机械设计课程设计带式输送机两级圆柱齿轮减速器设计（含全套图纸）.doc

CAD图纸，联系QQ153893706华南农业大学工程学院机械设计课程设计 设计题目：两级圆柱齿轮减速器班 级： 05机化（2）班 学 号： 设 计 者： 指导老师： 目录一、设计任务 第 2 页二、各主要部件选择 第 2 页三、选择电动机 第 3 页四、计算总的传动比并分配各级传动比 第 4页五、计算传动装置的运动和动力参数 第 4 页六、链传动的设计计算 第 5 页七、设计高速级圆柱斜齿齿轮 第 7 页 八、设计低速级圆柱直齿传动 第 14 页 九、轴的设计与校核 第 20 页十、轴承的校核 第 35 页十一、键的选择和校核及联轴器的选择 第 37 页十二、减速器润滑方式及密封种类的选择 第 38 页十三、箱体的设计 第 39 页十四、减速器附件的设计 第 40页十五、参考文献 第 41页十六、设计总结 第 41页一、设计任务题目：设计一个带式输送机的减速器给定条件：由电动机驱动，运输带工作拉力为4000N，运输带速度为1.6m/s，运输机滚筒直径为400mm。自定条件：工作寿命10年（设每年工作300天），一天一班制，带式输送机工作平稳，转向不变。减速器类型选择：选用展开式两级圆柱齿轮减速器。特点及应用：结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，这样，轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分地互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。因为斜齿转动比较平稳，冲击，振动和燥声较小，故高速级做成斜齿，低速级做成直齿。整体布置如下： 图示1电动机,2为联轴器,3减速器,4高速齿轮传动,5低速齿轮传动，6链传动7.输送机鼓轮0电动机轴，I输入轴，II中间轴，III输出轴，IV鼓轮轴. 辅助件有:观察孔盖,油标和油尺,放油螺塞,通气孔,吊环螺钉,吊耳和吊钩,定位销,启盖螺钉,轴承套,密封圈等.二、各主要部件选择目的过程分析备注动力源三相交流电电动机齿轮斜齿转动比较平稳，冲击，振动和燥声较小。直齿经济。高速级做成斜齿，低速级做成直齿轴承输入轴（1轴）和中间轴（2轴）有一定的轴向力，输出轴（3轴）的轴向力较小。圆锥滚子轴承和深沟球轴承联轴器经济性和实用性并存弹性联轴器三、选择电动机、 选择电动机的类型按照工作要求选择全封闭自扇冷式笼形三相异步电动机，电压380，系列。、 查表确定各部分的效率为：弹性联轴器效率，滚动轴承传动效率（4对）,闭式齿轮传动效率3=0.97，传动卷筒效率,链传动效率，代入得：传动的总效率为：电动机所需工作功率为： KW K=9000×0.4/1000 KW=3.6KWPd=3.6/0.865KW =4.16 KW、 确定电动机转速滚动轴工作转速：n=60×1000V/D=60×1000×0.4/(×300)=25.5 r/min通常，两级圆柱齿轮减速器为840,链传动比为，故电动机的转速可选范围为：n=(16160)×25.5r/min=(4084080)r/min符合这一范围的同步转速有750，1000，1500和3000 r/min，但由于750 r/min型电动机的尺寸过大，重量较重，且价格高，3000 r/min型电动机使总传动比过大，传动装置外廓尺寸大，且结构不紧凑，即二者均不可取。在1000 r/min与1500 r/min两种中选取，见下表：方案电 动 机型 号额定功率（KW）电动机转速n（r/min）电 动 机质量kg参考价格（￥）总传动比同步转速满载转速1Y132S1-25.53000290070500113.732Y132S-45.515001440 8156056.473Y132M2-65.5100096012082337.65 综合考虑电动机和传动装置的尺寸，重量，价格，方案2较好，现选用方案2，即要求，即选定电动机型号为Y132S-4。又因为，若选方案2总传动比较大，导致后面计算时的大斜齿轮的齿数大于100，即其端面重合度在表中查不到，所以，我选择方案3，其传动比较合适。四、计算总的传动比并分配各级传动比由选择的电动机满载传速=960 r/min，工作机的转速25.5r/min，得转动装的总传动比为： ia=/=960/25.5=37.65因总传动比等于各级传动比的乘积，即：链传动传动比取中值，即因为展开式两级圆柱齿轮减速器高速级传动比（i1=）为是各级传动比相接近，故取：i1=4.039则低速级的传动比为：i2=12.55/4.039 =3.107五、计算传动装置的运动和动力参数将传动装置中各轴从高速轴到低速轴依次编号为0轴（电机轴），1轴，2轴，相邻两轴之间的传动比为,相邻两轴间的传动效率为,各轴输入功率为,各轴的转速为,各轴输入转矩为,.