机械设计课程设计范例(减速器)

1、目录一、选择电动机二、确定传动装置的总传动比和分配传动比三、计算传动装置的运动和动力参数四、减速器的结构五、传动零件的设计计算六、轴的计算七、键的选择和校核八、轴承的的选择与寿命校核九、联轴器的选择十、润滑方法、润滑油牌号设计带式输送机传动装置参考传动方案:原始数据:-题号参数7运输带工作拉力 F(kN)2500运输带工作速度u (m/min)1.1卷筒直径D(mm)400已知条件1 滚筒效率n j=0. 96(包括滚筒与轴承的效率损失 )；2 .工作情况 两班制，连续单向运转，载荷较平稳；3 .使用折旧期 3年一次大修，每年 280个工作日，寿命 8年;4 .工作环境 室内，灰尘较大，环境最

2、高温度35 C；5.制造条件及生产批量一般机械厂制造，小批量生产。计算及说明、选择电动机（1）选择电动机的类型按工作要求和条件，选用三相笼式式异步电动机，封闭式结构，电压380V , Y型。（2）选择电动机的容量电动机所需功率计算工式为：（1）Pd =Pw KW，（ 2） Pw=邑 Kwa1000因此PdFvKw10003#所以由电动机至卷筒的传动总功率为：a二1 -一 3 -一 ； -一 4-一 5式中：1，2，3，4，5分别为带传动、轴承、齿轮传动、连轴器和卷筒的传动效率。取 1 =0.96（带传动），2=0.98 （滚子轴承），3=0.97,4 =0.99,5 =0.94. 贝万案电动机

3、型号额定功率Rd Kw电动机转速r/min电动机质量Kg同步转速异步转速1Y112M -2430002890452Y112M - 441500144043a =0.96 0.9830.9720.990.94=0.79#又因为：所以：V =1.1m/sPd =Fv1000 a2500 汉 1.110000.79=3.48 Kw4（3）确定电动机的转速 卷筒轴工作转速为#3Y162M1-6410009607360 1000 v 60 10001.1n =52.55 r/mintiD3.14X400按表1推荐的传动比合理范围，取一级齿轮传动的传动比i 1 =24, 二级圆柱齿轮减速器的传动比i 2

4、=840,则总的传动比范围为ia=16160 ，所以电动机转速的可选范围为：nd =ia -n = (16160)52.55= 8418408 r/min符合这一范围的同步转速有：1000r/min、1500r/min、3000r/min根据容量和转速，由机械设计课程设计手册查出有三种适用的电动机型号，因此有四种传动比方案，如下表：选用Y112M-2电动机:型号额定功率r满载时起动电流起动转矩最大转矩 额定转矩额疋电流额定转矩转速min电流(380v时)效率% :功率 因数Y132S1 -25.5290038.7780.805.22.21.8低转速电动机的级对数多，外廓尺寸用重量都较大，价格较

5、高，但也以使传动装置总传 动比减小，使传动装置的体积、重量较小；高转速电动机则相反。因此综合考虑，分析比较 电动机及传动装置的性能，尺寸、重量、极数等因素，可见方案1比较合适。所以，选定电动机型号为Y112M -2、确定传动装置的总传动比和分配传动比由电动机的的型号 Y112M-2，满载转速rm 2890r / min(1 )总传动比nm2890n 52.55= 55.0#(2)分配传动装置传动比式中i0表示滚子链传动比，i表示减速器传动比。初步取i0=2.5，则减速器传动比为:ia空=22.22.5(3)分配减速器的各级传动比按展开式布置。考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，可由图12展开

6、式线查得 h =5.8, 贝U:= = 0 =3. 7 9i15. 8三、计算传动装置的运动和动力参数为了进行传动件的设计计算，要推算出各轴的转速和转矩。如将传动装置各轴由高速 至低速依次为I轴、II轴、III轴，以及io、ii,为相邻两轴间的传动比；01、12,为相邻两轴间的传动效率；P、Pi ,为各轴的输入功率(Kw );T|、 Tn ,为各轴的输入转矩(N -m);n、nn ,为各轴的转速(r/min );(1) 各轴的转速I 轴山二匹 二 2890 _ 1156 r/mini。2.5II 轴nn =匹=1156 =199.3 r/min11 5.8“m 199.3III 轴nin-52

