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1、e 45 度外圆车刀刃磨位姿及刃磨参数研究 e (e) 指导老师：e 摘要车削加工是金属切削加工中最重要的工序之一，在机械制造业中占重要地位。车刀刀刃 的质量对加工工件的质量有着很大的影响。然而手工刃磨车刀的难度很大，需要专门的知识和多年 的经验。本文主要阐述了车刀的种类及其分类方法；建立了常用车刀的三维零件模型；并确定了车 刀刃磨的参数；对车刀角度及车刀角度对切削加工的影响作了研究和分析；详细阐述了刀具各个角 度及刀面的刃磨方法；研究车刀不同位姿，通过坐标变换的方法，建立其数学模型并采用相应的砂 轮和夹具，以实现对车刀的刃磨。 关键词车刀角度 刃磨参数 三维建模 数学模型 e 45Exter
2、nal Turning Tool Grinding Position and Grinding Parameters Examination e (ee) Tutor：ee Abstract：Turning is one of the most important technology in metal cutting anufacturing and plays an important role in machine manufacturing industry. The quality of the work piece depends on the quality of the edg
3、e of a cutting tool. But it is difficult to grind tool by hand, which needs special technology and many years experience.This paper mainly expounds the commonly used tools such as tool type and classification method; Established three-dimensional parts model cutting tool; The cutting tool to determi
4、ne the parameters; On turning Angle and turning Angle to cutting the influence of the research and analysis; Explains in detail the method of each Angle cutting tools; Research tool, establish its position and pose different mathematical model and Using the corresponding wheel and clamping apparatus
5、，Sharpening of turning tools. Key words：Lathe tool Turning Angle Three-dimensional modeling Mathematical model e I 目 录 引 言1 1.车刀刃磨参数研究.2 1.1 车刀的基础知识 .2 1.1.2 车刀的基本角度和主要作用 .3 1.2 常用车刀的种类和用途 .5 1.2.1 普通车刀的结构分类 .5 1.2.2 普通车刀的用途分类 .7 1.3 车刀角度对切削刃的影响 .8 1.3.1 前角的功用及选择 .8 1.3.2 后角功用及选择 .9 1.3.3 主偏角的功用及选择
6、10 1.3.4 副偏角的功用及选择 11 1.3.5 刃倾角的功用及选择 11 1.4 常用的车刀材料 12 1.5 车刀常见的刃磨方法 13 1.6 车刀的刃磨参数总结及优化 16 1.6.1 外圆车刀几何参数的参考值 16 1.7 车刀的角度、切削刃数学模型 19 1.7.1 刀具角度的矢量表达式 19 1.8 刀具角度的计算 25 1.8.1 任意剖面前后角计算 25 1.8.2 主、法剖面角度的换算 27 2.基于 Pro/Engineer 的车刀三维建模.28 2.1 车刀的三维建模简介 28 e II 2.2 车刀的建模分析 28 2.3 车刀的建模过程 29 3.车刀刀面方程建
