鑄造車間混砂機的傳動裝置

                                                                                   湘潭大學專業(yè)課程設(shè)計  題     目     鑄造車間混砂機的傳動裝置   學     院           興湘 學院           專     業(yè)    機械設(shè)計制造及其自動化    班     級         11級 機械 1 班        學     號         2011963840         姓     名          姚  林  興            指導教師          姜  勝  強            完成日期    2015 年  1 月  20  日   1 課程設(shè) 計任務(wù)書  設(shè)計題目：設(shè)計混砂機傳動裝置            機構(gòu)簡圖：    2 一  原始數(shù)據(jù)：   立軸 輸出軸功率 )/(kWP ： 3.0  立軸轉(zhuǎn) 速 min)/(rn ： 48 設(shè)備工 作條件：  室內(nèi)工作，連續(xù) 單向運轉(zhuǎn)， 載荷平穩(wěn) ， 每日一班 ， 工作十年 ， 允許立軸轉(zhuǎn)速誤差小于 %5 。 車間有三相交流電源。  設(shè)計 任務(wù)及 要求 ：  1、 確定電動機的功率與轉(zhuǎn)速，分配一級行星齒輪傳動與錐齒輪傳動的傳動比，并進行運動及動力參數(shù)計 算 。   2、 確定行星齒輪傳動的各輪齒數(shù)，并進行傳動零部件的強度計算，確定其主要參數(shù)（如模數(shù)等） 。   3、 對一級行星齒輪減速器進行結(jié)構(gòu)設(shè)計。  4、編寫設(shè)計計算說明書 。  5、采用三維軟件（ UG， PRO/E 等）建立其三維模型，并進行運動仿真，錄制運動仿真視頻。  6、由三維模型導出二維 CAD 裝配圖（ dwg 格式），輸出裝配圖一張，零件圖兩張（齒輪和軸）。  7、說明書和圖紙需要提交紙質(zhì)版和電子版，三維模型及運動視頻提供電子版，所有電子版文件刻錄在一個光盤內(nèi)。  二  電動機的選擇  2.1  電動機類型選擇和結(jié)構(gòu)形式  根據(jù)電動機的工作條件以及環(huán)境等因素，選用一般用途的 Y系列三相異步交流電動機，且為臥式封閉結(jié)構(gòu)。  2.2  電動機功率的選擇  已知的原始數(shù)據(jù)有： 立軸 輸出功率 Pw=3.0kw，立軸轉(zhuǎn)速 n=48r/min。  （ 1）電動機輸出功率  awd PP 由電動機至 立軸 輸出軸之間的傳動總效率為： 23321a  式中： 4321 , 分別是聯(lián)軸器，軸承， 圓錐齒輪 ， 單級圓柱齒輪減速器 的傳動效率 。 由機械 設(shè)計 課程設(shè)計 手則 ，查得： 1 =0.99， 2 =0.98， 3 =0.98（ 7級精度） ， 98.0 。  則： 傳動總效率   8 6 8.098.098.098.099.0 232 a電動機輸出功率  kwPPawd 46.3868.0 0.3 選取電動機額定功率 dm pp 3.11，查機械設(shè)計 課程設(shè)計手冊第 一 篇第十二 章表 12-1中， Y 系列（ IP44）三相異步電動機技術(shù)數(shù)據(jù)得： kwpm 0.4 ，從表 12-1 中，可選額定功率為 4.0 的電動機。  （ 2）確定電動機的轉(zhuǎn)速   3 由原始數(shù)據(jù) 立軸轉(zhuǎn)速： min48 rnw ，由機械設(shè)計課程設(shè)計手冊第 一 篇 一 章 表 1-8 中得，圓柱齒輪傳動的 單級減速器 ，傳動比的合理范圍是 64 ，圓錐齒輪傳動比不超  過 3.5，則總的傳動比的范圍是： 2114 。  故電動機轉(zhuǎn)速 范圍為： 1008672wm nin 總，符合 上述 條件 且電機轉(zhuǎn)速不超過  1000rpm。故所選 電動機如下表 1所示：   表 1 （ 3） 傳動裝置的 傳動比分配 。  根據(jù)上述條件可分配的傳動比為：  0.6行減i33.3圓錐i（ 4）計算傳動裝置的運動參數(shù)和動力參數(shù)。  