7、.59 r/min12 3.79卷筒轴niV = n| = 52.59 r/min(2) 各轴输入功率I 轴R =巳 J01 =巳 R = 3.48 0.96 =3.34KwII 轴P“ =R 歸2 =只単2 总3 =3.34汉 0.98汇0.97=3.18KwIII 轴Ph = Pi 23 = Pi 回2 単3 = 3.18汇 0.98汇 0.97= 3.02Kw卷筒轴PIV Pu 倉34 =P川弹2 弹4 =3.02汉 0.98汉 0.99 = 2.93Kw各轴输出功率I 轴P 二 P 二 2 二 3.34 0.98 二 3.27KwII 轴pi 二 Pi72 =3. 1 8 0. 98

8、3KW2Ill 轴Rh = Rii 二 2 = 3.02 0.98 = 2.96Kw卷筒轴Rv = PIV 単5 = 2.93疋 0.96= 2.75Kw(3) 各轴输入转矩3.48电动机轴输出转矩为：Td =9550沐 =14.50Nm2890I轴T| =人材廖尸T曽(4. 5心2. 5 0. 9 6 2驭6r0II 轴Tii=Tii_-i2=Ti_T_-2-s27.60 5. 8 0. 98 0=97 1N52m1 7III 轴T产 T2i _23二 T二 2二 52. 1 7 3. 7 9 0. 9 8 0= 97 N4i8i 24卷筒轴TIV =T| 弹2 単4 = 548.240.9

9、8汇 0.99 = 531.90N 刘各轴输出转矩I 轴T；订 一-2 =27.60 0.98 = 27.05N 打1II 轴Tl| 订宀二倪仃 0.98 = 149.13N _mIII 轴T川=T川廖2 =548.24x0.98 = 537.28N 汕卷筒轴TIV =TIV 廖5 = 531.90X 0.94= 500.00N 汕运动和动力参数计算结果整理于下表:轴名效率P （ Kw）转矩T （ N gm）转速nr/min转动比i效率n输入输出输入输出电动机轴3.4814.5028900.962.5I轴3.343.2727.6027.0511560.955.8II轴3.183.12152.1

10、7149.13199.30.953.79Ill轴3.022.96548.24537.2825.590.971卷筒轴2.932.75531.90500.0052.590.94四、减速器的结构铸铁减速器机体结构尺寸表:名称符号数值机座壁厚58机盖壁厚&8机座凸缘厚度b12机盖凸缘厚度b12机座底凸缘厚度b220地脚螺钉直径df20地脚螺钉数目n4轴承旁联接螺栓直径di16机盖与机座联接螺栓直径d212联接螺栓d2的间距l180轴承端盖螺钉直径d38窥视孔盖螺钉直径d46定位销直径d8df至外机壁距离q26di至外机壁距离G22d2至外机壁距离q18df至凸缘边缘距离C224d2至凸缘边缘距离C21

11、6轴承旁凸台半径&22凸台高度h49外机壁至轴承座端面距离li50圆柱齿轮外圆与内机壁距离i10圆柱齿轮轮毂端面与内机壁距离28机座肋厚m7机盖肋厚叶7轴承端盖外径D2126和 135轴承端盖凸缘厚度t10轴承旁联接螺栓距离s146、 186、 170五、传动零件的设计计算第一对齿轮（高速齿轮）1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按卷扬机传动方案，选用直齿圆柱轮传动；（2）精度等级选 7级精度（GB10095-86）（3）材料选择。由表10-1 （常用齿轮材料及其力学特性）选择小齿轮为 40Cr （调质），硬 度为280HBS，大齿轮材料为 45钢（调质），硬度为240HBS。（4）

