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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P/KW3.3轴转速n/ r/min750齿轮齿数Z，25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、设计目的经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
2、 5-1 P=3.3Kw n=750r/min z3=25 m=3mm a=20 d=75mm Ft=1121N Fr=408NP232 表 8-1(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，为便于制造米用软齿面齿轮，由表 5-1 ,大齿轮米用45# 钢正火，162217HBS;6 P 直齿轮所受转矩 T 9.55 1 0 =9.55X 106 x 3.3/750=42020N.mm ;n 计算齿轮受力：齿轮分度圆直径: d=mz3=3 x 25=75mm齿轮作用力：圆周力 Ft=2T/d=2X 42020/75=1121N径向力 Fr=Fttan a=1
3、120.5Xtan20 =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，其机械性前由表 8-1 查得：b B=637MPa, b s=353MPa, b -i=268MPa, r -i=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：0.34，扭转时：0.34;（3）进行轴的结构设计：dmin =25.0mm 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 8-23 T=30MPa, Ao=118D=160mm带型号
4、为A型带根数z=4l=160mms=100mma N叵得 dmin=A0=118X=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l1=63mm ;d1 =25.0mm l1=63mm d2=30mm l2=57.5mm d3= 35mm l3=52m
5、m d4=38mm l4=78mm d5=44mm l5=10mm d6=40mm l6=21.5mm d7=35mm l7=20mm2）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 ,
6、 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，b=52mm , l6=21.5mm，轴套外径取 45mm。9）轴承盖：取 螺钉数 6 个，d=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：选用6207型轴承，其宽度为17mm,考虑到箱
7、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d=75mm da=81mm df=67.5mm db=70.78mm v=2.94m/sP151 表 5-6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 30H/M62）轴与两轴承为过盈配合，符号为 35H/K63）直齿轮与轴，带轮与轴之间经过平键连接，经过查设计手册得键截面尺寸分别为 bx h=10mm x 8mm 和8mm x 7mm ,齿轮处键槽长度为70mm
8、 ,带轮处键槽长度为 50mm，键槽深度分别为 5mm、4mm。其中，直齿轮米用平辐板铸造齿轮，参数如下：齿轮分度圆直径：d=mz3=3 x 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=dcosa=75X cos20 =70.78mm圆周速度：v=T dn/(60 X 1000)=皿 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成1
9、X 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) 轴的疲劳强度校核绘制轴的受力图2-1计算轴的支反力水平面的支承反力:Fry. 30 =1占。=204N160160X80-9x269 1121 xfiO- 950 x 260均样= = 9B3 即160=皿ISO垂直面的支承反力：4x8D + f?x 100 1121x804-950x100-一=11S4N口:水平面弯矩：Mhv=0垂直面弯矩：Mvv=Q 100=950 100=95000N mm合成弯矩后 Mv=95000 N mmvrn截面处弯矩为：水平面弯矩：
10、Mh皿=R2H 80=16320N mmMv皿=RivX 80=92320 Nnm合成弯矩后M 1=、虬】/ +心+昭披0=93751 N mmMca1= T =25212 N mm+ (aT)2Mca2=98288 N mmm/ + (aT)2Mca3=97082N mm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=48962 N mm川剖面处计算应力b c
11、a=Mca5/W=31.3MPa皿剖面处计算应力b ca=Mca3/W=17.7MPaP32附1、 1-2表1-由表 8-3 插值得(b-1=58.7 MPaoca S, II 面安全校核叫和皿剖面疲劳强度，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，k6=1.97, k=1.8。可剖面因过渡圆角弓I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, k2.12, k=1.98叫面因键槽引起应力集中系数由附表1-1插值可得，kn.86, k=1.62故VII剖面按配合产生应力集中计算Mv： 3我* =677
12、66 N mmT=42020N mm (max=Mv/W=67766/ (0.1 X 30 =25.1MPa 凤= omax=25.1MPa (m=0max=T/W=42020/ (0.2 X 30=7.8 MPam= t= max/2=3.9 MpaW0.81, s=0.76, 3o=0.92,护0.92S。F_ K= 120&= = I瓦多E D.HB.7SXM g 皿SA：S=匡混解=16.2S=1.51.8SS,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，当量动载何 P-fmR, Ri R2,取 fm=1.5, P=1758N, C=15300N滚子轴承-10/3,则寿命土1驰=妥(9=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p-120MPa。齿轮：Lc=L-b=70-10=60mmdT 4x42020.pc或=即带轮：Lc=L-b=50-8=42mm4T 4 X 42020&二疵广心7同疔皿咛回
