二).齿轮轴的设计
Ⅰ.输出轴上的功率I I P 、转速I I n 和转矩I I T 由上可知kw P 63.8=II ，min 125.303r n =II ，mm N T ⋅⨯=II 510719.2
Ⅱ.求作用在齿轮上的力
因已知高速小齿轮的分度圆直径 mm mz d 8729311
=⨯==
而 N d T F t 57.625087
10719.2225
1=⨯⨯==II N F F t r 2275tan ==α 0=a F Ⅲ.初步确定轴的最小直径
材料为45钢，调质处理。根据《机械设计》表15-3，取1150=A ，于是
mm n P A d 115.353
0'
m in ==II
II
由于键槽的影响，故mm d d 17.3603.1'
m in m in ==
输出轴的最小直径显然是安装带轮处的直径ⅡⅠ-d ，取mm d 38=-ⅡⅠ，根据带轮结构和尺寸，取mm l 100=-ⅡⅠ。 Ⅳ.齿轮轴的结构设计
(1).根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1).为了满足带轮的轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ段右端需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径mm d 42=-ⅢⅡ；
2).初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承。按照工作要求并根据mm d 42=-ⅢⅡ，查手册选取单列角接触球轴承
7209AC ，其尺寸为mm mm mm B D d 198545⨯⨯=⨯⨯，故
mm d d 45VIII -VII ==-ⅣⅢ；而mm l 19VIII I =-Ⅵ。
3).由小齿轮尺寸可知，齿轮处的轴段V-VI 的直径mm d 87VI -V =，
mm l 92VI -V =。轴肩高度IV -III 07.0d h >，故取mm h 5.3=，则轴环处的直径mm d d 52==--ⅦⅥⅤⅣ。轴环宽度h b 4.1≥，取mm l 5.6=-ⅤⅣ，因为要使大小
齿轮对齐啮合，故mm l 5.26VII -VI =。
4).轴承端盖的总宽度为mm 20(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与大带轮右端面间的距离mm l 30=，故mm l 50=-ⅢⅡ。
5).取齿轮距箱体内壁的距离mm a 15=，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s ，取mm s 5.8=，已知滚动轴承宽度mm T 19=，则
mm mm l a s T l 5.36)6155.819(=-++=-++=--ⅤⅣⅣⅢ (2).轴上零件的周向定位
带轮与轴的周向定位均采用平键连接。按ⅡⅠ-d 由《机械设计》表6-1查得平键截面mm mm h b 810⨯=⨯，键槽用键槽铣刀加工，长为mm 80。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为6m 。 (3).确定轴上圆角和倒角尺寸
参考《机械设计》表15-2，取轴端圆角ο452⨯。 至此，已初步确定了轴的各段和长度，简图如下：
Ⅴ.求轴上的载荷
首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手
册中查取a 值。对于7209AC 型角接触球轴承，由手册中查得mm a 7.24=。因此。作为简支梁的轴的支撑跨距mm L L 6.13032=+。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。
从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出齿轮所在截面是轴的危险截面。现将计算处的此截面处的H M 、V M 及M 的值列于下表。 载荷
水平面H
垂直面V
支反力F N
F N F NH NH 5.3053,
08.319721==
N
F N F NV NV 4.1111,6.116321==
Ⅵ.按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度。根据上表数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取
6.0=α，轴的计算应力
MPa W T M ca 6.387
1.0)2719006.0(
2.173675)(3
2
2221=⨯⨯+=+=
ασ 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由《机械设计》表15-1查得
MPa 60][1=-σ，因此][1-<<σσca ，故安全。
三).滚动轴承的校核
轴承的预计寿命h L H 38400300288'
=⨯⨯⨯= Ⅰ计算输入轴承 (1).已知
min
125.303r n =II ，两轴承的径向反力
N F R 08.31971=,N F R 5.30532=
由选定的角接触球轴承7209AC ，查《机械设计》表13-7可知：轴承派生轴向力r S F F 63.0=，即 N F S 0144.217408.319768.01=⨯=，N F S 38.20762= (2).因为21S a S F F F =+，所以N F a 6344.97-=
故N F F S A 0144.217411==，N F F F a S A 0144.217422=+= (3). 68.011=R A F F ，71.022=R A F F ，查手册可得68.0=e 由于e F F R A ≤11，故0,111==Y X ; e F F R A >22,故 87.0,41.022==Y X (4).计算当量载荷1P 、2P
由《机械设计》表13-6，取2.1=p f ，则 N F Y F X f P A r p 5.3836)(111=+= N F Y F X f P A r p 3772)(222=+= (5).轴承寿命计算
由于21P P >，取N P 5.3836=，角接触球轴承，取3=ε，1=t f 查手册得7209AC 型角接触球轴承的8.36=r C ，则
'36648525)5
.383610008.36(125.3036010)(6010H t H L h P C f n L >=⨯⨯⨯==ε
故满足预期寿命。 Ⅱ. 计算输出轴承 (1).
已
知
min
1.62r n =III ，两轴承的径向反力
N F R 82.28721=,N F R 62.30892=
由选定的角接触球轴承7214AC ，轴承内部的轴向力r S F F 63.0=
N F F R S 9.180963.01==,N F F R S 5.194663..02== (2).因为21S a S F F F =+，所以N F a 6.136=
故N F F F A S A 5.194611=+=，N F F S A 5.194622== (3). 67.011=R A F F ，63.022=R A F F ，查手册可得68.0=e 由于e F F R A <11，故0,111==Y X ; e F F R A <22,故 0,122==Y X (4).计算当量载荷1P 、2P
由《机械设计》表13-6，取2.1=p f ，则 N F Y F X f P A r p 384.3447)(111=+= N F Y F X f P A r p 544.3707)(222=+=
