??20??12.18,中心距a?247mm,齿宽b?110mm,b?104mm。小齿轮选
12用40Cr(调质)，大齿轮选用45钢（调质），齿轮按7级精度设计。
8.轴系部件设计
（???）8.1第轴设计
8.1.1初算第III轴的最小轴径
1.输出轴上的功率P3，转速n3，转矩
由前面算得：P3?4.87kW，n3?12.5r/min，T3?3720700N?mm 2.求作用在齿轮上的力
低速级大齿轮的分度圆直径d2?390mm
Ft?2T32?3720700??19080N d2390Fr?Fttan?ntan20??19080??7104N cos?cos12.18?Fa?Fttan??19180?tan12.18??4118N
3.初步确定轴的最小直径
先按式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?113,于是得
dmin?A03P34.87?1133mm?63mm n312.5输出轴的最小直径显然是安装联轴器处直径d????，故需同时选取联轴器的型号。查表
考虑到转矩变化小，故取KA?1.3。
则联轴器的计算转矩Tca?KAT3?1.3?3720700N?mm?4836910N?mm。按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查GB/T5014——2003，选用HL7弹性柱销联轴器，其公称转矩为6300000N?mm.半联轴器的孔径d??65mm，故取
21
d?????65mm，半联轴器长度L?142mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1?107mm。
8.1.2第III轴的结构设计
1.各段轴直径的确定如下： 位置 直径理由 （mm） 65 ???? 由前面算得半联轴器的孔径d??65mm ?????? 73 为满足半联轴器轴向定位要求，????轴段需制出一个轴肩，h?(2~3)c?4~6mm ，故取d???????73mm。 ????IV 75 根据d???????73mm选取0基本游隙组标准精度级的单列圆锥滚子轴承30315其d?D?T?75mm?160mm?40mm。 故d?????V?dV??-V????75mm。 尺寸为IV—V 87 左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位由[2]上差得30315型轴承的定位轴肩高度h?6mm，因此取d?V-V?87mm。 V—V? 89 齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度h?0.07d，故取h?6mm，则轴环处直径dV-V??89mm，齿轮处直径见V?—V??段理由。 V?—V?? V??—V??? 77 取安装齿轮处的轴段直径dV?-V???77mm。 75 见????IV段理由。 2.各轴段长度的确定如下： 位置 长度理由 （mm） 105 为保证轴承挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，???? 故????段长度应比L1略短些，取l?????105mm。 ?????? 50 轴承端盖总长度为20mm，取端盖外端面与半联轴器右端面间距离l?30mm,故取l???????50mm。 ????IV IV—V 40 97 ????IV为联轴器长度，故l?????V?40mm l?V-V?L?c?a?s?12?(65?20?16?8?12)mm?97mm 22
V—V? 12 轴环处轴肩高度h?6mm，轴环宽度b?1.4h，取lV-V??12mm V?—V?? 100 已知齿轮轮毂宽度为104mm，为了使套筒可靠地压紧齿轮，次轴段略短于轮毂宽度，故取lV?-V???（104?4)mm?100mm V??—V??? 68 取齿轮距箱体内壁距离为a?16mm，第II轴上大齿轮距第III轴上大齿轮c?20mm。考虑到箱体铸造误差，在确定滚动轴承时应距箱体内壁一段距离s,取s?8mm。滚动轴承宽度T?40mm。第II轴上大齿轮轮毂长L?65mm。 则lV??-V????T?s?a?(104?100)?(40?8?16?4)mm?68mm 3.轴上零件的周向定位
齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按dV-V??89mm由表查得平键截面b?h?22mm?14mm,建长用键槽铣刀加工，长为56mm，同时为了保证齿
H7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；同样，半联轴
n6H7器与轴的链接，选用平键为16mm?10mm?70mm，半联轴器与轴的配合为。
k6滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6.
4.确定轴上的圆角和倒角尺寸
参考表，选轴端倒角为C2,各轴肩处的圆角半径如图15-26所示
5.求轴上的载荷
首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴的支点位置时，应从手册中查取?（参看图）。对于30315圆锥滚子轴承，由手册中查得?=32mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距L2?L3?162?77?239mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。
从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的界面处的MH,MV,M的值如下图：
23
载荷 支反力F 弯矩M 总弯矩 水平面H FNH1?4118.65NFNH2?8665.34N MH?667221.3N?mm 垂直面V FNV1?1545N FNV2?3213N MV1?250290N?mm MV2?247401N?mm M1?MH2?MV12?712621N?mm M2?MH2?MV22?711611.9N?mm 扭矩T 1725900N.mm 6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最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面C)的强度。根据15-5及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，
M1?(?T3)取??0.6，轴的计算应力?ca?3由表，W=0.1d，d=77mm）
22?27.5MPa（W为抗弯截面系数，
W前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表查得[?故安全。
?1]?60MPa，因此?ca?[??1]，
7．精确校核轴的疲劳强度
（1）.判断危险截面
24
截面A、II、III、B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面A、II、III、B均无需校核。
从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面IV和V处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面c上的应力最大。截面V的应力集中的影响和截面IV的相近，但截面V不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核，截面C上虽然应力最大，但应力集中不大，而且这里轴的直径最大，故截面C也不必校核，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核左右两侧即可。 （2）、截面VII右侧
333抗弯截面系数 W?0.1d?0.1?75?42187.5mm 333抗扭截面系数 WT?0.2d?0.2?75?84375mm
面VII右侧的77?4277?42M?M1??712621??323918.6N?mm
7777
截面VII的扭矩 T3=3720700N?mm
M?7.68MPa 截面上的弯曲应力 ?b?WT3?44.1MPa 截面上的扭转应力 ?T?WT轴的材料为45钢，调制处理。由表查得?B?640MPa，?截弯矩
?1?275MPa，
??1?155MPa。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数??,??按附表3-2
查取。因
r2D77??0.0267，??1.0267,经差值后可查得d75d75???1.774,???1.24
又由附图可得轴的材料的敏感系数q??0.82,q??0.85
故有效应力集中系数按式（附3-4）为k??1?q?(???1)?1.63 k??1?q?(???1)?1.2 由附图得尺寸系数???0.66，又由附图得扭转尺寸系数???0.80 轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为??????0.92 轴未经表面强化处理，即?q?1，则综合系数为
K??
k????1???1?2.56 K??k????1???1?1.59
25