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2、设计步骤（1）根据已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 ； ② 直齿轮所受转矩nPT 61055.9⨯==9.55×106×3.3/750=42020N.mm ； ③ 计算齿轮受力：齿轮分度圆直径：d=mz 3=3×25=75mm齿轮作用力：圆周力F t =2T/d=2×42020/75=1121N径向力F r =F t tan α=1120.5×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，其机械性能由表8-1查得：σB =637MPa,σs =353MPa, σ-1=268MPa, τ-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：34.0=σψ，扭转时： 34.0=τψ；（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d min ，然后按机械设计手册圆整成标准值：由式（8-2）及表8-2[τT ]=30MPa ，A 0=118得d min =A 0=118×=19.34mm, 圆整后取d min =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d min =(1+5%)d=21.0,圆整后取d min =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： 1） 大带轮开始左起第一段：带轮尺寸为：d s =25mm ，宽度L=65mm 并取第一段轴端段长为l 1=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d 2=30mm 。

由l 2=s-l/2-10=57.5mm ，取l 2=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d 3= 35mm ；4） 左起第四段，齿轮轴段：取轴径d 4=38mm ，齿轮宽度B=80mm ，则取l 4=78mm ； 5） 左起第五段，轴环段：取轴径d 5=44mm ，l 5=10mm ； 6） 左起第六段，轴肩段： 取轴径d 6=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-(10~15)mm，则取D4=D-12=60mm，D1=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1）轴与透盖之间的密封圈为间隙配合，符号为Ф30H7/m62）轴与两轴承为过盈配合，符号为Ф35H7/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b×h=10mm×8mm和8mm×7mm，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=3×25=75mm齿轮齿顶圆直径：d a=d+2ha×m=75+2×1.0×3=81mm齿轮齿根圆直径：d f=d-2(ha+c)×m=75-2×1.25×3=67.5mm齿轮基圆直径：d b=dcosα=75×cos20°=70.78mm圆周速度：v=dn/(60×1000)= ×75×750/(60×1000)=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1×45°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2-1②计算轴的支反力水平面的支承反力：==垂直面的支承反力:则可得：==1172N==1004N③ 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M H ，垂直面弯矩为M V ，合成弯矩为M Ⅴ截面处的弯矩为：水平面弯矩：M HV =0垂直面弯矩：M VV =Q ?100=950?100=95000N ?mm 合成弯矩后M V =95000 N ?mm Ⅷ截面处弯矩为：水平面弯矩：M H Ⅷ=R 2H ?80=16320N ?mmM V Ⅷ=R 1V ×80=92320 N ?mm合成弯矩后M 1=√M H Ⅷ2+M V Ⅷ2=√163202+923202=93751 N ?mm图2-3图2-4图2-5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，?=0.6M ca1==25212 N ?mmM ca2=√M V 2+(αT)2=98288 N ?mm9500093320163209500093751M ca3=√M 12+(αT)2=97082N ?mmM ca4=M 1=93751N ?mm图2-7图2-8④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d min = 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：M ca5=48962 N ?mmⅢ剖面处计算应力σca =M ca5/W=31.3MPa Ⅷ剖面处计算应力σca =M ca3/W=17.7MPa由表8-3插值得[σb ]-1=58.7 MPa σca <[σb ]-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, 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Ⅱ面即可。

Ⅰ剖面与Ⅱ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Ⅱ面疲劳强度。

Ⅱ面由键槽引起的应力集中系数，由附表1-1插值可得，k σ=1.82,k τ=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 σ=1.97，k τ=1.51。

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)/1=5，r/d=1/30=0.033；k σ=1.98，k τ=1.63。

故应按过渡圆角引起应力集中系数校核Ⅲ面。

τmax =T/W T =42020/（0.2×303）=7.8MPaτa =τm =τmax /2=3.9Mpa绝对尺寸影响系数由附表1-4查得，εσ=0.88，εr =0.81， 表面质量系数由附表1-5插值得，βσ=0.92，βτ=0.92。

Ⅱ面的安全系数2521298288420209708293751取[S]=1.5~1.8，故S>[S]，Ⅱ面安全校核Ⅶ和Ⅷ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1-1插值得，kσ=1.97，kτ=1.8。

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，kσ=2.12，kτ=1.98Ⅶ面因键槽引起应力集中系数由附表1-1插值可得，kσ=1.86，kτ=1.62故Ⅶ剖面按配合产生应力集中计算M V=67766 N?mmT=42020N?mmσmax=M V/W=67766/（0.1×303）=25.1MPaσα=σmax=25.1MPaσm=0τmax=T/W=42020/（0.2×303）=7.8 MPaτm=τα=τmax/2=3.9 Mpaεσ=0.81，ετ=0.76，βσ=0.92，βτ=0.92Sσ==Sτ=S==16.2[S]=1.5~1.8S>[S]，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=f m R，R1＞R2，取f m=1.5，P=1758N，C=15300N滚子轴承?=10/3，则寿命=3?104h（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=120MPa。

齿轮：Lc=L-b=70-10=60mmσpc==带轮：Lc=L-b=50-8=42mm两个键均满足强度要求。