帶式輸送機傳動裝置設(shè)計課程設(shè)計

1、帶式輸送機傳動裝置設(shè)計課程 設(shè)計機械設(shè)計課程設(shè)計說明書設(shè)計題目: 學(xué) 院: 專業(yè)班級: 學(xué) 號: 設(shè)計者: 指導(dǎo)教師:帶式輸送機傳動裝置設(shè)計機械與動力工程學(xué)院 熱能與動力工程Q904310904030411高天天 楊現(xiàn)卿2012年01月12日機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計任務(wù)書設(shè)計題目：帶式輸送機傳動裝置設(shè)計 學(xué) 院：機械與動力工程學(xué)院 專業(yè)班級： 熱能與動力工程0904 學(xué) 號： 310904030411 小組成員：高天天程建慧田克華 指導(dǎo)教師：楊現(xiàn)卿一、課程設(shè)計的內(nèi)容設(shè)計一減速器裝置（見圖1）。設(shè)計內(nèi)容應(yīng)包括：傳動裝的總體設(shè)計；傳動零件、軸、軸 承、聯(lián)軸器等的設(shè)計計算和選擇；減速器裝配圖和零件工作圖

2、設(shè)計；設(shè)計計算說明書的編寫。 圖2為參考傳動方案。二、課程設(shè)計的要求與數(shù)據(jù) 已知條件：1、運輸帶工作拉力：P = 1.1kN2、運輸帶工作速度：v = 2.7m/s3、卷筒直徑：D = 250mm4、使用壽命：Y = 10年5、工作 情況：兩班制輸送粉粒物（如煤、砂多，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn);6、制造條件及生產(chǎn)批量：專門工廠制造，小批量。主要給果設(shè)技計算及說明一、傳動方案的擬定及說明傳動方案給定二倆級0柱觸傳動成電，硼曬下：為了估計傳動裝置的總傳動比范圍，以便選擇合適的傳二、電動機選擇動機構(gòu)和擬定傳動方案，可先由已知條件計算其驅(qū)動卷筒的樂=206,4r/min%=3.09&W1 .電動

3、機類型和結(jié)構(gòu)型式按工作要求和工作條件，選用一般用途的Yll2M-2系列-16-三項異步電動機©它為臥式封閉結(jié)構(gòu)17 x 0.895P=3.45kWP&=3kW2 .電動機容量1000 1000*0.961）卷筒軸的輸出功率Pw % =q =1（）。2.7 =3.09kW2）電動機輸出功率Pd p =傳動裝JL的總效率=燈“；77；式中，為從電動機至卷筒軸之間的各傳動機構(gòu)和軸承的效率。由參考書1表24查得：彈性聯(lián)軸器/ =。第；球軸承 =0.99；囿柱齒輪傳 動 / = 0.97 ；則 =0.992 . 0.99s 0.972 a 0.895故乃=Bl = 3.45AW3 .電

4、動機的轉(zhuǎn)速為了便于選擇電動機轉(zhuǎn)速，先推算電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍。由 任務(wù)書中推薦減速裝置傳動比范圍i=9-25,則電動機轉(zhuǎn)速可選范 國：可見只有同步轉(zhuǎn)速為3000r/min的電動機符合4.43i2=3.16綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸，質(zhì)量，價格和傳動比。選定電動機的型號為Y122M-2。主要性能如下表：電機型號領(lǐng)定功率滿載轉(zhuǎn)速起運轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩Y112M-24kW2890r/min2.2N-m2.3 N-m4、計算傳動裝置的總傳動比J并分配傳動比1）總傳動 比 iz =1/1=2890/206.4 =14.012）分配傳動比 二級展開式圓柱齒輪減速器總傳動比i/ = M = 14.01 11二

5、級減速器中：按展開式布正取自=1.包可算出 ii=4.43i2=3.16三、計算傳動裝黃的運動和動力參數(shù)1 .各軸轉(zhuǎn)速瀚燃觴嫩珞板嘀速觸低5：柩n柩皿隨各軸轉(zhuǎn)速為：,?1 = nnt = 2890/- / min心 2890 A 、 z ./in =七 652.8r / min11 i1 4.437?iU =« 206.4r / min12 3.162 .各軸輸入功率按電動機所需功率 計算各軸輸入功率，即電動機的輸入功率，P() = Pd=3A5kW第一根軸的功率,/?=加=3.45x0.99 = 3.42W第二根軸的功率,% = 7?小小=3.42x0.99x0.97 = 3.28

