哈工大机械设计大作业轴系
哈工大 机械设计 教材 第九章 轴
d=(0.8~1.2)D
各级低速轴的直径d可按同级齿轮传动中心a估算
d=(0.3~0.4)a
机电工程学院 张锋
《机械设计》第九章
9.3.3 按扭转强度计算
计算公式
或
当最小直径剖面上有一个键槽时增大5%，当有两个 键槽时增大10%，然后圆整为标准直径
σ max,τmax——尖峰载荷时轴的最大弯曲应力和扭转剪应力 S0 σ S0 σ——只考虑弯矩和只考虑转矩时的安全系数
机电工程学院 张锋
静强度安全系数条件:
2 2 S S 2.静强度的安全系数校核计算 0 0
S0
S0 S0
《机械设计》第九章
[ S0 ]
《机械设计》第九章
若强度不够：换材料、增大尺寸、热处理、修改结构 若强度富裕：想要减小尺寸时，要综合考虑刚度、结 构等要求 许用安全系数：
S 和[S0 ]
查P208表9.13
机电工程学院 张锋
《机械设计》第九章
应力集中系数： 影响因素： 圆角半径 键槽、孔
过盈配合
机电工程学院 张锋
《机械设计》第九章
表面质量系数： 影响因素：
表面强化处理
表面粗糙度
腐蚀情况
尺寸系数：
影响因素：
尺寸大小
材料性能
机电工程学院 张锋
《机械设计》第九章
《机械设计》第九章
第九章 轴
9.1 轴的概述
9.1.1 轴的分类
轴的主要功用是支承回转零件及传递运动和动力。
1 按照承受载荷的不同，轴可分为：
◆
心
轴─只承受弯矩的轴，如火车车轮轴。
◆
传动轴─只承受扭矩的轴，如汽车的传动轴。 转 轴─同时承受弯矩和扭矩的轴，如减速器的轴。
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。
机械设计大作业-轴系设计-说明书
机械设计基础大作业计算说明书题目轴系部件设计学院材料学院班号1429201学号1142920102姓名胡佳伟日期2016年12月13日哈尔滨工业大学机械设计基础大作业任务书1.1设计题目直齿圆柱齿轮减速器轴系部件设计1.2设计原始数据1.3设计要求1.轴系部件装配图一张。
2.计算说明书一份，包括输出轴，输出轴上的轴承及键的校核计算。
2．设计过程（1）估算轴的基本直径。
选用45号钢，正火处理，σb=600MPa，估计直径<100mm。
查表可得C = 118，由公式得所求的d为受扭部分的最细处，即装联轴器处的轴径处。
但因为该处有一个键槽，故轴径应该增大3%，d=37.46 x 1.03=38.58mm取d=40mm。
（2）轴的结构设计（齿轮圆周速度<2m/s,采用脂润滑）○1.初定各个轴段直径位置轴径/mm 说明联轴器处40 按传递转矩估算的基本直径油封处42 该段轴径应满足油封标准轴承处45 选用6209深沟球轴承，为便于轴承从右端装拆，轴承内径应稍大于油封处轴径，并符合滚动轴承内径标准，故取轴径为45mm，初定轴承型号为6209，两端相同齿轮处48 考虑齿轮从右端装入，故齿轮孔径应大于轴承处轴径，并为标准直径。
轴环处56 齿轮左端用轴环定位，按齿轮处轴径d=48mm，查表知轴环高度a=（0.07-0.1）d=3.36-4.8mm，取a=4mm○2.确定各轴段长度位置轴段长度/mm说明齿轮处78 已知齿轮轮毂宽度为80mm，为保证齿轮能被压紧，此轴段长度应略小于齿轮轮毂宽度，故取78mm右端轴承处39 此轴段包括4部分，轴承内圈宽度19mm；考虑到箱体的铸造误差，装配时留有余地，轴承左端面与箱体内壁的间距取10mm，箱体内壁与齿轮右侧端面间距取8mm，齿轮轮毂宽度与齿轮处轴段长度之差为2mm。
最后该轴段长度为19+10+8+2=39mm油封处30 此段长度由轴承盖的总宽度加上轴承盖外端面与联轴器左端面的间距构成，为20+10=30mm。
(机械制造行业)哈工大机械设计大作业——螺旋起重器
（机械制造行业）哈工大机械设计大作业——螺旋起重器哈工大机械设计大作业——螺旋起重器一、概述本次大作业的主题是设计一款螺旋起重器，旨在为机械制造行业提供一种高效、稳定、实用的起重设备。
螺旋起重器是一种通过旋转螺旋轴来提升或降低重物的机械设备，具有结构简单、操作方便、承载能力强等优点。
二、设计要求1.提升能力：最大提升重量为2吨，且在提升过程中不得出现明显的晃动或倾斜现象。
2.旋转速度：旋转速度应可调节，以便根据实际需要调整提升速度。
