机械设计课后习题答案1.pdf

《机械设计课后习题答案1.pdf》由会员分享，可在线阅读，更多相关《机械设计课后习题答案1.pdf（29页珍藏版）》请在淘文阁 - 分享文档赚钱的网站上搜索。

1、第三章机械零件的强度3-1某材料的对称循环弯曲疲劳极限=180M Pa,取循环基数No=5x106,m=9 t试求循环次数N分别为7 000、25 000、620 000次时的有限寿命弯曲疲劳极限。15xl06 _7xl03-373.6MPa=飞玲=180刊1 5xlQ62.5xl04=324.3MPa。_ 必一中l*=180 x1 5xl()66.2 xlO5=227.0MPa3-2已知材料的力学性能为应=260MPa,ct,.=170MPa,丸=0.2,试绘制此材料的简化的等寿命寿命曲线。解A(0,170)C(260,0)/,=2cr习,-c-r10*(J%2%1 +22cr,1-1+e2

2、x1701 +0.2=283.33MPa得 D(283.3%,283.3%),即 0(141.67,141.67)根据点4(0,170),C(260,0),D(141.67,141.67)按比例绘制该材料的极限应力图如下图所示3-4圆轴轴肩处的尺寸为：O=72mm,d=62mm,，=3mm。如UIJ题3-2中的材料，设其强度极限(5B=420MPa,精车，弯曲，为=1,试绘制此零件的简化等寿命疲劳曲线。D 54 r 3 解 因=J =i.2,=3 =0.067,查附表3-2,插值得a=1.88,查附图3-1得/=0.78,将d 45 d 45 0所查值代入公式，即k。=l+,(al)=1 +0

3、.78x(1.88 1)=1.69查附图3-2,得=0.75；按精车加工工艺，查附图34 得 乩=0.91,已 知 乩=1,则.A(17%.35)C(260,0)，。(.67,14 16%35)根据A(0,72.34),C(260,0),0(141.67,60.29)按比例绘出该零件的极限应力线图如下图3-5如题3-4中 危 险 截 面 上 的 平 均 应 力=20Mpa,应力幅%=20MPa，试分别按r=C (Jm=C，求 出 该截面的计算安全系数。(1)r=C工作应力点在疲劳强度区，根据变应力的循环特性不变公式，其计算安全系数S0.1702.35x30+0.2x202.28%心 心+0/%

4、,工作应力点在疲劳强度区，根据变应力的平均应力不变公式，其计算安全系数,%+(K,-Am 1 7 0 +(2.3 5-0 2)x 2 0 K“(4+%J 2.35X(30+20)第五章螺纹连接和螺旋传动5-5 图5-4 9 是由两块边板和一块承重板焊接的龙门起重机导轨托架。两块边板各用4 个螺栓与立柱相连接,托架所承受的最大载荷为2 0 k N,载荷有较大的变动。试问：此螺栓连接采用普通螺栓连接还是较制孔用螺栓连接为宜？为什么？Q 2 1 5,若用M 6 X 4 0 较孔用螺栓连接，已知螺栓机械性能等级为8.8,校核螺栓连接强度。解 采用较制孔用螺栓连接为宜因为托架所受的载荷有较大变动，较制孔

5、用螺栓连接能精确固定被连接件的相对位置，并能承受横向载荷，增强连接的可靠性和紧密性，以防止受载后被连接件间出现缝隙或发生相对滑移，而普通螺栓连接靠结合面产生的摩擦力矩来抵抗转矩，连接不牢靠。(1)确定M 6 X 4 0 的许用切应力 t 由螺栓材料Q 21 5,性能等级8.8,查表5-8,可知 仆=640 M P a,查表5-1 0,可知=3.5 5.0t=氏 6403.5 5.0=(1 8 2.8 6 1 28)M P a640T?426.67M P a(2)螺栓组受到剪力F和力矩(T =F L),设剪J F分 在 各 个 螺 栓 上 的 力 为 转 矩 7 分在各个螺栓匕的分力为F j,各

