同軸式兩級圓柱齒輪減速器設計說明書

華中農業(yè)大學 工學院 機械設計課程設計 1 同軸式兩級圓柱齒輪減速器設計說明書 設計計算及說明 計算結果 1、 設計任務 設計一用于帶式運輸機上的同軸式兩級圓柱齒輪減速器（如圖），工作平穩(wěn)，單向運轉，兩班制工作。運輸帶容許速度誤差為 5%。減速器成批生產，使用期限 10 年。設計參數：運輸機工作軸扭矩 T=1500N m，運輸帶速度 v=0.85m/s，卷筒直徑 D=350。 2、 傳動方案的分析與擬定 如設計任務書 上布置簡圖所示，傳動方案采用 V 帶加同軸式二級圓柱齒輪減速箱。采用V 帶可起到過載保護作用，同軸式可使減速器橫向尺寸較小。 3、 電動機的選 擇 3.1 電動機類型的選擇 按已知工作要求和條件選用 Y 系列一般用途的全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動機，工作電壓為 380V。 3.2 選擇電動機的容量 3.2.1 確定電動機所需功率 工作機的有效功率 wP = 1000vFw = 10002 vDT = kWkW 29.71 0 0 085.0103 5 0 1 5 0 02 3 取 V 帶傳動效率 6.90帶，滾動軸承傳遞效率 9.90滾（三對），齒輪傳動效率 7.90齒，卷筒傳動效率 6.90卷，聯軸器傳動效率 8.90聯。 kWPw 29.7 華中農業(yè)大學 工學院 機械設計課程設計 2 設計計算及說明 計算結果 從電動機到工作機輸送帶間的總效率 16.808.906.907.909.906.90 2424 聯卷齒滾帶 電動機所需功率 kWkWP 93.88 1 6.07 .2 9P w0 因載荷平穩(wěn)，電動 機額定功率mP，只需稍大于0P即可，查表確定電動機功率kWPm 11 。 3.2.2 確定電動機轉速 卷筒軸工作轉速 m i n40.46m i n3503 . 1 4 0 . 8 5100060 100060 rrD vn w V 帶傳動范圍 521 i ，二級圓柱齒輪減速器傳動比 6082 i , 總傳動比范圍 3 0 01660852 i, 電動機轉速可選范圍 wnin 0=（ 16300） 46.40 r min =（ 742.413920） r min 符合這一范圍的同步轉速為 750 r min、 1000 r min、 1500 r min 和 3000 rmin 四種。初選同步轉速為 1000 r min 和 1500 r min 的兩種電動機比較。 方案 型號 同步轉速 r min 滿載轉速 r min 效率 % 質量 1 Y160M-4 1500 1460 88 123 2 Y160L-6 1000 970 87 147 由表中數據 知，兩個方案均可行，但方案 1 電動機質量小，且比價低，故采用方案 1，選擇電動機型號為 Y160M-4。 3.2.3 確定電動機參數 型號 功率 kW 同步轉速 r min 滿載轉速 r min 效率 % 質量 Y160M-4 11 1500 1460 88 123 額定轉矩 2.2 最大轉矩 2.3 電機軸鍵槽寬 F(mm) 12 鍵槽深 GF (mm) 5 電機軸直徑 D(mm) 42018.002.0 電機軸長度 E(mm) 110 H(mm) 160 G(mm) 37 816.0 kWP 93.80 kWPm 11 40.46wn 電動機型號為 Y160M-4 華中農業(yè)大學 工學院 機械設計課程設計 3 設計計算及說明 計算結果 4、 傳動裝置運動及動力參數計算。 4.1 傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比 4.1.1 傳動裝置總傳動比 wmnni = 40.461460 = 31.466 4.1.2 分配各級傳動比 iiii 其中，為使兩級大齒輪直徑相近，取 ii ，取 V 帶傳動的傳動比 5.2i ，兩級圓柱齒輪減速器傳動比 ii = 58 64.125.2 46 6.31 ii ii = 548.35846.12 符合一般圓柱齒輪傳動和兩級圓柱齒輪減速器傳動比的常用范圍。 4.2 傳動裝置的運動和動力參考數的計算 4.2.1 各軸轉速 電動機軸為 0 軸，減速器高速軸為 軸，中速軸為 軸，低速軸為 軸。 m in14600 rnn m n= m in5 8 4m in5.21 4 6 00 rrin m in60.164m in548.3 584 rrinn m in39.46m in5 4 8.3 60.1 6 4 rrinn m in39.46 rnn w 466.31i 5.2i 548.3 ii 華中農業(yè)大學 工學院 機械設計課程設計 4 設計計算及說明 計算結果 4.2.2 各軸功率 kWP 93.80 kWkWPP 57.509693.80 帶 kWkWPP 23.899.097.057.8 滾齒 kWkWPP 90.799.097.023.8 滾齒 kWkWPP w 29.796.098.099.090.7 22 卷聯滾 4.2.3 各軸扭矩 41.581 4 6 093.89 5 5 09 5 5 0 00 mnPT N m 14.1 4 05 8 457.89 5 5 09 5 5 0 nPT N m 50.47760.164 23.89 5 5 09 5 5 0 nPT N m 38.1 6 2 839.46 90.79 5 5 09 5 5 0 nPT N m 74.1 5 0 039.46 29.79 5 5 09 5 5 0 www nPT N m 運動和動力參數如下表： 軸名 參數 電動機軸 高速軸 中速軸 低速軸 卷筒軸 轉速 n (r min) 1460 584 164.60 46.39 46.39 功率 P（ kW） 8.93 8.57 8.23 7.90 7.29 扭矩 T（ N m） 58.41 140.14 476.34 1628.38 1500.74 傳動比 i 2.5 3.548 3.548 1 效率 0.95 0.96 0.96 0.93 華中農業(yè)大學 工學院 機械設計課程設計 5 設計計算及說明 計算結果 5、 傳動零件的設計 5.1 V 帶輪的設計 5.1.1 V 帶設計 電動機功率 kWP 93.80 ，轉速 14600 n r min ，傳動比 5.2i ，每天工作16 小時。 