4.1 各軸轉(zhuǎn)速  軸 I      m in/9 6 0 rnnm 軸 II    m in/0.1 6 00.69 6 0 ri nn 行減軸 III    m in/05.4833.3 0.1 6 0 ri nn 圓錐4.2 各軸功率  軸 I     KwPPd 4 2 5.399.046.31 軸 II    KwPP 3 5 7.398.04 2 5.34 軸 III    KwPP 0.398.098.099.03 5 7.3 2323321 4.3 各軸轉(zhuǎn) 矩  軸 I       mNnPT 07.34960425.39 5 5 09 5 5 0111軸 II      mNnPTIIIIII 37.2 0 00.1 6 03 5 7.39 5 5 09 5 5 0軸 III     mNnPT IIIIIIIII 25.5 9 605.48 0.39 5 5 09 5 5 0將運動和動力參數(shù)計算結(jié)果進行整理并列于下表 2：      電動機型號  額定功率（ Kw) 滿載轉(zhuǎn)速（ r/min) 額定轉(zhuǎn)矩 (Nm) 總傳動比  Y132M1-6 4.0 960 2.0 20  4 表 2 參數(shù)  軸名  電動 機軸       I軸  II 軸  III 軸  轉(zhuǎn)速 n 960 960    160.0     48.05 功率 P    3.46 3.425 3.357     3.0 轉(zhuǎn)矩 T 34.07 34.07 200.37    596.25 三  擬定傳動方案及相關(guān)參數(shù)  NGW 型行星齒輪傳動機構(gòu)的傳動原理 :當 輸入軸 由電動機驅(qū)動時，帶動太陽輪回轉(zhuǎn)，再帶動行星輪轉(zhuǎn)動， 由于 內(nèi)齒圈固定不動，便驅(qū)動行星架作 輸出運動，行星輪在行星架上既作自轉(zhuǎn)又作公轉(zhuǎn)，以此同樣的結(jié)構(gòu)組成二級、三級或多級傳動。 NGW 型行星齒輪傳動機構(gòu)主要由太陽輪、行星輪、內(nèi)齒圈及行星架所組成，以基本構(gòu)件命名，又稱為 ZK-H型行星齒輪傳動機構(gòu)。  本 次 設(shè)計的主要內(nèi)容是單級 NGW 型行星減速 機 。  3.1 機構(gòu)簡圖的確定  傳動比： 0.6i ，單 級 NGW 型行星傳動系統(tǒng)。  在傳遞動力時，行星輪數(shù)目越多越容易發(fā)揮行星傳動齒輪的優(yōu)點，但行星輪數(shù)目的增加，不僅使傳動機構(gòu)復雜化、制造難 度增加、提高成本，而且會使其載荷均衡困難，而且由于鄰接條件限制又會減小傳動比的范圍 ， 取 行星輪的數(shù)目：pC=3。  計算系統(tǒng)自由度 W 123233 ，符合要求。   5 3.2 齒形與精度  因?qū)儆诘退賯鲃?，以及方便加工?初步確定 采用齒形角為 20，直齒傳動，精度定位 6 級。  3.3 齒輪材料及其性能  太陽輪和行星輪采用硬齒面，內(nèi)齒輪采用軟齒面，以提高承載能力，減小尺寸 ，其材料 和熱處理方式見表 3. 表 3 齒輪  材料  熱處理  limH  (N/mm) limF  (N/mm) 加工精度  太陽輪  20CrMnTi 滲碳淬火  58-62HRC 1400 350 6 級  行星輪  245 內(nèi)齒輪  40Cr 調(diào)制  HB262-293 650 220 7 級  四  設(shè)計計算  1.配齒數(shù)  采用比例法：  : : : : ( 2 ) 2 : ( 1 ) : ( )a c b a a a a pZ Z Z M Z Z i i Z Z i n = ）（ 3/6:)1(:2/)26(:aaaa ZZiZZ : 2 : 5 : 2a a a aZ Z Z Z  按齒面硬度 HRC=60， cau Z / Z 6 2 / 2 2 ，查漸開線行星齒輪傳動設(shè)計 可知：m ax 20aZ ， 1 3 2 0aZ 。取 17aZ 。  由傳動比條件知： 1 0 2617 aiZYM Y / 3 1 0 2 / 3 3 4 計算內(nèi)齒輪和行星齒輪齒數(shù)：  Y 1 0 2 1 7 8 5baZZ 341722 ac ZZ   6 2.初步計算齒輪主要參數(shù)  （ 1） 按齒面接觸強度計算太陽輪分度圓直徑  輸入轉(zhuǎn)矩 ： mNnPT 07.34960425.39 5 5 09 5 5 0 111則 太陽輪傳遞的扭矩 為 ：  mN 36.11307.34CTTp1a按 式 3 2l i m1A p Hd HaHa t dT K K K uudK 進行計算，相關(guān)系數(shù)取值如表 4。  