同轴式两级圆柱齿轮减速器设计说明书

华中农业大学 工学院 机械设计课程设计 1 同轴式两级圆柱齿轮减速器设计说明书 设计计算及说明 计算结果 1、 设计任务 设计一用于带式运输机上的同轴式两级圆柱齿轮减速器（如图），工作平稳，单向运转，两班制工作。运输带容许速度误差为 5%。减速器成批生产，使用期限 10 年。设计参数：运输机工作轴扭矩 T=1500N m，运输带速度 v=0.85m/s，卷筒直径 D=350。 2、 传动方案的分析与拟定 如设计任务书 上布置简图所示，传动方案采用 V 带加同轴式二级圆柱齿轮减速箱。采用V 带可起到过载保护作用，同轴式可使减速器横向尺寸较小。 3、 电动机的选 择 3.1 电动机类型的选择 按已知工作要求和条件选用 Y 系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机，工作电压为 380V。 3.2 选择电动机的容量 3.2.1 确定电动机所需功率 工作机的有效功率 wP = 1000vFw = 10002 vDT = kWkW 29.71 0 0 085.0103 5 0 1 5 0 02 3 取 V 带传动效率 6.90带，滚动轴承传递效率 9.90滚（三对），齿轮传动效率 7.90齿，卷筒传动效率 6.90卷，联轴器传动效率 8.90联。 kWPw 29.7 华中农业大学 工学院 机械设计课程设计 2 设计计算及说明 计算结果 从电动机到工作机输送带间的总效率 16.808.906.907.909.906.90 2424 联卷齿滚带 电动机所需功率 kWkWP 93.88 1 6.07 .2 9P w0 因载荷平稳，电动 机额定功率mP，只需稍大于0P即可，查表确定电动机功率kWPm 11 。 3.2.2 确定电动机转速 卷筒轴工作转速 m i n40.46m i n3503 . 1 4 0 . 8 5100060 100060 rrD vn w V 带传动范围 521 i ，二级圆柱齿轮减速器传动比 6082 i , 总传动比范围 3 0 01660852 i, 电动机转速可选范围 wnin 0=（ 16300） 46.40 r min =（ 742.413920） r min 符合这一范围的同步转速为 750 r min、 1000 r min、 1500 r min 和 3000 rmin 四种。初选同步转速为 1000 r min 和 1500 r min 的两种电动机比较。 方案 型号 同步转速 r min 满载转速 r min 效率 % 质量 1 Y160M-4 1500 1460 88 123 2 Y160L-6 1000 970 87 147 由表中数据 知，两个方案均可行，但方案 1 电动机质量小，且比价低，故采用方案 1，选择电动机型号为 Y160M-4。 3.2.3 确定电动机参数 型号 功率 kW 同步转速 r min 满载转速 r min 效率 % 质量 Y160M-4 11 1500 1460 88 123 额定转矩 2.2 最大转矩 2.3 电机轴键槽宽 F(mm) 12 键槽深 GF (mm) 5 电机轴直径 D(mm) 42018.002.0 电机轴长度 E(mm) 110 H(mm) 160 G(mm) 37 816.0 kWP 93.80 kWPm 11 40.46wn 电动机型号为 Y160M-4 华中农业大学 工学院 机械设计课程设计 3 设计计算及说明 计算结果 4、 传动装置运动及动力参数计算。 4.1 传动装置总传动比和分配各级传动比 4.1.1 传动装置总传动比 wmnni = 40.461460 = 31.466 4.1.2 分配各级传动比 iiii 其中，为使两级大齿轮直径相近，取 ii ，取 V 带传动的传动比 5.2i ，两级圆柱齿轮减速器传动比 ii = 58 64.125.2 46 6.31 ii ii = 548.35846.12 符合一般圆柱齿轮传动和两级圆柱齿轮减速器传动比的常用范围。 4.2 传动装置的运动和动力参考数的计算 4.2.1 各轴转速 电动机轴为 0 轴，减速器高速轴为 轴，中速轴为 轴，低速轴为 轴。 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 华中农业大学 工学院 机械设计课程设计 4 设计计算及说明 计算结果 4.2.2 各轴功率 kWP 93.80 kWkWPP 57.509693.80 带 kWkWPP 23.899.097.057.8 滚齿 kWkWPP 90.799.097.023.8 滚齿 kWkWPP w 29.796.098.099.090.7 22 卷联滚 4.2.3 各轴扭矩 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 运动和动力参数如下表： 轴名 参数 电动机轴 高速轴 中速轴 低速轴 卷筒轴 转速 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 传动比 i 2.5 3.548 3.548 1 效率 0.95 0.96 0.96 0.93 华中农业大学 工学院 机械设计课程设计 5 设计计算及说明 计算结果 5、 传动零件的设计 5.1 V 带轮的设计 5.1.1 V 带设计 电动机功率 kWP 93.80 ，转速 14600 n r min ，传动比 5.2i ，每天工作16 小时。 1、 确定计算功率caP 由机械设计（第八版） 156 页表 8-7 查得工作情况 系数 3.1AK ，故 kWkWPKP Aca 61.1193.83.10 2、 选择 V 带带型 根据caP、0n，根据 机械设计（第八版） 157 页图 8-11 选用 B 型。 3、 确定 V 带轮的基准直径dd 并验算带速 1）初选小带轮的基准直径1dd。由机械设计（第八版） 155 页表 8-6 和 157页表 8-8，取小带轮基准直径 mmdd 1321 。 