6、螺栓轴线到螺栓组对称中心的距离为r,即r=0=75后 m m2 c os 45F =-F =-x 20 =2.5k N8 8F_ FL _ 20 x 30 0 x 1 0 7j 8 r -8*75氏1 0-3=5Vk N由图可知，螺栓最大受力Fmax=+尸)2 +2FFj cos 9=72.52+(572)2+2 x 2.5 x 5V2 x cos 450=9.015kNT=匕/=9 01叼0 一 =39卬加。2%(6 1 0-3)2%，9.015x1()36X10-3X11_4X10-3=1 31.8 凡故M 6 X 4 0的剪切强度不满足要求，不可靠。5-6已知一个托架的边板用6个螺栓与相

7、邻的机架相连接。托架受一与边板螺栓组的垂直对称轴线相平行、距离为250 mm、大小为60 k N的载荷作用。现有如图5-50所示的两种螺栓布置形式，设采用较制孔用螺栓连接，试问哪 种布置形式所用的螺栓直径最小？为什么？(b)(a)解 螺栓组受到剪力F和转矩，设剪力尸分在各个螺栓上的力为与，制 T分在各个螺栓上的分力为鸟(a)中各螺栓轴线到螺栓组中心的距离为小B|J r=1 25mm=-=-x 60=10kN6 6%FL _ 60 x 250 x 10人6r 6 x 125 x IO-3=20kN由(a)图可知，最左的螺栓受力最大4na x =耳+与=l 0 +20 =30 k N(b)方案中=

8、24.39k NL=+F；+2F,FjCos9=IO2+(24.39),22 +2 X 1 o X 24.39 X,=33.63k NV5.由4）2,盟 詈 可 知 采 用（Q）布 置 形 式 所 用 的 螺 栓 直 径 较 小V中J5-10解（1）确定螺栓数z 和直径d.“查教材5-5,螺栓间距4 Y 7d ,取 t 0=6d,取 z=1 2,则螺栓间距+，4=92w w yz螺栓直径 d=t 0/6=92/6=1 5.33iu m,取 d=1 6ir an.（2）选择螺栓性能等级。选择螺栓性能等级为&8 级，查教材表5-8 提 a=30 0 M Pafas=640 加P a/（3）计算螺栓

9、上的载荷，作用在气缸上的最大压力气和单个螺栓上的工作载荷F 分别为TFZ）2F=p=7363WS 4，FF=61 36Nz取残余预紧力F 1=1.5F,由教材公式Z（5-1 5）,螺栓的总载荷“F 2=F 1+F=2.5F=2.5*61 36=1 5340 N”（4）许用应力。按不控制预紧力确定安全系数，查教材表5-1 0,取 S=4,许用拉应力“a =-=1 60 M Pa S（5）验算螺栓的强度。查手册，螺栓的大径d=1 6ir an,小径d l=1 3.8 351 nm.取螺栓公称长度1=70 丽.“由教材公式（5-1 9）,螺栓的计算应力，.里 =1 32.7M P aYb“满足强度条

10、件。螺栓的标记为G B/T 578 2-8 6M 1 6X70,螺栓数量z=1 2.第六章键、花键、无键连接和销连接6-3在-直 径d=80mm的轴端，安装一钢制直齿圆柱齿轮（如下图），轮毂宽度L=/.5d,工作时有轻微冲击。试确定平键的尺寸，并计算其允许传递的最大扭矩。L 解根据轴径=80mm,查表得所用键的剖面尺寸为b=22mm,h=14mm根据轮毂长度 L=1.5d=1.5x80=120mm取键的公称长度 L=90mm键的标记 键22 x 90GB1096-79键的工作长度为/=L 6=90 22=68mm_ h键与轮毂键槽接触高度为 女=2=7mm2根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，取

11、 许 用 挤 压 应 力 *,=110MPa2T x 103根据普通平键连接的强度条件公式=-kid变形求得键连接传递的最大转矩为1 J矶 册 _ 7x68x80 x110max-2000 2000第八章带传动习题答案8-1 V带传动的 =1450r/min,带与带轮的当量摩擦系数/,=0.51,包 角a1=180。，初拉力外=360N。试问：（1）该传动所能传递的最大有效拉力为多少？（2）若 1小=100mm,其传递的最大转矩为多少？（3）若传动效率为0.95,弹性滑动忽略不计，从动轮输出效率为多少？i_ _ L 1M（1）几=2 4 =2x360 x 1 =478.4N(2 T =*=4