7、立38 3.1 建立坐标系 38 3.1.1 车刀坐标系 38 3.2 建立刀面方程38 3.2.1 主后刀面方程 39 3.2.2 副后刀面方程式 39 3.2.3 前刀面方程 39 3.3 车刀刃磨原理 40 3.3.1 刃磨装置的数学模型 40 3.3.2 坐标变换的初步知识 41 3.3.3 刃磨总体方案 44 3.3.4 车刀的位姿调整 47 4.砂轮、刀杆形状、夹持模块的选择53 4.1 砂轮的选取 53 4.2 车刀刀杆截面形式与尺寸的选择 56 4.3 车刀夹持模块 57 4.3.1 车刀的定位58 4.3.2 车刀的夹紧58 致 谢.60 参考文献61 ee 第 1 页 共
8、44 页 引引 言言 在机械加工中，金属切削刀具的几何参数的合理选择及高质量的刃磨直接影响到机械加工 的质量、刀具耐用度、生产效率和加工成本。因此机械加工中，正确的选择刀具角度以及如何 获得所选角度的大小，尤其显得重要。俗话说：“三分工艺，七分刀具” ，这充分说明了刀具和 车刀刃磨技术在机械加工中的突出地位。一把好的刀具切削性能的好坏主要取决于制造刀具的 材料、刀具的结构、刀具切削部分的几何参数。其中刀具材料固然重要，但当刀具材料和刀具 结构确定之后，刀具切削部分的集合参数对切削性能的影响就成为十分重要的因素，如何刃磨 这些参数使其达到加工中的要求，是一项非常重要的工作。例如：在数控加工中，由
9、于刀头结 构和刀具切削部分形状选择不合理，本来用一把刀具可以完成所有面的加工，且需要多把刀具 来完成，造成加工效率低下，也没有完全发挥数控加工的优越性，在生产实践中，这类现象很 多。 刀具在整个加工制造成本中，看似只占很小的比例。但在整个加工效率方面，恰恰是刀具 起举足轻重的作用。随着对加工精度的提高，对刀具的要求也更高，相对刀具的成本也在增加， 所以刀具的重新修磨就显得尤为重要！以往的刀具刃磨仅仅只限于人工在砂轮上修磨，或者由 刀具厂家回收修磨，这些方式就谈不上效率可言了。现在，加工中心的技术工人们，不可能在 工作初期，用大量的时间来修磨刀具。刀具的精度、使用寿命和刀具结构越来越成为影响加工
10、 能力和生产效率的关键因素，昂贵的刀具成为生产成本的重要组成部分。因此，用于刀具修磨 的刃磨机行业就越来越受到加工制造业的认可。在实际加工中，要保证加工出合格的产品，首 先必须根据加工的实际情况，合理选择刀具的材料、刀具的几何参数等，然后按照具体要求来 获得刀具合理的几何参数，对于焊接车刀而言，这些几何参数往往要经过刃磨达到要求。 因而，对于刀具刃磨位姿和刃磨参数的研究就显得非常重要。本次毕业设计就以 45 度外圆 车刀为例对刀具刃磨位姿及参数进行详细探讨。研究在不同的切削条件下，刀具几何角度对切 削加工的影响以及刀具刃磨参数的合理选择以及位姿的调整。详细阐述了刀具各个角度的刃磨 方法，并建立
11、刀具的数学模型。 ee 第 2 页 共 44 页 1.车刀刃磨参数研究车刀刃磨参数研究 1.1 车刀的基础知识车刀的基础知识 1.1.1 车刀的组成车刀的组成 车刀是由刀头（或刀片）和刀柄两大部分组成。刀头部分担负切削工作，所以又称 切削部分。刀柄用来夹持车刀。 车刀的刀头由以下部分组成： （1）前刀面:又称为前面，是指切削工件时，切屑流经的刀面。A （2）后刀面：又称为后面，是指切削工件时与工件上加工表面相对的刀面。A （3）副后刀面：又称为副后面，是指切削工件时与工件上已加工表面相对的刀面。A （4）主切削刃：又称为主刀刃，是指前刀面和后刀面的交线，切削工件时担任主要切除S 金属层的工作。
12、 （5）副切削刃：又称为副刀刃，是指前刀面和副后刀面的交线，配合主切削刃完成切削S 工作，也担任很少一部分切削工作。 （6）刀尖：是指主切削刃与副切削刃的交点。为了提高刀尖强度，很多刀具都在刀尖处磨 出圆弧型或直线型过渡刃。圆弧过渡刃又称刀尖圆弧。一般硬质合金车刀的刀尖圆弧半径 e r =0.51mm。 图 1.1 车刀的切削部分 ee 第 3 页 共 44 页 2.传动方案设计及电动机计算传动方案设计及电动机计算 2.1 传动方案设计传动方案设计 2.1.1 拟定传动方案拟定传动方案 带式输送机的主传动方案根据使用要求 图 2.1 传动方案 1 简图 二级展开式圆柱齿轮减速器优点：结构紧凑，