2）验算带速 v smsmndv d 09.10100060 1460132100060 01 因为 smvsm 305 ，故带速合适。 3）计算大带轮的基准直径2dd mmmmdid dd 3301325.212 由机械设计（第八版） 157 页表 8-8，大带轮基准直径圆整为 mmdd 3552 。 kWPca 61.11 B 型 mmd d 1321 mmd d 3552 华中农业大学 工学院 机械设计课程设计 6 设计计算及说明 计算结果 4、 确定 V 带的中心距 a 和基准长度dL 1）由式 21021 27.0 dddd ddadd 得， mmamm 9749.3400 ，初定中心距 mma 6500 。 2）计算带所需的基准长度 02122100 4)(22 addddaL ddddd mm 6504 )132355(35513226502 2 mm2084 由机械设计（第八版） 146 页表 8-2 选带的基准长度 mmLd 2000。 3）计算实际中心距 mmmmLLaa dd 6082 208420006502 00 中心距的变化范围是 mm668578 5、 验算小带轮上的包角 1 901 5 96 0 8 3.571 3 23 5 51 8 03.571 8 0 121 add dd 6、 计算带的根数 z 1）计算单根 V 带的额定功率 rP 由 mmdd 1321 和 min14600 rn 查 机械设计（第八版） 152 页表 8-4a得， kWP 52.20 。 mmL d 2000 mma 608 1591 华中农业大学 工学院 机械设计课程设计 7 设计计算及说明 计算结果 根据 min14600 rn ， 5.2i 和 B 型带，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）计算 V 带的根数 z 19.477.2 61.11 rcaPPz，故取 5 根带。 7、 计算单根 V 带的初拉力的最小值 min0F 由机械设计（第八版） 149 页表 8-3 得， B 型带的单位长度质量 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 应使带的实际初拉力 min00 FF 。 8、 计算压轴力 PF 压轴力的最小值为 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 华中农业大学 工学院 机械设计课程设计 8 设计计算及说明 计算结果 5.1.2 V 带轮的结构设计 电动机主轴直径 mmD 42 ，长度 mmE 110 ，转速 min1460 rn ，主轴上键槽深 mmGF 5 ，键槽宽 mmF 12 。选择平键 mmmmmm 100812 。 1、小 V 带轮的设计 选材 200HT ，由于 3005.2 ddd（其中 mmDd 42 ， mmdd 132），故采用腹板式带轮。 小 V 带轮 mmmmdd 6.75428.18.11 ， mmmmdL 63425.15.1 由机械设计（第八版） 161 页表 8-10 查得， mmh a 50.3m in ， mmh f 8.10m in ， mme 4.019 ， mmf 5.11min ， 34 。 则 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 。 轮槽工作表面粗糙度取 1.6 或者 3.2。 2、大 V 带轮的设计 选材 200HT ，由于 300355 dd，故采用轮辐式带轮。查表 10-8 得 38 。 依小 V 带轮取 mmB 99 ，取 mmd 45 ，则 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 ， 腹板式带轮 轮辐式带轮 华中农业大学 工学院 机械设计课程设计 9 设计计算及说明 计算结果 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 ， 轮槽工作表面粗糙度取 1.6 或者 3.2。 5.2 齿轮传动设计 5.2.1 低速级齿轮强度设计 输入功率 kWP 23.8 ，扭矩 34.476T N m ，转速 min60.164 rn ，齿数比 548.3 ，工作寿命 10 年两班制（每天 16 h ）。 1、 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。 1） 根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 2） 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度（ GB10095-88）。 3） 材料选择。由表 10-1 选择小齿轮材料为 40Cr，调质，硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢，调质，硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。 4） 选小齿轮齿数 241 z ，大齿轮齿数 1 5 2.85245 4 8.322 zz ，取852 z 。 2、 按齿面接触强度设计 231 132.2 HEdtZKTd 直齿圆柱齿轮 7 级精度 241 z 852 z 华中农业大学 工学院 机械设计课程设计 10 设计计算及说明 计算结果 1） 确定公式内的各计算数值。 