第七章 轴的设计计算 一、初步确定轴的尺寸
1、高速轴的设计及计算
已知：高速轴功率kw p 11.21=，转速m in /7101r n =。
选取轴的材料为40Cr 、调质处理、由《机械设计》教材表15-3，取1000=A ，得
考虑轴上开有一个键槽对轴强度的削弱，轴径增大%7~%5，并圆整后mm d 15=，轴承选用角接触球轴承7205C ，B=15mm ，综合减速器其他零件的布置和减速器箱体的轮廓，高速轴初步设计如下：
2、中间轴的设计及计算
已知：中间轴功率kw p 03.22=，转速m in /4.1612r n =。
选取轴的材料为40Cr 、调质处理、由《机械设计》教材表15-3，取1050=A ，得
考虑轴上开有两个键槽对轴强度的削弱，轴径增大%15~%10，并圆整后mm d 25=，轴承选用角接触球轴承7205C ，B=15mm ，综合减速器其他零件的布置和减速器箱体的轮廓，中间轴初步设计如下：
安装大齿轮处的键型号为：键10⨯36GB1096-79
安装小齿轮处的键型号为：键10⨯70GB1096-79
3、低速轴的设计及计算
已知：低速轴功率kw p 95.13=，转速min /4.433r n =。
选取轴的材料为40Cr 、调质处理、由《机械设计》教材表15-3，取970=A ，得
考虑轴上开有两个键槽对轴强度的削弱，轴径增大%15~%10，并圆整后mm d 35=，轴承选用角接触球轴承7209C ，B=19mm ，综合减速器其他零件的布置和减速器箱体的轮廓，低速轴初步设计如下：
安装大齿轮的键型号为:键18⨯65GB1096-97
安装联轴器处的键为:键16⨯125GB1096-97
二、轴的校核
以中间轴的校核为代表，已知中间轴的功率为kw p 03.22=，转速为m in /4.1612r n =，转矩11.1202=T N ·m 。
1、中间轴的受力分析如下：
大齿轮的分度圆直径为mm d 029.1731=，螺旋角。
790.15=β，受力分析如图所示，则： 11ταF F =·βtan =N N 594.392790.15tan 322.1388≈⨯。
小齿轮的分度圆直径为mm d 018.622=，螺旋角。
655.14=β，受力分析如图所示，则：
22ταF F =·βtan =N N 915.1012655.14tan 392.3873≈⨯。
轴端受力：
2、按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。
根据扭转切应力为脉动循环变应力，取6.0=α，轴的计算应力
a 581.17a 501.01201106.0(473.20761332222MP MP W
T M ca ≈⨯⨯+=+=））（总ασ 由选定的材料45Cr ，调质处理，由《机械设计》教材表15-1查得[]MPa 701=-σ。
因此[]1-<σσca ，故安全。
3、精确校核轴的疲劳强度
（1）、判断危险截面
由轴的载荷分析图知：弯矩最大为总M 处为危险截面，因而只需要校核该截面即可。
（2）、危险截面mm X 120=
抗弯截面系数：3
333mm 12500mm 501.01.0=⨯==d W
抗扭截面系数：3333mm 25000mm 502.02.0=⨯==d W τ 截面上的弯曲应力：a 609.16a 12500
473.207613MP MP W M b ≈==总σ 截面上的扭矩切应力：MPa MPa W T 804.425000120110≈==
τττ
轴的材料为45Cr ，调质处理。
由《机械设计》教材表15-1查得MPa B 735=σ，
MPa 3551=-σ，MPa 2001=-τ。
由《机械设计》教材图3-1可得轴的材料的敏性系数为：
82.0=σq ， 85.0=τq
故有效应力集中系数按式为：
由《机械设计》教材图3-2得尺寸系数67.0=σε，由《机械设计》教材图3-3得扭转尺寸系数82.0=τε。
轴按磨削加工，由《机械设计》教材图3-4得表面质量系数为：
轴未经表面强化处理，即1=q β，则得综合系数为：
由《机械设计》教材13-ξ及23-ξ得材料的特性系数为：
于是，计算安全系数ca S 值，得：
故可知其安全。
第八章 轴承的计算及校核
已知：所有轴承的寿命为8年，并以中间轴的轴承为代表进行校核，初选轴承型号为：角接触球轴承7205C ，B=15mm ，基本额定动载荷C=30.5kN ，基本额定静载荷kN C 200=。
轴上两齿轮受力如下图，轴转速m in /4.1612r n =，运转平稳。
1、求两轴承受到的径向载荷
2、求两轴承受到的轴向载荷
对于7000C 型轴承，按《机械设计》教材表13-7，轴承派生轴向力r d eF F =，其中e 为《机械设计》教材表13-5中的判断系数，其值由
C F a 的大小来确定，但现轴承轴向力a F 未知，故先取e=0.25，因此可估算：
轴所受轴向力：
因此靠近大齿轮的轴承被压紧。
因为：1234156.121)321.620477.741(d ae d F N N F F <=-=-
所以：N F F d a 321.6001212==
因为：3412642.1220)321.620321.600(d ae d F N N F F >=+=+
所以：N N F F F ae a a 642.1220)321.620321.600(1234=+=+= 因此030.020000321.600012≈=C F a ，061.020000
642.1220034≈=C F a 由《机械设计》教材表13-5进行线性插值计算，得，401.012=e ，433.034=e
因为：1234917.663)321.620238.1284(d ae d F N N F F <=-=-
所以：N F F d a 914.9621212==
因为：3412235.1583)321.620914.962(d ae d F N N F F >=+=+
所以：N N F F F ae a a 235.1583)321.620914.962(1234=+=+=
3、求轴承当量动载荷12P 和34P 因为121212401.0283.2401914.962e F F a =≈=，343434534.0907
.2965235.1583e F F a >≈= 由《机械设计》教材表13-5进行线性插值计算径向载荷系数和轴向系数为：
对轴承1：112=X ，012=Y
对轴承2：44.034=X ，29.134=Y
因轴承运转中有轻微冲击载荷，按《机械设计》教材表13-6，2.1~0.1=d f ，取1.1=d f 。
则
4、验算轴承寿命
轴承预期寿命h 57600h 243008=⨯⨯='h
L 因为3412P P <，所以按34P
验算 故所选轴承满足寿命要求
第九章 键联接的选择及校核计算
已知：大齿轮的材料为45钢，调质处理，轮毂宽度为40mm ；小齿轮和轴的材料都为40Cr ，调质处理，小齿轮轮毂宽度为75mm ；齿轮的精度为7级；装齿轮处的轴径d=30mm ；需要传递的转矩11.1202=T N ·m ；载荷平稳。
初选键的型号为：安装大齿轮处的键型号为10⨯36GB1096-79，安装小齿轮处的键型号为10⨯70GB1096-79。
1、校核大齿轮处键连接的强度
从《机械设计》教材表6-1查得键的截面尺寸为：宽度b=8mm ，高度h=7mm ，由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L=36mm （比轮毂宽度小些）。
从《机械设计》教材表6-2查得许用应力[]MPa p 120~100=σ，取[]
MPa p 110=σ，键的工作长度mm mm b L l 28)836(=-=-=。
得：
故所选键符合要求。
2、校核小齿轮处键连接的强度
从《机械设计》教材表6-1查得键的截面尺寸为：宽度b=8mm ，高度h=7mm ，由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L=63mm （比轮毂宽度小些）。
从《机械设计》教材表6-2查得许用应力[]MPa p 120~100=σ，取[]MPa p 110=σ，键的工作长度mm mm b L l 55)863(=-=-=。
得：
故所选键符合要求。