12、选小齿轮齿数为乙=20，大齿轮齿数 Z2 = ii Z = 5.8 20 = 116其中i=u2、按齿面接触强度设计公式如下:d1t -2.323 KS-1二、2-d（1 ）确定公式内的各值计算1）、试选 Kt=1.34）、计算小齿轮传递的转矩53.344T1 =95.5 1052.759 104 N -mm11565）、由表10-7选取齿宽系数一 d=11H lim1 =600 MPa ，大齿6） 、由表10-6查得材料的弹性影响系数Ze =189.8 MPa27）、由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限轮的接触疲劳强度极限-H lim2 =550 MPa8）、由式（10-30

13、） N=60 n j Lh计算应力循环次数。9N1=60 1156 1（2 8 280 8） = 2.486 10 .n2 =2.486 1095.88= 4.286 109） 、由图10-19查得接触疲劳寿命系数Khn1=0.95, Khn2=0.9810）、计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得：|；_h J = Khn1* Hlim1 =0.95 600=570 MPasKHN2”-Hlim2.- H 2 =0.98 550=539 MPas（2）计算1）、试算小齿轮分度圆直径2.323 1.3 2.759 104 5.8 1 .189.8 25.85

14、39=40.230 mm2）、计算圆周速度二 d1t m3.14 40.230 115660 1000 = 60 1000=2.43 m/s3、计算齿宽b及模数mntb = . dd1t =1 40.230=40.230 mmd1t 40.230mt一=2.012 mmZ120h=2.25 m =2.25 2.012=4.53mmb/h=40.230 / 4.53=8.884、计算载荷系数K已知使用系数 Ka =1。根v=2.43 m/s ,7级精度，由图10-8查得动载荷系数Kv=1.10。由表10-4用插入法查得7级精度的小齿轮相对支承非对称布量时Kh 1=1.417由图 10-13 查得

15、 Kf ：=1.33由表10-3查得 心：=心：=1.0 ，所以载荷系数13K = KAKvKh ：Kh =11.10 1.0 1.417=1.5596）、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10）得:d1= d1t=4。.23。覺9=42.742mm7）、计算模数叫a 42.742乙=20= 2.13mm3按齿根弯曲强度设计（1）确定计算参数1）、计算载荷系数= KaKvKf：Kfv11.06 1.4 1.35 =22）、根据纵向重合度p=1. 903从图10-28查得螺旋角影响系数Y：=0.883）、计算当量齿数乙cos3 ：学 0 =26.7 cos314 04）、5）、

16、6 ）、ZV2Z2_3cos一兰31.36 cos3140查取齿形系数，由表10-5查得YFa1 =2.592 , YFa2 =2.152查取应力校正系数得：Y =1.596 , Y =1.825由图10-20C,查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限二FE1 =500MPa,大齿轮的弯曲疲劳强度极限 cFE380MPa7 ）、由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数Kfn1=0.82, Kfn2=0.86计算弯曲疲劳许用应力取疲劳安全系数 S=1.4,由式（10-12）得：= 292.86 MPaKFN1 f 0.82 500s =1.48）、14Kfn/fe20.86 380 =233.43 MPa1.4

17、159) 、计算大、小齿轮的*a1YSa1，并加以比较IF 1#YFa1Ysa1匕F 1221.0.01413292.86YFa 2YSa2匹進“01682233.43#大齿轮的数值大(2) 设计计算对比计算结果;min - 32 2 彳084 104 88 C0S0.01682 = 1.21mm1 242 1.654由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于齿根弯曲疲劳强度计#算的法面模数,乙二 i 乙=5 24=120 取Z2=120取 0=1.46 mm。已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d! =50.99 mm来计算应有的齿数。于是有:-厶4.

18、 0 4XZ1 =24d1 c o S 3 6. 18 c o s 1 乙=mn#4几何尺寸计算(i、计算中心距(乙 Z)mn2cos :(24 120) 1.462 cos14= 108.37 mm#将中心距圆整为：153mm按圆整后的中心距修正螺旋角:=arccos(乙乙)mn2a= arccos(24 120)必二仏件2H08.37#因：值改变不多，所以参数；：、K - Zh等不必修正(3、计算大小齿轮的分度圆直径d1乙mncos :24 1.46cos14.110= 36.24 mmd2Z?mnCOS :120 1.46cos14.110= 181.18 mm（4）计算齿轮宽度b =