1、 確定計算功率caP 由機械設計（第八版） 156 頁表 8-7 查得工作情況 系數 3.1AK ，故 kWkWPKP Aca 61.1193.83.10 2、 選擇 V 帶帶型 根據caP、0n，根據 機械設計（第八版） 157 頁圖 8-11 選用 B 型。 3、 確定 V 帶輪的基準直徑dd 并驗算帶速 1）初選小帶輪的基準直徑1dd。由機械設計（第八版） 155 頁表 8-6 和 157頁表 8-8，取小帶輪基準直徑 mmdd 1321 。 2）驗算帶速 v smsmndv d 09.10100060 1460132100060 01 因為 smvsm 305 ，故帶速合適。 3）計算大帶輪的基準直徑2dd mmmmdid dd 3301325.212 由機械設計（第八版） 157 頁表 8-8，大帶輪基準直徑圓整為 mmdd 3552 。 kWPca 61.11 B 型 mmd d 1321 mmd d 3552 華中農業(yè)大學 工學院 機械設計課程設計 6 設計計算及說明 計算結果 4、 確定 V 帶的中心距 a 和基準長度dL 1）由式 21021 27.0 dddd ddadd 得， mmamm 9749.3400 ，初定中心距 mma 6500 。 2）計算帶所需的基準長度 02122100 4)(22 addddaL ddddd mm 6504 )132355(35513226502 2 mm2084 由機械設計（第八版） 146 頁表 8-2 選帶的基準長度 mmLd 2000。 3）計算實際中心距 mmmmLLaa dd 6082 208420006502 00 中心距的變化范圍是 mm668578 5、 驗算小帶輪上的包角 1 901 5 96 0 8 3.571 3 23 5 51 8 03.571 8 0 121 add dd 6、 計算帶的根數 z 1）計算單根 V 帶的額定功率 rP 由 mmdd 1321 和 min14600 rn 查 機械設計（第八版） 152 頁表 8-4a得， kWP 52.20 。 mmL d 2000 mma 608 1591 華中農業(yè)大學 工學院 機械設計課程設計 7 設計計算及說明 計算結果 根據 min14600 rn ， 5.2i 和 B 型帶，查表 8-4b 得， kWP 46.00 ，查表 8-5 得 95.0K ，查表 8-2 得 98.0LK ，于是 kWkWKKPPP Lr 77.298.095.046.052.200 2）計算 V 帶的根數 z 19.477.2 61.11 rcaPPz，故取 5 根帶。 7、 計算單根 V 帶的初拉力的最小值 min0F 由機械設計（第八版） 149 頁表 8-3 得， B 型帶的單位長度質量 mkgq 18.0 ，故 2m i n0 5.25 0 0 qvzvK PKF ca N 209.1018.009.10595.0 61.1195.05.2500 N306 應使帶的實際初拉力 min00 FF 。 8、 計算壓軸力 PF 壓軸力的最小值為 NNFzF p 3 0 0 921 5 9s i n3 0 6522s i n2 1m i n0m i n kWPr 77.2 5 根 NF 306m in0 NF p 3009m in 華中農業(yè)大學 工學院 機械設計課程設計 8 設計計算及說明 計算結果 5.1.2 V 帶輪的結構設計 電動機主軸直徑 mmD 42 ，長度 mmE 110 ，轉速 min1460 rn ，主軸上鍵槽深 mmGF 5 ，鍵槽寬 mmF 12 。選擇平鍵 mmmmmm 100812 。 1、小 V 帶輪的設計 選材 200HT ，由于 3005.2 ddd（其中 mmDd 42 ， mmdd 132），故采用腹板式帶輪。 小 V 帶輪 mmmmdd 6.75428.18.11 ， mmmmdL 63425.15.1 由機械設計（第八版） 161 頁表 8-10 查得， mmh a 50.3m in ， mmh f 8.10m in ， mme 4.019 ， mmf 5.11min ， 34 。 則 mmmmhddada 1 3 9)50.321 3 2(2 m i n ， mmmmefB 6.199)4.01945.112(42 ，取 mmB 99 ， mmBC 75.2414.144171 ，取 mmC 20 。 輪槽工作表面粗糙度取 1.6 或者 3.2。 2、大 V 帶輪的設計 選材 200HT ，由于 300355 dd，故采用輪輻式帶輪。查表 10-8 得 38 。 依小 V 帶輪取 mmB 99 ，取 mmd 45 ，則 mmmmdd 81458.18.11 ， mmmmdL 81458.18.1 ， mmmmhdd ada 1 3 9)50.321 3 2(2 m i n ， mmmmzn Pha73.444584 57.8290290 331 ， 腹板式帶輪 輪輻式帶輪 華中農業(yè)大學 工學院 機械設計課程設計 9 設計計算及說明 計算結果 mmmmhh 78.3573.448.08.0 12 ， mmmmhb 89.1773.444.04.0 11 ， mmmmbb 31.1489.178.08.0 12 ， mmhf 95.82.0 11 ， mmhf 16.72.0 22 ， 輪槽工作表面粗糙度取 1.6 或者 3.2。 5.2 齒輪傳動設計 5.2.1 低速級齒輪強度設計 輸入功率 kWP 23.8 ，扭矩 34.476T N m ，轉速 min60.164 rn ，齒數比 548.3 ，工作壽命 10 年兩班制（每天 16 h ）。 1、 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數。 1） 根據傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。 2） 運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用 7 級精度（ GB10095-88）。 3） 材料選擇。由表 10-1 選擇小齒輪材料為 40Cr，調質，硬度為 280HBS，大齒輪材料為 45 鋼，調質，硬度為 240HBS，二者材料硬度差為 40HBS。 4） 選小齒輪齒數 241 z ，大齒輪齒數 1 5 2.85245 4 8.322 zz ，取852 z 。 2、 按齒面接觸強度設計 231 132.2 HEdtZKTd 直齒圓柱齒輪 7 級精度 241 z 852 z 華中農業(yè)大學 工學院 機械設計課程設計 10 設計計算及說明 計算結果 1） 確定公式內的各計算數值。 