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1、-机械设计课程设计-带式运输机的传动装置斜齿轮二级减速器设计（全套图纸）-第 24 页机械设计课程设计说明书全套CAD图纸加153893706题 目： 设计用于带式运输机的传动装置 院 （系）： 专 业： 学生姓名： 学 号： 指导老师： 2016 年 12 月 19 日目 录1.设计任务书42.电动机的选择52.1效率计算52.2转速计算53. 计算传动装置总传动比和分配各级传动63.1传动装置总传动比63.2分配各级传动比64. 计算传动装置的运动和动力参数64.1各轴转速64.2各轴输入功率64.3各轴转矩65.齿轮的设计计算65.1高速级：65.1.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
2、65.1.2按齿面接触疲劳强度计算75.1.3按齿根弯曲疲劳强度设计95.1.4 几何尺寸计算115.2低速级：125.2.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数125.2.2按齿面接触疲劳强度计算125.2.3按齿根弯曲疲劳强度设计145.2.4 几何尺寸计算176.轴的设计与计算176.1 输出轴设计186.1.1初步确定轴的最小直径186.1.2轴的结构设计186.1.3轴上零件的周向定位186.1.4确定轴上圆角和倒角尺寸186.1.5求轴上的载荷196.1.6按弯扭合成应力校核轴的强度206.1.7校核轴的疲劳强度206.2 输入轴设计236.2.1初步确定轴的最小直径236.2.2轴
3、的结构设计236.2.3轴上零件的周向定位236.2.4确定轴上圆角和倒角尺寸246.2.5求轴上的载荷246.2.6按弯扭合成应力校核轴的强度256.2.7校核轴的疲劳强度256.3中间轴设计286.3.1初步确定轴的最小直径286.3.2中间轴的结构设计286.3.3轴上零件的周向定位296.3.4确定轴上圆角和倒角尺寸296.3.5求轴上的载荷296.3.6按弯扭合成应力校核轴的强度306.3.7校核轴的疲劳强度307.滚动轴承的设计及计算337.1输入轴滚动轴承计算337.2输出轴滚动轴承计算347.3中间轴滚动轴承计算358.键的计算与校核368.1输入轴上键的校核368.2中间轴上
4、键的校核368.3输出轴上键的校核369.润滑方式3710.总结3711.参考文献371.设计任务书 设计题目：设计用于带式运输机的传动装置。工作条件：一班制，连续单向运转，载荷平稳，室内工作，有粉尘，运输带与滚筒及支承之间，包括卷筒轴承的摩擦阻力影响已在工作拉力F中考虑。使用年限：十年，大修期三年。生产批量：10台。生产条件：中等规模机械制造厂，可以加工7-8级精度齿轮及蜗轮。动力来源：电力，三相交流电流（220/380V）。运输带速度允许误差：5%。设计要求及工作量：进行相应的科学计算，完成指定的设计工作量。要求完成的工作包括：（1）绘制A0或A1幅面的减速器装配图1张；（2）绘制输出轴和
5、输出轴上的齿轮零件图各1张；（3）说明书1份。表1：设计原始数据编号A1A2A3A4A5A6A7A8A9A10F(N)1500220023002500260028003300400048005500V(m/s)1.11.11.11.11.11.41.21.61.250.8D(mm)220240300400200350350400500250注：运输带工作拉力F(N), 运输带工作速度V(m/s), 卷筒直径D(mm)。表2：个人设计数据编号F(N)V(m/s)D(mm)A323001.1300给定方案传动方案B3：斜齿轮二级减速器2.电动机的选择2.1效率计算 传动装置的总效率：=123456
6、78 式中：由表2-4查得，1、7为弹性联轴器的传动效率，取1=7=0.99； 2、4、6为滚动轴承的传动效率，取2=4=6=8=0.98； 8为滑动轴承的传动效率，取8=0.98； 3、5为两对圆柱斜齿轮的传动效率，3=5=0.96； 所以，传动装置的总效率=0.99*0.98*0.96*0.98*0.96*0.98*0.99*0.98=0.83 电动机的输出功率 Pd=FV/=2300*1.1/0.86=2941 W=2.941 kW 电动机的额定功率 Ped=4kW2.2转速计算 卷筒轴转速 nw=60*1000*V/(D)=60*1000*1.1/(3.14*300)=70.06 r/
7、min 根据单级圆柱齿轮传动比范围i,1=36,则电动机转速可选范围为： 70.06*(936) 6302522 r/min 所以同步转速可为1000 r/min，1500 r/min的电动机。如下表;方案电动机型号额定功率（kW）电动机转速（r/min）额定转矩（Nm）最大转矩（Nm）电动机质量（kg）同步满载1Y132M1-6410009602.02.2732Y112M-44150014402.22.343由表中的数据可知2个方案可行，但选用方案1的总传动比较合适，传动装置结构尺寸较小，且可使各圆柱齿轮传动比在36之间，故选用第1种方案。3. 计算传动装置总传动比和分配各级传动3.1传动装
8、置总传动比i总=960/70.06=13.7传动装置总传动比是各级传动比的连乘积，即i=i1 i2i3 in 3.2分配各级传动比 为了使两级的大齿轮有相近的浸油深度高速级传动比i1和低速级传动i2可按下列方法分配:i1= i2(1.11.5) 取i1= 1.3i2 则：i1=4.23 i2=3.254. 计算传动装置的运动和动力参数4.1各轴转速 电动机轴： n0=960 r/min 第I根轴： n1=960 r/min 第II根轴： n2= n1/ i1=960/4.23227 r/min 第III根轴： n3= n2/ i2=227/3.2570 r/min4.2各轴输入功率 电动机轴：
