同軸式減速器的課程設計【6張CAD圖紙+說明書】,6張CAD圖紙+說明書,同軸,減速器,課程設計,CAD,圖紙,說明書
低速軸的設計計算
低速軸的設計與計算
1已知條件
低速軸傳遞的功率PⅢ=8.96503Kw，轉速nⅢ=85.945rmin，小齒輪的分度圓直徑為d4=262.02mm，齒輪寬度b4=95mm。
2選擇軸的材料
因傳遞的功率不大，并對重量及結構尺寸無特殊要求，故選用常用的軸用材料45鋼，調質處理。
3處算軸徑
查表得A0=103~135，考慮到軸端只承受轉矩，不承受彎矩，故選擇較低值，A0=103，則
dmin=A03PⅢnⅢ=10338.960585.945mm=48.48mm
軸與聯(lián)軸器之間連接有一個鍵槽，軸徑增加3%~5%，軸端最細處的直徑為
d1>48.481.03~1.05=49.94~50.91mm
所以dmin=51mm
4結構設計
軸的結構構想如下圖
為使軸承部分便于拆裝，減速箱采用剖分結構，該減速箱發(fā)熱小、軸不長，故軸承采用兩端固定方式?？砂摧S上零件的安裝順序，從最細處開始設計。
1軸段①的設計 軸端①上安裝聯(lián)軸器，聯(lián)軸器連接滾筒，由于滾筒在運行過程中可能突然加載貨物由震動，所以選擇彈性柱銷聯(lián)軸器。軸段①的直徑最小值可以查表選擇聯(lián)軸器LT8系列的J型軸孔，所以選擇d1=55mm，L1=84mm。
2密封圈和軸段②的設計 確定軸段②的直徑時，應同時考慮聯(lián)軸器的軸向定位和密封圈的直徑。聯(lián)軸器定位高度h=0.07~0.1d1=0.07~0.1×
55=3.85~5.5mm，軸段②的直徑d2=d1+2h=62.7~66mm，再根據(jù)密封圈確定直徑。由于該處的圓周速度小于5m/s，可選擇氈圈油封，查表取d2=65mm。
3軸承與軸段③和軸段⑥的設計 考慮到齒輪上有軸向力的存在，且有較大的圓周力和徑向力作用，選擇圓錐滾子軸承，軸段③上安裝軸承，其直徑應既便于軸承安裝，又符合軸承內徑系列。初選軸承30214，內徑d=70mm，外徑D=125mm，寬度T=26.25mm，內圈定位直徑da=79mm。因此選用d3=70mm。因為dn≤2×105mm?r/min，所用軸承采用脂潤滑，需要擋油環(huán)。箱體內壁到軸承斷面的距離?=10mm。
通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號，則d6=70mm，同軸式減速器該處軸承座完全處于箱體內部，該處軸承采用油潤，潤滑油由低速級大齒輪輪緣上刮取，可使軸承內圈端面與軸承座端面共面，故可取L4=B=24mm，該處軸承與高速軸右端軸承共用一個軸承座，兩軸承座之間的距離為6.5mm。則軸承座的寬度l=6.5+26.25+20.75=53.5mm。
4 齒輪與軸段④的設計 該段軸上安裝齒輪，為便于齒輪的安裝，d4應略大于d3，可初定d4=72mm。齒輪寬度為b4=95mm,為保證套筒能訂到齒輪左端面，該處軸徑長度應比齒輪寬度略短，取L4=93mm。
5 軸段⑤的設計 齒輪右側采用軸肩定位，定位軸肩的高度h=(0.07~0.1)d4=0.07~0.1×72mm=5.04~7.2mm，取h=7mm，則d5=79mm，足夠軸承定位。取D5=10mm。齒輪右端面與箱體的距離?1=10mm。
6 軸段②和軸段③的長度，軸段②的長度除了與軸上的零件有關，還與軸承座寬度及軸承端蓋等零件有關。因為軸承座的厚度L=51mm。軸承端蓋厚度為Bd=10mm，調整墊片的厚度為1mm，軸承端蓋到聯(lián)軸器凸緣的距離K=10~20mm所以L2=L-T-?+Bd+K=51-24-10+10+(10~20)mm=37~47mm。取L2=45mm。L3=?+B+?1+2=10+24+10+2=46mm。
