哈工大机械设计大作业轴系
哈工大机械设计大作业螺旋传动设计千斤顶.
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机械设计大作业说明书大作业名称：螺旋传动设计设计题目：设计螺旋起重器（千斤顶）班级：1215102设计者：张紫薇学号：1121510208指导教师：张锋设计时间：2014年10月6日哈尔滨工业大学目录一、设计任务书 (1)二、各部分尺寸计算及校核1、选择螺杆、螺母的材料 (2)2、耐磨性计算 (2)3、螺杆各部分尺寸计算 (2)4、螺杆强度校核 (2)5、螺母螺纹牙强度计算 (3)6、螺纹副自锁条件校核 (4)7、手柄设计…………………………………………………………………………………………… (4)8、螺杆的稳定性校核 (5)9、螺母外经及凸缘设10、底座设计………………………………………………………………………………………………611、其他零件相关尺寸 (7)三、参考文献 (8)一、设计任务书设计螺旋起重器，简图如下1、螺旋起重器已知数据：起重量F Q=30kN，最大起重高度H o=180mm（题号3.1.1）。
2、设计要求：(1) 绘制装配图一张，画出起重器的全部结构，按照装配图要求标注尺寸、序号及填写明细栏、标题栏，编写技术要求。
(2) 对起重器各部分尺寸进行计算，对螺杆和螺母螺纹牙强度、螺纹副自锁性、螺杆的稳定性进行校核。
二、各部分尺寸计算及校核1、选择螺杆、螺母的材料螺杆采用45号钢，由参考文献[3]查得抗拉强度MPa 600b =σ，MPa 355s =σ。
螺母材料用铝青铜ZCuAl10Fe3（考虑速度低）。
2、耐磨性计算根据螺纹的耐磨性条件 []p hHd FPp s ≤=2π，引进系数2d H =ψ以消去H ，并且对于梯形螺纹，h =0.5p ，因此得[]mm 4.23226.110308.08.032=⨯⨯=≥p F d ψ式中2d ——螺杆螺纹中径，mm ；F ——螺杆所受轴向力，即起重量，kN ；ψ——根据螺母结构选定，对于整体式螺母取ψ=1.2~2.5，此处取ψ=1.6；[]p ——滑动螺旋副材料的许用压强，根据参考文献[2]中表8.11，当螺杆和螺母副材料分别是钢和青铜且低速滑动时，许用压强[]p =18~25，此处取[]p =22 。
哈工大机械原理大作业331
Harbin Institute of Technology大作业设计说明书课程名称：机械原理设计题目：齿轮传动设计院系：机械设计制造及其自动化班级：设计者：学号：指导教师：丁刚设计时间：2014.5.21哈尔滨工业大学一、设计题目机构运动简图机械传动系统原始参数序号电机转速（r/min）输出轴转速（r/min）带传动最大传动比滑移齿轮传动定轴齿轮传动最大传动比模数圆柱齿轮圆锥齿轮一对齿轮最大传动比模数一对齿轮最大传动比模数121450 44 49 57 ≤2.5 ≤4 2 ≤4 3 ≤4 3 二、传动比的分配计算电动机转速n=1450r/min，输出转速n1=44 r/min，n2=49 r/min，n3=57 r/min，带传动的最大传动比=2.5,滑移齿轮传动的最大传动比=4，定轴齿轮传动的最大传动比=4。
有传动系统原始参数可知：112233145032.9544145029.9549145025.4357ioioioninninnin=========传动系统的总传动比由带传动、滑移齿轮传动和定轴齿轮传动三部分实现。
设带传动的传动比为m ax p i ，滑移齿轮的传动比为321v v v i i i ，定轴齿轮传动的传动比为f i ，则总传动比fv p f v p f v p i i i i i i i i i i i i 3max 32max 21max 1=== 其中令max 1v v i i ==4则可得定轴齿轮传动部分的传动比为1max max 32.953.2952.54f p v i i i i ===⨯滑移齿轮传动的传动比22max 29.953.642.53.295v p fi i i i ===⨯33max 25.433.092.53.295v p fi i i i ===⨯定轴齿轮传动由3对齿轮传动组成，则每对齿轮的传动比为1.49d i =三．齿轮齿数的确定101982763543.593.09v v v z i z z i z z i z ======令9z =17，则10z =68，为了使传动质量更好，取10z =69.78277910v z z i z z z z +=+≈+，7z =19则取8z =67 56355910v z z i z z z z +=+≈+，5z =21则取6z =65齿顶高系数*a h =1，径向间隙系数*c =0.25，分度圆压力角α=20°，实际中心距'α=86mm 。
哈工大机械设计大作业V带传动设计