13、传递转矩大，传动精确，传动比范围大等。 缺点：价格较贵，维修成本高，无过 ee 第 4 页 共 44 页 1 装配简图 载保护。 方案 2：V 带-单级直齿圆柱齿轮减速器传动，传动方案简图如图 2.2 所示： ee 第 5 页 共 44 页 图 2.2 传动方案 2 简图 V 带-单级直齿圆柱齿轮减速器优点：价格便宜，维修相对简单，可以传递较大转矩，在过 载时可通过 V 带与带轮之间的滑动来防止烧坏电动机等。缺点：安装尺寸大，传动不够平稳。 方案 3：V 带-单级圆柱斜齿减速器传动，传动方案简图如图 2.3 所示： 图 2.3 传动方案 3 简图 V V 带带- -单级斜齿圆柱齿轮减速器优点：
14、价格便宜，传动平稳，维修相对简单，可传递较大转单级斜齿圆柱齿轮减速器优点：价格便宜，传动平稳，维修相对简单，可传递较大转 矩，在过载时可通过矩，在过载时可通过 V V 带与带轮之间带与带轮之间 wewadfasfwewadfasf 2.2.1 电动机类型的选择电动机类型的选择 根据用途及工作条件选择 Y 系列三相异步电动机。 2.2.2 电动机参数的计算电动机参数的计算 输送带所需功率为 Kw Fv Pw 53 . 2 1000 1 . 12300 1000 查机械设计课程设计手册第 3 版，吴宗泽，罗圣国主编，表 1-7 和 1-8 得到机械传动和摩擦 副的效率概略值：带 wewadfasf
15、 第 3 版，吴宗泽，罗圣国主编，表 12-1 所示的电动机技术数据 选取电动机的额定功率为 4 kw。 ed P 2.2.3 确定电动机的转速确定电动机的转速 (1)卷筒轴的转速为 单级圆柱斜齿减速器传动比=4，V 带传动比= 1 i 2 i43 . 3 4 71.13 1-电动机2-带传动3-减速器 4-联轴器 5-滚筒6-传送带 2 1 4 56 3 ee 第 6 页 共 44 页 2.2.5 传动装置运动，动力参数计算传动装置运动，动力参数计算 (1)各轴转速 电动机轴1：min/960 1 rnn m 高速轴 2：min/280 43 . 3 960 2 1 2 r i n n 低速
16、轴 3 3.主传动件的设计计算主传动件的设计计算 3 3.1.3 验算带速验算带速 sm nd v d /63 . 5 100060 11 因为带速，故带速合适。所以大带轮的基准屏蔽smv/255 mmdid dd 16.38411243 . 3 12 查表 8-8 大带轮屏蔽圆整为 400。mm 3.1.4 确定确定 V 带中心距带中心距 a 和基准长度和基准长度 d L (1)根据式 8-20 1024 4 . 358 )(2)(7 . 0 2121 a ddadd dddd 初定中心距。mma800 0 (2)计算带所需的基准长度 mm a dd ddaL dd ddd 17.2430
17、4 )( )( 2 2 0 2 12 2100 由表 8-2 选带的基准长度，带长修正系数。mmLd250009. 1 L K (3)计算实际中心距 a mm LL aa dd 835 2 24302500 800 2 0 0 中心距的变化范围为358.41024mm。 (4)验算小带轮上的包角 1 ooo 90160 3 .57 )(180 121 a dd dd ee 第 7 页 共 44 页 3.1.5 计算带的根数计算带的根数 (1)计算单根 V 带的额定功率 r P 由和，查表 8-4a 得。mmdd112 1 min/960 1 rn kwP16 . 1 0 根据，和 A 型带，查
18、表 8-4b 得。min/960 1 rn 43. 3ikwp115 . 0 0 查表 8-5 得，查表 8-2 得，于是95. 0 K09 . 1 L K kwKKppP Lr 32. 109. 195 . 0 )115 . 0 16. 1 ()( 0 0 (2)计算 V 带的根数 94. 3 32. 1 2 . 5 r ca P P Z 取 Z 为 4。 (3)计算单根 V 带的初拉力的最小值。 min0) (F 查表 8-3 得 A 型带单位长度质量。mkgq/1 . 0 Nqv zvK PK F ca 54.19163 . 5 1 . 0 63 . 5 495. 0 )95. 05 .
