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 高速軸的設計計算 高速軸的設計與計算 1已知條件 高速軸傳遞的功率PⅠ=9.71858Kw，轉速nⅠ=970rmin，小齒輪的分度圓直徑為d1=77.98mm，齒輪寬度b1=85mm。 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，故選擇中間值，A0=120，則 dmin=A03PⅠnⅠ=12039.71858970mm=25.87mm 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>25.871.03~1.05=26.6~27.2mm 所以dmin=28mm 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。可按軸上零件的安裝順序，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，由于電動機為原動機，開始工作時有震動，選擇彈性套柱銷聯(lián)軸器。由電動機的輸出軸直徑為42mm可以查表選擇聯(lián)軸器LT6系列的J型軸孔，所以選擇d1=35mm，L1=60mm。 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× 35=2.45~3.5mm，軸段②的直徑d2=d1+2h=39.9~42mm，再根據(jù)密封圈確定直徑。該處的圓周速度小于5m/s，可選擇氈圈油封，查表取d2=40mm。 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30209，內徑d=45mm，外徑D=85mm，寬度T=20.75mm，內圈定位直徑da=52mm。因此選用d3=45mm。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=45mm，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=19mm 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=47mm。齒輪2分度圓直徑比較小，采用實心安裝，齒輪寬度為b1=85mm,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=83mm 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=0.07~0.1×42mm=2.94~4.2mm，取h=3mm，則d5=63mm，取D5=10mm。齒輪左端面與箱體的距離?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。軸承座的厚度L=δ+C1+C2+(5~10)mm，箱壁δ=8mm，軸承旁連接螺栓為M14，則C1=20mm，C2=18mm，箱體軸承座的寬度L=8+20+18+(5~10)mm=51~56mm，取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=51-21-10+10+(10~20)mm=40~50mm。取L2=50mm。L3=?+B+?1+2=10+12+19=41mm。 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18.6mm。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C10×8×56，在齒輪處選擇鍵14×9×70。 7，軸的受力分析 1受力簡圖如上圖所示，計算支撐反力： 在水平面上： R2H=Fa1d12-Fr1l2l2+l3=700.977×38.99-931.57×62.962.9+52.9=-269.988N R1H=Fr1-269.988=661.582N，方向向下。 在垂直面上： R2V=Ft1l2l2+l3=2461.613×62.962.9+52.9=1337.094N R1V=Ft1-R2V=2461.613-1337.094=1124.519N 軸承1的支承反力為： R1=R1H2+R1V2=1204.28N 軸承2的支承反力為： R2=R2H2+R2V2=1156.476N 2計算彎矩 在水平面上，齒輪中點位置的彎矩為： MHL=-R1H×I2=-41613.508N?mm MHR=-R2H×I3=-14282.365N?mm 在垂直面上，齒輪中點位置的彎矩為： MVL=MVR=-R1V×I2=-70732.245N?mm 合成彎矩，在齒輪中點的左端彎矩為： ML=MHL2+MV2=82065.428N?mm MR=MHR2+MV2=72159.798N?mm 方向均向下。 3計算轉矩 TⅠ=9550PⅠnⅠ=9550×9.71858970N?m=95.9783N?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=π47232-14×5.547-5.522×47=8782.02mm3 抗扭截面系數(shù)為： WT=πd4316-btd4-t22d4=18974.82mm3 彎曲應力為： σb=MLW=9.345MPa 剪切應力為： τ=T1WT=5.058MPa 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=9.3452+4×0.6×5.0582=9.636MPa 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=4T1d1hl=26.88MPa 齒輪處鍵連接的擠壓應力為： σp2=4T1d4hl=14.41MPa 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 由表差的軸承30209的C=67800N，C0=83500N,e=0.4，Y=1.5。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=1204.282×1.5=401.426N S2=R22Y=1156.4763=385.492N 外部軸向力A=Fr1=700.977N，各軸的軸力方向如圖。 S2+A=385.492+700.977=1086.469N>S1 所以兩軸承的軸向力為： Fa1=1086.469N Fa2=385.492N 2計算軸承當量動載荷 Fa1R1=0.9>e P1=0.4R1+YFa1=2111.42N Fa2R2=0.33P2，所以只需要校核軸承1，軸承在100℃以下工作，fT=1,工作平穩(wěn)，載荷系數(shù)為fp=1，軸承的壽命為： Lh=10660n1fTCfPP103=1.808×106>Lh1=33280h 軸承壽命足夠。 軸承的受力簡圖如下： 軸的受力簡圖：