电动机的输出功率、转速和转距分别为：=Pd r/min T0 = 9550P0/0轴（电机轴）=4.16KW r/min=9550/=41.381轴(高速轴) = =4.16×0.993=4.13 KW r/min=9550×4.13/960=41.082轴(中间轴)=4.13×0.99×0.97=3.97KW=960/4.039=237.68 r/min=9550×3.97/237.68=159.513轴（低速轴）=3.97×0.99×0.97=3.81 KW =237.68/3.107=76.50 r/min=9550×3.81/76.50=475.644轴（鼓轮轴）P4=×0.96×0.96=.51 KWn4=76.50/3=25.5 r/minT4=9550×3.55/25.5=1329.5113轴的输出功率和输出转矩则分别为个轴的输入功率和输入转矩乘轴承效率 04轴运动和动力参数的计算结果加以汇总，列出表格，如下： 轴 名功 率P（KW）转 矩T（）转 速n（r/min）传 动 比效 率输入功率输出功率输入转矩输出转矩电机轴4.1641.38960高速轴4.133.99841.0872.4296010.993中间轴3.973.94159.51157.49237.684.0390.96低速轴3.813.66475.64473.2376.503.1070.96鼓轮轴3.513.411329.511328.4725.530.97六、链传动的设计计算 选择链轮齿数： 链传动的传动比，取小链轮齿数， 则大链轮的齿数为 确定计算功率：由表查得，单排链，则计算功率为：选择链条型号和节距：根据及查表选取型号，链条节距为 初选中心距，取，则相应的链长节数为取链长节数节查表得中心距计算系数，则链传动最大中心距为 计算链速，确定润滑方式 由和链号，查表可知采用滴油润滑有效圆周力为：，又因链轮水平布置时的压轴力系数，则压轴力为 链设计的汇总如下表：链型号节距/mm 链节数排数链轮齿数中心距/mm压轴力N滚子直径/mm24A38.1102单11914688.4622.23七、设计高速级齿轮目的过程分析备注选精度等级、材料和齿数） 选用斜齿圆柱齿轮传） 选用级精度） 材料选择。小齿轮材料为（调质），硬度为，大齿轮材料为钢（调质），硬度为HBS，二者材料硬度差为HBS。选小齿轮齿数1，大齿轮齿数2i×Z1=4.039×24=97选取螺旋角。初选螺旋角两齿轮均为标准斜齿圆柱齿轮，所以法向压力角 按齿面接触强度设计按式（1021）试算，即 ）确定公式内的各计算数值（）试选 （）由图，选取区域系数（）由图查得（）计算小齿轮传递的转矩 （）由表选取齿宽系数（）由表查得材料的弹性影响系数（）由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限（）由式计算应力循环次数（）由图查得接触疲劳强度寿命系数（）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为S=1，由式得0.99为输入轴轴承的效率4.039为第一级传动比目的过程分析备注按齿面接触强度设计）计算（）试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得（）计算圆周速度 （）计算齿宽及模数（）计算纵向重合度（）计算载荷系数K已知使用系数根据，级精度，由图查得动载荷系数由表查得由图查得假定，由表查得故载荷系数（）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得纵向重合度又称轴向重合度目的过程分析备注按齿面接触强度设计（）计算模数按齿根弯曲强度设计由式） 确定计算参数（）计算载荷系数（）根据纵向重合度，从图查得螺旋角影响系数（）计算当量齿数（）查取齿形系数由表查得（）查取应力校正系数由表查得（）由图查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限（）由图查得弯曲疲劳强度寿命系数目的过程分析备注按齿根弯曲强度设计（）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S1.4，由式得（）计算大小齿轮的并加以比较：大齿轮的数据大） 设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取1.5mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是由取，则，取齿数确定mn时取较大的，安全。几何尺寸计算） 计算中心距将中心距圆整为）按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数、等不必修正。中心距螺旋角目的分析过程备注几何尺寸计算） 计算大、小齿轮的分度圆直径） 计算大、小齿轮的齿根圆直径） 计算大、小齿轮的齿顶圆直径 ） 计算齿轮宽度圆整后取；分度圆直径齿根圆直径齿顶圆直径所以，小齿轮做成实心结构，大齿轮做成腹板结构。齿轮宽度验算假设正确假设正确八.设计低速级圆柱直齿传动目的设计过程备注选定齿轮精度等级、材料及齿数） 选用级精度） 由表选择小齿轮材料为（调质），硬度为，大齿轮材料为钢（调质），硬度为HBS。） 