华中毕业论文传动装置实验台设计.

1、目录一总体设计 1（一）了解传动装置的组成和不同传动方案的特点，合理拟定传动方案1（二）电动机的选择 1（三）传动比的分配 4（四）传动装置的动运和动力参数计算 4二. 传动零件的设计计算 5（一）V带传动的设计 5（二）圆柱齿轮减速器的设计 9（三）各传动轴的设计计算 13三. 各传动件结构设计 13（一）轴的结构设计的步骤 13（二）轴及其配合件的结构设计 14（三）轴的强度校核 17四设计总结 21五.参考文献 2133传动装置实验台设计说明书一.总体设计（一）了解传动装置的组成和不同传动方案的特点，合理拟定传动方案机器一般由原动机、传动装置和工作机三部分组成。根据课题要求，实验台架的原

2、动机 可以选用电动机，传动装置应包括带传动、减速器和链传动。布置传动顺序时，一般考 虑以下几点：1） 带传动的承载能力较小， 传递相同转矩时结构尺寸较其他传动形式大，但传动平稳，能缓冲减振，因此宜布置在高速级（转速较高，传递相同功率时转矩较小）。2）链传动运转不均匀，有冲击，不适于高速传动，应布置在低速级。3）圆柱齿轮减速器传动性较好，可适应于高速级和传递转矩较大的场合。综合以上条件，按照规定要求设计成平行轴工作台，且实验工作台力不宜过大，故减速器选（二）电动机的选择1 ）电动机类型和结构形式电动机分交流电动机和直流电动机两种。由于直流电动机需用要直流电源，结构较复杂,价格较高，维护比较不便，

3、因此无特殊要求时不宜采用。行生产单位一般用三相交流电机，因此无特殊要求都应选用交流电动机。交流电动机 有异步电动机和同步电动机两类。异步电动机有笼型和绕线型两种，其中以普通笼型异步电动机应用最多。我国新设计的 Y系列三相笼型异步电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上，如金属切削机床、运输机、风机、搅拌机等，由于起动性能较好，也适用于某些要求起动转矩较高的机械。在经常起动、制动和反转的场合，要求电动机转动惯量较小和过载能力大，应选用起重及冶金用三相异步电机YZ型（笼型）或 YZR型（绕线弄型）。电

4、动机除按功率、转速排成系列之外，为适应不同的输出轴要求和安装需要，电 动机机体又有几种安装结构型式。根据不同防护要求，电动机结构还有开启式、防护式、封 闭式和防爆式等区别。电动机的额定电压一般为380V。因为此次设计的传动装置工作台电源为交流电源，工作环境较好，载荷变化小，起动转矩要求较高，再综合经济性考虑，选用Y系列三相异步电机。2）电机转速的选择三相异步电动机常用的有四种同步转速，即3000、1500、1000、750r/min （相对应的电动机定子绕组的极对数为 2、4、6、8）。同步转速为由电流频率与极对数而定的磁场转速， 电动机空载时才可能达到同步转速，负载时的转速都低于同步转速。低

5、转速电动机的极对数多，转矩也大，因此外廓尺寸及重量都较大，价格较高，但可以使传动装置总传动比减小，使传动装置的体积、重量较小；高速电动机则相反。因此确定电动机转速时要综合考虑，分析比较电动机及传动装置的性能，尺寸、重量和价格等因素。通常多选用同步转速为 1500和1000r/min的电动机。所以选电动机的同步转速为1000r/min。3）电动机功率的选择电机的功率选得合适与否，对电动机的工作和经济都有影响。功率小于工作要求， 就不能保证工作的正常工作，或使电动机长期过载而过早损坏；功率过大则电动机价格过高，能力又不能充分利用，由于经常不满载运行，效率和功率因数都较低，增加电能消耗，造成很大浪费

6、。由于实验台架载荷变化很小，所以只要所选电动机的额定功率ped等于或稍大于所需的电动机工作功率Fd，即Rd - Pd，电动机在工作时就不会过热，通常可以不校验发热和起 动力矩。如图1所示的传动装置实验台，其电动机所需的工作功率为：PdKWa式中：Pw 工作机所需的工作功率,KW ；a由电动机至工作机主动端的总效率。Tn又由FWKW9550式中：T 输入转矩，n mn转速，r/min。且已知要求输入转矩为 500 N - m n为1000 r/min，代入上式得:500 10009550:52.36 KW电动机到工作机的输入端只经过一个联轴器，可以取a =0.99，所以电动机的工作功率 应为:P