19、 2(2 . 5500)5 . 2( 500)( 22 min0 (4)计算压轴力 p F 压轴力的最小值为 NFzFp04.1509 2 160 sin54.19142 2 sin)(2)( 1 min0 o 3.2 齿轮的设计计算齿轮的设计计算 3.2.1 选择齿轮类型，精度等级，材料及齿数选择齿轮类型，精度等级，材料及齿数 选用斜齿圆柱齿轮传动，带式输送机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度 （GB10095-88） 。由表 10-1 选择小齿轮材料为 40（调质） ，硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 r C 钢（调质） ，硬度为 240HBS，二者材料硬度之差为 40H
20、BS。选小齿轮齿数，大齿轮齿数25 1 z 。初选螺旋角。100254 2 z o 14 3.2.2 按齿面接触强度设计按齿面接触强度设计 由设计计算公式（10-21）进行试算，即 ee 第 8 页 共 44 页 3 2 1 1 )( 12 H EH d t t ZZ u uTK d (1)试选。4 . 1 t K (2)由图 10-30 选取区域系数。433 . 2 H Z (3)小齿轮传递的转矩。mNT59.99 (4)由表 10-7 选取齿宽系数。1 d (5)由表 10-6 查的材料的弹性影响系数 2 1 8 . 189 MPaZE (6)由表 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触
21、疲劳强度极限；大齿轮的接触MPa H 600 1lim 疲劳强度极限。MPa H 550 2lim (7)由图 10-26 查得，则。78 . 0 1 87 . 0 2 65. 1 21 (8)由式 10-13 计算应力循环次数。 8 11 1045 . 6 83008212806060 h jLnN 88 2 1061. 141045 . 6 N (9)由图 10-19 取接触疲劳寿命系数，。89 . 0 1HN K92 . 0 2 HN K (10)计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由式 10-12 得 MPa S KHN H 53460089 . 0 1lim1
22、 1 MPa S KHN H 50655092 . 0 2lim2 2 (11)计算许用接触应力 MPa HH H 520 2 21 3.2.3 计算计算 (1)计算小齿轮分度圆屏蔽，由计算公式得 t d1 mmd t 02.55) 520 8 . 189433 . 2 ( 4 14 65 . 1 1 10959 . 9 4 . 12 3 2 4 1 (2)计算圆周速度 ee 第 9 页 共 44 页 sm nd v t /81. 0 100060 28002.55 100060 21 (3)计算齿宽 b 及模数 nt m mmdb td 02.5502.551 1 mm Z d m t nt
23、 14 . 2 25 14cos02.55cos 1 1 o mmmh nt 82 . 4 14. 225. 225 . 2 41.11 82 . 4 02.55 h b (4)计算纵向重合度。 98 . 1 14tan251318. 0tan318 . 0 1 o Z d (5)计算载荷系数 K。 已知使用系数，根据，7 级精度，由图 10-8 查得动载荷系数；1 A Ksmv/81 . 0 04 . 1 v K 由表 10-4 查得；由图 10-13 查得；(6)由表 10-13 查得312 . 1 H K30 . 1 F K ，故载荷系数2 . 1 FH KK 64 . 1 312 .
