带式运输机同轴式二级圆柱齿轮减速器课程设计.docx

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带式运输机同轴式二级圆柱齿轮减速器课程设计

带式运输机同轴式二级圆柱齿轮减速器课程设计

　　　　　　　　带式运输机同轴式二级圆柱齿轮减速器　　目录　　一、题目及总体分析………………………………………………2　　二、各主要部件选择………………………………………………2　　三、选择电动机……………………………………………………3　　四、分配传动比……………………………………………………3　　五、传动系统的运动和动力参数计算……………………………4　　六、设计Ｖ带和带轮…………………………………………………6　　七、齿轮的设计……………………………………………………9　　八、传动轴和传动轴承的设计……………………………………16　　（a）低速轴、传动轴承以及联轴器的设计………………………16　　高速轴以及传动轴承的设计……………………………………23　　　　（c）中间轴以及传动轴承的设计…………………………………25　　九轴承的选择和校核计算………………………………………28　　十键连接的选择与校核计算……………………………………30　　十一、轴承端盖的设计与选择…………………………………………31　　十二、滚动轴承的润滑和密封…………………………………………32　　十三、联轴器的选择……………………………………………………32　　十四、其它结构设计……………………………………………………33　　十五、

　　　　　　　　轴电机轴参数功率P/KW转矩T/转速n/传动比i效率η960　　轴Ⅰ384轴Ⅱ　　轴Ⅲ　　滚筒轴Ⅳ　　PⅡ＝9550×/＝N·mnⅡP低速轴Ⅲ　　TⅢ＝9550Ⅲ＝9550×/＝N·mnⅢPⅣ滚筒轴Ⅳ　　TⅣ＝9550＝9550×/＝·mnⅣ中间轴Ⅱ　　TⅡ＝9550　　计算步骤结果　　六、设计Ｖ带和带轮确定计算功率Pca查机械设计课本P156表8-7选取工作情况系数：

KA＝　　KA＝Pca=kwA型　　Pca＝KA×Pm＝×＝kw选择Ｖ带的带型根据Pca＝kw，KA＝,查课本P157图8-11选用带型为A型带。

确定带轮基准直径dd并验算带速?

a）初选小带轮的基准直径dd1查课本P155表8-6和P157表8-8得小带轮基准直径dd1＝100mm。

　　b）验算带速?

V＝＝?

?

dd1nm60?

1000＝?

?

100?

96060?

1000dd1＝100mm＝m/s因为5m/s≤?

≤30m/s，故带速合适。

c）计算大带轮的基准直径大带轮基准直径dd2＝i0dd1＝×100＝250mm，式中i0为带传动的传动比，根据课本P153表8-8，圆整为dd2＝250mm。

确定V带的中心距a和带的基准长度Ld?

=m/s　　dd2＝250mm于≤a0≤2，所以初选带传动的中心距a0为：

a0＝＝525mm2?

d2d1?

?

所以带长为：

Ld=2a0?

≈mm24a0‘L?

Ld查课本P146表8-2选取v带基准长度Ld＝1600mm，传动的实际中心距近似为：

a≈a0+d≈2mm圆整为a＝520mm，中心距的变动范围为：

L?

d=mmamin＝＝496mmamax＝a+＝568mm故中心距的变化范围为496～568mm。

验算小带轮上的包角?

1Ld＝1600mma＝520mm　　?

1?

180?

?

dd2?

dd1180oo≈?

?

?

≥90，包角合适。

a?

?

1=因dd1＝100mm，带速v＝m/s，传动比i0?

则查课本P152、P153表8-4a、表8-4b,并内插值法得单根普通V带的基本额定功率P0＝kw，额定功率增量?

P0＝kw。

查课本P146表8-2得带长修正系数KL＝。

查课本P155表8-5,并内插值法得小带轮包角修正系数K?

＝，于是?

＝＝故取7根。

Z＝ca＝Pr（P0?

?

P0）K?

KL（?

）?