7、w 52 36Pd52.89 KWa 0.994）电机型号的确定根据电动机的同步转速和工作功率，查机械设计手册，选定电动机的型号为Y280m-6。根据机械设计手册可知该电动机的同步转速为1000 r/min，满载转速为980 r/min，额定功率为55 KW,外伸轴直径为 75mm电极对数为 6对。（三）传动比的分配分配传动比，即各级传动比如何取值，是设计的重要问题。传动比分配得合理，传动装置得到较小的外廓尺寸或较轻的重量，以实现降低成本和结构紧凑的目的；也可以使传动零件获得较低的圆周速度以减小动载荷或降低传动精度等级；还可以得到较好的润滑条件。一般带传动的传动比合理值为i =2 4、一级圆柱

8、齿轮减速器的传动比合理值为i =36，此实验台架为一般实验台架，没有其他特殊要求，为减小设计尺寸，使整个实 验台架的体积、重量减小，降低制造难度。各级传动比都取最小合理值，即带传动传动比h = 2，直齿圆柱齿轮减速器传动比i2 = 3，所以总传动比i = h i2 = 6。（四）传动装置的动运和动力参数计算为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定为I轴、n轴、川轴，以及各轴转速n、n2、n3，各轴的功率 P1、F2、P3,各轴转矩Ti、T2、T3, 0为电动机轴和转矩转速传感器轴之间的联轴器效率；i为带传动的效率；2为滚珠轴承的效率； 3圆柱齿轮的效

9、率； 4滚株轴承效率； 5磁粉加载器 轴和转矩转速传感器轴之间联轴器的效率，此设计中取0= 5=0.99、 2= 4=0.98、1 =0.96、3=0.97。则可按电动机轴至工作机运动传递路线推算，得到各轴的运运和动力参数。1. 各轴的转速计算nm = 9 8 0/ m in厲=nm = 9 8 0/ m in1 980 “c , n2490r / mi n11 2n3 二匹=490 : 163.3r/min12 32 .各轴的输入功率PdTn9550500 9809550二 51.31 KWPi =Pdo =51.31 0.99 = 50.8KWP2 =R =50.8x0.96 = 48.7

10、7KWp3=B23=48.77 0.98 0.97 =46.36KW3. 各轴的输入转矩Td =5 0 N *m9550P19550 50.8n1-980-9550P29550 48.77亚-4909550P,9550 46.36-1 63T2T3495N *m二 950.5N * m=27 1.2N m二传动零件的设计计算带传动具有结构简单、传动平稳、造价低低廉以及缓冲吸振等特点，在近代机械中被广泛应用。而在一般机械传动中，应用最广泛的是V带传动。V带的横截面呈等腰梯形，带轮上也做出相应的轮槽。传动时，V带只和轮槽的两个侧面接触，即以两侧面为工作面。根据槽面摩擦原理，在同样的张紧力作用下，V

11、带传动较平带传动能产生更大的摩擦力。这是V带传动性能上的最主要优点。再加上V带传动允许的传动比较大，结构紧凑，以及V带多已标准化并大量生产等优点，因而V带传动应用非常广泛。再加上 V带传动适应于载荷不是很大，转速高的场合，故传动装置实验台的第一级传动采用V带传动。V带传动的主要失效形式是打滑和疲劳破坏。因此，带传动的设计准则应为：在保证带传动不打滑的前提下，具有一定的疲劳强度和寿命。V带传动的具体设计计算如下：（一）V带传动的设计由机械设计手册可以查得工作情况系数KA =1.1，故PCa =KaR =50.8 1.1 =55.88 KW2. 选择带形根据p,a =55.88KW , nm =9

12、80r /min，查机械设计手册，确定选用SPB窄V带。3.确定带轮的基准直径dd1和dd21）选取主动轮的基准直径dd1由机械设手册查得主动带轮的基准直径可选为dd1 =200mm。2) 验算窄V带的带速V二dd1n3.14 200 980vd110.26m/s60 1000 60 10005m/s : v : 35m/s，所以带速合适3) 计算从动轮基准直径 dd2从动轮的基准直径 dd2 = i dd1=400mm。计算所得的dd2符合基准直径系列，不用进行圆整。4. 确定窄V带的中心距a和带的基准长度 Ld根据 0.7(dd1 dd2):： a。：2(dd1 dd2)即420 ： a0

