同轴式减速器的课程设计【6张CAD图纸+说明书】,6张CAD图纸+说明书,同轴,减速器,课程设计,CAD,图纸,说明书
低速轴的设计计算
低速轴的设计与计算
1已知条件
低速轴传递的功率PⅢ=8.96503Kw，转速nⅢ=85.945rmin，小齿轮的分度圆直径为d4=262.02mm，齿轮宽度b4=95mm。
2选择轴的材料
因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故选用常用的轴用材料45钢，调质处理。
3处算轴径
查表得A0=103~135，考虑到轴端只承受转矩，不承受弯矩，故选择较低值，A0=103，则
dmin=A03PⅢnⅢ=10338.960585.945mm=48.48mm
轴与联轴器之间连接有一个键槽，轴径增加3%~5%，轴端最细处的直径为
d1>48.481.03~1.05=49.94~50.91mm
所以dmin=51mm
4结构设计
轴的结构构想如下图
为使轴承部分便于拆装，减速箱采用剖分结构，该减速箱发热小、轴不长，故轴承采用两端固定方式。可按轴上零件的安装顺序，从最细处开始设计。
1轴段①的设计 轴端①上安装联轴器，联轴器连接滚筒，由于滚筒在运行过程中可能突然加载货物由震动，所以选择弹性柱销联轴器。轴段①的直径最小值可以查表选择联轴器LT8系列的J型轴孔，所以选择d1=55mm，L1=84mm。
2密封圈和轴段②的设计 确定轴段②的直径时，应同时考虑联轴器的轴向定位和密封圈的直径。联轴器定位高度h=0.07~0.1d1=0.07~0.1×
55=3.85~5.5mm，轴段②的直径d2=d1+2h=62.7~66mm，再根据密封圈确定直径。由于该处的圆周速度小于5m/s，可选择毡圈油封，查表取d2=65mm。
3轴承与轴段③和轴段⑥的设计 考虑到齿轮上有轴向力的存在，且有较大的圆周力和径向力作用，选择圆锥滚子轴承，轴段③上安装轴承，其直径应既便于轴承安装，又符合轴承内径系列。初选轴承30214，内径d=70mm，外径D=125mm，宽度T=26.25mm，内圈定位直径da=79mm。因此选用d3=70mm。因为dn≤2×105mm∙r/min，所用轴承采用脂润滑，需要挡油环。箱体内壁到轴承断面的距离∆=10mm。
通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则d6=70mm，同轴式减速器该处轴承座完全处于箱体内部，该处轴承采用油润，润滑油由低速级大齿轮轮缘上刮取，可使轴承内圈端面与轴承座端面共面，故可取L4=B=24mm，该处轴承与高速轴右端轴承共用一个轴承座，两轴承座之间的距离为6.5mm。则轴承座的宽度l=6.5+26.25+20.75=53.5mm。
4 齿轮与轴段④的设计 该段轴上安装齿轮，为便于齿轮的安装，d4应略大于d3，可初定d4=72mm。齿轮宽度为b4=95mm,为保证套筒能订到齿轮左端面，该处轴径长度应比齿轮宽度略短，取L4=93mm。
5 轴段⑤的设计 齿轮右侧采用轴肩定位，定位轴肩的高度h=(0.07~0.1)d4=0.07~0.1×72mm=5.04~7.2mm，取h=7mm，则d5=79mm，足够轴承定位。取D5=10mm。齿轮右端面与箱体的距离∆1=10mm。
6 轴段②和轴段③的长度，轴段②的长度除了与轴上的零件有关，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关。因为轴承座的厚度L=51mm。轴承端盖厚度为Bd=10mm，调整垫片的厚度为1mm，轴承端盖到联轴器凸缘的距离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，轴上作用力点间距
由上述分析知，取齿轮中点为受力点，两轴承的作用力点是距离断面为25.8mm。所以，受力图如下：
6，键的选择
根据GB/T1096-2003,在联轴器处根据直径选择键C16×10×80，在齿轮处选择键20×12×80。
7，轴的受力分析
1受力简图如上图所示，计算支撑反力：
其中，Fa4=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
轴承1的支承反力为：
R1=R1H2+R1V2=4688.26N
轴承2的支承反力为：
R2=R2H2+R2V2=5657.58N
2计算弯矩
在水平面上，齿轮中点位置的弯矩为：
MHL=R1H×I1=48594.29N∙mm
MHR=-R2H×I2=-268926.66N∙mm
在垂直面上，齿轮中点位置的弯矩为：
MVL=MVR=R1V×I2=256575.03N∙mm
合成弯矩，在齿轮中点的左端弯矩为：
ML=MHL2+MV2=261136.29N∙mm
MR=MHR2+MV2=371688.44N∙mm
方向均一个向上，一个向下。
3计算转矩
TⅢ=9550PⅢnⅢ=9550×8.9650385.945N∙m=996.1724N∙m
8，校核轴的强度
因为在齿轮中点位置所受的弯矩最大，且有键槽，故齿轮中点位置为危险截面。
抗弯截面系数为：
W=πd4332-btd4-t22d4=π72332-20×7.572-7.522×72=32309.94mm3
抗扭截面系数为：
WT=πd4316-btd4-t22d4=68953.48mm3
弯曲应力为：
σb=MLW=11.50MPa
剪切应力为：
τ=T1WT=14.45MPa
按弯扭合成强度进行强度校核，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数α=0.6，则当量应力为：
σe=σb2+4ατ2=11.502+4×0.6×14.452=20.81MPa
由表查得45钢调质处理的抗拉强度极限σB=650MPa，则轴的许用弯曲应力σ-1b=60MPa，σe<σ-1b，则强度满足要求。
9，校核键连接的强度
联轴器处键连接的挤压应力为：
σp1=4TⅢd1hl=100.62MPa
齿轮处键连接的挤压应力为：
σp2=4TⅢd4hl=65.88MPa
键的材料为45钢，σp=125~150MPa，σp1<σp，所以键的强度足够。
10，校核轴承的寿命
1计算轴承的轴向力
由表差得轴承30214的C=132000N，C0=175000N,e=0.42，Y=1.4。由圆锥滚子轴承的轴向力计算公式的轴承1、2的轴向力为：
S1=R12Y=4688.262×1.4=1674.38N
S2=R22Y=5657.582.8=2020.56N
外部轴向力A=Fr4=2423.797N，各轴的轴力方向如图。
S1+A=1674.38+2423.797=4098.177N>S2
所以两轴承的轴向力为：
Fa1=1674.38N
Fa2=4098.177N
2计算轴承当量动载荷
Fa1R1=0.35
e，P2=0.4R2+1.4Fa=8000.48N
3校核轴承寿命
因为P1Lh1=33280h
轴承寿命足够。
轴承的受力简图如下：
轴的受力简图：