二级圆柱齿轮减速器设计说明书(优秀)

1、机械设计 课程设计 任务书 设计任务 ：螺旋运输机两级斜齿轮圆柱齿轮减速箱传动方案。1、电动机 2、 皮带轮（小） 3、 大带轮 4 、皮带 5、减速箱 6高速级齿轮传动 7 低速级齿轮传动 8 联轴器 9 圆锥齿轮传动 10 螺旋运输机原始数据1 螺旋运输机上圆周力p=4000n2 螺旋运输机上圆周速度v=0.8m/s3 螺旋运输机直径 d=250mm4 圆锥齿轮传动比 i=1：15 工作年限为五年（每年按300天计算），两班制生产，每班工作八小时，运输机工作平稳转向不变。6 批量生产。目 录设计任务书第一章 减速箱传动方案的拟定及说明一、工作机器特征的分析二、传动方案的拟定第二章 运动参数

2、计算一、电机的选择 二、传动比的分配 三、运动参数的计算第三章 各传动零件的设计计算一、 皮带轮的设计计算二、 皮带轮结构设计三、 齿轮的设计 四、 各轴的设计 五、 轴承的选择与校核 六、 键的选择与校核第四章 减速箱的箱体设计第五章 减速器的润滑第六章 减速箱的附件第七章 设计小结附录附表一 减速箱中的标准件附表二 减速箱中的非标准件附表三 箱体的结构图附表四 参考文献第一章 减速箱传动方案的拟定及说明一 、工作机器特征的分析 由设计任务书可知：该减速箱用于螺旋运输机，工作速度不高（v=0.8m/s）,圆周力不大(p=4000n),因而传递的功率也不会太大.由于工作运输机工作平稳,转向不变

3、,使用寿命不长(5年),故减速箱应尽量设计成闭式,箱体内用油液润滑,轴承用脂润滑.要尽可能使减速箱外形及体内零部件尺寸小,结构简单紧凑,造价低廉,生产周期短,效率高。二、传动方案的拟定及说明 根据设计任务书中已给定的传动方案及传动简图，分析其有优缺点如下：优点： (1)、电动机与减速器是通过皮带进行传动的，在同样的张紧力下，三角皮带较平带传动能产生更大的摩擦力，而且三角皮带允许的中心中距较平带大，传动平稳，结构简单，使用维护方便，价格低廉。故在第一级（高速级）采用三角皮带传动较为合理，这样还可以减轻电动机因过载产生的热量，以免烧坏电机，当严重超载或有卡死现象时，皮带打滑，可以起保护电机的作用。

4、（2）、斜齿圆柱齿轮较直齿圆柱齿轮传动平稳，承载能力大、噪音小，能减轻振动和冲击，若设计时旋向选择合理，可减轻轴的负荷，延长使用寿命，故此减速器的两对齿轮均采用斜齿圆柱齿轮传动。（3）、高速级齿轮布置在远离扭矩输入端，这样可以减小轴在扭矩作用下产生的扭转变形，以及弯曲变形引起的载荷沿齿宽分布不均匀的现象。缺点：（1）、皮带传动稳定性不够好，不能保证精确的传动比，外廓尺寸较大。（2）、齿轮相对轴和轴承不能对称分布，因而对轴的要求更高，给制造带来一定麻烦。综上所述，这种传动方案的优点多，缺点少，且不是危险性的缺点，故这种传动方案是可行的。 第二章 运动参数计算一、 电机的选择1、选择电机型号：按设

5、计任务书要求，螺旋运输机是运送粉粒状物质，工作过程平稳，转向不变，故宜采用防尘的电机。根据【1】*表12-1介绍，j02型电机为封闭扇风自冷式鼠笼转子三相异步电动机。该型号电机可以直接接入三相交流电网，寿命长，运转平稳，使用维修方便，而且体积小，重量轻，价格便宜，能防止灰尘侵入电机内部，适用于灰尘多，工作环境不太好的场合，故选用j02型电动机为原动机。2、电动机功率的确定由于该电动机按工作机的要求须长期连续运转，载荷变化小，在常温下工作，故按电动机的额定功率等于或略大于所需功率来选择电动机。、工作机构所需的功率nw 由【4】*（2-1）式 nw= (kw) nw=3.2 kw nw=3.2 k