13、 ：1200，初步选择中心距为900mm。计算带所需的基准长度(dd1 - dd 2 )L2a0 評1 dd2)4a。-=1800 (200 400)(400-200):2753.1 (mm)24汉900查机械设计手册得Ld = 2500mm计算实际中心距a.Ld - Ld= 9002500 -2753.1:773.5( mm)最小中心距 amin 二a-0.015Ld =773.5-0.015 2500 ： 736(mm)最大中心距 amax =a 0.03Ld - 773.5 0.03 2500 ： 848.5(mm)5. 验算主动轮上的包角?1Q dd2 d d1QQ：: 180 咚 卩

14、 57.5 =1 7 2512 0a主带轮上的包角合适。6. 确定窄V带的根数PeaZ (PoF0)k：.Kl式中：K -.考虑包角不同时的影响系数，简称包角系数；Kl考虑带的长度不同时的影响系数，简称长度系数;Po 单根V带的基本额定功率;.：Po 计入传动比的影响时，单根V带额定功率的增量(因P)是按:-=180，即ddi二dd2的条件计算的，而当传动比越大时，从动轮直径就越比主动轮直径大，带绕上从动轮时的弯曲应力就越比绕上主动轮时的小，故其传动能力即有所提高)。以上几个参数都可直接从机械设计手册或相关手册上查得。查机械设计手册查得P0 =7.47KW,：F0 = 0.78KWK： =0.

15、99Kl =0.94所以得：ZPca55.887.37(P0 +AP0)Kl(7.47+ 0.78)汉 0.99汉 0.94取Z =8根带的根数过多，改选窄 V带的截形。7. 重选带形根据FCa =55.88KW , nm =980r/min，查机械设计手册，选择窄 V带的截形为SPC。&确定带轮的基准直径dd1和dd21) 选取主动轮的基准直径dd1由机械设手册查得主动带轮的基准直径可选为dd1 =315mm。2)验算窄V带的带速v:16.15m/s兀dd1 n 3.14汉315 汇980v 二60 1000 60 1000 5m/s : v ：35m/s，所以带速合适3)计算从动轮基准直径

16、dd2从动轮的基准直径 dd2 = i dd1=630mm。计算所得的dd2符合基准直径系列，不用进行圆整。9. 确定窄V带的中心距a和带的基准长度 Ld根据 0.7(dd1 dd2)： a。：2(dd1 dd2)即661.5 ： a0 1890，初步选择中心距为1400mm。计算带所需的基准长度2 2:4301.4(mm)L2a0 -(dd1 dd2)他醴2)=2800 尹5 630)(6：1400查机械设计手册得Ld = 4000mm计算实际中心距aa = aLd-Ld2= 14004000 -4301 .42:1249.3(mm)最小中心距 amin 二a-0.015Ld =1249.3

17、-0.015 4000 ： 1189.3(mm)最大中心距 amax 二 a 0.03Ld =1249.3 0.03 4000 ： 1369.3(mm)10. 验算主动轮上的包角1 dd2-dd1：: 180 咚 巴 57.5 =1 6 5512 0a所以主带轮上的包角合适。11. 确定窄v带的根数PeaZ =(P。：F0)K：.Kl查机械设计手册查得P0 =18.37KW,：P0 =2.33KWK：. =0.9655.88(18.37 2.33) 0.96 12.81Kl =1所以得：Z丄（Po+AP。）/取Z=3根窄V带的根数合适。e-1eX -112. 计算单根V带预紧力Fqv21000

18、 Pea用FeeCa代入上式，得ZvF0 =500 Pea (2.5 -1) qv2Zv K：查机械设计手册知，SPC型窄V带q =0.37kg/m。故c c qqn cFo =500（1）0.37 16.152 : 1022（N）3 16.150.9613计算带传动作用在轴上的力S167 ：Fp =2ZF0sin 1 =2 3 F0 sin6093（N）2 2（二）圆柱齿轮减速器的设计齿轮传动是机械传动中最重要的传动之一，型式很多，应用广泛，传递的功率可达近十万千瓦，圆周速度可达 200m/s。在常用的机械传动中，以齿轮传动的效率为最高。 如一级圆柱齿轮传动的效率可达99%。这对大功率传动十

