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KWP/ 3.3轴转速()m in//rn750齿轮齿数3Z25齿轮模数mmm/ 3齿轮宽度mmB/80大带轮直径mmD/160带型号 A带根数Z 4mml/160mms/100带传动轴压力NQ/950轴承旁螺栓直径mmd/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。

①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，162~217HBS；P137 表5-1P=3.3Kwn=750r/minz3=25② 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：σB =637MPa,σs =353MPa, σ-1=268MPa,τ-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： 34.0=σψ，扭转时： 34.0=τψ；（3）进行轴结构设计：① 按扭转强度条件计算轴最小直径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，因为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：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d 7=35mm ，l 7=20mm ；8） 确定l 3，l 6，轴套尺寸：m=3mmα=20° d=75mm F t =1121N F r =408N P232表8-1d min =25.0mmD=160mm带型号为A 型 带根数z=4l=160mm s=100mm d 1 =25.0mml 1=63mm d 2=30mm l 2=57.5mmd 3= 35mm l 3=52mm d 4=38mm l 4=78mm d 5=44mm l 5=10mm d 6=40mm l 6=21.5mm d 7=35mm l 7=20mm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。

③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Ф30H7/m62）轴和两轴承为过盈配合，符号为Ф35H7/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，直齿轮采取平辐板铸造齿轮，参数以下：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其它细部结构考虑轴结构工艺性，在轴左端和右端均制成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①绘制轴受力图2-1图2-1②计算轴支反力水平面支承反力：==d=75mmd a=81mmd f=67.5mmd b=70.78mmv=2.94m/sP151 表5-6垂直面支承反力:则可得：==1172N==1004N③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M H，垂直面弯矩为M V，合成弯矩为MⅤ截面处弯矩为：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⋅mmⅧ截面处弯矩为：水平面弯矩：M HⅧ=R2H⨯80=16320N⋅mmM VⅧ=R1V×80=92320 N⋅mm合成弯矩后M1===93751 N⋅mm9500093320图2-3图2-4图2-5扭矩图图2-7，T=42020 N ⋅mm ，计算弯矩图图2-8。

弯矩按脉动循环改变处理，α=0.6 M ca1= =25212 N ⋅mmM ca2==98288 N ⋅mm M ca3==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1632095000937512521298288420209708293751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=31.3MPaⅧ剖面处计算应力σca=M ca3/W=17.7MPa由表8-3插值得[σb]-1=58.7 MPaσca<[σb]-1，故安全。

2）校核疲惫强度，计算其安全系数：Ⅰ-Ⅹ截面均为有应力集中源剖面,均可能是危险截面, Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ剖面均为过渡圆角引发应力集中，计算弯矩值很靠近，只验算Ⅱ面即可。

Ⅰ剖面和Ⅱ剖面相比较，只是应力集中影响不一样，可取应力集中系数大进行验算。

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（过盈配合及键槽引发应力集中均在两端），所以Ⅶ剖面较危险，需进行验算。

校核Ⅱ面疲惫强度。

Ⅱ面由键槽引发应力集中系数，由附表1-1插值可得，kσ=1.82,kτ=1.60。

Ⅰ面因配合（H7/k6）引发应力集中，系数由附表1-1插值可得，kσ=1.97，kτ=1.51。

Ⅲ剖面由过渡圆角引发应力集中系数，由附表1-2可得，(D-d)/r=(35-30)/1=5，r/d=1/30=0.033；kσ=1.98，kτ=1.63。

故应按过渡圆角引发应力集中系数校核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面安全系数取[S]=1.5~1.8，故S>[S]，Ⅱ面安全校核Ⅶ和Ⅷ剖面疲惫强度，Ⅷ剖面因配合（H7/r6）引发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，kσ=2.12，kτ=1.98Ⅶ面因键槽引发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==P32附表1-1、1-2Sτ=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ε=10/3，则寿命=3⨯104h（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。