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湖南工业大学机工041班1号
去轴肩高度h=4mm.所以d5-6=54mm.轴的宽度去b>=1.4h,取轴的宽度为L5-6=6mm. d 轴承端盖的总宽度为15mm（有减速器和轴承端盖的机构设计而定） 根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的,距离为25mm。固取L2-3=40mm e 取齿轮与箱体的内壁的距离为a=12mm 小齿轮与大齿轮的间距为c=15mm，考虑到箱体的制造误差，在确定轴承的位置时，应与箱体的内壁,有一段距离s,取s=8mm,已知滚动轴承的宽度T=7mm 小齿轮的轮毂长L=50mm 则 L3-4 =T+s+a+(70-67)=30mm L6-7=L+c+a+s-L5-6=50+15+12+8-6=79mm 至此已初步确定轴得长度 3) 轴上零件得周向定位 齿轮，半联轴器与轴的周向定位都采用平键联接。按d4-5=50mm 由 手册查得平键的截面 b*h=16*10 (mm)见[2]表4-1,L=56mm 同理按 d1-2=35mm. b*h=10*8 ,L=70。同时为了保证齿轮与轴配合 得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选H7/n6。半联轴器与轴得配合选H7/k6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。 4) 确定轴的的倒角和圆角 参考[1]表15-2，取轴端倒角为1.2*45°各轴肩处的圆角半径见上图 5) 求轴上的载荷（见下图） 首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴的支点位置时，应从手册中查出a值参照[1]图15-23。对与61809，由于它的对中性好所以它的支点在轴承的正中位置。因此作为简支梁的轴的支撑跨距为182mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图 计算齿轮Ft=2T1/d1=2*264.1175/224*103=2358.19 N Fr= Ft tana = Ft tan20°=858.31 N 通过计算有FNH1=758N FNH2=1600.2 MH=FNH2*58.5=93.61 N·M 同理有FNV1=330.267N FNV2=697.23N MV=40.788N·M MM2222总?H?MV? 93.61?40.788?102.11 N·M 载荷 水平面H 垂直面V 支反力 FNH1=758N FNH2=1600.2 FNV1=330.267N FNV2=697.23N 弯矩 MH= 93.61 N?m MV=40.788 N?m 总弯矩 M总=102.11 N?m 扭矩 T3=264.117 N?m 6） 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭矩的截面（即危险截面C的强度） 根据[1]式15-5及表[1]15-4中的取值，且?≈0.6（式中的弯曲应力为脉动循环变应力。当扭转切应力为静应力时取?≈0.3；当扭转切应力为脉动循环变应力时取?≈0.6） 1）计算轴的应力
FNH1=758N FNH2=1600.2
MH= 93.61 N?m
M总=
102.11 N?m
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（轴上载荷示意图）
?T23)102.112?(0.6?264.117)2ca?M2?(?W?0.1?503mm?15.08Mpa
前已选定轴的材料为45号钢，由轴常用材料性能表查得[σ-1]=60MPa因此σca<[σ-1]，故安全。 7）精确校核轴的疲劳强度 1) 判断危险截面
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地确定的，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V?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V??的相近，但截面不V?受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必作强度校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面C也不必校核。截面?V和V显然更不必校核。键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面IV左右两侧即可。
2) 截面IV左侧 抗弯截面系数
W?0.1d3?0.1?453?9112.5mm3
抗扭截面系数
WT?0.2d3?0.2?453?18225mm3
?ca=15.08Mpa
W=9112.5mm3
Wr=188225 mm3
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截面IV左侧的弯矩M M?ML2?351?102.11?58.5?35?41.02N?m L258.5截面IV上的扭矩T3为 T3=264.117 N?m 截面上的弯曲应力
?41.02N???MW?M9112.5mm3?4.5MP a截面上的扭转切应力
?W?264.117 N ?m T?T33?14.5MPa T18225mm轴的材料为45号钢，调质处理，由[1]表15-1查得
?B?640MPa ??1?275MPa，??1?155MPa
截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数??及??按[1]附表3-2查取。因
rd?1.645?0.036，Dd?5045?1.11， 经插值后可查得 ???2，???1.32
又由[1]附图3-1可得轴的材料的敏性系数为
q??0.82 q??0.78
故有效应力集中系数按[1]式（附3-4）为
k??1?q?(???1)?1?0.82?(2?1)?1.82
k??1?q?(???1)?1?0.82?(1.32?1)?1.26
由[1]附图3-2得尺寸系数???0.76； 由[1]附图3-3得扭转尺寸系数???0.86。 轴按磨削加工，由[1]附图3-4得表面质量系数为
轴未经表面强化处理，即?q?1，则按[1]式（3-12）及（3-12a）
得综合系数值为
M=41.02N?M
??=4.5 MPa
?T=14.5 MPa
???2，
???1.32
q??0.82 q??0.78
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K?1??1?1.82??k??0.76?10.92?1?2.48 ??于是，计算安全系数Sca值，按[1]式（15-6）~（15-8）则得
S????1K???2752.48?4.5?0.1?0?24.64
?????mS??1??K?155???????m1.26?14.514.5?16.32
2?0.05?2SS?S?.64?16.2ca?5
S22?24??S?(24.64)2?16.322?13.606??S?1. 故该轴在截面V??右侧的强度也是足够的。
本题因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。至此，轴???的设计计算结束。
B中间轴 2 的设计
1总结以上的数据。 功率 转矩 转速 齿轮分度圆直径 压力角 2.765 Kw 88.615N·m 93.1r/min 200mm 20° 2求作用在齿轮上的力 F2T22*88.615*d?103t??886.15N
2200Fr =Ft*tan?=2358.17*tan20°=322.53N 3 初步确定轴的直径
先按式[1]15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢。根据表
[1]15-3选取A0=112。于是有
dP2min?A0*3n?112*32.765?23.53mm 2297.92Sca??S?1.5
4选轴承
初步选择滚动轴承。
考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量<=8`-16`>，大量生产价格最低固选用深沟球轴承 在本次设计中尽可能统一型号,所以选择 6005号轴承
S??24.64
S??16.32
Sca=13.606
Ft=886.15N
Fr=322.53N
dmin=23.53mm
6005号轴承
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