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第一章轻型货车原始数据及设计要求发动机的输出扭矩：最大扭矩285.0N·m/2000r/min；轴距：3300mm；变速器传动比: 五挡1 ，一挡7.31，轮距：前轮1440毫米，后轮1395毫米，载重量2500千克设计要求：第二章万向传动轴的结构特点及基本要求万向传动轴一般是由万向节、传动轴和中间支承组成。
主要用于在工作过程中相对位置不节组成。
伸缩套能自动调节变速器与驱动桥之间距离的变化。
万向节是保证变速器输出轴与驱动桥输入轴两轴线夹角的变化，并实现两轴的等角速传动。
一般万向节由十字轴、十字轴承和凸缘叉等组成。
传动轴是一个高转速、少支承的旋转体，因断改变的两根轴间传递转矩和旋转运动。
重型载货汽车根据驱动形式的不同选择不同型式的传动轴。
一般来讲4×2驱动形式的汽车仅有一根主传动轴。
6×4驱动形式的汽车有中间传动轴、主传动轴和中、后桥传动轴。
6×6驱动形式的汽车不仅有中间传动轴、主传动轴和中、后桥传动轴，而且还有前桥驱动传动轴。
在长轴距车辆的中间传动轴一般设有传动轴中间支承．它是由支承架、轴承和橡胶支承组成。
传动轴是由轴管、伸缩套和万向此它的动平衡是至关重要的。
一般传动轴在出厂前都要进行动平衡试验，并在平衡机上进行了调整。
因此，一组传动轴是配套出厂的，在使用中就应特别注意。
图 2-1 万向传动装置的工作原理及功用图 2-2 变速器与驱动桥之间的万向传动装置基本要求：1.保证所连接的两根轴相对位置在预计范围内变动时，能可靠地传递动力。
2.保证所连接两轴尽可能等速运转。
3.由于万向节夹角而产生的附加载荷、振动和噪声应在允许范围内。
4.传动效率高，使用寿命长，结构简单，制造方便，维修容易等第三章轻型货车万向传动轴结构分析及选型由于货车轴距不算太长，且载重量2.5吨属轻型货车，所以不选中间支承，只选用一根主传动轴，货车发动机一般为前置后驱,由于悬架不断变形，变速器或分动器输出轴轴线之间的相对位置经常变化,根据货车的总体布置要求，将离合器与变速器、变速器与分动器之间拉开一段距离，考虑到它们之间很难保证轴与轴同心及车架的变形，所以采用十字轴万向传动轴，为了避免运动干涉,在传动轴中设有由滑动叉和花键轴组成的伸缩节,以实现传动轴长度的变化。
轴及滚动轴承习题和例题一、选择题1.工作时承受弯矩并传递转矩的轴，称为。
(1) 心轴 (2) 转轴 (3) 传动轴2.工作时只承受弯矩，不传递转矩的轴，称为。
(1) 心轴 (2) 转轴 (3)传动轴3.工作时以传递转矩为2，不承受弯矩或弯矩很小的轴，称为。
(1) 心轴 (2) 转轴 (3) 传动轴4.自行车的前轴是。
(1) 心轴 (2) 转轴 (3) 传动轴5.自行车的中轴是。
(1) 心轴 (2) 转轴 (3) 传动轴6.如图所示，超重绞车从动大齿轮1和卷筒2与轴3相联接的三种形式。
图a为齿轮与卷筒分别用键固定在轴上，轴的两端支架在机座轴承中；图b为齿轮与卷筒用螺栓联接成一体，空套在轴上，轴的两端用键与机座联接；图c为齿轮与卷筒用螺栓联接成一体，用键固定在轴上，轴的两端支架在机座轴承中，以上三种形式中的轴，依次为。
(1)固定心轴，旋转心轴，转轴(2) 固定心轴，转轴，旋转心轴(3) 旋转心轴，心轴，固定心轴(4) 旋转心轴，固定心轴，转轴(5) 转轴，固定心轴，旋转心轴(6) 转轴，旋转心轴，固定心轴7.如图所示，主动齿轮1通过中间齿轮2带动从动齿轮3传递功率，则中间齿轮2的轴是。
(1) 心轴 (2) 转轴 (3) 传动轴8.轴环的用途是。
(1) 作为轴加工时的定位面 (2)提高轴的强度(3) 提高轴的刚度（4）使轴上零件获得轴向定位9.当轴上安装的零件要承受轴向力上四，采用来进行轴向固定，所能承受的轴向力较大。
(1) 螺母 (2) 紧定螺钉 (3) 弹性挡圈10.增大轴在截面变化处的过渡圆角半径，可以。
(1) 使零件的轴向定位比较可原(2) 降低应力集中(3) 使轴的加工方便11.轴上安装有过盈配合零件时，应力集中将发生在轴上。
(1)轮毂中间部位 (2)沿轮毂两端部位 (3) 距离轮毂端部为1/3轮毂长度处12.采用表面强化如辗压、喷丸、碳氮共渗、氮化、渗氮、高频或火焰表面淬火等方法，可显著提高轴的。
