16 机械设计课程设计
肩定位，查滚动轴承的定位轴肩高度为3.5，故轴C段和轴H段的直径为32mm，
它们长均取为8mm。轴A段是用圆螺母固定轴承，经查5-6表，选用 螺母 GB/T 812 M22×1.5。故轴A段的直径为22mm，其长取为11mm。轴A段和轴B段之间的过渡段为一退刀槽，其直径为20mm，长度为1mm。
2）轴E段安装齿轮，考虑到齿轮分度圆直径相对于轴径而言小，采用齿轮轴。其原因有以下几方面：第一，小齿轮与轴分开加工难度大，经济性差；第二，齿轮周向传动件对齿轮强度削弱较严重，齿面应力集中激烈；第三，推荐用的数据表明，小齿轮齿根圆到键槽底部的距离e?2mt(mt是齿面的端面模数)，齿轮宜与轴做成一起；第四，宜齿轮端面切制锥度，可以减小由于切齿引起的应力集中峰值，为齿轮滚刀预留足够的退刀空间。轴D段和轴F段应受齿轮分度圆的制约，那么取轴D段和轴F段直径为28mm。轴D段长为7.5mm，轴F段长为80.5mm。
3）轴J段穿过右轴承端盖，经查表，取轴J段直径为25mm，长取为24mm,考虑到左端安装轴承的轴径也为25mm，二者的加工精度明显区别，所以在轴G段和轴J段之间有一退刀槽（1×1mm）。
（3）轴上零件的周向定位
齿轮与轴的周向定位都采用平键连接，键的选择在以后的章节会做介绍。 4.高速轴的校核计算
进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，根据式5-4进行校核。
?ca?M12???T1?W2
其中W?0.1d3，??0.6（查表得）
1）求轴上的载荷 如图3-2所示
由齿轮与带轮的设计计算得知，齿轮上径向力Fr=166N，圆周力Ft=455N。利用材料力学知识可求出滚动轴承作用在轴上的力的大小与方向，然后再根据作用在轴上的力，画出轴上的弯矩扭矩图，对轴进行校核。求出FNV1=1622.4N，FNV2=149.9N，FNH1=505N，FNH2=1595N。轴的受力如表3-2所示。
表3-1 高速轴力与弯矩的大小
载荷 支反力F 弯矩M 总弯矩 转矩 水平面H FNH1=341N FNH2=114N MNH=12464N·mm 垂直面V FNV1=125N FNV2=42N MNV=4581N·mm 22?MNV?13250N·mm M1== MNH T1=7.96N·m 16
17 机械设计课程设计
图3-2 高速轴的受力图
从轴的受力与弯矩扭矩图可看出轴的危险截面在轴左端与滚动轴承配合处，
故对此处进行强度校核。
2）按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时，通常只校核轴上承受弯矩与扭矩最大的截面的强度。根据式（5-4）与上图中的数据可对轴进行校核。扭转切应力为脉动循环变应力，故取?=0.6，轴的计算应力
?ca?M12???T1??W12?13.25?10???0.6?7.96?10?32320.1?353?3.29MPa????1?
