常规型游梁抽油机传动装置设计.doc

课 程 设 计 说 明 书综合课程设计说明书 课 程 名 称: 机械设计综合课程设计 课 程 代 码: 6003939 题 目: 常规型游梁抽油机 传动装置设计 学 生 姓 名: 吴强 学 号: 3320130191119 年级/专业/班: 203级机设1班 学院(直属系) : 机械工程与自动化学院 指 导 教 师: 晏静江 目 录任务书第1章 常规游梁式抽油机传动方案设计61.1抽油机系统的组成61.2抽油机工作原理6第2章 曲柄摇杆机构设计72.1 设计参数分析与确定72.2 按K设计曲柄摇杆机构72.3结论和机构运动简图9第3章 常规游梁式抽油机传动系统运动和动力参数分析计算93.1 传动比分配和电动机选择93.2 各轴转速计算123.3各轴功率计算133.4各轴扭矩计算14第4章 齿轮减速器设计计算154.1 高速级齿轮传动设计计算154.2 低速级齿轮传动设计计算19第5章 带传动设计计算225.1 带链传动的方案比较225.2 带传动设计计算23第6章 轴系部件设计计算266.1 各轴初算轴径266.2 轴的结构设计266.3滚动轴承寿命验算306.4轴的强度验算30第7章 连接件的选择和计算357.1 齿轮连接平键的选择与计算357.2 带轮连接平键的选择与计算367.3螺纹连接件的选择36第8章 设计结论汇总37总结39参 考 书 目40机械综合课程设计任务书学院名称： 机械学院 专业： 机械设计制造及其自动化 年 级： 2012级机设6班 学生姓名: 蒋亚洲 学号: 312012080301634 指导教师: 杜 强 一、设计题目：常规型游梁抽油机传动装置设计二、抽油机工作原理抽油机由电动机驱动，经减速传动系统和执行系统（将转动变换为往复移动）带动抽油杆及抽油泵柱塞作上下往复移动，从而实现将原油从井下举升到地面的目的。如常规型游梁抽油机，电动机2经带传动和减速箱，将动力传递给曲柄8，曲柄8绕减速箱输出轴7轴心作顺时针匀速旋转运动，通过连杆12带动游梁16（摇杆）绕支架轴17轴心作往复摆动，使悬绳器19（抽油杆）上下往复运动，抽油杆由下止点上升到上止点时，地下的油被抽上来；抽油杆回程时，由上止点下降到下止点。悬点：执行系统与抽油杆的联结点，即悬绳器19处的载荷作用点；悬点载荷F(kN)：抽油机工作过程中作用于悬点的载荷；抽油杆冲程S(m)：抽油杆上下往复运动的最大位移；冲次n(次/min)：单位时间内柱塞往复运动的次数。三、技术指标及要求抽油机长期野外作业，24小时连续运行；要求运动平稳、效率高、使用寿命15年；悬点载荷F的简化静力示功图如右图：在柱塞上冲程过程中，由于举升原油，作用于悬点的载荷为F1，它等于原油的重量加上抽油杆和柱塞自身的重量；在柱塞下冲程过程中，原油已释放，此时作用于悬点的载荷为F2，它就等于抽油杆和柱塞自身的重量。假设电动机作匀速转动，抽油杆（或执行系统）的运动周期为T。油井工况为：上冲程时间下冲程时间冲程S(m)冲次n(次/min)悬点载荷F(kN)8T/157T/151.4217.3安装尺寸与机构相关参数油梁支撑到底座的高度：36m；减速器输出轴中心到底座的高度：0.6m；曲柄半径：0.41.2m。四、设计内容及完成后应上交材料对抽油机整机进行机械系统总体方案设计，确定减速传动系统、执行系统的组成，绘制系统方案示意图；按假定条件对抽油机工作执行机构进行尺寸综合设计，并使执行机构具有较好的传力性能。绘制工作执行机构运动简图；对工作执行机构进行运动分析，求出驴头摆动位移、速度、加速度，并绘制相应线图（取抽油杆最低位置为机构的零位）；对抽油机减速传动系统进行结构设计，并对其中关键零部件进行计算分析。完成后应上交的材料：1号图1张：包括工作执行机构运动简图、位移图、速度图、加速度图；0号图1张：减速器装配图；3号图12张：减速器重要零件图；设计计算说明书1份（30页以上）。五、设计提示原动机选择三相交流异步电动机；在曲柄上加配重的作用，是克服驴头大质量引起的阻抗力，并阻止回程电机的加速运转；抽油机野外工作，需防止灰砂、雨水的侵蚀；抽油杆向下运动，是靠抽油杆和驴头的重量驱动的；驴头弧形运动轨迹和抽油杆直线运动的差异，应予以协调；设计时，应根据抽油杆的往复直线运动特征、冲程大小、冲程次数、抽油载荷、安装条件等要求，提出执行机构运动方案。