同軸式減速器的課程設(shè)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(shè)計,CAD,圖紙,說明書
低速軸斜齒圓柱齒輪的設(shè)計計算
1,材料的選擇、熱處理方式和公差等級
低速級齒輪由于所受的力矩大,所以應(yīng)選用強度更高的材料,小齒輪選用40CrNi,調(diào)質(zhì)處理,大齒輪選用45鋼,調(diào)質(zhì)處理,查表得HBW3=270~300, HBW4=217~255。小齒輪的硬度比大齒輪硬度高30~50HBW。滿足要求,選用8級精度。
2.初步計算傳動的主要尺寸
因為是軟齒面閉式傳動,故按齒面接觸疲勞強度進(jìn)行設(shè)計。其計算公式為:
d3≥32KTⅡ?d?u+1u?ZHZEZβσH2
1) 小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩為:
TⅡ=331.8683N?m=331868.3N?mm
2)因ν未知,Kv值不能確定,查表可以初選載荷系數(shù)Kv=1.4
3)由于齒輪3、4為非對稱布置,初選齒寬系數(shù)?d=1.2
4)查表得彈性系數(shù)ZE=189.8MPa
5)初選螺旋角β=12°,查表得區(qū)域系數(shù)ZH=2.46,螺旋角系數(shù):
Zβ=cosβ=0.989
6)齒數(shù)比u=i=3.3595
7)初選Z3=25,則Z4=uZ3=25×3.3595=83.987,取Z4=84
8)需用接觸應(yīng)力可用下面的公式計算:
σH=ZNσHlimSH
其中,σHlim3=750MPa,σHlim4=580MPa
大小齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為:
N3=60nⅡγht=60×288.733×1×8×260×16=5.765×108
N4=N3i2=1.72×108
查得壽命系數(shù)ZN3=1.05,ZN4=1.25,選擇安全系數(shù)為SH=1.0
所以:
σH3=ZN3σHlim3SH=1.05×7501MPa=787.5MPa
σH4=ZN4σHlim4SH=1.25×5801MPa=725MPa
取σH=σH3+σH42=756.25MPa
小齒輪的分度圓為
d3t≥32KTⅡ?d?u+1u?ZHZEZβσH2=32×1.4×331868.31.2?3.3595+13.3595?189.9×0.989×2.46756.252=72.1155mm
3,確定傳動尺寸
1) 計算載荷系數(shù)
由表查得使用系數(shù)KA=1.0。因為ν=πd3nⅡ60×1000=1.09ms,查得動載荷系數(shù)為Kv=1.05。查表的齒向載荷分配系數(shù)Kβ=1.12,齒間載荷分配系數(shù)Kα=1.4,則載荷系數(shù)為:
K=KAKvKβKα=1.6464
2) 對d3進(jìn)行修正,即:
d3=d3tKKv≥76.1198mm
3) 確定模數(shù)mn.
mn=d3cosβZ3=76.1198×cos12°25=2.978mm
查標(biāo)準(zhǔn)取mn=3mm
4)計算傳動尺寸 中心距為:
a2=mnZ3+Z42cosβ=3×1092cos12°=167.152mm
圓整中心距得a2=170mm。
則螺旋角β=arccosmnZ3+Z42a2=15.895°
因為β值與初選值相差較大,對β及有關(guān)參數(shù)進(jìn)行修正,區(qū)域系數(shù)ZH=2.46,螺旋角系數(shù)Zβ=cosβ=0.9807。
d3≥32KTⅡ?d?u+1u?ZHZEZβσH2=32×1.6464×331868.31.2?3.3595+13.3595?189.9×0.9807×2.42756.252=74.87mm
mn=d1cosβZ1=74.87×cos15.895°25=2.88mm
取mn=3mm
中心距:
a2=mnZ3+Z42cosβ=3×1092cos15.895°=170mm
螺旋角:
β=arccosmnZ3+Z42a2=15.895°
修正完畢。故:
d3=mnZ3cosβ=3×25cos15.895°=77.98mm
d4=mnZ4cosβ=3×84cos15.895°=262.02mm
b=?dd3=1×77.98=77.98mm
取b4=80mm,
b3=80+5~10,取b1=85mm。
4,校核齒根彎曲疲勞強度
齒根彎曲疲勞強度條件為:
σF=2KTⅡbmnd3YFYβ≤σF
1)K,mn,TⅡ和d3同前。
2)齒寬b=b4=80mm
