一级直齿圆柱齿轮减速器输入轴组合结构-设计计算说明书.docx

题目1: 一级直齿圆柱齿轮减速器输入轴组合结构设计（见图1）
图1
1-大带轮：2-轴承：3-齿轮；4-轴 原始数据见表l-lo
表1-1设计方案及原始数据
项目
设计方案
3
轴输入功率
P/KW
3.3
轴转速
n /(r/inin)
750
齿轮齿数
乙
25
齿轮模数
m! mm
3
齿轮宽度
B! mm
80
大带轮直径
DI mm
160
带型号

A
带根数
z
4

I! mm
160

s! mm
1
带传动轴压力
Q/N
950
轴承旁螺栓直径
d! mm
12
1、设计目的
通过完成轴系部分大作业，要求掌握:
（1）轴的结构设计过程；
（2）轴的强度计算方法；
（3）轴承的选型设计和寿命计算；
（4）轴承的组合结构设计方法和过程。
2、设计步骤
P137 表 5-1 P=3.3Kw n=750r/min z3=25
（1）根据己知条件计算传动件的作用力。
①选择直齿圆柱齿轮的材料：
传动无特殊要求，为便于制造采用软齿面齿轮，由表5-1,大齿轮采用 45# 钢正火，162~217HBS；
p
② 直齿轮所受转矩T = 9.55x 106 — =9.55X106X3.y750=42020N.mm；n
m=3mm a=20°
③计算齿轮受力：
d=75mm
齿轮分度圆直径：d=mzs=3 X 25=75mm
Ft=1121N
齿轮作用力：圆周力 Ft=2T/d=2 X 42020/75=1121N
径向力 Fr=Fttana=1120.5Xtan20<> =408N：
Fr=408N
（2）选择轴的材料，写出材料的机械性能：
选择轴的材料：该轴传递中小功率，转速较低，无特殊要求，故选择45优 质碳素结构钢调制处理，
其机械性能由表 8-1 查得：。B=637MPa,。s=353MPa,。」=268MPa,
t .i=155MPa
由表1-5查得：轴主要承受弯曲应力、扭转应力、表面状态为车削状态，弯
曲时：y/a = 0.34，扭转时：y/r = 0.34 :
（3）进行轴的结构设计：
①按扭转强度条件计算轴的最小直径dmin,然后按机械设计手册圆整成标
P232 表 8-1
准值：
由式（8-2）及表 8-2[TT]=30MPa, Ao=118
得dmin=Ao错误味找到引用源o=U8X错误味找到引用源°=19.34mm,圆
dmin=25.0mm
整后取 dmin=20.0mm
D=160mm
计算所得为最小轴端处直径，由于该轴段需要开一个键槽，应将此处轴
带型号为A型
径增大 3%~5%,即 cUn=（l+5%）d=21.0,圆整后取 dmin=25.0mm：
②以圆整后的轴径为基础，考虑轴上零件的固定、装拆及加工工艺性等要 求，设计其余各轴段的直径长度如下：
带根数z=4
1）大带轮开始左起第一段：
l=160mm
带轮尺寸为：ds=25mm,宽度L=65mm
并取第一段轴端段长为li=63mm；
2）左起第二段，轴肩段：
轴肩段起定位作用，故取第二段轴径d2=30mm。由l2=s-l/2-10=57.5mm,
s=1mm
取 l2=57.5mm；
di=25.0mm
3）左起第三段，轴承段：
li=63mm
初步轴承型号选择，齿轮两侧安装一对6207型（GB297-84）深沟球
d2=30mm
轴承。其宽度为17mm,左轴承用轴套定位，右轴承用轴肩定位。
l2=57.5mm
该段轴径d3= 35mm；
d3= 35mm
4）左起第四段，齿轮轴段：
l3=52mm
取轴径d4=38mm,齿轮宽度B=80mm»则取l4=78mm：
d4=38mm
5）左起第五段，轴环段：
l4=78mm
取轴径 d5=44mm, l5=10mm ；
ds=44mm
6）左起第六段，轴肩段：
l5=10mm
取轴径d6=40mm；
d6=40mm
7）左起第七段，轴承段：
l6=21.5mm
取轴径 cb=35mm, l7=20mm ；
d7=35mm
8）确定13, 16,轴套尺寸：
经计算，l3=52mm, 16=21.5mm,轴套外径取45mm。
l7=20mm

