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

1、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 图11-大带轮；2-轴承；3-齿轮；4-轴 原始数据见表1-1 O表1-1设计方案及原始数据DP137 表 5-1P=3.3Kw n=750r/minZ3=25 m=3mm项目设计方某a=20°d=75mm3Ft=1121NFr=408N轴输入功率P/KW3.3P232 表 8-1dmin =25.0mm轴转速750D=160mm带型号为A型n/(r/min )带根数z=4齿轮齿数Z325l=160mms=100mm齿轮模数3d1=25.0mml1=63mmm/mmd2=30m

2、m齿轮宽度80l2=57.5mmd3= 35mmB/mml3=52mm大 带 轮 直径160d4=38mml4=78mmD /mmd5=44mm带型号Al5=10mmd6=40mm带根数Z4l6=21.5mmd7=35mm160l7=20mmd=75mm100da=81mmdf=67.5mm带传动轴压力Q/N950db=70.78mmv=2.94m/s轴承旁螺栓直径12P151 表 5-6P32 附表 1-1、d / mm1-21、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

3、计步骤(1)根据已知条件计算传动件的作用力。 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，162217HBs直齿轮所受转矩T =9.55X106- =9.55 x 106 X n3.3750=42020N.mm;计算齿轮受力：齿轮分度圆直径：d=mzs=3x 25=75mm齿轮作用力：圆周力 Ft =2T/d=2X 42020/75=1121N径向力 Fr=Fttan 0=1120.5 乂 tan20=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

4、，其机械性能由表 8-1 查得：b B=637MPa, b s=353MPa, (r-1=268MPa,T-1=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：中仃= 0.34,扭转时： 中丁 = 0.34；(3)进行轴的结构设计：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准值：由式(8-2)及表 8-2 - T=30MPa, A0=118得 dmin =Ad 1口 =118 x 6。=19.34mm,圆 整后取dmin=20.0mm计算所得为最小轴端处直径，由于该轴段需要开一个 键梢，应将此处轴径增大3%5%即dmin=（1+5%

5、）d=21.0, 圆整后取dmin =25.0mm; 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：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l i=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 L=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

6、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, l?=20mm;8）确定& L轴套尺寸：经计算，"52mm, M=21.5mm,轴套外径取 45mm。9）轴承盖：取螺钉数 6 个，di=45mm, d3=8mm, b=10mm, h=10mm , e=1.2c3=9.6mm , D0=D+2.5c3=92mm , D4=D-（1015）mm,则取 D4=D-12=60mm, Di=68mm, D2

7、=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。 考虑轴上零件的周向固定，选择连接形式和配合符号1）轴与透盖之间的密封圈为间隙配合，符号为 30Hmi62）轴与两轴承为过盈配合，符号为 35H/K63）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 bx h=10mmx 8mm和8mm x 7mm,齿轮处键梢长度为70mm,带轮处

8、键梢长度为50mm,键梢深度分别为 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=3X 25=75mm齿轮齿顶圆直径：da=d+2ha x m=75+2 x 1.0 x 3=81mm齿轮齿根圆直径：df=d-2(ha+c) X m=75-2 X 1.25 X 3=67.5mm齿轮基圆直径： db=dcos a=75X cos20 ° =70.78mm圆周速度：v=T dn/(60 X 1000)= I x 75 X 750/(60 X 1000)=2.94m/s由表5-6,选齿轮精度为 8级。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

9、成1X45。倒角，两端装轴承处为磨削加工，留有砂轮越程糟，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)轴的疲劳强度校核绘制轴的受力图2-1图2-1计算轴的支反力水平面的支承反力：D M80 408X80=二二 一.R产RJ + R-49832 + 2用建1004N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所示图2-2水平面弯矩图为Mh,垂直面弯矩为Mv,合成弯矩为MV截面处的弯矩为：水平面弯矩：Mhv=0垂直面弯矩：Mv产Q ：100=950 ：100=95000N ：mm合成弯矩后Mv=95000 N：mm川截面处弯矩为：

10、水平面弯矩：Mh皿=Rh ：80=16320N：mmMv皿=RvX 80=92320 Nnm合成弯矩后Mi=m m=93751 Nmm16320图2-5扭矩图如图2-7, T=42020 Nmm,计算弯矩图如图2-8弯矩按脉动循环变化处理，=0.6Mcai=1 =25212 N mmMca2=98288 N ：mmMca3=97082N mmMca4=Mi=93751N mm图2-7图2-8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

11、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田剖面处计算应力（Tca=Mca5/W=31.3MPa叩剖面处计算应力（Tca=Mca3/W=17.7MPa 由表 8-3 插值得0b-1=58.7 MPa®a< cb-1 ,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，出、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n面即可。I剖面与n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。叫和叩剖面相比较直径相同，叫剖面计算弯矩值较大，但应力集中影响较小(过盈配合及

12、键槽引起 的应力集中均在两端)，所以即剖面较危险，需进行验算。校核n面疲劳强度。n面由键槽引起的应力集中系数，由附表 1-1插值可得，k 尸1.82,k=1.60。I面因配合(H7/k6 )引起的应力集中，系数由附表1-1插值可得，k<=1.97,kK.51 田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)/1=5 , r/d=1/30=0.033 ; k尸1.98, k钎1.63。故应按过渡圆角引起应力集 中系数校核出面。max=T/WT=42020/ (0.2 X 30 =7.8MPaa= -m= -max/2=3.9Mpa绝对尺寸影响系数由附表

13、1-4查得，e尸0.88, &=0.81 ,表面质量系数由附表1-5插值得，01=0.92,脏0.92。n面的安全系数17.91550.92 X 0.81X 3 9 + 0 2 x 3 9取S=1.51.8,故S>S, n面安全校核VD和川剖面疲劳强度，叫剖面因配合(H7/r6 )引起的应力集中系数由附表1-1 插值得，k0=1.97, kK.8。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)/1=3 , r/d=1/35=0.028 , k 广2.12, k=.98叩面因键槽引起应力集中系数由附表1-1插值可得，k =1.86, k=1

14、.62故VD剖面按配合产生应力集中计算Mv - 67.5尺1 + R2/=67766 N :mmT=42020N mm(max=Mv/W=67766/ (0.1 X §0 =25.1MPaOa = omax=25.1MPa(rn=0max=T/W=42020/ (0.2 X §0 =7.8 MPam = p后 -max/2=3.9 Mpae 产0.81, e k0.76, 0 0=0.92, 0=0.92S(r = "= ： .EL砧US="1S二=16.2S=1.51.8 S>S,安全。(5)轴承寿命校核已算出轴承支反力 Ri = 1172N, R2=1004N。向心轴承，当量动载