带式运输机一级圆柱(或圆锥)齿轮减速器课程设计方案书

1、课程设计说明书目录 2 2 45 V 7 9 12 22 25 26 2727 28 30一、设计课题及主要任务：1、设计课题：设计用于链式传送设备或带式运输机的一级圆柱（或圆锥）齿轮减速器。2、设计内容： 传动方案的拟定及说明（附图）； 运动学计算（电动机功率计算、传动比计算、运动及动力参数计算）； 直尺圆柱（或圆锥）齿轮传动件设计计算（选材、确定尺寸）； 轴的初步设计； 选择联轴器和轴承； 轴的结构设计（附结构简图）； 选择轴承、齿轮处的配合； 编写设计计算说明书、设计小结。3、设计任务： 减速器装配图一张：只画俯视图（A 3 ）； 零件图一张：大圆柱（圆锥）齿轮轴（A3）； 设计计算说明

2、书一份。A 3 ）或大圆柱（圆锥）齿轮4、设计要求： 图面整洁、符合各项标准规范要求； 设计说明书要求字迹工整、清洁，插图规范。5、设计进度计划： 总体计算和传动件参数计算； 轴与轴系零件的设计； 轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制； 装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写。6、设计时间：2010 年10 月11 日至2010 年11 月5 日设计工程计算过程及说明主要结果二、传动方案拟定1、工作条件运输机连续工作，单向运转。减速器小批量生产，运输带允许速度误差为± 5% 。2、原始数原始数据据运输带拉力 F（N）1900运输带速度 V（ m/s）1.63、方案拟定卷筒直径 D（m

3、m）400每天工作时间 h24 传动方案分析：机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。 设计方案：本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动为一级直齿圆柱齿轮减速器。采用带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。a、带传动承载能力较低，在传递

4、相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。b、齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。简图如下：三、电动机选择：1、电动机类型和结构的选择：2、电动机功率选择：3、确定电动机转速：选择 Y 系列三相异步电动机，此系列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。运输机主轴上所需要的功率：P=FV=1900N× 1.6m/s=3040W工作机所需功率

5、由公式：Pw=P/1000w=3040/(100 ×00.94)kw=3.23kww带式输送机的功率取 0.94机械零件课程设计 P18 表 2-4传动装置的总功率：2总 =带 ×轴承 ×齿轮 ×联轴器 ×滚筒 =0.85总电动机至滚筒主动轴之间的总功率由机械零件课程设计 P18 表 2 4 查得：带 V 带传动效率，取0.95；轴承 一对滚动轴承的效率。取0.99； 齿 轮 一对齿 轮副 效率（ 8 级精度，油润滑），取 0.97；联轴器 联轴器效率，取0.98；滚筒 滚筒效率，取 0.96（查机械设计基础机械课程设计指导书表 2.3）电动机

6、输出的功率 :Po=Pw/总 =3.8KW一 般 电 动 机 的 额 定 功 率 ： Pm= （ 11.3 ） Po=3.84.94KW由表 21 取电动机额定功率 Pm=4kw机械零件课程设计滚筒工作转速为：n 滚筒 =60×1000·V/ （·D） =(60 ×1000×1.6)/（400·） =76.4 r/min根据机械零件课程设计表 2-5 推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围 i2=3 5。取带传动比 i1= 。则总传动比理论范围为： i 620。Y 系列三相异步电动机P=3040WPw=3.23kw总

7、=0.85Po=3.8KWPm=4KWn 滚筒 =76.4r/min故电动机转速的可选范围：n=i ×n 滚筒 =(1620)×76.4=458.41528 r/min则符合这一范围的同步转速有：750、1000和1500r/min根据容量和转速，由相关手册查出三种适用的电动机型号电动机型号（如下表 1）机械设计基础课程设计为 Y132M1-指导书（第二版） P 10：6综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、效率等，可见第2 方案比较适合。故选定电动机型号为 Y132M1-6 。其主要性能：（如下表2）表 1：方 电动机型额定值电动机转速效率 % 外形尺寸 mm重量 Kg案