选小齿轮齿数，大齿轮齿数取两齿轮均为标准直齿圆柱齿轮，所以压力角目的过程分析备注按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式进行试算，即） 确定公式各计算数值（） 试选载荷系数（） 计算小齿轮传递的转矩（） 由表选取齿宽系数（） 由表查得材料的弹性影响系数（） 由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极限（）由式计算应力循环次数（）由图查得接触疲劳强度寿命系数（）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为S=1，由式得） 计算（） 试算小齿轮分度圆直径，代入中的较小值0.99 为中间轴轴承的效率3.107为第二级传动比代入中的较小值是为了使得出的d偏大，使齿轮更安全目的过程分析备注按齿面接触疲劳强度设计（） 计算圆周速度v （） 计算齿宽（） 计算齿宽与齿高之比模数 齿高 （） 计算载荷系数K根据，级精度，由图查得动载荷系数假设，由表查得由表查得使用系数由表查得由图2查得故载荷系数（）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得（）计算模数小齿轮相对支承非对称布置是按齿面接触疲劳强度设计时使用的齿向载荷分布系数按齿根弯曲强度设计由式得弯曲强度的设计公式为目的分析过程备注按齿根弯曲强度设计） 确定公式内的计算数值（） 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限（） 由图查得弯曲疲劳寿命系数 （） 计算弯曲疲劳许用应力取失效概率为，安全系数为S=1.4，由式得（） 计算载荷系数（）查取齿形系数由表查得（）查取应力校正系数由表查得（）计算大小齿轮的，并比较大齿轮的数据大） 设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，可取有弯曲强度算得的模数2.446mm，并就近圆整为标准值3.0。是按齿根弯曲强度设计时使用的齿向载荷分布系数确定mn时取较大的，安全。两对直齿的模数3.0。目的分析过程备注按齿根弯曲强度设计按接触强度算得的分度圆直径算出小齿轮齿数取大齿轮齿数取齿数几何尺寸计算） 计算分度圆直径） 计算齿顶圆直径） 计算齿根圆直径 ） 计算中心距） 计算齿宽取，分度圆直径：齿顶圆直径：，所以，小直齿轮做成实心式齿轮，大直齿轮做成腹板式齿轮齿根圆直径：中心距齿宽验算合适假设正确九轴的设计与校核 1、输入轴的设计设计目的计算及设计说明备注A高速级的设计1 .选择轴的材料2初步估算轴的最小直径 3.轴 3 .轴的结构设计4求轴上的载荷5.按弯扭合成应力校核轴的强度6.精确校核轴的疲劳强度B中间轴设计1 .选择轴的材料2初步估算轴的最小直径3轴的结构设计4求轴上的载荷 5.按弯扭合成应力校核轴的强度6.精确校核轴的疲劳强度C低速级的设计1 .选择轴的材料2.初步确定轴的最小直径3.轴的结构设计4求轴上的载荷5.按弯扭合成应力校核轴的强度6.精确校核轴的疲劳强度选取45钢，调质处理，由课本P355表51查得，其硬度为HBS220，抗拉强度极限B640MPa，屈服强度极限s355MPa，弯曲疲劳极限1275MPa，剪切疲劳极限1155MPa，许用弯应力1=60MPa 根据 根据 由前面传动装置的参数知P14.13KW，n1960r/min，T1 41.07N.m。根据课本表153，T1= ，取A0112，于是按式152： 对于直径100mm的轴，有一个键槽时，轴径增大5%7%。然后将轴圆整为标准值，颈圆整为标准直径,所以d=dmin（1+6%）=19.29 mm 。输入轴的最小直径是安装联轴器的最小直径，即为与联轴器配合处的直径 d。3） （1）拟定轴上零件的装配方案（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。（1）联轴器的计算转矩查表，取，则查机械设计手册（软件版），选用LZ1型弹性联轴器，其公称转矩为112N·。半联轴器的孔径，联轴器长度L52, 半联轴器长度L1=38mm,为满足联轴器的轴向定位要求，故选取,轴肩h=2mm，即, 挡圈直径D=30mm, （2）初选滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求，由轴知其工作要求，并根据d=24mm,选取单列圆锥滚子轴承32206,由机械设计手册(软件版)查得轴承参数：d×D×T =30 mm×62 mm×21.25 mm.所以，右端滚动轴承采左右轴承的一侧用轴肩进行轴向定位。取30306型轴承的定位轴肩高度h=2.5mm,因此，取 。 （3）齿轮处的轴段的直径，齿轮的宽度为,取。（4）轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与联轴器右端面间的距离， 故取。（5）取齿轮距箱体内壁间距离a14mm，两大齿轮间的距离c=1015mm,取c=12.5mm,中间轴两齿轮距为10mm，1轴与2轴上的小齿轮间的距离为7.5mm,考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离D，取D12mm（D=1015mm），已知滚动轴承宽度T21.25mm，2轴上的小齿轮宽为75mm，则 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（6）轴上零件的轴向定位。