高速轴设计

1）设计轴（输入轴、中间轴、输出轴的强度计算和结构设计） 1输入轴（高速轴）

p1p001p034.870.974.724KW

nT1n01440 r/min

95501Pn1195504.724144031.33Nm

2求作用在此轮上的力

因为已知小齿轮的分度圆直径为

dF1zm1n26252mm 231.6310523t2Td1==1216.54N

1FFrFFtantncos=1216.54tan20N=455.53N

cos13.59atan1216.54tan13.59=294.087N t3.按步确定轴的最小直径。

按式（15-2）初步确定轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取

A1=112，于是得

4.771440dminPAn1333=1123mm=16.696mm 联轴器的计算转矩Tca=KAT3=1.331630Nmm=41119Nmm 按照计算转矩小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用HL1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为160000Nmm 半联轴器的孔径d1=20mm 故取联轴器处直径为dAB=20mm ，半联轴器长度L=52mm，半联轴器与轴配合的毂孔长为

LAB=38mm

4.轴的结构设计。

（1）拟定轴上的装配方案。

（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。

1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，为了满足半联轴器的轴向定位要求，A-B轴段需制出一轴肩，故取BC段的直径dBC22mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D28。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=38mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器而不压在轴的端面上，故A-B的长度应该比L1略短一些，现取LAB=36mm

2）

初步选择滚动轴承。因为轴承同时受径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据B-C22mm，由

轴承产品目录中初步选取标准精度级别的单列圆锥滚子轴承30205.其尺寸为dDT255216.2单5(位mm)H7n6故

dCDdGH25mm。而LCD16.25mm。左端轴承采用

轴肩进行轴向定位。查手册查得30206轴肩的高度。

dDEmm

3）

取安装齿轮处的轴段F-G段的直径35mm齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位。斜齿轮轮毂的宽度为60mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应该略小于轮毂的宽度，故取LFG=58mm,齿轮的左端利用轴肩定位，故轴肩高度大于0.07d，故取h=3，则dEF41mm.轴环宽度b大于等于1.4h，取

LEFmm

4）

轴承端盖的总宽度定为15mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖轴承的外端与半连轴右端面的距离为20mm,故LBC35mm。

5） 取齿轮距箱体内壁的距离a=10mm,考虑到箱体的铸造误差，在

确定滚动轴承位置时，应该距箱体内壁一段距离s,取s=4mm，已

知

滚

动

轴

承

宽

度

T=16.25mm

则

，

LGH=T+s+a+(60-58)=16.25+4+10+2=32.25mm。经过第二条轴的计算可以得LDE=101.5mm。

(2) 轴上零件的周向定位

齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按FG的直径查表查得平键

截面bh108mm，键槽长度定为32mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的

对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为

H7n6；同样，半联轴器与轴的连接，选用

H7k6平键为bh66，长度选取28，半联轴器与。滚动轴承与轴的周向定位是

有过度配合来保证的，此处选取轴的直径尺寸公差是m6。

4.确定轴上圆角和倒角的尺寸。轴端的倒角为45°，各轴肩出的圆角半径均2 5求轴上的载荷 载荷 支反力F 弯矩M 总弯矩 扭矩 水平面H FNH1=439.3N FNH2=1078.1N MH=67103.1Nmm M=74415.6Nmm 40970Nmm 垂直面V FNV1=210.6N FNV2=357.6N MV=32169.2Nmm 6.按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上最大弯矩和扭矩的截面的强度，扭转切应力为脉动循环变应力，取α=0.6，轴的计算应力 σ=

M1(T)W2274415.6(0.640970)4207.122MPa18.6MPa

前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得【1】=60MPa，因此ca[1]，故安全。

（2）中间轴

pn2p112p1126.17760.990.975.932 KW

2ni114403.75384 r/min

12T29550Pn2295505.932384147.528Nm

2求作用在此轮上的力

（1）作用在中间轴大齿轮上的力与输入轴小齿轮上的力大小相等，方向相反，是一对作用力与反作用力。则中间轴大齿轮上的各力分别为：

d1Fzm1ncos341.5cos13.59=54mm

3t2Td1=

240.971054=1517.4N

1FFrFFtantncos=1517.420cos13.59tanN=568.2N

atan1517.4tan13.59=366.8N t而大齿轮的分度圆直径为

dpnzm2n2cos1311.5cos13.43=202mm

（2）小齿轮上的力计算

2p112p1126.17760.990.975.932 KW

2ni114403.75384 r/min

12T29550Pnt2295505.932384147.528Nm

3FF2TdFt2=

2147.5281074.8=3944.5 N

02rtancosn=3944.5tan20cos14.26oN=1481.3N

F

aFtan3944.5tan14.26=1002.5N t3.按步确定轴的最小直径。

按式（15-2）初步确定轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取

A1=112，于是得

dminPAn1333=11235.932384mm=27.mm

输出轴的最小直径显然是用来安装轴承。为了另轴和轴承的孔径相适应，同时选择轴承的型号。选却精度等级单列的圆锥滚子轴承32006。其尺寸为dDT305517(单位mm)

1. (1)

轴结构的设计

拟定轴上零件的转配方案。

H7n6。故dAB=dEF=30mm。

(2) 1)

根据轴定位的要求确定轴各段直径和长度。

取安装齿轮处的轴段B-C段的直径35mm齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。斜齿轮轮毂的宽度为85mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应该略小于轮毂的宽度，故取LBC=83mm,齿轮的左端利用轴肩定位，故轴肩高度大于0.07d，故取h=5，则dCD=50mm。 dBC=dDE=40mm。

2)

取安装齿轮处的轴段D-E段的直径35mm齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位。斜齿轮轮毂的宽度为55mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应该略小于轮毂的宽度，故取LDE=53mm,齿轮的左端利用轴肩定位.

