一级直齿圆柱齿轮减速器输入轴组合结构设计计算说明指导书.doc

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11-大带轮；2-轴承；3-齿轮；4-轴原始数据见表1-1。 表1-1 设计方案及原始数据项目设计方案 3轴输入功率 3.3轴转速 750齿轮齿数 25齿轮模数 3齿轮宽度 80大带轮直径 160带型号 A带根数 4 160 100带传动轴压力 950轴承旁螺栓直径 121、设计目标经过完成轴系部分大作业，要求掌握：（1）轴结构设计过程；（2）轴强度计算方法；（3）轴承选型设计和寿命计算；（4）轴承组合结构设计方法和过程。2、设计步骤（1）依据已知条件计算传动件作用力。 选择直齿圆柱齿轮材料：传动无特殊要求，为便于制造采取软齿面齿轮，由表5-1，大齿轮采取45#钢正火，162217HBS； 直齿轮所受转矩=9.551063.3/750=4N.mm； 计算齿轮受力：齿轮分度圆直径：d=mz3=325=75mm齿轮作用力：圆周力Ft=2T/d=24/75=1121N径向力Fr=Fttan=1120.5tan20=408N；（2）选择轴材料，写出材料机械性能：选择轴材料：该轴传输中小功率，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, -1=268MPa,-1=155MPa由表1-5查得：轴关键承受弯曲应力、扭转应力、表面状态为车削状态，弯曲时： ，扭转时： ；（3）进行轴结构设计： 按扭转强度条件计算轴最小直径dmin，然后按机械设计手册圆整成标准值：由式（8-2）及表8-2T=30MPa，A0=118得dmin=A0=118=19.34mm, 圆整后取dmin=20.0mm计算所得为最小轴端处直径，因为该轴段需要开一个键槽，应将此处轴径增大3%5%，即dmin=(1+5%)d=21.0,圆整后取dmin =25.0mm； 以圆整后轴径为基础，考虑轴上零件固定、装拆及加工工艺性等要求，设计其它各轴段直径长度以下：1） 大带轮开始左起第一段：带轮尺寸为：ds=25mm，宽度L=65mm并取第一段轴端段长为l1=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，取l2=57.5mm；3） 左起第三段， 轴承段：初步轴承型号选择，齿轮两侧安装一对6207 型（GB297-84）深沟球轴承。其宽度为17mm，左轴承用轴套定位，右轴承用轴肩定位。该段轴径d3= 35mm；4） 左起第四段，齿轮轴段：取轴径d4=38mm，齿轮宽度B=80mm，则取l4=78mm；5） 左起第五段，轴环段：取轴径d5=44mm，l5=10mm；6） 左起第六段，轴肩段：取轴径d6=40mm；7） 左起第七段，轴承段：取轴径d7=35mm，l7=20mm；8） 确定l3，l6，轴套尺寸：经计算，l3=52mm，l6=21.5mm，轴套外径取45mm。9） 轴承盖：取螺钉数6个，d1=45mm，d3=8mm，b=10mm，h=10mm，e=1.2d3=9.6mm，D0=D+2.5d3=92mm，D4=D-(1015)mm，则取D4=D-12=60mm，D1=68mm，D2=112mm，m=17mm；10） 其它定位尺寸：选择6207型轴承，其宽度为17mm，考虑到箱体铸造误差及装配时留有必需间隙，取齿轮端面至箱体壁间距离为21.5mm，滚动轴承和箱内边距为10mm，轴承处箱体凸缘宽度应按箱盖和箱座连接螺栓尺寸及结构要求确定，暂取42mm。 考虑轴上零件周向固定，选择连接形式和配合符号1）轴和透盖之间密封圈为间隙配合，符号为30H7/m62）轴和两轴承为过盈配合，符号为35H7/K63）直齿轮和轴，带轮和轴之间经过平键连接，经过查设计手册得键截面尺寸分别为bh=10mm8mm和8mm7mm，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，直齿轮采取平辐板铸造齿轮，参数以下： 齿轮分度圆直径：d=mz3=325=75mm 齿轮齿顶圆直径：da=d+2ham=75+21.03=81mm 齿轮齿根圆直径：df=d-2(ha+c)m=75-21.253=67.5mm 齿轮基圆直径：db=dcos=75cos20=70.78mm 圆周速度：v=dn/(601000)= 75750/(601000)=2.94m/s由表5-6，选齿轮精度为8级。 