5，軸上作用力點間距
由上述分析知，取齒輪中點為受力點，兩軸承的作用力點是距離斷面為25.8mm。所以，受力圖如下：
6，鍵的選擇
根據(jù)GB/T1096-2003,在聯(lián)軸器處根據(jù)直徑選擇鍵C16×10×80，在齒輪處選擇鍵20×12×80。
7，軸的受力分析
1受力簡圖如上圖所示，計算支撐反力：
其中，F(xiàn)a4=2423.797N, Fr4=3221.138N, Ft4=8511.626N
在水平面上：
R2H=-Fa4d12-Fr4l1l1+l2=-2423.797×131.01-3221.138×55.755.7+65.7=-4093.567N
R1H=Fr4-4093.567=872.429N，方向向上。
在垂直面上：
R2V=Ft4l1l1+l2=8511.626×55.755.7+65.7=3905.252N
R1V=Ft1-R2V=4606.374N
軸承1的支承反力為：
R1=R1H2+R1V2=4688.26N
軸承2的支承反力為：
R2=R2H2+R2V2=5657.58N
2計算彎矩
在水平面上，齒輪中點位置的彎矩為：
MHL=R1H×I1=48594.29N?mm
MHR=-R2H×I2=-268926.66N?mm
在垂直面上，齒輪中點位置的彎矩為：
MVL=MVR=R1V×I2=256575.03N?mm
合成彎矩，在齒輪中點的左端彎矩為：
ML=MHL2+MV2=261136.29N?mm
MR=MHR2+MV2=371688.44N?mm
方向均一個向上，一個向下。
3計算轉矩
TⅢ=9550PⅢnⅢ=9550×8.9650385.945N?m=996.1724N?m
8，校核軸的強度
因為在齒輪中點位置所受的彎矩最大，且有鍵槽，故齒輪中點位置為危險截面。
抗彎截面系數(shù)為：
W=πd4332-btd4-t22d4=π72332-20×7.572-7.522×72=32309.94mm3
抗扭截面系數(shù)為：
WT=πd4316-btd4-t22d4=68953.48mm3
彎曲應力為：
σb=MLW=11.50MPa
剪切應力為：
τ=T1WT=14.45MPa
按彎扭合成強度進行強度校核，對于單向轉動的轉軸，轉矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)α=0.6，則當量應力為：
σe=σb2+4ατ2=11.502+4×0.6×14.452=20.81MPa
由表查得45鋼調質處理的抗拉強度極限σB=650MPa，則軸的許用彎曲應力σ-1b=60MPa，σe<σ-1b，則強度滿足要求。
9，校核鍵連接的強度
聯(lián)軸器處鍵連接的擠壓應力為：
σp1=4TⅢd1hl=100.62MPa
齒輪處鍵連接的擠壓應力為：
σp2=4TⅢd4hl=65.88MPa
鍵的材料為45鋼，σp=125~150MPa，σp1<σp，所以鍵的強度足夠。
10，校核軸承的壽命
1計算軸承的軸向力
由表差得軸承30214的C=132000N，C0=175000N,e=0.42，Y=1.4。由圓錐滾子軸承的軸向力計算公式的軸承1、2的軸向力為：
S1=R12Y=4688.262×1.4=1674.38N
S2=R22Y=5657.582.8=2020.56N
外部軸向力A=Fr4=2423.797N，各軸的軸力方向如圖。
S1+A=1674.38+2423.797=4098.177N>S2
所以兩軸承的軸向力為：
Fa1=1674.38N
Fa2=4098.177N
2計算軸承當量動載荷
Fa1R1=0.35
e，P2=0.4R2+1.4Fa=8000.48N
3校核軸承壽命
因為P1Lh1=33280h
軸承壽命足夠。
軸承的受力簡圖如下：
軸的受力簡圖：