3.稳定性：设备应具备较高的稳定性，以保证在提升重物时不会发生明显的晃动或倾斜。
4.结构紧凑：设备结构应尽量紧凑，以减少占地面积和重量。
5.操作简便：设备应易于操作，控制精度高，以便实现高效准确的提升。
三、设计方案1.总体结构：螺旋起重器主要由旋转轴、螺旋杆、支撑架、电机和控制系统组成。
旋转轴通过轴承与支撑架连接，支撑架起到稳定和支撑整个设备的作用。
螺旋杆与旋转轴连接，通过旋转轴的旋转实现重物的升降。
电机和控制系统负责驱动旋转轴和调节旋转速度。
2.旋转轴设计：旋转轴是螺旋起重器的核心部件，它需要承受重物的重量和旋转时的扭矩。
因此，我们选择高强度钢材作为旋转轴的材料，并对其进行优化设计以提高其强度和刚度。
此外，我们在旋转轴上设置了一些加强肋和凸起，以提高其抗扭强度。
3.螺旋杆设计：螺旋杆是直接与重物接触的部件，其设计对设备的稳定性和提升能力有重要影响。
我们选择优质钢材作为螺旋杆的材料，并对其进行抛光和强化处理以提高其耐磨性和抗拉强度。
螺旋杆的长度和直径根据实际需要进行了优化设计，使其既能保证设备的稳定性，又能满足最大提升重量的要求。
4.支撑架设计：支撑架是整个设备的支撑结构，其稳定性直接关系到设备的性能。
我们采用高强度钢材制作支撑架，并对其进行优化设计以提高其抗弯强度和抗扭强度。
此外，我们还设置了多个支撑腿以增加设备的稳定性。
5.电机和控制系统设计：电机和控制系统是整个设备的驱动和控制中心。
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。
哈工大机械原理大作业直动从动件盘形凸轮机构满分完美版哈尔滨工业大学
end
%曲率半径
dx=diff(x);
dx(36001)=0;
dy=diff(y);
dy(36001)=0;
dydx=dy./dx;
ddy=diff(dydx);
ddy(36001)=0;
ddy=ddy./dx;
~7~
xlabel('凸轮转角φ/°');
ylabel('从动件加速度 a/(mm/s^2)');
title('加速度');
subplot(2,3,4);
plot(dsdPhi,s);
axis equal
axis([-30 50 -50 30]);
hold on
plot(x1,f1,'r');
hold on
axis equal
hold on
plot(x,y,'k')
legend('理论廓线',-1);
hold on
%轮廓图
%实际廓线
%理论廓线
~8~
哈尔滨工业大学
直动从动件盘型凸轮机构设计说明书
plot(x0,y0,':')
hold on
%基圆
plot(xe,ye,'k:')
%偏距圆
legend('实际廓线','理论廓线','基圆','偏距圆',-1);
subplot(2,3,1);
plot(Phi,s);
grid on
axis([0 360 0 27]);
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
哈工大机械原理大作业连杆机构运动分析完美满分版哈尔滨工业大学
连杆机构运动分析说明书院（系）机电工程学院专业机械设计制造及其自动化姓名李乾学号1130810904班号1308109指导教师唐德威、赵永强日期2015年6月20日哈尔滨工业大学机电工程学院2015年6月一、题目如图1所示机构，已知机构各构件的尺寸为l AB=200mm，l BD=700mm，l AC=400mm，l AE=800mm，构件1的角速度为ω1=10rad/s，试求构件2上点D的轨迹及构件5的角位移、角速度和角加速度，并对计算结果进行分析。
（题中构件尺寸满足l BD-l AB<l AE<l BD+l AB)。
图 1 机构运动简图二、建立数学模型分析1.建立坐标系建立以点A为原点的平面直角坐标系A-x，y，如图2所示图 2 建立坐标系2.对机构进行结构分析该机构由Ⅰ级机构AB、两个RPRⅡ级基本杆组BCD、ED组成。
杆组拆分结果如图3、图4、图5所示。