9、 P0=4kW第I根轴： P1=1P0=0.99*4=3.96kW第II根轴： P2=23P1=0.98*0.96*3.96=3.73kW第III根轴： P3=45 P2=0.98*0.96*3.73=3.51kW4.3各轴转矩 第I根轴： T1=9550=9550=39.39 Nm第II根轴： T2=9550=9550=156.92 Nm第III根轴： T3=9550=9550=478.86 Nm5.齿轮的设计计算5.1高速级：5.1.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 按传动方案装置图，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。材料选择，小齿轮材料为40Cr（
10、调质），硬度为280HBS，大齿轮材料45号钢（调质），硬度为240HBS。选小齿轮齿数Z1=24，则大齿轮齿数Z2= Z1 i1=24*4.23=102选取螺旋角。初选螺旋角=14。压力角。5.1.2按齿面接触疲劳强度计算a).由设计计算公式（10-11）计算，即 确定公式内的各计算值1).试 KHt=1.3 。 2).计算小齿轮传递的转矩。 T1=39.39 Nm3).由表10.7选取齿宽系数=1 。4).由图10-20选取区域系数ZH=2.433。 5).由表10.5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2 6).由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度数=arcos24cos
11、20.562/(24+21cos14) =29.974 =arcos102cos20.562/(102+21cos14) =23.25 1.655 = =0.666 7).由式（10-23）可得螺旋角系数。 8).计算接触疲劳许用应力 。 由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为 由式（10-15）计算应力循环次数; N1=60n1jLh=60*960*1*(2*8*300*10)=2.765109 N2=N1/u=2.765109/(102/24)=6.5108 由图10-23查取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90、KHN2=0.95 。 取失效概率为1%、安全系数S=1，由式
12、（10-14）得 0.9*600/1=540MPa 0.95*550/1=523MPa 则：=523MPa 试算小齿轮分度圆直径 34.88mm b).调整小齿轮分度圆直径 计算实际载荷系数前的数据准备 1).圆周速度v。 2).齿宽b及模数。 b=1*34.88=34.88mm 计算实际载荷系数KH 。1).由表10-2查得使用系数1 2).根据v=1.75m/s，7级精度，由图10-8查得动载荷系数1.05 3).齿轮的圆周力。 Ft1=2T1/d1t=2*39.39*103/34.88=2.26*103N KAFt1/b=1*2.26*103/34.88=64.79N/mm100 N/m
13、m 查表10-3得齿间载荷分配系数=1.2 3). 由表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，得齿向载荷分布系数=1.391,结合b/h=11.004查图10-13，得=1.35 则载荷系数 1*1.04*1.2*1.35=1.68 由式（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数。由于模数m的大小要取决于弯曲强度所决定的承载能力。取，即可满足弯曲强度，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来计算应有的齿数。于是，有 故取Z1=27，则，取Z2=102 5.1.4
14、几何尺寸计算 计算中心距 将中心距减小圆整为125mm 按圆整后的中心距修正螺旋角 因值改变不多，故等值不必修正。 计算大、小齿轮的分度圆直径 计算齿轮宽度 取b1=61mm、b2=56mm。5.2低速级：5.2.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 按传动方案装置图，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。材料选择，小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料45号钢（调质），硬度为240HBS。选小齿轮齿数Z3=30，则大齿轮齿数Z4= Z3 i2=30*3.25=98选取螺旋角。初选螺旋角=14。压力角5.2.2按齿面接触疲劳强度计算a).由
15、设计计算公式（10-11）计算，即 确定公式内的各计算值1).试 KHt=1.3 。 2).计算小齿轮传递的转矩。 T2=156.92 Nm3).有表10.7选取齿宽系数=1 。4).由图10-20选取区域系数ZH=2.433。 5).有表10.5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2 6).由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度数=arcos30cos20.562/（30+21cos14) =28.478 =arcos98cos20.562/(98+21cos14) =23.36 =1.686 = =0.589 7). 由式（10-23）可得螺旋角系数。 8). 计算接触疲劳许