3)齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力修正系數(shù)YFs。當(dāng)量齒數(shù)為:
ZV3=Z3cos3β=25cos315.859=28.08
ZV4=Z4cos3β=84cos315.859=94.37
查的齒形YF1=4.16,YF2=3.95。
4)查得螺旋角系數(shù)Yβ=0.98
5)許用彎曲應(yīng)力為:
σF=YNσFIimSFYST
查表得彎曲疲勞極限應(yīng)力為σFIim3=320MPa, σFIim4=215MPa.查得壽命系數(shù)YN3=YN4=1, YST=2,安全系數(shù)SF=1.3
σF3=YN3σFIim3SFYST=1×3201.32=492.3MPa
σF4=YN4σFIim4SFYST=1×2151.32=330.77MPa
所以,彎曲應(yīng)力為:
σF3=2KTⅡbmnd3YF3Yβ=2×1.6464×331868.380×3×77.984.16×0.98=238.04MPa≤σF1
σF2=2KTⅡbmnd3YF2Yβ=2×1.6464×331868.380×3×77.983.95×0.98=226.03MPa≤σF2
所以滿足彎曲強度。
低速軸的設(shè)計計算
低速軸的設(shè)計與計算
1已知條件
低速軸傳遞的功率PⅢ=8.96503Kw,轉(zhuǎn)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(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求,故選用常用的軸用材料45鋼,調(diào)質(zhì)處理。
3處算軸徑
查表得A0=103~135,考慮到軸端只承受轉(zhuǎn)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(xì)處的直徑為
d1>48.481.03~1.05=49.94~50.91mm
所以dmin=51mm
4結(jié)構(gòu)設(shè)計
軸的結(jié)構(gòu)構(gòu)想如下圖
為使軸承部分便于拆裝,減速箱采用剖分結(jié)構(gòu),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(xì)處開始設(shè)計。
1軸段①的設(shè)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(shè)計 確定軸段②的直徑時,應(yīng)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(shè)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(yīng)既便于軸承安裝,又符合軸承內(nèi)徑系列。初選軸承30214,內(nèi)徑d=70mm,外徑D=125mm,寬度T=26.25mm,內(nèi)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(nèi)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(nèi)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(nèi)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(shè)計 該段軸上安裝齒輪,為便于齒輪的安裝,d4應(yīng)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(yīng)比齒輪寬度略短,取L4=93mm。
5 軸段⑤的設(shè)計 齒輪右側(cè)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(guān),還與軸承座寬度及軸承端蓋等零件有關(guān)。因為軸承座的厚度L=51mm。軸承端蓋厚度為Bd=10mm,調(diào)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(zhuǎn)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(yīng)力為:
σb=MLW=11.50MPa
剪切應(yīng)力為:
τ=T1WT=14.45MPa
按彎扭合成強度進(jìn)行強度校核,對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸,轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理,故取折合系數(shù)α=0.6,則當(dāng)量應(yīng)力為:
