七 轴的设计计算（一）高速轴的设计计算 1.确定轴的最小直径先按教材式（15-2）初步估算轴的最小直径。

选轴的材料为40Cr 调质处理。

根据教材表15-3，取1060=A ，于是得mm n P A d 74.1496058.210633110min =⨯==，由于开了一个键槽，所以mm d 77.15)07.01(74.14min =+⨯轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。

为了使轴的直径和联轴器的孔径相适应，故需同时选联轴器的型号。

联轴器的计算转矩1T K T A ca =，查教材表14-1取3.1=A K ，又N T 4110567.2⨯=代入数据得mm N T ca .1034.34⨯=查《机械设计课程设计》表9-21（GB/T4323-1984），选用TL4型弹性柱销联轴器。

联轴器的孔径d=22mm,所以mm d 22min = 2.轴的机构设计（1）根据轴向定位的要求确定轴上各段直径和长度1）为了满足联轴器的轴向定位要求，在12段的右边加了一个轴套，所以mm d d 22min 12==2）初步选取轴承，因同时受到径向力和轴向力，故选用圆锥滚子轴承，根据轴的结构和最小轴的直径大小 查《机械设计课程设计》表9-16（GB/T297-1994）选用30205型轴承mm mm mm T D d 25.165225⨯⨯=⨯⨯所以，mm d 2523=，根据轴承的右端采用轴肩定位，从表中可知mm d 3034=，45断的直径为齿轮的齿顶圆直径，所以mm d 66.4145=，mm d d mm d d 25,3023673456====。

半联轴器与轴配合的毂孔长度mm L 381=，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，所以长度应取短些，先取mm L 361=。

轴承的端盖的总宽为25mm,取端盖的外端面与半联轴器的距离为25mm ，所以12段上的轴套长mm L 5025252=+=，所以mm L 882365012=++=在确定轴承的位置时应距离箱体内壁S=8mm ，取齿轮距离箱体内壁a=12mm 。

所以，25.2428225.1623=-+-=L mm 取24mm ，34L 可由中间轴算出来mm L 8321126521234=--++-=，mm B L 45145==，轴肩的高度d h 07.0 ，轴环的宽度h b 4.1≥，所以取56段1的长度为mm L 1056=，所以25.2628)1012(25.1667=++-+=L ，取26mm 。

（二）中间轴的设计计算 1.确定轴的最小直径先按教材式（15-2）初步估算轴的最小直径。

选轴的材料为40Cr 调质处理。

根据教材表15-3，取1060=A ，于是得mm n P A d 77.2419245.210633110min =⨯==，由于开了一个键槽，所以mm d 5.26)07.01(77.24min =+⨯ 2.轴的机构设计（1）各段的直径：因为轴的最小轴与轴承相配合，所以应该先确定轴承的型号从而确定轴的最小值，因同时受到径向力和轴向力，故选用圆锥滚子轴承。

查《机械设计课程设计》表9-16（GB/T297-1994），根据上面计算的mm d 5.26min ，选择轴承的型号为30206，其尺寸为mm mm mm T D d 25.176230⨯⨯=⨯⨯ 所以，mm d d 306712==轴肩高度1.207.0==d h 所以23段的直径mm h d 3530223=+=，mm d d 352356==，34段的直接即为齿轮的齿顶圆直径mm d 84.5934=，45段的轴肩高mm h 45.23507.0=⨯=，所以mm d h d 4025645=+=。

（2）确定各段的长度先确定23段的长度：轴环的宽度h b 4.1 ，取b 为10mm 即mm L 1023=。

确定12段的长度：因为安装轴承应距离箱体内壁为8mm ，齿轮距离箱体内壁的距离为16mm ，所以mm L 25.27)1012(825.1712=-++=，取mm L 2712=。

确定34的长度：34的长度等于齿轮的宽度，所以mm B L 65134==。

确定45段的长度：轴环的宽度h b 4.1 ，取b 为10mm 即mm L 1045=。

确定56段的长度：56的长度原本应该等于齿轮的宽度B ，但为了定位作用该段的轴应小于齿宽B ，mm L 3734056=-= 确定67段的长度：75.432/)4045(312825.1767=-++++=L 取mm L 4767=(三)输出轴的设计计算1.确定轴的最小直径先按教材式（15-2）初步估算轴的最小直径。

选轴的材料为45钢，调质处理。

根据教材表15-3，取105，于是得mm n P A d 1.3968.4326.210533110min =⨯==，由于开了两个键槽，所以mm d 7.43)12.01(1.39min =+⨯轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。

为了使轴的直径和联轴器的孔径相适应，故需同时选联轴器的型号。

联轴器的计算转矩1T K T A ca =，查教材表14-1取5.1=A K ，又N T 51100942.5⨯=代入数据得mm N T ca .106413.75⨯=查《机械设计课程设计》表9-21（GB/T4323-1984），选用HL4型弹性柱销联轴器。

联轴器的孔径d=45mm,所以mm d 45min = 2.轴的机构设计（1）根据轴向定位的要求确定轴上各段直径和长度1）为了满足联轴器的轴向定位要求，在67段的左边加了一个轴套，所以mm d d 45min 67==2）初步选取轴承，因同时受到径向力和轴向力，故选用圆锥滚子轴承，根据轴的结构和最小轴的直径大小 查《机械设计课程设计》表9-16（GB/T297-1994）选用30210型轴承mm mm mm T D d 75.219050⨯⨯=⨯⨯所以，mm d 5012=，根据轴承的右端采用轴肩定位，从表中可知mm d 5523=，轴肩的高度85.307.0=≥d h 取4mm ，所以mm d 6334=，mm d d mm d d 50,5512562345====。

