因B弯矩大，且作用有转矩，故B为危险剖面 其抗弯截面系数为 抗扭截面系数为 最大弯曲应力为 剪切应力为 按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数α=0.6，则当量应力为 查表得45钢调质处理，抗拉强度极限σB=650MPa，则轴的许用弯曲应力[σ-1b]=60MPa，σca<[σ-1b]，所以强度满足要求。 7.2低速轴设计计算 (1)已知的转速、功率和转矩 转速n=109.03r/min；功率P=4.64kW；轴所传递的转矩T=406420.25N?mm (2)轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表选用45钢调质，许用弯曲应力为[σ]=60MPa (3)按扭转强度概略计算轴的最小直径 由于低速轴受到的弯矩较小而受到的扭矩较大，故取A0=112。 由于最小轴段直径安装联轴器，其截面上要开1个键槽，故将轴径增大7% 19
查表可知标准轴孔直径为42mm故取dmin=42 (4)确定各轴段的长度和直径。 图7-3 低速轴示意图 1)输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d1，为了使所选的轴直径d1与联轴器孔径相适应，故需选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca = KA×T，查表，考虑载荷变动微小，故取KA = 1.3，则: 按照联轴器转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB T4323-2002或设计手册，选用LX3型联轴器。半联轴器的孔径为42mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为112mm。选用普通平键，A型，b×h = 12×8mm(GB T 1096-2003)，键长L=90mm。 2)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，故选用深沟球轴承。参照工
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作要求并根据d23 = 50 mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承6211，其尺寸为d×D×B = 55×100×21mm，故d34 = d67 = 55 mm。 3)取安装齿轮处的轴段的直径d45 = 58 mm；齿轮的左端与左轴承之间采用挡油环定位。已知大齿轮轮毂的宽度为B = 80 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度，故取l45 = 78 mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h = (2~3)R，由轴径d45 = 58 mm故取h = 4 mm，则轴环处的直径d56 = 66 mm。轴环宽度b≥1.4h，取l56 = 8 mm。 4)轴承端盖厚度e=12，垫片厚度Δt=2，根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与联轴器端面有一定距离K=24，螺钉C1=22mm，C2=20mm，箱座壁厚δ=8mm，则 5)取大齿轮距箱体内壁之距离Δ2 = 12.5 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Δ，取Δ = 10 mm，已知滚动轴承的宽度B = 21 mm，则 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 轴段 直径 长度 1 42 110 2 50 62 3 55 45.5 4 58 78 5 66 8 6 55 35.5 大齿轮所受的径向力 轴承压力中心到齿轮支点距离l1=74mm，齿轮中点到轴承压力中心距离l2=74mm，轴承压力中心到第一段轴支点距离l3=127.5mm 轴承A和轴承B在水平面上的支反力RAH和RBH (5)轴的受力分析 大齿轮所受的圆周力（d2为大齿轮的分度圆直径） 21
轴承A和轴承B在垂直面上的支反力RAV和RBV 轴承A的总支承反力为： 轴承B的总支承反力为： a.计算弯矩 在水平面上，轴截面A处所受弯矩： 在水平面上，轴截面B处所受弯矩： 在水平面上，齿轮2所在轴截面C处所受弯矩： 在水平面上，轴截面D处所受弯矩： 在垂直面上，轴截面A处所受弯矩： 在垂直面上，轴截面B处所受弯矩： 22
在垂直面上，齿轮2所在轴截面C处所受弯矩： 在垂直面上，轴截面D处所受弯矩： 截面A处合成弯矩弯矩： 截面B处合成弯矩： 合成弯矩，齿轮2所在截面C处合成弯矩为 截面D处合成弯矩： 转矩为： 截面A处当量弯矩： 截面B处当量弯矩： 截面C处当量弯矩： 截面D处当量弯矩： 23