6、w 、电动机及工作机的总效率：=皮.轴承.齿.锥.联.滑.减速器由【1】*表13-2查得皮=0.96 (三角皮带传动)轴承=0.98 (滚动轴承) 齿=0.97 (斜齿圆柱齿轮锥=0.92 (一对开式)联=0.99 (联轴器)滑=0.97 (润滑正常)减速器=0.95 (双级圆柱齿轮减速器)故=0.960.980.970.990.920.970.95 =0.71 =0.71、电动机所需的功率nm由【4】*（2-3）nm=k k：过载系数，按说明书书要求取k=1.2 则：nm =1.2=5.41kw按nm nm的原则，由【1】*表12-2 取nm=5.5kw nm=5.5kw一般地最常用、市场上

7、供应最多的是周期转速为1500r/min的电动机，故在满足额定功率的情况下优先选用之。电动机选择结果如下：型号额定功率满载转速起动转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩重量jo2-42-45.5kw1440r.p.m1.82.074kg、电动机的重要数据如下表：由【1】*表12-3查得安装尺寸abcd（gc）ef(jz)ghk2161788932801026.813213外形尺寸bb1b2hl1lh1b32752101403155052501855、所选电机外形、传动比的分配1、 分配原则、各级传动的传动比不应超过其传动比的最大值。、使所设计的传动系统的各级传动机构具有最小的外部尺寸。、使二级齿轮减

8、速器中，各级大齿轮的浸油深度大致相等，以利实现油池润滑。、 使各级圆柱齿轮传动的中心距保持一定比例。设计内容计算及说明结果2、计算总传动比i由【4】* (2-4) 式i=n电：电动机的转速nw：工作机构的转速.i=23.55i=23.553、分配各级传动比：4、检验由【4】*表2-1,可知i皮=24考虑到传动大则皮带轮大轮与小轮直径相差较大,小皮带包角小,故取i皮=2 由【4】*(2-6)式 if=1.3isif-减速器高速级传动比is-减速器低速级传动比 i= i皮ifisi锥 = i皮1.3is2i锥 is=3则 if =3.9i实=23.931=23.4i=23.55 i=0.00640

9、.64%并且，所求is、if均在斜齿圆柱齿轮许可的范围i之内。i皮=2is=3if =3.9合理 三、运动参数的计算由于减速器是通用减速器，大批量生产。各零件的承载能力与电动机承载能力相对应。因此以电动机的额定功率作为设计功率来计算。n, n,n_分别表示、轴输入功率（kw） n,n,n分别表示、轴的转速（r/min） t,t,t分别表示、轴的扭矩（nm）根据【4】* （211）式n=nm皮=5.50.96=5.28 kwn=n滚齿=5.50.960.980.97=5.02 kwn=n滚齿=5.020.980.97=4.77 kw由【4】*（2-10）式n=720r/minn=184.6185

10、 r/minn= =1440/23.4=62 r/min由【4】*(2-12)式t=9550n/n=95505.28/72070n.mt=9550n/n=95505.02/185260n.mt=9550n/n=95504.77/62735 n.m轴号转速( r/min) 功率(kw) 扭矩(n.m)7205.28701855.02260624.77735第三章 各传动零件的设计计算一、皮带轮的设计计算.根据【3】*12-3 p356p360所列计算步骤及参考p360例题作如下设计：设计内容计算与说明结果1、确定计算功率nca.nca=kw.nm kw工作情况系数 由【3】*表12-4得kw=1

11、.1nca=kwnm =1.15.5=6.05 kwnca=6.05kw 2、选择皮带型号根据nca及主动轮转速 ，由 【3】*图12-9 查得：皮带轮型号为a型a型3、确定带轮的计算直径d1和d2确定主动轮的直径d1验算v确定大带轮的直径d2 确定中心距a和皮带长度 验算主动轮上的包角a1验算（绕转次数）确定皮带的根数计算皮带轮的拉力s0计算皮带传动作用在轴上的压力根据d1dmin的原则，由【3】*表12-5查得： d1=100mmv=7.54m/s根据【3】*12-3推荐v=1020m/s。v过少，d1就小，将使所需的有效圆周力p过大，所需皮带根 过多，故将d1取为d1=140mm这时v=

12、10.55m/s适合书推荐要求，且：vvmax=25m/s d2=i皮d1 =2140=280mma0a2a0理论中心距k a中心距计算系数由【3】表达126查得k a=1.08a0=1.08280=320.4mm 由【3】(1220)式l02a0 (d2d1) =3302.4(280140)=1280.4mm 由【3】表122查得,对应的标准长度l和公称长度lil=1275mm, li=1250mm aa0=302.4 300mm amin=a0.015l =3000.0151275 =280.875mm281mmamax=a0.03l=3000.031275=338.3mma1=18016