6、&W第三根軸的功率,/ =與% =3.28x0.99x0.97 = 3.152W3 .各軸輸入轉(zhuǎn)矩T(Nmm)P3477；=9.55xl0,'x-=9.55xl06x /Vww = 1.13xlOV/wn1%2890G =02M = L13x 104 N 麗 x 0.99 x 0.97 x 4.43=4.81 x 104 N zwn 7=虧小屈=4.81xlOV w/nx0.99x0.97x3.16 = 1.46x 105- mm將計算菇果匯總列表備用。項目高速軸I中間軸n低速軸田N轉(zhuǎn)速 (r/min)2890652.8206.4P功率 (kW)3.423.283.15轉(zhuǎn)矩T

7、(N,m)1.13xlO44.81X1041.46xlO5i傳動比4.433.16效率"0.990.97四、傳動件的設(shè)計計算齒輪傳動設(shè)計選擇斜齒輪圓柱齒輪先設(shè)計高速級齒輪傳動1)、選擇材料熱處理方式根據(jù)工作條件與已知條件知減速器采用閉式軟齒面計算說明(HB<=350HBS),8 級精度，查表 10-1 得小齒輪 40Cr 調(diào)質(zhì)處理 HB1=28OHBS大齒輪 45鋼 調(diào)質(zhì)處理 HB2=240HBS因軟齒面閉式傳動常因點蝕而失效，故先按齒面接觸強度設(shè)計公式確定傳動的尺寸，然后臉?biāo)爿嘄X的彎曲強度2)、按齒面接觸強度計算：取 小齒輪 Zi = 24 , a =20 ° 則

8、Z2 = i2Zi ,z2 =4.43x24 = 106.32 ,取z, =107 所以實際傳動比 i = 107/24 = 4.46;ii = 2890r / min =652.8/7 min/?m =206.4/7 minPo = 3A5kW6 =3.426V =3.28kWPin=3A5kW7； = L13xlOV/n/n % = 4.8lx ©N 川川 %=L46xlO'N 川川齒面接觸強度的設(shè)計計算公式為*箸漸確定公式中的各計算數(shù)值a.因為齒輪分布非對稱，栽荷比較平穩(wěn)綜合選擇Kt=1.5b.由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.5c.計算小齒輪的轉(zhuǎn)矩：7J=L13xl

9、0N-mm。確定需用接 觸應(yīng)力d.u=i=4.46,齒寬系數(shù)0d=0.7, Ze=0.9e.查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPaE在傳動中，大小齒輪的齒面接觸應(yīng)力是相同的，而兩 輪的材料一般是大齒輪稍差，所以大齒輪的較低，故按 大齒輪材料的計算.可通過公式W” =詈吧2川2卬計算5HHmO“l(fā)im為接觸疲勞極限值，查表可知小、大齒輪的。Hlim = 800MPq, aHlim = 650MP。Shm為解除疲勞的安全系數(shù)，取為1.2Zn為計算時的壽命系數(shù)，取為1Zw為工作硬化系數(shù)，取為1Kt=1.5Tx = 1.13xl04N-mm所以可知H = 541.2MP3g.將求得的數(shù)值代入公式

10、(1)中得d > 33.3mm所以m = ： = 1.383)臉?biāo)泯X根彎曲疲勞強度(2)認(rèn)為兩齒輪的的齒寬相等，F(xiàn),相等，但由于陣*其中 匕為復(fù)合齒形系數(shù)，y,為重合度系 數(shù)，對兩齒輪不同，所以應(yīng)分別求出，取二者之中的較 大值代入上式求m。其中可為許用彎曲應(yīng)力，可通過公式戶min求出由圖102查得大、小齒輪的齒根彎曲疲勞極限值為叫摭=33。加外,同逅=240加外,小為實臉齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)，取為2&為彎曲疲勞強度計算的壽命系數(shù)，取為1S-為齒根彎曲強度的就小安全系數(shù)。取為1.4330*2叫=二一1*1*1 = 47140。41.4240*2= *1*1 = 342.9MP。由上述

