1281636mm取：轴身L466mm
轴环L56mm至此已初步确定轴得长度。3轴上零件得周向定位齿轮，半联轴器与轴的周向定位都采用普通A型平键联接。按d145mm查得平键的截面
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fbh149mmL56mm
同理按d654mmbh1610mmL56mm。同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，
固选择齿轮轮毂与轴得配合选H8
7。半联轴器
与轴得配合选H8k7。滚动轴承与轴得周向定
位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公
差为m6。
4确定轴的的倒角和圆角
取轴端倒角为245°
5求轴上的载荷（见下图）
首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定
轴的支点位置时，应从手册中查出a值参照1
图1523。对与61809，由于它的对中性好所以
它的支点在轴承的正中位置。因此作为简支梁的
轴的支撑跨距为182mm。根据轴的计算简图作
出轴的弯矩图和扭矩图
计
算
齿
轮
Ft2T1d122641175224103235819N
FrFtta
aFtta
20°85831N
通过计算有FNH1758NFNH216002
MHFNH25859361NM
同理有
FNV1330267NFNV269723N
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fMV40788NM
NMM总MH2MV29361240788210211
载水平面H
垂直面V
荷
支FNH1758NFNV1330267N
反FNH216002FNV269723N
力
弯MH9361NmMV40788Nm
矩
总M总10211Nm
弯
矩
扭T3264117Nm
矩
6）按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭
矩的截面（即危险截面C的强度）根据1式
155及表1154中的取值，且≈06（式中的弯
曲应力为脉动循环变应力。当扭转切应力为静应
力时取≈03；当扭转切应力为脉动循环变应力
时取≈06）
1）计算轴的应力
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fFNH1758NFNH216002MH9361NmM总10211Nm
（轴上载荷示意图）
ca
M2T32
W
102112062641172
01503mm
1508Mpa
前已选定轴的材料为45号钢，由轴常用材料性
能表查得σ160MPa因此σcaσ1，故安
全。
7）精确校核轴的疲劳强度
1判断危险截面
截面AⅡⅢB只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴
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f的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以截面AⅡⅢB均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面V和V处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面V的
应力集中的影响和截面V的相近，但截面不V受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必作强度校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面C也不必校核。截面V和V显r