13、0=180160 =152120由【3】*公式（12-23）得 = = 8.27-1max max=20-1由【3】*（12-24）式=k:考虑包角不同时的影响系数由【3】*表12-7，并用插入法求得k=0.95(0.95-0.92)=0.926kl：考虑皮带长度不同时的影响系数，即长度系数由【3】*表12-8，kl=0.93又：ne=（no+no）：考虑皮带材质情况的材质系数，因为一般用途的传动机构中，多用棉线绳结构的皮带，取=0.75no：单根皮带的许用功率。查【3】*表12-3 ， 并用插入法v=10.55s-1在10与11之间，no=2.15=2.08kwn0：计入传动比的影响时，单根

14、皮带所传递的功率增量。n0=kb n1(11/ki) kwkb:考虑不同型号皮带的挠性不同对弯曲时的影响系数,即弯曲时的影响系数。由3* 表12-9查得：kb =10310-3n1 主动轮转速 1440r/minki 传动比影响系数由3*表12-10 ki =1.12ne=kbn1(11/ki)=1.0310-31440(11/1.12)=0.1589 kw故ne=(n0+n0) =0.75(2.0825+0.1589)=1.68kwz=4（根）由3 * (12-25) s0=15.6g由3 *表12-11 取g=10n s0=156n=2zsosin12 =24156sin76o=1211n

15、v=7.54m/sd1=140mm 合格d2=280mma0=320.4mml0=1280.4mml=1275mmli=1250mma=300mma1=152合格ne=1.68kwz=4根s0=156nq=1211n 二、皮带轮结构设计1、对三角皮带带轮设计的要求：、重量轻；、结构工艺性好，无过大铸造内应力，便于制造；、质量分布均匀；、轮槽工作面要精细加工56，以减少皮带的磨损；、应保证一定的几何尺寸精度，以使载荷分布均匀；、要有足够的强度和刚度；、尽可能的从经济角度加以考虑。2、皮带轮的材料 根据v=10.55ms30ms ,考虑到加工方便及经济性的原则，采用ht15-30的铸铁带轮。3、结

16、构尺寸的设计 、轮槽的设计对与a型皮带由【3】*表12-12查得有关参数 m f t s b b=34 12.5 3.5 16 10 11 6 68b=17 b=（z-1）t+2s=（4-1）16+210=68mm、小带轮的设计d1=140mm3d，d为电机轴的直径=32mm，3d=96mm，且d1300mm，故采用腹板式。考虑到d1与3d较接近，为方便制造，腹板上不开孔。a)、有关结构尺寸确定：由【3】*表达式12-13得：d1=1.8d=1.832=58mmd1=d22(mf)=140262(12.53.5)=110mmdw=d2f=14023.5=147mml=2d=232=64mmb)

17、、结构图如下：、大带轮的设计 d2=280mm300mm， 故采用腹板式。又：d1d1=25058=192100 ，故在腹板上开4孔，a）、有关结构尺寸如下：d=32mm; 第i轴直径d1=1.832=58mmd0=0.5（d1d1）=0.5（25058）=154mmd1=280262（12.53.5）=250mmd0=0.25（2803058）=48mml=2d=322=64mmdw=d2f=2807=287mmb)、结构图如下：三、齿轮的设计1、齿轮传动设计总体原则及分析：根据如下（设计说明书所给的传动方案） 轴上作用着一对齿轮，为了减小轴所受的轴向力，应使轴轴向力方向相反，由于轴的z4齿

18、轮受力方向应与圆锥齿轮受力相反，故z4应为右旋；同理，z3应为左旋，z2应为左旋，z1为右旋。 高速级齿轮的转速较高，为改善接触条件及使受力均布，高速级齿轮z1、z2的螺旋角应大于低速级齿轮的螺旋角。 为满足设计任务书之传动平稳的要求，齿轮的模数应取较小值，而适当增大齿轮的齿数，这样就能减小运动过程中的噪声、振动，使运转平稳。2、高速级齿轮设计计算已知：n=720r/min，if=3.9,n=5.28kw,lh=530028=24000h、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数按设计任务书给定的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。运输机为一般工作状态的机器，转速不高，故齿轮选择8级精度。工作机运转过程