滚动轴承的选择及校核计算根据条件，轴承的预计寿命 h L h45568283568=⨯⨯⨯=' 一.蜗杆轴上的轴承的选择和寿命计算1.轴承的选择采用角接触球轴承，其型号为7212AC ，主要参数如下： mm mm mm B D d 2211060⨯⨯=⨯⨯基本额定静载荷kN C or 2.46=基本额定动载荷kN C r 2.58=极限转速m in /5300max r V =2.寿命计算因为蜗杆所受的轴向力向左N d T F F a t 49021121===N d T F F t a 323222221===N F F F t r r 1507tan 221===α该轴承所受的径向力N F F r r 5.753211== 对于7000AC 型轴承，查P322表13-7轴承派生轴向力r d F F 68.0=12d ae d F F F =+kN F F d a 4.51222=='kN F F F ae d a 4.374421=+=' 又e F F r a =>=68.03.4所以可得出87.0,41.0==Y X当量动载荷N YF XF P a r 6.3566=+=因为是球轴承，所以取指数3ε=轴承寿命计算h P C n L h 50498)57.32.58(14306010)(6010366=⨯⨯=='ε 所以该轴承满足寿命要求。
二.涡轮轴上轴承的选择和寿命计算1.轴承的选择选择角接触轴承，其型号为7213AC ，主要参数如下： mm mm mm B D d 2312065⨯⨯=⨯⨯基本额定静载荷kN C or 5.52=基本额定动载荷kN C r 5.66=2.计算涡轮轴的径向力N F F F a r V r 75.373160224880221=⨯-⨯= N F F F V r r V r 25.1133122=-=N F F t H r 16161608021== N F F F H r r H r 1616122=-=所以可以得出N F F F H r V r r 7.165821211=+=N F F F H r V r r 8.197322222=+=对于7000AC 型号的轴承r d F F 68.0=N F F r d 9.112768.011==N F F r d 2.134268.022==所以可得N F F F d ae a 2.1832221=+=N F F d a 2.134222== 又68.08.19732.134222==r a F F 所以可以得出0,1==Y X 轴承的当量动载荷N F P r 8.197322==h P C n L h 445726)97.15.66(14306010)(6010363262=⨯⨯== 68.093.08.19732.183211>==r a F F 所以有87.0,41.0==Y X 当量动载荷N YF XF P a r 2274111=+=h P C n L h 291478)(60103161==。
轴的强度校核方法-CAL-FENGHAI.-(YICAI)-Company One1第二章 轴的强度校核方法常用的轴的强度校核计算方法进行轴的强度校核计算时，应根据轴的具体受载及应力情况，采取相应的计算方法，并恰当地选取其许用应力。
对于传动轴应按扭转强度条件计算。
对于心轴应按弯曲强度条件计算。
对于转轴应按弯扭合成强度条件计算。
2.2.1按扭转强度条件计算：这种方法是根据轴所受的扭矩来计算轴的强度，对于轴上还作用较小的弯矩时，通常采用降低许用扭转切应力的办法予以考虑。
通常在做轴的结构设计时，常采用这种方法估算轴径。
实心轴的扭转强度条件为：由上式可得轴的直径为为扭转切应力，MPa 式中：T 为轴多受的扭矩，N ·mmT W 为轴的抗扭截面系数，3mmn 为轴的转速，r/min P 为轴传递的功率，KW d 为计算截面处轴的直径，mm为许用扭转切应力，Mpa ，][r τ值按轴的不同材料选取，常用轴的材料及][r τ值见下表：T τnPA d 0≥[]TTT d n PW Tττ≤2.09550000≈3=[]T τ空心轴扭转强度条件为：dd 1=β其中β即空心轴的内径1d 与外径d 之比，通常取β=这样求出的直径只能作为承受扭矩作用的轴段的最小直径。