試選載荷系數 3.1tK， 計算小齒輪傳遞的扭矩， mmNmmNn PT 555 1076.460.164 23.8105.95105.95 由表 10-7 選取齒輪寬系數 1d， 由表 10-6 查得材料的彈性影響系數 218.189 M PaZ E ， 由圖 10-21d 按 齒 面 硬 度 查 得 小 齒 輪 的 接 觸 疲 勞 強 度 極 限MPaH 6001lim ，大齒輪的接觸疲勞強度極限 MPaH 5502lim ， 計算應力循環(huán)次數 81 107 8 1 6.5)103 6 582(160.1 6 46060 njLnN 8812 106 3 0.15 4 8.3 107 8 1 6.5 NN 由圖 10-19 取接觸疲勞強度壽命系數 98.01 HNK， 96.02 HNK， 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為 1%，安全系數 1S ， M P aM P aSK HNH 58860098.0 1l i m11 M P aM P aSK HNH 52855096.0 2l i m22 華中農業(yè)大學 工學院 機械設計課程設計 11 設計計算及說明 計算結果 2） 計算 試算小齒輪分度圓直徑td2，代入 H 中較小的值 232 132.2 HEdttZTKd mm3255288.189548.31548.3110 mm612.108 計算圓周速度 v smsmndv t 94.0100060 60.164612.108100060 2 計算齒寬 b mmmmdb td 6 1 2.1 0 86 1 2.1 0 812 計算齒寬與齒高之比hb 模數 mmmmZdm tt 526.424612.10812 齒高 mmmmmht 18.10526.425.225.2 67.1018.10 612.108 hb 計算載荷系數 根據 smv 94.0 ， 7 級精度，由圖 10-8 查得動載系數 11.1vK， 直齒輪， 1 FH KK， 由表 10-2 查得使用系數 1AK ， mmd t 612.1082 smv 94.0 mmb 612.108 mmm t 526.4 華中農業(yè)大學 工學院 機械設計課程設計 12 設計計算及說明 計算結果 由表 10-4 用插值法查得 7 級精度，小齒輪相對支撐非對稱布置時，432.1HK ， 由 67.10hb， 432.1HK查圖 10-13 得 35.1FK，故載荷系數590.1432.1111.11 HHvA KKKKK 按實際的載荷系數校正所算的的分度圓直徑 mmmmKKddtt 141.1163.1590.1612.108 3322 計算模數 m mmmmzdm 84.424 1 4 1.1 1 612 3、 按齒根彎曲強度設計 2 212FSaFadYYzKTm 1） 確定公式內的各計算數值 由圖 10-20c 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 MPaFE 5001 ，大齒輪的彎曲強度極限 MPaFE 3802 。 由圖 10-18 取彎曲疲勞壽命系數 92.01 FNK， 95.02 FNK， 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數 4.1S ， M P aM P aSK FEFNF 57.3284.1 50092.0 111 mmd 141.1162 mmm 84.4 華中農業(yè)大學 工學院 機械設計課程設計 13 設計計算及說明 計算結果 M P aM P aSK FEFNF 86.2574.1 38095.0 222 計算載荷系數 K 499.135.1111.11 FFvA KKKKK 查取齒形系數 由表 10-5 查得 65.21 FaY， 210.22 FaY， 查取應力校正系數 由表 10-5 查得 58.11 SaY， 775.12 SaY， 計算大小齒輪的 FSaFaYY，并加以比較 01274.057.328 58.165.2111 FSaFa YY ， 0 1 5 2 1.086.2 5 7 7 7 5.12 1 0.2222 FSaFa YY ， 大齒輪的數值大。 2） 設計計算 mmmmYYzKTmFSaFad42.30 1 5 2 1.0241 1076.45 9 0.122 3 2 53 212 對比計算結果，由齒面接觸強度計算的模數 m 大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數 m 的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力僅與齒輪直徑（即模數與齒數的乘積）有關，可取彎曲強度算的的模數 3.42 并就近圓整為標準值 mmm 4 ，按接觸強度算得的分度圓直徑 mmd 141.1161 ，算出小齒輪齒數 mmm 42.3 mmm 4 華中農業(yè)大學 工學院 機械設計課程設計 14 設計計算及說明 計算結果 04.294 141.11611 mdz ，取 291 z ， 大齒輪齒數 89.1 0 2295 4 8.312 zz ，取 1032 z ， 這樣設計出的齒輪傳動既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。 4、幾何尺寸計算 1） 計算分度圓直徑 mmmmmzd 1 1 642911 mmmmmzd 4 1 241 0 322 2） 計算中心距 mmmmdda 2642 4121162 21 3） 計算齒輪寬度 mmmmdb d 1 1 61 1 611 ， 取 mmB 1202 ， mmB 1251 5.2.2 高速級齒輪強度計算 輸入功率 kWP 57.8 ，扭矩 14.140T N m ，轉速 min584 rn ，齒數比 548.3 ，工作壽命 10 年兩班制（每天 16 h ）。 1、 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數。 1） 根據傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。 2） 運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用 7 級精度（ GB10095-88）。 