FrL3+Fad1/2-Fp(L1+L2+L3)
=
L2+L3
392.5×53.8+276.1×49.655/2-416.73×(87.7+148.8+53.8)
= -459.1 N
148.8+53.8
392.5×148.8-276.1×49.655/2+416.73×87.7FrL2-Fad1/2+FpL1
FNV2 = = = L2+L3148.8+53.8
FNV1 =
434.8 N
3）计算轴的弯矩，并做弯矩图： 截面C处的水平弯矩：
MH = FNH1L2 = 276.8×148.8 Nmm = 41188 Nmm
截面A处的垂直弯矩：
MV0 = FpL1 = 416.73×87.7 Nmm = 36547 Nmm
截面C处的垂直弯矩：
MV1 = FNV1L2 = -459.1×148.8 Nmm = -68314 Nmm MV2 = FNV2L3 = 434.8×53.8 Nmm = 23392 Nmm
分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。 截面C处的合成弯矩：
M1 = M2 =
作合成弯矩图（图f）。 4）作转矩图（图g）。
5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度：
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。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（14-4），取? = 0.6，则有：
22
MH+MV1 = 79770 Nmm 22MH+MV2 = 47367 Nmm
Mca?ca = W =
2
M1+(αT1)2
W
=
797702+(0.6×25.88×1000)2
MPa
30.1×49.655
= 6.6 MPa≤[???] = 60 MPa
故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下：
7.2 中间轴的设计
1.求中间轴上的功率P2、转速n2和转矩T2
P2 = 1.64 KW n2 = 124.73 r/min T2 = 125.75 Nm
2.求作用在齿轮上的力
已知高速级大齿轮的分度圆直径为：
d2 = 250.345 mm
则:
2T22×125.75×1000Ft1 = = = 1004.6 N
250.345
d2 0tanαntan20
Fr1 = Ft1× = 1004.6×
0 = 378.3 N cosβ
cos14.843
Fa1 = Ft1tan? = 1004.6×tan14.8430 = 266.1 N
已知低速级小齿轮的分度圆直径为：
d3 = 77.236 mm
则:
2T22×125.75×1000Ft2 = = = 3256.3 N
77.236
d3 0tanαntan20
Fr2 = Ft2× = 3256.3×
0 = 1220.5 N cosβ
cos13.827
Fa2 = Ft2tan? = 3256.3×tan13.8270 = 801 N
3.初步确定轴的最小直径
先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表，取：A0 = 107，得:
3
dmin = A0× P231.64
= 107×124.73 = 25.3 mm n2
4.轴的结构设计图
5.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1）初步选择滚动轴承。中间轴最小直径是安装滚动轴承的直径d12和d56,因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承。参照工作要求并根据dmin = 25.3 mm由轴承产品目录中选取角接触球轴承7206C，其尺寸为d×D×T = 30×62×16 mm，故d12 = d56 = 30 mm。
2）取安装大齿轮处的轴段V-VI的直径d45 = 35 mm；齿轮的右端与右轴承之间采用挡油环定位。已知高速大齿轮齿轮轮毂的宽度B = 50 mm，为了可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l45 = 48 mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h = (2~3)R，由轴径d45 = 35 mm查表，得R = 1.6 mm，故取h = 4 mm，则轴环处的直径d34 = 43 mm。轴环宽度b≥1.4h，取l34 = 14.5 mm。
3）左端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得7206C型轴承的