六.中间轴（Ⅱ轴）
1.中间轴上的功率22
2.682,n 665.74/min P kw r ==转速
转矩238473T N mm =⋅
2.求作用在齿轮上的力
高速大齿轮:
22222222238473422.8182
tan tan 20422.8159.6cos cos15.36tan 422.8tan15.36116.1t o
n r t o
o a t T F N d a F F N F F N
ββ⨯=====⨯===⨯= 低速小齿轮:
2313322384731165.866tan 1165.8tan 20424.3t o r t n T F N d F F a N
⨯=====⨯=
3.初定轴的最小直径 选轴的材料为45钢，调质处理。
根据表15－3，取110o A =，于是由式15－2初步估算轴的最小直径
min 17.50d A mm ===
中间轴上有两个键槽，最小轴径应增大10%~15%，取增大12%得min 19.6d mm =，圆整的min 20d mm =。这是安装轴承处轴的最小直径1d ,由高速级轴知135d mm =。
4.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
(1)初选型号6207的深沟球轴承 参数如下
357217d D B ⨯⨯=⨯⨯，
42a d mm =，65a D mm =，基本额定动载荷25.7r C KN = 基本额定静载荷15.3or C KN =，故1535d d mm ==。轴段1和5的长度相同,故取1539l l mm ==。
(2)轴段2上安装高速级大齿轮,为便于齿轮的安装,2d 应略大与1d ,可取
240d mm =。齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠紧,轴段2的长度2l 应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽
145b mm =，取243l mm =。大齿轮右端用轴肩固定,由此可确定轴段3的直径, 轴肩高度d h 1.0~07.0=,取446d mm = ，310l mm =。
(3)轴段4上安装低速级小齿轮,为便于齿轮的安装, 4d 应略大与5d ,可取
440d mm =。齿轮右端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮右端面上,即靠紧,轴段4的长度4l 应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽75b mm =，取473l mm =。
取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得152L mm =, 268L mm =，367L mm =
(4)参考表15－2，取轴端为01.545⨯，各轴肩处的圆角半径见图9—3。
图9—3 中间轴的结构布置简图
5.轴的受力分析、弯距的计算
1)计算支承反力：
在水平面上
22333123()422.8(6867)1165.8670,722.9526867
t t B AH F L L F L M F N L L L ⨯++⨯⨯++⨯====++++∑ 23422.81165.8722.9865.7BH t t AH F F F F N =+-=+-=
在垂直面上：
2
212312123
()
20,227.9r a r B BV d
F L
F F L L M F N L L L +⨯+===-++∑
2116.1a F N =
故2336.8AV r BV r F F F F N =--=-
总支承反力：
1127.8A F N ===
258.4B F N ===
2)计算弯矩
在水平面上：
21722.95237590AH AH M F L N mm =⨯=⨯=⋅
33865.76758001.9BH BH M F L N mm =⨯=⨯=⋅
在垂直面上：
33227.96715269.3BV BV M F L N mm =⨯=-⨯=-⋅
2136.8521913.6AV AV M F L N mm =⨯=-⨯=-⋅
'
22121914.92AV AV a d
M F L F N mm =⨯+⨯=-⋅
故
237638.7M N mm ===⋅
合
'237638.7M N mm ===⋅
合
359978.1M N mm ===⋅合
3)计算转矩并作转矩图
238473T T N mm ==⋅
4）计算当量弯矩
244153.5M N mm
'===⋅
364266.9M N mm '===⋅
6.作受力、弯矩和扭矩图
图9—4轴Ⅱ受力、弯矩和扭矩图
七.滚动轴承的选择和计算
1)校核轴承A 和计算寿命 径向载荷222236.8722.9723.8Ar AH
AV F F F N =+=+=
轴向载荷2116.1Aa a F F N ==
/0.160Aa Ar F F e =<,查表13-5得X=1,Y=0,按表13-6,2.1~0.1=p f ,取
1.1p f =, 故()() 1.11723.80116.1796.2A p Ar Aa P f XF YF N =+=⨯⨯+⨯=
因为25700A P C N r
<=，校核安全。 该轴承寿命66332101025700()()841931.96060665.74796.2
r Ah A C L h n P ===⨯ 2)校核轴承B 和计算寿命
径向载荷895.2Br F N === 当量动载荷 1.1895.2984.725700B p Br r P f F N C ==⨯=<=，校核安全 该轴承寿命66332101025700()()445073.46060665.74984.7
r Bh B C L h n P ===⨯ 查表13-3得预期计算寿命'
1200020000h Bh Ah L L L =→<<，故安全。
八.选用校核键
1)低速级小齿轮的键
由表6－1选用圆头平键（A 型），小齿轮轴端直径d=40mm,128b h ⨯=⨯，
小齿轮齿宽B=75mm ，56L mm =。
mm h k 45.0== 561244l L b mm =-=-=
由式6－1，2223847310.9344044
p T MPa kdl σ⨯===⨯⨯ 查表6－2，得MPa p 120~100][=σ ][p p σσ<，键校核安全
2)高速级大齿轮的键
由表6－1选用圆头平键（A 型），大齿轮轴端直径d=40mm ，128b h ⨯=⨯，
大齿轮齿宽B=45mm ，40L mm =。
mm h k 45.0== 401228l L b mm =-=-=
由式6－１，2223847317.1844028
p T MPa kdl σ⨯===⨯⨯ 查表6－2，得MPa p 120~100][=σ ][p p σσ<，键校核安全
8.按弯扭合成应力校核轴的强度
由合成弯矩图和转矩图知，3处当量弯矩最大，并且有较多的应力集中，为
危险截面，364266.9M N mm =⋅，38473T N mm =⋅
[]1600b MP δ-=
