北方工业大学机械设计课程设计

i.校核轴的强度

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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

查表得调质处理，抗拉强度极限ζB=640MPa，则轴的许用弯曲应力[ζ-1b]=60MPa，ζe<[ζ-1b]，所以强度满足要求。

8.2中间轴设计计算

（1）已知运动学和动力学参数

转速n=1007.04r/min；功率P=2.82kW；轴所传递的转矩T=26742.73N?mm （2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力

由表选用40Cr（调质），齿面硬度280HBS，许用弯曲应力为[ζ]=70MPa （3）按扭转强度概略计算轴的最小直径

由于中间轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=115。

由于最小直径轴段处均为滚动轴承，故选标准直径dmin=35mm （4）设计轴的结构并绘制轴的结构草图 a.轴的结构分析

由于齿轮3的尺寸较大，其键槽底到齿根圆距离x远大于2，因此设计成分离体，即齿轮3安装在中速轴上，中速轴设计成普通阶梯轴。显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸轴上齿轮3、齿轮2及两个轴承。

与轴承相配合的轴径需磨削。两齿轮之间以轴环定位；两齿轮的另一端各采用套筒定位；齿轮与轴的连接选用普通平键，A型。联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。 b.确定各轴段的长度和直径。

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第1段：d1=35mm（与轴承内径配合），L1=34mm（由轴承宽度和齿轮与箱体内壁距离确定） 第2段：d2=67.388mm（齿轮段），L2=70mm 第3段：d3=52mm（轴肩），L3=47mm

第4段：d4=42mm（与大锥齿轮内孔配合），L4=21mm（比大锥齿轮轮毂宽度小2mm，以保证齿轮轴向定位可靠）

第5段：d5=35mm（与轴承内径配合），L5=32mm（由轴承宽度和齿轮与箱体内壁距离确定） 轴段 直径(mm) 长度(mm) （5）弯曲-扭转组合强度校核 a.画中速轴的受力图

如图所示为中速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图 b.计算作用在轴上的力 大锥齿轮所受的圆周力

大锥齿轮所受的径向力

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1 35 34 2 67.388 70 3 52 47 4 42 21 5 35 32

大锥齿轮所受的轴向力

齿轮3所受的圆周力（d3为齿轮3的分度圆直径）

齿轮3所受的径向力

齿轮3所受的轴向力

c.计算作用在轴上的支座反力

轴承中点到低速级小齿轮中点距离La=61mm，低速级小齿轮中点到高速级大齿轮中点距离Lb=92.5mm，高速级大齿轮中点到轴承中点距离Lc=34.5mm 轴承A在水平面内支反力

轴承B在水平面内支反力

轴承A在垂直面内支反力

轴承B在垂直面内支反力

轴承A的总支承反力为：

轴承B的总支承反力为：

d.绘制水平面弯矩图

截面A和截面B在水平面内弯矩

截面C右侧在水平面内弯矩

截面C左侧在水平面内弯矩

截面D右侧在水平面内弯矩

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