其中， 齒數(shù)比 u=CAZZ = 21734  則太陽輪分度圓直徑為：   33 2l i mHHpAatda1KKKTKduuHd 33 2 2 121 4 0 07.0 8.105.125.136.117 6 8 =23.69mm 表 4 齒面接觸強度有關(guān)系數(shù)  代號  名    稱  說    明  取   值  tdK  算式系數(shù)  直齒輪  768 AK  使用系數(shù)  表 6-5，中等沖擊  1.25 pHK  行星輪間載荷分配系數(shù)  表 7-2，太陽輪浮動， 6 級精度 。  1.05 HK  綜合系數(shù)  表 6-4， 3pn ，高精度，硬齒面 。  1.8 d     小齒輪齒寬系數(shù)  表 6-3 0.7 limH  實驗齒輪的接觸疲勞極限  圖 6-16 1400 注： 以上 參數(shù) 均為在書漸開線行星齒輪傳動設(shè)計上 查 得   7 (2)按彎曲強度初算模數(shù)  用式 113 2l i m1A F p F F atmdFT K K K YmKZ 進行計算。式中相關(guān)系數(shù)同表 4，  其余系數(shù)取值如表 5。  因為21l i m212l i m /35031845.2 18.3245 mmNY Y FFaFaF ，所以應按行星輪計算模數(shù)：  3l i m2111FdFaFFpAtm ZYKKKTKm  =3 2 2 4 5177.0 45.26.10 7 5.125.136.111.12 =1.29 表 5 彎曲強度有關(guān)系數(shù)  代號  名    稱  說    明  取  值  tmK       算式系數(shù)         直齒輪  12.1 FpK  行星輪間載荷分配系數(shù)  1 1 . 5 ( 1 )= 1 + 1 .5 ( 1 .0 5 - 1 )F p H pKK 1.075 FK  綜合系數(shù)  表 6-4，高精度，  1.6 1FaY  齒形系數(shù)  圖 6-25，按 x=0 查值  3.18 2FaY  齒形系數(shù)  圖 6-25，按 x=0 查值  2.45                                  注： 以上 參數(shù) 均為在書漸開線行星齒輪傳動設(shè)計上查得  5.1m ，則太陽輪直徑： mmmZd aa 5.255.117)( 。  接觸強度初算結(jié)果 mmd a 69.23)( 相近 ，故初定按 mmda 0.30)( 5.1m 進行接觸和彎曲疲勞強度校核計算。  3.13 幾何尺寸計算  將分度 圓直徑、節(jié)圓直徑、齒頂圓直徑的計算值列于表 6。  表 6 齒輪幾何尺寸  齒輪  分度圓直徑  節(jié)圓直徑  齒頂圓直徑  太陽輪     5.25)( ad  5.25)( ad  74.29)( aad  行星輪 外嚙合  50.49)( cd  50.49)( bd  86.53)( cad  內(nèi)嚙合  內(nèi)齒輪  50.127)( bd  50.127)( bd  32.126)( bad   8 3.2 重合度計算  外嚙合：  75.122/175.12/)( aa Zmr5.252/345.12/)( cc Zmr87.142/74.292/)()( aaaa dr93.262/86.532/)()( caca dr 1936)87.14/20co s75.12ar cc o s ()/(co s)ar cc o s ( ()( aaaaa rr 927)93.26/20c o s5.25a r c c o s ()/(c o s)a r c c o s ( ()( cacca rr ）2/(t a n)( t a n ()t a n)( t a n ( cacaaa ZZ  = ）2/(20t a n927( t a n34)20t a n1936( t a n17  = 2.181.1  內(nèi)嚙合：  75.632/855.12/)( bb Zmr5.252/345.12/)( cc Zmr16.632/32.1 2 62/)()( baba dr     93.262/86.532/)()( caca dr   2818)16.63/20co s75.63ar cc o s ()/(co s)ar cc o s ( ()( babba rr   927)93.26/20co s5.25ar cco s ()/(co s)ar cco s ( ()( cacca rr ）2/(t a n)( t a n ()t a n)( t a n ( babcac ZZ  = ） 2/(20t a n2818( t a n85)20t a n927( t a n34  = 2.122.1  3.2 齒輪嚙合效率計算  按公式 11XXbabaXXabii 進行計算。  