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、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家3轴输入功率P/KW3.3轴转速n/(r/min)750齿轮齿数Z325齿轮模数m/mm3齿轮宽度B/mm80大带轮直径D/mm160带型号A带根数Z4l/mm160s/mm100带传动轴压力Q/N950轴承旁螺栓直径d/mm121、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5-1P=3.3Kwn=75

2、0r/minZ3=25(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;m=3mma=20°d=75mmFt=1121NFr=408NP232表8-1直齿轮所受转矩T=9.55父106P=9.55X106X3.3/750=42020N.mm;n计算齿轮受力：齿轮分度圆直径：d=mz3=3x25=75mm齿轮作用力：圆周力Ft=2T/d=2X42020/75=1121N径向力F产Fttana=1120.5Xtan20°=408N;（2）选择轴的材料，写出材料的机械性能

3、：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：bB=637MPa,s=353MPa,-1=268MPa,。-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：中门=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dmin=25.0mmD=160mm带型号为A型带根数z=4l=160mms=100mm准值：由式（8-2）及表8-2tT=30MPa,Ao=118得dmin=A0错误！未找到引用源。=118X错误！未

4、找到引用源。=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=63mm；2）左起第二段，轴肩段：d1=25.0mml1=63mmd2=30mml2=57.5mmd3=35mml3=52mmd4=38mml4=78mmd5=44mml5=10mmd6=40mml6=

5、21.5mmd7=35mml7=20mm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

6、,七，轴套尺寸：经计算，b=52mm,l6=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=1.2d3=9.6mm,Do=D+2.5d3=92mm,D4=D-(1015)mm,贝U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。考虑轴上零件的周向固定

7、，选择连接形式和配合符号d=75mmda=81mmdf=67.5mmdb=70.78mmv=2.94m/sP151表5-61)轴与透盖之间的密封圈为间隙配合，符号为30H7m62)轴与两轴承为过盈配合，符号为35H7K63)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+2haxm=75+2x1.0x3=81mm齿轮齿根圆直径：df=d-

8、2(ha+c)xm=75-2x1.25x3=67.5mm齿轮基圆直径：db=dcosa=75Xcos20°=70.78mm圆周速度：v二错误！未找到引用源。dn/(60X1000)=错误！未找到引用源。错误！未找到引用源。X75X750/(60X1000)=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：错误！未找到引用源。=错误！未

9、找到引用源。错误！未找到引用源。=错误！未找到引用源。垂直面的支承反力：1601121x30+950x100160=11545=-983ArJ；x80-(?x2601121x80-950x260160=169则可得：错误！未找到引用源。=错误！未找到引用源。=1172N错误！未找到引用源。=错误！未找到引用源。=1004N错误！未找到引用源。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IIIIIIIVV¥1皿VIDIX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：Mvv=Q100=

10、950100=95000Nmm合成弯矩后Mv=95000Nmm皿截面处弯矩为：水平面弯矩：Mh皿=R2H80=16320NmmMv/RivX80=92320Nnm合成弯矩后Mi=错误！未找到引用源。错误！未找到引用源。找到引用源。=93751Nmm错误！未找到引用源。图2-3Rh十inFrRi1ii!t_；16320li1图2-5扭矩图如图2-7,T=42020Nmm,计算弯矩图如图2-8。弯矩按脉动循环变化处理，:=0.6Mcai=错误！未找到引用源。错误！未找到引用源。=25212NmmMcak错误！未找到引用源。=98288NmmMca3二错误！未找到引用源。错误！未找到引用源。=970

11、82NmmMca4=Mi=93751Nmm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大。故此两处较危险，校核此两处。线性插值取近似值得：Mca5=48962Nmm出剖面处计算应力bca=Mca5/W=31.3MPavrn剖面处计算应力dca=Mca3/W=17.7MPa由表8-3插值得矶1=58.7MPacca<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

12、、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。口和皿剖面相比较直径相同，皿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），所以口剖面较危险，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，ka=1.82,k=1.60。I面因配合(H力k6)引起的应力集中，系数由附表1-1插值可得，k=1.97,k=1.51。出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产

13、1.98,k=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/(0.2X30=7.8MPa十二m=向ax/2=3.9Mpa绝对尺寸影响系数由附表1-4查得，£尸0.88,卡0.81,表面质量系数由附表1-5插值得，3o=0.92,3=0.92。n面的安全系数S=Sr=179贰+092x0.31x3.9+0.2x35P32附表1-1、1-2取S=1.51.8,故S>Sn面安全校核口和皿剖面疲劳强度，皿剖面因配合(H7/r6)引起的应力集中系数由附表1-1插值得，k<=1.97,k=1.8。V1剖面因过渡圆角引起应力集中系数，由附表1-2插值得

14、(D-d)/r=(38-35)/1=3,r/d=1/35=0.028,k2.12,k=1.98口面因键槽引起应力集中系数由附表1-1插值可得，k0=1.86,k=1.62故口剖面按配合产生应力集中计算MV错误！未找到引用源。=67766NmmT=42020Nmm(max=错误！未找到引用源。=67766/(0.1X30=25.1MPaOa=Omax=25.1MPa(m=0max=错误！未找到引用源。=42020/(0.2X孑0=7.8MPam=t=max/2=3.9Mpa£产0.81,£=0.76,3-0.92,3干0.92S，=错误！未找到引用源。=错误！未找到引用源。$=错误！未找到引用源。S=昔误！未找到引用源。错误！未找到引用源。=16.2S=1.51.8S>S,安全。(5)轴承寿命校核已算出轴承支反力Ri=1172N,R2=1004No向心轴承，当量动载荷P=fmR,Ri>R2,取fm=1.5,P=1758N,C