机械设计减速器设计说明书.doc

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1、. .东海科学技术学院课程设计成果说明书题 目：机械设计减速器设计说明书院 系：机电工程系学生XX：专 业：机械制造及其自动化班 级：C15机械一班指导教师：起止日期：202112.12-2021.1.3东海科学技术学院教学科研部. .word. .XX海洋大学东海科学技术学院课程设计成绩考核表 2021 2021 学年 第 一 学期系院、部班级专业学生XX(学 号) 课程设计名 称题 目指导教师评语指导教师签名： 年 月 日辩论评语及成绩评定辩论小组教师签名： 年 月 日设计任务书一、初始数据 设计一级直齿圆柱齿轮减速器，初始数据T = 1500Nm，n = 33r/m，设计年限寿命：10年

2、，每天工作班制8小时/班：3班制，每年工作天数：250天，三相交流电源,电压380/220V。二. 设计步骤1. 传动装置总体设计方案2. 电动机的选择3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比4. 计算传动装置的运动和动力参数5. 设计V带和带轮6. 齿轮的设计7. 滚动轴承和传动轴的设计8. 键联接设计9. 箱体构造设计10. 润滑密封设计11. 联轴器设计目 录第一局部 设计任务书.3第二局部 传动装置总体设计方案.6第三局部 电动机的选择.6 3.1 电动机的选择.6 3.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比.7第四局部 计算传动装置的运动和动力参数.8第五局部 V带的设计.9 5.1

3、 V带的设计与计算.9 5.2 带轮的构造设计.12第六局部 齿轮传动的设计.14第七局部 传动轴和传动轴承及联轴器的设计.20 7.1 输入轴的设计.20 7.2 输出轴的设计.26第八局部 键联接的选择及校核计算.34 8.1 输入轴键选择与校核.34 8.2 输出轴键选择与校核.35第九局部 轴承的选择及校核计算.35 9.1 输入轴的轴承计算与校核.35 9.2 输出轴的轴承计算与校核.36第十局部 联轴器的选择.37第十一局部 减速器的润滑和密封.38 11.1 减速器的润滑.38 11.2 减速器的密封.39第十二局部 减速器附件及箱体主要构造尺寸.3912.1 减速器附件的设计及

4、选取 .3912.2 减速器箱体主要构造尺寸.45设计小结.48参考文献.48设 计 及 说 明结 果第二局部 传动装置总体设计方案一. 传动方案特点1.组成：传动装置由电机、V带、减速器、工作机组成。2.特点：齿轮相对于轴承对称分布。3.确定传动方案：考虑到电机转速高，V带具有缓冲吸振能力，将V带设置在高速级。选择V带传动和一级直齿圆柱齿轮减速器。二. 计算传动装置总效率ha=h1h23h3h4h5=0.960.9930.970.990.96=0.859h1为V带的效率,h2为轴承的效率,h3为齿轮啮合传动的效率,h4为联轴器的效率,h5为工作装置的效率。第三局部 电动机的选择3.1 电动机

5、的选择工作机的转速n:n=33r/min工作机的功率pw:pw= 5.18 KW电动机所需工作功率为:pd= 6.03 KW设 计 及 说 明结 果工作机的转速为:n = 33 r/min 经查表按推荐的传动比合理X围，V带传动的传动比i1=24，一级圆柱直齿轮减速器传动比i2=26，那么总传动比合理X围为ia=424，电动机转速的可选X围为nd = ian = (424)33 = 132792r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y160L-8的三相异步电动机，额定功率为7.5KW,满载转速nm=720r/min，同步转速750r/min。

6、电动机主要外形尺寸：中心高外形尺寸地脚螺栓安装尺寸地脚螺栓孔直径电动机轴伸出段尺寸键尺寸HLHDABKDEFG160mm64538525425415mm4211012373.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比1总传动比： 由选定的电动机满载转速n 和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为:设 计 及 说 明结 果ia=nm/n=720/33=21.822分配传动装置传动比:ia=i0i 式中i0、i分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i0=4，那么减速器传动比为:i=ia/i0=21.82/4=5.46第四局部 计算传动装置的运动和动力参数1各轴转速:输入

7、轴：nI = nm/i0 = 720/4 = 180 r/min输出轴：nII = nI/i = 180/5.46 = 32.97 r/min工作机轴：nIII = nII = 32.97 r/min2)各轴输入功率:输入轴：PI = Pdh1 = 6.030.96 = 5.79 KW输出轴：PII = PIh2h3 = 5.790.990.97 = 5.56 KW工作机轴：PIII = PIIh2h4 = 5.560.990.99 = 5.45 KW那么各轴的输出功率：输入轴：PI = PI0.99 = 5.73 KW输出轴：PII = PII0.99 = 5.5 KW工作机轴：PIII =