24、1 2 . 104. 11 HHVA KKKKK (7)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆屏蔽，由式 10-10a 得 mm K K dd t t 00.58 4 . 1 64. 1 02.55 3 3 11 (8)计算模数。 n m mm Z d mn25. 2 25 14cos58cos 1 1 o 3.2.4 按齿根弯曲强度设计按齿根弯曲强度设计 3 2 1 2 1 cos2 F SaFa d n YY z YKT m (1)计算载荷系数 62 . 1 3 . 12 . 104 . 1 1 FFVA KKKKK (2)根据纵向重合度，由图 10-28 查得螺旋角影响系数。98 . 1 8
25、8 . 0 Y ee 第 10 页 共 44 页 (3)计算当量齿数 37.27 14cos 25 cos 33 1 1 o Z Zv 47.109 14cos 100 cos 33 2 2 o Z Zv (4)查取齿形系数 由表 10-5 查得，。566 . 2 1Fa Y172 . 2 2 Fa Y (5)查取应力校正系数 由表 10-5 查得，。604 . 1 1Sa Y797 . 1 2 Sa Y (6)由图 10-20C 查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限，小齿轮，大齿轮MPa FE 500 1 。MPa FE 380 2 (7)由图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数，。85. 0 1F
26、N K90 . 0 2 FN K (8)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式 10-12 得 MPa S K FEFN F 57.303 4 . 1 50085 . 0 11 1 MPa S K FEFN F 29.244 4 . 1 38090 . 0 22 2 (9)计算大小齿轮的并加以比较 F SaFaY Y 小齿轮 01356 . 0 57.303 604 . 1 566. 2 1 11 F SaFaY Y 大齿轮 01598 . 0 29.244 797 . 1 172. 2 2 22 F SaFa YY 大齿轮数值大。 (10)设计计算 mmmn61. 101
27、598. 0 65 . 1 251 14cos88 . 0 10959 . 9 62 . 1 2 3 2 24 o 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法 n m 面模数，取，已可满足弯曲强度。但是为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳mmmn3 强度算得分度圆屏蔽来计算应有的齿数。于是由mmd00.58 1 ee 第 11 页 共 44 页 mm m d Z n 7 . 18 3 14cos58cos 1 1 o 取，则。19 1 Z76194 12 uZZ 3.2.5 几何尺寸计算几何尺寸计算 (1)计算中心距 mm mZZ a n 86.146 14
28、cos2 3)7619( cos2 )( 21 o 将中心距圆整为 147。mm (2)按圆整后的中心距修正螺旋角 o 213.14 1472 3)7619( arccos 2 )( arccos 21 a mZZ n 因值改变不多，故参数，等不必修正。 K H Z (3)其他主要几何尺寸计算 mm mZ d n 8 .58 213.14cos 319 cos 1 1 o mm mZ d n 2 . 235 213.14cos 376 cos 2 2 o mmdb d 8 . 588 .581 1 圆整后取，。mmB60 2 mmB66 1 齿顶圆屏蔽：mmhdd aa 8 . 6432 8
29、. 582 11 mmhdd aa 2 . 24132 2 . 2352 22 齿根圆屏蔽：mmhdd ff 3 .5175 . 3 2 8 . 582 11 mmhdd ff 7 . 22775 . 3 2 2 . 2352 22 3.3 轴的设计计算轴的设计计算 3.3.1 高速轴的设计与计算高速轴的设计与计算 (1)高速轴计算已知参数值 高速轴传递的功率，转速，小齿轮分度圆屏蔽kwP92 . 2 2 min/280 2 rn ，齿轮宽度，轴 2 的转矩为。轴上的作用力mmd 8 . 58 1 mmB66 1 mNT59.99 2 ee 第 12 页 共 44 页 圆周力N d T Ft4
30、 .3387 8 . 58 9959022 1 2 径向力NFF tr 8 . 1271 213.14cos 20tan4 .3387 cos tan o o 轴向力NFF ta 9 .123220tan 4 . 3387tan o 轴向力的方向可用左手法则确定，即用左手握住轴线，并使四指的方向顺着轮的哈哈方向，此 时拇指的指向即为该力的方向。 (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，故选用常用材料 45 钢，调质处理。 (3)估算轴的最小轴径 根据表 15-3，取，则112 0 A mm n P Ad 5 . 24 280 92. 2 112 3 3 2 2 0m
31、in 最小轴径与带轮连接，有一个键槽，轴径应该增加 3%到 5%，轴端最细处的屏蔽 mmd 7 . 25 2 . 25)05. 003 . 0 ( 5 . 24 5 . 24 1 3.3.2 高速轴结构设计高速轴结构设计 轴的结构草图如图 3.1 所示 图 3.1 高速轴草图 （1）该减速器发热小，轴较短，故轴承采用两端固定的方式，按轴上零件的安装顺序，从最细 处开始设计。 ee 第 13 页 共 44 页 （2）轴段 1 上安装带轮，此段设计应该与带轮设计同步进行，初定轴段 1 的屏蔽，mmd26 1 带轮轮毂宽度为（）=，取带轮轮毂宽度为 45mm，则轴段 1 的长度应略0 . 25 .
