V带一级圆柱齿轮减速器设计方案说明书Ⅱ

所以采用腹板式结构。由表11.21可知,选9级精度是合适的.30117六．轴的设计高速轴设计设计项目计算及说明主要结果（1）选择轴的材料，确定许用应力。（2)按扭矩强度估算轴径.（最小直径）（3）设计轴的结构并绘制草图eq\o\ac（○，4）确定轴上零件的位置和固定方式eq\o\ac(○，5)确定各轴段的直径由已知条件知减速器传递的功率属于小功率，对材料无特殊要求,故选45钢并经调质处理.由参考资料1第273页表14.4查得强度极限δB=637MPa。由表16.3得。根据表16.2得C=118～107。又由式（16。2）得d≥C=(118~107）=29.96～33。04考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽存在,故将估算的轴的最小直径加大3%～5％,,取为，30.86～34。69mm。由设计手册取标准直径d1=30mm由于设计的是单级减速器，可将齿轮布置在箱体内部中央,将轴承对称安装在齿轮两侧，轴的外伸端安装半联轴器。要确定轴的形状，必须先确定轴上零件的装配顺序和固定方式。轴承对称安装于齿轮的两侧，其轴向用轴肩固定，周向采用过盈配合固定.轴段①（外伸端）直径最小，d1=30mm;考虑到要对安装在轴段①上的联轴器进行定位，轴段②上应有轴肩，同时为能顺利在轴段②上安装轴承，轴段②必须满足轴承内径的标准，因为齿轮为斜齿，所以选角接触轴承，查参考资料2第87页附表7。2选6008型深沟型轴承.故取轴段②直径为d2=40mm;用相同方法确定轴段③`④的直径d3=47mm;d4=53mm；为了便于拆卸左轴承，可查出6008型深沟型轴承的安装高度为2。5mm。齿轮轮毂宽度为75mm。齿轮轴段长度应略短于从动齿毂宽度，取为173mm,为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰，齿轮端面与箱体内壁间应留一定的间距，取该间距为15mm,为了保证轴承安装在箱体轴承座孔中(轴承宽度为18mm)，并考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体内壁的距离为5mm。d1=30mmd2=40d3=47d4=53d5=40低速轴设计（1）选择轴的材料,确定许用应力.（2）按扭矩强度估算轴径。（最小直径）(3）设计轴的结构并绘制草图eq\o\ac（○，4)确定轴上零件的位置和固定方式eq\o\ac(○，5）确定各轴段的直径eq\o\ac(○，6）确定各轴段的长度eq\o\ac(○，7）选定轴的结构细节（4)按弯扭合成强度校核轴直径①画出轴的受力图（见图1b)。②作水平面的弯矩图(见图图1c)。支点反力为:③作垂直内的弯矩图d，支点反力为：④作合成弯矩图e⑤作转矩图f:⑥求当量转矩⑦确定危险截面及校核强度（5)修改轴的结构由已知条件知减速器传递的功率属于小功率，对材料无特殊要求，故选45钢并经调质处理。由参考资料1第273页表14。4查得强度极限δB=637MPa。由表16。3得［6。16]=58.7Mpa.根据表16。2得C=118～107。又由式（16.2）得d≥C=（118~107）=42。4～51。2考虑到轴的最小直径处要安装联轴器,会有键槽存在，故将估算的轴的最小直径加大3%～5%，，取为，43.67～53。76mm。由设计手册取标准直径d1=48mm由于设计的是单级减速器,可将齿轮布置在箱体内部中央，将轴承对称安装在齿轮两侧,轴的外伸端安装半联轴器。要确定轴的形状，必须先确定轴上零件的装配顺序和固定方式。参考资料1第267页图14.8，确定齿轮从轴的右端装入，齿轮的左端用轴肩（或轴环）定位，右端用套筒固定.这样齿轮在轴上的轴向位置被完全确定。齿轮的周向定位采用平键连接。轴承对称安装于齿轮的两侧，其轴向用轴肩固定,周向采用过盈配合固定。如图1：轴段①（外伸端）直径最小，d1=48mm;考虑到要对安装在轴段①上的联轴器进行定位，轴段②上应有轴肩，同时为能顺利在轴段②上安装轴承，轴段②必须满足轴承内径的标准，因为齿轮为斜齿,所以选角接触轴承,查参考资料2第87页附表7。