8、号(r/min)功率 电流 A 同步转满载转速Kw速1Y160M1-8409.9175072084.0600×420×3851182Y132M1-69.40100096084.0515×350×31573403Y112M-4408.771500144084.5475×350×31568表 2：中心高H外形尺寸L×(AC/2+AD)×HD底角安装尺寸地脚螺栓孔直径 K轴 伸 尺寸 D×E装键部位尺寸F×GDA×B132515×（135+210）216×1781238&

9、#215;8010×41×315四、确定传动装置的总传动比和运动（动力）参数的计算：1、传动装由选定的电动机满载转速 nm 和工作机主动轴转置总传动比速 n：i 总 =12.57为：i 总 = nm/n=nm/n 滚筒 =960/76.4=12.572、分配各级总传动比等于各传动比的乘积传动装置传分配传动装置传动比 : i= i1 i2×动比：式中 i1 、i2 分别为带传动和减速器的传动io =33、运动参比根据机械零件课程设计表2-5，取 io=3（普通 V 带 i=24）i2 4.19因为：ioi1 ×i2所以：i2io i112.57/34.19

10、数及动力参数的计算 ：根据机械零件课程设计公式（ 2-7 ）（2-8 ）计算出各轴的功率（ P 电机轴 、 P 高速轴 、P 低速轴 、P 滚筒轴 ）、转速（ n 电机轴 、n 高速轴 、n 低速轴 、 n 滚筒轴）和转矩（ T 电机轴 、T 高速轴 、 T 低速轴 、T 滚筒轴 ） 计算各轴的转速：轴（高速轴）：n 高速轴 =nm/io=960/3.0=320r/min 轴（低速轴）：n 低速轴 =n 高速轴 /i1=320/4.19=76.4r/min 滚筒轴：n 滚筒轴 =n 低速轴 = 76.4r/min 2）计算各轴的功率：根据机械设计基础 课程设计指导书 P12 轴（高速轴）：P

11、高速轴 = Po×01= Po ×1=3.8 ×0.96=3.648KW轴（低速轴）：P 低速轴 = P 高速轴 ×12= P 高速轴 ×2×3=3.648 0.98 ×0.97=3.468KW 滚筒轴：P 滚筒轴 = P 低速轴 ×23= P 低速轴 ×2×4=3.468 ×0.98 ×0.99=3.36KW3）计算各轴的输入转矩：电动机轴输入转矩为：T 电机轴 =9550×Po/nm=9550×3.8/960=37.80N m·轴（高速轴）：

12、T 高速轴 = T 电机轴 ×io ×01= T 电机轴 ×io ×1 =37.8 ×3×0.96=108.87N m·轴（低速轴）：T 低速轴 = T 高速轴 ×i1 ×12= T 高速轴 ×i1 ×2×4 =108.87 4.19××0.98 ×0.99=442.57 N m·滚筒轴输入轴转矩为：T 滚筒轴 = T 低速轴 ×2×4=429.38 N m· 4）计算各轴的输出功率：由于轴的输出功率分别为

13、输入功率乘以轴承效率：则： P 高速轴 1= P 高速轴 ×轴承 =3.648×0.98=3.575KWn高速轴=320r/minn 低速轴 =76.4r/minn 滚筒轴 =76.4r/minP 高速轴=3.648KWP 低速轴=3.468KWP 滚筒轴 =3.36KWT 电机轴=37.80N ·mT 高速轴=108.87N ·mT 低速轴=442.57 N m·T 滚筒轴=429.38 N m·P高速轴1=3.575 KWP低速轴1=3.399 KWP低速轴1= P低速轴×T高速轴1轴承=3.468 ×0.98

14、=3.399KW=106.69 N m·5）计算各轴的输出转矩：T低速轴1由于轴的输出功率分别为输入功率乘以=433.72 N m·轴承效率：则：T 高速轴 1高速轴 ×轴承= T=108.87 ×0.98=106.69 N m·T 低速轴 1= T 低速轴 ×轴承=442.57 ×0.98=433.72 N m·综合以上数据，得表如下：参数功率 P(KW)转速 n(r/min)转矩 T（N·m）传动比 i效率电机轴高速轴（低速轴（滚筒轴（ w轴）轴）轴）3.83.6483.4683.3649603207