试选载荷系数 3.1tK， 计算小齿轮传递的扭矩， mmNmmNn PT 555 1076.460.164 23.8105.95105.95 由表 10-7 选取齿轮宽系数 1d， 由表 10-6 查得材料的弹性影响系数 218.189 M PaZ E ， 由图 10-21d 按 齿 面 硬 度 查 得 小 齿 轮 的 接 触 疲 劳 强 度 极 限MPaH 6001lim ，大齿轮的接触疲劳强度极限 MPaH 5502lim ， 计算应力循环次数 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 由图 10-19 取接触疲劳强度寿命系数 98.01 HNK， 96.02 HNK， 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数 1S ， M P aM P aSK HNH 58860098.0 1l i m11 M P aM P aSK HNH 52855096.0 2l i m22 华中农业大学 工学院 机械设计课程设计 11 设计计算及说明 计算结果 2） 计算 试算小齿轮分度圆直径td2，代入 H 中较小的值 232 132.2 HEdttZTKd mm3255288.189548.31548.3110 mm612.108 计算圆周速度 v smsmndv t 94.0100060 60.164612.108100060 2 计算齿宽 b mmmmdb td 6 1 2.1 0 86 1 2.1 0 812 计算齿宽与齿高之比hb 模数 mmmmZdm tt 526.424612.10812 齿高 mmmmmht 18.10526.425.225.2 67.1018.10 612.108 hb 计算载荷系数 根据 smv 94.0 ， 7 级精度，由图 10-8 查得动载系数 11.1vK， 直齿轮， 1 FH KK， 由表 10-2 查得使用系数 1AK ， mmd t 612.1082 smv 94.0 mmb 612.108 mmm t 526.4 华中农业大学 工学院 机械设计课程设计 12 设计计算及说明 计算结果 由表 10-4 用插值法查得 7 级精度，小齿轮相对支撑非对称布置时，432.1HK ， 由 67.10hb， 432.1HK查图 10-13 得 35.1FK，故载荷系数590.1432.1111.11 HHvA KKKKK 按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径 mmmmKKddtt 141.1163.1590.1612.108 3322 计算模数 m mmmmzdm 84.424 1 4 1.1 1 612 3、 按齿根弯曲强度设计 2 212FSaFadYYzKTm 1） 确定公式内的各计算数值 由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE 5001 ，大齿轮的弯曲强度极限 MPaFE 3802 。 由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 92.01 FNK， 95.02 FNK， 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 4.1S ， M P aM P aSK FEFNF 57.3284.1 50092.0 111 mmd 141.1162 mmm 84.4 华中农业大学 工学院 机械设计课程设计 13 设计计算及说明 计算结果 M P aM P aSK FEFNF 86.2574.1 38095.0 222 计算载荷系数 K 499.135.1111.11 FFvA KKKKK 查取齿形系数 由表 10-5 查得 65.21 FaY， 210.22 FaY， 查取应力校正系数 由表 10-5 查得 58.11 SaY， 775.12 SaY， 计算大小齿轮的 FSaFaYY，并加以比较 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 ， 大齿轮的数值大。 2） 设计计算 mmmmYYzKTmFSaFad42.30 1 5 2 1.0241 1076.45 9 0.122 3 2 53 212 对比计算结果，由齿面接触强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取弯曲强度算的的模数 3.42 并就近圆整为标准值 mmm 4 ，按接触强度算得的分度圆直径 mmd 141.1161 ，算出小齿轮齿数 mmm 42.3 mmm 4 华中农业大学 工学院 机械设计课程设计 14 设计计算及说明 计算结果 04.294 141.11611 mdz ，取 291 z ， 大齿轮齿数 89.1 0 2295 4 8.312 zz ，取 1032 z ， 这样设计出的齿轮传动既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 4、几何尺寸计算 1） 计算分度圆直径 mmmmmzd 1 1 642911 mmmmmzd 4 1 241 0 322 2） 计算中心距 mmmmdda 2642 4121162 21 3） 计算齿轮宽度 mmmmdb d 1 1 61 1 611 ， 取 mmB 1202 ， mmB 1251 5.2.2 高速级齿轮强度计算 输入功率 kWP 57.8 ，扭矩 14.140T N m ，转速 min584 rn ，齿数比 548.3 ，工作寿命 10 年两班制（每天 16 h ）。 1、 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。 1） 根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 2） 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度（ GB10095-88）。 