19、分得要，因为即使效率只有1%的提高，也有很大的经济意义；在同样的使用条件下，齿轮传动所需的空间尺寸一般较小；且设计制造正确的合理、使用维护良好的的齿轮传动，工作十分可靠，寿命可长达一、二十年，这也是其它机械传动所不能比拟的。这对车辆及在矿井内工作的机器尤为重要；齿轮传动的传动比非常稳定。正是因为齿轮传动具有这些优点，故其得到了广泛的应用。齿轮失效的主要形式有轮齿折断、齿面磨损、齿面点蚀、齿面胶合、塑性变形等。齿轮传动在具体的工作情况下，必须具有足够的、相应的工作能力，以保证在整个工作 寿命期间不致失效。 因此，针对上述各种失效形式，都应分别确立相应的设计准则。但是对 于齿面磨损、塑性变形等，由

20、于尚未建立起广为工作实际运用的而且行之有效的计算方法及 设计数据，所以目前设计一般使用的齿轮传动时，通常只按保证齿根弯曲疲劳强度及保证齿面接触疲劳强度两准则进行计算。对于高速大功率的齿轮传动（如航空发机主传动、汽轮发电机组传动等），还要按保证齿面抗胶合能力的准则进行计算。至于抵抗其他失效的能力， 目前虽然一般不进行计算，但应采相应的措施，以增强轮齿抵抗这些失效的能力。由实践可知，在闭式齿轮传动中， 通常以保证齿面接触疲劳强度为主。但对于齿面硬度很高、齿芯强度又低的齿轮或材质较脆的齿轮，通常则以保证齿根弯曲疲劳强度为主。故此传动装置实验台中采用一级直齿圆柱齿轮减速器，对其采用保证齿面接触疲劳强度

21、和齿根弯曲疲劳强度两准则设计。 而对于齿轮的轮圈、 轮辐、轮毂等部位的尺寸，通常仅作结构设计， 不进行强度的计算，故在设计过程中也只对齿轮的轮圈、轮辐、轮毂等部位进行结构和尺寸设计，而不进行强度的校核计算。圆柱齿轮减速器的具体设计计算及过程如下：1 选精度等级、材料及齿数1）齿轮转速不高，故选用 7级精度2）材料选择由机械设计手册表10-1，选择小齿轮材料为 40Cr （调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为 45钢（调质）硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。3）选小齿轮齿数 乙=24，大齿轮齿数Z2 = i2 Z1 = 3 24 =72。2.1）确定公式内的各计算数值（1）

22、试选载荷系数Kt =1.5（2）小齿轮传递的转矩人=950.5N m=95050N * mm（3） 由机械设计手册选取齿宽系数 d =1，材料的弹性影响系数 Ze =189.8MPa1/2，小 齿轮的接触疲劳强度极限 Jimi二600MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限 diim2 =550MPa（4）计算应力循环次数N60n1jLh =4.147 109N2 =60n2jLh =1.296 109（5） 由机械设计手册查得接触疲劳寿命系数KHN1 =0.90;KHn2 =0.95（6 ）计算按触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，可得二H h = KhN1Hlim1 =0.9 600

23、MPa =540MPaSK H_HNT_H =0.95 550MPa =522.5MPaS2）计算（1 ）计算小齿轮分度圆直径 d1t，代入二H 较小的值KtT1 u 1 / Ze、23 1.3 95050 4189.8、2d1t _ 2.323（）2.32 3 - （） mm = 65.8mmd u fH113522.5（2）计算圆周速度Vgt n1 65.8 汉 490 ,vm / s = 1.69m/ s60 1000 60 1000（3 ）计算齿宽bb = d d1t =1.1 65.8 =72.38（4）计算齿宽与齿高之比 b/h模数mt =d1t /乙=65.8/24mm ： 2.