图 3 Ⅰ级杆组AB图 4 RPRⅡ级基本杆组BCD图 5 RPRⅡ级基本组DE3.确定已知参数和求解流程（1）原动件AB（I级杆组）已知原动件1的转角φ=0~360°运动副A的运动参数x A=0y A=0原动件AB的长度l AB = 200mm代入I级杆组子程序，得到运动副B的位置坐标（x B，y B）根据《机械原理》第三版书中第36页的公式推导可知：A，B两点坐标在x轴，y轴上投影，得方程x B = x A+l AB*cosφy B = y A+l AB*sinφ（2）BCD（RPR II级杆组）已知运动副B的位置坐标（x B，y B）运动副C的坐标位置：x C=l AC=400mmy C=0代入RPR II级杆组子程序，求出构件2上D点的位置坐标（x D，y D）根据《机械原理》第三版书中第339页的公式推导可知：当杆件处于图所示位置,即x B>x D并且y B≥y D时,l j杆角位移：φj=arctan B0s+A0C0 A0s−B0C0式中：A0=x B-x DB0=y B-y DC0=l i+l ks=√A02+B02−C02而当x B<x D并且y B≥y D时，φj=arctan B0s+A0C0A0s−B0C0+180o 当x B<x D并且y B<y D时，φj=arctan B0s+A0C0A0s−B0C0+180o 当x B>x D并且y B<y D时，φj=arctan B0s+A0C0A0s−B0C0+360o图 6 RPR II级杆组分析内移动副C的位置：x C=x B-l i sinφjy C=y B-l i cosφj导杆上E点的位置：x E=x C+(l j-s)cosφjy E=y C+(l j-s)sinφj（3）DE（RPR II级杆组）已知运动副D的位置坐标（x D，y D），运动副E的坐标：x E=l AE=800mmy E=0代入RPR II级杆组子程序，求出构件5的转角φ5。
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HａrｂｉｎI n s t i tｕt e o fＴeｃh n o lｏｇy机械设计大作业说明书大作业名称：轴系设计设计题目: 5.1.5班级：１2０８105设计者:学号：指导教师: 张锋设计时间：２０14．12.03哈尔滨工业大学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:方案电动机工作功率P/kＷ电动机满载转速nｍ/(r／miｎ)工作机的转速ｎw/(r/min）第一级传动比ｉ1轴承座中心高度H/mm最短工作年限工作环境5.1．５ 3 710 80 2 170 3年３班室内清洁目录一、选择轴的材料 (1)二、初算轴径 (1)三、轴承部件结构设计 (1)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 (2)3．5阶梯轴各部段长度及跨距的确定 (2)四、轴的受力分析 (3)4.１画轴的受力简图 (3)4.２计算支反力 (3)4.３画弯矩图 (3)4.4画转矩图 (5)五、校核轴的弯扭合成强度 (5)六、轴的安全系数校核计算………………………………………………６七、键的强度校核 (7)八、校核轴承寿命 (8)九、轴上其他零件设计 (9)十、轴承座结构设计 (9)十一、轴承端盖（透盖）.........................................................９参考文献 (10)一、选择轴的材料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 3min m P d C n ≥ 式中:P ————轴传递的功率,KW ；m n ————轴的转速,r/mi ｎ;Ｃ————由许用扭转剪应力确定的系数，查各种机械设计教材或机械设计手册。
根据参考文献1表9.４查得Ｃ=118~106,取C=118,所以,mm n P C d 6.2335585.211833==≥ 本方案中,轴颈上有一个键槽,应将轴径增大５%，即ﻩﻩﻩﻩd ≥23.6×（1+5％)＝24.675mm按照ＧB ２８2２-2０05的a R ２0系列圆整，取d=２5ｍｍ。
根据GB/Ｔ10９6—2００３，键的公称尺寸78⨯=⨯h b ，轮毂上键槽的尺寸b=8m ｍ，mm t 2.0013.3+=三、轴承部件结构设计由于本设计中的轴需要安装带轮、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，共分为七段。