291 z 1032 z mmd 1161 mmd 4122 mma 264 mmB 1251 mmB 1202 直齿圆柱齿轮 7 级精度 华中农业大学 工学院 机械设计课程设计 15 设计计算及说明 计算结果 3） 材料选择。由表 10-1 选择小齿轮材料为 40Cr，调质，硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢，调质，硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。 4）选小齿轮齿数 241 z ，大齿轮齿数 1 5 2.85245 4 8.322 zz ，取852 z 。 2、 按齿面接触强度设计 231 132.2 HEdtZKTd 1） 确定公式内的各计算数值。 试选载荷系数 3.1tK， 计算小齿轮传递的扭矩， mmNmmNn PT 555 1040.1584 57.8105.95105.95 由表 10-7 选取齿轮宽系数 1d ， 由表 10-6 查得材料的弹性影响系数 218.189 M PaZ E ， 由图 10-21d 按齿 面硬度 查得 小齿 轮的 接触疲 劳强 度极 限MPaH 6001lim ，大齿轮的接触疲劳强度极限 MPaH 5502lim ， 计算应力循环次数 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 华中农业大学 工学院 机械设计课程设计 16 设计计算及说明 计算结果 由图 10-19 取接触疲劳强度寿命系数 95.01 HNK， 98.02 HNK， 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数 1S ， M P aM P aSK HNH 57060095.0 1l i m11 M P aM P aSK HNH 53955098.0 2l i m22 2） 计算 试算小齿轮分度圆直径td1，代入 H 中较小的值 231 132.2 HEdttZTKd mm3255398.189548.31548.3110 mm219.72 计算圆周速度 v smsmndv t 21.2100060 584219.72100060 1 计算齿宽 b mmmmdb td 219.72219.7211 计算齿宽与齿高之比hb mmd t 219.721 smv 21.2 华中农业大学 工学院 机械设计课程设计 17 设计计算及说明 计算结果 模数 mmmmzdm tt 0 0 9.3242 1 6.7211 齿高 mmmmmht 77.60 0 9.325.225.2 67.1077.6 21 9.72 hb 计算载荷系数 根据 smv 21.2 ， 7 级精度，由图 10-8 查得动载系数 12.1vK， 直齿轮， 1 FH KK， 由表 10-2 查得使用系数 1AK 由表 10-4 用插值法查得 7 级精度，小齿轮相对支撑非对称布置时，424.1HK ， 由 67.10hb， 424.1HK查图 10-13 得 35.1FK，故载荷系数5 9 5.14 2 4.1112.11 HHvA KKKKK 按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径 mmmmKKddtt 314.773.1595.1219.72 3311 计算模数 m mmmmzdm 22.3243 1 4.7711 mmd 314.771 mmm 22.3 华中农业大学 工学院 机械设计课程设计 18 设计计算及说明 计算结果 3、按齿根弯曲强度设计 2 21 FSaFadYYzKTm （ 1） 确定公式内的各计算数值 由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE 5001 ，大齿轮的弯曲强度极限 MPaFE 3802 。 由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 88.01 FNK， 93.02 FNK， 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 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 计算载荷系数 K 5 1 2.135.1112.11 FFvA KKKKK 查取齿形系数 由表 10-5 查得 65.21 FaY， 210.22 FaY， 查取应力校正系数 由表 10-5 查得 58.11 SaY， 775.12 SaY， 计算大小齿轮的 FSaFaYY，并加以比较 华中农业大学 工学院 机械设计课程设计 19 设计计算及说明 计算结果 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 ， 大齿轮的数值大。 （ 2） 设计计算 mmmmYYzKTmFSaFad25.20 1 5 5 4.0241 1040.1512.122 3 2 53 211 对比计算结果，由齿面接触强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取弯曲强度算的的模数 2.25 并就近圆整 为标准值 mmm 5.2 ，按接触强度算得的分度圆直径 mmd 219.721 ，算出小齿轮齿数 89.285.2 219.7211 mdz ，取 291 z ， 大齿轮齿数 89.1 0 2295 4 8.312 zz ，取 1032 z ， 这样设计出的齿轮传动既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 4、几何尺寸计算 （ 1） 计算分度圆直径 mmmmmzd 5.725.22911 mmmmmzd 5.2575.210322 （ 2） 计算中心距 mmmmdda 1652 5.2575.722 21 mmm 25.2 mmm 5.2 291 z 1032 z mmd 5.721 mmd 5.2572 mma 165 华中农业大学 工学院 机械设计课程设计 20 设计计算及说明 计算结果 （ 3） 计算齿轮宽度 mmmmdb d 5.725.7211 ， 取 mmB 752 ， mmB 801 。 