截面IV左侧的弯矩M M?ML2?351L?102.11?58.5?35.5?41.02N?m 258截面IV上的扭矩T3为 T3=264.117 N?m 截面上的弯曲应力 ?M??W?41.02N?M9112.5mm3?4.5MP a截面上的扭转切应力
??T3W?264.117 N ?m T3?14.5MPa T18225mm轴的材料为45号钢，调质处理，由[1]表15-1查得
?B?640MPa ??1?275MPa，??1?155MPa
截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数??及??按[1]附表3-2查取。因
rd?1.645?0.036，Dd?5045?1.11， 经插值后可查得 ???2，???1.32
又由[1]附图3-1可得轴的材料的敏性系数为
q??0.82 q??0.78
故有效应力集中系数按[1]式（附3-4）为
k??1?q?(???1)?1?0.82?(2?1)?1.82
k??1?q?(???1)?1?0.82?(1.32?1)?1.26
由[1]附图3-2得尺寸系数???0.76； 由[1]附图3-3得扭转尺寸系数???0.86。 轴按磨削加工，由[1]附图3-4得表面质量系数为
轴未经表面强化处理，即?q?1，则按[1]式（3-12）及（3-12a）
得综合系数值为
M=41.02N?M
??=4.5 MPa
?T=14.5 MPa
???2，
???1.32
q??0.82
q??0.78
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Kk?1?1?1.82?1?????1?2.48
???0.760.92于是，计算安全系数Sca值，按[1]式（15-6）~（15-8）则得
S??1??K?275.1?0?24.64
???????m2.48?4.5?0S??1??K?155
???????m1.26?14.514.5?16.322?0.05?2SS?24.64?16.2ca?S?1.5
S2??S2??(24.64)2?16.322?13.606??S? 故该轴在截面V??右侧的强度也是足够的。
本题因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。至此，轴???的设计计算结束。
B中间轴 2 的设计
1总结以上的数据。 功率 转矩 转速 齿轮分度圆直径 压力角 2.765 Kw 88.615N2m 93.1r/min 200mm 20° 2求作用在齿轮上的力 2T3F22*88.615*10t?d??886.15N
2200Fr =Ft*tan?=2358.17*tan20°=322.53N 3 初步确定轴的直径
先按式[1]15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢。根据表
[1]15-3选取A0=112。于是有
dP2min?A0*3n?112*32.765?23.53mm 2297.92Sca??S?1.5
4选轴承
初步选择滚动轴承。
考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量<=8`-16`>，大量生产价格最低固选用深沟球轴承 在本次设计中尽可能统一型号,所以选择 6005号轴承
S??24.64
S??16.32
Sca=13.606
Ft=886.15N
Fr=322.53N
dmin=23.53mm
6005号轴承
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5. 轴的结构设计
A 拟定轴上零件的装配方案
B 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 由低速轴的设计知 ，轴的总长度为 L=7+79+6+67+30=189mm
由于轴承选定所以轴的最小直径为25mm 所以左端L1-2=12mm 直径为D1-2=25mm
左端轴承采用轴肩定位由[2]查得 6005号轴承的轴肩高度为2.5mm 所以D2-3=30mm ,
同理右端轴承的直径为D1-2=25mm，定位轴肩为2.5mm 在右端大齿轮在里减速箱内壁为a=12mm，因为大齿轮的宽度为42mm,且采用轴肩定位所以左端到轴肩的长度为L=39+12+8+12=72mm 8mm为轴承里减速器内壁的厚度
又因为在两齿轮啮合时，小齿轮的齿宽比大齿轮多5mm,所以取L=72+2.5=74.5mm
同样取在该轴小齿轮与减速器内壁的距离为12mm由于第三轴的设计时距离也为12mm所以在该去取距离为11mm
取大齿轮的轮毂直径为30mm，所以齿轮的定位轴肩长度高度为3mm 至此二轴的外形尺寸全部确定。 C 轴上零件得周向定位
齿轮，轴的周向定位都采用平键联接。按d4-5=30mm 由 手册查得平键的截面 b*h=10*8(mm)见[2]表4-1,L=36mm
同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与 轴得配合选H7/n6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。 D 确定轴的的倒角和圆角
参考[1]表15-2，取轴端倒角为1.2*45°各轴肩处的圆角半径见上图