19、d dr = 1 36.24 = 36.24 mm圆整后取 B2 =40mm, B-i =60mm5验算2T12 3.084 104Ft-1701.99Nd136.24KaR 1 1701.9942.55N m : 100N :m b40合适第二对齿轮（低速齿轮）1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按卷扬机传动方案，选用斜齿圆柱轮传动；（2）精度等级选 7级精度（GB10095-86）（3） 材料选择。由表10-1 （常用齿轮材料及其力学特性）选择小齿轮为 40Cr （调质），硬 度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。（4） 选小齿轮齿数为乙=24，大齿轮齿

20、数 Z2 = i1 Z = 3.01 24 = 72.24。取 乙=72（5）选取螺旋角。初选螺旋角一：=1402、按齿面接触强度设计公式如下:2K u -1/ZhZe一 d ； uH 1（1 ）确定公式内的各值计算1)、试选 Kt =1.6 2）、由图10-30选项取区域系数 Zh =2.433。3）、由图 10-26 查；：1=0.78,; .2 =0.88 则 ；：=；：彳+ ；沪1.664）、计算小齿轮传递的转矩5 2.955 =95.5 10 沁 =1.4673 10 N mm 1925) 、由表10-7选取齿宽系数 0 d=116）、由表10-6查得材料的弹性影响系数Ze =189

21、.8 MPa,大齿7）、由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限二Hlim1 =600 MPa轮的接触疲劳强度极限cHlim2 =550 MPa o8）、由式（10-30） N=60njLh计算应力循环系数。9N1=60 192 1(3 8 300 15) =1.244 10 .N2 = 1.139 109/3.01= 4.133 1089）、由图10-19查得接触疲劳寿命系数Khn1=0.92, Khn2=0.9610）、计算接触褡许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得： KhN1 J H lim1一 h 1 二=0.92 600=552 MPas|；_h

22、 2 =0.96 550=528 MPas所以 lcH 1=（ l；H + Lh 】2）/2=（552+528）/2=540 MPa计算1）、试算小齿轮分度圆直径2 “1*4673 心1 屮433 1898)2 =65.07mm1 1.6543.015402）、计算圆周速度=0.65 m/s二切 3.14 65.07 19260 1000 = 60 10003、计算齿宽b及模数mntb =必 dd1t =165.07=65.07 mmd1tcosB 65.07 沢 cos140mnt一 =2.63 mmZ124h=2.25 gt =2.25 2.63=5.92mmb/h = 65.07 / 5

23、.92=10.994）、计算纵向重合度；-：；-=0.318._ dZi tan 一： =0.318 1 24 tan 14=1.9035）、计算载荷系数K已知使用系数 Ka =1。根v=0.65 m/s ,7级精度，由图10-8查得动载荷系数Kv=1.01。由表10-4查得Kh .的计算公式与直齿轮相同，则：223Kh，1.12 0.18（1 06一 d ） 一 d 0.23 10 b=1.42由图 10-13 查得 Kf .=1.35由表10-3查得 心：二心曰.4 ，所以载荷系数K =氐 K/ Kh Kh=1 1.01 1.4 1.42=2.06）、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径

24、，由式（10-10、得：d1 =d1t 3 K/ Kt =65.07 3 2/1.6 =70.09mm7）、计算模数g24d = 70,09 cos140 .83 mm_3 2KTY ： ( c o YF Y s amn3按齿根弯曲强度设计- dZ1（1）确定计算参数1、计算载荷系数= KaKvKf：Kf1=11.011.4 1.35 =1.912）、根据纵向重合度P=1. 903从图10-28查得螺旋角影响系数 Y=0.883）、计算当量齿数Z/1cos3 :cos314024-26.7ZV2Z2cos372-78.82cos314020#4）、查取齿开系数由表10-5查得Yf32. 592

25、，Yf9 2.230215）、查取应力校正系数得：Ysai =1.596 , Ysa2 =1.7666 ）、由图10-20C ,查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限CTFE1=500MPa ,大齿轮的弯曲疲劳强度极限 1FE2 =380MPa7）、由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数Kfn1=0.82, Kfn2=0.868）、计算弯曲疲劳许用应力取疲劳安全系数 S=1.4,由式（10-12）得：Kfn1 FE1 0.82 500= 292.86 MPa9 ）、Lf 12 =计算大、小齿轮的菲81论1I-F 1YFaSa?大齿轮的数值大（2）设计计算mns1.4Kfn2 二FE20.80 =233.43