哈尔滨工业大学机械设计作业设计计算说明书课程名称：机械设计题目：V带传动设计院系：学院班级：设计者：学号：指导教师：设计时间：2015.10.20哈尔滨工业大学目录一 任务书---------------------------------------------1二 选择电动机-----------------------------------------2 三 确定设计功率d P -------------------------------------2 四 选择带的型号---------------------------------------2 五 确定带轮的基准直12d d d d 和------------------------------2 六 验算带的速度---------------------------------------3 七 确定中心距a 和V 带基准长d L ------------------------3 八 计算小轮包1 ---------------------------------------3 九 确定 V 带Z-----------------------------------------3 十 确定初拉0F -----------------------------------------4 十一 计算作用在轴上的压Q--------------------------------5 十二 带轮结构计-----------------------------------------5 十三 参考文献-------------------------------------------6一 机械设计大作业三任务书要求：机器工作平稳，单向回转，成批生产。
二 选择电动机由Pd=3kW ，每天工作8小时，由表5.7，Ka=1.2，查参考文献[2]表15.1 Y 系列三相异步电动机的型号及相关数据选择可选择Y132M-8。
哈工大机械设计大作业V带传动设计说明书完美版
机械设计作业任务书题目：液体搅拌机中的V带传动结构简图见下图:方案P (KW) n m(r/mi n) n w(r / min) i1 轴承座中心高H（ mm）最短工作年限L工作环境5.2.3 4 720 80 2.5 200 3年3班室内潮湿确定设计功率F d设计功率是根据需要传递的名义功率、载荷性质、原动机类型和每天连续工作的时间长短等因素共同确定的，表达式如下：Pd = K A U P式中P ――需要传递的名义功率K A――工作情况系数，按表2工作情况系数K A选取K A=1.2；选择带型所以P d =K A L P =1.2x4 =4.8kW根据F d、n1，查看图5.71可选取B型带。
确定带轮的基准直径d d 1和d d 2d dmin知B型带d dmin =125mm,在优选直径系列选取小带轮基准直径: d dj =140mm ；大带轮基准直径: d d2 =i1L d d1 =2.5x140 = 350mm查表优先选取大带轮基准直径d d2 = 355mm ；其传动比误差心=3552.5-—1402.5咒100%=1.43%<5%，故可用。
验算带的速度兀Ld d1L n1 兀X140X720 ,V = ------ = ----------- = 5.3m /s60 咒1000 60^1000式中n1——电动机转速；d d1—小带轮基准直径;即v=5.3m/s< V max=25m/s,符合要求。
确定中心距a和V带基准长度L i根据：0.7(d d1 +d d2)兰a o <2(d d1 +d d2)初步确定中心距0.7（140+355）=346.5 < <2（140+355）=990考虑到应使结构紧凑，选取中心距a0=400mm初算带的基准长度L d':2 2-=2X400+ 王x（140+355）+（355-140）=1606.0mm2 4x400式中L d 带的标准基准长度;L d 带的初算基准长度;V带带轮最小基准直径a 。
哈工大机械原理大作业齿轮传动设计(word文档良心出品)
机械原理大作业（三）课程名称：设计题目：院系：姓名：学号：指导教师：设计时间：哈尔滨工业大学（威海）设计说明书1.设计题目 (2)2.传动比的分配计算 (3)3. 计算滑移齿轮变速传动中每对齿轮的基本几何尺寸 (3)（1）齿轮5、齿轮6 (4)（2）齿轮7、齿轮8 (4)（3）齿轮9、齿轮10 (5)4.计算定轴齿轮传动中每对齿轮的基本几何尺寸。
(5)（1）齿轮11、齿轮12 (5)（2）齿轮13、齿轮14 (6)（3）齿轮15、齿轮16 (6)5.每对齿轮的几何尺寸及重合度。
(6)7.实际设计参数 (14)1.设计题目如图所示一个机械传动系统，运动由电动机1输入，经过机械传动系统变速后由圆锥齿轮16输出三种不同的转速。
根据表中的传动系统原始参数设计该传动系统。
1.15，16.圆锥齿轮表机械传动系统原始参数2.传动比的分配计算电动机转速ni=1450r/min，输出转速n1=12r/min，n2=17r/min，n3=23r/min，带传动的最大传动比idmax=2.5,滑移齿轮传动的最大传动比ihmax=4，定轴齿轮传动的最大传动比ifmax=4。
根据传动系统的原始参数可知，传动系统的总传动比为i1=nin1=1450÷12=120.833i2=nin2=1450÷17=85.294i3=nin3=1450÷23=63.043传动系统的总传动比由带传动、滑移齿轮传动和定轴齿轮传动三部分实现。
设带传动的传动比为id，滑移齿轮的传动比为ih1、ih2和ih3，定轴齿轮传动的传动比为if，则总传动比i1=id*ih1*ifi2=id*ih2*ifi3=id*ih3*if令=ih1=ihmax=4则可得：定轴齿轮传动部分的传动比为if=i1/(id*ih1)=120.833/(2.5*4)=12.083滑移齿轮传动的传动比ih2=i2/(id*if)=85.294/(2.5*12.083)=2.824Ih3=i3/(id*if)=63.043/(2.5*12.083)=2.087定轴齿轮传动由3对齿轮传动组成，则每对齿轮的传动比为iv*iv*iv=if=12.083,iv=2.2953.计算滑移齿轮变速传动中每对齿轮的基本几何尺寸根据滑移齿轮变速传动系统中对齿轮齿数的要求，选择齿轮5、6、7、8、9和10为角度变位齿轮。