例如，在设计一级圆柱齿轮减速器时，假设高速轴输入功率P1=，输入转速n1=960r/min ，则可根据上式进行最小直径估算，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴的强度影响。
根据工作条件，选择45#钢，正火，硬度HB170-217，作为轴的材料，A0值查表取A0=112，则mm n P A d 36.15960475.2112110min =⨯== 因为高速轴最小直径处安装联轴器，并通过联轴器与电动机相连接，设有一个键槽，则：mm d d 43.16%)71(36.15%)71(min 'min =+⨯=+=另外，实际中，由于减速器输入轴通过联轴器与电动机轴相联结，则外伸段轴径与电动机轴径不能相差太大，否则难以选择合适的联轴器，取电动机轴d d 8.0'min =，查表，取mm d 38=电动机轴,则：mm d d 4.3038*8.08.0'min ===电动机轴综合考虑，可取mm d 32'min =通过上面的例子，可以看出，在实际运用中，需要考虑多方面实际因素选择轴的直径大小。
轴的校核计算过程例题
本文是关于轴的校核计算过程例题的介绍。
首先，要进行轴的校核计算，必须要先确定轴的设计参数，包括轴的外径、长度、承载能力等。
然后，要确定轴承的设计参数，以及支撑轴的架台形式等。
最后，根据设计参数，准备按照轴承校核规程进行校核，计算出轴承的承载能力。
下面给出一个具体的轴的校核计算过程的例子：
假设轴的直径为d = 80 mm，长度为L = 200mm，轴承参数为：轴承类型：角接触球轴承
轴承型号：6202
搭接形式：直线搭接
架台形式：滑动架台
此时，计算轴承承载能力可按照如下步骤进行：
1、根据轴承的设计参数，计算轴承的最大负荷：
Fmax = 0.19 × d2 × c × n × E （kN）
其中d为轴外径（mm），c为轴承的接触角，n为搭接形式，E为轴承的偏心度（mm）。
本例中，c=0.24，n=1，E=0.005，则本轴承的最大负荷为：Fmax = 0.19×802×0.24×1×0.005=24.096 kN
2、根据轴的设计参数及轴承的最大负荷，计算轴的校核承载能力：
Fsc = Fmax × k ×φ（kN）
其中k为架台的滑动系数，φ为轴的倾斜修正系数。
本例中，k=0.8，φ=1，则轴承的校核承载能力为：Fsc = 24.096×0.8×1=19.272 kN
以上就是本文关于轴的校核计算过程例题的介绍，通过本文的介绍，可以了解到，轴的校核计算要综合考虑轴的设计参数及轴承的设计参数，结合架台滑动系数与轴的倾斜修正系数，计算出轴承的校核承载能力。
第14章轴一、选择题1．为了保证轴承内圈与轴肩端面的良好接触，轴承的圆角半径r与轴肩处的圆角半径r l应有（）关系。
A．r＝r lB．r＞r1C．r＜r l【答案】B2．工程商使用的轴多做成阶梯形，这主要是为了（）。
A．减轻轴的重量B．节省制造费用C．便于装配、加工和零件定位【答案】C3．设计高转速的轴时，应特别注意考虑其（）。
A．耐磨性B．疲劳强度C ．振动稳定性D ．散热性【答案】C 【解析】轴的转速越高，受到的干扰载荷越大，越易发生共振。
因此，对于高转速的轴，必须进行振动特性计算。
4．当轴上安装的零件要承受轴向力时，采用（ ）来轴向定位，所受的轴向力较大。
A ．圆螺母B ．紧定螺钉C ．弹性挡圈D ．楔形键【答案】A【解析】轴上零件的轴向定位是以轴肩、套筒、轴端挡圈、轴承端盖和圆螺母等来保证的。
其中圆螺母定位可承受大的轴向力。
5．某45钢的轴刚度不足，可采取（ ）措施来提高其刚度。
A ．用40Cr 钢代替B ．淬火C ．增大轴的尺寸D ．提高材料的抗腐蚀性能【答案】C【解析】增加轴径，轴的截面惯性矩、极惯性矩增大，从而提高轴的刚度。
I p I6．计算表明钢轴的刚度不够，下列措施中能达到提高刚度目的是（ ）。
A ．采用淬火钢B ．减小应力集中C ．用合金钢代替碳钢D ．增加轴的直径尺寸【答案】D【解析】增加轴径，轴的截面惯性矩、极惯性矩增大，从而提高轴的刚度。