?

取Z=7计算单根V带的初拉力的最小值min查课本P149表8-3可得V带单位长度的质量q＝kg/m,故:

计算带的根数z　　单根普通Ｖ带张紧后的初拉力为F0＝?

500?

?

（?

1）?

qv2＝?

N（?

1）?

?

?

?

5?

计算压轴力Fp2z?

F0sin压轴力的最小值为:

　　＝zFo）p2?

minFmin带轮结构?

12?

N2?

5?

?

sin＝?

　　V带轮缘、轮辐、和轮毂组成。

根据V带根数Z＝7，小带轮基准直径dd1＝100mm，大带轮基准直min=2122.径dd2＝250mm。

故课本p160图8-14小带轮选择腹板式。

大带轮选择孔板式。

轮槽的截面尺寸槽型Abd/mm07N　　hamin/mmhfmin/mme/mmfmin/mm?

38o15±9大带轮宽度:

B=（z-1）e+2f=108mm　　因减速器为同轴式，低速级齿轮比高速级齿轮的强度要求高，所以应优先校准低速级齿轮。

低速级齿轮传动的设计计算1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数a）选用斜齿圆柱齿轮传动，运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度，硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢，硬度为240HBS。

c）选小齿轮齿数Z1＝24，大齿轮齿数Z2＝Z1i2＝24×＝，取Z2＝82。

od）初选螺旋角β＝14。

i.按齿面接触强度设计机械设计课本P218设计计算公式进行计算，即32KtT1u?

1ZHZE2d1t?

?

?

（）?

d?

?

u[?

H]确定公式内的各计算数值1）试选Kt=。

32）小齿轮传动的转矩为T＝×10N·mm3）查课本P205表10-7选取齿宽系数?

d＝1。

124）查课本P201表10-6得材料的弹性影响系数ZE＝MPa5）课本P209图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限为σHlim2＝550MPa。

6）计算应力循环次数。

N1＝60n1jLh＝60××1000×＝×108?

1088N2＝＝＝×107）课本P207图10-19去接触疲劳寿命系数KHN1＝；KHN2＝。

　　　　8）查课本P217图10-30选取区域系数ZH=。

七、齿轮设计　　?

?

2＝。

9）课本P215图10-26查得标准圆柱齿轮传动的端面重合度?

?

1＝，则?

?

＝?

?

1+?

?

2＝。

10）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=1,应用P205公式得:

[?

H]1=KHN1?

Hlim1=×600＝570MPaSKHN2?

Hlim2＝×550＝550MPaS[?

H]2＝则许用接触应力为：

＝?

?

HH?

＝?

?

H?

1?

?

?

H?

22＝570?

550＝560MPa2设计计算1）试算小齿轮的分度圆直径d1t，计算公式得32?

?

?

?

?

?

u?

1t1d1t?

3?

?

（H?

E）?

?

?

＝mm1?

?

?

?

d?

?

u[?

H]322）计算圆周速度?

。

?

?

＝?

d1tn1?

?

?

?

＝＝/s60?

1000　60?

10003）计算齿宽b和模数mnt。

计算齿宽b　　b＝?

d?

d1t＝mmd1tcos?

?

cos14?

计算摸数mnt　　mnt=＝＝?

?

.00mm24Z1244）计算齿宽与高之比b＝＝11?

齿高　　h＝＝×＝5）计算纵向重合度?

?

　　?

?

=?

d?

1tan?

?

?

1?

24?

tan14=6）计算载荷系数K　　　　　　

　　　　　　　　已知使用系数KA=1，根据?

＝/s，7级精度,课本p194图10-8查得动载系数KV＝；课本bp196表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KH?

＝；＝11，KH?

＝查图10-13得KF?

＝；课本p195表10-3得:

KH?

＝KF?

＝。

故载荷系数K＝KAKVKH?

KH?

＝1×××＝7）按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d1＝d1t8）计算模数mn＝×3＝?