32、1 1 dmm5239 小于毂孔的宽度，取。mmL42 1 （3）密封圈与轴段 2 的设计，确定轴段 2 时，应同时考虑带轮的轴向固定及密封圈尺寸。带轮 用轴肩某某，轴肩高，轴径mmdh6 . 282 . 1 1 . 007 . 0 1 ，最终由密封圈决定，查表 7-12 选取毡圈，则。mmhdd2 .3182.272 12 mmd30 2 （4）轴承与轴段 3 和轴段 6 的设计，考虑齿轮有轴向力存在，故选用圆锥滚子轴承。轴段 3 上 安装轴承，其屏蔽应既便于轴承安装，又符合轴承内径系列。先取轴承为 30207，由表 6-7 得 轴承内径，外径，宽度,内圈某某屏蔽mmd35mmD72mmB1
33、7mmT25.18 ，外圈某某屏蔽，对轴的力作用点与外圈大端面的距离为 15.3mm，故mmda42mmDa62 。通常一根轴上的两个轴承取相同型号，则，可使轴承内圈端面与轴承mmd35 3 mmd35 6 座端面共面，故可取。mmL17 6 （5）齿轮与轴段 4 的设计，因为小齿轮齿根圆屏蔽与相近，故采用齿轮轴。 3 d （6）轴段 5 的设计，齿轮右侧采用轴肩某某，某某轴肩的高度取为 3.5mm，则轴肩屏蔽 ，取。该轴段也可以提供轴承的轴向某某。齿轮左端面与箱体内mmd42 5 mmL10 15 壁距离，以及齿轮右端面与轴承左端面的距离均取 10mm，则箱体内壁与高速轴右侧轴承座端面 的距
34、离为为 60mm。 （7）轴段 2 和轴段 3 的长度，轴段 2 的长度等于箱体内壁到轴承座端面距离减去轴承的宽度 B，再加上轴承座端面到带轮端面的距离K=30mm，经计算得，轴段 3 的长度等于mmL 5 . 61 2 轴承的宽度 B 加上套筒的长度，经计算得。mmL27 3 （8）轴上力的作用点间距计算。轴承反力的作用点与轴承外圈大端面的距离为 15.3mm，由上 述轴的结构图可得轴的支点及受力点间的距离为，mml05.98 1 mml95.44 2 。mml95.32 3 3.3.3 高速轴上键的设计高速轴上键的设计 带轮与轴段 1 之间采用 A 型普通平键连接，查表 4-1，选其型号为
35、键 8*7GB/T1096-2003。 3.3.4 高速轴的受力分析与计算高速轴的受力分析与计算 （1）画轴的受力简图，轴的受力简图如图 3.2 所示： ee 第 14 页 共 44 页 图 3.2 高速轴受力分析图 高速轴的轴承布置及受力简图如图 3.3 所示： ee 第 15 页 共 44 页 图 3.3 高速轴承受力简图 （2）计算支承反力 在水平面上 N ll d FlFlllQ R ar H 2406 95.3295.44 4 . 299 .123295.32 8 . 127195.1754 .1509 2 32 1 13132 1 1 NRFQR HrH 8 .216824068
36、.127104.1509 112 式中负号表示与图中所画的方向相反。 在垂直面上 N ll lF R t V 8 . 1432 95.3295.44 95.32 4 . 3387 32 31 1 NRFR VtV 6 . 1954 8 . 1432 4 . 3387 112 轴承 1 的总支承反力为 NRRF VHR 3 . 2800 8 . 14322406 222 1 2 11 NRRF VHR 6 . 2919 6 . 1954)8 .2168( 222 2 2 22 （3）轴上弯矩计算 在水平面上，a-a 剖面为 mmNQlMaH 4 . 14796105.9804.1509 1 b-
