 5 联轴器的选择与轴承的选择联轴器的选择与轴承的选择 5.15.1 减速器高速端联轴器的设计减速器高速端联轴器的设计 5.1.15.1.1 初步估定减速器高速轴外伸段轴径初步估定减速器高速轴外伸段轴径 因原动机与减速器安装在公共底座上，此处的联轴器不需补偿很大得同轴 度误差，同时为了减少其动载荷，联轴器应该具有较小的转动惯量和良好得 减震性能，同时对比弹性柱销联轴器，弹性柱销联轴器：减速器输入轴： d=(0.81.0)D=30.438 mm 电机轴直径转矩,38mmD mNT 40 型号工程转矩 （N.m） 许用转速 （r/min） 转动惯量价格 HL363050000.6 较高 TL625030000.06 低 ML39055000.178 高 综上所述，选择 TL 型弹性套柱销联轴器，具体型号及参数（取 d=32mm） 高速端联轴器：TL6 联轴器 GB/T 4323-2002。 8232 6038 ZC 主动端 Z 型轴孔 C 型键槽 mmd38 1 mmL60 1 从动端 Y 型轴孔 A 型键槽 mmd32 2 mmL82 2 5.1.25.1.2 低速段联轴器选择低速段联轴器选择 由于工作机与减速器不在同一座上，需要联轴器有较高的补偿功能，对转动 惯量没有相关要求，因此采用滑块联轴器 低速轴转矩，选用 KL6 型滑块联轴器。mNT 520 具体参数： JB/2Q 4384-1986 8442 11245 1 J 额定转矩 N.m许用转速 r/min质量 kg转动惯量 kg.m 2 9003200250.43 主动端 Y 型轴孔 A 型键槽 d =45mm L =112mm 11 从动端 J 型轴孔 A 型键槽 d =42mm L =84mm 122 5.25.2 轴承的选择轴承的选择 高速轴，有轴向力，外伸端直径 d =32mm。 i 选用圆锥滚子轴承，型号 30208. 中速轴，有轴向力，选用圆锥滚子轴承，型号：30208 低速轴，无轴向力，外伸端轴径 d =45mm 0 选用深沟球轴承，型号 6221。 6 轴的设计计算轴的设计计算 6.1.1 修正传动装置运动，动力参数 轴号转速 r/min 转矩 N.m功率 W 1960.0038.80083900.4 2220.00160.94883707.7 363.87532.37023560.5 463.87521.7713489.7 510.642944.38233282.0 滚筒 10.643150.8 设计要求误差设计要求误差 总传动比 96.86 04.11 960 t i22.90 64.10 960 i 误差 符合要求%75 . 3 %100 t t i ii 滚筒功率 符合要求WWPt 8 . 3150 0 . 3120 6.1.2 低速轴强度校核 6.1.2.1 该轴采用优质碳素钢，调质处理，主要机械性能：, MPa B 6310 , .MPa268 1 MPa155 1 6.1.2.2 轴的形状、尺寸及力学模型.转矩按脉冲循环计算，即取6 . 0 2 2 TMMca 6.1.2.3 计算图 b 中各力 mmNmNT 2 . 5323703702.532 3 N d T Ft 3 . 3816 279 2 . 53237022 3 3 ，NFF tr 9 . 138920tan 3 . 3816tan NFz 3 . 3816 2 NFX9 .1389 2 ，mmNM 2 . 532370 2 mmNM 2 . 532370 4 N LL LF F X X 9 . 920 5 . 68 5 . 134 5 . 134 9 . 1389 2312 23 2 1 N LL LF F Z Z 5 . 2528 5 . 68 5 . 134 5 . 134 3 . 3816 2312 23 2 1 NFFF XXX 0 . 469 9 . 920 9 . 1389 123 NFFF ZZZ 8 . 12873 .3816 5 . 2528 123 6.1.2.4 校核轴的危险截面 由图可知，X 截面受计算弯矩最大，而非最大轴径；截面直径最小，而 计算弯矩较大，所以 X、截面是危险截面。 查表 8-3，插值得：MPa b 7.58 1 校核 X 截面: 该截面mNM08.184332 5 . 24551 32 63142 . 3 32 33 d W MPa W TM ca 02.15 5 . 24551 2 .5323706 . 008.184332 2 2 2 2 ，所以 X 剖面安全。 MPa bca 7 . 58 1 校核截面： 该截面，mNM 0mNT 2 . 532370 3 . 8947 32 45142 . 3 32 33 d W MPa W TM ca 7 . 35 3 . 8947 2 . 5323706 . 00 2 2 2 2 ，所以剖面安全。 MPa bca 7 . 58 1 6.1.2.5 精确校核轴的疲劳强度 6.1.2.5.1 确定危险截面 、截面均有应力集中，均属危险截面， 其中、截面受载荷情况类似，只取、截面中应力集中系 数较大者进行校核，、受载荷情况类似，只取、截面中应力 集中系数较大者进行校核。 6.1.2.5.2 校核、截面 剖面因键槽引起应力集中，查附表 1-1 得应力集中系数为 ， 808 . 1 k603 . 1 2 k 剖面因配合（H7/r6）引起应力集中，查附表 1-1 得 ， 598 . 2 k872 . 1 2 k 因过度圆角引起应力集中，查附表 1-3，得：由 D=72mm，d=63mm, r=1.6mm, , 625 . 5 6 . 1 6372 r dD 025 . 0 63 6 . 1 d r 049 . 2 k689 . 1 2 k 故应按因配合引起的应力集中来校核截面。 剖面产生扭应力，应力幅，平均应力为： , 0 .49103 16 63142 . 3 16 33 D WT 0MmNT 2 . 532370 MPa W T T 84.10 0 . 49103 2 . 532370 max MPa Z ma 42 . 5 2 84.10 2 max 剖面产生的正应力及应力幅为： , MPa W M