16、用应力 。 由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为 由式（10-15）计算应力循环次数; N3=60n2jLh=60*227*1*(2*8*300*10)=6.538108 N4=N3/u=6.538108/(98/30)=2108 由图10-23查取接触疲劳寿命系数KHN3=0.92、KHN4=0.93 。 取失效概率为1%、安全系数S=1，由式（10-14）得 则：=511.5MPa 试算小齿轮分度圆直径 =53.21mm b).调整小齿轮分度圆直径 计算实际载荷系数前的数据准备 1).圆周速度v 2).齿宽b及模数。 b=1*53.21=53.21mm计算实际载荷系数KH
17、 。1).由表10-2查得使用系数1 2).根据v=0.632m/s，7级精度，由图10-8查得动载荷系数1.03 3).齿轮的圆周力。 Ft2=2T2/d2t=2*156.92*103/53.21=5.898*103N KAFt2/b=1*5.898*103/53.21=110.85N/mm100 N/mm 查表10-3得齿间载荷分配系数=1.2 4).由表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，得齿向载荷分布系数=1.411 由此得到实际载荷系数 1*1.03*1.2*1.411=1.74由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径 相应的齿轮模数 mn=d2c
18、os/z3=58.64*cos14/30=1.896mm 5.2.3按齿根弯曲疲劳强度设计 a).由式（10-7）试算模数，即确定公式中的各参数值 1).试选 2).由式（10-18）计算弯曲疲劳强度用重合度系数。 3).由式（10-19）可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数 4).计算 由当量齿数，由图（10-17）查得齿形系数 由图（10-18）查得应力修正系数 由图（10-24c）查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为 由图（10-22）弯曲疲劳寿命系数 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-14）得 因为大齿轮的大于小齿轮，所以取 =0.0160试算模数=1.489mm b).调整
19、齿轮模数 计算实际载荷系数前的数据准备 1).圆周速度v。 2).齿宽b。 b=1*46.05=46.05mm 3).齿高及宽高比b/h h=()mnt=(2*1+0.25)*1.489=3.35mm b/h=46.05/3.35=13.746 计算实际载荷系数1).根据v=0.547m/s，7级精度，由图10-8查得动载荷系数 2).由Ft2=2T2/d2=2*156.92*103/46.05=6.815*103N KAFt2/b=1*6.815*103/46.05=148N/mm100 N/mm 查表10-3得齿间载荷分配系数=1.2 3). 由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支
20、承非对称布置时，得齿向载荷分布系数=1.417,结合b/h=13.746查图10-13，得=1.37 则载荷系数 1*1.02*1.2*1.37=1.677由式（10-13），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数。由于模数m的大小要取决于弯曲强度所决定的承载能力。取，即可满足弯曲强度，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来计算应有的齿数。于是，有 故 取Z3=29，则，取Z2=955.2.4 几何尺寸计算 计算中心距 将中心距减小圆整为147mm按圆整后的中心距修正螺旋角 因值改变不多，故
21、等值不必修正。 计算大、小齿轮的分度圆直径 计算齿轮宽度 取b3=65mm、b4=60mm。 齿轮 参数齿轮1齿轮2齿轮3齿轮4齿数Z271022995分度圆直径d56.24175.2559.85194.598螺旋角141412.4812.48齿宽b61566560齿全高h4.54.54.54.5模数mn2222中心距a1251476.轴的设计与计算 6.1 输出轴设计 6.1.1初步确定轴的最小直径 轴上的功率、转速和转矩=3.51kW， =70 r/min， =478.86 Nm 选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3取A0 =112，则有第III根轴： 6.1.2轴的结构设计 根
22、据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 联轴器的计算转矩： 查标准GB/T 5014-85，选用HL4型弹性柱销联轴器，其公称扭矩为1250Nm。半联轴器的孔d1=55mm。故取d1-2=55mm，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=84mm。 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上面不压在轴的端面上，故1-2段的长度应比L1=84mm略短一些，现取L1-2=82mm。为了满足半联轴器的定位要求，1-2轴段右端需制出一轴肩，故取1-2段直径d2-3=64mm。则左端挡圈直径D=55mm。 初选滚动轴承。 按工作要求，查标准：GB292-83，选取中窄(3)系列角接触球轴承36