由于减速器为同轴式，要求高低速级齿轮中心距相等。且根据低速级传动计算得出的齿轮接触疲劳强度以及弯曲疲劳强度一定能满足高速级齿轮传动的要求。 故高速级齿轮传动选择的齿轮与低速级相同。 5.2.3 齿轮结构设计参数。 高速级 低速级 小齿轮 大齿轮 小齿轮 大齿轮 传动比 3.548 模数 m （ mm） 4 中心距 a （ mm） 264 啮合角 20 齿数 29 103 29 103 齿宽 B （ mm） 125 120 125 120 直径 （ mm） 分度圆 116 421 116 412 齿根圆 106 402 106 402 齿顶圆 124 420 124 420 mmB 801 mmB 752 华中农业大学 工学院 机械设计课程设计 21 设计计算及说明 计算结果 6、 轴的设计计算 6.1 高速轴 的设计计算 6.1.1 按转矩确定 轴的最小直径 1、高速轴上的功率、转速和转矩 功率（ kW ） 转速（ minr ） 转矩（ mN ） 8.57 584 140.14 2、 作用在轴上的力 高速级小齿轮的分度圆直 径 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、 初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为 45 钢，调质处理，由表 15-3，取 1120 A，于是得 mmmmnPAd 42.275 8 457.81 1 2 330m i n 6.1.2 轴的结构设计 1）拟定轴上零件的装配方案 NF t 21.2416 NF r 43.879 NF n 27.2571 mmd 42.27m in 华中农业大学 工学院 机械设计课程设计 22 设计计算及说明 计算结果 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。 为了满足 V 带轮轴向定位， 1-2 段轴右端需制出一轴肩， mmd 4521 ，故取 2-3段的直径是 mmd 5232 。 V 带轮与轴的配合长度 mmL 811 ，为了保证轴挡圈只压在 V 带轮上而不压在轴的端面上，故 1-2 段的长度应比 1L 略段些，取 mml 7821 。按径取挡圈直径 mmD 52 。 初选滚动轴承。因轴承只受有径向力的作用，故选用圆柱滚子轴承。参照工作要求并根据 mmd 5232 ，由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组。标准精度级的圆柱滚 子 轴 承 EN211 ， 其 尺 寸 为 mmmmmmBDd 2110055 ， 故 取mmdd 558743 ，而 mml 2187 。 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，由机械设计实践与创新表 14.5 查得 EN211型轴承的定位轴肩高度 mmh 5.4 ，因此套筒左端高度为 mm5.4 ，且有 mmd 6476 。 取安装齿轮的轴段 4-5 的直径 mmd 6054 ， 已知齿轮轮毂的宽度为 125mm，为使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂的宽度，取 mml 12154 ，齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位，右端用轴肩定位， dh 07.0 ，取 mmh 5 ，轴 5-6段的直径 mmd 7065 ，轴环宽度 hb 4.1 ，故取 mml 1065 。 轴承端盖的总宽度为 20 mm（由减速器及轴承端 盖的结构设计而定）。根据轴承端 华中农业大学 工学院 机械设计课程设计 23 设计计算及说明 计算结果 的装拆，取端盖的左端与 V 带轮右端面间的距离 mmL 30 ，故取 mml 5032 。 取齿轮距箱体避之间距离 mma 19 ，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取 mms 8 ，滚动轴承宽度 mmB 21 ，则有 mmmmsaBl 52)419821()1 2 11 2 5(43 ， 考虑到轴承承受载荷的对称性和高低两级的齿轮距离，取 mmmml 29)8211052(76 。 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 3） 轴上零件的周向定位。 V 带轮与轴的周向定位选用平键 mmmmmm 70914 ， V 带轮与轴的配合为67rH，齿轮与轴的周向定位选用平键 mmmmmm 1 1 01118 ，为了保证齿轮与轴的配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为67nH，滚动轴承与轴的周定定 位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 6m 。 4） 确定轴上圆角和倒角尺寸。 参考表 15-2，取轴端倒角 450.2 。 轴段编号 长度（ mm） 直径（ mm） 配合说明 1 2 78 45 与 V 带轮键连接配合 2 3 50 52 定位轴肩 3 4 52 55 与滚动轴承 EN211 配合，套筒定位 4 5 121 60 与小齿轮键连接配合 5 6 10 70 定位轴环 6 7 29 64 定位轴肩 7 8 21 55 与滚动轴承 EN211 配合 总长度 361mm 华中农业大学 工学院 机械设计课程设计 24 设计计算及说明 计算结果 5） 轴上载荷的计算 根据轴的结构图作出轴的计算简图，确定支撑位置并计算。 