σe=σb2+4ατ2=11.502+4×0.6×14.452=20.81MPa
由表查得45鋼調(diào)質(zhì)處理的抗拉強度極限σB=650MPa,則軸的許用彎曲應(yīng)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(yīng)力為:
σp1=4TⅢd1hl=100.62MPa
齒輪處鍵連接的擠壓應(yīng)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(dāng)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:
已知條件
工作情況:兩班工作制,單向連續(xù)運轉(zhuǎn),載荷平穩(wěn),輸送帶水平放置。
工作環(huán)境:室內(nèi),有灰塵,最高環(huán)境溫度35℃,通風(fēng)條件一般。
動力來源:電力,三相交流,電壓380V/220V。
工作壽命:8年。
檢修間隔期:4年一次大修,2年一次中修,半年一次小修。
制造條件:一般機械制造廠,小批量生產(chǎn)。
齒輪減速器浸油潤滑:取大齒輪的攪油效率
取滾筒-輸送帶效率
輸送帶拉力:F=4.5kN
輸送帶速度:ν=1.8(m/s)
滾筒直徑:D=400 mm
輸送帶速度允許誤差:±5%
傳動方案
考慮考斜齒輪傳動的平穩(wěn)性較直齒輪好,常用于高速級或要求傳動平穩(wěn)的場合。在減速器箱體應(yīng)該盡量減小幾何尺寸,節(jié)省材料,同時由于斜齒輪軸向力,將軸向力相互抵消,采用兩對斜齒輪,機構(gòu)系統(tǒng)簡單。所以選用:兩級同軸式圓柱齒輪減速器
傳動方案簡圖如下:
1-電動機 2、6-聯(lián)軸器 3-減速箱 4、5-斜齒輪 7-滾筒
電動機選擇
1,選擇電動機的類型
根據(jù)用途選用Y系列三相異步電動機
2,電動機的功率
輸送帶所需拉力為
經(jīng)過查表得:
聯(lián)軸器效率為:
滾動軸承效率為:
齒輪傳動效率為:
輪齒攪油效率為:
滑動軸承效率為:
電動機的功率為:
查表選擇電動機的額定功率為:
3,確定電機轉(zhuǎn)速
輸送帶滾筒的轉(zhuǎn)速為:
齒輪傳動的傳動比為:i=5~8
電機的轉(zhuǎn)速為:
符合這一要求的電動機同步轉(zhuǎn)速為:1000和兩種。因為電機的轉(zhuǎn)速越大,則傳動比越大,機構(gòu)的尺寸也就越大,為了節(jié)省材料優(yōu)化機構(gòu)尺寸,選用同步轉(zhuǎn)速為1000的電動機。其滿載轉(zhuǎn)矩為970,其型號為Y160L-6。
傳動比的計算和分配
1,總傳動比:
2,分配傳動比:
為使傳動尺寸協(xié)調(diào),結(jié)構(gòu)勻稱合理,選用推薦傳動,即:
為齒輪1、2的傳動比
為齒輪3、4的傳動比
傳動裝置運動、動力參數(shù)的計算
1,各軸轉(zhuǎn)速:
2,各軸功率:
3,各軸轉(zhuǎn)矩:
高速軸斜齒圓柱齒輪的設(shè)計計算
1,材料的選擇、熱處理方式和公差等級
考慮到帶式輸送機為一般機械,故大小齒輪均選用45鋼,小齒輪調(diào)質(zhì)處理,大齒輪正火處理,查表得,。小齒輪的硬度比大齒輪硬度高30~50HBW。滿足要求,選用8級精度。
2.初步計算傳動的主要尺寸
因為是軟齒面閉式傳動,故按齒面接觸疲勞強度進(jìn)行設(shè)計。其計算公式為:
1)小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩為:
=95978.3N?mm
2)因ν未知,值不能確定,查表可以初選載荷系數(shù)
3)由于齒輪1、2為非對稱布置,初選齒寬系數(shù)
4)查表得彈性系數(shù)
5)初選螺旋角β=,查表得區(qū)域系數(shù),螺旋角系數(shù):
6)齒數(shù)比u=i=3.3595
7)初選,則,取
8)需用接觸應(yīng)力可用下面的公式計算:
其中,,
大小齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為:
查得壽命系數(shù),,選擇安全系數(shù)為
所以:
取
小齒輪的分度圓為
3,確定傳動尺寸
1)計算載荷系數(shù)
由表查得使用系數(shù)。因為ν=,查得動載荷系數(shù)為。查表的齒向載荷分配系數(shù),齒間載荷分配系數(shù),則載荷系數(shù)為:
K=
2)對進(jìn)行修正,即:
3)確定模數(shù).