联轴器与轴的轴向定位均采用平键联接（详细选择过程见后面的键选择）。（7） 确定轴上的圆角和倒角尺寸参考课本表152，取轴端倒角为2×45°，各轴肩处的圆角半径为R1.0mm（d为1830mm）和1.6（d为3050mm）轴上的载荷如下：根据 轴上的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时， 由机械设计手册(软件版)查取30306型滚动轴承的C值：C17mm。因此，作为简支座的轴的支承跨距：L2+L3145.25mm+62.75mm208.00mm。（1）高速级小齿轮1的受力分析。 圆周力： 径向力： 轴向力：（2）计算支反力（以B为原点建立直角坐标系向右，向上为正水平为X轴）水平面 MB0,RDH×208 Ft1×145.250 , RDH1181N F0 , RBHFt1RDH1691-1181=510N弯矩M为：M（x）=510x (0x145.25mm) =1181×(208-x) (145.25x208mm)所以：MH=510×145.25=74099 N·mm垂直面 MB0,RDV×208Fr1×145.25+ Fa1×0 , RDV=393NF0,RBVFr1RDV636.5N-393N=243.5N弯距:Mv(x)243.5x (0x145.25mm) =393(208-x) (145.25mmx208mm)所以：MCV1 243.5×145.25=35368MCV2= MCV1- Fa1×=35368-0.5×445.8×48.08=24651 (3) 合成弯距 ： 根据轴的计算简图做出轴的弯距图和扭距图。可看出C截面为最危险截面，现将计算出的截面C处的MH、MV及M的值列于下表载荷水平面H垂直面V支反力RDH1181N RBH510NRDV=393NRBV=243.5N弯距MMCH74099 N·mm MCV135368 N·mmMCV2= 24651 N·mm总弯距MC182107 N·mmMC278092 N·mm扭距TT41070N·m进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面（即危险截面C）的强度。根据课本式155及上表中的值，并且扭转切应力为脉动循环变应力，取 ，轴的计算应力 已由前面查得许用弯应力1=60MPa，因此ca<1（1） 判断危险截面截面A，B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以截面A，B均无需校核。虽然截面C上的应力最大，轴肩也存在应力集中的问题但也是因为同样的原应不必校合2、中间轴设计选取45钢，调质处理，由课本P355表51查得，硬度HBS220，抗拉强度极限B640MPa，屈服强度极限s355MPa，弯曲疲劳极限1275MPa，剪切疲劳极限1155MPa，许用弯应力1=60MPa 由前面传动装置的参数知P23.97KW，n2237.68r/min，T2159510Nmm。由课本式152初步估算轴的最小直径，45钢，调质，查课本P370表153得Ao112，于是得dminAo11228.6mm（1）拟定轴上零件的装配方案（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1)初步选择滚动轴承因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求，因dmin28.6mm，初选轴承型号为30206的圆锥滚子轴承，由机械设计手册(软件版)查得其轴承参数：d×D×T =30 mm×62mm×17.25mm 所以,左右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，轴承轴肩高度h（0.070.1）d=2.103.0mm,故取h=2.5mm，因此，取2）取安装齿轮2，3处的轴段的直径 ； 齿轮2的右端与右轴承实采用套筒定位，齿轮1的左端与左轴承也通过套筒实现定位。齿轮3、2的轮毂宽度分别为80mm和50mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度约为23。故取 。齿轮2的左端与齿轮3的右端采用轴环定位。轴肩高度h>（0.070.1）d，取h3mm，则轴环处的直径。由1轴的计算可知轴环宽度为，其中1.4 h=4.2mm满足轴肩定位要求。3）轴承端盖的总宽度为20mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。4）为使2轴上的大齿轮与1轴上的小齿轮对齐和两端轴承的支持点在同一平面，即要满足L1+L2=145.25mm,L3=62.75mm，经计算得：， .大齿轮距箱体内壁的距离11.5mm，滚动轴承内圈距箱体内壁一段距离s，s25.5-14=11.5mm,右端轴承内侧离箱内壁的距离为28-3-11.5=13.5mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。5）轴上零件的轴向定位齿轮与轴的轴向定位采用平键联接。