哈工大机械设计大《作业》轴系部件设计完美版
哈工大机械设计大作业方案
Harbin Institute of Technology机械设计大作业说明书设计题目：轴系部件设计院系：材料科学与工程学院班级：电子封装设计者：姚明山学号：1132920112指导教师：张峰设计时间：2015.12.19目录目录 (1)任务书 (1)1选择轴的材料 (2)2初算轴径 (2)3 结构设计 (2)4轴的受力分析 (5)5校核轴的强度 (7)6校核键连接的强度 (7)7校核轴承的寿命 (8)参考文献 (9)任务书试设计齿轮减速器的输出部件。
已知输出轴功率P=2.7kW，转速n=80r/min，大齿轮齿数z2=81，齿轮模数m=3mm，齿宽B=80mm，小齿轮齿数z1=17，中心距a=150mm，半联轴器轮毂宽L=70mm，载荷平稳，工作环境多尘，三班工作制，使用3年，大批量生产。
12设计要求1. 轴系部件装配图一张（样图见图7.1和图7.2）2. 设计说明书一份，包括输出轴、输出轴上的轴承及键的校核计算1选择轴的材料因传递功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故选用常用材料45钢，调质处理。
MPa 650=B δ，MPa 360=s δ。
2初算轴径对于转轴，按扭转强度初算轴径，查表11.4得C=106~118；考虑轴端弯矩比转矩小，故取C=106，则mm n P C d 26.34807.210633min =⨯==，考虑键槽的影响， 5.29mm 31.0334.26min =⨯=d 。
3 结构设计（1）轴承部件的结构形式为了方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式机构。
因传递的功率小，齿轮减速器效率高、发热小，估计轴不会长，故轴承部件可采用两端固定方式。
（2）联轴器及轴段1轴段1的设计与联轴器的设计同时进行。
考虑成本因素，选用凸缘联轴器。
查表取5.1=A K ，则计算传递转矩m N T K T A ⋅=⨯⨯⨯==483.5807.21055.95.16，查《机械设计课程设计》p159，取3GY5弹性柱销联轴器，公称转矩为m 500N ⋅，许用转速为8000r/min,轴孔直径范围30mm~42mm ，考虑 5.29mm 3min =d ，取d1=38mm 。
哈工大机械设计课程设计-轴系部件设计说明书
取L=48 mm。
2．轴的结构设计
本设计方案是有8个轴段的阶梯轴，轴的径向尺寸（直径）确定，以外伸轴径 为
基础，考虑轴上零件的受力情况、轴上零件的装拆与定位固定、与标准件孔的配合、轴的表面结构及加工精度等要求，逐一确定其余各轴段的直径；而轴的轴向尺寸（长度）确定，则考虑轴上零件的位置、配合长度、支承结构情况、动静件间的距离要求等因素，通常从与传动件的轴段开始，向两边展开。
轴段②和轴段⑦直径最终由密封圈确定。由参考文献[2]表14.4，选用毡圈油封
FZ/T 92010-1991中的轴径为48mm的，则轴段②和轴段⑦直径 。
（3）轴承及轴段③和轴段⑥
考虑轴系部件几乎呈对称布置，且没有轴向力，轴承类型选择深沟球轴承。轴段③
和轴段⑥上安装轴承，其直径应既便于轴承安装，又应符合轴承内径系列。
初选轴承型号6211，由参考文献[2]表12.1，内径d=55mm，外径D=100mm，宽度B=19mm，定位轴肩直径 。
通常同一轴上两轴承取相同型号，故轴段③和轴段⑥直径为 。
（4）齿轮及轴段④
轴段④安装齿轮，为便于齿轮的拆装，且与齿轮轮毂配合，取 。齿轮左端用套筒固定，为使套筒端面顶在齿轮左端面上，即仅靠，轴段④的长度 应比齿轮轮毂长略短，由于齿宽 ，取 。
为补偿机体的铸造误差，轴承应深入轴承座孔内适当距离，以保证轴承在任何时候都能坐落在轴承座孔上。由参考文献[1]表10.3，取轴承上靠近机体内壁的端面与机体内壁间的距离Δ=10mm。
采用凸缘式轴承盖，由6211轴承参数及参考文献[2]表12.6，取凸缘厚度e=12mm。
机械设计课程设计轴系部件设计说明书