15、6.476.437.8108.87442.57429.3834.1910.960.950.97五、 V 带的设计1、选择普通由课本机械设计基础P132 表 8.21 查得V 带型号：K A=1.2由 PC= KA× mP=1.2 ×4.0=4.8KW根据 PC=4.8kw ， n 电机 轴 =960（ r/min ）课本2、方案选P134图 8.13 得知可选用 A 、B 型 V 带两方案；取：方案1：取 A型 V带1) 确定带轮的基准直径，并验算带速：根据课本表 8.6P124、 P134图 8.13则取小带轮 d1=100mm且 d1=100mm>dmin=75m

16、md2=n1 d1/n2·=i ·d1=3×100=300mm根据机械设计基础表 8.3 取 d2=280mm 则实际传动比 i 、从动轮的转速 n2 分别为：i= d2 / d1 =280/100=2.8；n2 = n1/i=960/2.8=342.86r/min；从动轮的转速误差为：（ 342.86-320） /320=7.143% 5% （ 大于± 5%的误差范围）故 A 方案不合适K A =1.2PC =4.8kwd1=100mmd2=280mmi=2.8n2=342.86r/minA 方案不合适方案 2：取B型V带1）确定带轮的基准直径根据课本

17、表 8.6P124、 P134图 8.13则取小带轮 d1=140mm且 d1=140mm>dmin=125mmd2=n1 d1/n2=i· d1·=960/320 ×140= 420mm根据机械设计基础表 8.3 取 d2=425mm 则实际传动比 i、从动轮的转速 n2 分别为：i=d2/d1=425/140=3.04；n2=n1/i=960/3.04=315.79r/min从动轮 的转速误 差为： （ 315.79-320） /320=-1.32%在 ±5%以内，为误差值允许范围。2）带速验算：V=n1· d1·/（100

18、0×60）=960× 140·/（1000×60）=7.036m/s介于 525m/s范围内，故合适。3)确定带长和中心距a：0.7 （d1+d2·） a0（2·d1+d2）（根据公式 8-14）0.7 （140+425×） a0 （2×140+425）395.5 a0 1130初定中心距 a0=760 ，则带长为：L 0=2·a0+·（d1+d2） +（d2-d1）2/(4 a·0)=2× 760+·（ 140+425 ） /2+ （ 425-140 ）2/(4

19、×760)=2434.2 mm8.4根据机械设计基础表选取基准长度L =2500 mmd实际中心距： a= a0d0+(L-L )/2=760+(2500-2434.2)/2=792.9mm中心距 a 的变动范围：a-0.015Ld） =792.9-a = （min37.5=755.4mmamax=（a+0.03 Ld） =867.9mm根据机械设计基础P135 公式（ 8-16、8-17）4）验算小带轮上的包角1 1=180-(d2-d1) 57×.3/a=180-(425-140) 57×.3/792.9d1=140mmd2= 425mmi=3.04n2=31

20、5.79r/minV=7.036m/sB 方案合适L 0=2434.2 mmL d=2500 mma=792.9mmamin=755.4mm amax=867.9mmP0=2.096KW=159.4>120故合适5）确定带的根数Z=PC/（(P0+P0) · KL· ）K（公式 8-18）根据 n2 =960r/min查表 8.10 用内插法得：P0=1.82+ （ 2.13-1.82 ） /(980-800) ×(960-800)=2.096KW由（公式 8.11）得功率增加量：P0= Kb n1（1-1/Ki ）由表 8.18 查得 Kb=2.6494&

21、#215;10-3；根据实际传动比i=3.04；查表 8.19 得 Ki =1.1373 则 P0 =0.307Kw 由表 .查得长度修正系数 KL =1.03由图 8.11查得包角系数 K=0.97得 Z =1.999 根故取 2根 B型普通 V带6）计算轴上的压力根据公式（ 8-19）得：2F0=500·PC·（ 2.5/ K -1）/z ·v+q ·v查表8.6 得 B 型普通 v 带每 M 的质量q=0.17kg/m则得：F0=500×4.8 ×（ 2.5/0.97-1 ） / （ 2×7.036 ）2=116.54

