2、输出轴的设计计算 (1) 确定轴上零件的定位和固定方式 （如图） 1、5—滚动轴承 2—轴 3—齿轮 4—套筒 6—密封盖 7—键 8—轴承端盖 9—轴端挡圈 10—半联轴器 (2)按扭转强度估算轴的直径 选用45号钢，调质处理，硬度217~255HBS 轴的输入功率为PⅡ=2.412 kw 转速为nⅡ=118.481 r/min 根据《机械设计基础》P245，并查表14-2，取c=115 3d≥C·P2.412?115?3?31.401mm nⅠ118.481(3)确定轴各段直径和长度 ①从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取φ45mm，根据计算转矩TC=KA3TⅡ=1.33194.414=252.738Nm，查标准GB/T 5014—2003，选用LX3型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为l1=56mm,轴段长L1=110mm ②右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取φ52mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为30mm，故取该段长为L2=54mm ③右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6011型轴承，其尺寸为d3D3B=55390318，那么该段的直径为φ55mm，长度为L3=36mm ④右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径要增加5%，大齿轮的分度圆直径为264mm，则第四段的直径取φ60mm,齿轮宽为b=66mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L4=57mm
d≥31.401 17
⑤右起第五段，考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩，取轴肩的直径为D5=φ68mm ,长度取L5=10mm ⑥右起第六段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D6=φ55mm，长度L6=21mm （4）求齿轮上作用力的大小、方向 ①大齿轮分度圆直径：d1=264mm ②作用在齿轮上的转矩为：T1 =194.4163103N2mm ③求圆周力：Ft Ft=2T2/d2=23194.4163103/264=1472.848N ④求径向力Fr Fr=Ft2tanα=1472.8483tan200=536.073N Ft，Fr的方向如下图所示 （5）轴支承反力 根据轴承支承反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。 水平面的支承反力：F1H=F2H=Ft/2 =736.424 N 垂直面的支承反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0 那么F1V=F2V =Fr362/124= 268.037 N （6）画弯矩图 右起第四段剖面C处的弯矩： 水平面的弯矩：Mah=F1H362= 45.658 Nm 垂直面的弯矩：Mav= M′av=F1V362=16.618Nm 合成弯矩： 22MC1?MC2?Mah?Mav?45.6582?16.6182?48.588Nm （7）求轴传递的转矩： T= Ft3d2/2=194.416 Nm （8）求危险截面的当量弯矩 因为是单向回转，如认为轴的扭切应力是脉动循环变应力，α=0.6 可得右起第四段剖面C处的当量弯矩： Me=126.364N2Me?MC?(αT)2?48.5882?(0.6?194.416)2?126.364Nm m （9）判断危险截面并验算强度 ①右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大， [ζ-1b］=65Mpa 所以剖面C为危险截面。 已知Me=126.364Nm ,由《机械设计基础》有:［ζ-1b］=65Mpa ζe=5.850 Nm ζe= Me/W= Me/(0.12D43) <[ζ-1b] =126.36431000/(0.13603)=5.850 Nm<［ζ-1b］ ②右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截 面： MD=116.650Nm 2MD?（αT）?(0.6?194.416)2?116.650Nm ζe=18.227 Nm ζe= MD/W= MD/(0.12D13) <［ζ-1b］ =116.65031000/(0.13403)=18.227 Nm<［ζ-1b］ 尺寸安全 所以确定的尺寸是安全的 。
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受力图如下： F2HF1VF2V
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八．滚动轴承设计 Lh=48000小时 根据条件，轴承预计寿命 Lh=1033003832=48000小时 1、输入轴的轴承设计计算 P=Fr=558.771（1）初步计算当量动载荷P 因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以N P=Fr=558.771N Cr=6815.216（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值 N 11fp·P60n1.1?558.77160?473.333Cr?(6Lh)???(?48000)3 6ft10110 =6815.216N （3）选择轴承型号 Lh=744988>48查《机械设计基础》附表1，选择6008轴承 Cr=17.0KN 000 106ftCε1061?170003Lh?()??（）?744988?48000 60nfdP60?473.3331.1?558.771轴承合格 ∴预期寿命足够 P=Fr=536.073∴此轴承合格 N 2、输出轴的轴承设计计算 （1）初步计算当量动载荷P 因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以 Cr=4120.631P=Fr=536.073N N （2）求轴承应有的径向基本额定载荷值 11fp·P60·nε1.1?536.07360?118.4813Cr?（·6Lh）??（?48000） 6 ft11010 ?4120.631N Lh=18896049>4（3）选择轴承型号 8000 查《机械设计基础》附表1，选择6011轴承 Cr=30.2KN 由《机械设计基础》（16-2）式有 轴承合格 106ftCε1061?302003Lh?()??（）?18896049?48000 60nfdP60?118.4811.1?536.073 ∴预期寿命足够 ∴此轴承合格 九．键联接设计 键 837 1、输入轴与大带轮联接采用平键联接 此段轴径d1=26mm,L1=60mm 查手册得 选C型平键，得：
ζp =7.436Mpa 20