查標(biāo)準(zhǔn)取
4)計算傳動尺寸 中心距為:
圓整中心距得。
則螺旋角
因為β值與初選值相差較大,對β及有關(guān)參數(shù)進(jìn)行修正,區(qū)域系數(shù),螺旋角系數(shù)。
取
中心距:
螺旋角:
修正完畢。故:
取,
,取。
4,校核齒根彎曲疲勞強度
齒根彎曲疲勞強度條件為:
1)K,,和同前。
2)齒寬
3)齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)。當(dāng)量齒數(shù)為:
查的齒形,。
4)查得螺旋角系數(shù)
5)許用彎曲應(yīng)力為:
查表得彎曲疲勞極限應(yīng)力為,.查得壽命系數(shù),,安全系數(shù)
所以,彎曲應(yīng)力為:
所以滿足彎曲強度。
5,計算齒輪其他尺寸
端面模數(shù)
齒頂高
齒根高
全齒高h(yuǎn)=
頂隙c=
齒頂圓直徑為:
齒根圓直徑為:
低速軸斜齒圓柱齒輪的設(shè)計計算
1,材料的選擇、熱處理方式和公差等級
低速級齒輪由于所受的力矩大,所以應(yīng)選用強度更高的材料,小齒輪選用40CrNi,大齒輪選用45鋼,調(diào)質(zhì)處理,查表得,。小齒輪的硬度比大齒輪硬度高30~50HBW。滿足要求,選用8級精度。
2.初步計算傳動的主要尺寸
因為是軟齒面閉式傳動,故按齒面接觸疲勞強度進(jìn)行設(shè)計。其計算公式為:
1)小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩為:
2)因ν未知,值不能確定,查表可以初選載荷系數(shù)
3)由于齒輪3、4為非對稱布置,初選齒寬系數(shù)
4)查表得彈性系數(shù)
5)初選螺旋角β=,查表得區(qū)域系數(shù),螺旋角系數(shù):
6)齒數(shù)比u=i=3.3595
7)初選,則,取
8)需用接觸應(yīng)力可用下面的公式計算:
其中,,
大小齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為:
查得壽命系數(shù),,選擇安全系數(shù)為
所以:
取
小齒輪的分度圓為
3,確定傳動尺寸
1,計算載荷系數(shù)
由表查得使用系數(shù)。因為ν=,查得動載荷系數(shù)為。查表的齒向載荷分配系數(shù),齒間載荷分配系數(shù),則載荷系數(shù)為:
K=
2,對進(jìn)行修正,即:
3,確定模數(shù).
查標(biāo)準(zhǔn)取
4,計算傳動尺寸 中心距為:
圓整中心距得。
則螺旋角
因為β值與初選值相差較大,對β及有關(guān)參數(shù)進(jìn)行修正,區(qū)域系數(shù),螺旋角系數(shù)。
取
中心距:
螺旋角:
修正完畢。故:
取,
,取。
4,校核齒根彎曲疲勞強度
齒根彎曲疲勞強度條件為:
1,K,,和同前。
2,齒寬
3,齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)。當(dāng)量齒數(shù)為:
查的齒形,。
4,查得螺旋角系數(shù)
5,許用彎曲應(yīng)力為:
查表得彎曲疲勞極限應(yīng)力為,.查得壽命系數(shù),,安全系數(shù)
所以,彎曲應(yīng)力為:
所以滿足彎曲強度。
5,計算齒輪其他尺寸
端面模數(shù)
齒頂高
齒根高
全齒高h(yuǎn)=
頂隙c=
齒頂圓直徑為:
齒根圓直徑為:
斜齒圓柱齒輪上作用力的計算
1,高速級齒輪傳動的作用力
1,已知條件
高速軸傳遞的轉(zhuǎn)矩為,轉(zhuǎn)速為,高速級齒輪的螺旋角,小齒輪左旋,大齒輪右旋,小齒輪分度圓直徑為
2,齒輪1上的作用力
圓周力為
其方向與作用點圓周速度方向相反。
徑向力為
其方向為由力的作用點指向輪1的轉(zhuǎn)動中心
軸向力為
其方向可由左手法則確定,即用左手握住輪1的軸線,并用四指的方向順著輪的轉(zhuǎn)動方向,此時拇指的指向為該力的方向。
法向力為
3,齒輪2的作用力
從動輪2各個力與主動輪1上相應(yīng)的各力大小相等,方向相反。
2,低速級齒輪傳動的作用力
1,已知條件
中間軸傳遞的轉(zhuǎn)矩為,轉(zhuǎn)速為,低速級齒輪的螺旋角,為使齒輪3的軸向力與齒輪2相互抵消,齒輪3右旋,齒輪4左旋,齒輪3分度圓直徑為
2,齒輪3上的作用力
圓周力為
其方向與作用點圓周速度方向相反。
徑向力為
其方向為由力的作用點指向輪3的轉(zhuǎn)動中心
軸向力為
其方向可由左手法則確定,即用左手握住輪3的軸線,并用四指的方向順著輪的轉(zhuǎn)動方向,此時拇指的指向為該力的方向。
法向力為
3,齒輪4的作用力
從動輪4各個力與主動輪3上相應(yīng)的各力大小相等,方向相反。
高速軸的設(shè)計與計算
1已知條件
高速軸傳遞的功率,轉(zhuǎn)速,小齒輪的分度圓直徑為,齒輪寬度。
2選擇軸的材料
因傳遞的功率不大,并對重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求,故選用常用的軸用材料45鋼,調(diào)質(zhì)處理。
3處算軸徑
查表得,考慮到軸端只承受轉(zhuǎn)矩,不承受彎矩,故選擇中間值,,則