以下是轴段的草图:３.1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可采用两端固定方式。
因此，所涉及的轴承部件的结构型式如图2所示。
然后，可按轴上零件的安装顺序，从min d 处开始设计。
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,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清洁,脂润滑,密封处轴颈的线速度较低，故滚动轴承采用毡圈密封，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 轴段⑦ 轴段⑥轴段⑤ 轴段④ 轴段③ 轴段② 轴段①L1 L2 L3 图1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—2０03。
3．４阶梯轴各部分直径的确定(1）d1和ｄ7的确定轴段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,125d mm = ,725d mm =(2)ｄ2和d6的确定轴段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9.16和表9.5计算得到轴肩高度(0.070.1)(0.070.1)25(1.75 2.5)h d mm ==⨯=()()2612252 1.75~2.528.5~30d d d h mm ==+⨯=+⨯=,取230d mm =由中华人民共和国纺织行业标准油封毡圈表一查得:毡圈代号为３0F Ｚ/T9２010-1991（３)d ３和ｄ5的确定轴段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。
根据G Ｂ/Ｔ 27６—19９４,初选轴承6３０7,外形尺寸d=35mm,D=80m ｍ,B=2１mm,轴件安装尺寸44a d mm =。
因为轴承的dn 值小于5(1.5~2)10/min mm r ⨯⋅，所以选用脂润滑。
故取3535d d mm ==。
(4)ｄ4的确定轴段4在两轴承座之间，其功能为定位固定轴承的轴肩,故444a d d mm ==。
3.5 阶梯轴各轴段长度及跨距的确定(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3(23)(23)35(70105)L d mm ==⨯=,取100L mm =。
则轴段4长度41002179l L B mm =-=-=。
(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,3521l l B mm ===。
(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10e mm =，15m mm =，箱体外部传动零件的定位轴肩距轴承端盖的距离15K mm =，则轴段6长度610151540l m e K mm =++=++=由于大带轮较大,设计成腹板式结构,故轴段2长度266()4022B L l l l mm --=+=+=带轮宽度轮毂宽度,（４)轴段1和轴段７。
轴段１和7分别安装大带轮和小齿轮,故轴段１长度165l L mm ==，轴段7长度728l b mm ==,考虑到带轮的安装,令163l mm =,726l mm =。
四、轴的受力分析4.1画轴的受力简图轴的受力简图、弯矩图、转矩图画在一起,见图2。
４.2计算支承反力传递到轴系部件上的转矩mm N n P T .01.666973552.851055.91055.961161=⨯⨯=⨯⨯= 齿轮圆周力112276669.012433.9463t T F N N d ⨯=== 齿轮径向力tan 2433.94tan 20855.88r t F F N α==⨯=齿轮轴向力0a F N =带轮压轴力N Fz Q 646.137121.162sin 436.17322sin 436.17322cos 21=︒⨯⨯=⨯⨯==αβ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2057.47Q N =计算。