2选7011AC型角接触轴承.故取轴段②直径为d2=55mm；用相同方法确定轴段③`④的直径d3=60mm;d4=69mm；为了便于拆卸左轴承，可查出7011AC型角接触的安装高度为2.5mm，取d5=60mm.齿轮轮毂宽度为70mm。轴段③的长度应略短于齿轮轮毂宽度，取为68mm,为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰，齿轮端面与箱体内壁间应留一定的间距,取该间距为15mm，为了保证轴承安装在箱体轴承座孔中(轴承宽度为18mm),并考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体内壁的距离为5mm，所以轴段④的长度取为20mm，轴承支点距离L=132mm；根据箱体结构及联轴器距轴承盖要有一定距离要求，取L1=92mm；查阅有关的联轴器手册；L2=84mm;在轴段①，③上分别加工出键槽,使两键槽处于同一圆柱母线上,键槽的长度比相应的轮毂宽度小约5~10mm,查参考资料1第279页表14.5有轴段①上的键槽键宽b=14mm,键高h=9mm，键长L=36~160mm轴段③上的键槽键宽b=18mm，键高h=11mm，键长L=50~200mm。圆角r=2.轴环宽b=1.4，h=1.4×2。5=3。5mm.按计算结果画出轴的结构草图见（图1a）。查参考资料1第199页公式（10.34）有:Ft2===8282.5NFr2=Ft2=3123。92NFa2=Ft2tan14°=848.46NFHA=FHB==4141。25NI—I截面的弯矩为:MHI=4141。25=273322.5N.mmII—II截面处的弯矩为：MHII=4141。25×36.5=151155。63N。mmFVA=－=－=1385。18NFVB=Fr2－FVA=6881。23NI—I截面左侧弯矩为：MVI左=FVA=91421。68N.mmI—I截面右侧弯矩为:MVI右=FVB=454161。18N.mmII-II截面处的弯矩为:MVII=FVB×36.5=251164.9N.mmM=I-I截面：MI左==287345.1N.mmMI右==530063.74N.mmII—II截面：MII==293141.32N。mmT=9.55×106=9.55×=20116。28N.mm因减速器单向运转，故可以认为转矩为脉动循环变化，修正系数为0。6。I—I截面：MeI==530201.14N.mmII—II截面:MEII==293141.34N。mm由图1可以看出，截面I—I,II-II所受转矩相同，但弯矩MeI﹥MEII，且轴上还有键槽，故截面I—I可能为危险截面。但由于轴径d3﹥d2,故也应对截面II-II进行校核。I-I截面:eI==31.86MpaII-II截面:eII==23。45Mpa查表14。2得[—1b］=65Mpa，满足e≤［-1b]的条件故设计轴有足够的强度,并有一定裕量。因所设计轴的强度裕度不大,此轴不必再作修改.d1=48mmd2=55mmd3=60mmd4=69mmd5=60mmL=132mmL1=92mmL2=84mmFt2=8282.5NFr2=3123。92NFa2=848。46NFHA=4141.25NMHI=273322.5N.mmMHII=151155。63N.mmFVA=1385。18NMVI左=91421.68N。mmMVI=454161.18N.mmMVII=251164。9N.mmMI左=287345.1N。mmMI右=530063。74N。mmMII=293141。32N。mmT=20116。28N.mmMeI=530201.14N。mmMEII=293141.34N。mmeI=31。