式中 X 為轉(zhuǎn)化機構(gòu)的效率，可用 Kyp 計算法確定。查漸開線行星齒輪傳動設(shè)計中圖 3-3a、 b（取 =0.06，因齒輪精度高）得各嚙合副的效率為 0.978Xac ， 9 0.997Xcb ，轉(zhuǎn)化機構(gòu)效率為 ：  0 . 9 8 7 0 . 9 9 7 0 . 9 8 4XXa c c bX 轉(zhuǎn)化機構(gòu)傳動比： 85 517baXab ZZi 則 ：          1 1 5 0 . 9 8 40 . 9 8 71 1 5XXbabaXXabii . 3.4 疲勞強度校核  外嚙合  （ 1）齒面接觸疲勞強度  用式 0H H A v H H H pK K K K K ，011tH H E FuZ Z Z Zd b u 計算接觸應力 H ，用式 l i mm i nHNH P L v R W XHZ Z Z Z Z ZS 計算 其許用應力 HP 。三式中的參數(shù)和系數(shù)取值如表 7。  表 7 外嚙合接觸強度有關(guān)參數(shù)和系數(shù)  代號  名  稱  說         明  取值  AK  使用系數(shù)  按中等沖擊查表 6-5 1.250 vK  動載荷系數(shù)  111.0100060 )( XaaX ndV ， 6 級精度  01891.0100/ aX ZV ，查圖 6-5b 1.011 HK  齒向載荷分布系數(shù)  0 .7 , 3dpn 查圖 6-6得 0 1 .2 1 4HK ，取 0.76HWK ，  0.7HeK ，由式（ 6-25）得  01 ( 1 )= 1 + ( 1 . 2 1 4 - 1 ) 0 . 7 6 0 . 7 1 . 1 1 4H H H W H eK K K K 1.235 HK  齒間 載荷分配系數(shù)  按 1.6 ， 6 級精度，硬齒面，查圖 6-9 1.000 HpK  行星輪間載荷不均衡系數(shù)  太陽輪浮動，查表 7-2 1.150 HZ  節(jié)點區(qū)域系數(shù)  ( ) ( ) 0 , 0a c a cx x Z Z 查圖 6-10 2.185 EZ  彈性系數(shù)  查表 6-7 189.800  10 Z  重合度系數(shù)  1.6 ， 0 查圖 6-11 0.952 Z  螺旋角系數(shù)  直齒， 0  1.000 tF  分度圓上的切向力  mNnPT a 5266.399549  Ndn TFapat 37.8 7 8303 5 2 7.392 0 0 0)(2 0 0 0  878.370N b 工作齒寬  21307.0)( ad db  21.00mm u 齒比數(shù)  3 4 1 7 2caZZ 2 NZ  壽命系數(shù)  按工作 10 年每年 365 天 ,每日一班 計算應力循環(huán)次數(shù)  81053.8)(60 ptxaL nnnN  1.072 LZ  潤滑油系數(shù)  HRC=HV713,v=0.445m/s,查表 8-10 用中型極壓油，  250 2 0 0  m m /vs  1.000 vZ  速度系數(shù)  查圖 6-20 0.951 RZ  粗造度系數(shù)  按 8 , 2 . 4zRm ，  12 3100'100 2 . 0 82zzz RRRa查圖 6-21 0.994 WZ  工作硬化系數(shù)  兩齒輪均為硬齒面，圖 6-22 1.000 XZ  尺寸系數(shù)  m6 1.000 minHS  最小安全系數(shù)  按可靠度查表 6-8 1.000 limH  接觸疲勞極限  查圖 6-16 1400 注： 以上 參數(shù) 均為在書漸開線行星齒輪傳動設(shè)計上查 得   11 0H ：  uubdFZZZZ tEHH110212215.2537.8781952.08.189185.2 mN 28.619  接觸應力 H ：  HpHHvAHH KKKKK 015.11235.1011.125.128.619  2/66.829 mmN  許用接觸應力 HP ：  XWRvLHNHHP ZZZZZS Zm i nl i m  11994.0951.011 072.11 4 00 2/70.14 18 mmN  因 H HP ，故接觸強度通過。  （ 2）齒根彎曲疲勞強度  齒根彎曲疲勞應力 F 及其許用應力 FP ，用式 0 ,F F A v F F F pK K K K K  l i m Rm i nF S T N TF P r e l T r e l T XFYY Y Y YS 和 0 tF F SnF Y Y Ybm 計算。并分別對太陽輪和行星輪進行校核。對于表 7 中未出現(xiàn)的參數(shù)和系數(shù)取值如表 8。  太陽輪：  彎曲應力基本值 0Fa ：   YYYYbmFaSaaFantaF 0  1835.0795.1158.25.121 37.878 2/19.90 mmN  彎曲應力 Fa ：  FpFFvAaFaF KKKKK 0075.11197.1011.125.119.90  2/66.146 mmN   12 許用彎曲應力 FPa ：  XaR r e lTar e lTFNTSTaFaFP YYYS YY m i nl i m  1076.114.1 12350 2/538 mmN  因 F a F P a ，故太陽輪彎曲強度通過。  行星輪：   YYYYbmFcScFntcF 0  1835.0878.106.25.121 37.878 2/08.90 mmN  FpFFvAcFcF KKKKK 0075.11197.1011.125.108.90  2/48.14 6 mmN  XcR r e l Tcr e l TFNTSTcFcFP YYYS YY m i nl i m  1076.114.1 12245 2/6.37 6 mmN  因 F c FP c ，故行星輪彎曲強度通過。   13 表 8 外嚙合齒根彎曲強度的有關(guān)參數(shù)和系數(shù)  代號  名   稱  說         明  取值  FK  齒向載荷分布系數(shù)  由 0 1 .2 1 4HK ， b/m=7，查圖 6-23得 55.10 FK， 由 式 （ 6-38 ）得 FFWFF KKKK )1(1 0 9.04.0)155.1(1  197.1  1.197 FK  齒間載荷分配系數(shù)  FHKK  1.000 FpK  行星輪間載荷分配系數(shù)  按式（ 7-43），  1 1 . 5 ( 1 ) 1 1 . 5 ( 1 . 0 5 1 )= 1 . 0 7 5F p H pKK 1.075 FaY  太陽輪齒形系數(shù)  0 , 1 7aaxZ，查圖 6-25 2.158 FcY  行星輪齒形系數(shù)  0 , 3 4ccxZ，查圖 6-25 2.060 SaY  太 陽輪應力修正系數(shù)  查圖 6-27 1.795 ScY  行星輪應力修正系數(shù)  查圖 6-27 1.878 Y  重合度系數(shù)  式 (6-40), /75.025.0 Y835.0282.1/75.025.0Y  0.835 NTY  彎曲壽命系數(shù)  88 .7 6 1 0LN  1.000 STY  試驗齒輪應力修正系數(shù)  按所給的 limF 區(qū)域圖取 limF 時  2.000 relT aY  太陽輪齒根圓角敏感系數(shù)  查圖 6-35 1.000 relT cY  行星輪齒根圓角敏感系數(shù)  查圖 6-35 1.000 RrelTY  齒根表面形狀系數(shù)  1.2zR，查圖 6-36 1.076 minFS  最小安全系數(shù)  按高可靠度，查表 6-8 1.400 Y  螺旋角系數(shù)  查表可得  1.000 注： 以上 參數(shù) 均為在書漸開線行星齒 輪傳動設(shè)計上查得   14 內(nèi) 嚙 合  （ 1）齒面接觸疲勞強度  同外嚙合齒面接觸疲勞強度所用公式相同，其中與外嚙合取值不同的參數(shù)為。0.1,0.1,9 9 4.0,9 5 1.0,0.1,0 8 3.1,8 8 6.0,4 9 5.2,5.2 XWRvLNH ZZZZZZZZu 則：  uubdFZZZZ tEHH1105.215.2215037.8781886.08.189495.2 2/055.454 mmN  則：          HpHHvAHH KKKKK 015.11235.1011.125.1055.454  2/31.608 mmN  XWRvLHNHHP ZZZZZSZm i nl i m  11994.0951.011 083.1650 2/44.665 mmN  因 H HP ，故接觸強度通過。  （ 2）齒根彎曲疲勞強度  只需計算內(nèi)齒輪。計算公式與外嚙合齒根彎曲疲勞強度相同，其中取值與外嚙合不同的系數(shù)為 0 7 6.1,10.1,6 9 8.0,0 3 8.2,83.1 R r e lTr e lTSF YYYYY 則：   YYYYbmFbSbFntbF 0  1698.0038.283.15.121 37.878 2/59.72 mmN  FpFFvAbFbF KKKKK 0075.11197.1011.125.159.72  2/04.118 mmN  XbR r e l Tbr e l TFNTSTcFbFP YYYS YY m i nl i m  10 7 6.11.14.1 122 4 5 15 2/26.414 mmN  因 F FP ,故彎曲強度通過。  以上計算說明齒輪的承載能力足夠。  四  輸入軸的設(shè)計  尺寸設(shè)計  初步確定軸的最小直徑  先按式 3mind =A Pn 初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為 45 鋼，調(diào)至處理。根據(jù)相關(guān)圖表，由于軸無軸向 載荷，故 A 取較大值，即 A=118，于是得：  mmnPAdA03.18960425.3118 33m i n  輸入軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器處的軸的直徑 d - 。為了使所選的軸的直徑 d -與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。  聯(lián)軸器計算轉(zhuǎn)矩 ca AT K T ，查相關(guān)圖標，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取 1.3AK ，則：  mmNTKTAca 29.4407.343.11按照計算轉(zhuǎn)矩 caT 應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，且查相關(guān)手冊，選用 LX1 型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為 250Nm,許用轉(zhuǎn)速為 8500r/min。 半聯(lián)軸器孔徑 d=20 mm，故取 mmd 20， 半聯(lián)軸器長度 L=42mm，半聯(lián)軸器與軸配 合的轂孔長度 1L =30mm。  根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度  （ 1）為了滿足半聯(lián)軸器軸向定位要求， - 軸段右端需制出一軸肩，故取 - 段的直徑為 mmd 20 。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 mmL 301 ，為了保證軸向定位可靠和軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故 - 段的長度應比轂孔長度短，故取 mml 25。  （ 2）初步選擇滾動軸承。因軸承只受徑向力作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù) mmd 20 ，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取 0 基本游隙組、標準精度級的深溝球軸承 6004，其尺寸為 dDB=20mm42mm12mm。  右端深溝球軸承采用軸肩進行軸向定位，因為滾動軸承的定位軸肩高度必須低于軸承內(nèi)圈端面高度，查相關(guān)手冊知深溝球 軸承 6004內(nèi) 經(jīng) mm20d ，故取 mmd 22 。  （ 3）為了軸承端蓋的方便拆裝及便于對軸承添加潤滑脂的要求，查得相關(guān)手冊取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面之間的距離 L=5 mm；考慮到軸承端蓋和前機蓋的寬度，故取 mml 20 。  （ 4）因該行星輪傳動系統(tǒng)為太陽輪浮動，故輸入軸的 - 段與太陽輪通過花鍵 連 16 接，查相關(guān)手冊選取小徑 d=12 的花鍵，故 - 段直徑為 mm14d；為了保證太陽輪和輸入軸通過花鍵的裝配，故取 mm20l；為了保證輸入軸的正常裝配，取mml 14 。  