23、314。其尺寸为：d*D*B=70*150*35,则d3-4= d7-8=70mm；为了使左端轴承定位压紧，则取L3-4=30mm。 齿轮右端与右轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂宽度为60mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，故取L6-7=58mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，故取h=5mm，则轴环处的直径d5-6=80mm。轴环宽度b1.4h，取L5-6=7mm。 6.1.3轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按d6-7=74mm，由表6-1查得平键截面b*h=20mm*12mm，键槽用键槽铣刀加工，长为50mm，配合为；同样，半联轴器与轴的连接
24、，选用平键为16mm*10mm*70mm,半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证,此处选轴的直径尺寸公差为m6。 6.1.4确定轴上圆角和倒角尺寸 参考表15-2,取轴端倒角为2*45,各轴肩处的圆角和倒角如图所示: 6.1.5求轴上的载荷 齿轮的作用力: 圆周力：径向力：轴向力： 轴上的作用力： 支反力： 弯矩： 总弯矩： 扭矩：T3=478.86 Nm 6.1.6按弯扭合成应力校核轴的强度 校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，以轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力 已知轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得，因此，故安全。 6.
25、1.7校核轴的疲劳强度 判断危险截面 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最严重，从受载的情况来看，截面上的应力最大，但应力集中不大，而且这里轴的直径最大，故不必校核。由第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面左右两侧即可。 截面右侧 抗弯截面系数W=0.1d3=0.1*743=40522.4mm3 抗扭截面系数WT=0.2d3=0.2*743=81044.8mm3 截面左侧的弯矩M为： T3=478.86 Nm 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数
26、及按附表3-2查取。因，经插值后查得 又由附图3-1可得轴的材料敏感系数为 故有效应力集中系数为 由附图3-2查得尺寸系数，由附图3-3查得扭转尺寸系数轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，按式（3-12）和（3-14b）则综合系数为 又取碳钢的特性系数 于是按式（15-6）、（15-7）、（15-8）计算安全系数值 故可知安全。 截面左侧 抗弯截面系数抗扭截面系数截面左侧弯矩M为 T3=478.86 Nm 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表3-2查取。因，经插值后查得
27、又由附图3-1可得轴的材料敏感系数为 故有效应力集中系数为 由附图3-2查得尺寸系数，由附图3-3查得扭转尺寸系数轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，按式（3-12）和（3-14b）则综合系数为 又取碳钢的特性系数 于是按式（15-6）、（15-7）、（15-8）计算安全系数值 故可知安全。 6.2 输入轴设计 6.2.1初步确定轴的最小直径 轴上的功率、转速和转矩=3.96kW， =960 r/min， =39.39 Nm 选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3取A0 =112，则有 第I根轴： 6.2.2轴的结构设计 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径
28、和长度 联轴器的计算转矩： 按照计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件。由于所选择的电动机Y132M1-6的输出轴直径为d=38mm，查标准GB/T 5014-85，选用HL3型弹性柱销联轴器，其公称扭矩为630Nm。半联轴器的孔d1=38mm。故取d1-2=38mm，半联轴器长度L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=60mm。 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上面不压在轴的端面上，故1-2段的长度应比L1=60mm略短一些，现取L1-2=58mm。为了满足半联轴器的定位要求，1-2轴段右端需制出一轴肩，故取2-3段直径d2-3=41mm。 初选滚动轴承。 因轴承同时受有径向力和轴向力，查