22、 N由公式 8.20 得作用在轴上的压力：FQ=2·z·F0· sin( /2)=2×2×116.54 ×sin(159.4/2)=458.7 NZ=2根F0=116.54 NFQ=458.7 N六、齿轮传动的设计：1、选定齿轮小齿轮的材料为 45 号钢调质，齿面硬度为传动类型、250HBS；大齿轮选用 45 号钢正火，齿面硬度材料、热处为 200HBS。由机械设计基础 P211表 10.21理方式、精齿轮精度初选 8 级，齿面精糙度 R 1.63.2 m度等级：2、初选主要根据机械设计基础选择原则 P209 选取：Z1=25参数：小

23、齿轮的齿数 Z1=25；传动比 i=4.19 取 4.0Z2=100大齿轮齿数 Z2=Z1·i=25 ×4=100、按齿面接根据表 10.20 取齿宽系数 d3=1.2触疲劳强度根据公式 10.22 计算小齿轮分度圆直径：计算：4、确定模数：5、基本几何尺寸计算：6、按齿根弯曲疲劳强度校核计算kT1i1d1 76.43iH 2d确定各参数值： 载荷系数： 查课本表 10.11取 K=1.1； 小齿轮名义转矩（ P191公式）6T1=9.55 ×10 ×P/n16=9.55 ×10 ×3.648/3205=1.0887 10×

24、N ·mm 许用应力 查课本图 10.24（ c） P188 H lim 1 560MPa H lim 2 530MPa查表 10.10按一般可靠要求取安全系数SH=1； H lim 1560MPa则H1SH H lim 2530MPaH 2SH取两式计算中的较小值，即H=530Mpa于是 d176.43 1.1 1.0887 10 5(4.0 1)1.24 (530)2=0.599 ×76.43mm=45.78mmm=d1/Z1 45.78/25=1.831由表 10.3 取标准模数值 m=2d1=m·Z1=2×25=50 mmd2=m·Z2

25、=2×100=200 mma=m ·（ Z1+Z2） /2=2×（25+100） /2=125 mm由公式 d=b/d1 得 b=60mm 则 b1=65mm（课本P210）由公式（ 10.24）2KT12KT1 Fbd1 m YF Ysbm2 z1YF YsF进行校核式中齿形系数 YF ：YF1 =2.65；YF2 =2.18（查表 10.13）应力修正系数 Ys ：Y s1 =1.59 ；Y s2 =1.80（表 10.14）许用弯曲应力查（图 10.25）得： Flim1=210MPa； Flim2=190Mpa查（表 10.10）得：安全系数 SF=1.3

26、0T1=1.0887 ×105 N·mm H=530Mpam=2d1=50 mmd2=200 mma=125 mm查（图 10.26）得： YNT1= YNT2=1由公式（ 10.14）可得： YNT1 F lim 1210162MPaF1SF1.30Y190 NT 2F lim 2146MPa故F2SF1.30F12KT12 YF1Ys1b1 z1m21.11.08871052.651.59652522=155.26MPa<F 1YF 2YS2F 2F 1YF 1YS1155.262.181.87、验算齿轮圆周速度：2. 65 1.59=144.59MPa F2故满

27、足齿根弯曲疲劳强度要求。齿轮圆周速度 v=· d1·（n1/60×1000）=3.14 50×320/×（ 60×1000）=0.837 m/s对照表 10.22 可知选择 8 级精度合适。齿轮的基本参数如下表所示:名称符公式齿 1齿 2号齿数zz25100分度圆直ddmz50200径齿顶hahaha* m33高齿顶d a圆直dad2h a56206径中心aam( z1z2 ) / 2距125v=0.837 m/s齿轮选择8 级精度七、轴的设计轴简图：（一）输入轴的设计计算：1、齿轮轴的设计： 选择轴材料：由已知条件知减速器传递的功率

28、属于中小功率，对材料无特殊要求，故选用 45 钢并经调质处理。有机械设计基础表 14.4 得：抗 拉 强 度 极 限B=650MPa ， 屈 服 极 限 s=360MPa； 按扭转强度估算轴的直径：轴的输入功率为 P=3.648 KW；转速为 n1=320 r/min根据课本 P271（14-2）式，并查表14-1 ，2、轴的结构设计c=107118则 dC·P(107 118)3 3.6483n320=0.226 ×（ 107118） mm=24.18226.668mm考虑有键槽，将直径增大3%5%，则d=（24.18226.668） ×(1+5%)mm=25.

