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
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。
1-2
1）轴与透盖之间的密封圈为间隙配合，符号为Ф30H7/m6 2）轴与两轴承为过盈配合，符号为Ф35H7/K6
3）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=mz
=3×25=75mm
3
=d+2ha×m=75+2×1.0×3=81mm 齿轮齿顶圆直径：d
a
=d-2(ha+c)×m=75-2×1.25×齿轮齿根圆直径：d
f
3=67.5mm
=dcosα=75×cos20°=70.78mm 齿轮基圆直径：d
b
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2-1
②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
==1004N
③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 HⅧ=R2H?80=16320N?mm
M VⅧ=R1V×80=92320 N?mm
合成弯矩后M1=√M HⅧ2+M VⅧ2=√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，?=0.6
M ca1=
=25212 N ?mm
M ca2=√M V 2+(αT)2=98288 N ?mm M ca3=√M 12+(αT)2=97082N ?mm
M ca4=M 1=93751N ?mm
图2-7
95000
93320
16320
95000
93751
42020
图2-8
④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 mm
Ⅲ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
25212
98288
97082
93751
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）=7.8MPa τa =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
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，k σ=1.97，k τ=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，k σ=2.12，k τ=1.98 Ⅶ面因键槽引起应力集中系数由附表1-1插值可得，k σ=1.86，k τ=1.62