12、7 8.4X 誓L23.92N.mm 尸478.4x1450 x3.14x1003.45kW1000 x60 x1000 x0.958-2 V带传动传递效率P =7.5kW,带速u=10m/s,紧边拉力是松边拉力的两倍，即 片=巴，试求紧边拉力、有效拉力工和初拉力F。解 PFeV10001000F 1000 x7.5-=-=750Nv10工=6一 月 耳=2%=2耳,=2x750=1500N W=Fo+与 K=耳 一&=1500 图=1125N0 1 2 28-4有一带式输送装置，其异步电动机与齿轮减速器之间用普通V带传动，电动机功率P=7kW,转速=960r/min,减速器输入轴的转速？=3

13、30r/min,允许误差为 5%,运输装置工作时有轻度冲击,两班制工作，试设计此带传动。解（1）确定计算功率由表8-7查得工作情况系数K,=1.2,故匕=KAP =1.2x7=8.4kW（2）选择V带的带型根据乙,、1由图8-11选 用B型。（3）确 定 带 轮 的 基 准 直 径 并 验 算 带 速u由表8-6和8-8,取主动轮的基准直径4“=180mm验算带速VV =*工=71X180 x960=9.0432 m/s60 x1000 60 x1000/v5m/s v30m/s.带速合适计算从动轮的基准直径MJ）=侬）=497.45mm2330（4）确定V带的中心距。和基准长度（由式 0.7

14、（d4+dd2）aty 90a 563故包角合适。（6）计算带的根数z计算单根V带的额定功率Pr由 dili-180mm和=960m/s,查表 84a 得 P（）3.25kW根 据 勺=960 m/s,了 =篝=2.9和B型 带，查表得 =O.3O3kW查表8-5得k,=0.914,表8-2得k,=1,于是=（/+A）-ka-kL=（3.25+0.303）x0.914x1=3.25kW计算V带的根数z匕=8.4Pr 3.25=2.58取 3根。（7）计算单根V带的初拉力的最小值6 0 工 皿由表8-3得B型带的单位长度质量q=018kg/m,所以（%=5 0 0 气|冷+-0 0 x 常胃盆）

15、。.庇9。4322=283N（8）计算压轴力a1 4 7 工p,=2z（E）.sin=2x3x283xsintL=1628N0/m in 2 2（9）带轮结构设计（略）第十章齿轮传动习题答案10-1试分析图1 0 4 7 所示的齿轮传动各齿轮所受的力（用受力图表示各力的作用位置及方向）。（a）Fa2i(b)补充题：如 图(b),已知标准锥齿轮加=5,石=2 0，G=5 0,a=0.3,7 2 =4 x l()5 N-m m,标准斜齿轮加“=6 遂3=24,若中间轴上两齿轮所受轴向力互相抵消，应为多少？并计算2、3 齿轮各分力大小。解(1)齿轮2的轴向力:2 T2 八Fa 2=Ft2 ta n

16、a sin S2=-ta n a sin(52=彳-r-ta n a sin 62d m2 m(l-0.5 R)z.齿轮3 的轴向力:工3=E 3 t a n =为2Tta n/=3 ta n/、I相国3 COS B)si”/3-：Fa2=Fa 3,a =20,T2=T324机(1 一 0.5 OR k 2ta n a sin&?3即 sin)3=mZ Jz3 ta n a sin R)z2由ta n，=史=2.5z,2 0z.sin=0.92 8 c os 2.323 L-i=2.323-x-x -u（卜/V 1 2.08（5 6 6.5）计算圆周速度v=5 3.5 77m mv=叫 6 0

17、 x 10003.14x 5 3.5 77x 145 06 0 x 10004.06 6 m/s计算尺宽bh-Fd；u I 卜H J J2x 2.13x 49 39 7 2.08+1 (2.5 x 189.8=-;-x-x -6 52 2.08 1 5 6 6.52I=5 1.74m m圆 整 后 取=5 2m m,=5 7 m m。（3）按齿根弯曲疲劳强度校核 由 图10-20c查 得 小 齿 轮 的 弯 曲 疲 劳 强 度 极 限=5 00 M P a；大齿轮的弯曲疲劳强度极限erFKI=380M P a o由图10T 8取弯曲疲劳寿命KFM=0.89,KFW2=0.9 3。计算弯曲疲劳许