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(xì)處的直徑為
所以
4結(jié)構(gòu)設(shè)計
軸的結(jié)構(gòu)構(gòu)想如下圖
為使軸承部分便于拆裝,減速箱采用剖分結(jié)構(gòu),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(xì)處開始設(shè)計。
1軸段①的設(shè)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,。
2密封圈和軸段②的設(shè)計 確定軸段②的直徑時,應(yīng)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×
,軸段②的直徑,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。
3軸承與軸段③和軸段⑥的設(shè)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(yīng)既便于軸承安裝,又符合軸承內(nèi)徑系列。初選軸承30209,內(nèi)徑d=45mm,外徑D=85mm,寬度T=20.75mm,內(nèi)圈定位直徑。因此選用。因為,所用軸承采用脂潤滑,需要擋油環(huán)。箱體內(nèi)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,同軸式減速器該處軸承座完全處于箱體內(nèi)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(nèi)圈端面與軸承座端面共面,故可取
4 齒輪與軸段④的設(shè)計 該段軸上安裝齒輪,為便于齒輪的安裝,應(yīng)略大于,可初定。齒輪2分度圓直徑比較小,采用實心安裝,齒輪寬度為,為保證套筒能訂到齒輪左端面,該處軸徑長度應(yīng)比齒輪寬度略短,取
5 軸段⑤的設(shè)計 齒輪右側(cè)采用軸肩定位,定位軸肩的高度,取h=3mm,則,取。齒輪左端面與箱體的距離。
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(guān),還與軸承座寬度及軸承端蓋等零件有關(guān)。軸承座的厚度L=δ+++(5~10)mm,箱壁δ=8mm,軸承旁連接螺栓為M14,則,,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=10mm,調(diào)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。取。。
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:
,方向向下。
在垂直面上:
軸承1的支承反力為:
軸承2的支承反力為:
2計算彎矩
在水平面上,齒輪中點位置的彎矩為:
在垂直面上,齒輪中點位置的彎矩為:
合成彎矩,在齒輪中點的左端彎矩為:
方向均向下。
3計算轉(zhuǎn)矩
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:
抗扭截面系數(shù)為:
彎曲應(yīng)力為:
剪切應(yīng)力為:
按彎扭合成強度進(jìn)行強度校核,對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸,轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理,故取折合系數(shù)α=0.6,則當(dāng)量應(yīng)力為:
由表查得45鋼調(diào)質(zhì)處理的抗拉強度極限,則軸的許用彎曲應(yīng)力,,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(yīng)力為:
齒輪處鍵連接的擠壓應(yīng)力為:
鍵的材料為45鋼,,,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,,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:
外部軸向力A==N,各軸的軸力方向如圖。
所以兩軸承的軸向力為:
2計算軸承當(dāng)量動載荷
3校核軸承壽命
因為,所以只需要校核軸承1,軸承在100℃以下工作,,工作平穩(wěn),載荷系數(shù)為,軸承的壽命為:
軸承壽命足夠。
軸承的受力簡圖如下:
高速軸的彎矩簡圖:
低速軸的設(shè)計與計算
1已知條件
低速軸傳遞的功率,轉(zhuǎn)速,小齒輪的分度圓直徑為,齒輪寬度。
2選擇軸的材料
因傳遞的功率不大,并對重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求,故選用常用的軸用材料45鋼,調(diào)質(zhì)處理。
3處算軸徑
查表得,考慮到軸端只承受轉(zhuǎn)矩,不承受彎矩,故選擇較低值,,則
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(xì)處的直徑為
所以
4結(jié)構(gòu)設(shè)計