C第一轴 1 的设计
1总结以上的数据。 功率 转矩 转速 齿轮分度圆直径 压力角 2.94Kw 19.634N2m 1430r/min 42mm 20°
L=189mm
D1-2=25mm L1-2=12mm
D2-3=30mm
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2求作用在齿轮上的力
?2T12*19.634*103Ftd??934.95N
242Fr=Ft*tan?=2358.17*tan20°=340.29N 3 初步确定轴的直径
先按式[1]15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢。根据表[1]15-3选取A0=112。于是有
dmin?A0*3P1n?112*32.94?14.24mm 214304 联轴器的型号的选取
查表[1]14-1,取Ka=1.5则；
Tca=Ka*T3=1.5*19.634=29.451N2m Tca=Ka*T3=1.5*19.634=29.451N2m
按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准 GB/T5843-2003（见表[2]8-2），选用GY2 型凸缘联轴器，其公称转矩为63
N2m。半联轴器的孔径d1=16mm .固取d1-2=16mm 4 联轴器的型号的选取 查表[1]14-1,取Ka=1.5则；
Tca=Ka*T3=1.5*19.634=29.451N2m
按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准 GB/T5843-2003（见表[2]8-2），选用GY2 型凸缘联轴器，其公称转矩为63 N2m。半联轴器的孔径d1=16mm .固取d1-2=16mm 见下表 5. 轴的结构设计
A 拟定轴上零件的装配方案
B 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
a 为了满足半联轴器的轴向定位要求1-2轴段右端要求制出一轴肩；固取2-3段的直径d2-3=18mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=20。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=42mm ,
为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，固取1-2断的长度应比L1略短一些，现取L1-2=40mm b 初步选择滚动轴承。
考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量〈=8`-16`〉，大量生产价格最低固选用深沟球轴承,又根据d2-3=18mm,所以选6004号轴承。右端采用轴肩定位 查[2] 又根据d2-3=18mm和上表取d3-4=20mm
c 取安装齿轮处的轴段4-5的直径d4-5=25mm
d 轴承端盖的总宽度为15mm（由减速器和轴承端盖的机构设计而定） 根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的距离为25mm。固取L2-3=40mm ，c=15mm，考虑到箱体的制
Ft=934.95N
Fr =340.29N
dmin?14.24mm
GY2 凸缘联轴器
Ka=1.5
Tca=29.451N2m
d1=16mm
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造误差，在确定轴承的位置时，应与箱体的内壁有一段距离s,取s=8mm 已知滚动轴承的宽度T=12mm小齿轮的轮毂长L=50mm，则
L3-4 =12mm 至此已初步确定轴得长度 有因为两轴承距离为189，含齿轮宽度所以各轴段都已经确定，各轴的倒角、圆角查表[1 ]表15-2 取1.0mm
六．滚动轴承的计算
根据要求对所选的在低速轴3上的两滚动轴承进行校核 ，在前面进行轴的计算时所选轴3上的两滚动轴承型号均为61809，其基本额定动
载荷Cr?4650N，基本额定静载荷C0r?4320N。现对它们进
行校核。由前面求得的两个轴承所受的载荷分别为
FNH1=758N FNV1=330.267N FNH2=1600.2 FNV2=697.23N
由上可知轴承2所受的载荷远大于轴承2，所以只需对轴承2进行校核，如果轴承2满足要求，轴承1必满足要求。 1）求比值
轴承所受径向力 Fr?1600.22?697.232N?1745.5N 所受的轴向力
Fa?0N
它们的比值为 FaF?0 r根据[1]表13-5，深沟球轴承的最小e值为0.19，故此时
FaF?e。 r2）计算当量动载荷P，根据[1]式（13-8a）P?fP(XFr?YFa) 按照[1]表13-5，X=1，Y=0,按照[1]表13-6，fP?1.0~1.2，
取
fP?1.1。则
P?1.1?（1?1745.5?0）N?1920N
3）验算轴承的寿命
Cr?4650N
C0r?4320N
FaF?0 r
P?1920N
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