11、值求大小齒輪的- L4%占計算小大齒輪的Rf ,并比較查表可知/ =4.4,%2 =3.96,匕=0.95匕工 4.4*0.95 跖471.4=0.0093= 0.0112KcX 3.96*0.95crF2 342.9且,故應(yīng)將普代入式計樂且Z1 = 24,0d = 0.7所以m2 1.004）對比計算結(jié)樂取m=1.5,則分度圓的直徑d = m * z =1.5 /24 = 36,滿足齒面接觸疲勞強度的要求。兩結(jié)果相差不大，由此第一對齒輪傳動的結(jié)果如下：= 24,之2 = 107, i = 4.46,a± = a2 = 20m1 =m2 = 1.57n?ndi = 36771771,

12、d2 = 161mm小齒輪齒寬b =* d = 0.7 36 = 25.2,0整取小齒輪齒寬為26mm.由機械設(shè)計指導(dǎo)說明書，小齒輪齒寬一般比大齒輪齒寬大510mm,所以取大齒輪齒寬為20mm5）、計算中心距利億 + Z） 1.5x（24 + 107）6 =!-=98.25”22取 a= 00mm6）結(jié)構(gòu)設(shè)計，配合后面軸的設(shè)計而定.低速軸的齒輪計算選擇材料熱處理方式（與前一對齒輪相同）（HBv=350HBS）8級精度，查表10-1得小齒輪 40Cr 調(diào)質(zhì)處理 HB1=28OHBSdi = 36mmd2 = 1617nm用=26mmB, = 20/n/n大齒輪 45鋼 調(diào)質(zhì)處理 HB2=240H

13、BS因軟齒面閉式傳動常因點蝕而失效，故先按齒面接觸強度設(shè)計公式確定傳動的尺寸,然后臉?biāo)爿嘄X的彎曲強度2）、按齒面接觸強度計算：取小齒輪Z3 = 24, a=20° , 3 =3.16x24 = 75.8,取 j =75所以實際傳動比i = 75/24 = 3.13al = lOOnmi齒面接觸強度的設(shè)計計算公式為 iooo仃 + 1 （ZhZeZs）2 確定公式中的各計算數(shù)值a.因為齒輪分布非對稱，栽荷比較平穩(wěn)綜合選擇Kt=1.5b.由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)Z”=2.5c.計算小齒輪的轉(zhuǎn)矩苴=4.81 x 1 CT N mm。確定許用接 觸應(yīng)力d.u=i=3.13,齒寬系數(shù)0d=0

14、.7, Ze=0.9e.由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa在傳動中，大小齒輪的齒面接觸應(yīng)力是相同的，而兩輪 的材料一般是大齒輪稍差，所以大齒輪的較低，故按大 齒輪材料的計算.可通過公式W” =產(chǎn)2川2卬計算sHlim41im為解除疲勞極限值，查表可知小、大齒輪的。Hlim = 800MP。,= 650MP。Kt=1.5=4.81x0'Nmm為解除疲勞的安全系數(shù)，取為1.2Zn為計算時的壽命系數(shù)，取為1Zw為工作硬化系數(shù)，取為1所以可知=541.2MPa將求得的數(shù)值代入公式（1）中得dN 55.3mm所以m = ： = 2.33）臉?biāo)泯X根彎曲疲勞強度認(rèn)為兩齒輪的的齒

15、寬相等，F(xiàn),相等，但由于轡對兩 齒輪不同，所以應(yīng)分別求出，取二者之中的較大值代入上式 求m。其中國,為許用彎曲應(yīng)力，可通過 公式安殳求出“min由圖102查得大、小齒輪的齒根彎曲疲勞極限值為皿=33。知外,同.240加外,Kr為實臉齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)，取為2右為彎曲疲勞強度計算的壽命系數(shù)，取為1.為齒根彎曲強度的最小安全系數(shù)。取為L4由上述值求大小齒輪的330*2分1=*1*1 = 4714“。1.4240*2*1*1 = 3429%。%一 計算小大齒輪的句廣并比較查表可知 =44% =3.96" =0.95E.sir 4.4*0.95 = 0.0093471.4jW；= 3.96*