24、742mm齿高h = 2.25mt 二 2.25 2.742mm ： 6.17mmb/ h =72.38/6.17 =11.73（5）计算载荷系数 根据v =1.69m/s，7级精度，查表可知 Kv =1.08直齿轮，假设 KaR /b : 100N / mm。查表知，K .二K. = 1.2，且查表知使用系数KA =1。则2.23K=1.120.18(1 0.6 d ) d .23 10 b3=1.120.18 (10.6 1 ) 10.23 1065.8 =1.354由b/h =11.73 , Kh =1.354，查机械设计手册得 K -1.35，故载荷系数K = KaKvKh -K =1

25、 1.08 1.2 1.354 =1.755(6) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，d1 =d1t3 K/Kt =65.8 3 1.755/1.5mm = 69.335mm(7 )计算模数m 二 d / 乙 2.89mm3. 按齿根弯曲强度设计齿根弯曲强度公式为m _ 3 2? (丫FaYSa傀Z12 町1)确定公式内各数值(1)由机械设计手册查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限匚FE1 =500MPa ；大齿轮的弯曲疲 劳强度极限；fe2 =380MPa ；弯曲疲劳寿命系数 KFN1 =0.85,KFN2 =0.88 ;(2 )计算弯曲疲劳许用应力取变曲疲劳安全系数 S= 1.4，故有6】1

26、K FN 1 FE1S0.85 500 M P a=303.57M P aLf 2K FN 2- FE2S0.88 3801.4M Pa 238.86M P a1.4(3)计算载荷系数KK 二 KAKvKF ：Kf：. =1 1.08 1.2 1.35 = 1.75(4)查取齿形系数查表查得YFa1 = 2.65 ； YFa2 二 2.226(5)查取应力校正系数查机械设计手册得，丫$丸=1.58 ； YSa2 -1.764。（6 ）计算大小齿轮的YFaYsa并加以比较升丫Fa 1丫Sal2.65 1.58303.57= 0.01379丫Fa 2丫Sa2二 F 22.226 1.764238.

27、86= 0.01644大齿轮数值大。2）设计计算m-32 1.75 950501.1 2420.01644 二2.051mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的横数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数,由于齿轮模数 m的大小主要取决于弯曲强度很决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决 定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数2.051，并就近圆整为标准值 m = 2.50mm。按接触强度算得的分度圆直径d 69.335mm，算出小齿轮齿数d169.335z,127.734，取乙=28齿，故大齿轮齿数 z2 = i2z, = 3 28 二 84。m,2.5这样

28、设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，以满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4. 几何尺寸计算1）计算分度圆直径d1 =乙口=28 2.5mm = 70mmd2 二 z2m=84 2.5mm = 210mm2) 计算中心距a = d2)/2 = (70 210)/2 = 140mm3) 计算齿轮宽度b 二 d a =1.1 70 = 77mm取 B2 = 77mm, B! = 82mm。5. 验算2T1Ft1 = 2715.7 Nd1K A Ft / = 35.2 6 N/mm1.3 495=643.5N m按照计算转矩Tea应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计手册，选用

29、普通大套筒式联轴器，其公称转矩为 1250 N m，联轴器长为200mm 根据这些条件将轴设计成如下所示的结构：图2第一轴的结构为了安装及固定带轮，从左至右第一段为10mm的地方开有2 2的环槽，用于安装卡环 对带轮进行轴向固定，带轮和轴采用普通平键连接，平键型号为键20 8。第二段为5mm高的轴肩，对带轮在轴上的轴向进行定位，且为满足联轴器的安装，在轴上开有圆锥销孔。2）小带轮的结构设计根据选用的带的截形，查表8-10，小带轮宽度B=85mm，基准宽度bd =19mm，槽深24mm，轮槽角38,又小带轮的分度圆直径 dd1=315mm由dd1300mm应采用孔板式结构，带轮的具体结构及尺寸如

30、下图所示：小带轮的结构图32. 第二轴及其配合件的设计1）第二轴的结构设计对于第二轴，其上面要安装一个大带轮和一个主动齿轮 （小齿轮），小齿轮的分度圆直 径70mm，且小齿轮的齿宽为 82mm，而第二轴的最小允许用轴径为 52mm ,故将小齿轮直 接和轴做成一体，即齿轮轴。而大带轮的宽度为B =（Z _1）e 2f其参数和小带轮的一样，故B=85mm。根据这些条件，设计出第二轴的结构尺寸如下图：图4第二轴的结构为了安装及固定带轮，从右至左第一段为离轴左端10mm长的地方开有2mm宽2mm深的环槽，用以安装卡环，同时在第一段的右段留有5mm高的轴肩对带轮进行轴向固定，并且在第一段轴上还开有键槽，