8、 PIII0.99 = 5.4 KW(3)各轴输入转矩:设 计 及 说 明结 果输入轴：TI = Tdi0h1 电动机轴的输出转矩:Td = 79.98 Nm 所以：输入轴：TI = Tdi0h1 = 79.9840.96 = 307.12 Nm输出轴：TII = TIih2h3 = 307.125.460.990.97 = 1610.3 Nm工作机轴：TIII = TIIh2h4 = 1610.30.990.99 = 1578.26 Nm 输出转矩为：输入轴：TI = TI0.99 = 304.05 Nm输出轴：TII = TII0.99 = 1594.2 Nm工作机轴：TIII = TII

9、I0.99 = 1562.48 Nm第五局部 V带的设计5.1 V带的设计与计算1.确定计算功率Pca 由表查得工作情况系数KA = 1.2，故Pca = KAPd = 1.26.03 kW = 7.24 kW2.选择V带的带型 根据Pca、nm由图选用B型。3.确定带轮的基准直径dd并验算带速v设 计 及 说 明结 果 1初选小带轮的基准直径dd1。由表，取小带轮的基准直径dd1 = 140 mm。 2验算带速v。按课本公式验算带的速度5.28 m/s 因为5 m/s v 1206.计算带的根数z设 计 及 说 明结 果 1计算单根V带的额定功率Pr。 由dd1 = 140 mm和nm =

10、720 r/min，查表得P0 = 1.68 kW。 根据nm = 720 r/min，i0 = 4和B型带，查表得DP0 = 0.23 kW。 查表得Ka = 0.87，查表得KL = 0.99，于是Pr = (P0 + DP0)KaKL = (1.68 + 0.23)0.870.99 kW = 1.65 kW 2计算V带的根数zz = Pca/Pr = 7.24/1.65 = 4.39取5根。7.计算单根V带的初拉力F0由表查得B型带的单位长度质量q = 0.17 kg/m，所以F0 = = = 261.64 N8.计算压轴力FPFP = 2zF0sin(a1/2) = 25261.64s

11、in(131.5/2) = 2384.91 N设 计 及 说 明结 果9.主要设计结论带型B型根数5根小带轮基准直径dd1140mm大带轮基准直径dd2560mmV带中心距a496mm带基准长度Ld2180mm小带轮包角1131.5带速5.28m/s单根V带初拉力F0261.64N压轴力Fp2384.91N5.2 带轮构造设计1.小带轮的构造设计 1小带轮的构造图 2小带轮主要尺寸计算设 计 及 说 明结 果代号名称计算公式代入数据尺寸取值内孔直径d电动机轴直径DD = 42mm42mm分度圆直径dd1140mmdadd1+2ha140+23.5147mmd1(1.82)d(1.82)4284

12、mmB(z-1)e+2f(5-1)19+211.599mmL(1.52)d(1.52)4284mm2.大带轮的构造设计 1大带轮的构造图设 计 及 说 明结 果 2大带轮主要尺寸计算代号名称计算公式代入数据尺寸取值内孔直径d输入轴最小直径D = 37mm37mm分度圆直径dd1560mmdadd1+2ha560+23.5567mmd1(1.82)d(1.82)3774mmB(z-1)e+2f(5-1)19+211.599mmL(1.52)d(1.52)3774mm第六局部 齿轮传动的设计1.选精度等级、材料及齿数1选择小齿轮材料为40Cr调质，齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢调质，齿面

13、硬度为240HBS。2一般工作机器，选用8级精度。3选小齿轮齿数z1 = 28，大齿轮齿数z2 = 285.46 = 152.88，取z2= 153。4压力角a = 20。2.按齿面接触疲劳强度设计1由式试算小齿轮分度圆直径，即设 计 及 说 明结 果1确定公式中的各参数值。试选载荷系数KHt = 1.3。计算小齿轮传递的转矩T1 = 307.12 N/m选取齿宽系数d = 1。由图查取区域系数ZH = 2.5。查表得材料的弹性影响系数ZE = 189.8 MPa1/2。计算接触疲劳强度用重合度系数Z。端面压力角：aa1 = arccosz1cosa/(z1+2ha*) = arccos28c

