第五章 驱动机的结构的设计
对于直径d≤100mm的轴，有一个键槽时，轴径增大5%～7%。
∴dmin=21.76（1+7%）=23.3mm
所以，取定轴的最小直径为35mm,因轴所受主要为扭据，几乎不承受弯曲载荷，故不需要进行弯曲校核。
尺寸定为下：
在蜗杆轴的上端，和两个圆锥滚子轴承配合的轴直径为35mm, 和中间轴承配合的轴径为55mm,下端和轴承配合的轴径为35mm. 整个轴长669mm。
5.4.3轴承的选择
上部圆锥滚子轴承代号为30207,中间深沟球轴承代号为6011，下端深沟球轴承代号为6007. （GB/T297-1994）
5.4.3轴的扭转刚度校核计算
轴的扭转变形用每米长的扭转角?来表示。圆轴扭转角?[单位()/m]的计算公式为：
1zTlii对阶梯轴： ??5.73?10 ?LGi?1Ipi4G——轴的材料的剪切弹性摸量，单位为Mpa,对于钢材，G=8.1?104MPa； L——阶梯轴所受扭矩作用的长度，单位为mm; Z——阶梯轴受扭矩作用的轴段数。
Ti、li、Ipt——分别代表阶梯轴第I段上所受的扭矩、长度和极惯性矩。 Ip——轴截面的极惯性矩，单位为mm4，对于圆轴，
Ip??d432???70.8432=2.4655?106mm4
分析并进行计算可得出：?=0.167()/m 轴的扭转刚度条件是：??[?]
式中[?]为轴每米长的允许扭转角，与轴的使用场合有关。对于精密传动轴，可取[?]=0.25~0.5()/m
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第五章 驱动机的结构的设计
所以刚度校正合格。
5.5 低速轴的设计
5.5.1确定低速轴的最小直径
低速轴的材料：45钢，选择理由同蜗杆轴的相同。
确定低速轴的最小直径
低速轴上的功率：p2?p1?=11×0.841＝9.251kw
p1——蜗杆轴输入功率 ；?——蜗杆副的传动效率
作用在低速轴上的转矩：
T2?9550000p2p?9.251?19.5?95500001?9550000?＝1.18?106N?mm n2n1/i121460T2——作用在低速轴上的力矩
已知低速轴上蜗轮的分度圆直径为276.9mm，所以有作用在低速轴上的力：
Ft?2T22?1180000?＝8523N d2276.9F?=Fttan23tan23＝3690N ?8523?cos?cos11.341Fa=Fttan??8523?tan11.341＝1704.6N
Ft——圆周力，Fr——径向力，Fa——轴向力，?——蜗轮导程角11.341
按扭转强度条件计算的最小直径： dmin?A03
p1?i11?0.841?19.5?111?3＝55.3mm n1146033
第五章 驱动机的结构的设计
对于直径d≤100mm的轴，有一个键槽时，轴径增大5%～7%。 所以定轴的最小直径为70mm, 和轴承配合处的轴径为75mm。
5.5.2按弯扭合成强度条件进行轴强度校核
通过轴的结构设计，轴的主要结构尺寸，轴上的零件的位置，以及外载荷和支反力的位置均已经确定，轴上的载荷（弯矩和扭矩）已可以求出。
轴所受的载荷是从轴上零件传来的。计算时，常常将轴上的分布载荷简化为集中点，其作用力取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动轮毂宽度的中点算起。在作计算简图时，应先求出轴上受力零件的载荷，将其分解成水平分力和垂直分力。现作出本设计低速轴的弯矩、扭矩图。 根据受力分析，有以下关系；
FH1?FH2?Ft FV1?FV2?Fr FH1?0.304?Ft?0.152 FV1?0.304?Fa?D?Fr?0.152 2Ma?Fa?D 2其中Ft、Fr、Fa已知，D=276.9mm （0.304m、0.152m是按低速轴上的受力点确定的）
根据计算可得： 载荷 支反力 弯矩 总弯矩 扭矩
水平面H FH1=FH2=4261.5N 垂直面V FV1=1068N、FV2=2621.5N MVmax=398470N?mm MH=647750N?mm M?6477502?3984702=760500N?mm T2＝1.18?106N?mm 34
第五章 驱动机的结构的设计
低速轴受力分析
校核轴的强度
已知轴的弯矩和扭矩后，对其危险截面作出弯扭合成校核计算。按第三
强度理论，计算应力
M12?(?T2)2 ?ca?W?考虑弯、扭矩两者循环特性不同的影响，而引入折合系数。根据分析取?=0.6；W表危险截面的抗弯和抗扭截面系数，W?0.1?D3=0.1?863。 代值计算得：?ca=16.3MPa，
前已选定轴的材料为45钢，可查???1?=60MPa。因此?ca
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