29、标准：GB292-83，选取中窄(3)系列角接触球轴承36309。其尺寸为：d*D*B=45*100*25,则d3-4= d5-6=45mm；为了使左端轴承定位压紧，则取L3-4= L5-6=23mm。 6.2.3轴上零件的周向定位 半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。半联轴器与轴的连接，选用平键为10mm*8mm*50mm,半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证,此处选轴的直径尺寸公差为m6。 6.2.4确定轴上圆角和倒角尺寸 参考表15-2,取轴端倒角为2*45,各轴肩处的圆角和倒角如图所示: 6.2.5求轴上的载荷 齿轮的作用力: 圆周力：径向力：轴向力： 轴上的
30、作用力： 支反力： 弯矩： 总弯矩： 扭矩：T1=39.39 Nm 6.2.6按弯扭合成应力校核轴的强度 校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，以轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力 已知轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得，因此，故安全。 6.2.7校核轴的疲劳强度 判断危险截面 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最严重，从受载的情况来看，截面B上的应力最大，但应力集中不大，而且这里轴的直径最大，故不必校核。由第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面左右两侧即可。 截面右侧 抗弯截面系数W=0
31、.1d3=0.1*503=12500mm3 抗扭截面系数WT=0.12d3=0.2*503=25000mm3 截面右侧的弯矩M为： T1=39.39 Nm 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表3-2查取。因，经插值后查得 又由附图3-1可得轴的材料敏感系数为 故有效应力集中系数为 由附图3-2查得尺寸系数，由附图3-3查得扭转尺寸系数轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，按式（3-12）和（3-14b）则综合系数为 又取碳钢的特性系数 于是按式（15-6）、（15-7）、（
32、15-8）计算安全系数值 故可知安全。 截面左侧 抗弯截面系数抗扭截面系数截面左侧弯矩M为 T3=478.86 Nm 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表3-2查取。因，经插值后查得 又由附图3-1可得轴的材料敏感系数为 故有效应力集中系数为 由附图3-2查得尺寸系数，由附图3-3查得扭转尺寸系数轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，按式（3-12）和（3-14b）则综合系数为 又取碳钢的特性系数 于是按式（15-6）、（15-7）、（15-8）计算安全系数值 故可知安全。
33、 6.3中间轴设计 6.3.1初步确定轴的最小直径 轴上的功率、转速和转矩=3.73kW， =227 r/min， =156.92 Nm 选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3取A0 =112，则有 第I根轴： 6.3.2中间轴的结构设计 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 联轴器的计算转矩： 初选滚动轴承。 因轴承同时受有径向力和轴向力，查标准：GB292-83，选取中窄(3)系列角接触球轴承36308。其尺寸为：d*D*B=40*90*23,故取d1-2= d5-6=40mm，则d2-3=d4-5=46mm；为了使轴承定位压紧，则取L1-2= L5-6=58mm。 齿轮右端与
34、右轴承之间采用套筒定位，已知齿轮2轮毂宽度为42mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，故取L2-3=40mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，故取h=5mm，则轴环处的直径d3-4=56mm。轴环宽度b1.4h，取L3-4=27mm；已知齿轮3轮毂宽度为65mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，故取L4-5=62mm。 6.3.3轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按d2-3= d4-5=46mm，由表6-1查得平键截面b*h=14mm*9mm，键槽用键槽铣刀加工，长为L2-3=32mm，L4-5=56mm，配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证
35、,此处选轴的直径尺寸公差为m6。 6.3.4确定轴上圆角和倒角尺寸 参考表15-2,取轴端倒角为2*45,各轴肩处的圆角和倒角如图所示: 6.3.5求轴上的载荷 齿轮的作用力: 圆周力：径向力：轴向力： 轴上的作用力： 支反力： 弯矩： 总弯矩： 扭矩： T2=156.92 Nm 6.3.6按弯扭合成应力校核轴的强度 校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，以轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力 已知轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得，因此，故安全。 6.3.7校核轴的疲劳强度 判断危险截面 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最严重，从受载的情况来