同轴式减速器的课程设计【6张CAD图纸+说明书】

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 高速轴的设计计算 高速轴的设计与计算 1已知条件 高速轴传递的功率PⅠ=9.71858Kw，转速nⅠ=970rmin，小齿轮的分度圆直径为d1=77.98mm，齿轮宽度b1=85mm。 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，故选择中间值，A0=120，则 dmin=A03PⅠnⅠ=12039.71858970mm=25.87mm 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>25.871.03~1.05=26.6~27.2mm 所以dmin=28mm 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，由于电动机为原动机，开始工作时有震动，选择弹性套柱销联轴器。由电动机的输出轴直径为42mm可以查表选择联轴器LT6系列的J型轴孔，所以选择d1=35mm，L1=60mm。 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× 35=2.45~3.5mm，轴段②的直径d2=d1+2h=39.9~42mm，再根据密封圈确定直径。该处的圆周速度小于5m/s，可选择毡圈油封，查表取d2=40mm。 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30209，内径d=45mm，外径D=85mm，宽度T=20.75mm，内圈定位直径da=52mm。因此选用d3=45mm。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=45mm，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=19mm 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=47mm。齿轮2分度圆直径比较小，采用实心安装，齿轮宽度为b1=85mm,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=83mm 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=0.07~0.1×42mm=2.94~4.2mm，取h=3mm，则d5=63mm，取D5=10mm。齿轮左端面与箱体的距离∆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。轴承座的厚度L=δ+C1+C2+(5~10)mm，箱壁δ=8mm，轴承旁连接螺栓为M14，则C1=20mm，C2=18mm，箱体轴承座的宽度L=8+20+18+(5~10)mm=51~56mm，取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=51-21-10+10+(10~20)mm=40~50mm。取L2=50mm。L3=∆+B+∆1+2=10+12+19=41mm。 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18.6mm。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C10×8×56，在齿轮处选择键14×9×70。 7，轴的受力分析 1受力简图如上图所示，计算支撑反力： 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 轴承1的支承反力为： R1=R1H2+R1V2=1204.28N 轴承2的支承反力为： R2=R2H2+R2V2=1156.476N 2计算弯矩 在水平面上，齿轮中点位置的弯矩为： MHL=-R1H×I2=-41613.508N∙mm MHR=-R2H×I3=-14282.365N∙mm 在垂直面上，齿轮中点位置的弯矩为： MVL=MVR=-R1V×I2=-70732.245N∙mm 合成弯矩，在齿轮中点的左端弯矩为： ML=MHL2+MV2=82065.428N∙mm MR=MHR2+MV2=72159.798N∙mm 方向均向下。 3计算转矩 TⅠ=9550PⅠnⅠ=9550×9.71858970N∙m=95.9783N∙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=π47232-14×5.547-5.522×47=8782.02mm3 抗扭截面系数为： WT=πd4316-btd4-t22d4=18974.82mm3 弯曲应力为： σb=MLW=9.345MPa 剪切应力为： τ=T1WT=5.058MPa 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=9.3452+4×0.6×5.0582=9.636MPa 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=4T1d1hl=26.88MPa 齿轮处键连接的挤压应力为： σp2=4T1d4hl=14.41MPa 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 由表差的轴承30209的C=67800N，C0=83500N,e=0.4，Y=1.5。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=1204.282×1.5=401.426N S2=R22Y=1156.4763=385.492N 外部轴向力A=Fr1=700.977N，各轴的轴力方向如图。 S2+A=385.492+700.977=1086.469N>S1 所以两轴承的轴向力为： Fa1=1086.469N Fa2=385.492N 2计算轴承当量动载荷 Fa1R1=0.9>e P1=0.4R1+YFa1=2111.42N Fa2R2=0.33P2，所以只需要校核轴承1，轴承在100℃以下工作，fT=1,工作平稳，载荷系数为fp=1，轴承的寿命为： Lh=10660n1fTCfPP103=1.808×106>Lh1=33280h 轴承寿命足够。 轴承的受力简图如下： 轴的受力简图：