291 z 1032 z mmd 1161 mmd 4122 mma 264 mmB 1251 mmB 1202 直齒圓柱齒輪 7 級精度 華中農業(yè)大學 工學院 機械設計課程設計 15 設計計算及說明 計算結果 3） 材料選擇。由表 10-1 選擇小齒輪材料為 40Cr，調質，硬度為 280HBS，大齒輪材料為 45 鋼，調質，硬度為 240HBS，二者材料硬度差為 40HBS。 4）選小齒輪齒數 241 z ，大齒輪齒數 1 5 2.85245 4 8.322 zz ，取852 z 。 2、 按齒面接觸強度設計 231 132.2 HEdtZKTd 1） 確定公式內的各計算數值。 試選載荷系數 3.1tK， 計算小齒輪傳遞的扭矩， mmNmmNn PT 555 1040.1584 57.8105.95105.95 由表 10-7 選取齒輪寬系數 1d ， 由表 10-6 查得材料的彈性影響系數 218.189 M PaZ E ， 由圖 10-21d 按齒 面硬度 查得 小齒 輪的 接觸疲 勞強 度極 限MPaH 6001lim ，大齒輪的接觸疲勞強度極限 MPaH 5502lim ， 計算應力循環(huán)次數 91 100 4 6.2)103 6 582(15 8 46060 njLnN 8912 107 6 8.55 4 8.3 100 4 6.2 NN 241 z 852 z 華中農業(yè)大學 工學院 機械設計課程設計 16 設計計算及說明 計算結果 由圖 10-19 取接觸疲勞強度壽命系數 95.01 HNK， 98.02 HNK， 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為 1%，安全系數 1S ， M P aM P aSK HNH 57060095.0 1l i m11 M P aM P aSK HNH 53955098.0 2l i m22 2） 計算 試算小齒輪分度圓直徑td1，代入 H 中較小的值 231 132.2 HEdttZTKd mm3255398.189548.31548.3110 mm219.72 計算圓周速度 v smsmndv t 21.2100060 584219.72100060 1 計算齒寬 b mmmmdb td 219.72219.7211 計算齒寬與齒高之比hb mmd t 219.721 smv 21.2 華中農業(yè)大學 工學院 機械設計課程設計 17 設計計算及說明 計算結果 模數 mmmmzdm tt 0 0 9.3242 1 6.7211 齒高 mmmmmht 77.60 0 9.325.225.2 67.1077.6 21 9.72 hb 計算載荷系數 根據 smv 21.2 ， 7 級精度，由圖 10-8 查得動載系數 12.1vK， 直齒輪， 1 FH KK， 由表 10-2 查得使用系數 1AK 由表 10-4 用插值法查得 7 級精度，小齒輪相對支撐非對稱布置時，424.1HK ， 由 67.10hb， 424.1HK查圖 10-13 得 35.1FK，故載荷系數5 9 5.14 2 4.1112.11 HHvA KKKKK 按實際的載荷系數校正所算的的分度圓直徑 mmmmKKddtt 314.773.1595.1219.72 3311 計算模數 m mmmmzdm 22.3243 1 4.7711 mmd 314.771 mmm 22.3 華中農業(yè)大學 工學院 機械設計課程設計 18 設計計算及說明 計算結果 3、按齒根彎曲強度設計 2 21 FSaFadYYzKTm （ 1） 確定公式內的各計算數值 由圖 10-20c 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 MPaFE 5001 ，大齒輪的彎曲強度極限 MPaFE 3802 。 由圖 10-18 取彎曲疲勞壽命系數 88.01 FNK， 93.02 FNK， 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數 4.1S ， M P aM P aSK FEFNF 29.3144.1 50088.0 111 M P aM P aSK FEFNF 43.2524.1 38093.0 222 計算載荷系數 K 5 1 2.135.1112.11 FFvA KKKKK 查取齒形系數 由表 10-5 查得 65.21 FaY， 210.22 FaY， 查取應力校正系數 由表 10-5 查得 58.11 SaY， 775.12 SaY， 計算大小齒輪的 FSaFaYY，并加以比較 華中農業(yè)大學 工學院 機械設計課程設計 19 設計計算及說明 計算結果 01332.029.314 58.165.2111 FSaFa YY ， 0 1 5 5 4.043.2 5 2 7 7 5.12 1 0.2222 FSaFa YY ， 大齒輪的數值大。 （ 2） 設計計算 mmmmYYzKTmFSaFad25.20 1 5 5 4.0241 1040.1512.122 3 2 53 211 對比計算結果，由齒面接觸強度計算的模數 m 大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數 m 的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力僅與齒輪直徑（即模數與齒數的乘積）有關，可取彎曲強度算的的模數 2.25 并就近圓整 為標準值 mmm 5.2 ，按接觸強度算得的分度圓直徑 mmd 219.721 ，算出小齒輪齒數 89.285.2 219.7211 mdz ，取 291 z ， 大齒輪齒數 89.1 0 2295 4 8.312 zz ，取 1032 z ， 這樣設計出的齒輪傳動既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。 4、幾何尺寸計算 （ 1） 計算分度圓直徑 mmmmmzd 5.725.22911 mmmmmzd 5.2575.210322 （ 2） 計算中心距 mmmmdda 1652 5.2575.722 21 mmm 25.2 mmm 5.2 291 z 1032 z mmd 5.721 mmd 5.2572 mma 165 華中農業(yè)大學 工學院 機械設計課程設計 20 設計計算及說明 計算結果 （ 3） 計算齒輪寬度 mmmmdb d 5.725.7211 ， 取 mmB 752 ， mmB 801 。 