常见可行执行方案有很多种，现选用“曲柄摇杆（常规）式抽油机”执行机构，如下图所示。假定：取l1=1m，l2=0.75m，且取ec=1.1，摇杆（游梁）摆角为50。执行机构的总传动效率取=0.9。六、推荐参考资料1、机械设计课程设计指导书（西华大学机械学院基础教学部编）2、机械原理（孙桓主编，高等教育出版社）3、机械设计（濮良贵主编，高等教育出版社）指导教师 杜强 签名日期 2014 年12月23日系 主 任 张均富 审核日期 2014 年 12月 24日计 算 及 说 明结 果5 第1章 常规游梁式抽油机传动方案设计1.1抽油机系统的组成 图2-1结构示意图如图所示 1.2抽油机工作原理工作原理抽油机由电动机驱动，经减速传动系统和执行系统（将转动变换为往复移动）带动抽油杆及抽油泵柱塞作上下往复移动，从而实现将原油从井下举升到地面的目的。如常规型游梁抽油机，电动机2经带传动和减速箱，将动力传递给曲柄8，曲柄8绕减速箱输出轴7轴心作顺时针匀速旋转运动，通过连杆12带动游梁16（摇杆）绕支架轴17轴心作往复摆动，使悬绳器19（抽油杆）上下往复运动，抽油杆由下止点上升到上止点时，地下的油被抽上来；抽油杆回程时，由上止点下降到下止点。第2章 曲柄摇杆机构设计2.1 设计参数分析与确定根据工况一的要求，上冲程时间8T/15，下冲程时间7T/15综上可知 悬点载荷 图2-1 取l1=1.08m，l2=0.81m，且取ec=43，摇杆（游梁）摆角为50。摆角与冲程的关系为：50，s=1.3m所以，e=1.49m。又因为ec=43所以可知：c=1.12m2.2 按K设计曲柄摇杆机构设计原理需要横梁半段c=1.12m，摆角和行程速度变化系数设计的实质是确定铰链中心点的位置定出其他二杆的尺寸a和b。设计步骤如下：(1) 由已知的行程速度变化系数，计算出极位夹角。(2) 任意选择固定铰链中心D的位置，由摇杆长度c和摆角，做出摇杆的两个极限位置和。(3) 连接和，并作垂直于。(4) 作，与相较于点，由图可见，(5) 作的外接圆，在此圆周上任取一点作为曲柄的固定铰链中心，连接和，因为同一圆弧的圆周角相等，故(6) 因极限位置处曲柄与连杆共线，故从而的曲柄长度，连杆长度由图得图2-2根据作图比例可以算出：a=0.45m，b=1.125m。2.3结论和机构运动简图从而曲柄摇杆机构的所有参数均已确定了，l1=1.08m，l2=0.81m，a=0.45m，b=1.125m，c=1.12m，e=1.49m，。可以画出机构运动简图：第3章 常规游梁式抽油机传动系统运动和动力参数分析计算3.1 传动比分配和电动机选择由于直流电动机需要直流电源，结构较复杂，价格较高，维护比较不便，因此选择交流电动机。我国新设计的Y系列三相笼型异步电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单、工作可靠、价格低廉，维护方便，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体和无特殊要求的机械上，如金属切削机床、运输机、风机、搅拌机等，由于起动性能较好，也适用于某些要求起动转矩较高的机械，如压缩机等。由于Y系列三相笼型异步电动机有如此多有优点，且符合此减速器设计要求，因此选择Y系列三相鼠笼式异步电动机。1、 选择电动机容量：电动机的容量主要根据电动机运行时的发热条件来决定。本次设计的运输机是不变载荷下长期连续运行的机械，只要所选电动机的额定功率等于或稍大于所需的电动机工作功率，即，电动机不会过热，不必较验发热和起动力矩。