半联轴器与轴配合的毂孔长度mm L 847=，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，所以长度应取短些，先取mm L 821=。

轴承的端盖的总宽为20mm,取端盖的外端面与半联轴器的距离为30mm ，所以12段上的轴套长mm L 5030206=+=，所以mm L 135230208267=+++= 在确定轴承的位置时应距离箱体内壁S=8mm ，取齿轮距离箱 体内壁a=16mm 。

23段的长度原本等于齿轮的宽，但为了齿轮能够轴向定位应短一些，所以mm L 5736023=-=，所以mm L 25.472/)6065(12875.2112=-+++=取mm L 4712= 轴环的宽h b 4.1≥取b=11mm 即mm L 1034=45L 可由中间轴确定mm L 551022/)4045(2/)6065(12401045=---+-+++= mm L 75.2922875.2156=-++=取mm L 3056=八 轴的校核（一）输入轴的校核NF F N F F N d T F t a n t r t 331tan 498cos tan ,132********1======ββα1．画轴的空间受力图将齿轮所受载荷简化为集中力，并通过轮毂中截面作用于轴上。

轴的支点反力也简化为集中力通过载荷中心作用于轴上；2．作垂直平面受力图和水平平面受力图求出作用于轴上的载荷。

并确定可能的危险截面。

将计算出的危险截面处的M M M V H ,,的值列入下表：3．按弯矩合成应力校核轴的强度已知材料为40Cr 钢调质，由教材表15—1查得[]MPa 701=-σ，由已知条件，对轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度进行校核。

根据教材式15-5以上表中的数据，并取6.0=α 轴的计算应力MPaMPa WT M ca 7023.1491.341.0)256706.0(56258)(3222221 =⨯⨯+=⋅+=ασ 结论：按弯矩合成应力校核轴的强度，轴的强度足够。

（二） 中间轴的校核N F F N F F N F F a a r r t t 331498,1328121212======N F F NF N D TF t a n r t 1088tan 1638cos tan ,43652333======ββα 1．画轴的空间受力图将齿轮所受载荷简化为集中力，并通过轮毂中截面作用于轴上。

轴的支点反力也简化为集中力通过载荷中心作用于轴上；2．作垂直平面受力图和水平平面受力图求出作用于轴上的载荷。

并确定可能的危险截面。

将计算出的危险截面处的M M M V H ,,的值列入下表：3．按弯矩合成应力校核轴的强度已知材料为40Cr 钢调质，由教材表15—1查得[]MPa 701=-σ，由已知条件，对轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度进行校核。

根据教材式15-5以上表中的数据，并取6.0=αMPaMPa WT M ca 7096.1384.551.0)1218606.0(139840)(32222213 =⨯⨯+=⋅+=ασ MPaMPa WT M ca 701.39351.0)1218606.0(139840)(32222213 =⨯⨯+=⋅+=ασ 结论：按弯矩合成应力校核轴的强度，轴的强度足够 （三）输出轴的校核N F F N F F N F F a a r r t t 10881638,4365343434======1．画轴的空间受力图将齿轮所受载荷简化为集中力，并通过轮毂中截面作用于轴上。

轴的支点反力也简化为集中力通过载荷中心作用于轴上；2．作垂直平面受力图和水平平面受力图求出作用于轴上的载荷。

并确定可能的危险截面。

将计算出的危险截面处的M M M V H ,,的值列入下表：3．按弯矩合成应力校核轴的强度已知材料为45钢调质，由教材表15—1查得[]MPa 601=-σ，由已知条件，对轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度进行校核。

根据教材式15-5以上表中的数据，并取6.0=αMPaMPa WT M ca 608.22551.0)5094206.0(224650)(3222221 =⨯⨯+=⋅+=ασ 结论：按弯矩合成应力校核轴的强度，轴的强度足够九 轴承的校核轴承的预期计算寿命h L h 480083002'=⨯⨯= 1 输入轴上轴承的校核 （1）求两个轴承受到的径向载荷 由轴的校核过程可知N F ae 331=NF N F N F N F NV NV NH NH 320,178937,3912121====所以N F F F NV NH r 6.4291783912221121=+=+= N F F F NV NH r 1.9903209372222222=+=+=（2）计算轴承的轴向力查《机械设计课程设计》表9-16（GB/T297-1994）得30205型号轴承N C Y e r 32200,6.1,37.0=== 所以N Y F F r d 25.134)6.12(6.429)2(11=⨯==N Y F F r d 41.309)6.12(1.990)2(22=⨯==NF F F F NF F F F ae d d a d ae d a 41.309),max(41.64041.309331),max(122211=-==+=+= （3）求轴承的动载荷e F F e F F r a r a 31.01.99041.30949.16.42941.6402211====查教材表13-5得 对轴承1 6.1,4.011==Y X对轴承2 0,122==Y X查教材表13-6取冲击载荷因数2.1=p f（四）计算轴的寿命N F Y F X f P a r p 9.1423)41.6406.16.4294.0(2.1)(11111=⨯+⨯⨯=+=N F Y F X f P a r p 12.11881.99012.1)(22222=⨯⨯=+= 所以h h L h P C n L '595016)9.142332200(9606010)(60103106161 =⨯===ε h h L h P C n L '1230847)12.118832200(9606010)(60103106162 =⨯===ε 所以轴承满足寿命要求。