所以高速轴安全。
3.3.2 中间轴的设计与校核
由表1-1知，中间轴上的功率P2?1.122KW，n2?218.80r/min，
T2?48.97N/m。
1．求作用在齿轮上的力
已知中间轴上安装大、小齿轮的分度圆直径为d1?224mm，d2?60mm，直齿轮，压力角为20。
大齿轮： Ft1?2T22?48.97??437N ?3d1224?10Fr1?Ft1?tan20??437?tan20??159N
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小齿轮： Ft2?2T22?48.97??1632N ?3d260?10Fr2?Ft2?tan20??1632?tan20??594N
2．初步确定轴上的最小直径
先按式前公式初步估算轴的最小直径。轴的材料选取为45钢，调质处理，根据教材表15-3，取A0?126，于是得
dmin?A03P21.122?126?3?21.6mm n2218.803．轴的结构设计
（1）拟定轴上零件的装配方案。
左端有滚动轴承，与左边相对应，右端也应有滚动轴承，支持轴的运转。此中间轴的装配方案用图3-3。
5198ABC18DEF53G19HJ1K63375446405230393051411014图3-3 中间轴结构方案
（2）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度
1）初步选择滚动轴承 轴A段和轴K段为安装轴承处，轴承只承受径向力作用，故选用深沟球轴承，参照工作要求并根据滚动轴承安装处轴直径为30mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列深沟球轴承6306，其尺寸为d×D×B=30×72×19,故轴A段和轴K段直径均为30mm，长均为19mm。轴B段和轴J段为轴肩定位，查滚动轴承的定位轴肩高度为3.5，故轴B段和轴J段的直径为37mm，它们长均取为5mm。
2）轴D段和轴G段安装齿轮。由表2-1知，轴D段直径为54mm，长取18mm；轴G段直径为40mm，长取53mm。轴D段右侧即轴E段为轴肩定位，经计算知轴
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E段直径为63mm；同样，轴G段左侧即轴F段为轴肩定位，经计算知轴F段直径
为46mm。轴G处的齿轮右侧采用圆螺母固定，经查表5-6知，选用 螺母 GB/T 812 M39×1.5，轴H段直径为39mm，长取14mm。轴G段和轴H段之间为一退刀槽（1×1mm）。
（3）轴上零件的周向定位
齿轮与轴的周向定位都采用平键连接，键的选择在以后的章节会做介绍。 4.中间轴的校核计算
进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，根据式5-4进行校核。
?ca?M12???T1?W2
其中W?0.1d3，??0.6（查表得）
1）求轴上的载荷 如图3-4所示
由前面的设计计算得知，作用于轴上两齿轮齿分别为：大齿轮径向力Fr1=159N，圆周力Ft1=437N；小齿轮 径向力Fr2=594N，圆周力Ft2=1632N利用材料力学知识可求出滚动轴承作用在轴上的力的大小与方向，然后再根据作用在轴上的力，画出轴上的弯矩扭矩图，对轴进行校核。求出FNV1=114N，FNV2=322N，FNH1=314N，FNH2=881N。轴的受力如表3-3所示。
表3-2中间轴力与弯矩的大小 载荷 支反力F 弯矩M 总弯矩 转矩 左端 FNH1=314N FNV1=114N M1=9686N·mm 右端 FNH2=881N FNV2=322N M2=52528N·mm M=52528N·mm T2=48.97N·m
图3-4 中间轴的受力图
从轴的受力与弯矩扭矩图可看出轴的危险截面在轴左端与滚动轴承配合处，
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故对此处进行强度校核。
2）按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时，通常只校核轴上承受弯矩与扭矩最大的截面的强度。根据式（5-4）与上图中的数据可对轴进行校核。扭转切应力为脉动循环变应力，故取?=0.6，轴的计算应力
?ca?M12???T1??W12?52.528?10???0.6?48.97?10?32320.1?603?2.786MPa????1?
所以中间轴安全。
3.3.3 低速轴的设计与校核
由表1-1知，低速轴上的功率P3?1.077KW， n3?47.9r/min，T3?214.73N/m。1．求作用在齿轮上的力
已知低速级大齿轮的分度圆直径为d1?275mm，直齿轮，压力角为20。
Ft?2T32?214.73??1562N ?3d1275?10 Fr?Ft?tan20??1562?tan20??596N
2．初步确定轴上的最小直径
先按式（5-3）初步估算轴的最小直径。轴的材料选取为45钢，调质处理，根据教材表15-3，取A0?126，于是得
dmin?A03P31.077?126?3?35.37mm n347.93．轴的结构设计
（1）拟定轴上零件的装配方案。
轴的左端轴是与滚筒相连，此处应有键槽，右端轴与一齿轮相配合，齿轮左端有滚动轴承，与左边相对应，右端也应有滚动轴承，支持轴的运转。此低速轴的装配方案用图3-3。
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