7．减速箱上窥视孔的主要功能是（ ）。
A ．检查传动啮合情况即注入润滑油B ．观察油面高度C ．放出润滑油D ．散热【答案】A8．设计减速器中的轴，其一般设计步骤为（ ）。
A ．先进行结构设计，再作转矩、弯曲应力和安全系数校核B ．接弯曲应力初估轴径，再进行结构设计，最后校核转矩和安全系数C ．根据安全系数定出轴颈和长度，再校核转矩和弯曲应力D ．按转矩初估轴轻，再进行结构设计，最后校核弯曲应力和安全系数【答案】DI p I9．为提高轴的刚度，采取（）的方法，效果不大，不宜采用。
第九章 轴重点难点内容1．轴的结构设计轴的结构设计就是要合理地确定轴各部分的几何形状和尺寸。
包括各轴段的直径、长度、各个轴肩、圆角和倒角的大小、键槽的位置等等。
轴的结构没有标准形式，应根据具体的情况而定。
一般要考虑以下几个方面的问题：1）轴上零件的布置；2）轴上零件的定位和固定；3）轴上零件的装拆工艺性；4）轴的疲劳强度和刚度要求；5）轴的加工工艺性等。
轴的结构设计应满足以下要求：1）轴上零件的布置除了达到工作要求外，要使轴受力最小；2）轴上的零件要定位准确、固定可靠；3）轴上的零件能方便地装配和拆卸；4）轴的加工工艺性要好；5）要应力集中小、疲劳强度要高。
2．轴的强度计算弯扭合成强度条件：W T M W M ca ca 22)(ασ+==≤1][−b σ MPaα是根据扭剪应力的变化性质而定的应力校正系数。
用来考虑扭矩T 产生的扭剪应力τ与弯距M产生的弯曲应力b σ的性质不同。
对轴受转矩的变化规律未知时，一般将τ按脉动循环变应力处理。
疲劳强度安全系数的强度条件：22τσστS S S S S ca += ≥ [ S ] 如同一截面有几个应力集中源，则取其中最大的一个应力集中系数用于计算该截面的疲劳强度。
重要基本概念1．直轴按承受载荷的性质分为三类传动轴：在工作中主要承受转矩，不承受弯矩或承受弯矩很小。
心轴：在工作中只承受弯矩，不承受转矩。
心轴又分为固定心轴和转动心轴。
转轴：在工作中既承受弯矩，又承受转矩。
2．轴的失效形式和设计准则因轴在弯矩和转矩作用下承受变应力，轴肩处有应力集中，因此轴的主要失效形式是疲劳断裂。
设计准则：一般进行疲劳强度校核计算。
对瞬时过载很大的轴，还应进行静强度校核。
对于有刚度要求的轴，要进行刚度计算。
对转速高或载荷周期性变化的轴，要进行振动稳定性计算。
3．轴设计的主要内容和轴的设计步骤K US T轴的设计包括两个主要内容：轴的结构设计和轴的强度计算。
轴的设计步骤：1）选择轴的材料；2）估算轴的最小直径；3）轴的结构设计；4）轴的强度校核；5）必要时进行轴的刚度计算和振动稳定性计算。
例题：某一化工设备中的输送装置运转平稳，工作转矩变化很小，以圆锥-圆柱齿轮减速器作为减速装置。
试设计该减速器的输出轴。
减速器的装置简图如下。
输入轴与电动机相联，输出轴通过弹性柱销联轴器与工作机相联，输出轴为单向旋转（从装有联轴器的一端看为顺时针方向）。
已知电动机功率P=10kW，转速n1=1450r/min，齿轮机构的参数列于下表：解： 1.求输出轴上的功率P3、转速n3和转矩T3若取每级齿轮传动的效率（包括轴承效率在内）η＝0.97，则又于是2.求作用在齿轮上的力因已知低速级大齿轮的分度圆直径为而圆周力Ft，径向力Fr及轴向力Fa的方向如图。
3.初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。
选取轴的材料为45号钢，调质处理。
取A0=112，于是得输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径dⅠ－Ⅱ。
为了使所选的轴直径dⅠ－Ⅱ与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。
联轴器的计算转矩Tca=K A T3,考虑到转矩很小，故取K A=1.3,则：Tca=K A T3=1.3×960000 N·mm=1248000 N·mm按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB5014-85或手册，选用HL4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250000N·mm。