机械设计课程设计-轴系部件设计说明书H a r b i n I n s t i t u t e o f T e c h n o l o g y机械设计大作业课程名称：机械设计设计题目：轴系部件设计院系：能源学院班级：0802105设计者：就是不告诉你学号：10802105XX指导教师：曲建俊设计时间：2010/11/21哈尔滨工业大学机械设计大作业轴系部件设计说明书题目：行车驱动装置的传动方案如下图所示。
室内工作、工作平稳、机器成批生产，其他数据见下表。
方案电动机工作功率Pd/kW电动机满载转速nm/(r/min)工作机得转速n w/(r/min)第一级传动比i1轴承座中心高H/mm最短工作年限5.4. 1 2.2 940 60 3.2 20010年1班一选择轴的材料因为传递功率不大，轴所承受的扭矩不大，故选择45号钢，调质处理。
二初算轴径d min对于转轴，按扭转强度初算直径d min≥C√P n m3式中 P——轴传递的功率；C——由许用扭转剪应力确定的系数；n——轴的转速，r/min。
由参考文献[1] 表10.2查得C=106~118，考虑轴端弯矩比转矩小，故取C=106。
输出轴所传递的功率：P3=P d·ηV带·η轴承·η齿轮=2.2×0.96×0.99×0.96=2.00724 kW输出轴的转速：nm=n wi1·i2=940355 112×9920=59.912 r/min代入数据，得d≥C√Pn m3=106√2.0072459.9123=34.172 mm考虑键的影响，将轴径扩大5%， d min≥34.172×(1+ 5%)=35.88 mm。
三结构设计1.轴承部件机体结构形式及主要尺寸为了方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式结构。
取机体的铸造壁厚δ=8mm，机体上的轴承旁连接螺栓直径d2=12 mm，C1=18 mm，C2=16 mm，为保证装拆螺栓所需要的扳手空间，轴承座内壁至坐孔外端面距离L=δ+C1+C2+(5~8)mm=47~50 mm取L=48 mm。
轴系-机械设计大作业
H a r b i n I n s t i t u t e o f T e c h n o l o g y哈尔滨工业大学机械设计作业设计说明书设计题目：设计液体搅拌机中的齿轮传动高速轴的轴系部件院系：英才学院班级：0936105班设计者：王天啸设计时间：2011年11月20日哈尔滨工业大学哈尔滨工业大学机械设计大作业任务书题目：设计液体搅拌机中的齿轮传动高速轴的轴系部件原始数据：由前两个大作业可知以下数据：n=7102.2r/min=322.73r/min T=65101N∙mmd=68mmb=31.68mmF t=2188.3NF r=765.8NF a=218.8NF Q=1149N目录一、选择轴的材料 (1)二、初算轴径 (1)三、轴承部件的结构设计 (1)1.各轴段直径的确定 (1)2.各轴段长的确定 (2)四、轴的受力分析 (2)1.轴的受力简图及各点力的计算 (2)2.弯矩图 (3)3.扭矩图 (3)五、轴的强度校核 (3)1.弯扭合成强度 (3)2.安全系数 (4)六、键的强度校核 (5)七、校核轴承寿命 (5)八、轴承端盖的设计 (5)九、轴承座的设计 (6)十、轴系部件装配图 (6)参考文献 (7)一、 选择轴的材料因传递的功率不大，且对质量和尺寸无特殊要求，故选择常用材料45钢，调质处理。
二、 初算轴径查[1]表9.4得C =106~118，C 取较小值106。
则得到 d min = C√Pn 3= 106×√ 2.2322.733mm = 20.10mm考虑到键槽对轴的影响，取d min = 20.10×1.05 mm = 21.10mm三、 轴承部件的结构设计为方便轴承部件的拆装，机体采用剖分式结构，因传递功率较小，齿轮减速的效率高，发热小，估计轴承不会长，故轴承结构设计草图如图 ⅠⅠ因为轴承转动线速度小于2000mm/min ，所以采用脂润滑。
1. 各轴段直径的确定（1） d 1和d 7的确定由于dmin = 21.10，即要求d1、d7≥d min ,取d 1=d 7 = 25mm 。