由于減速器為同軸式，要求高低速級齒輪中心距相等。且根據低速級傳動計算得出的齒輪接觸疲勞強度以及彎曲疲勞強度一定能滿足高速級齒輪傳動的要求。 故高速級齒輪傳動選擇的齒輪與低速級相同。 5.2.3 齒輪結構設計參數。 高速級 低速級 小齒輪 大齒輪 小齒輪 大齒輪 傳動比 3.548 模數 m （ mm） 4 中心距 a （ mm） 264 嚙合角 20 齒數 29 103 29 103 齒寬 B （ mm） 125 120 125 120 直徑 （ mm） 分度圓 116 421 116 412 齒根圓 106 402 106 402 齒頂圓 124 420 124 420 mmB 801 mmB 752 華中農業(yè)大學 工學院 機械設計課程設計 21 設計計算及說明 計算結果 6、 軸的設計計算 6.1 高速軸 的設計計算 6.1.1 按轉矩確定 軸的最小直徑 1、高速軸上的功率、轉速和轉矩 功率（ kW ） 轉速（ minr ） 轉矩（ mN ） 8.57 584 140.14 2、 作用在軸上的力 高速級小齒輪的分度圓直 徑 mmd 116 ， NNdTF t 21.2 4 1610116 14.14022 3 NNFF tr 43.87920t a n21.2 4 1 6t a n NNFF tn 27.257120c o s 21.2416c o s 3、 初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為 45 鋼，調質處理，由表 15-3，取 1120 A，于是得 mmmmnPAd 42.275 8 457.81 1 2 330m i n 6.1.2 軸的結構設計 1）擬定軸上零件的裝配方案 NF t 21.2416 NF r 43.879 NF n 27.2571 mmd 42.27m in 華中農業(yè)大學 工學院 機械設計課程設計 22 設計計算及說明 計算結果 2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。 為了滿足 V 帶輪軸向定位， 1-2 段軸右端需制出一軸肩， mmd 4521 ，故取 2-3段的直徑是 mmd 5232 。 V 帶輪與軸的配合長度 mmL 811 ，為了保證軸擋圈只壓在 V 帶輪上而不壓在軸的端面上，故 1-2 段的長度應比 1L 略段些，取 mml 7821 。按徑取擋圈直徑 mmD 52 。 初選滾動軸承。因軸承只受有徑向力的作用，故選用圓柱滾子軸承。參照工作要求并根據 mmd 5232 ，由軸承產品目錄中初步選取 0 基本游隙組。標準精度級的圓柱滾 子 軸 承 EN211 ， 其 尺 寸 為 mmmmmmBDd 2110055 ， 故 取mmdd 558743 ，而 mml 2187 。 右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位，由機械設計實踐與創(chuàng)新表 14.5 查得 EN211型軸承的定位軸肩高度 mmh 5.4 ，因此套筒左端高度為 mm5.4 ，且有 mmd 6476 。 取安裝齒輪的軸段 4-5 的直徑 mmd 6054 ， 已知齒輪輪轂的寬度為 125mm，為使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂的寬度，取 mml 12154 ，齒輪的左端與左端軸承之間采用套筒定位，右端用軸肩定位， dh 07.0 ，取 mmh 5 ，軸 5-6段的直徑 mmd 7065 ，軸環(huán)寬度 hb 4.1 ，故取 mml 1065 。 軸承端蓋的總寬度為 20 mm（由減速器及軸承端 蓋的結構設計而定）。根據軸承端 華中農業(yè)大學 工學院 機械設計課程設計 23 設計計算及說明 計算結果 的裝拆，取端蓋的左端與 V 帶輪右端面間的距離 mmL 30 ，故取 mml 5032 。 取齒輪距箱體避之間距離 mma 19 ，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離，取 mms 8 ，滾動軸承寬度 mmB 21 ，則有 mmmmsaBl 52)419821()1 2 11 2 5(43 ， 考慮到軸承承受載荷的對稱性和高低兩級的齒輪距離，取 mmmml 29)8211052(76 。 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 3） 軸上零件的周向定位。 V 帶輪與軸的周向定位選用平鍵 mmmmmm 70914 ， V 帶輪與軸的配合為67rH，齒輪與軸的周向定位選用平鍵 mmmmmm 1 1 01118 ，為了保證齒輪與軸的配合有良好的對中性，故選齒輪輪轂與軸的配合為67nH，滾動軸承與軸的周定定 位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為 6m 。 4） 確定軸上圓角和倒角尺寸。 參考表 15-2，取軸端倒角 450.2 。 軸段編號 長度（ mm） 直徑（ mm） 配合說明 1 2 78 45 與 V 帶輪鍵連接配合 2 3 50 52 定位軸肩 3 4 52 55 與滾動軸承 EN211 配合，套筒定位 4 5 121 60 與小齒輪鍵連接配合 5 6 10 70 定位軸環(huán) 6 7 29 64 定位軸肩 7 8 21 55 與滾動軸承 EN211 配合 總長度 361mm 華中農業(yè)大學 工學院 機械設計課程設計 24 設計計算及說明 計算結果 5） 軸上載荷的計算 根據軸的結構圖作出軸的計算簡圖，確定支撐位置并計算。 華中農業(yè)大學 工學院 機械設計課程設計 25 設計計算及說明 計算結果 載荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F NF NH 05.12531 NF NH 15.11632 NF NV 60.48921 NF NV 17.10042 彎矩 M mmNM H 71.1 2 9 6 9 1 mmNM v 3069181 mmNM v 96.1 1 1 9 6 42 總彎矩 mmNM 3069181 ， mmNM 20.1713362 扭矩 T mmNT 140140 6.1.3 按彎矩合成應力校核軸的強度 根據表中數據以及軸單向旋轉，扭轉切應力應為脈動循環(huán)應力，取 6.0 ，軸的計算應力 M P aM P aW TMca 13.19551.0 )1401406.0(306918)( 3 2212 ， 已選定軸的材料為 45 鋼，調質處理。