（1） 工作机所需功率：工作机所需功率可由工作机的工作阻力，悬点的线速度求得，即根据公式(2)：则， 传动装置的总效率,应为组成传动装置的各部分运动副效率之乘积，即公式(5)：其中为了计算电动机的所需功率，需要确定从电动机到工作机之间的总效率，根据机械设计课程设计指导书表1可查得V带效率为0.94,滚动轴承效率为0.98，闭式齿轮传动效率为0.96，联轴器的效率为0.99，执行机构的总传动效率取=0.9则由电动机至摇杆的传动总效率为 所以：Pd=FV1000n=4.71.860210000.726=12.04 2、 确定电动机转速：曲柄工作转速n等于执行机构的冲次即：根据参考书1第7页表一常见机械传动的主要性能，V带的传动比范围为二级圆柱齿轮减速器传动比的范围为，故电动机转速的可选范围根据公式（6）有：根据容量和转速,查出有三种传动比方案，如表一：表一方案电动机型号额定功率电动机转速电动机重量参考价格元转动装置的传动比同步转速满载转速总传动比V带传动减速器1Y132M-4415001440470230125.653.527.432Y160M-64100096073035083772.526.673Y160L-847507201180500502.123.81综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格减速器的传动比，可见第二方案比较合适，因此选择电动机型号为Y180L-6，其主要性能如表二：表二型号额定功率kW满载时转速r/min电流(380V时)A效率功率因素Y160M-67.59709.4840.776.52.02.0 Y180L-6电动机的外形和安装尺寸如表三：表三中心高H外形尺寸L（AC/2+AD）HD底脚安装尺寸AB地肢螺栓孔直径K轴伸尺寸DE装键部位尺寸FGD160605432385 25421015421101237注：表中尺寸单位均为mm。3、 确定传动装置的总传动比和分配传动比传动装置的总传动比为选定的电动机满载转速和曲柄转速之比即公式（7）：其中：选定的电动机Y160M-6满载转速960r/min；：曲柄转速，即告21r/min；则有：V带分配的传动比=2.5，减速器的传动比为：展开式二级圆柱齿轮减速器，主要考虑满足浸没润滑的要求，为使两极大齿轮的直径相近，按照经验一般取高速级传动比，低速级传动比即：为使两极大齿轮的直径相近，本次设计取=3.75根据总传动比为各级传动比的连乘积，即公式（8）： 得：=4.87；3.2 各轴转速计算按照由电动机轴到工作机运动传递路线推算。得各轴的运动和动力参数。（1） 各轴转速I轴根据公式（9）： 式中：为电动机满载转速；为电动机至一轴的传动比，等于2.5代入数据则有：II轴根据公式（10）：代入数据 21III轴根据公式（11）：代入数据 曲柄转速： 式中：为III轴曲柄的传动比，因为它们之间直接由联轴器连接，所以，代入数据则有： 3.3各轴功率计算 (1)各轴输入功率I轴根据公式（12）： kW式中：为电动机至I轴的传递效率；则代入数据则有：II轴根据公式（13）：kW式中：为I轴至II轴的传递效率；则代入数据则有：III轴根据公式（14）：kW式中：为II轴至III轴的传递效率；则代入数据则有：kW曲柄：kW式中：为III轴至曲柄的传递效率；则代入数据则有：（2） 各轴输出功率IIII轴的输出功率分别为输入功率乘轴承效率.98，则有：I轴：；II轴：；III轴：。3.4各轴扭矩计算（1)各轴输入转矩电动机主轴输出转矩根据公式（17）：代入数据则有：轴输入转矩 281.53轴输入转矩1289.89 轴输入转矩4550.21 曲柄轴输入转矩4413.98 （2）各轴的输出转矩IIII轴的输出转矩分别为输入转矩乘轴承效率0.98，则有：I轴：；II轴：；III轴：。工作机的动力和运动参数整理如表四： 表 4 运动和动力参数计算结果轴名功率P（kw）转矩T（Nm）转速n传动比效率输入输出输入输出r/minI电动机轴12.04119.77 960 2.5 0.94 轴 11.32 11.09 281.53 279.82384 4.87 0.9408 轴10.65 10.44 1289.89 1264.09 78.853.75 0.9408 轴10.02 9.82 4550.214459.21 21.03 1.00 0.97 曲柄9.72 9.53 4413.98 4325.70 21.03 第4章 齿轮减速器设计计算4.1 高速级齿轮传动设计计算1. 