19、中受力不大，故选45钢，便于制造，且价格较便宜，经一定的热处理后，综合性能均能满足要求。小齿轮45钢调质，hb1=270（由【3】*表8-16查得）大齿轮45钢常化，hb2=200（由【3】*表8-16查得）大小齿轮齿面的硬度差为270200=70，是合理的。当运转过程中较硬的小齿轮齿面对较软的大齿轮齿面，会起较明显的冷作硬化效应，提高了大齿轮齿面的疲劳极限，从而延长了齿轮的使用寿命。齿数：取小齿轮齿数z1=23；则大齿轮齿数z2=3.923=89.790.齿面硬度hb350的闭式齿轮传动中，据【3】*p183的设计准则，通常齿轮都是首先出现点蚀破坏，所以应按接触疲劳强度设计，按弯曲疲劳强度校

20、核，最后作齿轮的结构设计。、螺旋角的确定：据【3】*p238推荐=715，取=135，小齿轮z1右旋，大齿轮z2左旋。、按齿面接触疲劳强度设计由【3】*表8-17中公式d1t=a、 确定公式内的各计算数据a)、试选kt=1.3；b)、t1=70nm=7104nmm；c)、由【3】*表8-15选取d=1；d)、由h=knhh0 ，【3】*式（8-41b）计算许用应力。由【3】*图8-68查得h01=550n/mm2。h02=450n/mm2。由【3】*（8-42）式：n=60njlh，其中n1=720r/min ， j=1 ， lh=24000h ，n2=185r/min。n1=60720124

21、00=1.04109 次，n2=60185124000=0.27109次。由图8-69查得knh1=1，knh2=1.1h1=550n/mm2，h2=1.1450=495n/mm2，=522.5n/mm2。e)、计算z=zhzuzze由【3】*图8-65查得：轮齿区域系数zh=2.44由【3】*p249经验决定，计入重叠系数影响的系数。z在0.780.85之间，取z=0.8由【3】*图8-64查得：齿数比系数zu=1.14由【3】*表8-14查得：弹性影响系数ze=189.8 z=2.441.44189.80.8=422.4b、 设计计算a)、试算d1td1t=49.2mmb)、计算圆周速度v

22、=1.85m/sc)、求载荷系数k：k=kvkwk根据=0.57m/s由【3】*图（8-56a）查得kv=1.03,由【3】*表8-12查得kw=1；由表8-13查得k=1.15 k=1.0311.15=1.1845d)、试选的kt值与实际的k值相差较大，应校正所得分度圆直径。由式（8-43）得d1=d1t=49.247.7mme)、计算模数mn=2mmmn与标准值相符。由前有关计算知：z1=23， mn=2mmz2=90, d1=47.7mmf)、按标准模数计算分度圆直径： d1=47.22mmd2=184.78mmg)、计算中心距a=116mmb=dd1=147.22=47.22圆整该数值

23、，并取b=50mm b=b2=50mmb1=55mm、校核齿根弯曲疲劳强度：由【3】*表8-17查得校核公式为b=yysaylbft=2965nzv1=24.88齿zv2=97,4齿由【3】*图8-61查得齿形系数y1=2.62,y2=2.17由【3】*图8-62查得：应力校正系数ysa1=1.65ysa2=1.87由表8-17查得接触线系数yl=0.55由【3】*（8-41）a式，b=knbb0由图8-67查得弯曲寿命系数knbknb1=knb2=1由【3】*图（8-66）查得b1=420n/mm2,b2=380n/mm2校核计算由【3】*式（8-89）b=yysaylb b1=2.621.

24、650.55=83.5n/mm2b1=420n/mm2b2=b1=83.5=78.4n/mm2 b2=380n/mm2故所设计齿轮合格。、结构设计a、小齿轮结构设计由【3】*8-27推荐，当齿根圆到键槽顶部e2mt时，宜将齿轮做成齿轮轴， mt=2.05mm e22.053=4.1由于第一轴的结构设计中小齿轮处的轴d=47,而小齿轮的齿根圆dfdf=d12hf=d12hatmt2c*mt=d12(h*anc*n)mn=47.222(10.25)2=42.22mm。显然e2mt故需做成齿轮轴。其结构见轴的结构图。b、对于大齿轮：由【3】*8-27推荐：当da500mm时，采用腹板式结构。有关参数

25、：da=d22h*amn=184.7822=188.78mmd4=d=47mm,d为轴安装大齿轮处的轴径。d3=1.6d4=75.2mm76mmd0=da10mn=188.78102=168.78mm170mm。为满足强度，取d0=160mm。d2=0.35(d0d3)=0.35(16076)32mm。d1=118mmc=0.25（b2）=0.2550=12.5mm ，取c=12mmn=0.5mm=0.51.5=0.75mm1mmr=5mm。高速级大齿轮结构图如下：3、低速级齿轮传动已知：n=185r/min， n=62r/min， is=3，n=5.02kw, lh=24000h,1）、选定