軸上零件軸向定位  半聯(lián)軸器與軸的軸向定位采用平鍵連接，太陽輪與軸的軸向定位采用花鍵連接。根據(jù) mmd 19。 查相關(guān)手冊，選用平鍵 bhl=6 mm6mm70mm；選用花鍵為NdDB=6mm18mm22mm5mm。  確定軸上圓角和倒角尺寸  查得相關(guān)手冊，輸入軸 - 段軸端倒角為 245， - 段軸端倒角為 2.545，截面 處軸肩圓角為 R2，其余軸肩圓角為 R2.5。  輸入軸的受力分析  求輸入軸上的功率 P、轉(zhuǎn)速 n 和轉(zhuǎn)矩 T 已知 m in/96 0,42 5.3 rnkwP  則 ： mmNnPT 3 4 0 7 29 6 04 2 5.39 5 5 0 0 0 09 5 5 0 0 0 0111求作用在太陽輪上的力  已知太陽輪分度圓直徑為： mmmZdaa 5.255.117)( 太陽輪上所受的徑向力如圖（按受載不均勻條件下的合成計算 不定向）  假設(shè)行星輪 C1 與太陽輪 a 嚙合傳遞轉(zhuǎn)矩為： mmNT a 170361 。   17 則行星輪 C2、 C3 與太陽輪 a 嚙合傳遞的轉(zhuǎn)矩為：  mmNTTT aa 8 5 1 82/)(T 13a2  太陽輪與行星輪嚙合處圓周力如 上 圖所示，則有：  NdTaata 1 3 3 65.251 7 0 3 62)(2F 11  NFFata 6685.258 5 1 82)dT2 2a3ta2 （其徑向力為：  N4 8 620t a n1 3 3 620t a n1 tar al FF  N2 4 320t a n6 6 820t a n232 tar alr al FFF  則太陽輪所受圓周力合力、徑向力合力如圖所示。  徑向力：   60c o s221 rarara FFFN2 4 360c o s2 4 324 8 6 （方向不定）  圓周力：   60c o s2 21 tatata FFF  N6 6 860c o s6 6 821 3 3 6 （與 raF 垂直）  求軸上的載荷  首先根 據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖 分析 軸的受力簡圖； 根據(jù) 軸的彎矩圖和扭 可知。  （ 1）作為簡支梁的軸的支撐跨距：  123L + L + L = 1 9 7  m m + 1 6 4  m m + 2 5 5  m m = 6 1 6  m m （根據(jù)軸與軸上零件的裝配關(guān)系見附錄 4）  （ 2）左端聯(lián)軸器屬于有彈性元件的彈性柱銷聯(lián)軸器，有方向不定徑向力A 0 t AF = ( 0 . 2 0 . 5 ) F，取 A0 tAF =0.3F ，則：   18 NDTF tA 2 133 203 40 7 222  NFF tAA 642 1 33.03.00  （ 3） 軸 xoz平面上受力分布 : NLLFRraCz 84.37716425524323  NFRRraCzDz 84.62086.337243 則 D 點處的彎矩 ： mmNLFMraDz 6 1 9 6 52 5 52 4 33（ 4）軸 xoy 平面上受力分布：  NLLFR taCy 66.1 0 3 81 6 42 5 56 6 823  NFRR taCyDy 66.1 7 0 66 6 866.1 0 3 8  則 D 點的彎矩 ： mmNLFMtaDy 1 5 0 3 0 02556683（ 5）初步合成彎矩 ：  mmN3.162 5 72150 3 00619 6 5 22y2z2 DDD MMM  （ 6）與聯(lián)軸器徑向力 A0F 在同一平面內(nèi)的受力分布及彎矩圖（如圖 6-4e）：  NLLFRAD 88.761 6 41 9 7642100  NFRR ADC 88.1 4 088.7664000  則該平面內(nèi)彎矩為 ： mmN1 2 6 0 81 9 764100 LFM AC（ 7）合成彎矩 ：  mmN3.1 6 2 5 7 2M1 2 6 0 8 D 、mmNM C  （ 8）扭矩：  mmNT 3 4 0 7 2  按彎扭合成應力校核軸的強度  根據(jù)式 22c a 1= MTW 進行校核。