由表 15-1 查得 MPa60 1 ，因此 1 ca ，故安全。 6.2 中速軸 的設計計算 6.2.1 按轉矩確定 軸的最小直徑 1、中速軸上的功率、轉速和轉矩 功率（ kW ） 轉速（ minr ） 轉矩（ mN ） 8.23 164.60 476.34 2、作用在軸上的力 高速級 大齒輪分度圓直徑 mmd 4121 ， NNd TF t 33.2 3 1 210412 34.47622 311 ， MPaca 13.19 安全 NF t 33.23121 華中農業(yè)大學 工學院 機械設計課程設計 26 設計計算及說明 計算結果 NNFF tr 62.8 4 120t a n33.2 3 1 2t a n11 ， NNFF tn 73.2 4 6 020c o s 33.2 3 1 2c o s 11 。 高速級小齒輪分度圓直徑 mmd 1162 ， NNd TF t 76.8 2 1 210116 34.47622 322 ， NNFF tr 20.2 9 8 920t a n76.8 2 1 2t a n22 ， NNFF tn 84.873920c o s 76.8212c o s 22 。 3、 初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為 45 鋼，調質處理，由表 15-3，取 1120 A，于是得 mmmmnPAd 26.4160.164 23.8112 330m i n 6.2.2 軸的設計計算 1）擬定軸上零件的裝配方案 NF r 62.8411 NF n 73.24601 NF t 76.82122 NF r 20.29892 NF n 54.87392 mmd 26.41m in 華中農業(yè)大學 工學院 機械設計課程設計 27 設計計算及說明 計算結果 2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 初步選擇滾動軸承。因軸承只受有徑向力作用，故選用圓柱滾子軸承，參照工作要求確定 mmdd 506521 ，據此由軸承產品目錄中初步選取 0 基本游隙、標準精度級的圓柱滾子軸承 EN310 ，其尺寸 為 mmmmmmBDd 2711050 。 左右兩端滾動軸承采用套筒進行軸向定位，由 1994276 TGB 查得 EN310 型軸承定位軸肩高度 mmh 5 ，因此左邊套筒左側和右邊套筒右側高度為 mm5 。 取安裝齒輪的軸段 2-3 和 4-5 直徑 mmdd 555432 。齒輪與軸承之間采用套筒定位，大齒輪輪轂長 mmL 1201 ，小齒輪輪轂長 mmL 1252 ，為了使套筒壓緊齒輪端面故取 mml 11632 ， mml 12154 。 大齒輪右端和小齒輪左端用軸肩定位，軸肩高度 dh 07.0 ，取 mmh 6 ，則mmd 6743 ，考慮高低速軸的配合，取 mml 22043 。 大齒輪左端面與箱體間距 mma 19 ，小齒輪右端面與箱體間距 mma 19 ，考慮箱體鑄造誤差 mms 8 ，故 mmmmBsall 54)27819(6521 。 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 3）軸上零件的周向定位 大 小 齒 輪 與 軸 的周 向定 位 均 采 用 平 鍵連 接。 大 齒 輪 周 向 定位 按32d查20031096 TGB 選用平鍵 mmmmmm 1101016 ，小齒輪周向定位按 54d 查20031096 TGB 選用平鍵 mmmmmm 1101016 。同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為67nH，滾動軸承與軸的周定定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為 6m 。 4） 確定軸上圓角和倒角尺寸。 參考表 15-2，取軸端倒角 450.2 。 華中農業(yè)大學 工學院 機械設計課程設計 28 設計計算及說明 計算結果 軸段編號 長度（ mm） 直徑（ mm） 配合說明 1 2 54 50 與滾動軸承 EN310 配合 2 3 116 55 與大齒輪鍵連接配合 3 4 220 67 定位軸肩，保證高低速齒輪配合 4 5 121 55 與小齒輪鍵連接配合 5 6 54 50 與滾動軸承 EN310 配合 總長度 565mm 5) 軸上載荷的計算 根據軸的結構圖作出軸的計算簡圖，確定支撐位置并計算。 華中農業(yè)大學 工學院 機械設計課程設計 29 設計計算 及說明 計算結果 載荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F NF NH 59.34131 NF NH 50.71112 NF NV 83.12141 NF NV 34.25882 彎矩 M mmNM H 64.3277041 mmNM H 75.7 0 0 4 8 22 mmM v 68.1192151 mmNM v 45.2549542 總彎矩 mmNM 80.3 48 7 151 ， mmNM 03.7454382 扭矩 T mmNT 476340 6.2.3 按彎矩合成應力校核軸的強度 根據表中數據以及軸單向旋轉，扭轉切應力應為脈動循環(huán)應力，取 6.0 ，軸的計算應力 M P aM P aW TMca 98.47551.0 )4763406.0(03.745838)( 3 22222 ， 已選定軸的材料為 45 鋼，調質處理。由表 15-1 查得 MPa60 1 ，因此 1 ca ，故安全。 