14、os20/(28+21) = 28.72aa2 = arccosz2cosa/(z2+2ha*) = arccos153cos20/(153+21) = 21.943端面重合度：ea = z1(tanaa1-tana)+z2(tanaa2-tana)/2= 28(tan28.72-tan20)+153(tan21.943-tan20)/2 = 1.767重合度系数：Ze = = = 0.863计算接触疲劳许用应力sH查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为sHlim1 = 600 MPa、sHlim2 = 550 MPa。计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数N1= 60nkth =6018011

15、025038 = 6.48108设 计 及 说 明结 果大齿轮应力循环次数：N2 = 60nkth = N1/u = 6.48108/5.46 = 1.19108查取接触疲劳寿命系数:KHN1 = 0.89、KHN2 = 0.92。取失效概率为1%,平安系数S=1,得:sH1 = = = 534 MPasH2 = = = 506 MPa取sH1和sH2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即sH = sH2 = 506 MPa2试算小齿轮分度圆直径 = = 85.213 mm2调整小齿轮分度圆直径1计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度vv = = = 0.8 m/s齿宽bb = = = 8

16、5.213 mm2计算实际载荷系数KH设 计 及 说 明结 果由表查得使用系数KA = 1。根据v = 0.8 m/s、8级精度，由图查得动载系数KV = 1.05。齿轮的圆周力Ft1 = 2T1/d1t = 21000307.12/85.213 = 7208.29 NKAFt1/b = 17208.29/85.213 = 84.59 N/mm 100 N/mm查表得齿间载荷分配系数KHa = 1.2。由表用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承对称布置时，KHb = 1.465。由此，得到实际载荷系数KH = KAKVKHaKHb = 11.051.21.465 = 1.8463可得按实际载荷系

17、数算的的分度圆直径d1 = = 85.213 = 95.779 mm及相应的齿轮模数mn = d1/z1 = 95.779/28 = 3.421 mm模数取为标准值m = 3 mm。3.几何尺寸计算1计算分度圆直径d1 = z1m = 283 = 84 mmd2 = z2m = 1533 = 459 mm2计算中心距a = (d1+d2)/2 = (84+459)/2 = 271.5 mm3计算齿轮宽度设 计 及 说 明结 果b = dd1 = 184 = 84 mm取b2 = 84、b1 = 89。4.校核齿根弯曲疲劳强度1齿根弯曲疲劳强度条件sF = sF1确定公式中各参数值计算弯曲疲劳强

18、度用重合度系数YeYe = 0.25+0.75/ea = 0.25+0.75/1.767 = 0.674由齿数，查图得齿形系数和应力修正系数YFa1 = 2.54 YFa2 = 2.16YSa1 = 1.63 YSa2 = 1.84计算实际载荷系数KF由表查得齿间载荷分配系数KFa = 1.2根据KHb = 1.465，结合b/h = 12.44查图得KFb = 1.435那么载荷系数为KF = KAKvKFaKFb = 11.051.21.435 = 1.808计算齿根弯曲疲劳许用应力sF查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为sFlim1 = 500 MPa、sFlim2 = 380 MPa

19、。由图查取弯曲疲劳寿命系数KFN1 = 0.85、KFN2 = 0.89设 计 及 说 明结 果取平安系数S=1.4，得sF1 = = = 303.57 MPasF2 = = = 241.57 MPa2齿根弯曲疲劳强度校核sF1 = = = 146.399 MPa sF1sF2 = = = 140.536 MPa sF2齿根弯曲疲劳强度满足要求。5.主要设计结论 齿数z1 = 28、z2 = 153，模数m = 3 mm，压力角a = 20，中心距a = 271.5 mm，齿宽b1 = 89 mm、b2 = 84 mm。设 计 及 说 明结 果6.齿轮参数总结和计算代号名称计算公式高速级小齿轮

20、高速级大齿轮模数m3mm3mm齿数z28153齿宽b89mm84mm分度圆直径d84mm459mm齿顶高系数ha1.01.0顶隙系数c0.250.25齿顶高hamha3mm3mm齿根高hfm(ha+c)3.75mm3.75mm全齿高hha+hf6.75mm6.75mm齿顶圆直径dad+2ha90mm465mm齿根圆直径dfd-2hf76.5mm451.5mm第七局部 传动轴和传动轴承及联轴器的设计7.1 输入轴的设计1.输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1P1 = 5.79 KW n1 = 180 r/min T1 = 307.12 Nm2.求作用在齿轮上的力设 计 及 说 明结 果 小齿轮