机械设计大作业轴承部件的设计doc
机械设计基础设计实践设计计算说明书题目：轴承部件设计学院：班号：学号：姓名：日期：机械设计基础设计实践任务书题目：轴承部件设计设计原始数据及要求：目录一、估算轴的基本直径 (4)二、确定轴承的润滑方式和密封方式 (4)三、轴的结构设计 (4)1. 初定各轴段直径 (4)2. 确定各轴段长度（由中间至两边） (5)3. 传动零件的周向定位 (5)4. 其他尺寸 (5)四、轴的受力分析 (6)1. 求轴传动的转矩 (6)2. 求轴上传动件作用力 (6)3. 确定轴的跨距 (6)4. 按当量弯矩校核轴的强度 (6)5. 校核轴承寿命 (8)6. 校核键的连接强度 (8)参考文献 (8)一、估算轴的基本直径选用45钢，正火处理，估计直径100d mm <，由参考文献[1]表11.4查得600b Mpa σ=。
查表取C = 110d ≥C √Pn 3=110×√2.7803=35.55mm所求 d 为受扭部分的最细处，即联轴器处的直径。
但因该处有一个键槽，故轴径应增大3%，即35.55 1.0336.62d mm =⨯=，查表可知，d 取38mm 。
二、 确定轴承的润滑方式和密封方式大齿轮d 2=mZ =3×81=243m ，圆周速度222 1.02/2/60260d d n n v m s m s ππ=⨯==<故采用脂润滑。
多尘环境下，采用橡胶圈密封。
三、 轴的结构设计1. 初定各轴段直径2. 确定各轴段长度（由中间至两边）3. 传动零件的周向定位齿轮及联轴器处均采用A 型普通平键，其中齿轮处为：键16×50GB1096-1990；联轴器处为：键12×40GB1096-1990。
4. 其他尺寸为加工方便，并参照6010型轴承的安装尺寸，轴上的过渡圆角半径全部采用r =1mm ；轴端倒角为2×45°。
轴承支座宽度12(5~10)L C C mm δ=+++查表得120C =，218C =，箱体壁厚取8mm δ=，则20188854L mm=+++=四、 轴的受力分析1. 求轴传动的转矩T =9.55×106P n =9.55×106×2.780=322×103 N ∙mm 2. 求轴上传动件作用力齿轮上的圆周力F t2=2T d 2=2×322×103243=2650N齿轮上的径向力F r2=F t2tanαn =2650×tan20°=964.5N3. 确定轴的跨距左右轴承的支反力作用点至齿轮力作用点的间距皆为： 802012157222mm ++++= 联轴器作用点与右端轴承支反力作用点的间距为 2070489322mm ++= 4. 按当量弯矩校核轴的强度(a) (b) (b)BH F AH F 2r F HM 34722(c) 95400V M(d)10522M(e)322000T (f)作水平面受力图及弯矩图（b ），M H =F r22×72=34722N ∙mm作垂直面受力图及弯矩图（d ）,2265072728540022t V F M N mm =⨯=⨯=⋅作合成弯矩图（e ）223472285400101522M N mm =+=⋅作扭矩图（f ）T =322×103N ∙mm按当量弯矩校核轴的强度BV F AV F2t F218200e M N mm ==⋅13321820014.66[]550.10.153eB eB M MPa MPa d σσ-===<=⨯ 5. 校核轴承寿命61010()60t hf C L n Pε= 查机械设计手册可知，6010型号轴承 2.2r C kN C ==，工作条件低于12℃，查参考文献[1]表12.6取t f =1，80/min n r =，964.5r P F N ==，对于球轴承3ε=，代入数据可算得610 2.4721024000h L h h =⨯>。
2021年哈工大机械设计大作业轴系设计