37、b 剖面右侧为 ee 第 16 页 共 44 页 mmNlRM HbH 7146295.32 8 . 2168 32 b-b 剖面左侧为 mmN d FMM abHbH 3 . 1077094 .29 9 . 123271462 2 1 1 在垂直面上为 0 aV M mmNlRM VbV 4 . 6440495.44 8 . 1432 21 合成弯矩，a-a 剖面为 mmNMMM aVaHa 4 .1479610) 4 . 147961( 222 b-b 剖面左侧为 mmNMMM bVbHb 125496 22 b-b 剖面右侧为 mmNMMM bVbHb 129260 22 mmNT 99
38、590 （4）校核轴的强度 因 b-b 剖面右侧弯矩大，同时作用有转矩，故 b-b 剖面左侧为危险截面，其抗弯截面 系数为 3 33 2 .13254 32 3 .51 32 mm d W 抗扭截面系数为 3 33 3 . 26508 16 3 .51 16 mm d WT 弯曲应力为 MPa W Mb b 8 . 9 2 . 13254 129260 扭剪应力为 MPa W T T 8 . 3 3 . 26508 99590 1 按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向哈哈的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数 ，则当量应力为6 . 0 Mpa be 8 . 10)(4 22 查得 45 钢调
39、质处理后抗拉强度极限，则查得轴的许用弯曲应力，MPa B 640MPa b 60 1 ee 第 17 页 共 44 页 当量应力小于许用应力，故强度满足要求。 （5）校核键连接的强度 带轮处键连接的挤压应力为 MPa hld T p 4 .109 )828(726 9959044 1 键和轴的材料都为钢，查表 得，故强度足够。 MPa p 150120 （6）校核轴承寿命 计算轴承的轴向力，由表 9-9 查得 30207 轴承的 C=54200N，e=0.37，Y=1.6.由表 9-10 查 得轴承内部轴向力计算公式，则轴承 1,2 的内部轴向力分别是 N Y F F R d 1 . 875
40、6 . 12 3 . 2800 2 1 1 N Y F F R d 4 . 912 6 . 12 6 . 2919 2 2 2 外部轴向力 A=1232.9N，各轴向力方向如高速轴轴承受力简图图 3.3 所示： 12 9 . 1232 4 . 912 d FAS 则两轴承的轴向力分别为 NASFa 3 . 21459 .1232 4 . 912 21 NSFa4 .912 22 计算当量动载荷，因为，轴承 1 的当量动载荷为eFF Ra 44 . 0 / 11 NFFP aR 6 .4552 3 . 21456 . 1 3 . 28004 . 06 . 14 . 0 111 因为，轴承 2 的
41、当量动载荷为eFF Ra 31 . 0 / 22 NFP R 6 . 2919 22 因为，故只需要校核轴承 1，轴承 1 的寿命为 21 PP 1 PP h P C n Lh229345 6 . 4552 54200 28060 10 )( 60 10 3 10 6 3 10 2 6 减速器预期寿命为 hLh38400830082 ，所以轴承寿命满足要求。 hh LL 3.3.5 低速轴的设计与计算低速轴的设计与计算 （1）低速轴计算已知参数值 ee 第 18 页 共 44 页 低速轴传递的功率，转速，齿轮分度圆屏蔽kwP78 . 2 2 min/70 2 rn ，齿轮宽度，轴 3 的转矩为