21、的分度圆直径为:d1 = 84 mm 那么:Ft = = = 7312.4 NFr = Fttana = 7312.4tan20 = 2660 N3.初步确定轴的最小直径: 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表，取A0 = 112，得：dmin = A0 = 112 = 35.6 mm 输入轴的最小直径是安装大带轮处的轴径，由于安装键将轴径增大5%，应选取:d12 = 37 mm4.轴的构造设计图5.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度设 计 及 说 明结 果 1为了满足大带轮的轴向定位要求，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取II=III段的直径d23 = 42

22、mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D = 47 mm。大带轮宽度B = 99 mm，为了保证轴端挡圈只压在大带轮上而不压在轴的端面上，故I-II段的长度应比大带轮宽度B略短一些，现取l12 = 97 mm。 2初步选择滚动轴承。因轴承只承受径向力，应选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d23 = 42 mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承6209，其尺寸为dDT = 458519 mm，故d34 = d78 = 45 mm，取挡油环的宽度为15，那么l34 = l78 = 19+15 = 34 mm。 轴承采用挡油环进展轴向定位。由手册上查得6209型轴承的定位轴肩高度h = 3.5

23、 mm，因此，取d45 = d67 = 52 mm。 3由于齿轮的直径较小，为了保证齿轮轮体的强度，应将齿轮和轴做成一体而成为齿轮轴。所以l56 = B = 89 mm，d56 = d1 = 84 mm 4根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与大带轮右端面有一定距离，取l23 = 50 mm。 5取齿轮距箱体内壁之距离 = 16 mm，考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s = 8 mm，那么l45 = +s-15 = 16+8-15 = 9 mml67 = +s-15 = 16+8-15 = 9 mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。设 计 及 说

24、明结 果6.轴的受力分析和校核1作轴的计算简图见图a: 根据6209深沟球轴承查手册得T = 19 mm 带轮中点距左支点距离L1 = 99/2+50+19/2 = 109 mm 齿宽中点距左支点距离L2 = 89/2+34+9-19/2 = 78 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = 89/2+9+34-19/2 = 78 mm2计算轴的支反力：水平面支反力见图b：FNH1 = = = 3656.2 NFNH2 = = = 3656.2 N垂直面支反力见图d：FNV1 = = = -2721.3 NFNV2 = = = 2996.4 N3计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：MH =

25、FNH1L2 = 3656.278 Nmm = 285184 Nmm截面A处的垂直弯矩：MV0 = FpL1 = 2384.91109 Nmm = 259955 Nmm设 计 及 说 明结 果截面C处的垂直弯矩：MV1 = FNV1L2 = -2721.378 Nmm = -212261 NmmMV2 = FNV2L3 = 2996.478 Nmm = 233719 Nmm分别作水平面弯矩图图c和垂直面弯矩图图e。截面C处的合成弯矩：M1 = = 355506 NmmM2 = = 368720 Nmm作合成弯矩图图f。4作转矩图图g。5按弯扭组合强度条件校核轴的强度： 通常只校核轴上承受最大弯

26、矩和转矩的截面即危险截面C的强度。必要时也对其他危险截面转矩较大且轴颈较小的截面进展强度校核。根据公式14-4，取a = 0.6，那么有：sca = = = MPa = 6.8 MPas-1 = 60 MPa 故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度注：计算W时，忽略单键槽的影响。轴的弯扭受力图如下：设 计 及 说 明结 果设 计 及 说 明结 果7.2 输出轴的设计1.求输出轴上的功率P2、转速n2和转矩T2P2 = 5.56 KW n2 = 32.97 r/min T2 = 1610.3 Nm2.求作用在齿轮上的力 大齿轮的分度圆直径为:d2 = 459 mm 那么:Ft = = = 701

27、6.6 NFr = Fttana = 7016.6tan20 = 2552.4 N3.初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表，取:A0 = 112，于是得dmin = A0 = 112 = 61.9 mm 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d12，为了使所选的轴直径d12与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩Tca = KAT2，查表，考虑转矩变化很小，故取KA = 1.3，那么: Tca = KAT2 = 1.31610.3 = 2093.4 Nm 按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T 4

28、323-2002或手册，选用LT11型联轴器。半联轴器的孔径为80 mm故取d12 = 80 mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为132 mm。设 计 及 说 明结 果4.轴的构造设计图5.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1为了满足半联轴器的轴向定位要求，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取II-III段的直径d23 = 85 mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D = 90 mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L = 132 mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故I-II段的长度应比L略短一些，现取l12 = 130 mm。 2初步选择滚动轴承。因轴承只承受

