图7-4 低速轴受力及弯矩图 24
(6)校核轴的强度 25
因C弯矩大，且作用有转矩，故C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。 第八章 滚动轴承寿命校核 8.1高速轴上的轴承校核 根据前面的计算，选用6208深沟球轴承，内径d=40mm，外径D=80mm，宽度B=18mm 由于不存在轴向载荷 轴承基本额定动载荷Cr=29.5kN，额定静载荷C0r=18kN，轴承采用正装。 Cr=29.5kN Lh=14400h Fr1=1417.9
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要求寿命为Lh=14400h。 由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力： 9N Fr2=3218.65N Pr1=1417.99N Pr2=3218.65N 寿命足够 查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0 查表可知ft=1，fp=1.5 取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式 由此可知该轴承的工作寿命足够。 8.2低速轴上的轴承校核 根据前面的计算，选用6211深沟球轴承，内径d=55mm，外径D=100mm，宽度B=21mm 由于不存在轴向载荷 轴承基本额定动载荷Cr=43.2kN，额定静载荷C0r=29.2kN，轴承采用正装。 要求寿命为Lh=14400h。 由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力： Cr=43.2kN Lh=14400h Fr1=1327.07N Fr2=1327.07N
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查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0 查表可知ft=1，fp=1.5 取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式 Pr1=1327.07N Pr2=1327.07N 寿命足够 由此可知该轴承的工作寿命足够。 第九章 键联接设计计算 9.1高速轴与大带轮键连接校核 选用A型键，查表得b×h=10mm×8mm（GB/T 1096-2003）,键长50mm。 键的工作长度 l=L-b=40mm 大带轮材料为铸铁，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=60MPa。 键连接工作面的挤压应力 b×h=10mm×8mm 9.2高速轴与小齿轮键连接校核 选用A型键，查表得b×h=14mm×9mm（GB/T 1096-2003）,键长70mm。 键的工作长度 l=L-b=56mm 小齿轮材料为45，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。
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b×h=14mm×9mm