16、0,95 =oon2%342.9且，故應(yīng)將善'代入(2)式(11-15)計笄?；?且Zi = 24,0d = 0.7所 m2 1.694)對比計算結(jié)果則分度圓的直徑d = m*z= 2.5 * 24 = 60,滿足齒面接觸疲勞強度的要求。兩結(jié)果相差不大，由此第二對齒輪傳動的結(jié)果如下：z? 24, Zg 75, i = 3.13,a2 = a4 = 20m3 =m4 = 2.5mmd3 = 60mm, d4 = 188 mm小齒輪齒寬b = 0d * d = 0.7 60 = 42,圓整取小齒輪齒寬為45mm.由機械設(shè)計指導(dǎo)說明書，小齒輪齒寬一般比大齒輪齒寬大510mm,所以取大齒輪齒寬

17、為40mm5)、計算中心距帆 + 4)2.5x(24 + 75)=- = 1 23.75/a?/-22取 a2=125mm6)結(jié)構(gòu)設(shè)計，配合后面軸的設(shè)計而定。五、軸的設(shè)計計算為了對軸進(jìn)行校核，先求作用在軸上的齒輪的嚙合力。笫一對和笫二對嚙合齒輪上的作用力分別為_a 3 OU/1/1=188mml 27； 2xl.l3xl04 iz用=于=-= 628N=125mm B、= 45B4 = 40/n/n436耳=Ei tan a = 628tan 20 = 229Np 27；2x4.81xl04Fc = - = 1603N"d. 60耳3 = "jtan a = 1603*ta

18、n 20 = 584N 1.高速軸I設(shè)計1）按齒輪軸設(shè)計，軸的材料取與高速級小齒輪材料相同， 40Cr,調(diào)質(zhì)處理，取4=1°°2）初算軸的最小直徑dmin > A. - J = lO0x J"2 = io 58m,n ,72890高速軸I為輸入軸，因為軸上有鍵槽，故就小直徑加大3%, dmin=io.9Omm<»由機械設(shè)計手冊表22-1-17查得帶輪軸 孔有14.、16、20等規(guī)格，故取dmin=i4rnm高速軸工作簡圖如圖（a）所示it. A_di S I da I ftt 30 20 34151C g I D I d? E XI F ck

19、 G d?28 30|%| 36 50 * 8 36 29 30首先確定各段直徑A段："i=14mm （由最.小直徑算出）B段：4二20皿，根據(jù)油封標(biāo)準(zhǔn)，選擇氈圜孔徑為20mm的C段：4=25mm,與軸承（深溝球軸承6205）配合，取軸承內(nèi)徑D段：* =29mm,設(shè)計非定位軸肩取軸肩高度h=2mmE段："，=36mm,將高速級小齒輪設(shè)計為齒輪軸G段，"，=25mm,與軸承（深溝球軸承6205）配合，取軸 承內(nèi)徑F段：=29mm,設(shè)計非定位軸肩取軸肩高度h=2mm 笫二、確定各段軸的長度A 段：Li=1.6*14=22.4mm,圓整取 L> =25mmB段：4

20、 =54mm,考慮軸承蓋與其螺釘長度然后囿整取54mmC段：4=27mm,與軸承（深溝球軸承6205）配合,加上擋 油盤長度Ly =B+A3+2=15+10+2=27mmG段：J=27mm,與軸承（深溝球軸承6205）配合,加上擋 油及長度F 段：£6=8nin, L6=A2-2=10-2=8mmE段：k = 26mm ,齒輪的齒寬4=26mmD段：L=60mm,考慮各齒輪齒寬及其間隙距離，箱體內(nèi)壁 寬度減去箱體內(nèi)已定長度后圓整得乙=60mm軸總長1>=兩軸承間距離（不包括軸承長度）S=106mm,2、軸II的設(shè)計計算1）、按齒輪軸設(shè)計，軸的材料取與高速級小齒輪材料相同， 40

21、Cr,調(diào)質(zhì)處理，查表1531,取為 = 1002）初算軸的最小直徑因為帶輪軸上有鍵槽，故最小直徑加大6%, dmin=i&33mm。 根據(jù)減速器的結(jié)構(gòu)，軸H的最小直徑應(yīng)該設(shè)計在與軸承配合 部分，初選深溝球軸承6304,故取dmin=20mm軸II的設(shè)計圖如下：首先，確定各段的直徑A段:d=20mm,與軸承（深溝球軸承6304）配合F段：4二28mm,與軸承（深溝球軸承6304）配合E段：4=26mm,非定位軸肩B段：W=28mm,非定位軸肩，與齒輪配合C段：4二34mm,齒輪軸上齒輪的分度圓直徑D段："4=30mm,定位軸肩然后確定各段距離:A段：L' =27mm,考