华中农业大学 工学院 机械设计课程设计 25 设计计算及说明 计算结果 载荷 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 弯矩 M mmNM H 71.1 2 9 6 9 1 mmNM v 3069181 mmNM v 96.1 1 1 9 6 42 总弯矩 mmNM 3069181 ， mmNM 20.1713362 扭矩 T mmNT 140140 6.1.3 按弯矩合成应力校核轴的强度 根据表中数据以及轴单向旋转，扭转切应力应为脉动循环应力，取 6.0 ，轴的计算应力 M P aM P aW TMca 13.19551.0 )1401406.0(306918)( 3 2212 ， 已选定轴的材料为 45 钢，调质处理。由表 15-1 查得 MPa60 1 ，因此 1 ca ，故安全。 6.2 中速轴 的设计计算 6.2.1 按转矩确定 轴的最小直径 1、中速轴上的功率、转速和转矩 功率（ kW ） 转速（ minr ） 转矩（ mN ） 8.23 164.60 476.34 2、作用在轴上的力 高速级 大齿轮分度圆直径 mmd 4121 ， NNd TF t 33.2 3 1 210412 34.47622 311 ， MPaca 13.19 安全 NF t 33.23121 华中农业大学 工学院 机械设计课程设计 26 设计计算及说明 计算结果 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 。 高速级小齿轮分度圆直径 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、 初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为 45 钢，调质处理，由表 15-3，取 1120 A，于是得 mmmmnPAd 26.4160.164 23.8112 330m i n 6.2.2 轴的设计计算 1）拟定轴上零件的装配方案 NF r 62.8411 NF n 73.24601 NF t 76.82122 NF r 20.29892 NF n 54.87392 mmd 26.41m in 华中农业大学 工学院 机械设计课程设计 27 设计计算及说明 计算结果 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 初步选择滚动轴承。因轴承只受有径向力作用，故选用圆柱滚子轴承，参照工作要求确定 mmdd 506521 ，据此由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙、标准精度级的圆柱滚子轴承 EN310 ，其尺寸 为 mmmmmmBDd 2711050 。 左右两端滚动轴承采用套筒进行轴向定位，由 1994276 TGB 查得 EN310 型轴承定位轴肩高度 mmh 5 ，因此左边套筒左侧和右边套筒右侧高度为 mm5 。 取安装齿轮的轴段 2-3 和 4-5 直径 mmdd 555432 。齿轮与轴承之间采用套筒定位，大齿轮轮毂长 mmL 1201 ，小齿轮轮毂长 mmL 1252 ，为了使套筒压紧齿轮端面故取 mml 11632 ， mml 12154 。 大齿轮右端和小齿轮左端用轴肩定位，轴肩高度 dh 07.0 ，取 mmh 6 ，则mmd 6743 ，考虑高低速轴的配合，取 mml 22043 。 大齿轮左端面与箱体间距 mma 19 ，小齿轮右端面与箱体间距 mma 19 ，考虑箱体铸造误差 mms 8 ，故 mmmmBsall 54)27819(6521 。 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 3）轴上零件的周向定位 大 小 齿 轮 与 轴 的周 向定 位 均 采 用 平 键连 接。 大 齿 轮 周 向 定位 按32d查20031096 TGB 选用平键 mmmmmm 1101016 ，小齿轮周向定位按 54d 查20031096 TGB 选用平键 mmmmmm 1101016 。同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为67nH，滚动轴承与轴的周定定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 6m 。 4） 确定轴上圆角和倒角尺寸。 参考表 15-2，取轴端倒角 450.2 。 华中农业大学 工学院 机械设计课程设计 28 设计计算及说明 计算结果 轴段编号 长度（ mm） 直径（ mm） 配合说明 1 2 54 50 与滚动轴承 EN310 配合 2 3 116 55 与大齿轮键连接配合 3 4 220 67 定位轴肩，保证高低速齿轮配合 4 5 121 55 与小齿轮键连接配合 5 6 54 50 与滚动轴承 EN310 配合 总长度 565mm 5) 轴上载荷的计算 根据轴的结构图作出轴的计算简图，确定支撑位置并计算。 华中农业大学 工学院 机械设计课程设计 29 设计计算 及说明 计算结果 载荷 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 弯矩 M mmNM H 64.3277041 mmNM H 75.7 0 0 4 8 22 mmM v 68.1192151 mmNM v 45.2549542 总弯矩 mmNM 80.3 48 7 151 ， mmNM 03.7454382 扭矩 T mmNT 476340 6.2.3 按弯矩合成应力校核轴的强度 根据表中数据以及轴单向旋转，扭转切应力应为脉动循环应力，取 6.0 ，轴的计算应力 M P aM P aW TMca 98.47551.0 )4763406.0(03.745838)( 3 22222 ， 已选定轴的材料为 45 钢，调质处理。