9) 轴承盖：
取螺钉数 6 个,di=45mm,d3=8mm, b=10mm, h=10mm,e=1.2d3=9.6mm, Do=D+2.5d3=92mm, D4=D-(10~15)mm,则取 D4=D-12=60mm, Di=68mm, D2=112mm, m=17mm；
10) 其它定位尺寸：
选用6207型轴承，其宽度为17mm,考虑到箱体的铸造误差及装配时 留有必要的间隙，取齿轮端面至箱体壁间的距离为21.5mm,滚动轴承 与箱内边距为10mm,轴承处箱体凸缘宽度应按箱盖与箱座连接螺栓 尺寸及结构要求确定，暂取42mm。
③ 考虑轴上零件的周向固定，选择连接形式和配合符号
d=75mm da=81mm df=67.5mm db=70.78mm v=2.94m/s
P151 表 5-6
1) 轴与透盖之间的密封圈为间隙配合，符号为(P30H方m6
2) 轴与两轴承为过盈配合，符号为中35H0K6
3) 直齿轮与轴，带轮与轴之间通过平键连接，通过查设计手册得键截面 尺寸分别为bXh=10mmX8mm和8mmX7mm,齿轮处键槽长度为70mm,带 轮处键槽长度为50mm,键槽深度分别为5mm、4mm°
其中，直齿轮采用平辐板铸造齿轮，参数如下：
齿轮分度圆直径：d=mz3=3X25=75mm
齿轮齿顶圆直径：da=d+2haX m=75+2X 1.0X3=81mm
齿轮齿根圆直径：df=d-2(ha+c) X m=75-2X 1.25X3=67.5mm
齿轮基圆直径：db=dcosa=75Xcos20 =70.78mm
圆周速度：v=错误!未找到引用源o dn/(60X10)=错误!未找到引用 源。X 75 X 750/(60 X 10)=2.94m/s
由表5-6,选齿轮精度为8级。
④ 其余细部结构
考虑轴的结构工艺性，在轴的左端和右端均制成1X45。倒角，两端装 轴承处为磨削加工，留有砂轮越程槽，为了便于加工，齿轮、带轮的键 槽布置在同一母线上，并取同一截面尺寸。
(4) 轴的疲劳强度校核
①绘制轴的受力图2-1
图2-1

②计算轴的支反力
水平面的支承反力：
错误!未找到引用源。二错误!未找到引用源。
错误!未找到引用源。二错误!未找到引用源。
垂直面的支承反力：
ZX80 + QX1
160
1121X30 + 950X1
160
=1154N

=-983jV
在 X 80- Q X 260 _ 1121 X80- 950X 260
160 二 160
则可得：错误!未找到引用源。二错误味找到引用源。=1172N错误!未找到引用源。=错误味找到引用源。=14N
③ 绘制轴的弯矩图和扭矩图（如图2-3,2-4,2-5所示）
设计的轴的结构如图2・2所示
I II in iv v wvnix
I