18、用应力取弯曲疲劳安全系数S =1.4丹卜堂二窄5 3 l 7.8 6 M P aaF2=KFN20FE2=693x500=2 5 2 4 3 M P aS1.4计算载荷系数K=KA KyKK 样=1.25x1.2x1x1.37=2.055查取齿形系数及应力校正系数由表 10-5 查得 YF=2.6 YF=2.304r alK.=1.595 K=1.712校核弯曲强度9 KT根据弯曲强度条件公式aF=YFYs 4匕尸 进行校核bdtn a a二bd.m 2x2.055x4939752x65x2.5x 2.6x1.595=99.64MPa 瓦 2町vbd】m2“22x2.055x4939752x6

19、5x2.5X 2.3 X1.712=94.6 IMPa af 2所以满足弯曲强度，所选参数合适。10-7某 齿 轮 减 速 器 的 斜 齿 轮 圆 柱 齿 轮 传 动，已 知 =750r/min，两 齿 轮 的 齿 数 为Z1=24,z2=108,=922,/n=6mm,b=160mm,8 级精度，小齿轮材料为 38SiMnMo（调质）,大齿轮材料为45钢（调质），寿命20年（设每年300工作日），每日两班制，小齿轮相对其轴的支承为对称布置，试计算该齿轮传动所能传递的功率。解（1）齿轮材料硬度查 表10-1,根据小齿轮材料为38SiMnMo（调质），小齿轮硬度217269HBS,大齿轮材料为4

20、5钢（调质），大齿轮硬度217255 HBs（2）按齿面接触疲劳硬度计算T 声u（计算小齿轮的分度圆直径z.mn 24x6=-=145.95mmcos p cos 922计算齿宽系数。=2 =_ 2 _ =1 096“4 145.95由表10-6查得材料的弹性影响系数 Zp=189.8MPa?,西10-30选取区域系数ZH=2.47 由 图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限叫八=730M Pa；大齿轮的接触疲劳强度极限（7550MPa。齿 数 比“=&=W=4.54 24计算应力循环次数M=60%为=60 x750 x1x300 x20 x2=5.4x1()8=54xl01=L

21、 2 x l()s由图10-19取接触疲劳寿命系数 K“NI=L04,K.2 =11计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数5=1KH N a H iim i=L04 2 730=759.2MPaL WJ|S 1 0 2。”用2 =L1X550=6 0 5 M P aL 2 s 1由图 10-26 查得a|=0.75,%2=O-88,则%=al+a2=L63计算齿轮的圆周速度小1 3.14x145.95x750 J1.05x915208x|1 6 0 x 2-9|=160.396mm 223.914）取 中 心 距a=200m m,因i=2 3,故 从 表11-2中取模数机=8 m m,

22、蜗杆分度圆直径d,=80mm此 时 心=%=0.4,从 图11-18中查取接触系数Z“=2.74,因为Z“Z”，因此以上计算结果可用。（3）蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸蜗杆蜗 杆 头 数4=2,轴 向 齿 距p =兀m=8兀=25.133；直 径 系 数4=10；齿 顶 圆直径心=4+=96mm；齿 根 圆 直 径 肛=4-2（/z：，”+c）=60.8mm：分度圆导程角了 =11。1836”；蜗杆轴向齿厚可=0.5兀加=12.567mm.蜗轮蜗轮齿数马=47；变位系数x2=-0.57验算传动比/=&=47 =23.5,此时传动比误差 23 5-23=2.17%,是允许的。223蜗轮分度圆直

23、径d2=mz2=8 x 47=376mm蜗轮喉圆直径 da2=d2+2胱+X2)=376+2X8X(1-0.5)=384m蜗轮齿根圆直径 df t=d2-2 hf2=376-2x8x(1-0.5+0.2)=364.8mm蜗轮咽喉母圆直径 2=。=200 (x3 7 6 =12mm(4)校核齿根弯曲疲劳强度F1.53K%4 d 2机 当 量 齿 数Z,，2=Vcos y47COS3111536=49.85根 据 超=0 5Z、，2 =4 9.8 5,从 图11-19中可查得齿形系数丫小=2.75螺旋角系数、=1?一=1 1包=0.9192,140 140 许 用 弯 曲 应 力aF=(JF-KF