哈工大机械原理大作业3-齿轮传动设计-22题-12页文档资料
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机械原理大作业三课程名称：机械原理设计题目：齿轮传动设计1、设计题目1.1机构运动简图1.2机械传动系统原始参数序号电机转速（r/min）输出轴转速（r/min）带传动最大传动比滑移齿轮传动定轴齿轮传动最大模圆柱齿轮圆锥齿轮2、传动比的分配计算电动机转速min /1450r n =，输出转速min /4101r n =，min /3702r n =，min /3303r n =，带传动的最大传动比5.2max =p i ,滑移齿轮传动的最大传动比4m ax =v i ，定轴齿轮传动的最大传动比4m ax =d i 。
根据传动系统的原始参数可知，传动系统的总传动比为：传动系统的总传动比由带传动、滑移齿轮传动和定轴齿轮传动三部分实现。
设带传动的传动比为5.2max =p i ，滑移齿轮的传动比为321v v v i i i 、、，定轴齿轮传动的传动比为f i ，则总传动比 令 4max 3==v v i i 则可得定轴齿轮传动部分的传动比为滑移齿轮传动的传动比为设定轴齿轮传动由3对齿轮传动组成，则每对齿轮的传动比为 3、齿轮齿数的确定根据滑移齿轮变速传动系统中对齿轮齿数的要求，可大致选择齿轮5、6、7、8、9和10为角度变位齿轮，其齿数：37,9,35,10,33,111098765======z z z z z z ；它们的齿顶高系数1=*a h ，径向间隙系数25.0=*c ，分度圆压力角020=α，实际中心距mm a 46'=。
根据定轴齿轮变速传动系统中对齿轮齿数的要求，可大致选择齿轮11、12、13和14为高度变位齿轮，其齿数：21,1314121311====z z z z 。
它们的齿顶高系数1=*a h ，径向间隙系数25.0=*c ，分度圆压力角020=α,实际中心距mm a 51'=。
哈工大机械原理课程设计齿轮传动设计大作业20无错版
机械原理课程设计大作业——齿轮传动系统20课程名称：机械原理课程设计设计题目：齿轮传动系统分析院系：机电工程学院班级： 15设计者：学号： 115 指导教师：设计时间： 2017年6月1、设计题目 1.1运动简图2、传动比的分配计算电动机转速min /970r n=，输出转速min /3001r n =，n /3502mi r n =，min /4003r n =，带传动的最大传动比5.2m ax =p i ,滑移齿轮传动的最大传动比4m ax =v i ，定轴齿轮传动的最大传动比4max =d i 。
根据传动系统的原始参数可知，传动系统的总传动比为： 333.3230970011===n n i 714.2735970022===n n i 250.2440970033===n n i传动系统的总传动比由带传动、滑移齿轮传动和定轴齿轮传动三部分实现。
设带传动的传动比为5.2m ax =p i ，滑移齿轮的传动比为321v v v i i i 、、，定轴齿轮传动的传动比为f i ，则总传动比f v p i i i i 1m ax 1= f v p i i i i 2m ax 2= f v p i i i i 3max 3= 令 4max 3==v v i i 则可得定轴齿轮传动部分的传动比为 425.24*5.2250.24max max 3===v p f i i i i滑移齿轮传动的传动比为333.5425.2*5.2333.32max 11===fp v i i i i571.4425.2*5.2714.27max 22===fp v i i i i设定轴齿轮传动由3对齿轮传动组成，则每对齿轮的传动比为 4343.1425.2max 33=≤===d f di i i3、齿轮齿数的确定根据滑移齿轮变速传动系统中对齿轮齿数的要求，可大致选择齿轮5、6、7、8、9和10为角度变位齿轮，其齿数：42,8,41，9,40,101098765======z z z z z z ；它们的齿顶高系数1=*a h ，径向间隙系数25.0=*c ，分度圆压力角020=α，实际中心距mm a 50'=。
哈工大机械设计大作业 - V带传动
哈工大机械设计大作业 - V带传动哈尔滨工业大学机械设计大作业设计计算说明书题目: V带传动设计系别: 班号: 姓名: 学号: 日期: 2021年10月28日目录 (一) (二) (三) (四) (五) (六) (七) (八) (九) (十)(十一) 带轮结构设计――――――――――――――――――――――――――――6(十二) 参考文献――――――――――――――――――――――――――――――7计算作用在轴上的压力――――――――――――――――――――――――6 确定初拉力F0――――――――――――――――――――――――――――5确定V带根数Z――――――――――――――――――――――――――――5 计算小轮包角?1―――――――――――――――――――――――――――5确定中心距a和V带基准长Ld―――――――――――――――――――――4 验算带的速度――――――――――――――――――――――――――――4 确定带轮的基准直径dd1和dd2――――――――――――――――――――――4 选择带的型号――――――――――――――――――――――――――――4 确定设计功率Pd―――――――――――――――――――――――――――4 选择电动机―――――――――――――――――――――――――――――41哈尔滨工业大学机械设计作业任务书题目: 设计绞车（带棘轮制动器）中的V带传动结构简图见下图:。