軸的結(jié)構(gòu)構(gòu)想如下圖
為使軸承部分便于拆裝,減速箱采用剖分結(jié)構(gòu),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(xì)處開始設(shè)計。
1軸段①的設(shè)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,。
2密封圈和軸段②的設(shè)計 確定軸段②的直徑時,應(yīng)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×
,軸段②的直徑,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。
3軸承與軸段③和軸段⑥的設(shè)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(yīng)既便于軸承安裝,又符合軸承內(nèi)徑系列。初選軸承30214,內(nèi)徑d=70mm,外徑D=125mm,寬度T=26.25mm,內(nèi)圈定位直徑。因此選用。因為,所用軸承采用脂潤滑,需要擋油環(huán)。箱體內(nèi)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,同軸式減速器該處軸承座完全處于箱體內(nèi)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(nèi)圈端面與軸承座端面共面,故可取,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(shè)計 該段軸上安裝齒輪,為便于齒輪的安裝,應(yīng)略大于,可初定。齒輪寬度為,為保證套筒能訂到齒輪左端面,該處軸徑長度應(yīng)比齒輪寬度略短,取。
5 軸段⑤的設(shè)計 齒輪右側(cè)采用軸肩定位,定位軸肩的高度,取h=7mm,則,足夠軸承定位。取。齒輪右端面與箱體的距離。
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(guān),還與軸承座寬度及軸承端蓋等零件有關(guān)。因為軸承座的厚度L=51mm。軸承端蓋厚度為=10mm,調(diào)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。取。。
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,,,
在水平面上:
,方向向上。
在垂直面上:
軸承1的支承反力為:
軸承2的支承反力為:
2計算彎矩
在水平面上,齒輪中點位置的彎矩為:
在垂直面上,齒輪中點位置的彎矩為:
合成彎矩,在齒輪中點的左端彎矩為:
方向均一個向上,一個向下。
3計算轉(zhuǎn)矩
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:
抗扭截面系數(shù)為:
彎曲應(yīng)力為:
剪切應(yīng)力為:
按彎扭合成強度進(jìn)行強度校核,對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸,轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理,故取折合系數(shù)α=0.6,則當(dāng)量應(yīng)力為:
由表查得45鋼調(diào)質(zhì)處理的抗拉強度極限,則軸的許用彎曲應(yīng)力,,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(yīng)力為:
齒輪處鍵連接的擠壓應(yīng)力為:
鍵的材料為45鋼,,,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,,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:
外部軸向力A==N,各軸的軸力方向如圖。
所以兩軸承的軸向力為:
2計算軸承當(dāng)量動載荷
,
,
3校核軸承壽命
因為,所以只需要校核軸承2,軸承在100℃以下工作,,工作平穩(wěn),載荷系數(shù)為,軸承的壽命為:
軸承壽命足夠。
軸承的受力簡圖如下:
低速軸的彎矩簡圖:
中間軸的設(shè)計與計算
1已知條件
中間軸傳遞的功率,轉(zhuǎn)速,小齒輪的分度圓直徑為,,齒輪寬度。。
2選擇軸的材料
因傳遞的功率不大,并對重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求,故選用常用的軸用材料45鋼,調(diào)質(zhì)處理。
3處算軸徑
查表得,考慮到軸端既承受轉(zhuǎn)矩,又承受彎矩,故選擇較高值,,則
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(xì)處的直徑為
所以
4結(jié)構(gòu)設(shè)計
軸的結(jié)構(gòu)構(gòu)想如下圖
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(xì)處開始設(shè)計。