其中，因為軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切 19 應力為脈動循環(huán)應力，取 =0.6； ca 為軸的計算應力； M 為軸所受的彎矩； T 為軸所受的扭矩； W 為軸的抗彎截面系數(shù)，因為截面 C 為圓形，所以 W=0.1d。  （ 1） C、 D 兩截面軸徑相同，又 CDMM ,故校核 D 截面即可：  則軸的計算應力 ：  M P aWTM DC c a 93.13491.0)340726.0(3.162572)(32222  前已選定軸的 材料為 45 鋼，調(diào)至處理，查相關(guān)手冊查得 1 6 0  M P a 。因為 ca 1 ，故截面 C 處安全。  （ 2）由于截面 B 左側(cè)不受扭矩作用，故只要校核截面 B 右側(cè)即可。  則軸的計算應力為：   13 2222 27.2451.0 )340726.0(6447)( M P aW TM BB c a ）（右  故截面 B 右側(cè)安全  5.5 精確校核軸的疲勞強度  （ 1）截面 處校核    截面 左側(cè)  抗彎截面系數(shù) ： 333 9.6 8 5191.01.0 mmdW  抗扭截面系數(shù) ： 333 8.1 3 7 1192.02.0 mmdW T  截面 左側(cè)的彎矩 M 為 ： mmNM 1 6 3 25.2564左截面 上的扭矩 T 為 ： mmNT 34072  截面 上的彎曲應力 ： M paWMb 18.05.9 11 21 63 2 截面 上的扭轉(zhuǎn)切應力 ： M P aWT TT 87.11 8 2 2 53 4 0 7 2 軸的材料為 45 鋼，調(diào)制處理，查相關(guān)手冊查得 : 抗拉強度極限 B = 6 4 0  M P a  彎曲疲勞極限 -1= 2 7 5  M P a  剪切疲勞極限 -1 1 1 5  M P a  截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù) 和 可按相關(guān)手冊查取。因r/d=2.0/19=0.105， D/d=20/19=1.05,經(jīng)過 插值后可查得： 1 . 9 6 1 . 6 3、  又由相關(guān)手冊可查得軸的材料的敏感系數(shù)為：  0 . 8 2 0 . 8 5qq、  故有效應力集中為：  1 ( 1 ) 1 0 . 8 2 (1 . 9 6 1 ) 1 . 7 91 ( 1 ) 1 0 . 8 5 (1 . 6 3 1 ) 1 . 5 4kq 20 根據(jù)相關(guān)手冊查得尺寸系數(shù) 0.65 ，表面質(zhì)量系數(shù)為 0.79 軸按磨削加工，則表面質(zhì)量系數(shù)為 0 .9 2 ；軸未經(jīng)表面強化處理，即 1q ，則綜合系數(shù)為：  1 1 . 7 9 11 1 2 . 8 40 . 6 5 0 . 9 2kK 1 1 . 5 4 11 1 2 . 0 40 . 7 9 0 . 9 2kK 又由碳鋼的特性系數(shù)：  0 .1 0 .2 ，取 0.1  0 . 0 5 0 . 1 ，取 0.05  于是，計算安全系數(shù) caS 的值，得：  -1a275 9 . 0 52 . 8 4 1 0 . 7 0 0 . 1 0mS K 22-1a221555 . 3 02 7 . 9 8 2 7 . 9 82 . 0 4 0 . 0 5229 . 0 5 5 . 3 04 . 5 7 1 . 59 . 0 5 5 . 3 0mcaSKSSSSSS 故可知其安全。 （ 截面 右 側(cè) 同上）  （ 2）截面 處校核    截面 左側(cè)  抗彎截面系數(shù) ： 333 80 0201.01.0 mmdW  抗扭截面系數(shù) ： 333 1 6 0 0202.02.0 mmdW T  截面 左側(cè)的彎矩 M 為： mmNM 45.156 83 425592553.162 57 2左截面 上的扭矩 T 為 ： mmNT 34072  截面 上的彎曲應力 ： M P aWMb 33.1117649 45.156834 截面 上的扭轉(zhuǎn)切應力 ： M P aWT TT 45.18.2 3 5 2 93 4 0 7 2 因 r/d=2.5/20=0.125， D/d=22/20=1.1,經(jīng)過插值后可查得： 1 .8 5 1 . 2 5、  有效應力集中為 : 1 ( 1 ) 1 0 . 8 2 (1 . 8 5 1 ) 1 . 7 01 ( 1 ) 1 0 . 8 5 (1 . 2 5 1 )