?

cos14cos14?

mn＝＝＝?

?

.09mm24Z124ii.弯曲强度的设计公式3按齿根弯曲疲劳强度设计mn≥确定计算参数2KT1Y?

cos2?

YF?

YS?

（）[?

F]?

dZ21?

a1）计算载荷系数　　K＝KAKVKF?

KF?

＝1×××＝2）根据纵向重合度?

?

＝，从课本P217图10-28查得螺旋角影响系数Y?

＝3）计算当量齿数ZV1＝24Z1＝＝cos3?

cos314ZV2＝83Z2＝cos3?

＝4）查取齿形系数和应力校正系数查课本p200表10-5得齿形系数YFa1＝；YFa2＝应力校正系数YSa1＝；YSa2＝查课本p207图10-20c得小齿轮的弯曲疲劳强度极限?

FF1?

500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极　　　　　　　　限?

FF2?

380MPa。

查课本p206图10-18得弯曲疲劳寿命系数KFN1＝；KFN2＝。

5）计算接触疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=[?

F]1＝KFN1?

?

?

500500?

?

Mpa＝＝?

?

?

380380?

?

＝＝4S1..4并加以比较[?

F]2＝6）计算大、小齿轮的YF?

FS?

[?

F]YF?

1FS?

1[?

F]1YF?

2FS?

2[?

F]2设计计算3＝?

?

＝?

＝?

2..211211?

?

11..7747742＝?

.01554249..4371252大齿轮的数值大，故选用。

mn?

2?

?

?

?

?

cos141?

242?

?

2?

?

=mm对比计算结果，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，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取mn＝3mm，但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1＝来计算应有的齿数.于是:

?

cos14?

z1＝＝　　取z1＝303那么z2＝uz1＝×23＝101　　取z2＝1014.几何尺寸计算计算中心距　　a＝　　　　　　取z1＝30z2＝101中心距a＝203mm螺旋角（z1?

z2）mn?

30?

101?

?

3＝＝?

2cos?

2?

cos14将中心距圆整为203mm。

?

＝14?

5’4’’　　按圆整后的中心距修正螺旋角?

＝arccos（Z1?

Z2）mn30?

101?

?

3’’’＝arccos?

≈14?

542a2?

203分度圆直径d1＝因?

值改变不多,故参数?

?

k?

ZH等不必修正。

计算大、小齿轮的分度圆直径d1＝mmd2＝z1mn30?

?

3225＝＝mm?

?

齿轮宽度90mmB1＝?

5d2＝z2mn101?

81?

32＝＝?

?

＝?

95mm5?

90mm5；B1＝?

5圆整后取B2＝95mm。

　　高速级齿轮传动的设计计算1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）选用直齿圆柱齿轮传动，运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度，硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢，硬度为240HBS。

3）选小齿轮齿数Z1＝24，大齿轮齿数Z2＝Z1i1＝24×＝，取Z2＝822.按齿面接触强度设计设计计算公式（10—9a）进行试算，即ktT1u?

1ZE2?

（）　　　　d1t?

?

du[?

H]确定公式各计算数值1）试选载荷系数Kt?

32）小齿轮传动的转矩为T＝×10N·mm3）查课本P205表10-7选取齿宽系数?

d＝。

14）查课本P201表10-6得材料的弹性影响系数ZE＝MPa25）课本P209图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限为σHlim2＝550MPa。

6）计算应力循环次数计算齿轮宽度　　b＝?

d1＝1?

×＝mm?

?

　　N1＝60n1jLh＝60×384×1×＝×109?

1098N2＝＝＝×）课本P207图10-19去接触疲劳寿命系数KHN1＝；KHN2＝。

8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=1,应用P205公式得:

[?

H]1=KHN1?

Hlim1=×600＝540MPaSKHN2?

Hlim2＝×550＝S[?

H]2＝计算1）试算小齿轮分度圆直径d1t，代入[?

H]中的较小值?

?

?

?

（）?