选择齿轮齿型、精度等级、材料及齿数1) 按图一所示的传动方案，选用软齿面直齿圆柱齿轮2) 抽油机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度3) 材料选择，根据表101选： 小齿轮用40Cr，调质处理，硬度HB为260,大齿轮用45钢，硬度HB为240。2. 按齿面接触强度设计由设计计算公式(109a)进行计算，即：其中：载荷系数，选1.5齿宽系数，取1齿轮副传动比，5.95材料的弹性影响系数，查得189.8许用接触应力， T1=134040 查得齿轮1接触疲劳强度极限710。查得齿轮2接触疲劳强度极限580。齿轮的工作应力循环次数的计算公式(1013)：式中：为齿轮的转数，； 为齿轮每转一圈时，同一齿面啮合的次数； 为齿轮的工作寿命。根据高速级齿轮传动比5.95，代入数据则有：(1) 由图1019查得接触疲劳寿命系数0.95，1.1。(2) 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，接触疲劳安全系数，齿轮的接触疲劳许用应力按式（1012）计算式中：为接触疲劳寿命系数；为接触疲劳强度安全系数； 为齿轮的接触疲劳极限。 接触最小安全系数1.05，得：642607则许用接触应力=624.51) 计算（1） 试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值70.66 取（2） 计算圆周速度1.645（3） 计算齿宽 （4）模数和齿数 初选齿数Z1=302.7 所以可取m=3则 ， （5）计算载荷系数：已知使用系数1.5；根据1.645 ，8级精度，查得动载系数1.2；用插值法查得8级精度、齿轮1相对支承非对称布置时接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数1.475 ；查得弯曲强度计算齿向载荷分布系数1.35；查得齿间载荷分配系数1.32； =1.74 =0.87故载荷系数 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径 =593MPa607MPa 2.按齿根弯曲强度验算计算载荷系数3.7查取齿形系数：查得2.55 ，2.15 查取应力校正系数： 1.65，1.84查得齿轮1弯曲疲劳极限600查得齿轮2弯曲疲劳极限450取弯曲疲劳寿命系数0.9，0.92计算弯曲疲劳使用应力：取弯曲疲劳安全系数1.25，得432331低于许用应力。3.确定传动主要尺寸分度圆直径d： 中心距a：齿宽b： ，4.2 低速级齿轮传动设计计算1. 运动和动力参数的确定圆柱齿轮，高速级传动比，高速级转速65.21r/min,传动功率=5.13kW转矩。2. 计算过程（1）选择材料以及确定许用应力 小齿轮用40Cr，调质处理，硬度HB为260,大齿轮用45钢，硬度HB为240。查表得，。（2）按齿面接触强度设计设齿轮按八级精度制造，取载荷系数，齿宽系数选择1.0。小齿轮上的转矩：取取模数选取，则齿宽因此可选取齿轮的工作应力循环次数的计算公式(1013)：式中：为齿轮的转数，； 为齿轮每转一圈时，同一齿面啮合的次数； 为齿轮的工作寿命。根据高速级齿轮传动比5.95，代入数据则有：(3) 由图1019查得接触疲劳寿命系数1.1，1.13。(4) 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，接触疲劳安全系数s=1.05，齿轮的接触疲劳许用应力按式（1012）计算式中：为接触疲劳寿命系数；为接触疲劳强度安全系数； 为齿轮的接触疲劳极限。 接触最小安全系数1.05，得：743624则许用接触应力=683.5（5）计算圆周速度0.512 （5）计算载荷系数：已知使用系数1.5；根据0.512 ，8级精度，查得动载系数1.2；用插值法查得8级精度、齿轮1相对支承非对称布置时接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数1.52 ；查得弯曲强度计算齿向载荷分布系数1.5；查得齿间载荷分配系数1.49； =1.75 =0.87故载荷系数 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径 =579MPa683.5MPa 2.