29、39128.0mm d=30mm 选 d=30mm1）轴上零件的定位，固定和装配：一级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，用平键作周向过渡配合固定。轴的轴向定位是用轴端盖凸缘单向固定外圈来实现的。轴外伸段半联轴器用轴肩和轴端挡圈作轴向定位的，用平键作周向过渡配合定位。d1=30mm2）确定轴的各段直径 由上述可知轴段 1 直径最小 d1=30mm。轴的d10 18 30 5080直径1830 50 80100轴上 C1/R11.62.03.04.05.0圆角 /倒角最小Hmin22.53.54.55.5轴肩高度轴环bb 1.4h宽度轴上R

30、0.81.01.622.5圆角半径 轴段 2 考虑到要对安装在轴段1 上的联轴器进d2=35mm行定位，轴段2 上应有轴肩，同时为能很顺利d3=40mm地在轴段2 上安装轴承，轴段2 必须满足轴承d4=50mm内径的标准，至少应满足：d1+2×2.5mm=30+5=35mm； 轴段 3 不考虑对安装在轴2 上的零进行定位，d5=60mm只要求有一定圆角即可，至少应满足：d3=d2+2×1mm=37mm。圆整后取 d3=40mm。 d6=35mm 轴段 4 一般要比轴段 3 的直径大 10mm，所以有 d4=d3+10mm=50mm、为了便于拆卸左轴承，根据书 2，129 页

31、附表10.1 可知，所选 61909 型轴承的安装直径：50da63mm，所以取 d5=60mm、轴段6 与轴段 2 安装相同型号的轴承，所以该轴径为： d6=d2=35mm3）确定轴的各段长度已知毂宽为 65mm，为了保证齿轮固定可靠，轴段 4 的长度应略短于齿轮轮毂宽度2mm，取轴段 3 的长度为 63mm。轴环的宽度约为该最小轴肩高度的1.4 倍，即附表如上可得：所以轴环的宽度为3.5mm。 为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰，齿轮端面 L=111mm 与箱体内壁间应留有一定的间距，可取该间距为 18mm。 为了保证轴承安装在箱体轴承座孔中，并考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体内壁的距离为2m

32、m。又查书机械设计基础 课程设计指导书的附表 10.1 知，所选滚动轴承的宽度为： B=14mm。所以轴承支点的距离为：L=（ 14/2+2+14+65/2） ×2=111mm 确定轴段 2 的长度时，要根据轴段安装的零件尺寸来决定，所以有：a、上有一套筒，与齿轮端面与箱体内壁间应留有一定的间距相同，故取套筒的长度为 20mm。套筒左端紧靠与齿轮的内圈横截面，套筒右端有 2mm 的倒角，且右端使其轴承定位。b、减速器中两个齿轮的中心距a =125mm，并且设轴承座端面距外箱体的距离为 y，则：查书机械设计基础 课程设计指导书 17 页表 4.1 得，地脚螺钉直径为：df =0.036

33、a+12=0.036 125+12=16×.5mm圆整后得： df =20mm箱盖的壁厚为： 1=0.025a+1mm=0.025 × 125+1=4.125mm 8mm取 1=8mm轴承端盖螺钉直径： d3=（0.4-0.5）×df= （ 0.4 0.5 ） ×20mm= （ 8 10）mm 取 d3=8mm轴 旁 连 接 螺 栓 直 径 为 ： d1 =0.75 df =0.75 ×20=15mm由于较大的偶数则 d1=16mm，所以轴承的连接螺栓直径为 16mm 写为 M16 ；查机械设计基础 课程设计指导书手册表4.2 得 C1min=