（平键的选择见后面的设计过程）6）确定轴上的圆角和倒角尺寸，参考课本表152，取轴段倒角为2×45°，各轴肩处的圆角半径为R1.6mm（d=3050mm），查手册得此轴承的（a=14mm）齿轮3的对称线与左轴承支点的距离为 经计算得： L1=70.25mm, L2=72mm, L3=57.75mmLL1L2L3200.0mm轴承的受力分析首先跟据轴的结构图及以上各段长度作出轴的计算简图。2）计算作用在轴上的力 中间轴所传递的转矩为： =159.51N·m =157.49N.m轴上斜齿圆柱齿轮圆周力：轴向力：径向力：轴上直齿圆柱齿轮圆周力：径向力：（2） 计算支反力水平面 MB0， RAH×200 Ft3×129.75 Ft2×57.750RAH3073N F0RBHFt2 Ft3RAH2565N垂直面 MB0RAv×200Fr3×129.75+ Fr2×57.75+ Fa2×0RAV=518NF0RBVFr3-Fr2RAV332N(3)计算弯距：以左边轴承的支点为原点建立直角坐标系方向同上：水平面弯距M(x)3073x(0x70.25) =281983.5-941x（70.25x142.25） =2565×(200-x)(142.25x200)MCH=3073×70.25=215879 N·mmMDH2565×(200-142.25)=148129N·mm垂直面弯距M(x) 518x(0x70.25mm)=102635.25-943x(70.25x142.25mm)=189550-1554x(142.25x200mm)MCV=518×70.25=36389.5 N·mmMDV1 102635.25-943×142.25=-31506.5N·mmMDV2MDV1- Fa2×=-73003.24N·mm合成弯距MC 218925N·mmMD1 151443N·mmMD2 165141N·mm（4）由前面知轴的转矩T2159.51N·m159510N·mm由以上得轴的弯距和扭距图可以看出截面C是轴的危险截面。现将C截面处的的MH、MV、M的值列于下表载荷水平面H垂直面V支反力RAH3073NRBH2565NRAV=518NRBV=332N弯距MMCH=215879N·mmMCV=36389.5N·mm总弯距MC=218925N·mm扭距TT159510N·mm 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面（即危险截面C）的强度。根据课本式155及上表中的值，并扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力已由前面查得许用弯应力1=60MPa，因此ca<11)判断危险截面由弯距图和扭距图可知，受载最大的截面为C、D，其中截面C上的弯距最大，但从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面、处的过盈配合引起的应力集中最严重，由于过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端，故C截面处受影响不大，在截面处的载荷比截面处的载荷大，而截面、的尺寸相同，因而在此只需校核截面两侧的疲劳强度。2)截面左侧抗弯截面系数 W0.1d30.1×4036400mm3抗扭截面系数WT0.2d30.2×40312800mm3截面左侧的弯距M为截面上的扭距为:T159510N·mm截面上的弯曲应力:b 5.0MPa截面上的扭转切力:T12.46MPa轴的材料为45钢，调质处理。由课本表151查得b 640MPa ，1 275MPa ，1155MPa 。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按课本附表32查取。因r/d=1.6/40=0.04,D/d= 46/40=1.15,经插入法查得2.05，1.65又由课本附图31可得轴的材料的敏性系数为q0.78 ，q0. 8故有效应力集中系数按式（课本附34）为k1q(-1)10.78×（2.051）1.82k1q（1）10.8（1.651）1.52由课本附图32得尺寸系数0.74；由附图33得扭转尺寸系数0.74轴按磨削加工，由附图34得质量系数为0.92轴未经表面强化处理，即q1，则按课本式（312）及（312a）得综合系数值为K 2.55K 2.14又由课本§31及§32得炭钢得特性系数0.10.2 ，取 0.10.050.1 ，取 0.05于是，计算安全系数Sca值，由课本式（156）（158）则得=21.6>S1.5因S1.31.5用于材料均匀，载荷与应力计算精确时，故设计安全3)截面右侧抗弯截面系数W0.1d30.1×4639734mm3抗扭截面系数WT0.2d30.2×46319467mm3截面右侧的弯距M为M31994N·mm截面上的弯曲应力b 截面上的扭距为T159510N·mm截面上的扭转切力T过盈配合处的k/,由课本附表38用插入法求出，并取k/0.8k/，于是得k/2.86 k/0.8×2.862.29轴按磨削加工，质量系数如上为0.92故得综合系数值为K 2.95K 2.38所以轴在截面右侧的安全系