按齿根弯曲强度验算计算载荷系数4.0查取齿形系数：查得2.53 ，2.20 查取应力校正系数： 1.65，1.83查得齿轮1弯曲疲劳极限600查得齿轮2弯曲疲劳极限450取弯曲疲劳寿命系数0.92，0.93计算弯曲疲劳使用应力：取弯曲疲劳安全系数1.25，得441335低于许用应力。3.确定传动主要尺寸分度圆直径d： 中心距a：齿宽b： ， 第5章 带传动设计计算5.1 带链传动的方案比较现在要选取在电动机和减速器输入端进行传动的装置，有链传动和带传动两种方式，由于游梁式抽油机属于野外工作机型，因此在过载时很难保证安全，链传动虽然保证了很好的传动比，但是再出现过在状态下不会发生打滑现象以保证电动机的安全，因此选择带传动，其优点如下，适用于中心距较大的传动；具有良好的挠性，可缓和冲击，吸收震动；过载时带与带轮之间会出现打滑现象，避免了其他部件的损坏；结构简单成本低廉，常用在高速级。综上，可知本设计传动部分选择带传动。5.2 带传动设计计算1 已知条件和设计内容 设计V带传动时的已知条件包括：带传动的工件条件；传动位置与总体尺寸限制；所需传递的额定功率P；小带轮转速；大带轮带轮转速与初选传动比。2 设计步骤（1）确定计算功率 查得工作情况系数KA=1.51.2。故有： =21.672kW（2）选择V带带型 据和n选用B型v带。（3）确定带轮的基准直径并验算带速 1）初选小带轮的基准直径，取小带轮直径=125mm。 2）验算带速v，有： =6.345 m/s 因为6.345 m/s在5m/s30m/s之间，故带速合适。 3）计算大带轮基准直径 312.5mm （4）确定V带的中心距a和基准长度 1)初定中心距a=500mm2)计算带所需的基准长度 =1704mm选取带的基准长度=1760mm3）计算实际中心距 528m中心局变动范围：306.25mm 875 mm（5）验算小带轮上的包角159.66 120（6）计算带的根数z1）计算单根V带的额定功率由125mm和970.00 r/min查得 P=1.67KW据n=970.00 r/min，i=2.5和B型带，查得 P=0.3KW查得=0.95，=0.95，于是： =(+) =1.78KW2）计算V带根数z 5.8 故取6根。（7）计算单根V带的初拉力最小值查得B型带的单位长质量q=0.17kg/m。所以 =230.35 N应使实际拉力大于（8）计算压轴力压轴力的最小值为： = =2720.77 N3 带传动的计算结果 把带传动的设计结果记入表中，如表 5.1。 表 5.1 带传动的设计参数带型B中心距528mm小带轮直径125mm包角159.66 大带轮直径312.5mm带长1760mm带的根数6初拉力230.35N带速6.345 m/s压轴力2720.77 N第6章 轴系部件设计计算6.1 各轴初算轴径根据工作条件，初选轴的材料为45钢，调质处理。按照扭转强度法进行最小直径估算，即：。算出轴径时，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴强度的影响。当该轴段界面上有一个键槽时，d增大5%-7%，当该轴段界面上有两个键槽时，d增大10%-15%。查得A=103126。轴24.85轴48.9 轴69.33 将各轴的最小直径分别圆整为5的倍数：d1=25 mm，d2=50 mm，d3=70 mm。6.2 轴的结构设计a、轴的径向尺寸的确定以初步确定的轴径为最小轴径，根据轴上零件的受力、安装、固定及加工要求，确定轴的各段径向尺寸。轴上零件用轴肩定位的相邻轴径的直径一般相差5到10mm。当滚动轴承用轴肩定位时，其轴肩直径由滚动轴承标准中查出。为了轴上零件拆装方便或加工需要，相邻轴端直径之差应取1到3mm。轴上装滚动轴承、传动件和密封件登出的轴端直径应取相应的标准值。b、轴的轴向尺寸的确定轴上安装零件的各段长度，根据各段相应零件轮毂宽度和其他结构需要来确定。不安装零件的各轴段长度可根据主上零件的相应位置来确定。当用套筒或挡油环等零件来固定轴上零件时，轴端面与套筒端面或轮毂端面应留有2到3mm的间隙，即周段长度小于轮毂宽度2到3mm，以防止加工误差使零件在轴向固定不牢靠，当轴的外伸段上安装连轴器、带轮、链轮时，为了使其在轴向固定牢靠，也需同样处理。