6.3 低速軸 的設計計算 6.3.1 按轉矩確定 軸的最小直徑 1、低速軸上的功率、轉速和轉矩 功率（ kW ） 轉速（ minr ） 轉矩（ mN ） 7.90 46.39 1626.32 2、作用在軸上的力 高速級大齒輪分度圓直徑 mmd 412 ， MPaca 98.47 安全 華中農業(yè)大學 工學院 機械設計課程設計 30 設計計算及說明 計算結果 NNdTF t 76.789410412 32.162622 3 NNFF tr 46.2 8 7 320t a n76.7 8 9 4t a n NNFF tn 43.840120c o s 76.7894c o s 3、 初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為 45 鋼，調質處理，由表 15-3，取 1120 A，于是得 mmmmnPAd 08.6239.46 90.71 1 2 330m i n 6.3.2 軸的設計計算 1）擬定軸上零件的裝配方案 NF t 76.7894 NF r 46.2873 NF n 43.8401 mmd 08.62m in 華中農業(yè)大學 工學院 機械設計課程設計 31 設計計算及說明 計算結果 2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑87d。聯軸器的設計計算轉矩3TKT Aca ，查表 14-1 ，考慮到轉矩變化很小，故取 3.1AK ，則mNTKT Aca 89.21163 。按照 TTca ，查標準 20035014 TGB ，選用 HL6型彈性柱銷聯軸器，其公稱轉矩為 mN 3150 。半聯軸器孔徑 mmd 75 ，半聯軸器長度 mmL 172 ，半聯軸器與軸配合的轂孔長度 mml 1321 。 為了滿足半聯軸器的軸向定位要求， 7-8 軸段左端需制出一軸肩，取該段直徑mmd 7587 ，則取 6-7 段直徑 mmd 8276 ，右端用軸端擋圈定位。按軸段直徑取擋圈直徑 mmD 85 。為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面，故取7=8 段直徑比 mml 1321 略短，取 mml 13087 。 初步選擇滾動軸承。因軸承只受徑向力，故選用圓柱滾子軸承，參照工作要求并根據 mmd 8276 ，由軸承產品目錄中初步選取 0 基本游隙組、標準精度級的圓柱滾子軸承 EN217 ， 其 尺 寸 為 mmmmmmBDd 2815085 ，故mmdd 856521 ，而 mml 2821 。左端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位，查得定位軸肩高度 mmh 5 ，因此取 mmd 9532 . 取安裝齒輪處的軸段 4-5 的直徑 mmd 9054 ，齒輪的右端與軸承之間采用套筒定位。齒輪輪轂的寬度為 mm120 ，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸 段應略短于輪轂寬度，故取 mml 11654 。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度 dh 07.0 ，故取mmh 7 。則軸環(huán)處的直徑 mmd 10443 ，軸環(huán)寬度 hb 4.1 ，取 mml 1243 。 軸承端蓋的總寬度為 20 mm（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定）。根據軸承端的裝拆，取端蓋的左端與 V 帶輪右端面間的距離 mmL 30 ，故取 mml 5076 。 華中農業(yè)大學 工學院 機械設計課程設計 32 設計計算及說明 計算結果 華中農業(yè)大學 工學院 機械設計課程設計 33 取齒輪距箱體避之間距離 mma 19 ，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置 時 ， 應 距 箱 體 內 壁 一 段 距 離 ， 取 mms 8 ，故mmmmBsal 59)428819()1 2 11 2 5(65 ?？紤]到軸載荷對稱分布以及裝配工藝性，取 mml 2032 。 至此，已初步確 定了軸的各段直徑和長度。 3）軸上零件的周向定位 齒輪、半聯軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接，按 mml 11654 選用平鍵mmmmmm 1 0 01425 ，同時為保證齒輪與軸的配合有良好的對中性，選擇齒輪輪轂與 軸 的 配 合 為67nH。 半 聯 軸 器 與 軸 連 接 按 mmd 7587 選 用 平 鍵mmmmmm 1 2 51220 ，半聯軸器與軸的配合為67kH。滾動軸承與軸的 周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為 6m 。 4）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表 15-2，取軸端倒角為 455.2 。 軸段編號 長度（ mm） 直徑（ mm） 配合說明 1 2 28 85 與滾動軸承 EN217 配合 2 3 20 95 定位軸肩 3 4 12 104 定位軸環(huán) 4 5 116 90 與大齒輪鍵連接配合 5 6 59 85 與滾動軸承 EN217 配合，套筒定位 6 7 50 82 定位軸肩 7 8 130 75 與半聯軸器鍵連接配合 總長度 415mm 設計計算及說明 計算結果 華中農業(yè)大學 工學院 機械設計課程設計 34 5）求軸上載荷 根據軸的結構圖做出軸的計算簡圖，確定支撐位置并計算。 載荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F NF NH 72.38901 NF NH 04.40042 NF NV 11.14161 NF NV 35.14572 彎矩 M mmNM H 22.412416 mmNM v 66.1 5 0 1 0 7 總彎矩 mmNM 32.4 3 8 8 8 4 扭矩 T mmNT 1626320 設計計算及說明 計算結果 華中農業(yè)大學 工學院 機械設計課程設計 35 6.3.3 按彎矩合成應力校核軸的強度 根據表中數據以及軸單向旋轉，扭轉切應力應為脈動循環(huán)應力，取 6.0 ，軸的計算應力 M P aM P aW TMca 68.14901.0 )16263206.0(32.438884)( 3 22232 ， 已選定軸的材料為 45 鋼，調質處理。由表 15-1 查得 MPa60 1 ，因此 1 ca ，故安全。 7、滾動軸承的選擇計算 軸承預期壽命 hhLh 41084.5823 6 510 7.1 高速軸 上滾動軸承的選擇計算 7.1.1 軸上軸承的選擇 選用 EN211 型圓柱滾子軸承， mmmmmmBDd 2110055 ，kNC 2.80 。 