29、径向力，应选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d23 = 85 mm，由轴承产品目录中选取深沟球轴承6218，其尺寸为dDT = 90mm160mm30mm，故d34 = d67 = 90 mm，取挡油环的宽度为15，那么l67 = 30+15 = 45 mm设 计 及 说 明结 果右端滚动轴承采用挡油环进展轴向定位。由手册上查得6218型轴承的定位轴肩高度h = 5 mm，因此，取d56 = 100 mm。 3取安装齿轮处的轴段IV-V段的直径d45 = 95 mm；齿轮的左端与左轴承之间采用挡油环定位。大齿轮轮毂的宽度为B = 84 mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽

30、度，故取l45 = 82 mm。 4根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与半联轴器右端面有一定距离，取l23 = 50 mm。 5取小齿轮端面距箱体内壁之距离 = 16 mm，考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s = 8 mm，滚动轴承的宽度T = 30 mm，那么l34 = T+s+2.5+2 = 30+8+16+2.5+2 = 58.5 mml56 = s+2.5-15 = 8+16+2.5-15 = 11.5 mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。6.轴的受力分析和校核1作轴的计算简图见图a: 根据6218深沟球轴承查手册得T= 30 mm 齿

31、宽中点距左支点距离L2 = 84/2-2+58.5-30/2 = 83.5 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = 84/2+11.5+45-30/2 = 83.5 mm2计算轴的支反力：水平面支反力见图b：FNH1 = = = 3508.3 N设 计 及 说 明结 果FNH2 = = = 3508.3 N垂直面支反力见图d：FNV1 = = = 1276.2 NFNV2 = = = 1276.2 N3计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：MH = FNH1L2 = 3508.383.5 Nmm = 292943 Nmm截面C处的垂直弯矩：MV = FNV1L2 = 1276.283.5

32、Nmm = 106563 Nmm分别作水平面弯矩图图c和垂直面弯矩图图e。截面C处的合成弯矩：M = = 311723 Nmm作合成弯矩图图f。4作转矩图图g。5按弯扭组合强度条件校核轴的强度： 通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面即危险截面C的强度。必要时也对其他危险截面转矩较大且轴颈较小的截面进展强度校核。根据公式14-4，取a = 0.6，那么有：sca = = = MPa = 11.8 MPas-1 = 60 MPa设 计 及 说 明结 果故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度注：计算W时，忽略单键槽的影响。轴的弯扭受力图如下：设 计 及 说 明结 果7.准确校核轴的疲劳强度1判断危

33、险截面 截面I、II、III段只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的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确定的，所以截面I、II、III段均无需校核。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面IV和V处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，安装大齿轮段截面上的应力最大。截面V的应力集中的影响和截面IV的相近，但截面V不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。安装大齿轮段截面上虽然应力最大，但应力集中不大过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端，而且这里轴的直径最大，故安装大齿轮段截面也不必校核。截面VI和VII显然更不必校核。由第三章附录可知

34、，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面IV左右两侧即可。2截面IV左侧抗弯截面系数W = 0.1d3 = 0.1903 mm = 72900 mm抗扭截面系数W = 0.2d3 = 0.2903 mm = 145800 mm截面IV左侧的弯矩W = = 0 Nmm截面IV上的扭矩T2 = 1610300 Nmm截面上的弯曲应力sb = = MPa = 0 MPa截面上的扭转切应力tT = = = 11.04 MPa轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得sB = 640MPa，s-1 = 275MPa，t-1 = 155MPa。设 计 及 说 明结 果截面上由于轴肩而形成

35、的理论应力集中系数as及at按附表3-2查取。因 = = .028、 = = 1.056，经插值后可查得as = 1.89 at = 1.32又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为qs = 0.82 qt = 0.85故有效应力集中系数按式附3-4为ks = 1+qs(as-1) = 1+0.82(1.89-1) = 1.73kt = 1+qt(at-1) = 1+0.82(1.32-1) = 1.27由附图3-2得尺寸系数es = .64；由附图3-3得扭转尺寸系数et = .78。轴按磨削加工，由附图3-4得外表质量系数为bs = bt = 0.92轴未经外表强化处理，即bq = 1，那么按式3-12及式3-14b得综合系数为：Ks = +-1 = +-1 = 2.79Kt = +-1 = +-1 = 1.72又由3-1及3-2得碳钢的特性系数为：js = 0.10.2， 取js = 0.1jt = 0.050.1， 取jt = 0.05于是，计算平安系数Sca值，按式15-615-8那么得：Ss = = = 0设 计 及 说 明