1軸段①和軸段⑤的設(shè)計 軸端①和軸段⑤上安裝軸承,其設(shè)計與軸承的設(shè)計同步進(jìn)行,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,其直徑既便于安裝,又應(yīng)符合軸承內(nèi)徑系列。考慮中間軸的彎矩大,初選軸承30211,。其外徑為100mm,軸承寬度為T=22.75mm,內(nèi)圈寬度為B=21mm。
2軸段②和軸段④的設(shè)計 軸段②上安裝齒輪2,軸段④上安裝齒輪3,為了便于安裝,和應(yīng)該大于和??梢猿踹x=,該處應(yīng)選用鍵18×11mm,查表得齒輪3上的齒根圓與鍵頂?shù)母叨葹?。故齒輪3應(yīng)該設(shè)計成齒輪軸,,,材料和齒輪材料相同,為40CrNi。軸段②的長度應(yīng)該比相應(yīng)齒輪的輪轂長度短,便于軸向定位,所以
3軸段③的設(shè)計 軸段③為齒輪2提供軸肩定位,則,,齒輪2左端面的距離為,箱體中軸承座的寬度為l=6.5+26.25+20.75=53.5mm。齒輪2比齒輪1段2.5mm,齒輪3比齒輪4長2.5mm,因此。
3軸段軸段①和軸段⑤的長度 軸承采用脂潤滑,軸承內(nèi)端面距離箱體內(nèi)壁的距離為?=10mm,內(nèi)箱壁至齒輪2的距離為12.5mm,由于定位齒輪2,軸段③的長度小于齒輪2的長度2mm,所以,。
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,在齒輪處選擇鍵18×11×70。
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,,,,,,
在水平面上:
,方向向上。
在垂直面上:
軸承1的支承反力為:
軸承2的支承反力為:
2計算彎矩
a在水平面上,齒輪2中點位置的彎矩為:
在齒輪3中點位置的彎矩為:
b在垂直面上,齒輪2中點位置的彎矩為:
在齒輪3中點位置的彎矩為:
合成彎矩,由于以上計算可以得出,最大彎矩將發(fā)生在齒輪2的右側(cè)或者齒輪3的左右側(cè),在齒輪中點2的右側(cè)彎矩為:
在齒輪3的左側(cè)彎矩為
在齒輪3的右側(cè)彎矩為:
方向均指向一個方向。
3計算轉(zhuǎn)矩
8,校核軸的強度
因為在齒輪3中點位置左側(cè)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:
抗扭截面系數(shù)為:
彎曲應(yīng)力為:
剪切應(yīng)力為:
按彎扭合成強度進(jìn)行強度校核,對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸,轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理,故取折合系數(shù)α=0.6,則當(dāng)量應(yīng)力為:
由表查得40CrNi的抗拉強度極限,則軸的許用彎曲應(yīng)力,,則強度滿足要求。
9,校核鍵連接的強度
齒輪2處鍵連接的擠壓應(yīng)力為:
鍵的材料為45鋼,,,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30211的C=90800N,,e=0.42,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:
外部軸向力A=N,各軸的軸力方向如圖。
所以兩軸承的軸向力為:
2計算軸承當(dāng)量動載荷
,
,
3校核軸承壽命
因為,所以只需要校核軸承2,軸承在100℃以下工作,,工作平穩(wěn),載荷系數(shù)為,軸承的壽命為:
軸承壽命足夠。
軸承的受力簡圖如下:
中間軸的彎矩簡圖:
滾筒軸的設(shè)計與計算
1已知條件
高速軸傳遞的功率,轉(zhuǎn)速,有標(biāo)準(zhǔn)傳輸帶的寬度為B=500mm,滾筒寬度為550mm,
2選擇軸的材料
因傳遞的功率不大,并對重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求,故選用常用的軸用材料45鋼,調(diào)質(zhì)處理。
3處算軸徑
查表得,考慮到軸端只承受轉(zhuǎn)矩,不承受彎矩,故選擇中間值,,則
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(xì)處的直徑為
所以
4結(jié)構(gòu)設(shè)計
軸的結(jié)構(gòu)構(gòu)想如下圖
為使軸承部分便于拆裝,軸中間安放滾筒,在第二段和第六段之間放置軸承,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(xì)處開始設(shè)計。
1軸段①的設(shè)計 軸端①上安裝聯(lián)軸器,此處與減速箱的輸出軸連接,考慮滾筒的貨物加載,選擇彈性套柱銷聯(lián)軸器。由減速箱的輸出軸直徑為55mm可以查表選擇聯(lián)軸器LT8系列的J型軸孔,所以選擇,。
2軸段②和軸段⑥的設(shè)計 確定軸段②的直徑時,應(yīng)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×