Harbin Institute of Technology机械设计大作业说明书大作业名称: 机械设计大作业设计题目: 轴系部件设计班级:设计者:学号:指导老师:设计时间:哈尔滨工业大学目录一、设计任务................................................................................................. 错误!未定义书签。
二、轴材料选择............................................................................................. 错误!未定义书签。
d ........................................................................................ 错误!未定义书签。
三、初算轴径min四、结构设计................................................................................................. 错误!未定义书签。
1.轴承部件结构型式................................................................................ 错误!未定义书签。
2. 轴结构设计.......................................................................................... 错误!未定义书签。
五、轴受力分析............................................................................................. 错误!未定义书签。
2021年哈工大机械设计大作业
哈尔滨工业大学机械设计作业设计计算说明书题目: 轴系部件设计系别: 英才学院班号: 1436005姓名: 刘璐日期: .11.12哈尔滨工业大学机械设计作业任务书题目: 轴系部件设计设计原始数据:图1表 1 带式运输机中V带传动已知数据方案dP（KW）(/min)mn r(/min)wn r1i轴承座中心高H（mm）最短工作年限L工作环境5.1.2496010021803年3班室外有尘机器工作平稳、单向回转、成批生产目录一、带轮及齿轮数据 (1)二、选择轴材料 (1)三、初算轴径d min (1)四、结构设计 (2)1. 确定轴承部件机体结构形式及关键尺寸 (2)2. 确定轴轴向固定方法..................................................................................... 错误!未定义书签。
3. 选择滚动轴承类型, 并确定润滑、密封方法 ...................................... 错误!未定义书签。
4. 轴结构设计 ....................................................................................................... 错误!未定义书签。
五、轴受力分析 (4)1. 画轴受力简图 (4)2. 计算支承反力 (4)3. 画弯矩图 (5)4. 画扭矩图 (5)六、校核轴强度 (5)七、校核键连接强度 (7)八、校核轴承寿命 (8)1. 计算轴承轴向力 (8)2. 计算当量动载荷 (8)3. 校核轴承寿命 (8)九、绘制轴系部件装配图（图纸） (9)十、参考文件 (9)一、 带轮及齿轮数据已知带传动输出轴功率 P = 3.84 kW , 转矩 T = 97333.33 N·mm , 转速 n = 480 r/min , 轴上压力Q = 705.23 N , 因为原本圆柱直齿轮尺寸不满足强度校核, 故修改齿轮尺寸为分度圆直径d 1 =96.000 mm , 其它尺寸齿宽b 1 = 35 mm , 螺旋角β = 0°, 圆周力 F t = 2433.33 N , 径向力 F r = 885.66 N , 法向力 F n = 2589.50 N , 载荷变动小, 单向转动。