24、N从 表11-8中查得由ZCuSnlOPl制造的蜗轮的基本许用弯曲应力b/=5 6 M P a寿命系数；卜 =卜-KFN=56X 0.66=36.958MPa校核齿根弯曲疲劳强度 7方=-1-.-5-3-x-1-.0-5-x-9-1-5-2-0-8-x 2o.75 x 0n.9n1i9n2n =1.5.4.45.eFr2 1040由表13-5查得径向动载荷系数和轴向动载荷系数为对轴承1X,=1 乂=0对轴承 2 X2=0.41 为=0.87因轴承运转中有中等冲击载荷，按 表13-6,取力,=1.5,则=,(X|工 +升%)=1.5 x(1 x 3390+0 x 2305.2)=5085NP2=

25、fp(X2Fr2+Y2Fa2)=1.5 x(0.41 X1040+0.87 x 1435.2)=2512.536N(3)确定轴承寿命由于题目中没给出在轴承的具体代号，这里假设选用7207AC,查轴承手册得基本额定载荷C=29000N,因为鸟，所以按轴承1的受力大小验算34106(C106-x60 x18002900050853I =1717.5h60(413-6若 将 图13-34a中的两轴承换为圆锥滚子轴承，代号为30207。其他条件同例题13 2,试验算轴承的寿命。解（1）求两轴承受到的径向载荷F”和 2将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面（下 图b）和水平面（下 图a）两个平面力系。其中

26、:图c中的屋 为 通过另加转矩而平移到指向轴线；图a中的此,亦应通过另加弯矩而平移到作用于(Fd2)轴 线 上（上诉转化仔图中均未画出）。(F d i)Fr2V(c)Fao(b)FrlVanoQ由力分析可知:G,x 2 0 0-七200+320314900 x 2 0 0-400 x-2-=225.38N520dx 2工2V =F-FIV=900-225.38=674.62N=r a =i x2200=846-15N工2H =心-工IH =2200 846.15=1353.85NTF“=7 IV2+FHH2=7225.382+846.152=875.65NA/=J*+工 2H2 =V67462

27、2+1353.8221512.62N（2）求 两 轴 承 的 计 算 轴 向 力 和 月2查手册的 3 0 2 0 7 的 e=0.3 7,K =1.6,C=54 2 0 0 N=犀=2 7 3.6 4 N2Y 2 x 1.6F21 51 2.6 2 、T=*=-=4 7 2.6 9 N2Y 2 x 1.6两轴计算轴向力%=m a x%,Fa e+Fd 2=m a x 2 7 3.6 4,4 0 0 +4 7 2.6 9)=8 7 2.6 9 NFa l=m a x优2，工-工 =m a x 4 7 2.6 9,2 7 3.6 4 4 0 0 =4 7 2.6 9 N（3）求轴承当量动载荷6和

28、鸟F.i _ 8 7 2.6 9耳8 7 5.6 5=0.9 9 6 6 e4 7 2.6 91 51 2.6 2=0.3 1 2 5 鸟，所以按轴承1的受力大小验算1 06/54 2 0 06 0 x 52 0 ,2 6 1 9.8 4 6=2 8 3 8 0 2.3 4 2 h L 故所选轴承满足寿命要求。1 3-7某轴的一端支点上原采用6 3 0 8轴承，其工作可靠性为9 0%,现需将该支点轴承在寿命不降低的条件下将工作可靠性提高到9 9%,试确定可能用来替换的轴承型号。解查手册得6 3 0 8轴承的基本额定动载荷C =4 0 8 0 0 N。查 表1 3-9,得可靠性为9 0%时，q

29、=1 ,可靠性为 9 9%时，q=0.2 1。可靠性为9 0%时可靠性为9 9%时1 06a,0?1 06x 1 4 0 8 0 0?6 0 1 万J 6 0 1尸，1 0 6 a l(c Y _ 1 0 6 x 0.2 1 (c Y6 0/1 p)6 0 p jL.1 06x l 4 0 8 0 0?_ 1 06x Q.2 ir c Y60 n I P)一 6 0 n-即 C=芈=6 8 6 4 1.54 7 NW21查手册 得 6 4 0 8 轴承的基本额定动载荷C =6 550 0 N ,基本符合要求，故可用来替换的轴承型号为6 4 0 8。第十五章轴1 5-4 图 1 5-2 8 所示

