毕业设计（论文） 初步估算轴径： 选择轴的材料为45钢、经调质处理。 由机械设计手册第四卷 表38.1-1查得材料力学性能数据为
毛坯 材料 硬度 (HB) 抗拉强度屈服点 弯曲疲劳强扭转疲劳σb MPa σs MPa <=200 217-155 650 360 度σ-1 MPa 270 强τ-1 MPa 155 E=2.15x10e5Mpa
根据表38.3-1公式初步算轴径，由于材料为45钢，由表38.3-2
轴的材料 [τ]/N· mm-2 A
注：当弯矩相对较小或只受转矩时，[τ]取较大值，A取较小值；反之[τ]取较小值，A取较大值。
由于结构设计需采用实心轴结构，所以按照实心轴的许用切应力的计算公式：
d ≥ (5T/[τ] ) ? × (1/(1-γ4))?
或：
d ≥ A×(P/n) ? × (1/(1-γ4))? 其中：
d ——轴的直径（mm）
T—---轴传递的额定转转矩（N.mm） P—— 轴传递的额定功率（kw） n—— 轴的转速 （r/min） n=20r/min
[τ]——轴材料的许用切应力（MPa），见表38.3-2 取[τ]=20 A—— 按[τ]而定的系数，见表38.3-2取A=115
γ——空心圆轴的内直径d0与外直径d之比。
由实心轴的计算公式可得
dmin=A 3PnQ235 12~20 160~135 45 20~30 118~107 =1153320=61.103mm
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毕业设计（论文） 故初取轴径为: d=80mm 由机械零件设计手册第13章
按上式计算的轴径，未考虑键槽对轴强度的影响，若开一个键槽则轴径增大3%~7%，经计算得：
d=82.4～85.6mm 故主轴直径取 d=90mm。
如图所示，根据轴的受力
3．4．2 轴的结构设计
以及工作要求，轴设计为实心，两端设计为轴头联结。根据轴所需结构，绘制轴的草图如下：
受力简图
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毕业设计（论文） 3．4．3 轴上受力分析 轴传递的转矩T1
T1=3x9.55x1000000/20（ N·m） =1432500 N·m
1.求作用在链轮上的圆周力：
Ft1=2T/d1=2×1432500/218=13242.20183N
Ft2=2T/d2=2×1432500/432=6631.94444N F1=( Ft1*L+Ft2*L1)/L2
=(13242.202N×476mm+6631.94444N×170mm)/370N =20082.762N
F2=6631.944N×170/370=3047.1096N 作受力图如下：
垂直面受力示意图
2.计算所受的弯矩
M1=Ft1=13242.20183N×106mm=1403673.394N?mm
M2=Ft2=6631.94444N×170/370×170mm=518008.6333N?mm 作弯矩图如下：
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毕业设计（论文）
合成弯矩图
3.轴的强度校核：
A处为危险截面，所以只校核此处的强度即可。本次校核采用第三理论强度进行校核
截面A出的当量弯矩Me=M1?aT2=1403673N·mm a=[σσ
?12]b/[σ0]b=59/98=0.6
M0.1d3?=M/W==27.4155N/mm2<[σ
?1]b=270Mpa
强度足够，满足使用要求。
3.5.轴承的选择与计算：
3.5.1 轴承的选择 选择轴承的原则：
（1）转速较高、载荷较小且旋转精度要求高时选球轴承；转速较低，载荷较大时选滚子轴承；
（2）轴承同时受轴向与径向联合载荷时选接触球轴承或圆锥滚子轴承；径向载荷过大，径向载荷过小时选深沟球轴承；
（3）各类轴承使用时，内外圆间的倾斜角应控制在允许的偏差值范围之内， 要不然会增大轴承的附加载荷，，从而降低使用寿命；
（4）为便于安装拆卸与调整间隙要选用内外圈可分离轴承，具有内锥孔的轴承或带紧定套的轴承；
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