哈工大机械设计大作业轴系部件设计完美版
（4）轴段1和轴段7：
轴段1和7分别安装大带轮和小齿轮，故根据大作业3、4可知轴段1长度 ，轴段7长度 。
（5）计算
， ，
， ，
4、轴的受力分析
4.1画轴的受力简图
轴的受力简图见图3。
4.2计算支承反力
传递到轴系部压轴力
带初次装在带轮上时，所需初拉力比正常工作时大得多，故计算轴和轴承时，将其扩大50%，按 计算。
图2
3.2选择滚动轴承类型
因轴承所受轴向力很小，选用深沟球轴承，因为齿轮的线速度小于2m/s，齿轮转动时飞溅的润滑油不足于润滑轴承，采用油脂对轴承润滑，由于该减速器的工作环境有尘，脂润滑，密封处轴颈的线速度较低，故滚动轴承采用唇形圈密封，由于是悬臂布置所以不用轴上安置挡油板。
3.3键连接设计
齿轮及带轮与轴的周向连接均采用A型普通平键连接，齿轮、带轮所在轴径相等，两处键的型号均为12 8GB/T 1096—1990。
4.4画转矩图……………………………………………………………6
五、校核轴的弯扭合成强度……………………………………………………8
六、轴的安全系数校核计算……………………………………………………9七、键的强度校核………………………………………………………………10
八、校核轴承寿命………………………………………………………………11
在水平面上：
在垂直平面上
轴承1的总支承反力
轴承2的总支承反力
4.3画弯矩图
竖直面上，II-II截面处弯矩最大， ；
水平面上，I-I截面处弯矩最大， ；
合成弯矩，I-I截面：
II-II截面： ；
竖直面上和水平面上的弯矩图，及合成弯矩图如图5.4所示
4.4画转矩图
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Harbin Institute of Technology课程设计说明书课程名称：机械设计设计题目：轴系部件设计院系：班级：设计者：学号：指导教师：郑德志设计时间：2014年11月哈尔滨工业大学目录一、选择轴的材料 (1)二、初算轴径 (1)三、轴承部件结构设计 (2)3.1轴向固定方式 (2)3.2选择滚动轴承类型 (2)3.3键连接设计 (2)3.4阶梯轴各部分直径确定 (3)3.5阶梯轴各部段长度及跨距的确定 (4)四、轴的受力分析 (5)4.1画轴的受力简图 (5)4.2计算支反力 (5)4.3画弯矩图 (6)4.4画转矩图 (6)五、校核轴的弯扭合成强度 (8)六、轴的安全系数校核计算 (9)七、键的强度校核 (10)八、校核轴承寿命 (11)九、轴上其他零件设计 (12)十、轴承座结构设计 (12)十一、轴承端盖（透盖） (13)参考文献 (13)一、 选择轴的材料通过已知条件和查阅相关的设计手册得知，该传动机所传递的功率属于中小型功率。
因此轴所承受的扭矩不大。
故选45号钢，并进行调质处理。
二、 初算轴径对于转轴，按扭转强度初算直径：d ≥√9.55×106P n10.2[τ]=C √P n13式中 d ——轴的直径；P ——轴传递的功率，kW ；n1——轴的转速，r/min;[τ]——许用扭转剪应力，MPa; C ——由许用扭转剪应力确定的系数；由大作业四知P =3.802kw所以：d ≥36.99mm本方案中，轴颈上有一个键槽，应将轴径增大5%，即d ≥36.99×(1+5%)=38.84mm按照GB2822-2005的a R 20系列圆整，取d =40 mm 。
根据GB/T1096—1990，键的公称尺寸b ×h =12×8，轮毂上键槽的尺寸 b=12mm ，1t =3.3mm 3、设计轴的结构3.1轴承机构及轴向固定方式因传递功率小，齿轮减速器效率高、发热小，估计轴不会长，故轴承部件的固定方式采用两端固定方式。
同时为了方便轴承部件的拆装，机体采用部分式结构。
又由于本设计中的轴需要安装联轴器、齿轮、轴承等不同的零件，并且各处受力不同。
因此，设计成阶梯轴形式。