26、 MPa1.4YFa1YS.a1，并加以比较 匕F L淳竺6 “01413292.862.230 1.7660.01687238.863 2 1.91 1.4687 105 0.88 cos3140V仆242 疋1.660.01687 二 1.98 mm对比计算结果；由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于齿根弯曲疲劳强度计22#但为了同时满足接触疲劳强度,算的法面模数，取mn =3.0 mm。已可满足弯曲强度。需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1 =70.09 mm来计算应有的齿数。于是有:d1cos P 乙= mn70.09 cos1403.0= 24.03 取Z1 =24乙=i 乙=3.

27、0124=72.44 取乙=724几何尺寸计算（1）计算中心距#(乙 Z2)mn2cos :(2472) 3.02 cos140=140.04 mm23#将中心距圆整为：140mm(2) 按圆整后的中心距修正螺旋角二 arccos(Zi Z2)mn2aarccos(24 72) 2 =14.07。2X40.04因：值改变不多，所以参数 ；.：、K,：-ZH等不必修正计算大小齿轮的分度圆直径#d10 = 70.03 mmcos14.07d272 3.0cos14.07二 210.08 mm#(3) 计算齿轮宽度b = _ ddi = 1 70.03 = 70.03mm圆整后取 B2 =70mm,

28、 B=75mm5验算f-2T2 1.4673 10570.03=4190.49 N mKAFt _ 1 4190.49 b 90=59.86N m ： 100N 打#合适六、轴的计算1第III轴的计算轴的输入功率为P3 =2.80Kw，轴的转速为n3 =63.79r/mm，3轴的输入转矩为 T3 =419.22 10 N -mm 。2、求作用在齿轮上的力，则:由前面齿轮计算所得：低速大齿轮的分度圆直径d2= 210.08mm24#Ft2T3d232 419.22 10210.08= 3991N#F -Ftta 399 tan2 1497.5NF r F t cos ：COS14.O70FaFt

29、ta n1：=3991 tan 14.07 =1000.25N3、初步确定轴的最小直径按式（5-2）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 15-3A =112,于是有：dmin =A0 =3 P3 =1123 2.80 -39.6mm n3 63.79取最小直径为40mm.4轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案选用图15-22a所示的装配方案（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a为了满足轴向定位要求，1-2轴段要制出一轴肩，故取 2-3段的直径 d2 j3 =46mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=50mm。先取L 2=82mm。b. 初步选

30、择滚动轴承。因轴承同时受径向力和轴向力的作用，故选用但列 圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据 d2=46mm,查手册P72由轴承产品目录中 初步选取03尺寸系列，0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30310,其尺寸为d D T = 50mm 110mm 29.25mm，故d3和d7均取50mm，所以L3 4 =29.25L7 $ =T+a+s+（70-66）=29.25+12.25+8+4=53.5mmo右端滚动轴承采用轴肩进行定位。则定位高度h= （0.70.1） d,取h=5mm,贝U d6 7 =55mm。c. 取安装齿轮处的轴段 6-7的直径d6=55mm；而二de”二55mm;

31、齿轮的 右端与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为70mm。为了使套筒端面 可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取 L=66mm,齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h= （0.070.1） d,取h=5mm,则轴环的直径d5=60mm。轴环宽度 1.4h b，取 L5 与=12mm。L“ =79.75d. 轴承端盖的总宽度为20m m。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑 脂的要求，取端盖的外端面与一轴的距离l=30mm （参考图15-21）,故L2； =50mm5、求轴上的载荷在确轴承的支点位置时，从手册中查得30310型圆锥滚子轴承a=21mm.由图可知作为支梁的轴的支承跨距

