总弯矩： M? 垂直面的弯矩 MH2?MV2?58.90 N.m M?58.90 N.m T=53.620N.m 水平面的扭矩：T=53.620N.m 当量弯矩： MCa? MCa?66.858N.m MD?31.6358N.m M2?T2?0.592?66.858N.m α=0.59 2MD?（αT）?31.6358N.m （9）判断危险截面并验算强度 1右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以○剖面C为危险截面。 已知MCa?66.858N.m ,由课本表13-1有:ζB=750MPa ［ζ］=(0.09~0.1)ζB =67.5~75Mpa ［ζ］=68MPa 则： ζca1= MCa/W=66.858 /(0.1·D) 3 =66.858×1000/(0.1×40)=10.45 MPa<［ζ］ 32右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面： ○2MD?（αT）?31.6358N.m ζe= MD/W= MD/(0.1·D) =31.64×1000/(0.1×30)=11.72 MPa<［ζ］ 所以确定的尺寸是安全的 。 2.7.2输出轴的设计计算 (1) 确定轴上零件的定位和固定方式 （如图）33 16 / 33
ζ 1，5—滚动轴承 2—轴 3—齿轮 4—套筒 6—密封盖 7—键 8—轴承端盖 9—轴端挡圈 10—半联轴器 (2)按扭转强度估算轴的直径 选用45#调质，硬度217~255HBS 轴的输入功率为PⅡ=5.26 KW 转速为nⅡ=198.02 r/min 根据课本P205（13-2）式，并查表13-2，取c=107 3d≥C·ca1=10.45 Mpa P5.26?107?3?31.93mm n198.02Ⅰ(3)确定轴各段直径和长度 1从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加○5%， 取Φ40mm，根据计算转矩TC=KA×TⅡ=1.3×518.34=673.84Nm，查标准GB/T 5014 —2003，选用LT7型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为l1=82mm,轴段长L1=80mm 2右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取Φ48mm,根据轴承端 ○ 17 / 33
盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面的 距离为30mm，故取该段长为L2=76mm 3右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向 ○力为零，选用6010型轴承，其尺寸为d×D×B=50×80×16，那么该段的直径为Φ50mm，长度为L3=32mm 4右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径要增加○5%，大 D1=Φ40mm；L1=80mm D2=Φ52mm；L2=54mm 齿轮的分度圆直径为225mm，则第四段的直径取Φ53mm,齿轮宽为b=47mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L4=44mm 5右起第五段，考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩，取轴肩的直径为 ○D5=Φ58mm ,长度取L5=14mm 6右起第六段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D6=Φ55mm， ○长度L6=16mm (4)求齿轮上作用力的大小、方向 ① 大齿轮分度圆直径：d2=225mm D3=Φ50mm；L3=32mm ② 作用在齿轮上的转矩为：T1 =9550000错误！未找到引用源。=250300N.mm 5③ 求圆周力：Ft2=2T2/d2=2×250300/47=2225N 0④ 求径向力Fr=Ft·tanα=2282×tan20=810N D4=Φ60mm；L4=58mm ⑤ Ft，Fr的方向如下图所示；由于选用深沟球轴承则Fa=0 （5）轴长支反力 根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。 D5=Φ66mm；L5=10mm 水平面的支反力：RH= Ft/2 =1112.5N 垂直面的支反力：RV=FR/2=405N （6）画弯矩图 D6=Φ55mm；L6=16mm 水平面弯矩MH=RH*48=53.4N.m 垂直面的弯矩MV=Rv*48=19.440N.m 22总弯矩： M?MH?MV?56.83 N.m 水平面的扭矩：T=250.300N.m 当量弯矩： 18 / 33
MCa? M2?T2?0.592?158.23N.m2Ft2=2225N Fr=810N RA=RB=1112.5Nm MD?（αT）?140.168N.m （9）判断危险截面并验算强度 1右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以 ○剖面C为危险截面。 已知MCa=158.23N.m ,由课本表13-1有:ζB=650MPa ［ζ］=(0.09~0.1)ζB =58.5~65Mpa ［ζ］=60MPa 则： ζca2RV=405N MH=53.4N.m MV=19.440N.m 3= MCa/W=158.23 /(0.1·D) =158.23×1000/(0.1×53)= 10.6282 MPa<［ζ］ 3 M=56.83 N.m T=250.300N.m T=508.0 Nm 2右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面： ○2MD?（αT）?140.168N.m ζe= MD/W= MD/(0.1·D) =140.168×1000/(0.1×30)= 9.415 MPa<［ζ］ 所以确定的尺寸是安全的 。 2.8滚动轴承设计 根据条件，轴承预计寿命 Lh5×300×16=24000小时 1.输入轴的轴承设计计算 （1）初步计算当量动载荷P 因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=831N （2）求轴承应有的径向基本额定载荷值 33 α=0.6 MCa=158.23N.m 19 / 33
（3）选择轴承型号 查课本表11-5，选择6008轴承 Cr=17000N 由课本式11-3有 ［ζ-1］=60Mpa MD=140.168Nm =31837.69N （3）选择轴承型号 查课本表11-5，选择6010轴承 Cr=22.0KN 由课本式11-3有 106ftCε1061?170003Lh?()??（）?35793?24000 60nfdP60?9601.1?1335.7∴预期寿命足够 ∴此轴承合格 2.输出轴的轴承设计计算 （1）初步计算当量动载荷P 因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=810N （2）求轴承应有的径向基本额定载荷值 106ftCε1061?220003Lh?()??（）?46255.25?24000 60nfdP60?1981.1?1303∴预期寿命足够 ∴此轴承合格 2.9键的强度校核 1.输入轴的键强度校核计算 输入轴传递转矩T=54.71N.m 轴直径d=30 k=0.5h=0.5*8=4 20 / 33