22、慮軸承（深溝球軸承6304）寬度與擋油盤的長度B段：&二10mm,根據(jù)軸齒輪到內(nèi)壁的距離及其厚度C段：5=43mm,根據(jù)齒輪軸上齒輪的齒寬E段：L$=43mm,根據(jù)高速級大齒輪齒寬減去2mm得（為了安裝固定）F段：&=38mm,考慮了軸承長度與箱體內(nèi)壁到齒輪齒面的距離D段：力4nomm，由軸I得出的兩軸承間距離（不包括軸承長度）S=106mm減去已知長度得出3、軸IH的設(shè)計計算輸入功率 P=3.15KW,轉(zhuǎn)速 n =206-4r/min,T= 146000N.mm軸的材料選用40Cr （調(diào)質(zhì)），取4=100所以軸的直徑：dminN、產(chǎn) =24.8mm。因為軸上有兩個鍵槽，故武小

23、直徑加大7%, c,nin =26.3mmo由表13.1（機械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書）選聯(lián)軸器型號為LH2軸孔的直徑4=30mm長度L=60mm軸in設(shè)計圖如下：M 46.5 55 63 國 10 72 57.5 AR 33 55 65 60 84 45首先，確定各軸段直徑A段：”40mm,與軸承（深溝球軸承6008）配合B段："2 =46mm,非定位軸肩,h取3mmC段："，=52mm,定位軸肩，取h=3mmD段："4=48mm,非定位軸肩，h=2mmE段：A=40mm,與軸承（深溝球軸承6008）配合F段："=34mm,按照齒輪的安裝尺寸確定G段：dl

24、=30mm,聯(lián)軸器的孔徑然后、確定各段軸的長度A段：。=37mm,由軸承長度B段：2=38mm,齒輪齒寬誡去2mm,便于安裝C段：=10mm,軸環(huán)寬度，取圓整值D段：乙二28mm,由兩軸承間距減去已知長度確定E段：L=27mm,由軸承長度F段：4=65mm,考慮軸承蓋及其螺釘長度，圓整得到G段：=60mm,聯(lián)軸器孔長度軸的校核計算，第一根軸：求軸上載荷已知：F1 = 628M Ftl = 229N受力如右圖：4 = 90.5 mmL, = 28.5 mm由工程力學(xué)知識可求得水平支反力：Fnhi=150N %=478NM H = 13575N mm垂直支反力：=54N, 72=174%Mv =4

25、887N"合成彎矩匕儂=飛 M)+M、= 14428M % =Mz +("P = 5942Mm a = 0.6 T=11300N.mm由圖可知，危險截面在左邊W=0."=4666% = %a /w=3.4MPa<70MPa軸材料選用40Cr查手冊6_J=70MPa符合強度條件！笫二根軸求軸上載荷 已知：Ei=628N,外=229N £=1603N,£=584N4=52mm,& = 41.5mmL3 = 38.5mm由工程力學(xué)知識可求得水平支反力：%h=87M%,2 =888N %” =4524Nmm, M", =3419

26、6.5Nmm垂直支反力：24M Fnv2 = 323NMV =1248N，z, M，2 =10751.5N ，加合成彎矩M = 35874N.加 llloA心=45741M ""由圖可知,危險截面在小齒輪3處BW=0.16/'=0.1*263=1757.6%=%,/W = 26M&v .= 70MPa 軸材料選用40Cr查手冊b_J = 70"Pa符合強度條件!笫三根軸：求軸上載荷已知：E=1603N，G=584N,受力如圖：4=49.5mm,L2 75.5mm由工程力學(xué)知識可求得可知危險截面在齒輪處該處的抗彎截面模量 Wy0. ld3 = 0.1

