第四节减速器装配草图设计

一、滚动轴承和传动轴的设计(一).轴的设计Ⅰ.输出轴上的功率P、转速n和转矩T由上可知kwP29.8，min1.62rn，mmNT61027.1Ⅱ.求作用在齿轮上的力因已知低速大齿轮的分度圆直径mmmzd426142322而NdTFt44.59624261027.12262NNFFotr15.217020tan44.5962tan00tanotaFFⅢ.初步确定轴的最小直径材料为45钢，正火处理。根据《机械设计》表15-3，取1100A，于是mmnPAd21.561.6229.8110330'min，由于键槽的影响，故mmdd9.5703.1'minmin输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d。为了使所选的轴直径d与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩TKTAca，查《机械设计》表14-1，取5.1AK，则mmNTKTAca66109.11027.15.1按照计算转矩caT应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用HL5型弹性柱销联轴器，其公称转矩为mmN6102。半联轴器的孔径mmd60，故取mmd60，半联轴器长度mmL142，半联轴器与轴配合的毂孔长度mmL107Ⅳ.轴的结构设计(1).根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1).为了满足半联轴器的轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ段右端需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径mmd65ⅢⅡ；左端用轴端挡圈定位。半联轴器与轴配合的毂孔长度mmL107，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的长度应比L略短一些，现取mml105ⅡⅠ2).初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承。按照工作要求并根据mmd65ⅢⅡ，查手册选取单列角接触球轴承7214AC，其尺寸为mmmmmmBDd2412570，故mmdd70VIIIVIIⅣⅢ；而mml24VIIIVII。3).取安装齿轮处的轴端Ⅳ-Ⅴ的直径mmd75ⅤⅣ；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为87mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，故取mml85ⅤⅣ。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度dh07.0，故取mmh6，则轴环处的直径mmd82ⅥⅤ。轴环宽度hb4.1，取mml12ⅥⅤ。4).轴承端盖的总宽度为mm20(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离mml30，故mml50ⅢⅡ。5).取齿轮距箱体内壁的距离mma15，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取mms8，已知滚动轴承宽度mmT24，为了使大齿轮与右边箱体内壁不致靠得太近，则：mmmmasTl50)315824()8487(ⅣⅢ取mml10VIIVImmd76VII-VI至此，已初步确定了轴的各段和长度。如下图示：(2).轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按ⅤⅣd由《机械设计》表6-1查得平键截面mmmmhb1220，键槽用键槽铣刀加工，长为mm70，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配额为67nH；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为mmmmmm901118，半联轴器与轴的配合为67kH。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为6m。(3).确定轴上圆角和倒角尺寸参考《机械设计》表15-2，取倒角和圆角均为452。Ⅴ.求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值。对于7214AC型角接触球轴承，由手册中查得mma1.35。因此。作为简支梁的轴的支撑跨距mmL1101.3522410128450。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算处的截面C处的HM、VM及M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力FNFNFNHNH62.3089,82.287221NFNFNVNV53.1124,26.101521弯矩MmmNMH28.163750mmNMV82.57869总弯矩mmNM2.173675扭矩3TmmNT12700003Ⅵ.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据上表数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取6.0，轴的计算应力MPaWTMca525.18751.0)12700006.0(2.173675)(3222321前已选定轴的材料为45钢，正火处理，由《机械设计》表15-1查得MPa55][1因此][1ca，故安全。Ⅶ.精确校核轴的疲劳强度(1).判断危险截面截面A，Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面A,Ⅱ,Ⅲ,B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面Ⅳ和Ⅴ处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面Ⅴ的应力集中的影响和截面Ⅳ的相近，但截面Ⅴ不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面C上最然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面C也不必校核。截面Ⅵ显然更不必校核。由《机械设计》第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面Ⅳ左右两侧即可。(2).截面Ⅳ左侧抗弯截面系数33334300701.01.0mmdW抗扭截面系数33368600702.02.0mmdWT截面Ⅳ左侧的弯矩M为mmNMM457045742571截面Ⅳ上的扭矩3T为mmNT12700003截面上的弯曲应力MPaWMb33.13430045704截面上的扭转切应力MPaWTTT5.186860012700003轴的材料为45钢，正火处理，由《机械设计》表15-1得MPa590B，MPa2551，MPa1401。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按《机械设计》附表3-2查取。因03.0700.2dr，07.17075dD，经差值后可查得0.2，31.1又由《机械设计》附图3-1可得轴的材料的敏性系数为80.0q，85.0q故有效应力集中系数为8.1)1(1qk2635.1)1(1qk由《机械设计》附图3-2的尺寸系数67.0；由附图3-3的扭转尺寸系数8.0轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为92.0轴未经表面强化处理，即1q，则综合系数为77.211kK67.111kK查手册得碳钢的特性系数2.0~1.0，取1.01.0~05.0，取05.0于是，计算安全系数caS值，则2.6901.033.177.22551maKS8.825.1805.025.1867.11401maKS5.173.822SSSSSSca故可知其安全。(3).截面Ⅳ右侧抗弯截面系数3335.42187751.01.0mmdW抗扭截面系数33384375752.02.0mmdWT截面Ⅳ右侧的弯矩M为mmNMM457045742571截面Ⅳ上的扭矩T为mmNT1270000截面上的弯曲应力MPaWMb08.15.4218745704截面上的扭转切应力MPaWTTT05.15843751270000过盈配合处的k，由附表3-8用插值法求出，并取kk8.0，于是得8.2k，24.2k轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为93.0故得综合系数为88.211kK32.211kK所以轴在截面Ⅳ右侧的安全系数为98.811maKS4.81maKS5.137.822SSSSSSca故该轴在截面Ⅳ右侧的强度也是足够的。