1 11111 iv v vivn vn ix x
图2-2
水平面弯矩图为Mh，垂直面弯矩为Mv，合成弯矩为M
V截面处的弯矩为：
水平面弯矩：Mhv=O
垂直面弯矩：Mw=Qxl=950xl=950N mm
合成弯矩后Mv=950 N mm
VIII截面处弯矩为：
水平面弯矩：Mmn=R2Hx80=16320N mm
Mv；®=Rivx8O=9232O N mm
合成弯矩后M】二错误味找到引用源。二错误!未找到引用源。=93751 N-mm
扭矩图如图2-7, T=42020 N mm,计算弯矩图如图2-8。
弯矩按脉动循环变化处理，a=0.6
Mcai=错误!未找到引用源。=25212 N mm
Mca2=错误味找到引用源。=98288 N mm
Mca3=错误!未找到引用源。=97082N mm
Mca4=Mi=93751N mm
图2-8
④确定危险截面，计算计算应力、其安全系数，校核轴的疲劳强度
1）计算计算应力：
左起阶梯轴一、二之间的截面直径最小dmin= 25mm，计算弯矩较大； 轴承2受力点处截面d=35mm,轴径不是最大但所受计算弯矩最大。故此两处较 危险，校核此两处。线性插值取近似值得：Mca5=48962 N mm
III剖面处计算应力。ca=MCa5/W=31.3MPa
VH1剖面处计算应力。c3=Mca3/W=17.7MPa 由表 8-3 插值得[ob].i=58.7 MPa oca<[0b]-i» 故安全。
2）校核疲劳强度，计算其安全系数：
I-X截面均为有应力集中源的剖面，均可能是危险截面，III、IV、V剖面均 为过渡圆角引起应力集中，计算弯矩值很接近，只验算I【面即JL I剖面与I【剖 面相比较，只是应力集中影响不同，可取应力集中系数大的进行验算。VII和VIII剖 面相比较直径相同，VIII剖面计算弯矩值较大，但应力集中影响较小（过盈配合及 键槽引起的应力集中均在两端），所以VII剖面较危险，需进行验算。
校核【【面疲劳强度』面由键槽引起的应力集中系数，由附表1-1插值可•得, ko==1.82/kx=1.60 o
I面因配合(H7k6)引起的应力集中，系数由附表1-1插值可得，k°=1.97, kr=1.51o
III剖面由过渡圆角引起的应力集中系数，由附表1-2可得， (D-d)/r=(35-30)/l=5, r/d=1/30=0.033； k°=1.98, kx=1.63o 故应按过渡圆角引起应 力集中系数校核III面。
Tmax=T/WT=42020/ (0.2x303) =7.8MPa
Ta=Tm=Tmax/2=3.9Mpa
绝对尺寸影响系数由附表1-4查得，喝=0.88, %=0.81,
表面质量系数由附表1-5插值得，0。=0.92,供=0.92。
II面的安全系数
5 =5r =
155
1.51
= 17.9
X 3.9 +0.2 x 3.9
P32 附表 1-1.
1-2
取[S]=l.5~l.8,故S>[S], II面安全
校核VI]和训剖面疲劳强度，VIII剖面因配合(H7/r6)引起的应力集中系数由 附表 1T 插值得,ko=1.97, kt=1.8o
VI剖面因过渡圆角引起应力集中系数，由附表1-2插值得
(D-d) /r=(38-35)/l=3, r/d="5=0.028, ko=2.12, kT=1.98
VII面因键槽引起应力集中系数由附表1-1插值可得，k/1.86, kr=1.62
故VII剖面按配合产生应力集中计算
Mv错误味找到引用源。=67766 N mm
T=42020N-mm
Omax=错误味找到引用源。=6776& (0.1X303) =25.1MPa
Oa=amax=25.1MPa
Om=0
Tmax=错误味找到引用源。=42020/ (0.2X303) =7.8 MPa
Tm=Ta=TmaxZ2=3-9 Mpa
eo=0.81» 给=0.76,。广0.92,禺=0.92
SL错误!未找到引用源。二错误!未找到引用源。
Sc错误味找到引用源。
S=错误!未找到引用源。=16.2
[S]=1.5~1.8
S>[S],安全。
(5) 轴承寿命校核
巳算出轴承支反力Ri=1172N, R2=14No
向心轴承，当量动载荷 P=fmR，Ri>R2,取 fm=1.5, P=1758N, C=153N
滚子轴承8=10/3,则寿命错误!未找到引用源。=3x104 h
(6) 键连接按过盈配合连接计算
轴与齿轮、轴与带轮间均采用平键连接，键材料用45号钢，采用A型键
轻载冲击错误!未找到引用源。=120MPao
齿轮：Lc=L-b=70・10=60mm
4X42020
gEO = "MP < M
。蚌错误!未找到引用源。=38x8x60
带轮：Lc=L-b=50-8=42mm
4T 4x42020
扁—新 4一 25X7X42— 23"餐］
两个键均满足强度要求。