原始数据如下：室内工作、工作平稳、机器成批生产轴承座方案电动机功率P/kW 电动机满载转速工作机的转速nw/(r/min) 第一级传动比i1 中心高H/mm 5.3.12最短工作年限 nm/(r/min) FC 3.7 912 60 3.2 200 10年2班 40%一选择电动机由方案图表中的数据要求，查文献2表14-1 Y系列三相异步电动机的型号及相关数据可查文献2表14-2得轴径为38mm,长为80mm.二确定设计功率Pd三选择带的型号根据Pd、n1，查看文献1图5.17可选取A型带。
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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：机器工作平稳、单向回转、成批生产，其他数据如表所示。
传动方案如图5.1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min d ≥ 式中：P ————轴传递的功率，KW ； m n ————轴的转速，r/min;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d ≥23.6×（1+5%）=24.675mm 按照GB2822-2005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=8mm ，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：轴段⑦ 轴段⑥ 轴段⑤ 轴段④ 轴段③ 轴段② 轴段①L1 L2 L33.1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30FZ/T92010-1991 （3）d3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GB/T 276—1994，初选轴承6307，外形尺寸d=35mm ，D=80mm ，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/m i n m m 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 Ll 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 646.137121.162sin436.17322sin436.17322cos21=︒⨯⨯=⨯⨯==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=-++=-()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()()123122057.476340855.88214848.6540r H Q L L F L R NL ⨯+-⨯⨯+-⨯===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 ⋅）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[]131.2855e b MPa MPaσσ-==≤=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 =⋅；图2QR 1HR 1VR 2VR 2HF rF t竖直面弯矩图水平面弯矩图合成弯矩图转矩图 51112.74129620.6117973.48I II54180.79129620.6176669.01IIIW ——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；[]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=== 9.114.55522Ta m MPa τττ==== 由参考文献[1]式9.4、9.5、9.6得：13009.391.9130.790.202.30.88a mS K σσσσσσψσβε-===⨯+⨯+⨯115535.891.584.5550.1 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。
七、键连接的强度校核由参考文献[1]式6.1[]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]，静连接，材料为钢，有轻微冲击，[]125~150p MPa σ=,取140Mpa 。