,軸段②的直徑,再根據(jù)軸承確定直徑。因為滾筒是工作部件,長期暴露在惡劣的環(huán)境中,且受到帶的拉力,考慮安全、使用壽命和載荷沖擊,選擇滑動軸承,查標(biāo)準(zhǔn)JB/T2563-2007,選擇對開式四螺柱斜滑動軸承座 ,軸承材料為ZSnSb11Cu6,內(nèi)徑d=70mm,,寬度為B=105mm,b=90mm。考慮安全和不要相互干涉,軸承座距離聯(lián)軸器的距離為50mm,軸承座到滾筒的距離為50mm。在滾筒中,輪轂部分3和5段距離滾筒端部的距離為60mm,所以軸段②的長度為,軸段⑥的長度為。
3軸段③和軸段⑤的設(shè)計 為了便于安裝,軸段③和軸段⑤的長度與滾筒的輪轂部分長度相同,既,同樣考慮此處的直徑應(yīng)該大于軸段②和軸段⑥的直徑,,因此。
4軸段④的設(shè)計 為了便于加工,軸段④的直徑選擇與軸段②和軸段⑥的直徑相同,既,長度。
5,軸上作用力點間距
由上述分析知,取滾筒輪轂中點為受力點,兩軸承的作用力點是軸承的中點,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20×12×110mm。滾筒輪轂處的選擇鍵22×14×110
7,軸的受力分析
1受力簡圖如上圖所示,計算支撐反力:
由公式:,選擇f=0.3,α=π,可以計算出,再由公式,所以輪轂3和輪轂5處所受到的力為。對軸段2處取矩,可以得出。
2計算彎矩
在輪轂3和5處的彎矩=×222.5=1256401.87N?mm。畫出彎矩圖。
3計算轉(zhuǎn)矩
8,校核軸的強度
因為在滾筒輪轂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:
抗扭截面系數(shù)為:
彎曲應(yīng)力為:
剪切應(yīng)力為:
按彎扭合成強度進(jìn)行強度校核,對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸,轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理,故取折合系數(shù)α=0.6,則當(dāng)量應(yīng)力為:
由表查得45鋼調(diào)質(zhì)處理的抗拉強度極限,則軸的許用彎曲應(yīng)力,,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(yīng)力為:
滾筒輪轂處鍵連接的擠壓應(yīng)力為:
鍵的材料為45鋼,,,所以鍵的強度足夠。
10,校核滑動軸承強度
1平均壓強計算 ,B=105mm,d=70mm。
所以:
滿足要求P
2 Pν值的驗算
滾筒軸的轉(zhuǎn)速為,軸承處的轉(zhuǎn)速為ν=0.36m/s,所以:
Pν=0.768×0.36=0.276MPam/s
滿足要求Pν<=20
3 ν值的驗算 計算得:
ν=0.36m/s
滿足要求ν<=80m/s。
通過計算,滑動軸承在安全范圍內(nèi)。
滾筒軸的彎矩簡圖:
45鋼
小齒輪調(diào)質(zhì)處理,大齒輪正火處理
8級精度
K
滿足彎曲強度
h=6.75mm
c
小齒輪選用40CrN
大齒輪選用45鋼,調(diào)質(zhì)處理
8級精度
K=1.6464
滿足彎曲強度
h=6.75mm
c
45鋼,調(diào)質(zhì)處理
,
強度滿足要求
鍵的強度足夠
軸承壽命足夠
45鋼,調(diào)質(zhì)處理
,
軸的強度滿足要求
鍵的強度足夠
軸承壽命足夠
=
軸的材料和齒輪3相同40CrNi
軸的強度滿足要求
鍵的強度足夠
軸承壽命足夠
45鋼,調(diào)質(zhì)處理
,
軸的強度滿足要求
鍵的強度足夠
滑動軸承在安全范圍內(nèi)
減速器箱體的結(jié)構(gòu)尺寸
1
箱座壁厚
δ
8
2
箱蓋壁厚
8
3
箱蓋凸緣厚度
12
4
箱座凸緣厚度
b
12
5
箱座底凸緣厚度
20
6
地腳螺釘直徑
18.12(M20)
7
地腳螺釘數(shù)目
n
4
8
軸承旁連接螺栓直徑
13.59(M14)
9
蓋與座連接螺栓直徑
9.06-10.872(M10)
10
連接螺栓的間距
l
150-200
11
軸承端蓋螺釘直徑
7.248-9.06(M8)
12
視孔蓋螺釘直徑
5.436-7.248(M8)
13
定位銷直徑
d
7-8
14
至外箱壁距離
查表
15
至凸緣邊緣距離
查表
16
軸承旁凸臺半徑
17
凸臺高度h
h
根據(jù)低速級軸承座外徑確定
18
外箱壁至軸承座斷面距離
+(5-10)
19
鑄造過度尺寸
X、y
表1-38
20
大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離
10
21
齒輪端面與內(nèi)箱壁距離
10
22
箱蓋、箱座肋厚
6.8,6.8
23
軸承端蓋外徑
D+(5-5.5)
24
軸承旁連接螺栓距離
s
潤滑油的選擇
軸承選擇ZN-3鈉基潤滑脂潤滑。齒輪選擇全損耗系統(tǒng)用油L-AN68潤滑
滾動軸承速度較低(dn<2×mm?r/min,d為軸承內(nèi)徑,n為轉(zhuǎn)速)時,采用脂潤滑。
密封圈的選擇
當(dāng)線速度ν<5m/s時,采用氈圈密封。
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