34、22，C2min=20；所以轴承座端面距离内箱壁的距离为y 为：y= 1+C1min+C2min+ （ 5 10 ）L1=58mmL2=106mmL3=20mmL4=63mmL5=10mmL6=18mm3、求齿轮上作用力的大小、方向：=8+22+20+5=55mmc、外壁圆角半径一般为35mm，取圆角半径为 4mm。d、由 b、步可知 d3=8mm查书机械设计基础 课程设计指导书 23 页表 4.5 得，螺钉连接外装式轴承的厚度为：e=1.2d3=1.2 8mm=9×.6mme、轴 段 2 伸出箱 体外 的长度一般为 15 20mm，为了 方便 计算取 该轴段的 伸出长度为17.4m

35、m 。 综 合 上 述 ， 轴 段2的 长 度 为 ：2+18+55+4+9.6+17.4=106mm 轴段 1 的长度确定，根据联轴器的长度来确定其长度，查书机械设计基础 课程设计指导书 68 页附表 1.7 得， L=58mm。在轴段 1、 3 上分别加工出键槽，使两键槽处于轴的同一圆柱母线上，键槽的长度比相应的轮廓宽度约小 5 10mm，键槽的规格查书机械设计基础 课程设计指导书 108 页附表 5.11 得，轴 段 1 的键槽深 度为 4.0mm ，宽 度为 8mm ；轴段 3 的键槽深度为 5mm，宽度为12mm。小齿轮分度圆直径： d1=50mm；作用在齿轮上的转矩为：T1 =1.

36、0887 ×105 N ·mm求圆周力 Ft：Ft=2T1/d1=2×1.0887 ×105 /50=4354.8N 求径向力 Fr：0Fr=Ft · tan =4354.8 ×=1391tan20.0 强度校核（图如下）：Ft=4354.8NFr=1391.0NA 绘制轴受力简图（如图a）：FHAFHB=2177.4NFVAFVB=695.5NaB 绘制弯矩图：M H1（b）水平支点反力为：FHA FHB = Ft= 4354.8 =2177.4N22垂直支点反力 : FVA FVBFr =1391.0=695.5N22a、水平面弯

37、矩图（如图c）-截面处的弯矩为：M H1= FHAL / 2= 2177.4 111/2=120845×.7N.mm-截面处的弯矩为：M H2= FHA29=2177.4 ×（ c）b、垂直平面弯矩图（如图d）：-截面处的弯矩为：V1FL×·M=VA2=695.5 111/2=38600.25N mm=120845.7N·mmM H2 =63144.6 N·mmMV1=38600.25N·mmMV2=20169.5N·mmM 1=126860.79-截面处的弯矩为：N·mmM V2= FVB 29 =69

38、5.5 ×29 N ·mm=20169.5N·mmM 2=66287.626N·mm（d）C、绘制合弯矩图（如图 e）由M= MH2M V2 得到：T=108870N·mm-截面的合成弯矩为：M 1=M H2 1M V21 =126860.799N ·mm-截面的合成弯矩为：M 2=M H2 2M V2 2 =66287.626N mm·(e)M e1=142690.668D、绘制扭矩图（如图 f）N·mm转矩： T=6 P·M =9.55 10n=108870N mme293064.568N·

39、mm(f)E、求当量弯矩：因减速器单向运转，故可以认为转矩为脉动循环变化，取修正系数=0.6，由机械设计基础（第二版） P271公式 Me=M 2( T ) 2 得到：（二）输出-截面的弯矩合成为：轴的设计计2算：M=2=142690.668N ·mmM 1( T )e11、选择轴材料：-截面的弯矩合成为：2、按扭转强e2M2( T )2·度估算轴的M =2=93064.568N mm直径F、确定危险截面及校核强度：由以上图可以看出，截面-、 -所受转矩相同，但弯矩Me1Me2，且轴上还有键槽，故截面 -可能为危险截面。但由于轴径 d3 d2，故也对 -进行校核。截面 -：d1=45mm3、确定轴L1=82mmM e1M e1=22.30MPa各段直径和 e1=0.1d3长度W3d2=52mm截面 -：L2=74mmM e2M e2 e2=3 =21.71MPaW0.1d 2d3=55mm查机械设计基础L3=36mm272 页表 14.2 得【 -1b】=60MPa，满足 e【-1b】的条件，故设计的轴有足够的强度，并有一定的余量。