其它细部结构考虑轴结构工艺性，在轴左端和右端均制成145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、带轮键槽部署在同一母线上，并取同一截面尺寸。（4） 轴疲惫强度校核 绘制轴受力图2-1图2-1 计算轴支反力水平面支承反力：=垂直面支承反力:则可得：=1172N=1004N 绘制轴弯矩图和扭矩图（图2-3,2-4,2-5所表示） 设计轴结构图2-2所表示图2-2 水平面弯矩图为MH，垂直面弯矩为MV，合成弯矩为M 截面处弯矩为： 水平面弯矩：MHV=0 垂直面弯矩：MVV=Q100=950100=95000Nmm 合成弯矩后MV=95000 Nmm 截面处弯矩为： 水平面弯矩：MH=R2H80=16320Nmm MV=R1V80=92320 Nmm 合成弯矩后M1=93751 Nmm 9332095000 图2-3 16320 图2-4 9375195000 图2-5扭矩图图2-7，T=4 Nmm，计算弯矩图图2-8。弯矩按脉动循环改变处理，a=0.6 Mca1= =25212 Nmm Mca2=98288 Nmm Mca3=97082Nmm Mca4=M1=93751Nmm4 图2-793751970829828825212 图2-8确定危险截面，计算计算应力、其安全系数，校核轴疲惫强度1）计算计算应力：左起阶梯轴一、二之间截面直径最小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 Nmm 剖面处计算应力ca=Mca5/W=31.3MPa 剖面处计算应力ca=Mca3/W=17.7MPa 由表8-3插值得b-1=58.7 MPa caS，面安全校核和剖面疲惫强度，剖面因配合（H7/r6）引发应力集中系数由附表1-1插值得，k=1.97，k=1.8。 剖面因过渡圆角引发应力集中系数，由附表1-2插值得（D-d）/r=(38-35)/1=3，r/d=1/35=0.028，k=2.12，k=1.98面因键槽引发应力集中系数由附表1-1插值可得，k=1.86，k=1.62故剖面按配合产生应力集中计算 MV=67766 NmmT=4Nmmmax=MV/W=67766/（0.1303）=25.1MPa=max=25.1MPam=0max=T/W=4/（0.2303）=7.8 MPam=max/2=3.9 Mpa =0.81，=0.76，=0.92，=0.92S=S=S=16.2S=1.51.8 SS，安全。（5）轴承寿命校核 已算出轴承支反力R1=1172N，R2=1004N。向心轴承，当量动载荷P=fmR，R1R2，取fm=1.5，P=1758N， C=15300N滚子轴承e=10/3，则寿命 =3104 h （6）键连接按过盈配合连接计算轴和齿轮、轴和带轮间均采取平键连接，键材料用45号钢，采取A型键轻载冲击=120MPa。 齿轮： Lc=L-b=70-10=60mmpc=带轮： Lc=L-b=50-8=42mm两个键均满足强度要求。P137 表5-1P=3.3Kwn=750r/minz3=25m=3mm=20d=75mmFt=1121NFr=408NP232表8-1dmin =25.0mmD=160mm带型号为A型带根数z=4 l=160mm s=100mmd1 =25.0mml1=63mmd2=30mml2=57.5mmd3= 35mml3=52mmd4=38mml4=78mmd5=44mml5=10mmd6=40mml6=21.5mmd7=35mml7=20mmd=75mmda=81mmdf=67.5mmdb=70.78mmv=2.94m/sP151 表5-6P32附表1-1、1-2