）计算圆周速度vv?

?

d1tn160?

1000?

?

?

?

38460?

1000?

/s3）计算齿宽ｂ　　b?

?

dd1t?

?

?

4）计算齿宽与齿高之比ｂ／ｈ模数　　mt?

?

?

Z124齿高　　h?

?

?

?

/h?

/?

）计算载荷系数K根据v?

/s，７级精度，图１０－８查得动载荷系数KV?

；直齿轮，KH?

?

KF?

?

1；表１０－２查得使用系数KA?

1　　　　　　　　　　课本p196表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KH?

＝；KH?

＝查图10-13得KF?

＝；故载荷系数K?

KAKVKH?

KH?

?

1?

?

1?

?

6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，式１０－１０ａ得b＝，h　　　　　　d1?

d1t3K/Kt?

/?

7）计算模数ｍ　　m?

d1/Z1?

/24?

3.按齿根弯曲强度设计式１０－５得弯曲强度的设计公式为m?

3确定公式内的计算数值2KT1YF?

YS?

?

?

dZ12[?

F]1）查课本p207图10-20c得小齿轮的弯曲疲劳强度极限?

FF1?

500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限?

FF2?

380MPa。

2）查课本p206图10-18得弯曲疲劳寿命系数KFN1＝；KFN2＝。

3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=[?

F]1＝KFN1?

?

500500?

?

Mpa＝＝?

?

?

380380?

?

＝＝[?

F]2＝4）计算载荷系数　　K?

KAKVKF?

KF?

?

1?

?

1?

?

5）查取齿形系数表１０－５查得YFa1?

；YFa2?

。

6）查取应力校正系数表１０－５查得YSa1?

；YSa2?

。

YY7）计算大小齿轮的FaSa，并比较[?

F]

　　　　　　　　?

?

?

[?

F]?

?

?

[?

F]大齿轮的数据大设计计算32?

?

?

10m?

3?

?

?

24对比计算结果，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，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取mn＝mm，但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1＝来计算应有的齿数　　Z1?

d1/m?

/?

取z1＝31大齿轮齿数Z2?

?

30?

取Z2?

1024.几何尺寸计算计算分度圆直径　　　　取z1＝31d1?

Z1m?

31?

?

?

Z2m?

102?

?

z2＝102分度圆直径d1＝d2＝305mm中心距a＝160mm齿轮宽度计算中心距　　a?

（d1?

d2）/2?

（?

）/2?

但为满足同轴式圆柱齿轮的中心距应相等，并保证低速级圆柱齿轮的最小强度，故按低速级圆柱齿轮的中心距计算.即a＝160mm。

z1＝31z2＝×36=取z2＝122，计算尺宽　　b?

?

dd1?

?

?

62mm取B2?

60mmB1?

65mm八、传动轴和传动轴承的设计（a）低速轴、传动轴承以及联轴器的设计i.求输出轴上的功率P3，转速n3，转矩T3d1?

Z1m?

31?

?

?

Z2m?

122?

?

305mmB1＝?

565mmB2＝?

60mm5　　P＝KWn3＝/minT3＝．m2.求作用在齿轮上的力因已知低速级大齿轮的分度圆直径为　　d2＝305mm　　2T32?

?

103?

而　　Ft＝＝＝Nd2305tan?

ntan20o?

tanFr＝Ft＝×＝?

?

?

’’cos5’4cos?

cos1413?

.86Fa＝Fttan?

＝×tan14?

54＝圆周力Ft，径向力Fr及轴向力Fa的方向如图所示‘‘‘图轴的载荷分布图3.初步确定轴的最小直径先按课本p370式初步估算轴的最小直径。

选取轴的材料为45钢,调质处理。

根据课本pP15?

3，取Ao?

112，于是得361表370　　　　　　　　dmin?

Ao3联轴器的选择。

输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径dⅠ?

Ⅱ。

为了使所选的轴直径dⅠ?