31、采用普通平键连接，固定带轮周向方向，平键型号为键16 10；第二段为5mm高38mm长的轴肩，以便用套筒定位安装带轮并在其上安装轴承，第三段为 3mm高的轴肩，以便轴承安装的定位。第4段为长82mm长的齿轮，是和轴做成一体的。2）第二轴上带轮（大带轮）的结构设计根据选用的带的截形，查表8-10，小带轮宽度B=85mm，基准宽度bd =19mm，槽深24mm，轮槽角38,又小带轮的分度圆直径dd1=630mm由dd1600mm应采用履板式结构，带轮的具体结构及尺寸如下图所示:图5大带轮的结构3 第三轴及其配合件的设计1）对于第三轴，其上面要安装一个大齿轮、一个主动链轮（小链轮）及一对滚动轴承，大

32、 齿轮的齿宽为77mm，而第二轴的最小允许用轴径为60mm，而链轮在第三轴上装所需要的宽度是37.85mm,滚动轴承的宽度为 20mm。故将第三轴设计成如下所示的结构：图6第三轴的设计为了安装磁粉加载器，从左至右第一段为180mm长的光轴，第二段为 5mm高40mm长的轴肩，以便用套筒定位安装轴承，第三段为便于齿轮的安装和轴向的定位，在其右边采用5mm高的轴肩进行定位，左边开有环槽，用以安装卡环对齿轮进行轴向定位。第4段为长10mm的轴肩，使齿轮和减速器外壳有足够的间隙，第五段为10mm长的轴肩，第六段20mm长，用于安装滚动轴承。在轴向进行定位，齿轮和轴采用普通平键连接，平键型号为键16 1

33、0。2）齿轮的结构设计因齿轮齿顶圆直径为 210mm，可采用普通实心结构，其具体结构和尺寸见大齿轮零件图。（三）轴的强度校核进行轴的强校核计算时，应根据轴的具体受载及应力情况，采取相应的计算方法，并恰当的选取其许用应力。 对于仅仅承受扭矩的轴， 应按扭转强度条件计算； 对于承受弯矩的轴， 应按弯曲强度条件计算；对于即承受弯矩以承受扭矩的轴，就按弯扭合成强度条件进行计算， 需要时还应按疲劳强度条件进行精确校核。此外，对于瞬时过载很大或应力循环不对称性较为严重的轴，还应按峰尖载荷校核其静强度，以免产生过量的塑性变形。由于此次设计和传动装置实验台的轴都为直轴，且设计轴的方法都相同， 故这里只对受力最

34、复杂的第二轴进行强度校核，而第二轴即受弯矩又受扭矩，故应按弯扭合成进行强度校核之后再进行精确校核。1.按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（即危险截面）的强度。 从下面的图可以看出，截面 C是轴的危险截面。现对截面C的弯矩和扭矩进行计算如下：该轴只受带传动预紧力对轴的作用力FP =6093N，又截面 C到支点的中心距离为67.5mm，故截面C的总弯矩为：M 二FPL=6093N 67.5mm =411277.5N *mm总扭矩为：T =T2 = 950500N *mm取-=0.6，轴的计算应力caM2(:T)2W411277.52(0.6 950500)20.1 x553= 42.25MPa第二轴为齿轮轴，轴的材料和齿轮材料一致为40Cr，调质处理，由表 15-1查得-丄=70MPa。因此匚ca :：:-訂，故安全。2.精确校核轴的疲劳强度1）判断危险截面从上图可以看出面I、 A、n、B虽然都是即受轴向力也受径向力，但是这些面的轴径 比面C及面川的轴径要大，故他们的强度不需要校核。面C虽然和面川受到同样大小的扭矩和径向力，但面川处于截面突变处，应力集中系数为2.28，键槽的应力集中系数为1.5,截面突变处的应力集中系数大，故轴的强度校核只需对危险面川的左右两端进行校核即可。2）截面