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（ 4）轴的结构设计 各轴段直径的确定： 1d ：与输入端相联，滚动轴承段， 取 d ，滚动轴承选取 30346， 2d ：定位段，取 d 。 3d：定位段，取 d 。 4d ： 中间段。 d 。 5d：定位段，取 d 。 6d：定位段，取 d。 7d： 滚 动 轴 承 段 ， 取 d ， 滚 动 轴 承 选 取 30346 ， 各轴段长度的确定： 1L ： 由滚动轴承及装配关系确定， 取 L 。 2L ：由定位及装配关系确定， 取 L 。 3L：由定位及装配关系确定， L。 4L ：由定位及装配关系确定， L 。 5L： 由定位及装配关系确定， L。 6L：由定位及装配关系确定，取 L 。 7L：由滚动轴承及装配关系确定， L。 （ 1）轴的力学模型的建立 轴上力的作用点位置和支点跨距的确定：轮毂对轴的力作用点按简化原则应在轮毂 宽度的中点，因此可决定轴 上两轮毂 力的作用位置。轴上安装的 30346，从表 12知它的负荷作用中心到轴 承外端面的距离 a ，故可算出支点跨距和轴上各力作用点相对位置尺寸。支点跨距 ；右侧轮毂 的力作用点 C 到右 支点 A 距离 L ； 轴上切向力的作用点 D 与右侧轮毂 的力作用点之间的距离 L ；轴上切向力的作用点 D 与左侧轮毂的力作用点 E 之间的距离 L；左侧轮毂 的力的作用点 点 L 。 （ 2）计算轴上的作用力 右侧轮毂 1： 左侧轮毂 2： 轴上所受到的力： 3）计算支反力 垂直面支反力（如图 b）： 由绕支点 B 的力矩和 0： )( 4243213321 方向向上 。 同理，由绕支点 A 的力矩和 0： 1 47 0 1 08 51600)()( 1322113321 方向向上 。 由轴上的合力 0核： 0N) 0 0 0 0 3(54 V 计算无误。 水平支反力（如图 d）： 由绕支点 B 的力矩和 0： 949 984 00160 0)()( 434321 F 方向向上 。 同理，由绕支点 A 的力矩和 0同理 得： 方向向上 。 由轴上的合力 0核： 0N)5 9 3 7 45 9 3 7 41 1 8 7 4 8( R B 计算无误。 A 点总支反力 222 R A B 点总支反力 222 R B （ 4）绘制转矩、弯矩图 垂直面内的弯矩图（如图 c）： C 处弯矩： 1 0 8 61 A 1 8 1 0)()( 432432 D 处弯矩： 1 0 8 6)(3243 1 0 8 6)( 2121 水平面内的弯矩图（如图 e）： C 处弯矩： 2 0 3 7 91 A 弯矩： 1 3 8 6 33 B 图 f）： C 处： 222 222 右 D 处： 4 2 5 9 1 3 8 6 4 1 2 6 2222D 1 7 7 2 222 右 转矩图（如图 g）： 当量弯矩图（如图 h）： 因为是单向回转轴，所以扭转切应力视为循环变应力，折算系数 。 2 2 0 4 0 0 4 0 T C 处： 4 1 5 4 1 左左 M 8 3 0 80 2 2 0 4 1 5 41 2222 C 右右 D 处： 0 650 5 95 2222 1 7 7 2 8 右右 M （ 5）弯扭合成强度校核 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面 C）的强度。 M P 8 3 0 8 3 右 根据选定的轴材料 40质处理，由教材表 15得 。因 1 故强度足够。 的选择和校核 这里以轴上的键为例。 由轴 3 的细部结构设计，选定斜齿大齿轮外键 1 为 标记：键 22 631096齿小齿轮外键 2 为 标记：键 22 701096于是同一根轴上的键，传递的转矩相同，所以只需校核短键 1 即可。 根据校核公式 2 式中 T 传递转矩， K 键与轮毂键槽的接触高度， ， h 为键高， ； l 键的工作长度， l ； d 轴的直径， d ； P 键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力，见表 6 ； M P 70 3 40022 键联接强度足够。 动轴承的选择与校核 以轴 3 上的滚动轴承为例 根据载荷及速度情况，拟定选用圆锥滚子轴承。由轴 3 的结构设计，根据 选取 2 ， 35.0e ， ， 10 Y。 （ 1）径向载荷 轴承受力如图，根据轴的分析，可知 A 点总支反力 F ， B 点总支反力 F 。 （ 2）轴向载荷 FF， 处轴承（方向向左）。 7 7 9 8 5 1 32 11 方向向右）， 6 7 62 22 方向向左）。 因为，12 ，所以 A 处 1 轴承被压紧， B 处 2 轴承放松。故 F 。 （ 3）当量动载荷 P 由表 13出载荷系数 f 。 1 轴承：因 5 1 3 5 511，由表 12知 2 轴承：因 6 7 6 9 822，由表 12知 9 2 22 （ 4）验算轴承寿命 因 21 ， 故 只 需 验 算
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