半联轴器Ⅰ的孔径dⅠ＝55mm；故取dⅠ－Ⅱ=55mm；半联轴器长度L＝112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=84mm。
4．轴的结构设计1)拟定轴上零件的装配方案本题的装配方案已在前面分析比较，现选用如图所示的第一种装配方案。
2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度⑴为了满足半联轴器的轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ轴端右端需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径 d II-III＝62mm；左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径D＝65mm。
半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=84mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的长度应比 L1略短一些，现取l I-II= 82mm。
1.2 轴类零件的分类根据承受载荷的不同分为：1）转轴:定义：既能承受弯矩又承受扭矩的轴2）心轴:定义：只承受弯矩而不承受扭矩的轴3）传送轴:定义：只承受扭矩而不承受弯矩的轴4）根据轴的外形，可以将直轴分为光轴和阶梯轴;5）根据轴内部状况，又可以将直轴分为实心轴和空。
1.3轴类零件的设计要求1.3。
1、轴的设计概要⑴轴的工作能力设计。
主要进行轴的强度设计、刚度设计,对于转速较高的轴还要进行振动稳定性的计算。
⑵轴的结构设计.根据轴的功能，轴必须保证轴上零件的安装固定和保证轴系在机器中的支撑要求，同时应具有良好的工艺性。
一般的设计步骤为：选择材料，初估轴径，结构设计，强度校核，必要时要进行刚度校核和稳定性计算。
1.3。
2、轴的材料轴是主要的支承件,常采用机械性能较好的材料。
常用材料包括：碳素钢：该类材料对应力集中的敏感性较小,价格较低，是轴类零件最常用的材料。
常用牌号有：30、35、40、45、50。
采用优质碳素钢时应进行热处理以改善其性能。
受力较小或不重要的轴，也可以选用Q235、Q255等普通碳钢。
45钢价格相对比较便宜,经过调质(或正火)后，可得到较好的切削性能，而且能获得较高的强度和韧性等综合机械性能，淬火后表面硬度可达45-52HRC，是轴类零件的常用材料。
合金钢具有更好的机械性能和热处理性能，可以适用于要求重载、高温、结构尺寸小、重量轻等使用场合的轴，但对应力集中较敏感，价格也较高。
设计中尤其要注意从结构上减小应力集中，并提高其表面质量。
40Cr等合金结构钢适用于中等精度而转速较高的轴类零件,这类钢经调质和淬火后，具有较好的综合机械性能。
轴承钢GCr15和弹簧钢65Mn,经调质和表面高频淬火后,表面硬度可达50—58HRC，并具有较高的耐疲劳性能和较好的耐磨性能，可制造较高精度的轴。
精密机床的主轴（例如磨床砂轮轴、坐标镗床主轴）可选用38CrMoAIA氮化钢。
这种钢经调质和表面氮化后,由于此钢氮化层硬度高，耐磨性好,而且能保持较软的芯部，因此耐冲击韧性好，还具备一定的耐热性和耐蚀性。
滚动轴承的校核计算及公式1 基本概念1．轴承寿命：轴承中任一元件出现疲劳剥落扩展迹象前运转的总转数或一定转速下的工作小时数。
批量生产的元件，由于材料的不均匀性，导致轴承的寿命有很大的离散性，最长和最短的寿命可达几十倍，必须采用统计的方法进行处理。
2．基本额定寿命：是指90%可靠度、常用材料和加工质量、常规运转条件下的寿命，以符号L10（r）或L10h（h）表示。
3．基本额定动载荷（C）：基本额定寿命为一百万转（106）时轴承所能承受的恒定载荷。
即在基本额定动载荷作用下，轴承可以工作106 转而不发生点蚀失效，其可靠度为90%。
基本额定动载荷大，轴承抗疲劳的承载能力相应较强。