在水平面上214848.65+2057.47+855.88=-1935.30H H r R R Q F N=-++=-()()123122057.476340855.88214848.6540r H Q L L F L R N L ⨯+-⨯⨯+-⨯===()21(2433.941277.82)3711.76V t V R F R N =-+=-+=-在垂直平面上3122433.94211277.8240t V F L R N L ⋅⨯=== 轴承1的总支承反力15014.20R N === 轴承2的总支承反力24185.99R N ===４.３画弯矩图竖直面上，II-II 截面处弯矩最大,351112.74IIV t M F L N mm ==⋅; 水平面上，Ｉ-Ｉ截面处弯矩最大，1129620.61IH M QL N mm ==⋅；II-II 截面处的弯矩为317973.48IIH r M F L N mm ==⋅;合成弯矩，I-I 截面: 129620.61I IH M M N mm ===⋅ＩI －ＩI截面：54180.79II M N mm ===⋅竖直面上和水平面上的弯矩图，及合成弯矩图如图2所示4．４画转矩图作用在轴上的转矩:mm N T .01.666971=转矩图如图2所示（单位:N mm ⋅） I II五、轴的强度校核Ⅱ－Ⅱ截面为危险截面。
按弯扭合成强度计算。
根据参考文献[1],有[]2222211129620.610.376669.014431.28554209.248418.49e b T M T MPa MPa W W ασσ-⎛⎫⨯⎛⎫⎛⎫⎛⎫=+=+⨯=≤= ⎪ ⎪ ⎪ ⎪⎝⎭⎝⎭⎝⎭⎝⎭式中2M ——Ⅱ-Ⅱ截面处弯矩,2129620.61M N mm =⋅; T ——Ⅱ-Ⅱ截面处转矩,176669.01T N mm =⋅；W ——抗弯剖面模量,由参考文献[１]；335/324209.24W d mm ==π；T W ——抗扭剖面模量，由参考文献[1],335/168418.49T W d mm ==π;α——根据转矩性质而定的折合系数，对于不变的转矩,3.0=α；图2 Q R 1HR 1V R 2V R 2H F rF t 竖直面弯矩图水平面弯矩图合成弯矩图 转矩图 51112.74129620.6117973.48 54180.79129620.6176669.01I II[]b 1-σ——对称循环的许用弯曲应力，由参考文献[1］，[]155b MPa σ-=。
因此，校核通过六、轴的安全系数校核计算弯曲应力:2129620.6130.794209.24b M MPa W σ=== 30.79a b MPa σσ==扭剪应力:176669.019.118418.49T T T MPa W τ=== 9.11 4.55522Ta m MPa τττ==== 由参考文献[１]式9．４、9.5、9．6得:13009.391.9130.790.202.30.88a m S K σσσσσσψσβε-===⨯+⨯+⨯ 115535.891.58 4.5550.1 4.5552.30.81a mS K ττττττψτβε-===⨯+⨯+⨯[]9.08 1.5~1.8S S ===≥=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 、——弯曲时和扭转时轴的有效应力集中系数,由参考文献［1]表9.1０得 1.91, 1.58K K στ==τσεε、——零件的绝对尺寸系数，由参考文献［1］表９．１2得0.88,0.81στεε==;β——表面质量系数,12βββ=，由参考文献［1]表9.８,9.9，20.92β=，1 2.5β=;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]，1.0,2.0==τσψψ;m a σσ、——弯曲应力的应力幅和平均应力,m a ττ、——扭转剪应力的应力幅和平均应力,[]S ——许用疲劳强度安全系数，由参考文献[1],[]8.1~5.1=S ; 所以,校核通过。