由表 15-1 查得 MPa60 1 ，因此 1 ca ，故安全。 6.3 低速轴 的设计计算 6.3.1 按转矩确定 轴的最小直径 1、低速轴上的功率、转速和转矩 功率（ kW ） 转速（ minr ） 转矩（ mN ） 7.90 46.39 1626.32 2、作用在轴上的力 高速级大齿轮分度圆直径 mmd 412 ， MPaca 98.47 安全 华中农业大学 工学院 机械设计课程设计 30 设计计算及说明 计算结果 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、 初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为 45 钢，调质处理，由表 15-3，取 1120 A，于是得 mmmmnPAd 08.6239.46 90.71 1 2 330m i n 6.3.2 轴的设计计算 1）拟定轴上零件的装配方案 NF t 76.7894 NF r 46.2873 NF n 43.8401 mmd 08.62m in 华中农业大学 工学院 机械设计课程设计 31 设计计算及说明 计算结果 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径87d。联轴器的设计计算转矩3TKT Aca ，查表 14-1 ，考虑到转矩变化很小，故取 3.1AK ，则mNTKT Aca 89.21163 。按照 TTca ，查标准 20035014 TGB ，选用 HL6型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 mN 3150 。半联轴器孔径 mmd 75 ，半联轴器长度 mmL 172 ，半联轴器与轴配合的毂孔长度 mml 1321 。 为了满足半联轴器的轴向定位要求， 7-8 轴段左端需制出一轴肩，取该段直径mmd 7587 ，则取 6-7 段直径 mmd 8276 ，右端用轴端挡圈定位。按轴段直径取挡圈直径 mmD 85 。为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面，故取7=8 段直径比 mml 1321 略短，取 mml 13087 。 初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力，故选用圆柱滚子轴承，参照工作要求并根据 mmd 8276 ，由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组、标准精度级的圆柱滚子轴承 EN217 ， 其 尺 寸 为 mmmmmmBDd 2815085 ，故mmdd 856521 ，而 mml 2821 。左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，查得定位轴肩高度 mmh 5 ，因此取 mmd 9532 . 取安装齿轮处的轴段 4-5 的直径 mmd 9054 ，齿轮的右端与轴承之间采用套筒定位。齿轮轮毂的宽度为 mm120 ，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴 段应略短于轮毂宽度，故取 mml 11654 。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度 dh 07.0 ，故取mmh 7 。则轴环处的直径 mmd 10443 ，轴环宽度 hb 4.1 ，取 mml 1243 。 轴承端盖的总宽度为 20 mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端的装拆，取端盖的左端与 V 带轮右端面间的距离 mmL 30 ，故取 mml 5076 。 华中农业大学 工学院 机械设计课程设计 32 设计计算及说明 计算结果 华中农业大学 工学院 机械设计课程设计 33 取齿轮距箱体避之间距离 mma 19 ，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置 时 ， 应 距 箱 体 内 壁 一 段 距 离 ， 取 mms 8 ，故mmmmBsal 59)428819()1 2 11 2 5(65 。考虑到轴载荷对称分布以及装配工艺性，取 mml 2032 。 至此，已初步确 定了轴的各段直径和长度。 3）轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接，按 mml 11654 选用平键mmmmmm 1 0 01425 ，同时为保证齿轮与轴的配合有良好的对中性，选择齿轮轮毂与 轴 的 配 合 为67nH。 半 联 轴 器 与 轴 连 接 按 mmd 7587 选 用 平 键mmmmmm 1 2 51220 ，半联轴器与轴的配合为67kH。滚动轴承与轴的 周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 6m 。 4）确定轴上圆角和倒角尺寸 参考表 15-2，取轴端倒角为 455.2 。 轴段编号 长度（ mm） 直径（ mm） 配合说明 1 2 28 85 与滚动轴承 EN217 配合 2 3 20 95 定位轴肩 3 4 12 104 定位轴环 4 5 116 90 与大齿轮键连接配合 5 6 59 85 与滚动轴承 EN217 配合，套筒定位 6 7 50 82 定位轴肩 7 8 130 75 与半联轴器键连接配合 总长度 415mm 设计计算及说明 计算结果 华中农业大学 工学院 机械设计课程设计 34 5）求轴上载荷 根据轴的结构图做出轴的计算简图，确定支撑位置并计算。 