3.初步确定轴的最小直径 5．选联轴器，并确定轴的最小直径 6．轴的结构设计
五、轴的设计计算及校核 （一）输出轴（轴III）的设计计算及校核 由前面的表2知：pIII?pII?23?4.92kw nIII?nII432??144rmin i23pIII4.92?9550??326.29N?m nIII144TIII?9550低速级大齿轮分度圆直径d4?mz4=2393=196mm 2TIII2?3.263?105Ft4???3329.5N d4196Fr4?Ft4tan20??879.7N 先按式（15—2）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15—3，取A0?115于是可得 dmin?A03pIII5.45?115?3?37.31mm nIII1440输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径dI?II。为了使所选轴的直径dI?II与联轴器的孔径相适应，故需同时选联轴器型号。 联轴器的计算转矩Tca?KATIII。查表14-1，考虑到转矩变化很小，取KA=1.2，则联轴器的计算转矩 Tca?KATIII?1.2?322.63?391.6N?m 按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用LT7弹性套柱销联轴器，其公称转矩为500N?m。半联轴器孔径d=40mm,故取dI?II=40mm，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=84mm。 16
1) 拟定轴上零件的装配方案 图4 轴的结构与装配示意图 2) 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，Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴 肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径dII?III=47mm;右端用轴端挡圈固定，按轴 径取挡圈直径D=50mm。半联轴器与轴配合的孔长度L1=84mm， 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，故Ⅰ -Ⅱ段的长度应比L1略短一些，现取lI?II=82mm。 b) 初步选择滚动轴承。因轴承几乎只受有径向力的作用，故选用单 列深沟球轴承。参照工作要求并根据dII?III=47mm,由机械设计手 册，初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列深沟球轴承6210， 其尺寸为d?D?B?50mm?90mm?20mm，因箱体制造误差，在 安装滚动轴承时，因距箱体内壁一段距离s，取s=13mm。故 dIII?IV=dVII?VIII=50mm；而lIII?IV=B+s=（20+13）mm=33mm。 右端轴承采用轴肩进行轴向定位，由手册查的6210型轴承的定 位轴肩直径为da=58mm，即dIV?V=58mm。 17
c) 取安装齿轮处的轴段VI-VII的直径dVI?VII=54mm；齿轮的左端与 左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮縠的宽度为B4=90mm， 为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮縠宽度，故 取lVI?VII=86mm。齿轮的左端采取轴肩定位。轴肩高度h>0.07d, 故取h=8mm，则轴环处的直径dV?VI=70mm。轴环宽度b?1.4h， 取lV?VI?10mm。 d) 轴承端盖总宽度35mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。 根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外 端面与联轴器左端面间的距离l=15mm,故取lII?III?50mm。 e) 考虑到齿轮2的宽度B2?65mm，齿轮2在齿轮4的右侧，取两 者的距离c=16mm;同时取齿轮2右端面距箱体内侧的距离 a=10mm。考虑到箱体的制造误差，在确定滚动轴承位置时，应 距箱体一段距离s，取s=13mm。已知滚动轴承宽度B=20mm， 则 lIV?V?B2?c?a?lV?VI?(65?16?10?10）?81mm 5．轴上的载荷 计算 lVII?VIII?B?s?a?B4?lVI?VII?(20?13?10?90?86）?47mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 图5 轴各段尺寸 3) 轴上零件的定位 齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按dVI?VII由表6—1 查的平键截面b3h=16mm310mm，键槽用键槽铣刀加工，长 L=70mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮 轮毂与轴的配合为H7/n6；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键b
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6．按弯扭合成校核轴的强度 1．求轴的输出功率、转速和转矩
3h3L=12mm38 mm370 mm，半联轴器与轴的配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，因此轴的直径尺寸公差为m6。 4) 确定轴上圆角和倒角的尺寸 参考表15-2，取轴端倒角为1.6345°，各轴肩出的圆角半径见图4 根据轴的结构图（图4）做出轴的载荷分布图，如图6所示。由手册中查的6210型深沟球轴承支承点位置为轴承滚子中心连线。因此，作为简支梁的轴的支承跨度L1?78mm，L2?159mm。从扭矩图、弯矩图可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的MH、MV列于下表： 载荷 支反力F 水平面H 垂直面V FNH1?1614.7N FNH2?802.3N FNV1?587.7N FNV2?292N MV?47016N?mm 弯矩M 总弯矩 扭矩T MH?129176N?mm 2M?M2H?MV?13746.2N?mm TIII?326300N?mm 表4 轴III载荷 19
2．求作用在齿轮上的力 3．初步确定轴的最小直径 4．选联轴器，并确定轴的最小直径 5．轴的结构设计
图6 轴III载荷分析图 由受力分析，只校核危险截面C的强度即可。根据式15-5及表4中 的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取α=0.6， 轴的计算应力 2222137466.2?(0.6?326300)M???T? ?ca??MPa=15.19Mpa 3W0.1?54 因已选定轴的材料为45钢，调质处理。查表15-1得???1??60Mpa。因 此?ca????1? ，故安全。 （二）中间轴（轴II）及输入轴（轴I）的设计计算及校核 20