Ⅱ与联轴器的孔径相适,故需同时选取联轴器的型号。

查课本p351表14-1,考虑到转矩变化很小，故取Ka＝?

，则：

＝1772296N．mmTca?

KaT3＝?

×?

?

×467N?

按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查《机械设计手册》p173表17-4，选用LT10弹性套柱销联轴器，其公称转矩为2000N?

m。

半联轴器的孔径d1＝65mm，故取dⅠ?

Ⅱ＝65mm，半联轴器的长度L＝142mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1＝107mm。

4.轴的结构设计根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,Ⅰ-Ⅱ轴段右端需要制出一轴肩,故取Ⅱ-Ⅲ的直径80mm；左端dⅡ?

Ⅲ＝?

472）用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径D＝85mm。

半联轴器与轴配合的毂孔长度L1＝107mm，为?

82了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上,故Ⅰ-Ⅱ的长度应比L1略短一些,现取lⅠ?

Ⅱ＝105mm。

3）初步选择滚动轴承。

因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列圆锥滚子轴承。

参照工作要求并根据dⅡ?

Ⅲ＝80mm，轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚?

47子轴承30217型，其尺寸为d×D×T＝85mm×150mm×mm，故dⅢ?

Ⅳ＝?

ddⅦ?

?

5058Ⅵ?

?

ⅧⅦ＝85mm；右端圆锥滚子轴承采用套筒进行轴向定位，取套筒宽为14mm，则lVI?

VII＝mm。

d4）取安装齿轮处的轴段Ⅳ-Ⅴ＝90mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。

已知齿轮毂的宽度为90mm，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lⅣ-Ⅴ＝86mm。

齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高h＞，故取h＝7mm，则dⅤ?

Ⅵ＝104mm。

轴环宽度b?

?

65取lV?

VI＝12mm。

5）轴承端盖的总宽度为mm（减速器及轴承端盖的结构设计而定）。

根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l?

30mm,故取lⅡ?

Ⅲ?

＝50mm。

lIII?

IV=+14+（90-86）=mm。

＝112×3＝?

　　至此，已初步确定了低速轴的各段直径和长度dⅠ?

Ⅱ＝65mm80mmdⅡ?

Ⅲ＝?

47　　Ⅰ　　Ⅱ　　Ⅲ　　Ⅳ　　ⅤⅥ　　Ⅶ图低速轴的结构设计示意图轴上的零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。

按dⅣ-Ⅴ＝90mm课本p106表6-1查得平键截面b×h＝25mm×14mm，键槽用键槽铣刀加工，长为70mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮毂与轴的配合为与轴的配合为dⅢ?

Ⅳ＝?

85mmdⅦ?

Ⅷ?

dⅣ-Ⅴ＝90mm104mmdⅤ?

Ⅵ＝?

65dⅥ?

Ⅶ＝?

85mm58lⅠ?

Ⅱ＝?

105mm82H7；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为20mm×12mm×90mm，半联轴器n6H7。

滚动轴承与轴的周向定位是过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。

l=mm50Ⅱ?

Ⅲ?

k6确定轴上圆周和倒角尺寸参考课本p365表15-2，取轴左端倒角为2×45，右端倒角为×45。

各轴肩处的圆角半径为:

Ⅱ处为R2，其余为。

表低速轴结构设计参数　　段名参数直径/mm长度/mmⅠ-Ⅱ65H7/k6105Ⅱ-Ⅲ80Ⅲ-Ⅳ85m6Ⅳ-Ⅴ90H7/n686Ⅴ-Ⅵ10412Ⅵ-Ⅶ85m6lIII?

IV=lⅣ-Ⅴ＝86mmlV?

VI＝12mmlVI?

VII=mm键b×h×L/mm20×12×9025×14×70　　C或R/mmⅠ处Ⅱ处Ⅲ处Ⅳ处Ⅴ处Ⅵ处Ⅶ处oo2×45R2　　×45　　5.求轴上的载荷首先根据结构图（图）作出轴的计算简图。

在确定轴承的支点位置时,应从手册中查得a值。

对于30217型圆锥滚子轴承，手册中查得a＝mm。

因此，作为简支梁的轴的支承跨距L2?