轴段的草图见图2：图23.2选择滚动轴承类型因轴承所受轴向力很小，选用深沟球轴承，因为齿轮的线速度小于2m/s ，齿轮转动时飞溅的润滑油不足于润滑轴承，采用油脂对轴承润滑，由于该减速器的工作环境有尘，脂润滑，密封处轴颈的线速度较低，故滚动轴承采用唇形圈密封，由于是悬臂布置所以不用轴上安置挡油板。
3.3键连接设计齿轮及带轮与轴的周向连接均采用A 型普通平键连接，齿轮、带轮所在轴径相等，两处键的型号均为128GB/T 1096—1990。
3.4各轴段直径确定（1） 轴段1和轴段7轴段1和轴段7分别安放大带轮和小齿轮，所以其长度由带轮和齿轮轮毂长度确定，而直径由初算的最小直径得到。
所以，d 1=d 7=40mm 。
（2） 轴段2和轴段6轴段2和轴段6的确定应考虑齿轮、带轮的轴向固定和密封圈的尺寸。
由参考文献[1] 图10.9计算得到轴肩高度h =(0.07~0.1)d =(0.07~0.1)×40=2.8~4mmd 2=d 6=d 1+2×ℎ=40+2×(2.8~4)=45.6~48mm由参考文献[2]表14.4，唇形圈密封的轴径d =45mm ，所以取d 2=d 6=45mm .密封圈代号为B45628。
（3） 轴段3和轴段5轴段3和轴段5安装轴承，尺寸由轴承确定。
标准直齿圆柱齿轮，没有轴向力，但考虑到有较大的径向力，选用深沟球轴承。
初选轴承6310，d=50mm ，外形尺寸D=110mm ，B=27mm ，轴件安装尺寸d a =60mm 。
因为带式运输机为开式结构，所以采用脂润滑。
d 3=d 5=50mm 。
（4） 轴段4轴段4在两轴承座之间，其功能为定位固定轴承的轴肩，故取454mm a d d ==3.5 各轴段长度确定（1）轴段4：轴段4在两轴承座之间，两端支点间无传动件，应该首先确定该段跨距L 。
一般L =(2~3)d 3=(2~3)×50=100~150mm取L=120mm 。
则轴段4长度l 4=L −B =120−27=93mm（2）轴段3和轴段5：轴段3和轴段5安装轴承，轴段长度与轴承内圈宽度相同，故l 3=l 5=B =27mm（3)轴段2和轴段6：轴段2和轴段6的长度和轴承盖的选用及大带轮和小齿轮的定位轴肩的位置有关系。
选用嵌入式轴承端盖，取轴承盖凸缘厚度e =(1~2)d 螺钉=(1~2)×6=6~12mm ，m=15mm ，箱体外部传动零件的定位轴肩距轴承端盖的距离15mm K =，则轴段6长度610151540mm l m e =++∆=++=同时取2640mm l l ==（4）轴段1和轴段7：轴段1和7分别安装大带轮和小齿轮，故根据大作业3、4可知轴段1长度l 1=40mm ，轴段7长度l 7=56mm 。
（5）计算123L L L 、、L 1=88mm ，L 2=120mm ，L 3=81.5mm1=87.5mm L ，2105mm L =，377.5mm L =4、轴的受力分析4.1画轴的受力简图轴的受力简图见图3。
4.2计算支承反力传递到轴系部件上的转矩T1=9.55×106×P n 1=9.55×106×3.802960/2=75636N ·mm 齿轮圆周力F t =2T 1d 1=2×7563668=2225N 齿轮径向力F r =F t tanα=2225×tan20°=809.83N齿轮轴向力0a F N = 带轮压轴力Q =1459N带初次装在带轮上时，所需初拉力比正常工作时大得多，故计算轴和轴承时，将其扩大50%，按Q =2188.5N 计算。
在水平面上：R 1H =Q ×(L 1+L 2)−F r ×L 3L 2=2188.5×(88+120)−809.83×81.5120=3243.39N R 2H =−R 1H +Q +F r =−3243.39+2188.5+809.83=−245.06N在垂直平面上R 1V =F t L 32=2225×81.5=1511.146N R 2V =−(F t +R 1V )=−(2225+1511.146)=−3736.146N轴承1的总支承反力 R 1=√R 1H 2+R 1V 2=√3243.39+1511.146=3578.15N轴承2的总支承反力R 2=√R 2H 