4．基本额定静载荷（径向C0r，轴向C0a）：是指轴承最大载荷滚动体与滚道接触中心处引起以下接触应力时所相当的假象径向载荷或中心轴向静载荷。
在设计中常用到滚动轴承的三个基本参数：满足一定疲劳寿命要求的基本额定动载荷Cr（径向）或Ca（轴向），满足一定静强度要求的基本额定静强度C0r（径向）或C0a（轴向）和控制轴承磨损的极限转速N0。
各种轴承性能指标值C、C0、N0等可查有关手册。
2 寿命校核计算公式图17-6滚动轴承的寿命随载荷的增大而降低，寿命与载荷的关系曲线如图17-6，其曲线方程为PεL10=常数其中 P-当量动载荷，N；L10-基本额定寿命，常以106r为单位（当寿命为一百万转时，L10=1）；ε-寿命指数，球轴承ε=3，滚子轴承ε=10/3。
由手册查得的基本额定动载荷C是以L10=1、可靠度为90%为依据的。
由此可得当轴承的当量动载荷为P时以转速为单位的基本额定寿命L10为Cε×1=Pε×L10L10=(C/P)ε 106r (17.6)若轴承工作转速为n r/min，可求出以小时数为单位的基本额定寿命h （17.7）应取L10≥L h'。
L h '为轴承的预期使用寿命。
通常参照机器大修期限的预期使用寿命。
一、设计题目：二级直齿圆柱齿轮减速器1． 要求：拟定传动关系：由电动机、V 带、减速器、联轴器、工作机构成。
2． 工作条件：双班工作，有轻微振动，小批量生产，单向传动，使用5年，运输带允许误差5%。
3． 知条件：运输带卷筒转速19/min r ， 减速箱输出轴功率 4.25P =马力， 二、 传动装置总体设计：1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。
2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。
3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V 带设置在高速级。
其传动方案如下：三、 选择电机１. 计算电机所需功率dP ： 查手册第3页表1-7：1η－带传动效率：2η－每对轴承传动效率： 3η－圆柱齿轮的传动效率：4η－联轴器的传动效率： 5η—卷筒的传动效率：说明：η－电机至工作机之间的传动装置的总效率：4212345ηηηηηη=••••45w P P ηη=⨯⨯ 3.67wd P P KW η==2确定电机转速：查指导书第7页表1：取V 带传动比i=2:4二级圆柱齿轮减速器传动比i=8:40所以电动机转速的可选范围是： ()()19248403043040/min n n i r =⨯=⨯⨯=:::电机卷筒总符合这一范围的转速有：750、1000、1500、3000根据电动机所需功率和转速查手册第155页表12-1有4种适用的电动机型号，因此有4种传动比方案如下：综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、和带传动、减速器的传动比，可见第3种方案比较合适，因此选用电动机型号为Y132M1-6，其主要参数如下：四 确定传动装置的总传动比和分配传动比：总传动比：96050.5319n i n ===总卷筒 分配传动比：取 3.05i =带 则1250.53/3.0516.49i i ⨯==()121.31.5i i =:取121.3i i =经计算2 3.56i =1 4.56i =注：i 带为带轮传动比，1i 为高速级传动比，2i 为低速级传动比。
中间轴的设计计算
1、按扭矩初算轴径
选用45#调质，硬度217~255HBS ，根据[]2表14—1、 P245（14-2）式，并查表14-2，取c=115 d ≥115 (5.07/113.423)1/3mm=40.813mm 考虑有键槽，将直径增大5%，则 d=40.813×(1+5%) =42.854mm ∴选
初选=50mm
mm d 45≥中轴
中轴d 初选轴承：因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参
照工作要求并根据,根据mm d 5043=−[]1表15—6
选取单列角接触球轴承
7208AC 型.