26、齿轮类型、精度等级、材料齿数及螺旋角a 、根据任务书及齿轮设计总体原则，小齿轮z3左旋，大齿轮z4右旋。b、齿轮精度与高速级齿轮相同，为8级精度。c、材料仍为45#钢，由【3】*表8-16小齿轮调质hb3=270大齿轮常化hb4=200d、齿数：z3=37齿，z4=373=111齿e、螺旋角取=1136.2)、按齿面接触疲劳强度设计 hb350，是软齿面接触，其破坏形式主要为点蚀，故按接触强度设计，按弯曲强度校核。由【3】*表8-17查知：d3t其中； kt=1.3，t2=260nm，d=1由【3】*图8-68h03=550n/mm2h04=450n/mm2(注：低速级齿轮传动设计的原理、含义

27、与高速级相同)设计内容计算与说明结果设计计算：a）、计算d3tb）、计算圆周速度c)、求kd)、校正分度圆e)、计算模数f)、分度元直径g)、计算中心距h)、计算齿轮的工作宽度3）、校核齿轮弯曲疲劳强度a)、计算圆周力b)、确定公式中的各系数c)、计算d)、校核计算由【3】*式8-42可得：n=60njlhn3=6018524000=2.7108次n4=606224000=8.9107次由【3】*图8-69查得knh3=1.07，knh4=1.14h3= knh3h03=1.07550=588.5n/mm2h4=knh4h04=1.14450=513n/mm2由【3】*p250推荐h=551n

28、/mm2由【3】*图8-65查得：zh=2.44ze=189.8(由【3】*8-14)z=0.8(由【3】*p249)z=1.15(由【3】*图8-64)z=2.441.15189.80.8=426.1d3t=73.8mmv=0.17m/s根据：=0.263m/s查3*表8-12 . 得kw=1查3*表8-13. 得k=1.15 k=1.0211.15=1.173=71.29mmmn=2mmd3=75.5mmd4=226.5mma=151mmb=dd3=175.5=75.5mm取b=b4=75mmb3=80mm据【3】*表8-17查得校核公式为 由【3】*图8-61查得： 由【3】*图8-62

29、查得：由【3】图8-17查得：由查【3】图8-67，得由图8-67查得：故得： 由式得：=h=551n/mm2z=426.1d3t=73.8mmv=0.17m/sd3/=71.29mmmn=2mmd3=75.5mmd4=226.5mma=151mmb=75mmb3=80mm合格4）结构设计 a、大齿轮z4a、有关尺寸b、结构图b小齿z3根据3*8-27推荐（p257）当n=0.52=1mm r=5mm(见36页图-) 由3*8-27 推荐（p257） 当时，可做成实心结构，故将齿轮3做成实心结构，结构图见36页(图二)四、各轴的设计（一）、各轴设计的总体思想1、 因减速器传递的功率不大，工作平

30、稳，且无特殊要求，故各轴的材料均采用45钢，并进行调质处理，以便获得好的综合机械性能。2、在保证强度足够的情况下，应尽量使体积小，同时还应注意机器各部分的协调性。3、各轴的轴向定位长度参照3 *p616例题及各轴的位置关系和安装要求，同时参考4*表3-2，1*中有关标准件的尺寸而确定，其长度大小见各轴结构图。4、常用的联轴器中，刚性凸缘联轴器的成本低，传递扭矩大，但不能消除冲击，不能消除由于两轴倾斜或不同心而引起的不良后果，而设明书中要求工作平稳，故不宜选用。弹性圈柱销联轴器，寿命较低，且加工要求高。尼龙柱销联轴器用于起动频繁的高低速起动，制造和维修容易，结构简单，寿命长，能缓冲和减震，且可代

31、替弹性柱销联轴器，故本减速器选用尼龙柱销联轴器。由【1】*表10-1查知：q/zb123-73由【1】*表10-7查得：nssq/eb123-735、各轴的周向定位均采用普通平键，联轴器处采用双键，单键强度不够（见后面键的校核）。6、各轴上轴承均采用向心推力球轴承，因为向心推力球轴承价格便宜，既能承受轴向力，又能承受径向力，且相对圆锥滚子轴承来说尺寸小，故轴选用：0基本游隙组，标准精度级，一对36208，ddb=408018；轴选用36308，ddb=409023。轴选用36211,ddb=5510021。各轴承的校核见后轴承校核部分。7、由于低速级齿轮的圆周速度v=0.7m/s2m/s，根据