27、 * 463 = 9733.6% =箸=IGAMPa < a_1=70MPa所以該軸符合強度條件六、滾動軸承的選擇及計算1. I軸軸承型號為6205軸承1）計算軸承的徑向載荷：Fr = 1 60N%=同丁樂二= 509N2）計算軸承1、2的當(dāng)量載荷，取載荷系數(shù)/,= 1.2則軸承1、2的當(dāng)量動載荷為6=L2*160 = 240N2=/p*/=1.2*509 = 611N3）校核軸承壽命, io6 CVl 106 ,14x103 3/L =（） h =（） h = 69376/z60 P 60x2890611按一年300個工作日，每天兩班制.壽命15年.故所選軸承適用。2. n軸軸承1）計

28、算軸承的徑向載荷：Fc=1F + F3=945N2）計算軸承的軸向載荷（查指導(dǎo)書P125）深溝球軸承6304基本額定動載荷Cr=15. 8KN,基本2）計算軸承1、2的當(dāng)量載荷，取載荷系數(shù)4=1.2耳=（*& =1.2*91 = 109.2%/> =/p*/；2 =1,2*945 = 11377VLh =10615.8X10，60x652.41137/3）校核軸承壽命=68552/z按一年300個工作日，每天兩班制.壽命14年.故所選軸承適用。3）校核軸承壽命4 ="（43.3x0、= 4863a h60/7 P 60x221.382325按一年300個工作日,每天單班

29、制.壽命120年.故所選軸承適用。2. in軸軸承1）計算軸承的徑向載荷：工產(chǎn)同F(xiàn)7 = 675NF/2 =1F*H2 + F需 2 = 1031N2）計算軸承的軸向載荷（查指導(dǎo)書P125）深溝球軸承6008基本額定動載荷Cr=17KN,基本2）計算軸承1、2的當(dāng)量載荷，取載荷系數(shù)/= 14P=力,*1.4*675 = 945N外=力62 =1.4*1031 = 1443N3）校核軸承壽命的”=威京鵬沁按一年300個工作B,每天兩班制.壽命27年.故所選軸承適用。七、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算12515070 - 801. I軸上與聯(lián)軸器相聯(lián)處鍵的校核鍵A5X20, bXhXL=5X5X20 單鍵

30、鍵聯(lián)接的組成零件均為鋼，b/=125MPacr=為 K 防= 32.3 v 防=125A/P” dhl L 114x5x20L 1滿足設(shè)計要求2. n軸上大齒輪處鍵鍵 A6X14, bXhXL=6X6X14 單鍵鍵聯(lián)接的組成零件均為鋼，6/=125MPabp47u _4x4.81x104 dhl 26x6x14=88Mpa v % J = 125MP.滿足設(shè)計要求3. m軸上i）聯(lián)接齒輪處采用鍵 A10X8X28, bXhXL=10X8X28 單鍵4T _ 4x1.46x10' 而一 46x8x28=56.7Mpa v 回=125MPa滿足設(shè)計要求2）聯(lián)軸器處采用A型鍵A /?x/?x

31、L = 8x7x5O 單鍵bp = - = 55.6Mpa <a-p = 25MPa dhl 30x7x50/ L 0滿足設(shè)計要求八、高速軸的疲勞強度校核第一根軸結(jié)構(gòu)如下：判斷危險截面在A-B軸段內(nèi)只受到扭矩的作用，又因為e<2m高速軸是齒輪軸，軸的最小直徑是按照扭轉(zhuǎn)強 度較為寬裕是確定的，所以A-B內(nèi)均無需疲勞強度校核。從應(yīng)力集中疲勞強度的影響來看，E段為齒輪軸嚙合區(qū)域，引起的應(yīng)力集中最為嚴(yán)重，截面E 端面上的應(yīng)力最大。但是由于齒輪和軸是同一種材料所受的應(yīng)力條件是一樣的，所以只需校核 E段截面即可?？箯澖孛嫦禂?shù) w = 0. dy = 0.1 x 36, = 4665.6,抗扭截面系數(shù) Wt= 0.2/ = 0.2 x 363 = 9331.2mm左截面上的扭矩T3為(=11300M mm截面上的彎曲應(yīng)力ah = =里巨=3.4mW 4665.6截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力量 =合= 1.21%軸的材料為 40Cr, 調(diào)質(zhì)處理。由表 15-1 查得： % =685MPa；b_ =335MPa;r