d
D B 1D 2D 轴承代号 40
80
18
47
73
7208C
2、中间轴的结构设计
（1）经过轴系部件的结构设计得到中间轴的大致形状。
略
（2）齿轮力的计算
圆周力的计算：
)(489.410489.4185
.19010269.422352
2kN d T F t =×=××==
中
)(388.910388.9945
.9010269.422353
3kN d T F t =×=××==
中
径向力的计算：
)(689.1652.14cos 20tan 489.4cos tan 1222kN F F n t r =°°
×=×=
βα
)(551.382.15cos 20tan 388.9cos tan 3433kN F F n t r =°
°
×=×=
βα
轴向力的计算：
)(174.1652.14tan 489.4tan 1222kN F F t a =°×=×=β )(66.282.15tan 388.9tan 3433kN F F t a =°×=×=β
（3）轴的受力分析及强度校核：
根据[]表15—6可知，角接触球轴承7208AC 的a=23.6mm,所以可求得轴承的支撑点；经过画图也初步确定了轴各段的长度，故而，可以划出中轴的受力图进行受力分析： 1⑴轴的空间受力简图及其弯、扭合成图(后面)： ⑵受力分析和计算： ①求垂直面的支承反力：
kN
AD d F AC F d F AB F F kN AD d F CD F d F BD F F a r a r Dv a r a r Av 027.18
.2202945
.9066.24.152551.32185.190174.14.48689.122,
821.08
.2202945
.9066.24.68551.32185.190174.14.172689.1223332
223332
22−=×
+×−×+×=
×+×−×
+×=
−=×
−×−×−×=
×−×−×
−×=
mm
kN d F CD F M mm kN CD F M mm
kN d F AB F M mm kN AB F M a DV CV DV CV a AV BV AV BV ⋅−=×−×−=×+×=⋅−=×−=×=⋅=×+×−=×+×=⋅−=×−=×=204.1912
945.9066.24.68027.12''247.704.68027.1'903.702
185.190174.14.48821.02''736.394.48821.0'3322
②求水平面的支承反力：
mm
kN CD F M mm kN AB F M kN F F F F kN
AD
CD F BD F F DH CH AH BH AH t t DH t t AH ⋅=×=×=⋅=×=×==−+=−+==×+×=
×+×=
538.5104.68464.7389.3104.48413.6464.7413.6388.9489.4413.68.2204.68388.94.172489.42132
③合成弯矩图：
()()
()mm
kN M M M mm
kN M M M mm kN M M M mm
kN M M M CH CV C CH CV C BH BV B BH BV B ⋅=+−=
+=⋅=+−=+=⋅=+=+=⋅=+−=
+=168.545538.510204.191''''348.515538.510247.70''384.318389.310903.70''''922.312389.310736.39''2
22
2
2
2
2
2
222
2
222
2
④扭矩图：
mm kN T ⋅=9.426
⑤当量弯矩图：
扭矩按脉动循环取α=0.6 则：
mm
kN T M C M mm
kN M C M mm
kN T M B M T mm kN M B M C ca C ca B ca B ca ⋅=×+=×+=⋅==⋅=×+=×+==⋅==342.602)9.4266.0(168.545)6.0('')(''348.515')('599.408)9.4266.0(384.318)6.0('')('')
0(922.312')('22222222
⑥校核截面B 、C ：
由合成的当量弯矩图可知B 、C 处为危险截面。
轴的材料是45#调质，根据[]2表14—1和表14—3可知
MPa 60][ 650MPa 1b -B ==σσ 截面B 初选d=50mm ，并且因为当量弯距C 截面最大，所以只按计算即可：
)(''C M ca ()[] 5046.476 0
60.1602342
1.0''33
1mm C M d b ca <=×=×=−σ危
结论：此轴强度安全
受力总图
滚动轴承的选择及校核计算
（1）先计算轴承A 、B 的轴向力
B A Fa Fa ,()()kN
F F F kN
F F Fr kN F F Fr a a A DH DV D AH AV A 486.1174.166.2534.7464.7027.1465.6413.6821.0122
22
2
222
2
=−=−==+−=
+==+−=+=
根据[表16—11得：e=0.68
]2kN
F e Fs kN F e Fs rD D rA A 123.5534.768.0396.4465.668.0=×=×==×=×=
kN Fs F Fs A A D 396.4591.6468.1123.5=>=+=+
所以轴承A 端为压紧端：
轴承D 端为放松端：
kN
Fs Fa kN F Fs Fa D D A D A 123.5591.6===+=
e Fr Fa e Fr Fa D D A A ===>==68.0534
.7123
.5019.1465
.6591
.6
所以根据[表16—11取:
]20
;187.0;41.0====B B A A Y X Y X
kN
Fa Y Fr X P kN Fa Y Fr X P D B D B D A A A A A 534.7385.8591.687.0465.641.0=+==×+×=+=
所以以D 处（）计算轴承的寿命即可：
kN P D 534.7=
根据[附表2可知轴承7208AC 的 C=35.2kN; 根据[表16—8和表16—9选取=1，]2]2t f 2.1=P f
48000
)(8673)534
.72.12.35(423.1136010)(60103636<=××==h P f C f n L A p t h 因为轴承的
计算寿命小于工作所需的预期寿命， 所以所选7208AC 轴承不适用。
（重选轴承，再校核）。