32、【4】*p20可知，溅油功用不大，润滑不理想，故应用油脂润滑。由于高速级齿轮转速较高，为了避免沿沿啮合的轮齿挤出的热油流入轴承，第轴（装有小齿轮）的轴承采用了挡油板，第、轴都有一大齿轮浸入油中，为了防止油脂的稀释，采用了油环，由于甩油环不是标准件为生产方便，把甩油环和套筒连成一体成为一个零件，此外各圆角半径均由【1】*表3-9，及【3】*p616例题知。8、各轴设计时的有关参数如下：级别齿数mnnh*a分度圆直径高速级z1=23z2=902135201d1=47.22d2=184.78低速级z3=37z4=11621130201d3=75.5d4=226.5p1=p2=2964np3=p4=p

33、1=2964=1108npa1=pa2=p1tg=2964tg135=689npr3=pr4=2629n，pa3=pa4=1452n。（二）、轴的设计1、选材2、初步确定轴的最小直径3、轴的结构设计和分析参照【3】*p616例题，根据总体原则选用45#钢。由【3】*查表21-1得：b=650n/mm2，-1=300n/mm2,-1=155n/mm2。由【3】*式21-2dmina0(cm)查【3】*表21-2，得a0=11，故dmin11=21.4mm显然，输入轴的最小直径是安装大皮带轮处的轴径，为了使所选直径与皮带轮相适应，即协调性，考虑到电机轴径为32mm,故选取d-=32mm。（安装大皮

34、带轮处）。参照p33页结构图，由于d-=32mm，轴承处可取35mm的内径，但考虑到大带轮较大，为使定位可靠，且不增加套筒，使轴承取40的内径，这样不会使轴径过大，又少一套筒，结构较合理，定位也可靠。b=650n/mm2，-1=300n/mm2,-1=155n/mm2。dmin=21.4mm4.皮带轮上力的分解由于电机轴与轴的安装高度不在同一轴线上，故应进行力的分解：其中h是电机轴距地面轴的高度h=132mm，32是大齿轮z4距箱体底内的高度。tg=7为箱体底厚度。a=300mm ，为两带轮的中心距。 tg=0.0775 =426故qr=qcos426=0.99711211=1207nq=qs

35、in426=94n5、求轴上的支反力及弯距各弯距和支反力:ma= = =32535nmm、垂直力：rbv=1293nrdv= rbv+pr1-q r =1293+1108-1207=1196n、弯距 ：mcv=rdvl3=119656.5=67574nmm、ma=32535nmm ， rbv=1293n，rdv=1196nmcv=67574nmmmcv=qr(l1+l2)-ma-rbvl2=1207(94+149)-32535-1293149=67640nmmmbv=qrl1=120794=113270nmm。 、rbh=678nrdh=q+rbh-pa=94+678-2964=-2200nm

36、bh=ql1=8836nmmmch=rdhl3=220056.5=124526nmm、=113830nmm=141710nmm、按照材料力学中第三强度理论：mca=：考虑扭矩和弯矩作用性质差异的系数。由【3】*p609，=0.59 mcc=147606nmmmcb=121090nmm。6.初步校核 7判断危险剖面8疲劳强度的校核a、作用于剖面上的弯矩mb、上的扭矩c、作用于剖面上的弯曲应力和剪应力对c面校核，因为c面弯矩最大由 由【3】*表21-3查得 由求得的弯矩值可知c剖面的弯矩最大，但c剖面是齿轮处，齿虽然挖进了齿内，但此轴是很宽裕选择轴径的，c处已满足强度要求故不再校核。剖面处，虽然有较大的突变，但因轴径宽裕，且只受有不大的弯矩作用，故不需校核。对于剖面，轴的突变较大，且同时受有扭矩和弯矩作用，应力集中也较大，故应对剖面作安全系数的验查，即疲劳强度的校核。抗弯剖面模数：抗扭剖面模数： 由【3】*表5-4查得 应力集中系数 由【3】*图5-8可得轴的材料的敏感系数： 合格m=141523nmm 由【3】*式（5-20），有效应力集中系数 由【3】*图5-9得尺寸系数 由【3】*图5-10得尺寸系数按精车加工，由【3】*图5-11得：表面质量系数=0.92。轴表面未经强化处理，强化系数q=1由