32、：0 L2 L3二63.5 131 = 194.5mm。所得轴的弯矩图和扭矩图如下所示：F-口 LF-rv?I ,3 I斗屮山|叫山I川rMrniTiiTri27Ml”z i u丨i丨i丨i丨111 rrriTfTn丨丨I(1)计算支反力F NH 1F丄3L2L33991 13163.5 131二2688NFnH 2= 1303NF丄2_ 3991 63.5L2 L3 一 63.5 131又FnvFnv2 二 E (1)1 吒丄2 养玄氏 Fnv2L2 L3) = 0 (2)2将各已知数代入解得Fnv1 =1548.79 N,Fnv2 二 一51.29N(2)计算弯矩MFt L2 L33991

33、 疋 63.5 勺 31Mh 3170690N 打imL2 L363.5 131Mv1 = FNv1 丄2 =1548.79 63.5 二 98348N -mmMv2 =FNv2 丄3 =(-51.29) 131=-6719Nmm(3) 计算总弯矩Mi = mH M； = . 1706902 983482 = 196996 N mmM2 二,M H mV2 二.170 6 902 671 92 =170 822N mm(4)计算扭矩TT =T3 =419220N_mm5、按弯矩合成应力校核轴的强度15-5），取0.6 ，校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据（ 则：(江)1

34、969962 (0.6 419220)2i0.1汉 60321.73MPa29#根据选定材料为45钢，调质处理，由表15-1查得t _1丨-60MPa因此二c：1，所以安全。（2）截面VII左侧抗弯截面系数W =0.1d3=0.1 55 16637.5mm3抗扭截面系数州=0.2d3 二 0.2 553 二 33275mm3截面IV左侧的弯矩63.5 - 33M =384145 泊=166362N63.5截面上的扭矩为T3 =419220N -mm截面上的弯曲应力M166362b -一 10MPaW16637.5截面上的扭转切应力一卫一 t _41922012.60MPaWT33275由轴的材

35、料为45钢，调质处理。由表15-1查得6、精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面由轴的简图加以受力分析可知只需校核第IV个截面两侧即可-mm#二b =640皿巳，二=275MPa,二=155MR.截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数二及按附表3-2查取。由r2.0D540.04,1.08，经插值后可查得d50d50.-=1.0=1.31又由附图3-1可查得轴的材料的敏性系数为q 一= 0.82q = 0.85故有效应力集中系数按式(附3-4)为k厂 1 q _-1 =10.82 (2.0 -11.82kT q ：-1 =10.85(1.31-1)=1.26查附图 3-2 得= 0.69，-

36、= 0.83 ； 轴按磨削加工查附图3-4得二.92，则:，區丄-仁匹丄-仁2.72、；-0.690.92CF上丄一1 =倍 -1 =1.60 - P0.830.92又由广 0.4 0.2，取- 0.1 ；*厂0.刖L取屮T.5 ；于是，计算安全系数按式15-6、15-7、15-8则得0 1K 2752.72 6.810.1 0= 14.851551.60 33.6 20.05 33.6 2= 5.59Sea2 2ScS.14.85 5.5914.855.59=5.23 s = 1.5故可知其安全。(3)截面VII左侧校核抗弯截面系数W =0.1d3 =0.1 50 12500mm3抗扭截面系

37、数截面IV右侧的弯矩截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力Wr =o.2d3 =0.2 50 25000mm3M =196996 635 33 =94620 N mm63.57290412500= 5.83MPR = 419220 =16.77 MpaW 25000截面上的扭矩为T3 = 419220N mm过盈配合处的 血值，由附表3-8用插入法求出，并取 k =0.8,于是得:k _kk _ =3.02=0.8 山=0.8 x 3.02=2.42Z TZ TZ CT轴按磨削加工，查附图3-4得0.92，则:T TK =區丄一1=3.0211=3.11K 一：0.92CTK = l 丄一仁 2.4211 = 2.51K ；10.92于是，计算安全系数按式15-6、15-7、15-8则得Sc27516.873.11 5.240.1 0-11559.62.51 12&20.05 12.6,2Sea 二s ；： s16.87 9.6/22 i2:Sc s.16.879.62 =8.4 s1*5故可知其安全。七、键的选择和校核1、I轴（1）键联接的类型和尺寸选择由于精度等级为 7级，故采用平键联接。当轴（与联轴器连接）的直径d=40mm。根据此