轴段在轴承座孔内的结构和长度与轴承的润滑方式有关，轴承用轴润滑，轴承的端面距箱体内壁的距离为3到5mm轴上的平键的长度应短于该轴段长度5到10mm，键长要整合到标准值。键端距零件装入侧轴端距离一般为2到5mm(1)轴一的设计根据轴的最小轴径25mm，初步选择轴一的轴承选择为滚动轴承6207，轴承内径35mm，外径72mm，轴承宽度17mm轴上零件装配图如图所示图6-1根据装配图设计的杆的相关尺寸如图所示图6-2（2）轴二的轴承选择根据轴的最小轴径50mm，初步选择轴二的轴承选择为滚动轴承6210，轴承内径50mm，外径90mm，轴承宽度20mm根据装配图各处尺寸为（3）轴三的轴承选择根据轴的最小轴径70mm，初步选择轴三的轴承选择为滚动轴承6316，轴承内径80mm，外径170mm，轴承宽度39mm得到装配图根据装配图得到尺寸图6.3滚动轴承寿命验算根据公式 轴一的轴承选择为滚动轴承6207，轴承内径35mm，外径72mm，轴承宽度17mm轴二的轴承选择为滚动轴承6210，轴承内径50mm，外径90mm，轴承宽度20mm轴三的轴承选择为滚动轴承6316，轴承内径80mm，外径170mm，轴承宽度39mm先选择，,，,，,，,，,，,进行计算可得到 6.4轴的强度验算1.轴上力的作用点位置和支点跨距的确定齿轮对轴的力作用点按计划原则，应在齿轮宽度的中点，因此可决定中间轴上两齿轮力的作用点位置。轴上安装的为深沟球轴承型号为6210，查数据可知它的负荷作用中心到轴承外端面的距离a=20mm，因此可以计算出支点跨距和轴上各力作用点相互位置尺寸。支点跨距L329mm。低速级小齿轮的力作用点C到左支点A距离L1108.5mm；两齿轮的力作用点之间的距离L2136mm；高速级大齿轮的力作用点D到右支点B距离L374.5mm。2.绘制轴的力学模型图初步选定高速级小齿轮为直齿，高速级大齿轮为直齿；根据中间轴所受轴向力最小的要求，低速级小齿轮为直齿，低速级大齿轮为直齿。根据要求的传动速度方向，绘制的轴力学模型图如下。图5.6 轴的力学模型及转矩弯矩图2强度校核齿轮2：5451.03 1984.01 (由于为直齿轮=0)0.00 (由于为直齿轮=0)齿轮3：13828.18 5033.05 (由于为直齿轮=0)0.00 (由于为直齿轮=0)1.垂直面支反力（XZ平面）参照图b。由绕支点B的力矩和0，得：-897080.65 因此-2879.87 方向向下。同理，由绕支点A的力矩和0得：-52693.61 因此-169.16 方向向下。由轴上的合力0，校核：0，计算无误。2.水平面支反力（XY平面）参看图d。由绕支点B的力矩和0，得：3287813.68 因此10554.78 方向向下。同理，由绕支点A的力矩和0得：2717658.58 因此8724.43 方向向下。由轴上的合力0，校核：0，计算无误。3.A点总支反力10940.61 B点总支反力10556.13 1.垂直面内的弯矩图参照图c。C处弯矩：-298066.92 -298066.92 D处弯矩-12771.64 -12771.64 2.水平面内的弯矩图参看图e。C处弯矩：-1092419.63 D处弯矩：-658694.13 3.合成弯矩图参看图f。C处：1132353.54 1132353.54 D处：658817.94 658817.94 4.转矩图参看图g。1037113.43 5.当量弯矩图参看图h。因为是单向回转轴，所以扭转切应力视为脉动循环变应力，折算系数=0.6。622268.06 C处：=1132353.54 1292068.92 D处：658817.94 658817.94 进行校核时，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。39.33 MPa根据选定的轴的材料45钢，调质处理，查得60MPa。因为，因此强度足够达到要求。第7章 连接件的选择和计算7.1 齿轮连接平键的选择与计算根据各轴的尺寸，可以初步确定键的大小查表可得轴一的键，公称尺寸128，键长75轴二的键，小齿轮的键为，公