2+R 2V 2=√(−245.06)2+(−3736.146)2=3744.174N4.3画弯矩图竖直面上，II-II截面处弯矩最大，M IIH=135725N∙mm；水平面上，I-I截面处弯矩最大，M IH=172891.5N∙mm；合成弯矩， I-I截面：M I=172891.5N∙mmII-II截面：M IIH=144435.4N∙mm；竖直面上和水平面上的弯矩图，及合成弯矩图如图5.4所示4.4画转矩图作用在轴上的转矩为大带轮的输入转矩T1=9.55×106×Pn1=9.55×106×3.802960/2=75636N·mm转矩图如图5.4所示图35、校核轴的强度Ⅱ-Ⅱ截面既有弯矩又有转矩，且弯矩最大，为危险截面。
按弯扭合成强度计算。
根据参考文献[1]式9.3，有σe =√(M 1W )2+4(αT 1W T )2=√(172891.54287.5)2+4(0.3×756368575)2=40.67MPa ≤[σ]−1b 式中：1M ——1-1截面处弯矩，M I =172891.5N ∙mm ；T ——1-1截面处转矩，T1=75636N ·mm ；W ——抗弯剖面模量，由参考文献[1]附表9.6，33350.10.1354287.5W d mm ==⨯=；T W ——抗扭剖面模量，由参考文献[1]附表9.6，33350.20.2358575T W d mm ==⨯=；α——根据转矩性质而定的折合系数，对于不变的转矩，3.0=α；[]b 1-σ——对称循环的许用弯曲应力，轴材料为45钢进行调制处理，由参考文献[1]表9.3查得σb =650MPa ，由表9.6查得[σ]−1b =60MPa 。
因此，校核通过6轴的安全系数校核计算弯曲应力：σb =M I W =172891.54287.5=40.32MPaσa =σb =40.32MPa ,σm =0扭剪应力：τT =T 1W T =756368575=8.82MPa τa =τm =τT =4.41MPa安全系数：S σ=σ−1K σβεσσa +Ψσσm =3001.8250.92×0.84×40.32+0.2×0=3.151 S τ=τ−1K τβεττa +Ψττm =1551.6250.92×0.82×4.41+0.1×4.41=15.59S =S S √S σ2+S τ2= 3.151×15.59√3.1512+15.592=3.089≥[S ]=1.5~1.8式中：σS ——只考虑弯矩时的安全系数；τS ——只考虑转矩时的安全系数； 1-σ、1-τ——材料对称循环的弯曲疲劳极限和扭转疲劳极限，由参考文献[1]表9.3，45号钢调质处理，11300,155MPa MPa στ--==；τσK K 、——键槽引起的有效应力集中系数，由参考文献[1]附表9.10、附表9.11，625.1,825.1==τσK K ；τσεε、——零件的绝对尺寸系数，由参考文献[1]附图表9.12，εσ=0.84， ετ=0.82；β——表面质量系数，β=β1β2，由参考文献[1]附表9.8、附表9.9，92.0=β； τσψψ、——把弯曲时和扭转时轴的平均应力折算为应力幅的等效系数，由参考文献[1] 9.5.3节，1.0,2.0==τσψψ；m a σσ、——弯曲应力的应力幅和平均应力，σa =40.32MPa ,σm =0； m a ττ、——扭转剪应力的应力幅和平均应力，τa =τm =τT2=4.41MPa ；[]S ——许用疲劳强度安全系数，由参考文献[1]表9.13，[]8.1~5.1=S ； 校核通过。
7校核键连接的强度由参考文献[1]式41[]p p kld T σσ≤=12式中： p σ——工作面的挤压应力，MPa ；1T ——传递的转矩，mm N ⋅；d ——轴的直径，mm ；l ——键的工作长度，mm ，A 型，l L b =-，b L 、为键的公称长度和键宽； k ——键与毂槽的接触高度，,mm /2k h =；[]p σ——许用挤压应力，MPa ，由参考文献[1]表4.1，静连接，材料为钢，有轻微冲击，[]100~120p MPa σ=,取110Mpa 。