86MpaeII=23.45Mpa七、键的校核设计项目计算及说明主要结果（1)齿轮处的键低速轴eq\o\ac(○，1）选择键的型号A型eq\o\ac(○,2）确定键的基本尺寸轴径d=60mm由参考资料1第121页表8.1查得:b=18mmh=11mm、L=50～200mm由表8.2查得许用应力：［δjy]=150MPaδjy=δjy=δjy=140MPa＜[δjy]（满足）eq\o\ac(○,3)写出键的型号：A18×50GB/1096—2003d=60mmδjy=140MPa低速轴A18×50GB/1096—2003（2）联轴器处的键eq\o\ac(○,1)选择键的型号C型eq\o\ac(○，2)确定键的基本尺寸轴径d=48mm由参考资料1第121页表8。1查得：b=14mmh=9mm、L=36～160mm由表8.2查得许用应力:[δjy]=150MPaδjy=δjy=δjy=107.83MPa＜［δjy］（满足）eq\o\ac(○，3）写出键的型号:C14×70GB/T1096-2003jy=107。83MPaC14×70GB/T1096—2003(3）带轮处的键eq\o\ac（○，1）选择键的型号C型eq\o\ac(○,2)确定键的基本尺寸轴径d=30mm由参考资料1第121页表8。1查得:b=10mmh=8mm、L=22～110mm由表8.2查得许用应力:[δjy］=150MPaδjy=δjy=δjy=60MPa＜［δjy］（满足）eq\o\ac(○,3)写出键的型号：C8×70GB/T1096—2003C8×70GB/T1096—2003八、滚动轴承的校核设计项目计算及说明主要结果（1）轴承的选择低速轴：初选轴承用角接触球轴承7011AC型号高速轴:初选轴承用深沟球轴承6008型号(2)计算轴承的轴向力FrFa低速轴Fr===3123.92NFa=848。46N高速轴Fr===2168.97NFa=558.68N低速轴：Fr=3123.92NFa=848.46N高速轴：Fr=2168.97NFa=558。68N(3）轴承的寿命计算的校核由参考资料1第349页表17.8得X=0。4由参考资料1第350页表17.9得fp=1.2由参考资料1第351页表17.10得fT=1由参考资料2第315页附表4.4得Cr=37。2KNY=1。5低速轴P=fp(XFr+YFa)P=1.2（0。4×3123。9+1。5×848.46）=2727。17N轴承的工作时间为:=5×365×24=43800hC===2467.23NC〈Cr高速轴P=fp（XFr+YFa）P=1。2（0。4×2168.97+1。5×558。68）P=1879。56N轴承的工作时间为：=5×365×24=43800hC===47896。47NC<CrP=2727。17NCr=37。2KNC=2467.23NP=1879。56N=43800hC=47896。47N十、减速器箱体设计设计项目计算及说明主要结果箱体壁厚δ=0。025a+1=5.25《8δ=8箱盖壁厚=0。02a+1=4。4《8=8箱盖凸缘厚度=1.5=1.5×8=12mm=12mm箱座凸缘厚度b=1.5δ=12mmb=12mm箱座底凸缘厚度=2。5δ=20mm=20mm地脚螺钉直径=0。036a+12=19，704mm=20mm地脚螺钉数目n=4n=4轴承旁连接螺栓直径=0.75=14.78mm=14。78mm盖与座连接螺栓直径=（0。5~0。6）=(10～12）mm=12mm连接螺栓的间距=150~200=180mm轴承端盖螺钉直径=（0.4。～0。5）(8~10)mm=10mm检查孔盖螺钉直径=（0。3~0。4)=（6~8)mm=8mm、、至外箱壁距离=见表12.2（资料2第164页）=20mm、至凸缘边界距离=18mm见表12.2（资料2第164页)=18mm轴承旁凸台半径==18mm=18mm凸台高h=根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准h=0.36×130=46.8mmh=46。8mm外箱壁至轴承座端盖的距离=++（5~10)=47~52mm=47mm齿轮顶圆与内箱壁间的距离〉1.2δ=15mm=15mm齿轮端面与内箱壁的距〉δ=8mm=8mm箱盖、箱座肋板厚=0。85=6.8mmm=0。85δ=6.8mm=6.8mmm=6.8m