7.1.2 軸上軸承壽命計算 1、兩軸承所受到的徑向載荷 1rF 和 2rF 由高速軸的校核過程可知， NF NH 05.12531 ， NF NH 15.11632 ； NF NV 60.48921 ， NF NV 17.10042 ； NNFFF NVNHr 51.505 060.489 206.125 3 222 12 11 ， NNFFF NVNHr 87.1010)17.1004(15.1163 222 22 22 。 2、軸承當量動載荷 1P 和 2P 查機械設計（第八版）表 13-6，載荷系數 1.1pf， MPaca 68.14 安全 華中農業(yè)大學 工學院 機械設計課程設計 36 設計計算及說明 計算結果 NNFfP rp 56.5 5 5 551.5 0 5 01.111 NNFfP rp 96.1 1 1 187.1 0 1 01.122 3、驗算軸承壽命 因為 21 PP ，所以按照軸承 1 的受力大小驗算 nn LhhPCnL 566 1009.25 5 55 6.52.8058460106010 310， 故所選軸承滿足壽命要 求。 7.2 中速軸 上滾動軸承的選擇計算 7.2.1 軸上軸承的選擇 選用 EN310 型 圓 柱 滾 子 軸 承 ， mmmmmmBDd 2711050 ，kNC 105 。 7.2.2 軸上軸承壽命計算 1、兩軸承所受到的徑向載荷 1rF 和 2rF 由中速軸的校核過程可知， NF NH 59.34131 ， NF NH 50.71112 ； NF NV 83.12141 ， NF NV 34.25882 ； NNFFF NVNHr 31.362383.121459.3413 222 12 11 ， NNFFF NVNHr 89.756 734.258 850.711 1 222 22 22 。 2、軸承當量動載荷 1P 和 2P 查機械設計（第八版）表 13-6，載荷系數 1.1pf， NNFfP rp 64.3 9 8 531.3 6 2 31.111 NNFfP rp 68.8 3 2 489.7 5 6 71.122 滿足壽命要求 華中農業(yè)大學 工學院 機械設計課程設計 37 設計計算及說明 計算結果 3、驗算軸承壽命 因為 12 PP ，所以按照軸承 2 的受力大小驗算 nn LhhPCnL 566 1073.43 2 4 68.810560.16460106010 310， 故所選軸承滿足壽命要求。 7.3 低速軸 上滾動軸承的選擇計算 7.1.1 軸上軸承的選擇 選用 EN217 型 圓 柱 滾 子 軸 承 ， mmmmmmBDd 2815085 ，kNC 158 。 7.1.2 軸上軸承壽命計算 1、兩 軸承所受到的徑向載荷 1rF 和 2rF 由高速軸的校核過程可知， NF NH 72.38901 ， NF NH 04.40042 ； NF NV 11.14161 ， NF NV 35.14572 ； NNFFF NVNHr 42.414 011.141 672.389 0 222 12 11 ， NNFFF NVNHr 00.426135.145704.4004 222 22 22 。 2、軸承當量動載荷 1P 和 2P 查機械設計（第八版）表 13-6，載荷系數 1.1pf， NNFfP rp 46.4 5 5 442.4 1 4 01.111 NNFfP rp 10.4 6 8 700.4 2 6 11.122 3、驗算軸承壽命 滿足壽命要求 設計計算及說明 計算結果 華中農業(yè)大學 工學院 機械設計課程設計 38 因為 12 PP ，所以按照軸承 2 的受力大小驗算 nn LhhPCnL 766 1046.46871.415839.4660106010 310， 故所選軸承滿足壽命要求。 8、 鍵連接的選擇計算 普通平鍵鏈接的強度條 件為 102 3pp k ldT ， 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由機械設計（第八版）表 6-2 取 MPap 110 。 8.1 電機上鍵鍵連接的選擇計算 取普通平鍵 2003109610012 TGBC ， 鍵的工作長度 mmmmbLl 94)2121 00(2 ， 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 mmmmhk 485.05.0 ， 40.742944 1041.582102 33 pp M P aM P ak l dT ， 故該鍵滿足強度要求。 8.2 軸上鍵連接的選擇計算 8.2.1 V 帶輪處的鍵的選擇計算 取普通平鍵 2 0 0 31 0 9 67014 TGBC ， 鍵的工作長度 mmmmbLl 63)21470(2 ， 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 mmmmhk 5.495.05.0 ， 97.2145635.4 1014.1 4 02102 33 pp M P aM P ak l dT ， 故該鍵滿足強度要求。 滿足壽命要求 該鍵滿足強度要求 該鍵滿足強度要求 設計計 算及說明 計算結果 華中農業(yè)大學 工學院 機械設計課程設計 39 8.2.2 小齒輪處鍵的選擇計算 取普通平鍵 2 0 0 31 0 9 61 1 018 TGB ， 鍵的工作長度 mmmmbLl 92)181 1 0( ， 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 mmmmhk 5.5115.05.0 ， 23.960955.5 1014.1 4 02102 33 pp MPaMPak l dT ， 故該鍵滿足強度要求。 8.3 軸上鍵連接的選擇計算 8.3.1 大齒輪處鍵的選擇計算 取普通平鍵 2 0 0 31 0 9 61 1 016 TGB ， 鍵的工作長度 mmmmbLl 94)161 1 0( ， 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 mmmmhk 5105.05.0 ， 85.3655945 1034.4 7 62102 33 pp MPaMPak l dT ， 故該鍵滿足強度要求。 8.3.2 小齒輪處鍵的選擇計算 取普通平鍵 2 0 0 31 0 9 61 1 01