3)

取齿轮距箱体内壁的距离a=10mm,考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应该距箱体内壁一段距离s,取s=4mm，已知滚动轴承宽度T=16.25mm则，LAB=T+s+a+（85-83）=16.25+4+10+2=32.25mm

同理,LEF=T+s+a+(55-53)+2.5=34.75mm。取LCD10mm。

(3)

轴上零件的周向定位

齿轮与轴的周向定位均采用平键连接。按BC的直径查表查得平键截面

bh87mm，键槽长度定为50mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，

故选择齿轮轮毂与轴的配合为

H7n6；同样，D-E段选用平键为bh87，长度

H7n6选取28选择齿轮轮毂与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是有过度配合

来保证的，此处选取轴的直径尺寸公差是m6。

(4) 确定轴上圆角和倒角的尺寸。轴端的倒角为45°，各轴肩出的圆角半径均取2

(5) 求轴上的载荷

大齿轮校核 载荷 支反力F 弯矩M 总弯矩 水平面H FNH1=439.3N FNH2=1078.1N MH=67103.1Nmm M=84554.9Nmm 垂直面V FNV1=336.8N FNV2=213.4N MV=51446.2Nmm 扭矩 147528Nmm 6.按弯扭合成应力校核轴的强度

进行校核时，通常只校核轴上最大弯矩和扭矩的截面的强度，扭转切应力为脉动循环变应力，取α=0.6，轴的计算应力 σ=

M1(T)W2284554.9(0.6147528)628022MPa19.5MPa

前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得【1】=60MPa，因此ca[1]，故安全。 小齿轮校核 载荷 支反力F 弯矩M 总弯矩 扭矩 水平面H FNH1=2573.1N FNH2=1371.4N MH=192339.2Nmm M=281377Nmm 147528Nmm 垂直面V FNV1=2747.5N FNV2=1197N MV=205375.6Nmm 进行校核时，通常只校核轴上最大弯矩和扭矩的截面的强度，扭转切应力为脉动循环变应力，取α=0.6，轴的计算应力 σ=

M1(T)W222813772(0.6147528)62802MPa46.9MPa

前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得【1】=60MPa，因此ca[1]，故安全。 （1）

输出轴

1）输出轴的功率，转速和转矩

p3p223p2125.9320.990.975.70 KW

nT3ni23842.68143.28 r/min

2339550Pn3395505.70143.28379.92Nm

2）作用在输出轴大齿轮上的力与中间轴小齿轮上的力大小相等，方向相反，是一对作用力与反作用力。则输出轴大齿轮上的各力分别为

3FFt2TdFt2=

2147.5281074.8=3944.5 N

2rtancosn=3944.5tan200cos14.26oN=1481.3N

F1.

aFtan3944.5tan14.26=1002.5N t初步确定轴的最小值

按公式初步估计轴的最小直径。选取材料为45钢，调质处理。查表取A0112得

dminPAn1333=11235.7143.28mm=38.23mm

输出轴的最小直径显然是用来安装轴承。由于轴的载荷较大，选择较大的直径尺寸。为了另轴和轴承的孔径相适应，同时选择联轴器的型号。选却精度等级单列的圆锥滚子轴承30216。其尺寸为dDT6512024.75(单位mm)dABdDE65mm。LDE24.75mm.

H7n6。故

2. 轴结构的设计

(1) 拟定轴上零件的转配方案。

(2) 1)

根据轴定位的要求确定轴各段直径和长度。

取安装齿轮处的轴段B-C段的直径70mm齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。直齿轮轮毂的宽度为80mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应该略小于

轮毂的宽度，故取LBC=78mm齿轮的左端利用轴肩定位，故轴肩高度大于0.07d，故取h=5，则dCD75mm。

2)

取齿轮距箱体内壁的距离a=4mm,考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应该距箱体内壁一段距离s,取s=4mm，已知滚动轴承宽度T=24.75mm则，LAB=T+s+a+（80-78）=24.75+4+4+2=34.75mm

3) 4)

根据中间轴的长度可以计算LCD=73mm。

选取LEF30mm，dEF60mm,轴段F-G上装联轴器，联轴器型号HL5，则可取dFG=50mm,联轴器长度L=38mm，则F-G的长度可以短些，LFG=36mm.

5) 轴上零件的周向定位

齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按BC的直径查表查得平键截面

bh149mm，键槽长度定为45mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中

H7n6性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是有过度配合

(3)

来保证的，此处选取轴的直径尺寸公差是m6。

确定轴上圆角和倒角的尺寸。轴端的倒角为45°，各轴肩出的圆角半径均取2

水平面H FNH1=2573.1N FNH2=1371.4N MH=192339.2Nmm M=297837.5Nmm 147528Nmm 垂直面V FNV1=3042.2N FNV2=902.3N MV=227404.5Nmm 3.轴的校核

载荷 支反力F 弯矩M 总弯矩 扭矩 进行校核时，通常只校核轴上最大弯矩和扭矩的截面的强度，扭转切应力为脉动循环变应力，取α=0.6，轴的计算应力 σ=

M1(T)W22297837.5(0.6147528)33656.922MPa9.2MPa

前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得【1】=60MPa，因此ca[1]，故安全。