载荷 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 弯矩 M mmNM H 22.412416 mmNM v 66.1 5 0 1 0 7 总弯矩 mmNM 32.4 3 8 8 8 4 扭矩 T mmNT 1626320 设计计算及说明 计算结果 华中农业大学 工学院 机械设计课程设计 35 6.3.3 按弯矩合成应力校核轴的强度 根据表中数据以及轴单向旋转，扭转切应力应为脉动循环应力，取 6.0 ，轴的计算应力 M P aM P aW TMca 68.14901.0 )16263206.0(32.438884)( 3 22232 ， 已选定轴的材料为 45 钢，调质处理。由表 15-1 查得 MPa60 1 ，因此 1 ca ，故安全。 7、滚动轴承的选择计算 轴承预期寿命 hhLh 41084.5823 6 510 7.1 高速轴 上滚动轴承的选择计算 7.1.1 轴上轴承的选择 选用 EN211 型圆柱滚子轴承， mmmmmmBDd 2110055 ，kNC 2.80 。 7.1.2 轴上轴承寿命计算 1、两轴承所受到的径向载荷 1rF 和 2rF 由高速轴的校核过程可知， 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、轴承当量动载荷 1P 和 2P 查机械设计（第八版）表 13-6，载荷系数 1.1pf， MPaca 68.14 安全 华中农业大学 工学院 机械设计课程设计 36 设计计算及说明 计算结果 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、验算轴承寿命 因为 21 PP ，所以按照轴承 1 的受力大小验算 nn LhhPCnL 566 1009.25 5 55 6.52.8058460106010 310， 故所选轴承满足寿命要 求。 7.2 中速轴 上滚动轴承的选择计算 7.2.1 轴上轴承的选择 选用 EN310 型 圆 柱 滚 子 轴 承 ， mmmmmmBDd 2711050 ，kNC 105 。 7.2.2 轴上轴承寿命计算 1、两轴承所受到的径向载荷 1rF 和 2rF 由中速轴的校核过程可知， 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、轴承当量动载荷 1P 和 2P 查机械设计（第八版）表 13-6，载荷系数 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 满足寿命要求 华中农业大学 工学院 机械设计课程设计 37 设计计算及说明 计算结果 3、验算轴承寿命 因为 12 PP ，所以按照轴承 2 的受力大小验算 nn LhhPCnL 566 1073.43 2 4 68.810560.16460106010 310， 故所选轴承满足寿命要求。 7.3 低速轴 上滚动轴承的选择计算 7.1.1 轴上轴承的选择 选用 EN217 型 圆 柱 滚 子 轴 承 ， mmmmmmBDd 2815085 ，kNC 158 。 7.1.2 轴上轴承寿命计算 1、两 轴承所受到的径向载荷 1rF 和 2rF 由高速轴的校核过程可知， 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、轴承当量动载荷 1P 和 2P 查机械设计（第八版）表 13-6，载荷系数 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、验算轴承寿命 满足寿命要求 设计计算及说明 计算结果 华中农业大学 工学院 机械设计课程设计 38 因为 12 PP ，所以按照轴承 2 的受力大小验算 nn LhhPCnL 766 1046.46871.415839.4660106010 310， 故所选轴承满足寿命要求。 8、 键连接的选择计算 普通平键链接的强度条 件为 102 3pp k ldT ， 键、轴和轮毂的材料都是钢，由机械设计（第八版）表 6-2 取 MPap 110 。 8.1 电机上键键连接的选择计算 取普通平键 2003109610012 TGBC ， 键的工作长度 mmmmbLl 94)2121 00(2 ， 键与轮毂键槽的接触高度 mmmmhk 485.05.0 ， 40.742944 1041.582102 33 pp M P aM P ak l dT ， 故该键满足强度要求。 8.2 轴上键连接的选择计算 8.2.1 V 带轮处的键的选择计算 取普通平键 2 0 0 31 0 9 67014 TGBC ， 键的工作长度 mmmmbLl 63)21470(2 ， 键与轮毂键槽的接触高度 mmmmhk 5.495.05.0 ， 97.2145635.4 1014.1 4 02102 33 pp M P aM P ak l dT ， 故该键满足强度要求。 满足寿命要求 该键满足强度要求 该键满足强度要求 设计计 算及说明 计算结果 华中农业大学 工学院 机械设计课程设计 39 8.2.2 小齿轮处键的选择计算 取普通平键 2 0 0 31 0 9 61 1 018 TGB ， 键的工作长度 mmmmbLl 92)181 1 0( ， 键与轮毂键槽的接触高度 mmmmhk 5.5115.05.0 ， 23.960955.5 1014.1 4 02102 33 pp MPaMPak l dT ， 故该键满足强度要求。 8.3 轴上键连接的选择计算 8.3.1 大齿轮处键的选择计算 取普通平键 2 0 0 31 0 9 61 1 016 TGB ， 键的工作长度 mmmmbLl 94)161 1 0( ， 键与轮毂键槽的接触高度 mmmmhk 5105.05.0 ， 85.3655945 1034.4 7 62102 33 pp MPaMPak l dT ， 故该键满足强度要求。 8.3.2 小齿轮处键的选择计算 取普通平键 2 0 0 31 0 9 61 1 01