30、为某减速器输出轴的结构图，试指出其设计错误，并画出改正图。解(1)处两轴承应当正装。(2)处应有间隙并加密封圈。(3)处应有轴间定位。(4)处键不能伸入端盖，轴的伸出部分应加长。(5)处齿轮不能保证轴向固定。(6)处应有轴间定位。(7)处应加调整垫片。改正图见轴线下半部分。1 5-7两极展开式斜齿圆柱齿轮减速器的中间轴(见图1 5-3 0 a),尺寸和结构见图1 5-3 0 b 所示。已知：中间轴转速2=1 80 r/m in,传动功率尸=5.5 k W,有关的齿轮参数见下表：v p/s sT=9.55xl0-=9.55xlO6x =291805.56N mmn 180(2)求作用在齿轮上的力

31、“2mnz2 _ 3x112cos2 cosl0o441=341.98mmd3cos cos9022f%=93.24mm包=2X291805.56=706.57N4341.982力 Tt 产=6259.24Nr rF,=F,-t-a-n-a-=1,706.57 x-t-a-n-2-0-=632.2ONXT-cos 夕 2 cosl044尸 .tan a,_ tan 20,F,=%-工=1706.57 x-=2308.96NR os 庆 cos922工 2 =%tan心=1706.57 x tanl0044=323.49N居 3 =Fl3 tan&=6259.24 x tan 922=1032.

32、47N（3）求轴上载荷作轴的空间受力分析，如 图（a）。作垂直受力图、弯矩图，如 图（b）。FNHA稣 B D +%CDAD62 59.2 4x2 1 0+1 70 6.57x80 八 一、,-=4680.54N3 1 0FN H D=Ft2+Ft3+FN H A=1 70 6.57+62 59.2 4-4680.54=3 2 85.2 7NM nHtRi =I iFn nNHA AB -4680.54 x 1 0 0 =4680 54N -m m =468.0 5N -mMH C=FNHD CD =3 2 85.2 7 x80 =2 62 82 1.6N -m m =2 62.82 2 N

33、-m作水平受力图、弯矩图，如 图(c)-F B D +FaAC+Fq勺p-_LN V*一 AD93 2 4 3 41 99-2 3 0 8.96 x2 1 0 +63 2.2 x 80 +1 0 3 2.47 x 上 一+3 2 3.49 x 乙 一=-2-2 _ =-1 0 67.2 8N3 1 0Fr 3-AB-Fr2-AC+Fa J-+p _ _MD-AD93 2 4 3 41 992 3 0 8.96 xlO O-63 2.2 x 2 3 0 +1 0 3 2.47 x+3 2 3.49 x-=-Z-Z =60 9.48N3 1 0M、，B=FNVA-AB =-1 0 67.2 8 x

34、 1 0 0 =-1 0 6.72 8N -md 93?4M,V l)=FNVA-A8-居3 寸=-1 0 67.2 8 x 1 0 0 -1 0 3 2.47 x=-1 54.86N -mMvc=FNHD CD=-60 9.48 x 80 =-48.76N -md 341 99M v c =F FNHD CD=3 2 3.49 x-60 9.48 x80 =6.555N -m作合成弯矩图，如 图(d)MB=J%+A/M =J468.0 52 +(-1 0 6.72 8)2 =480.0 68N -mM B=J%+”4=V 468.0 52+(-1 54.86)2=493.0 0 7N -mM

35、 e=M7 +M；c=.62.82 2 2 +(-48.76)?=2 67.3 0 7N -mM c=2 62.80 4N -m作扭矩图，如 图(e)T =2 91 80 5.56N m m作当量弯矩力，如 图(f)o转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考虑，取a =0.6。“c a B =MB=480.0 68N -m(T =0)M c a B=7(M B)2+(a T)2=7493.0 0 72+(0.6 x 2 91.80 556)2=52 3.1 73 N-mL a e =%=2 67.3 0 7N-mM c=J(c)2+()2 =V262.9042+(0.6 x 291.80556)2=315.868Nma)（4）按弯矩合成应力校核轴的强度，校核截面B、C B截面IVB=O.W3=O.1X5O3=1 2500mm3acaBM；aB_ 523.173WB-12500X10-9=41.85MPaC 截面IVC=0.1J3=0.1 x453=9112.5mm3caC315.868Wc-9112.5xl0-9=34.66MPa轴的材料为45号钢正火，HBS2 200,%=560Mpa,7_=51MPaacaC-caB -1 故安全。