圖2-5
（1）選擇軸的材料
選用45#鋼，滲碳處理。
（2）估算軸危險截面直徑
將軸看成兩端鉸接的梁，則軸上的受力情況如下圖：
圖2-6
由上圖不難看出在與鏈輪配合處的軸段所受彎矩最大，其值：
Mmax=FrL/2 2-7
=P1L/4
=18096×627/4
=2822976N.mm
=2822N.m
P1——物料、牽引件及料斗等重力的合力（N），經計算得P1=18096N
Fr——軸承的支反力（N），經分析等于P1/2=9048N；
L——兩受力點間的距離（mm），由構造設計得L=627mm。
扭矩按轂的中點計算，所以
T=P（d2/2+t1/2） 2-8
=3582.3×（75/2+4.3/2）
=142038.8N.mm
=142N.m
P——斗提機的圓周力（N）；
t1——轂深，查《機械設計課程設計》表4.5-1得t1=4.3mm
剪力圖、彎矩圖及扭矩圖如下：
圖2-7
此軸為轉軸，按彎扭合成計算與聯軸器配合段軸徑：
因為此軸既受彎矩又受扭矩
由公式知：
2-9
M─彎矩（計算得2822N.m）
T─扭矩（計算得142N.m）
─校正系數（扭應力不變時取0.65）
─軸的許用彎曲應力（查表得170M ）
∴d =67.55 mm
此處開有鍵槽，軸徑增大5﹪
=67.55×(1+0.05)=70.92mm
（3）精確強度校核計算
軸強度的精確校核是在軸的結構及其尺寸確定后進行的，通常采用安全系數校核法。軸的安全系數校核計算包括兩個方面：疲勞強度安全系數和靜強度安全系數校核。
①疲勞強度安全系數校核
疲勞強度安全系數校核的目的是校核軸對疲勞破壞的抵抗能力，它是在經過軸的初步計算和結構設計后，根據其實際尺寸，承受的彎矩、轉矩圖，考慮應力集中，表面狀態，尺寸影響等因素及軸材料的疲勞極限，計算軸的危險截面處的安全系數值是否滿足許用安全系數值。
S=
許用安全系數S
表2-8
條件 S
材料的力學性能符合標準規定（或有實驗數據），加工質量能滿足設計要求。 載荷確定精確，應力計算準確
載荷確定不夠精確，應力計算較近似
載荷確定不精確，應力計算較粗略和軸徑較大（d 200mm）
脆性材料制造的軸 1.3~1.5
1.5~1.8
1.8~2.5
2.5~3
a） S -只考慮彎矩作用時的安全系數
S = 2-10
—對稱循環應力下的材料彎曲疲勞極限， =210MPa；
—彎曲時的有效應力集中系數， =1.76；
—表面質量系數（ =1.9，滲碳處理）；
—彎曲時的尺寸影響系數， =0.81；
—-材料拉伸的平均應力折算系數；
—彎曲應力的應力幅， =14.23 （ ，
Z = - , b=20,t=12,）
—彎曲應力的平均應力，0MPa（對稱循環 ）
所以： S = =1.54
b） -只考慮扭矩作用時的安全系數
S = 2-11
—對稱循環應力下的材料扭轉疲勞極限， =140MPa
K —扭轉時的有效應力集中系數,K =1.54
—扭轉時的尺寸影響系數, =0.76
—-扭轉的平均應力折算系數
—扭轉應力的應力幅， =51.44MPa（ ，
Z = - , b=20,t=12,）；
—扭轉應力的平均應力，0MPa（對稱循環 ）
所以：S = =2.55
綜合2-10、2-11得：S= =1.33
S (載荷確定精確，應力計算準確S -按疲勞強度計算的許 用安全系數，見上表)；
所以疲勞強度滿足條件
②靜強度安全系數校核
本方法的目的是校驗軸對塑性變形的抵抗能力，即校核危險截面安全系數。
=
靜強度的許用安全系數S
表2-9
0.45~0.55 0.55~0.7 0.7~0.9 鑄造軸
S
1.2~1.5 1.4~1.8 1.7~2.2 1.6~2.5
a） 只考慮彎曲時的安全系數
S = 2-12
——材料的拉伸屈服點 =300 MPa
Z——軸危險截面的抗彎截面系數，14.23cm
M ——軸危險截面上的最大彎矩2822N m
所以：S = =2.2
b） 只考慮扭轉時的安全系數
S = 2-13
-材料的扭轉屈服點，一般 =0.60
Z -軸危險截面的抗扭截面模數，Z =6.065
T -軸危險截面上的最大扭矩，142N m
所以： S = =3.
綜合2-11、2-12得： = =3.5 S =（1.7~2.2）
所以滿足靜強度條件
③軸的剛度校核
由于軸短，所以無須進行剛度校核
（4）軸伸處外伸軸徑 （軸在此處僅受扭矩的作用）
=17.2 2-14
=53.32mm
根據取整原則 =55mm。
2.6鏈輪的設計
鏈輪分度圓直徑d=p/sin(180º/z) 2-15
=pK
=100×3.8637