L3＝?

114.8mm?

+＝mm。

根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。

从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面Ｃ是轴的危险截面。

计算步骤如下：

+＝mmL2?

L3＝?

?

?

?

＝＝＝FNH?

F?

?

?

1506NNH11t?

?

FNH＝＝＝N?

F?

?

?

?

?

?

　　　　FNV1＝?

FrL3?

FaD2700?

?

?

2＝2?

809N＝NL2?

?

＝Fr?

FNv1＝＝-×＝N?

mmFNH1L2.＝MH＝?

1728888N?

＝＝×.＝?

?

N?

mmV11?

FNV1L2?

809?

114N?

mm＝?

FNV2L3＝?

-?

60.×8?

?

V22＝222222N?

mm＝＝M11＝?

?

MH?

MV?

172889?

92873?

?

mm122?

MVM2＝?

＝?

mm2＝344032　　6.桉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的强度。

根据课本p373式（15-5）及以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取?

＝，轴的计算应力?

ca＝M1?

（?

T3）2W2?

?

?

?

1339780＝MPa＝?

902前已选轴材料为45钢，调质处理，查课本p362表15-1得[?

?

1]＝60MPa。

因此?

ca〈[?

?

1]，故此轴安全。

7.精确校核轴的疲劳强度判断危险截面截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将消弱轴的疲劳强度，但于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面A,Ⅱ,Ⅲ,B均无需校核。

从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面Ⅳ和Ⅴ处过盈配合引起的应力集中最严重，从受载来看，截面C上的应力最大。

截面Ⅴ的应力集中的影响和截面Ⅳ的相近，但是截面Ⅴ不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。

截面C上虽然应力最大，但是应力集中不大，而且这里轴的直径最大,故截面C也不必校核，截面Ⅵ和Ⅶ显然更不必要校核。

课本第3章的附录可知，键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而，该轴只需校核截面Ⅳ左右两侧即可。

截面Ⅳ左侧抗弯截面系数　　W＝＝?

85＝61mm3抗扭截面系数　　wT＝＝?

85＝122825mm33333截面Ⅶ的右侧的弯矩M为?

?

?

?

＝?

mmM＝M1?

＝?

截面Ⅳ上的扭矩T3为　　T3＝1339780N?

mm

　　　　　　　　截面上的弯曲应力　　?

b＝截面上的扭转切应力　　?

T＝M９＝＝＝＝122825WT145800轴的材料为45钢，调质处理。

课本p362表15-1查得?

B?

640MPa　　?

?

1?

275MPa　　?

?

1?

155MPa截面上于轴肩而形成的理论应力集中系数?

?

及?

?

按课本p40附表3-2查取。

因＝＝　　＝＝d85d85经插值后查得　　?

?

＝　　?

?

＝又课本p41附图3-1可得轴的材料的敏性系数为　　q?

＝　　q?

＝故有效应力集中系数按式（课本P42附表3-4）为K?

＝1?

q?

（?

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1）＝1?

?

（?

1）＝K?

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1?

q?

?

?

?

?

1?

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1?

?

?

?

1?

?

课本P42附图3-2的尺寸系数?

?

＝；课本P43附图3-3的扭转尺寸系数?

?

＝。

轴按磨削加工，课本P44附图3-4得表面质量系数为　　?

?

＝?

?

＝轴为经表面强化处理，即?

q＝1，则按课本P25式及式得综合系数为K?

＝k?

?

?

k?

?

?

1＝+-1＝?

?

?

?

?

?

?

1?

?

?

1?

?

?

1?

?

1及§3-2得碳钢的特性系数　　?

d?

~，取?

?

＝又课本§?

?

?

~，取?

?

＝于是，计算安全系数Sca值，按课本P374式～（15-