42、。轴上的作用力mmd2 .235 1 mmB60 2 mNT 3 . 379 3 圆周力N d T Ft1 .3225 2 . 235 37927022 2 3 2 径向力NFF tr 9 . 1210 213.14cos 20tan 1 . 3225 cos tan 22 o o 轴向力NFF ta 8 . 117320tan 1 . 3225tan 22 o 轴向力的方向可用左手法则确定，即用左手握住轴线，并使四指的方向顺着轮的哈哈方向，此 时拇指的指向即为该力的方向。 （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，故选用常用材料 45 钢，调质处 理。 （3）估算轴
43、的最小轴径 根据表 15-3，取，则112 0 A mm n P Ad 2 . 38 70 78. 2 112 3 3 2 2 0min 最小轴径有一个键槽，轴径应该增加 3%到 5%，轴端最细处的屏蔽 mmd1 .40 3 . 39)05 . 0 03. 0( 2 . 382 .38 1 3.3.6 低速轴结构设计低速轴结构设计 轴的结构草图如图 3.4 所示： ee 第 19 页 共 44 页 图 3.4 低速轴结构草图 （3）(1 表 6-7 得轴承内径，外径，宽度,mmd55mmD100mmB21mmT75.22 内圈某某屏蔽，外圈某某屏蔽，对轴的力作用点与外圈大端面的距离mmda64
44、mmDa88 为 21mm，故。通常一根轴上的两个轴承取相同型号，则，可使轴承内mmd55 3 mmd55 6 圈端面与轴承座端面共面。 （5）齿轮与轴段 4 的设计，该轴段上安装齿轮，为便于安装齿轮，应略大于，可初定 4 d 3 d 为 60mm，齿轮的宽度为 60mm，为使套筒能顶到齿轮端面，轴段 4 的长度应小于齿轮的宽度， 4 d 取。mmL58 4 （6）轴段 5 的设计，齿轮左侧采用轴肩某某，某某轴肩的高度取为 1.5mm，则轴肩屏蔽 ，取。该轴段也可以提供轴承的轴向某某。齿轮左端面与箱体内壁距离，mmd63 5 mm13 1 以及齿轮右端面与轴承左端面的距离均取 13mm，则箱体
45、内壁与高速轴右侧轴承座端面的距离为 为 86mm。 （9）轴段 2 和轴段 3 的长度，轴段 2 的长度等于箱体内壁到轴承座端面距离减去轴承的宽度 B，再加上轴承座端面到带轮端面的距离K=35mm，经计算得，轴段 3 的长度等于mmL62 2 轴承的宽度 B 加上套筒的长度，经计算得。mmL34 3 （10）轴上力的作用点间距计算。轴承反力的作用点与轴承外圈大端面的距离为 21mm，由上述 轴的结构图可得轴的支点及受力点间的距离为，mml45.28 1 ，。mml45.45 2 mml05.126 3 3.3.7 低速轴上键的设计低速轴上键的设计 联轴器与轴段 1 之间采用 A 型普通平键连接
46、，查表 4-1，选其型号为键GB/T1096-812 2003，键长为 70mm。齿轮与轴段 4 采用 A 型普通平键连接，取其型号为GB/T1096-1118 2003，键长为 50mm。 3.3.8 低速轴的受力分析及计算低速轴的受力分析及计算 （1）画出轴的受力简图。轴的受力简图如图 3.5 所示： ee 第 20 页 共 44 页 图 3.5 低速轴受力分析图 （2）计算支承反力 在水平面上 N ll d FlF R ar H 2 .1123 45.4545.28 6 .117 8 . 117345.45 9 . 1210 2 21 2 222 1 NRFR HrH 1 . 2334) 2 . 1123( 9 . 1210 122 式中负号表示与图中所画的方向相反。 在垂直面上 N ll lF R t V 5 . 1983 45.4545.28 45.45 1 . 3225 21 22 1